WO2020127082A1 - Zahnradfluidmaschine - Google Patents

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WO2020127082A1
WO2020127082A1 PCT/EP2019/085399 EP2019085399W WO2020127082A1 WO 2020127082 A1 WO2020127082 A1 WO 2020127082A1 EP 2019085399 W EP2019085399 W EP 2019085399W WO 2020127082 A1 WO2020127082 A1 WO 2020127082A1
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WO
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housing
bearing
ring
fluid machine
internal gear
Prior art date
Application number
PCT/EP2019/085399
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English (en)
French (fr)
Inventor
Reinhard Pippes
Original Assignee
Eckerle Technologies GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Eckerle Technologies GmbH filed Critical Eckerle Technologies GmbH
Priority to EP19832039.2A priority Critical patent/EP3899280B1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/102—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member the two members rotating simultaneously around their respective axes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • 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
    • F04C2/082—Details specially related to intermeshing engagement type machines or pumps
    • F04C2/086—Carter
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/04—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations specially adapted for reversible machines or pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/0003—Sealing arrangements in rotary-piston machines or pumps
    • F04C15/0007—Radial sealings for working fluid
    • F04C15/0019—Radial sealing elements specially adapted for intermeshing-engagement type machines or pumps, e.g. gear machines or pumps
    • 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 an internal gear fluid machine, with a housing, a in the Ge housing rotatably mounted around a ring gear axis of rotation and a ring gear rotatably mounted in the ring gear about a parallel to the ring gear axis of rotation offset pinion, viewed in cross section on the one hand an internal toothing of the ring gear in a housing-fixed
  • a grip area sealingly engages with an external toothing of the pinion to form a first sealing point and, on the other hand, to form a second sealing point, at least one tooth tip of the internal toothing lies sealingly against a tooth tip of the external toothing, or both the tooth tip of the internal toothing and the tooth tip of the external toothing on opposite sides on a filler piece, the first sealing point and the second sealing point on the one hand being cut between the internal toothing and the external toothing, the pressure chord a first fluid space and on the other hand the pressure chord a second fluid draum is present, and the ring gear is rotatably mounted in
  • the publication 101 09 770 A1 is known from the prior art.
  • This describes a fill-less internal gear pump with a housing, a bearing ring movable in a bore of the housing, but rotatably received in a non-rotatable manner, a circumferentially mounted internal toothed ring gear in the bearing ring and a rotatably mounted in the housing, meshing with the ring gear, the pinion of which Define teeth by a full engagement in tooth gaps of the ring gear on the one hand, and a sealing contact with the tooth heads of the ring gear in an engagement-free ring gear region approximately diametrically opposite the tooth gap engagement on the other hand, a suction chamber and a pressure chamber in the toothings.
  • the bearing ring is pivotable relative to the bore about a pivot axis parallel to its axis by a spring loading the bearing ring in such a way that the sealing contact between the tooth ends of the pinion and ring gear is maintained.
  • the load on the bearing ring Tende spring is a bar spring which passes through a bore running in the bearing ring approximately in its axial direction and is supported at least at one end in a housing bore.
  • the internal gear fluid machine is a fluid delivery device and is used to deliver a fluid, for example a liquid or a gas.
  • the internal gear fluid machine has two gearwheels, namely the ring gear and the pinion.
  • the pinion has the external toothing and the ring gear has the internal toothing.
  • the external toothing and the internal toothing seen in the circumferential direction, engage with one another in regions, that is, mesh with one another in regions.
  • the pinion and the ring gear are provided for fluid conveying and are designed for this reason in such a way that when the ring gear or the pinion rotates, they interact to convey the fluid and engage or mesh with one another.
  • the pinion is preferably coupled to an input shaft or drive shaft of the internal gear fluid machine, preferably rigid and / or permanent.
  • the pinion is rotatably mounted in the housing of the internal gear fluid machine by means of the input shaft.
  • the pinion is preferably arranged on the input shaft so that it always has the same speed as the input shaft during operation of the internal gear fluid machine.
  • Both the ring gear and the pinion are arranged in the housing and rotatably mounted in the housing.
  • the ring gear is rotatably mounted about the ring gear axis of rotation, whereas the pinion is rotatably mounted about the pinion rotation axis. Seen in cross section, i.e.
  • the pinion is arranged in the ring gear, namely in such a way that the internal toothing of the ring gear meshes in the engagement area with the internal toothing of the pinion or engages with it stands. This means that a rotational movement of the pinion is transmitted directly to the ring gear and vice versa, a rotational movement of the ring gear is transmitted directly to the pinion.
  • the engagement area is fixed to the housing, so it does not rotate with the ring gear or the pinion.
  • a tooth of one of the toothings engages in a tooth space between the other of the toothings.
  • the space between the teeth is limited in the circumferential direction by teeth of the respective toothing.
  • a tooth of the internal toothing engages in an interdental space of the external toothing or, conversely, a tooth of the external toothing engages in an interdental space of the internal toothing.
  • the internal toothing and the external toothing act in a sealing manner to the extent that the first sealing point is formed.
  • the first sealing point is to be seen in cross section as a sealing point.
  • the first sealing point is preferably present over at least part of the axial extent of the ring gear and / or the pinion, in particular over the entire extent, so that it is designed as a sealing line.
  • the engagement area ie preferably on the diametrically opposite side of the engagement area with respect to the ring gear rotation axis and / or the pinion rotation axis, is the second sealing point, which is formed by the sealing contact of the tooth head of the internal toothing on the tooth head of the external toothing.
  • the second sealing point is also seen as a sealing point in cross section, but overall is preferably configured as a sealing line.
  • the sealing contact of the tooth head of the internal toothing with the tooth head of the external toothing is to be understood to mean that a tip circle of the internal toothing corresponds exactly or at least approximately to a tip circle of the external toothing, so that at the second sealing point the internal toothing and the external toothing cooperate in a sealing manner without engagement, that is to say without at the second sealing point a tooth of one of the toothings engages in a tooth space between the other of the toothings.
  • the first sealing point and the second sealing point define the pressure line which intersects both the first sealing point and the second sealing point. It can be seen that the first sealing point and the second sealing point lie diametrically opposite one another, so that the pressure chord runs through the ring gear axis of rotation and / or the pinion axis of rotation. The tendon can thus duri fen through the ring gear axis of rotation, the pinion axis of rotation or both. Alternatively, it can be provided that the pressure chord extends at a distance from the ring gear rotation axis, the pinion rotation axis or both. For example, the tendon runs through the ring gear axis of rotation, but not through the pinion axis of rotation, or vice versa.
  • the ring gear and the pinion together enclose two fluid spaces, namely the first fluid space and the second fluid space. Both fluid spaces are in each case in the radial direction inwards by the pinion or the external toothing of the pinion and in the radial direction to the outside by the ring gear or the internal toothing of the ring gear be limited. Seen in cross section, the first fluid space on the one hand is the tendon and the second fluid space on the other hand is the tendon. Depending on a direction of rotation of the internal gear fluid machine, one of the fluid spaces serves as a suction chamber and the other of the fluid spaces serves as a pressure chamber.
  • the internal gear fluid machine is designed, for example, without a filler. This means that at the second sealing point the internal toothing lies directly against the external toothing. There is therefore no filler piece on which the internal toothing, on the one hand, or the external toothing, on the other hand, lies sealingly. Rather, the sealing contact is brought about both in the first sealing point and in the second sealing point solely by the interaction of the internal toothing with the external toothing.
  • the internal gear fluid machine can also have a filler piece, in particular a crescent-shaped filler piece, which is arranged between the inner toothing and the outer toothing, so that the internal toothing, on the one hand, and the outer toothing, on the other hand, bear sealingly against the filler.
  • the internal teeth lie in the radial direction on the outside and the external teeth in the radial direction on the inside of the filler.
  • the ring gear is rotatably mounted in the compensation ring and the compensation ring is in turn arranged with play in the housing, namely in the compensation ring receptacle formed in the housing.
  • the storage of the ring gear in the compensation ring can, for example, take place immediately, so that the hollow wheel slides with its outer circumference on an inner circumference of the compensation ring.
  • the ring gear can of course be mounted on the compensation ring via a slide ring or a bearing bush.
  • the compensation ring is always arranged with clearance in the radial direction in the compensation ring.
  • the compensation ring can move freely in the compensation ring holder.
  • the game is limited using the support facilities.
  • the support devices are spaced apart from one another in the circumferential direction and are preferably configured identically before.
  • the support devices are designed in this way, for example. Tet that they allow a pivoting movement of the compensation ring within the compensation ring receptacle. They limit the play in the radial direction, within which the compensation ring is displaceable in the radial direction within the compensation ring holder. Fixing the compensation ring in the circumferential direction is not provided by means of the bearing devices. In this respect, the bearing devices allow the compensation ring to be displaced in the circumferential direction.
  • the compensation ring By pivoting the compensation ring can be arranged in different pivot positions.
  • different of the bearing devices should form the tilting bearing, by means of which the compensation ring can be tilted with respect to the housing about the tilting axis.
  • one of the support devices forms the leg bearing.
  • the at least one other of the support devices should at the same time release this tilting about the tilt axis.
  • the support devices comprise a first support device and a second support device. In a first of the pivot positions, the first bearing device now forms the tilt bearing, whereas the second bearing device releases the compensation ring within the compensation ring with the clearance, so that the tilting of the compensation ring about the tilt axis formed by the tilt bearing is permitted.
  • the second support device forms the tilting bearing, whereas the first Auflagerein device releases the compensation ring with play for tilting.
  • the support devices do not completely release the compensation ring in any of the swivel positions, but only the play is realized which enables the tilting about the tilt axis.
  • the current swivel position of the compensation ring is preferably established on the basis of a direction of rotation of the internal gear fluid machine or the ring gear and / or the pinion.
  • the internal gear fluid machine is designed in such a way that in a first direction of rotation the compensation ring automatically pivots into the first pivot position, whereas it pivots into the second pivot position if there is a second direction of rotation which is opposite to the first direction of rotation.
  • the tilting bearing or the arrangement of the tilting bearing is also adjusted according to the respective direction of rotation or adapted to it, so that the tilting of the compensation ring takes place about a tilting axis dependent on the direction of rotation of the internal gear fluid machine.
  • the compensation ring is not pivoted before or takes place in order to change the tilting axes.
  • the support devices each form one of the plurality of tilt axes, which are present simultaneously in at least one tilt position of the compensation ring, which can also be referred to as the starting position.
  • the compensation ring In the initial position, the compensation ring is articulated on the housing via the several tilting axes.
  • the support devices are designed such that they allow the compensation ring to tilt about one of the tilt axes.
  • the compensation ring is tilted out of the starting position, one of the support devices continues to form the corresponding tilt axis, whereas the at least another of the support devices comes out of contact, so that the corresponding tilt axis is no longer present.
  • a tilt position of the compensation ring that differs from the starting position, only one tilt axis is present.
  • contact pressure is achieved between the internal teeth and the external teeth at the second sealing point.
  • the contact pressure is dependent on a delivery pressure of the internal gear fluid machine and / or a speed of the internal gear fluid machine.
  • the contact pressure is preferably greater, the higher the delivery pressure and / or the speed. In this way, an excellent seal between the first fluid space and the second fluid space is always achieved.
  • the compensation ring is fixed in the circumferential direction by means of the anti-rotation device, for example completely or alternatively fixed with play.
  • the anti-rotation lock prevents rotation of the compensation ring.
  • the compensation ring can be spring-loaded by means of a spring arrangement or a spring element.
  • the spring arrangement causes a spring force on the compensation ring, which is aligned such that the internal toothing at the second sealing point is pressed against the external toothing.
  • the Federan arrangement urges the internal teeth regardless of an operation of the internal gear fluid machine or a speed of the internal gear fluid machine to the external teeth. Accordingly, an adequate seal is ensured even when the internal gear fluid machine is at a standstill or at low speeds, so that in particular re starting the internal gear fluid machine is improved.
  • the spring arrangement is preloaded in such a way that it always brings about a contact pressure between the internal toothing and the external toothing at the second sealing point.
  • the spring arrangement is designed such that it fixes the compensation ring in the circumferential direction, in particular precisely fixes it or fixes it with play.
  • the described configuration of the internal gear fluid machine has the advantage that it has identical or at least almost identical conveying properties in opposite directions of rotation because the compensation ring adjusts itself to the respective direction of rotation.
  • the internal gear fluid machine can be used for applications in which there are alternating different directions of rotation.
  • a hydraulic pump for a double-acting hydraulic cylinder may be mentioned as an example of such an application.
  • a piston which is arranged in the hydraulic cylinder is usually moved from a rest position to a position different from the rest position and then again from the position to the rest position.
  • the hydraulic pump i.e. the internal gear fluid machine described, is operated with a first direction of rotation and for shifting from the position to the rest position with a second direction of rotation opposite to the first direction of rotation.
  • a further embodiment of the invention provides that the first sealing point and the second sealing point for a rotational angle position for the ring gear and pinion are present, in which, in the circumferential direction, a tooth of the internal toothing is arranged in contact with a tooth of the external toothing.
  • the two sealing points are determined for a specific arrangement of the ring gear and pinion with respect to one another, namely when there is contact or an overlap of the teeth.
  • a further embodiment of the invention provides that a straight line which is perpendicular to the pressure chord and runs between the ring gear axis of rotation and the pinion axis of rotation extends at a distance from the respective tilting axis, so that during operation the internal gear fluid machine due to in the first fluid space and the second fluid space present Fluid pressure acts on the compensation ring via the ring gear, which causes a torque about the tilt axis.
  • the pressure chord is defined by the two sealing points and runs through them in cross section.
  • the straight line which also runs between the ring gear axis of rotation and the knurled axis of rotation, is perpendicular to the tendon.
  • the straight line preferably intersects the pressure chord in a center point of the pressure chord between the first sealing point and the second sealing point. This straight line corresponds to a course of a force occurring during operation of the internal gear fluid machine, which is caused by different fluid pressures occurring in the fluid spaces.
  • one of the fluid spaces serves as a suction chamber and the other of the fluid spaces serves as a pressure chamber.
  • the higher pressure in the pressure chamber forces the ring gear with respect to the pinion in the direction of the straight line described.
  • the internal gear fluid machine is designed such that this straight line runs at a distance from the respective tilt axis, in particular for all possible positions between the hollow wheel axis of rotation and the pinion axis of rotation.
  • the compressive force acts on the torque acting on the compensation ring around the tilt axis.
  • This torque is designed such that it urges the internal toothing of the ring gear in the direction of the external toothing of the pinion, namely in the region of the second sealing point.
  • the tilt axis formed by the support devices changes its position depending on the direction of rotation. This can take place, for example, because the compensation ring can be displaced into the different pivoting positions or tilting positions due to the corresponding design of the support devices. Accordingly, different tilt axes are realized for different directions of rotation, so that the appropriate tilt axis is selected for each direction of rotation of the internal gear fluid machine and is used to generate the torque. As a result, an excellent seal is achieved for each direction of rotation of the internal gear fluid machine.
  • the internal gear fluid machine can be operated either with a first direction of rotation or with a second direction of rotation opposite to the first direction of rotation, for example despite a possible fill-less configuration. Particularly preferably, the internal gear fluid machine can alternate with the first direction of rotation.
  • an internal gear fluid machine can also be realized, in which the pivoting is not realized, but in which only the tilting about one of the tilting axes takes place.
  • the torque pushes the tooth tip of the internal toothing at the second sealing point in the direction of the tooth tip of the external toothing.
  • the sealing effect described is achieved, which is greater, the higher the fluid pressure in the respective pressure chamber or the greater the difference between the fluid pressure in the pressure chamber and the fluid pressure in the suction chamber.
  • the internal toothing is urged directly to the external toothing.
  • the internal toothing is urged to the filler.
  • the filler is preferably mounted with play in the housing, so that the filler is pushed through the internal toothing in the direction of the external toothing, in particular to the external toothing.
  • a further embodiment of the invention provides that a swivel range encompassing the different swivel positions is limited on the one hand by a first of the support devices and on the other hand by a second of the support devices.
  • the support devices form end stops that limit the swivel range. For example, a pivoting movement of the compensation ring from the direction of the second pivoting position beyond the first pivoting position is prevented by the first bearing device and a pivoting movement from the direction of the first pivoting position beyond the second pivoting position is prevented by the second bearing device, the respective bearing device also in this case Training tipping bearings.
  • the support devices are preferably designed and / or arranged such that the swivel range is at most 10 °, at most 7.5 °, at most 5 ° or at most 2.5 °.
  • the swivel range preferably comprises at least 1 °, at least 2 °, at least 2.5 °, at least 3 °, at least 4 ° or at least 5 °.
  • the swiveling range is particularly preferably symmetrical with respect to a straight line which perpendicularly intersects both the ring gear axis of rotation and the pinion axis of rotation.
  • the described configuration of the internal gear fluid machine advantageously enables operation with different directions of rotation.
  • a preferred embodiment of the invention provides that the tilting axes formed by the support devices are arranged on the same side of a plane which accommodates the pinion rotation axis.
  • the pinion rotation axis lies in the plane. It is preferably also provided that the plane is perpendicular to an imaginary straight line which intersects both the ring gear axis of rotation and the pinion axis of rotation in each case vertically.
  • the support devices or the tilting axes formed by them are arranged symmetrically with respect to the plane. In particular, two of the support devices are arranged at the same distance from the plane.
  • the tilting axes in such a way that they lie outside the pivoting range, so that the straight line perpendicular to the pressure chord does not pass through one of the tilting axes in any of the pivoting positions, but rather is always at a distance from them.
  • the straight line should therefore lie in all swivel positions on the same side of the tilt axes. This ensures a reliable reversal of the direction of rotation of the internal gear fluid machine.
  • a preferred further embodiment of the invention provides that the play is at most 0.01, at most 0.02, at most 0.03, at most 0.04 or at most 0.05, based on a module of the internal teeth and / or the external teeth.
  • the game divided by the module corresponds to at most one of the stated values.
  • the game with which the other of the support devices releases the compensation ring for tilting about the tilt axis preferably has one of the values mentioned with respect to the module, that is to say divided by the module. With conventional sizes of the internal gear fluid machine, these enable reliable tilting about the tilt axis.
  • the small play also prevents a bearing projection from striking too hard against a bearing point of the support devices when the direction of rotation changes rapidly, so that excessive wear of the support devices is prevented.
  • the rotation has at least one spring element which engages at least on one side of the compensation ring on the housing and is mounted with play on the compensation ring, the spring element acting on the compensation ring in such a way that the internal toothing acts on the second sealing point is pushed onto the external toothing or onto the filler.
  • the Fe derelement causes the spring force on the compensation ring. To do this, it uses at least one tig on the housing and is so far attached to it.
  • the spring element particularly preferably engages on both sides of the compensation ring on the housing in order to reliably prevent the spring element from tilting in the housing.
  • the spring element is preferably attached to the housing without play. However, it preferably engages with play on the compensation ring.
  • the game is chosen such that the spring element allows the compensation ring to tilt about the tilt axis and / or the pivoting about the pivot axis, but at the same time causes the spring force on the compensation ring which causes the internal toothing at the second sealing point to the external toothing or at least in Urges in the direction of the external teeth.
  • the spring element is mounted in a recess of the compensation ring, the recess being preferably larger in cross-section than the spring element or the region of the spring element arranged in the recess, so that the game is finally realized.
  • the recess extends completely through the compensation ring in the axial direction.
  • the recess can be present as an edge-closed or alternatively as an edge-open recess.
  • the edge-closed recess is to be understood to mean that, viewed in cross section, it is delimited by a continuous edge. If, on the other hand, the recess is open at the edge, the edge is interrupted at least at one point, in particular in the radial direction to the outside.
  • the recess is made as a simple groove in an outer circumference of the compensation ring.
  • the recess is made by drilling.
  • a configuration of the compensation ring can be provided by sintering, the recess being formed as well.
  • a preferred further embodiment of the invention provides that the spring arrangement is designed in such a way that it only permits the pivoting movement of the compensation ring within a pivoting range comprising the several pivoting positions.
  • the spring arrangement limits the swivel range on both sides and prevents the swivel range from leaving the compensation ring.
  • the spring arrangement thus serves to keep the compensation ring within the pivoting range - if there is one or the pivoting is provided - and thus to ensure reliable operation in the geared fluid machine.
  • a preferred further embodiment of the invention provides that the bearing devices each have a bearing protrusion and a bearing point, the bearing protrusions on the compensation ring or the housing and the bearings on each other are formed.
  • the bearing projection and the bearing point work together to form the respective tilting bearing.
  • all bearing projections are formed on the compensation ring and all bearing points on the housing.
  • it can also be provided to design the bearing points on the housing and the bearing projections on the compensation ring.
  • the configuration described is particularly simple to implement.
  • the bearing projections each have a flat or curved bearing surface which bears in at least one position of the compensation ring on the corresponding bearing point for forming the tilting bearing.
  • this is preferably planar seen in cross section, that is to say has a certain extent in the circumferential direction.
  • the curved bearing surface preferably extends just in the circumferential direction.
  • the curvature of the curved bearing surface is preferably constant.
  • the bearing surface is arranged or formed on the side of the bearing projections facing the respective bearing point.
  • the storage area lies against the bearing point.
  • the bearing surface is arranged at least outside the starting position, spaced from the bearing point.
  • the respective bearing surface for forming the respective tilting bearing can bear against the corresponding bearing point for several or all of the Auflagerein directions. This results in a particularly reliable mounting of the compensation ring.
  • the design of the tilting bearing depends on the respective direction of rotation of the internal gear fluid machine. In a first direction of rotation, a first of the support devices forms the tilting bearing, in a second direction of rotation that differs from the first direction of rotation, a second device of the support devices that is different from the first support device.
  • a preferred development of the invention provides that the bearing point is formed flat by a flattening.
  • the flattening is present, for example, on an outer circumference of the compensation ring or on an inner circumference of the housing that limits the compensation ring receptacle in the radial direction to the outside. Viewed in cross section, the flattening has a certain extent in the circumferential direction. Apart from the flattening, the outer circumference of the compensation ring or the inner circumference of the housing is usually curved.
  • the flattening represents an easy-to-manufacture design of the bearing position.
  • Another preferred embodiment of the invention provides that the bearing surface rests on the bearing point via a surface contact or a line contact.
  • the bearing surface and the bearing point are preferably adapted in shape, that is to say, for example, both are flat or both are curved, preferably having the same or at least a similar curvature.
  • a particularly reliable support of the compensation ring on the housing is realized via the surface contact, so that the internal gear fluid machine is also designed for high fluid pressures.
  • the bearing surface can rest against the bearing point via the line contact.
  • the line contact is in particular realized for such internal gear fluid machines, which should be inexpensive to manufacture and only have to withstand a low fluid pressure.
  • bearing projections are formed in one piece and / or with the same material as the compensation ring or the housing.
  • Such a design of the bearing projections is particularly inexpensive and easy to implement.
  • the bearing projections can of course be present separately from the compensation ring or the housing and subsequently attached to them. In such a configuration, they can of course also be made of the same material with the compensation ring or the housing, but preferably they are made of a different material.
  • At least one axial disc bearing in the axial direction on the ring gear and / or the pinion is arranged in the housing, in which at least one passage opening is formed which is in fluid communication with one of the fluid spaces.
  • the axial disk serves for axial compensation of the internal gear fluid machine.
  • the thrust washer is movable in the axial direction with play between a housing wall and the ring gear or the pinion.
  • the axial disk has at least one passage opening, for example exactly one passage opening. Of course, several passage openings can also be formed in the axial disk. If there are several through openings, a first one of the through openings is in fluid communication with the first fluid space, for example, and a second one of the through openings is in fluid communication with the second fluid space.
  • a side of the axial disk facing away from the respective fluid space is fluidly connected to the respective fluid space.
  • a sealing effect is achieved with the help of the axial disk.
  • the use of the axial washer achieves a particularly high efficiency of the internal gear fluid machine.
  • a plurality of axial disks are arranged in the housing, namely one on opposite sides of the ring gear or the pinion in the axial direction.
  • the axial disk covers at least one pressure field formed in the housing.
  • the pressure field is, for example, in the form of a depression, in particular a depression closed at the edge, in the housing or the housing wall and is completely covered by the axial disk.
  • a fluid pressure is applied to the pressure field during operation of the internal gear fluid machine, for example via the passage opening already described.
  • the fluid pressure present in the pressure field forces the axial disk in the direction of the ring gear or the pinion. In this way, a reliable seal of the internal gear fluid machine or an axial compensation is achieved.
  • a further embodiment of the invention provides that the pressure field has a plurality of partial pressure fields which are formed at a distance from one another in the circumferential direction.
  • a first of the partial pressure fields is in fluid communication with the first fluid space via the first passage opening and a second of the partial pressure fields is in fluid communication with the second fluid space via the second passage opening.
  • the internal gear fluid machine is designed to be independent of the direction of rotation, so that an excellent sealing effect is achieved with the help of the axial disc, regardless of the direction of rotation.
  • the distance between the partial pressure fields in the circumferential direction is selected in particular such that the partial pressure fields lie outside the swivel range.
  • a further development of the invention provides that the distance between the partial pressure fields in the circumferential direction corresponds at least to the module of the internal toothing and / or the external toothing.
  • the smallest distance between the partial pressure fields, viewed in the circumferential direction, is preferably at least as large as the module of the respective toothing or is greater by a factor of at least 1.25, at least 1.5, at least 1.75 or at least 2.
  • a particularly high compressive strength of the internal gear fluid machine is hereby achieved.
  • a further preferred embodiment of the invention provides that at least one intermediate pressure assigned to the pressure field is seen in the circumferential direction between the partial pressure fields.
  • Field is formed that is fluidically connected to the several partial pressure fields.
  • the intermediate pressure field is preferably present in the region of the second sealing point, in particular it overlaps when viewed in cross section.
  • the intermediate pressure field is arranged in the circumferential direction at a distance from both partial pressure fields.
  • the partial pressure fields are each separated from the intermediate pressure field by a web.
  • the intermediate pressure field has dimensions in the circumferential direction which correspond to the module of the internal toothing and / or the external toothing or are larger than this.
  • the intermediate pressure field is fluidically connected to the several partial pressure fields.
  • there is a permanent flow connection between the intermediate pressure field and each of the partial pressure fields in particular via a throttle.
  • a check valve is arranged between the intermediate pressure field and each of the partial pressure fields, which allow an overflow of fluid from the partial pressure fields in the direction of the intermediate pressure field, but prevent a flow from the intermediate pressure field in the direction of the partial pressure fields. In this way, a particularly high efficiency of the internal gear fluid machine is achieved.
  • a further pressure field is formed in the housing on the side of the ring gear and / or the pinion opposite the pressure field in the axial direction, the pressure field and the further pressure field being spaced apart from one another in the circumferential direction are arranged or only partially overlap.
  • the pressure field is in flow connection with the first fluid space and the further pressure field is in flow connection with the second pressure space, preferably in each case via a corresponding passage opening in an axial disk.
  • FIG. 1 shows a schematic longitudinal section through a filler-less internal gear fluid machine
  • FIG. 2 shows a schematic cross-sectional representation through the internal gear fluid machine
  • FIG. 3 shows a schematic detail sectional view through a region of the internal gear fluid machine, a support device being shown in a first embodiment
  • FIG. 4 shows a schematic sectional illustration of the support device in a second embodiment
  • FIG. 5 shows a schematic sectional illustration of the support device in a third embodiment
  • FIG. 6 shows a schematic sectional illustration of the support device in a fourth embodiment
  • FIG. 7 shows a schematic sectional illustration of the support device in a fifth embodiment
  • FIG. 8 shows a schematic illustration of a pressure field formed in a housing of the internal gear fluid machine in a first embodiment
  • FIG. 9 shows a schematic illustration of the pressure field in a second embodiment
  • Figure 10 is a schematic representation of the pressure field in a third embodiment, such as
  • Figure 11 is a schematic cross-sectional view through the internal gear fluid machine in a further embodiment.
  • FIG. 1 shows a schematic longitudinal sectional view of an internal gear fluid machine 1 which has a housing 2 in which a ring gear 3 and a pinion 4 are rotatably mounted.
  • the ring gear 3 is about a ring gear axis of rotation 5 (not visible here) and the pinion 4 around one
  • Pinion rotation axis 6 rotatably mounted.
  • the ring gear axis of rotation 5 and the pinion axis of rotation 6 are arranged at a distance from one another in parallel, so that the ring gear 3 and the pinion 4 are therefore have different axes of rotation.
  • the ring gear 3 has an internal toothing 7 and the pinion 4 has an external toothing 8 which mesh with one another in an engagement region 9, that is to say they engage with one another. As a result, there is a first sealing point 10 in the engagement region 9, seen in cross section.
  • a second sealing point 11 lies approximately diametrically opposite the first sealing point 10, the internal toothing 7 and the external toothing 8 being completely disengaged at the second sealing point 11. Rather, the sealing effect at the second sealing point 11 is achieved by a tooth head 12 of the internal toothing 7 resting against a tooth head 13 of the external toothing 8.
  • the first sealing point 10 and the second sealing point 11 together define a pressure chord 14 (not shown here), which passes through both sealing points 10 and 11.
  • An imaginary straight line 15 stands vertically on the pressure chord 14, which is also arranged centrally between the sealing points 10 and 11 and thus in particular runs between the ring gear axis of rotation 5 and the pinion axis of rotation 6.
  • the point at which the straight line 15 cuts the pressure chord 14 preferably swings back and forth, in particular between the axes of rotation 5 and 6.
  • FIG. 2 shows a schematic cross-sectional illustration of the internal gear fluid machine 1.
  • the straight line 15 corresponds to the alignment of a compressive force which acts on the ring gear 3 during operation of the internal gear fluid machine 1.
  • the pressure force arises from different pressures in a first fluid space 16 and a second fluid space 17.
  • the two fluid spaces 16 and 17 are on opposite sides of the pressure line 14 and are fluidically separated from one another by the sealing points 10 and 11.
  • One of the fluid spaces 16 and 17, in the embodiment shown here the first fluid space 16 serves as a pressure chamber.
  • the respective other fluid space 16 or 17, in the exemplary embodiment shown here, the second fluid space 17, however, serves as a suction chamber.
  • the ring gear 3 and the pinion 4 convey fluid from the suction chamber into the pressure chamber.
  • the supply of the fluid in the suction chamber and the discharge of the fluid from the pressure chamber is preferably carried out in the axial direction.
  • the ring gear 3 in the exemplary embodiment shown here is rotatably mounted in a compensation ring 18, for example by means of a bearing bush 19, which is each optional.
  • the compensation ring 18 is arranged in a compensation ring receptacle 20 of the housing 2, namely with play in the radial direction.
  • the compensation ring 18 is held in the housing 2 by means of a plurality of support devices 21.
  • Each of the Auflagereinrich lines 21 has a bearing projection 22 and a bearing 23.
  • the compensation ring 18 is in a first tilting position, which is for a first direction of rotation of the internal gear fluid machine 1, in which the bearing projection 22 of the right-hand bearing device 21 bears against the corresponding bearing point 23.
  • the right support device 21 forms a tilting bearing for tilting the compensation ring 18 with respect to the housing 2 about a tilting axis.
  • the bearing projection 22 of the right support device 21, however, is spaced from the corresponding bearing 23, so that the left support device 21 releases the compensation ring 18 with a certain play for tilting about the tilt axis.
  • the first tilt position is for the direction of rotation of the ring gear 3 and the pinion 4 indicated by the arrow 24. If, on the other hand, there is a direction of rotation opposite to this direction of rotation, the compensation ring 18 is automatically pivoted into a second tilting position different from the first tilting position, in which the left support device 21 now forms the tilting bearing and the right support device 21 the compensation ring 18 for tilting around Releases tilt axis.
  • the pivoting of the compensation ring 18 between the pivot positions is preferably carried out by the pressure force which causes the rotary movement of the ring gear 3 and the pinion 4. In a starting position it can be provided that for both support devices 21 the bearing protrusion 22 rests against the respective bearing point 23, so that each of the support devices 21 realizes its respective tilt axis.
  • the compensation ring 18 is continuously in the tilt position corresponding to the respective direction of rotation.
  • one of the support devices 21 forms the tilt axis, whereas the other of the support devices 21 permits tilting about the tilt axis.
  • the straight line 15 is arranged in such a way that it extends at a distance from the tilting axes of the support devices 21. Accordingly, the pressure force causes a torque about the respective tilt axis.
  • the internal gear fluid machine 1 in the embodiment shown here has an anti-rotation device 25 which fixes the compensation ring 18 in the circumferential direction.
  • the anti-rotation device 25 is designed in such a way that it applies spring force to the compensation ring 18 in such a way that the internal toothing 7 at the second sealing point 11 is pressed against the external toothing 8.
  • the anti-rotation device 25 has a spring element 26 which engages on the housing 2 at least on one side, for example on both sides in the embodiment shown here.
  • the spring element 26 is mounted with play on the compensation ring 18 Kom.
  • the recess 27 passes through a recess 27 of the compensation ring 18, which is at least partially larger than the spring element 26, so that there is play between the spring element 26 and the compensation ring 18.
  • the recess 27 is designed to be border-closed.
  • an open-edged design of the recess 27 can be implemented.
  • the spring element 26 is preferably in the form of a leaf spring.
  • FIG. 3 shows a schematic cross-sectional illustration through the internal gear fluid machine 1, one of the support devices 21 being shown in a first embodiment.
  • the bearing projection 22 has a curved bearing surface 28 which, in at least one of the tilting positions, lies flat against the bearing point 23.
  • the bearing surface 28 has a curvature which is in the same direction as a curvature of the bearing 23, so that in the end the planar contact is realized precisely or at least approximately.
  • the curvatures can correspond to each other. However, it can also be provided that the curvature of the bearing point 23 is different from the curvature of the bearing surface 28, in particular is greater than the curvature of the bearing surface 28.
  • FIG. 4 shows a schematic cross-sectional illustration of the internal gear fluid machine 1, the support device 21 being shown in a second embodiment.
  • the difference from the first embodiment lies in the fact that the bearing surface 28 is curved, but in the opposite direction to the bearing point 23.
  • FIG. 5 shows a schematic cross-sectional illustration of the internal gear fluid machine 1, the support device 21 being shown in a third embodiment.
  • the third exit leadership form corresponds almost to the second embodiment, so that reference is made to the corresponding statements.
  • the difference lies in the fact that the bearing projection 22 is formed in one piece and with the same material as the housing 2.
  • FIG. 6 shows a schematic cross-sectional illustration of the internal gear fluid machine 1, the support device 21 being shown in a fourth embodiment.
  • the difference from the third embodiment lies in the fact that, again analogously to the first embodiment, a surface contact is realized in particular exactly or at least approximately, in which the bearing surface 28 has a curvature that is in the same direction as a curvature of the bearing point 23.
  • the curvature of the bearing surface 28 is preferably different from the curvature of the bearing point 23, in particular somewhat less than the curvature of the bearing point 23, in order to realize play or tilting around a line.
  • the line contact on this line can be converted into a surface contact by Hertzian pressure.
  • FIG. 7 shows a further schematic cross-sectional illustration of the internal gear fluid machine 1, the support device 21 being shown in a fifth embodiment. It can be seen that both the bearing surface 28 and the bearing point 23 are formed flat by a flattening. In the case of the bearing point 23, the flattening is formed on an outer circumference of the compensation ring 18. The bearing surface 28, however, is designed flat on the Lagervor jump 22. With such a configuration, surface contact between the bearing surface 28 and the bearing point 23 is achieved in a particularly simple manner.
  • FIG. 8 shows a schematic representation of a pressure field 29 which is formed in the housing 2, namely in the axial direction adjacent to the ring gear 3 or the pinion 4.
  • the pressure field 29 is covered with an axial disk 30.
  • the pressure field 29 and the axial disk 30 are arranged or formed on only one side.
  • the pressure field 29 is present in a first embodiment. In this it has a plurality of partial pressure fields 31 and 32, which are formed at a distance from one another in the circumferential direction.
  • the partial pressure fields 31 and 32 are preferably at a smaller distance from one another in the circumferential direction at the second sealing point 11 than at the first sealing point 10.
  • an inner contour 33 of the partial pressure fields 31 and 32 is of part-circular design and concentric with respect to the pinion rotation axis 6.
  • An au .kontur 34 of the partial pressure fields 31 and 32 is part-circular and concentric bezüg Lich the ring gear axis of rotation 5 is formed.
  • the distance between the partial pressure fields 31 and 32 in the circumferential direction preferably corresponds at least to the module of the internal toothing 7 or the external toothing 8.
  • an intermediate pressure field 35 is formed in the circumferential direction between the partial pressure fields 31 and 32. This is separated in the circumferential direction by means of two webs 36 from the partial pressure fields 31 and 32.
  • the intermediate pressure field 35 is connected to each of the partial pressure fields 31 and 32, in the exemplary embodiment shown here via check valves 37. These allow a flow from the partial pressure fields 31 and 32 in the direction of the intermediate pressure field 35, but prevent a flow in the opposite direction .
  • check valves 37 control bores can be implemented via which the flow connections are made. The control holes work in the manner of a fluidic throttle.
  • FIG. 9 shows a schematic illustration of the pressure field 29 in a second embodiment. It can be seen that the inner contour 33 and the outer contour 34 are again partially circular and concentric with respect to the ring gear axis of rotation 5 or the pinion axis of rotation 6, but only partially. In the direction of the first sealing point 10, at which the partial pressure fields 31 and 32 have their smallest distance in the circumferential direction from one another, the inner contour 33 and / or the outer contour 34 deviate from the pitch circle in such a way that the respective partial pressure fields 31 and 32 are widened , which becomes larger in the direction of the respective other partial pressure field 31 or 33. As a result, sufficient axial compensation is achieved by means of the respective axial disk 30.
  • FIG. 10 shows a schematic illustration of the pressure field 29 in a third embodiment.
  • the pressure field 29 is not divided into partial pressure fields.
  • the pressure field 29 extends in the circumferential direction, at least on the side of the second sealing point 11, beyond a center line 38 which is perpendicular to the ring gear axis of rotation 5 and the pinion axis of rotation 6.
  • the pressure field 29 extends over less than 180 ° with respect to the axes of rotation 5 and 6. Instead, there is a further pressure field 39 in on the side of the ring gear 3 or the pinion 4 opposite the pressure field 29 in the axial direction the housing 2 is formed.
  • the pressure field 29 and the further pressure field 39 only have one overlap, namely in the area of the second sealing point 11.
  • the overlap between the pressure field 29 and the pressure field 39 extends over at most 20 °, at most 15 °, at most 10 ° or at most 5 °.
  • FIG. 11 shows a schematic representation of the internal gear fluid machine 1 in a further embodiment.
  • This largely corresponds to the configuration described above, so that reference is made to the corresponding statements and only the differences are discussed below. These lie in the fact that the bearing bush 19 is now no longer required. However, this can optionally be present.
  • a filler piece 40 is arranged between the inner toothing 7 and the outer toothing 8, so that the inner toothing 7 lies in the radial direction from the outside and the outer toothing 8 in the radial direction from the inside to the sealing piece 40.
  • the filler 40 is substantially crescent-shaped. It can be made in one or more parts.
  • the filler 40 is mounted in the housing 2 by means of egg 41 bearing 41.
  • the bearing 41 is formed, for example, by a bearing pin which engages on the housing 2 at least on one side, but preferably on both sides, and extends through the filler piece 40.
  • the filler 40 is rotatably mounted on the housing 2 via the bearing pin.
  • the configurations of the support devices 21 and / or the pressure field 29 described above can also be transferred to the further configuration of the internal gear fluid machine 1.
  • the internal gear fluid machine 1 described can be operated with different directions of rotation, in particular alternating or reversing.
  • the internal gear fluid machine 1 can also be referred to as a reversible internal gear fluid machine 1. It is preferably in the form of a four-quadrant machine.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Innenzahnradfluidmaschine (1) mit einem Gehäuse (2), einem in dem Gehäuse (2) um eine Hohlraddrehachse (5) drehbar gelagerten Hohlrad (3) und einem in dem Hohlrad (3) um eine zu der Hohlraddrehachse (5) parallel versetzte Ritzeldrehachse (6) drehbar gelagerten Ritzel (4), wobei im Querschnitt gesehen einerseits eine Innenverzahnung (7) des Hohlrads (3) in einem gehäusefesten Eingriffsbereich (9) mit einer Außenverzahnung (8) des Ritzels (4) zur Ausbildung einer ersten Dichtstelle (10) dichtend in Eingriff steht und andererseits zur Ausbildung einer zweiten Dichtstelle (11) wenigstens ein Zahnkopf (12) der Innenverzahnung (7) dichtend an einem Zahnkopf (13) der Außenverzahnung (8) anliegt oder sowohl der Zahnkopf (12) der Innenverzahnung (7) als auch der Zahnkopf (13) der Außenverzahnung (8) auf gegenüberliegenden Seiten an einem Füllstück anliegen, wobei zwischen der Innenverzahnung (7) und der Außenverzahnung (8) einerseits einer die erste Dichtstelle (10) und die zweite Dichtstelle (11) schneidenden Drucksehne (14) ein erster Fluidraum (16) und andererseits der Drucksehne (14) ein zweiter Fluidraum (17) vorliegt und wobei das Hohlrad (3) in einem in einer Kompensationsringaufnahme (20) des Gehäuses (2) mit Spiel in radialer Richtung aufgenommenen Kompensationsring (18) drehbar gelagert ist, wobei der Kompensationsring (18) um eine Schwenkachse in unterschiedliche Schwenkstellungen verschwenkbar an dem Gehäuse (2) gehalten ist und mittels einer Verdrehsicherung (25) innerhalb des Gehäuses (2) in Umfangsrichtung festgesetzt ist. Dabei ist vorgesehen, dass dem Kompensationsring (18) mehrere Auflagereinrichtungen (21) zugeordnet sind, die jeweils eine ein Kipplager zum Verkippen des Kompensationsrings (18) bezüglich des Gehäuses (2) um eine Kippachse ausbilden.

Description

BESCHREIBUNG
Zahnradfluidmaschine
Die Erfindung betrifft eine Innenzahnradfluidmaschine, mit einem Gehäuse, einem in dem Ge häuse um eine Hohlraddrehachse drehbar gelagerten Hohlrad und einem in dem Hohlrad um eine zu der Hohlraddrehachse parallel versetzte Ritzeldrehachse drehbar gelagerten Ritzel, wobei im Querschnitt gesehen einerseits eine Innenverzahnung des Hohlrads in einem gehäusefesten Ein griffsbereich mit einer Außenverzahnung des Ritzels zur Ausbildung einer ersten Dichtstelle dichtend in Eingriff steht und andererseits zur Ausbildung einer zweiten Dichtstelle wenigstens ein Zahnkopf der Innenverzahnung dichtend an einem Zahnkopf der Außenverzahnung anliegt oder sowohl der Zahnkopf der Innenverzahnung als auch der Zahnkopf der Außenverzahnung auf gegenüberliegenden Seiten an einem Füllstück, wobei zwischen der Innenverzahnung und der Außenverzahnung einerseits einer die erste Dichtstelle und die zweite Dichtstelle schneiden den Drucksehne ein erster Fluidraum und andererseits der Drucksehne ein zweiter Fluidraum vorliegt, und wobei das Hohlrad in einem in einer Kompensationsringaufnahme des Gehäuses mit Spiel in radialer Richtung aufgenommenen Kompensationsring drehbar gelagert ist, wobei der Kompensationsring um eine Schwenkachse in unterschiedliche Schwenkstellungen ver- schwenkbar an dem Gehäuse gehalten ist und mittels einer Verdrehsicherung innerhalb des Ge häuses in Umfangsrichtung festgesetzt ist.
Aus dem Stand der Technik ist beispielsweise die Druckschrift 101 09 770 Al bekannt. Diese beschreibt eine füllstücklose Innenzahnradpumpe mit einem Gehäuse, einem in einer Bohrung des Gehäuses quer zu seiner Achse bewegbar, jedoch undrehbar aufgenommenen Lagerring, einem in dem Lagerring umlaufend gelagerten innenverzahnten Hohlrad und einem in dem Ge häuse drehbar gelagerten, mit dem Hohlrad kämmenden Ritzel, dessen Zähne durch einen vollen Eingriff in Zahnlücken des Hohlrads einerseits, und einen Dichtkontakt mit den Zahnköpfen des Hohlrads in einem dem Zahnlückeneingriff annähernd diametral gegenüberliegenden eingriffs freien Hohlradbereich andererseits, einen Saugraum und einen Druckraum in den Verzahnungen definieren. Der Lagerring ist relativ zu der Bohrung um eine zu seiner Achse parallele Schwenk achse durch eine den Lagerring belastende Feder derart schwenkbar, dass der Dichtkontakt zwi schen den Zahnköpfen von Ritzel und Hohlrad aufrechterhalten bleibt. Die den Lagerring belas- tende Feder ist eine Stabfeder, die eine in dem Lagerring etwa in dessen Achsrichtung verlaufen de Bohrung durchsetzt und zumindest einendig in einer Gehäusebohrung abgestützt ist.
Es ist Aufgabe der Erfindung, eine Innenzahnradfluidmaschine vorzuschlagen, welche gegen über bekannten Innenzahnradfluidmaschinen Vorteile aufweist, insbesondere mit unterschiedli chen Förderrichtungen mit identischem oder zumindest ähnlichem Förderdruck und/oder Förder durchsatz betreibbar ist.
Dies wird erfindungsgemäß mit einer Innenzahnradfluidmaschine mit den Merkmalen des An spruchs 1 erreicht. Dabei ist vorgesehen, dass dem Kompensationsring mehrere, insbesondere genau zwei, Auflagereinrichtungen zugeordnet sind, die jeweils ein Kipplager zum Verkippen des Kompensationsrings bezüglich des Gehäuses um eine Kippachse ausbilden.
Die Innenzahnradfluidmaschine stellt eine Fluidfördereinrichtung dar und dient insoweit dem Fördern eines Fluids, beispielsweise einer Flüssigkeit oder eines Gases. Hierzu verfügt die In nenzahnradfluidmaschine über zwei Zahnräder, nämlich über das Hohlrad und das Ritzel. Das Ritzel weist die Außenverzahnung und das Hohlrad die Innenverzahnung auf. Die Außenverzah nung und die Innenverzahnung greifen in Umfangsrichtung gesehen bereichsweise ineinander ein, kämmen also bereichsweise miteinander. Das Ritzel und das Hohlrad sind zur Fluidförde rung vorgesehen und aus diesem Grund derart ausgestaltet, dass sie bei einer Drehbewegung des Hohlrads beziehungsweise des Ritzels zum Fördern des Fluids Zusammenwirken und hierbei ineinander eingreifen beziehungsweise miteinander kämmen.
Das Ritzel ist vorzugsweise mit einer Eingangswelle beziehungsweise Antriebswelle der Innen zahnradfluidmaschine gekoppelt, vorzugsweise starr und/oder permanent. Beispielsweise ist das Ritzel mittels der Eingangswelle in dem Gehäuse der Innenzahnradfluidmaschine drehbar gela gert. Bevorzugt ist das Ritzel auf der Eingangswelle angeordnet, sodass es während des Betriebs der Innenzahnradfluidmaschine stets dieselbe Drehzahl aufweist wie die Eingangswelle. Sowohl das Hohlrad als auch das Ritzel sind in dem Gehäuse angeordnet und in diesem drehbar gelagert. Das Hohlrad ist hierbei um die Hohlraddrehachse drehbar gelagert, wohingegen das Ritzel um die Ritzeldrehachse drehbar gelagert ist. Im Querschnitt gesehen, also in einer senkrecht auf der Hohlraddrehachse beziehungsweise der Ritzeldrehachse stehenden Schnittebene ist das Ritzel in dem Hohlrad angeordnet, nämlich derart, dass die Innenverzahnung des Hohlrads in dem Ein griffsbereich mit der Innenverzahnung des Ritzels kämmt beziehungsweise mit dieser in Eingriff steht. Das bedeutet, dass eine Drehbewegung des Ritzels unmittelbar auf das Hohlrad und umge kehrt eine Drehbewegung des Hohlrads unmittelbar auf das Ritzel übertragen wird.
Der Eingriffsbereich ist gehäusefest angeordnet, dreht sich also nicht mit dem Hohlrad bezie hungsweise dem Ritzel mit. In dem Eingriffsbereich greift ein Zahn einer der Verzahnungen in einen Zahnzwischenraum der jeweils anderen der Verzahnungen ein. Der Zahnzwischenraum ist in Umfangsrichtung von Zähnen der jeweiligen Verzahnung begrenzt. Beispielsweise greift ein Zahn der Innenverzahnung in einen Zahnzwischenraum der Außenverzahnung oder umgekehrt ein Zahn der Außenverzahnung in einen Zahnzwischenraum der Innenverzahnung ein. In dem Eingriffsbereich wirken die Innenverzahnung und die Außenverzahnung insoweit dichtend zu sammen, sodass die erste Dichtstelle ausgebildet ist. Unter der ersten Dichtstelle ist im Quer schnitt gesehen ein Dichtpunkt zu verstehen. Bevorzugt liegt jedoch die erste Dichtstelle über zumindest einen Teil der axialen Erstreckung des Hohlrads und/oder des Ritzels vor, insbesonde re über die gesamte Erstreckung, sodass sie als Dichtlinie ausgestaltet ist.
Andererseits des Eingriffsbereichs, also vorzugsweise auf der dem Eingriffsbereich bezüglich der Hohlraddrehachse und/oder der Ritzeldrehachse diametral gegenüberliegenden Seite liegt die zweite Dichtstelle vor, welche durch das dichtende Anliegen des Zahnkopfs der Innenverzah nung an dem Zahnkopf der Außenverzahnung gebildet ist. Auch die zweite Dichtstelle liegt im Querschnitt gesehen als Dichtpunkt vor, ist insgesamt jedoch bevorzugt als Dichtlinie ausgestal tet. Unter dem dichtenden Anliegen des Zahnkopfs der Innenverzahnung an dem Zahnkopf der Außenverzahnung ist zu verstehen, dass ein Kopfkreis der Innenverzahnung einem Kopfkreis der Außenverzahnung genau oder zumindest näherungsweise entspricht, sodass an der zweiten Dichtstelle die Innenverzahnung und die Außenverzahnung eingriffslos dichtend Zusammenwir ken, also ohne dass an der zweiten Dichtstelle ein Zahn einer der Verzahnungen in einen Zahn zwischenraum der jeweils anderen der Verzahnungen eingreift.
Die erste Dichtstelle und die zweite Dichtstelle definieren im Querschnitt gesehen die Druckseh ne, welche sowohl die erste Dichtstelle als auch die zweite Dichtstelle schneidet. Es kann vorge sehen sein, dass die erste Dichtstelle und die zweite Dichtstelle einander diametral gegenüberlie gen, sodass die Drucksehne durch die Hohlraddrehachse und/oder die Ritzeldrehachse verläuft. Die Drucksehne kann also durch die Hohlraddrehachse, die Ritzeldrehachse oder beide verlau fen. Alternativ kann es vorgesehen sein, dass die Drucksehne beabstandet von der Hohlraddreh achse, der Ritzeldrehachse oder beiden verläuft. Beispielsweise verläuft die Drucksehne durch die Hohlraddrehachse, nicht jedoch durch die Ritzel drehachse, oder umgekehrt. Das Hohlrad und das Ritzel schließen gemeinsam zwei Fluidräume ein, nämlich den ersten Flu- idraum und den zweiten Fluidraum. Beide Fluidräume werden jeweils in radialer Richtung nach innen von dem Ritzel beziehungsweise der Außenverzahnung des Ritzels und in radialer Rich tung nach außen von dem Hohlrad beziehungsweise der Innenverzahnung des Hohlrads be grenzt. Im Querschnitt gesehen liegt der erste Fluidraum einerseits der Drucksehne und der zwei te Fluidraum andererseits der Drucksehne vor. In Abhängigkeit von einer Drehrichtung der In- nenzahnradfluidmaschine dient einer der Fluidräume als Saugkammer und die jeweils andere der Fluidräume als Druckkammer.
Die Innenzahnradfluidmaschine ist beispielsweise füllstücklos ausgestaltet. Das bedeutet, dass an der zweiten Dichtstelle die Innenverzahnung unmittelbar an der Außenverzahnung dichtend an liegt. Es ist also kein Füllstück vorhanden, an welchem einerseits die Innenverzahnung oder an dererseits die Außenverzahnung dichtend anliegt. Vielmehr wird das dichtende Anliegen sowohl in der ersten Dichtstelle als auch in der zweiten Dichtstelle allein durch das Zusammenwirken der Innenverzahnung mit der Außenverzahnung bewirkt. Alternativ kann die Innenzahnradflu idmaschine auch ein Füllstück aufweisen, insbesondere ein sichelförmiges Füllstück, das zwi schen der Innenverzahnung und der Außenverzahnung angeordnet ist, sodass die Innenverzah nung einerseits und die Außenverzahnung andererseits dichtend an dem Füllstück anliegen. Die Innenverzahnung liegt in radialer Richtung außen und die Außenverzahnung in radialer Richtung innen an dem Füllstück an.
Um stets eine hinreichende Dichtwirkung der Innenverzahnung und der Außenverzahnung, ins besondere an der zweiten Dichtstelle, zu erzielen, ist das Hohlrad in dem Kompensationsring drehbar gelagert und der Kompensationsring wiederum mit Spiel in dem Gehäuse angeordnet, nämlich in der in dem Gehäuse ausgebildeten Kompensationsringaufnahme. Die Lagerung des Hohlrads in dem Kompensationsring kann beispielsweise unmittelbar erfolgen, sodass das Hohl rad mit seinem Außenumfang an einem Innenumfang des Kompensationsrings gleitend anliegt. Alternativ kann selbstverständlich das Hohlrad über einen Gleitring beziehungsweise eine La gerbüchse an dem Kompensationsring gelagert sein.
Der Kompensationsring ist stets mit Spiel in radialer Richtung in der Kompensationsringauf nahme angeordnet. Innerhalb des Spiels kann sich der Kompensationsring in der Kompensati onsringaufnahme frei bewegen. Das Spiel wird mithilfe der Auflagereinrichtungen begrenzt. Die Auflagereinrichtungen sind in Umfangsrichtung beabstandet voneinander angeordnet und vor zugsweise identisch ausgestaltet. Die Auflagereinrichtungen sind beispielsweise derart ausgestal- tet, dass sie eine um eine Schwenkachse erfolgende Schwenkbewegung des Kompensationsrings innerhalb der Kompensationsringaufnahme zulassen. Sie begrenzen das Spiel in radialer Rich tung, innerhalb welchem der Kompensationsring in radialer Richtung innerhalb der Kompensati onsringaufnahme verlagerbar ist. Ein Festsetzen des Kompensationsrings in Umfangsrichtung ist mittels der Auflagereinrichtungen nicht vorgesehen. Die Auflagereinrichtungen lassen insoweit eine Verlagerung des Kompensationsrings in Umfangsrichtung zu.
Durch ein Verschwenken kann der Kompensationsring in unterschiedlichen Schwenkstellungen anordenbar sein. In den unterschiedlichen Schwenkstellungen sollen unterschiedliche der Aufla gereinrichtungen das Kipplager ausbilden, mittels welchem der Kompensationsring bezüglich des Gehäuses um die Kippachse kippbar gelagert ist. Eine der Auflagereinrichtungen bildet in soweit das Schenklager aus. Die jeweils wenigstens eine andere der Auflagereinrichtungen soll zugleich dieses Verkippen um die Kippachse freigeben. Beispielsweise umfassen die Auflager einrichtungen eine erste Auflagereinrichtung und eine zweite Auflagereinrichtung. In einer ers ten der Schwenkstellungen bildet nun die erste Auflagereinrichtung das Kipplager aus, wohinge gen die zweite Auflagereinrichtung den Kompensationsring innerhalb der Kompensationsring aufnahme mit dem Spiel freigibt, sodass das Verkippen des Kompensationsrings um die von dem Kipplager gebildete Kippachse zugelassen ist. Umgekehrt bildet in einer zweiten der Schwenk stellungen die zweite Auflagereinrichtung das Kipplager aus, wohingegen die erste Auflagerein richtung den Kompensationsring mit Spiel zum Verkippen freigibt. Vorzugsweise geben die Auflagereinrichtungen den Kompensationsring in keiner der Schwenkstellungen vollständig frei, sondern es wird lediglich das Spiel realisiert, welches das Verkippen um die Kippachse ermög licht.
Die momentane Schwenkstellung des Kompensationsrings stellt sich vorzugsweise aufgrund einer Drehrichtung der Innenzahnradfluidmaschine beziehungsweise des Hohlrads und/oder des Ritzels ein. Das bedeutet, dass die Innenzahnradfluidmaschine derart ausgestaltet ist, dass bei einer ersten Drehrichtung der Kompensationsring selbsttätig in die erste Schwenkstellung ver- schwenkt, wohingegen er in die zweite Schwenkstellung verschwenkt, sofern eine zweite Dreh richtung vorliegt, welche der ersten Drehrichtung entgegengesetzt ist. Entsprechend wird das Kipplager beziehungsweise die Anordnung des Kipplagers ebenfalls entsprechend der jeweiligen Drehrichtung eingestellt beziehungsweise an diese angepasst, sodass das Verkippen des Kom pensationsrings um eine von der Drehrichtung der Innenzahnradfluidmaschine abhängige Kippachse erfolgt. Alternativ kann es auch vorgesehen sein, dass kein Verschwenken des Kompensationsrings vor gesehen ist beziehungsweise erfolgt, um die Kippachsen zu wechseln. In diesem Fall bilden die Auflagereinrichtungen jeweils eine der mehreren Kippachsen aus, welche in zumindest einer Kippstellung des Kompensationsrings, welche auch als Ausgangsstellung bezeichnet werden kann, gleichzeitig vorliegen. In der Ausgangsstellung ist insoweit der Kompensationsring über die mehreren Kippachsen an dem Gehäuse angelenkt. Die Auflagereinrichtungen sind dabei der art ausgestaltet, dass sie das Verkippen des Kompensationsrings um eine der Kippachsen zulas sen. Bei dem Verkippen des Kompensationsrings aus der Ausgangsstellung heraus bildet eine der Auflagereinrichtungen weiterhin die entsprechende Kippachse aus, wohingegen die wenigs tens eine andere der Auflagereinrichtungen außer Kontakt gerät, sodass die entsprechende Kippachse nicht mehr vorliegt. Bei einer von der Ausgangsstellung verschiedenen Kippstellung des Kompensationsrings liegt insoweit nur noch lediglich genau eine Kippachse vor.
Durch das Verkippen des Kompensationsrings um die Kippachse wird ein Anpressdruck zwi schen der Innenverzahnung und der Außenverzahnung an der zweiten Dichtstelle erzielt. Vor zugsweise ist der Anpressdruck hierbei von einem Förderdruck der Innenzahnradfluidmaschine und/oder einer Drehzahl der Innenzahnradfluidmaschine abhängig. Bevorzugt ist der Anpress druck umso größer, je höher der Förderdruck und/oder die Drehzahl ist. Auf diese Art und Weise wird stets eine hervorragende Abdichtung zwischen dem ersten Fluidraum und dem zweiten Flu idraum erzielt.
Der Kompensationsring ist mittels der Verdrehsicherung in dem Gehäuse in Umfangsrichtung festgesetzt, beispielsweise vollständig oder alternativ mit Spiel festgesetzt. Die Verdrehsicherung verhindert insoweit ein Verdrehen des Kompensationsrings.
Um insbesondere auch bei geringen Drehzahlen und/oder bei schnellen Drehrichtungswechseln der Innenzahnradfluidmaschine eine hinreichende Abdichtung zwischen dem ersten Fluidraum und dem zweiten Fluidraum zu erzielen, kann der Kompensationsring mittels einer Federanord nung beziehungsweise einem Federelement federkraftbeaufschlagt sein. Die Federanordnung bewirkt eine Federkraft auf den Kompensationsring, welche derart ausgerichtet ist, dass die In nenverzahnung an der zweiten Dichtstelle an die Außenverzahnung gedrängt wird. Die Federan ordnung drängt die Innenverzahnung also unabhängig von einem Betrieb der Innenzahnradflu idmaschine beziehungsweise einer Drehzahl der Innenzahnradfluidmaschine an die Außenver zahnung. Entsprechend ist auch in einem Stillstand beziehungsweise bei geringen Drehzahlen der Innenzahnradfluidmaschine eine hinreichende Abdichtung sichergestellt, sodass insbesonde- re ein Anlaufen der Innenzahnradfluidmaschine verbessert wird. Die Federanordnung ist hierzu derart vorgespannt, dass sie stets einen Anpressdruck zwischen der Innenverzahnung und der Außenverzahnung an der zweiten Dichtstelle bewirkt. Zusätzlich ist die Federanordnung derart ausgestaltet, dass sie den Kompensationsring in Umfangsrichtung festsetzt, insbesondere genau festsetzt oder mit Spiel festsetzt.
Die beschriebene Ausgestaltung der Innenzahnradfluidmaschine hat den Vorteil, dass sie in ent gegengesetzte Drehrichtungen identische oder zumindest nahezu identische Fördereigenschaften aufweist, weil sich der Kompensationsring auf die jeweilige Drehrichtung einstellt. Die Innen zahnradfluidmaschine kann insoweit für Einsatzgebiete verwendet werden, in welchen abwech selnd unterschiedliche Drehrichtungen vorliegen. Als Beispiel für ein solches Einsatzgebiet sei eine Hydraulikpumpe für einen doppeltwirkenden Hydraulikzylinder genannt. Bei einem solchen wird üblicherweise ein in dem Hydraulikzylinder angeordneter Kolben aus einer Ruhestellung in eine von der Ruhestellung verschiedene Stellung und anschließend wieder aus der Stellung in die Ruhestellung verlagert. Für das Verlagern aus der Ruhestellung in die von ihr verschiedene Stel lung wird die Hydraulikpumpe, also die beschriebene Innenzahnradfluidmaschine, mit einer ers ten Drehrichtung und für das Verlagern aus der Stellung in die Ruhestellung mit einer der ersten Drehrichtung entgegengesetzten zweiten Drehrichtung betrieben.
Eine weitere Ausgestaltung der Erfindung sieht vor, dass die erste Dichtstelle und die zweite Dichtstelle für eine Drehwinkel Stellung für Hohlrad und Ritzel vorliegen, in welcher in Um fangsrichtung gesehen ein Zahn der Innenverzahnung in Kontakt mit einem Zahn der Außenver zahnung angeordnet ist. In anderen Worten wird das Bestimmen der beiden Dichtstellen für eine bestimmte Anordnung von Hohlrad und Ritzel zueinander vorgenommen, nämlich wenn der Kontakt beziehungsweise eine Überdeckung der Zähne gegeben ist. Hierunter ist insbesondere zu verstehen, dass der Zahn der Innenverzahnung und der Zahn der Außenverzahnung derart zueinander angeordnet sind, dass ihre Zahnköpfe mittig aneinander anliegen, also eine Mittel achse des Zahns der Innenverzahnung mit einer Mittelachse des Zahns der Außenverzahnung fluchtet. Eine solche Definition ermöglicht eine besonders einfache Ermittlung der beiden Dicht stellen.
Eine weitere Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass eine senkrecht auf der Drucksehne stehende und zwischen der Hohlraddrehachse und der Ritzeldrehachse verlaufende Gerade beab- standet von der jeweiligen Kippachse verläuft, sodass während eines Betriebs der Innenzahnrad fluidmaschine aufgrund von in dem ersten Fluidraum und dem zweiten Fluidraum vorliegenden Fluiddrücken eine ein Drehmoment um die Kippachse bewirkende Druckkraft über das Hohlrad auf den Kompensationsring wirkt. Wie bereits erläutert, wird die Drucksehne von den beiden Dichtstellen definiert und verläuft im Querschnitt gesehen durch diese hindurch. Senkrecht auf der Drucksehne steht die Gerade, welche zusätzlich zwischen der Hohlraddrehachse und der Rit zeldrehachse verläuft. Vorzugsweise schneidet die Gerade die Drucksehne in einem Mittelpunkt der Drucksehne zwischen der ersten Dichtstelle und der zweiten Dichtstelle. Diese Gerade ent spricht einem Verlauf einer während eines Betriebs der Innenzahnradfluidmaschine auftretenden Kraft, welche durch in den Fluidräumen auftretende unterschiedliche Fluiddrücke bewirkt wird.
Vorstehend wurde bereits erläutert, dass jeweils einer der Fluidräume als Saugkammer und der jeweils andere der Fluidräume als Druckkammer dient. Der in der Druckkammer vorliegende höhere Druck drängt das Hohlrad bezüglich des Ritzels in Richtung der beschriebenen Geraden. Die Innenzahnradfluidmaschine ist derart ausgestaltet, dass diese Gerade beabstandet von der jeweiligen Kippachse verläuft, insbesondere für alle möglichen Stellungen zwischen der Hohl raddrehachse und der Ritzeldrehachse. Hierdurch bewirkt die Druckkraft auf das auf den Kom pensationsring um die Kippachse wirkende Drehmoment. Dieses Drehmoment ist derart ausge richtet, dass es die Innenverzahnung des Hohlrads in Richtung der Außenverzahnung des Ritzels drängt, nämlich im Bereich der zweiten Dichtstelle. An der zweiten Dichtstelle werden insoweit die Zahnköpfe der Innenverzahnung und der Außenverzahnung dichtend aneinandergedrängt, sodass eine umso bessere Dichtwirkung erzielt wird, je höher der in der Druckkammer vorlie gende Fluiddruck ist. Es wird also eine bedarfsgerechte Abdichtung der Innenzahnradfluidma schine an der zweiten Dichtstelle realisiert.
Die von den Auflagereinrichtungen ausgebildete Kippachse wechselt je nach Drehrichtung ihre Position. Dies kann zum Beispiel erfolgen, weil der Kompensationsring aufgrund der entspre chenden Ausgestaltung der Auflagereinrichtungen in die unterschiedlichen Schwenkstellungen oder Kippstellungen verlagerbar ist. Entsprechend werden für unterschiedliche Drehrichtungen unterschiedliche Kippachsen realisiert, sodass für jede Drehrichtung der Innenzahnradfluidma schine die jeweils passende Kippachse ausgewählt und zum Erzeugen des Drehmoments heran gezogen wird. Hierdurch wird für jede Drehrichtung der Innenzahnradfluidmaschine eine hervor ragende Abdichtung erzielt. Die Innenzahnradfluidmaschine ist insoweit, beispielsweise trotz einer eventuellen füllstücklosen Ausgestaltung, wahlweise entweder mit einer ersten Drehrich tung oder einer der ersten Drehrichtung entgegengesetzten zweiten Drehrichtung betreibbar. Be sonders bevorzugt kann die Innenzahnradfluidmaschine wechselweise mit der ersten Drehrich- tung und der zweiten Drehrichtung beaufschlagt werden, sodass also die Innenzahnradfluidma schine über eine erste Zeitspanne mit der ersten Drehrichtung und anschließend über eine zweite Spanne mit der zweiten Drehrichtung betrieben wird. Es sei erneut darauf hingewiesen, dass auch eine Innenzahnradfluidmaschine realisiert sein kann, bei der das Verschwenken nicht reali siert ist, sondern bei der nur das Verkippen um eine der Kippachsen erfolgt.
Im Rahmen einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, dass das Drehmoment den Zahnkopf der Innenverzahnung an der zweiten Dichtstelle in Richtung des Zahnkopfs der Außenverzahnung drängt. Hierdurch wird die beschriebene Dichtwirkung erzielt, welche umso größer ist, je höher der Fluiddruck in der jeweiligen Druckkammer ist beziehungsweise je größer die Differenz zwischen dem Fluiddruck in der Druckkammer und dem Fluiddruck in der Saug kammer. Beispielsweise wird die Innenverzahnung unmittelbar an die Außenverzahnung ge drängt. Es kann jedoch auch vorgesehen sein, dass die Innenverzahnung an das Füllstück ge drängt wird. Bevorzugt ist das Füllstück mit Spiel in dem Gehäuse gelagert, sodass das Füllstück durch die Innenverzahnung in Richtung der Außenverzahnung, insbesondere an die Außenver zahnung, gedrängt wird.
Eine weitere Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass ein die unterschiedlichen Schwenk stellungen umfassender Schwenkbereich einerseits von einer ersten der Auflagereinrichtungen und andererseits einer zweiten der Auflagereinrichtungen begrenzt ist. In anderen Worten bilden die Auflagereinrichtungen Endanschläge, die den Schwenkbereich begrenzen. Beispielsweise wird eine Schwenkbewegung des Kompensationsrings aus Richtung der zweiten Schwenkstel lung über die erste Schwenkstellung hinaus von der ersten Auflagereinrichtung und eine Schwenkbewegung aus Richtung der ersten Schwenkstellung über die zweite Schwenkstellung hinaus von der zweiten Auflagereinrichtung unterbunden, wobei die jeweilige Auflagereinrich tung in diesem Fall auch das Kipplager ausbildet. Die Auflagereinrichtungen sind vorzugsweise derart ausgestaltet und/oder angeordnet, dass der Schwenkbereich höchstens 10°, höchstens 7,5°, höchstens 5° oder höchstens 2,5° beträgt. Vorzugsweise umfasst der Schwenkbereich mindestens 1°, mindestens 2°, mindestens 2,5°, mindestens 3°, mindestens 4° oder mindestens 5°. Der Schwenkbereich ist besonders bevorzugt symmetrisch bezüglich einer Geraden, welche sowohl die Hohlraddrehachse als auch die Ritzel drehachse jeweils senkrecht schneidet. Die beschriebene Ausgestaltung der Innenzahnradfluidmaschine ermöglicht auf vorteilhafte Art und Weise einen Betrieb mit unterschiedlichen Drehrichtungen. Eine bevorzugte Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass die von den Auflagereinrichtun gen gebildeten Kippachsen auf derselben Seite einer die Ritzeldrehachse aufnehmenden gedach ten Ebene angeordnet sind. Darunter ist zu verstehen, dass die Kippachsen, welche von den Auf lagereinrichtungen ausgebildet sind, einerseits der Ebene angeordnet sind. Die Ritzeldrehachse liegt hierbei in der Ebene. Vorzugsweise ist es zudem vorgesehen, dass die Ebene senkrecht auf einer gedachten Geraden steht, welche sowohl die Hohlraddrehachse als auch die Ritzeldrehach se jeweils senkrecht schneidet. Beispielsweise sind die Auflagereinrichtungen beziehungsweise die von diesen gebildeten Kippachsen symmetrisch bezüglich der Ebene angeordnet. Insbesonde re sind also jeweils zwei der Auflagereinrichtungen mit demselben Abstand zu der Ebene ange ordnet. Besonders bevorzugt ist selbstverständlich eine Anordnung der Kippachsen derart, dass sie außerhalb des Schwenkbereichs liegen, sodass also die senkrecht auf der Drucksehne stehen de verlaufende Gerade in keiner der Schwenkstellungen durch eine der Kippachsen verläuft, sondern vielmehr stets beabstandet von diesen ist. Die Gerade soll also in allen Schwenkstellun gen auf derselben Seite der Kippachsen liegen. Hierdurch wird eine zuverlässige Drehrichtungs umkehr der Innenzahnradfluidmaschine gewährleistet.
Eine bevorzugte weitere Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass das Spiel bezogen auf einen Modul der Innenverzahnung und/oder der Außenverzahnung höchstens 0,01, höchstens 0,02, höchstens 0,03, höchstens 0,04 oder höchstens 0,05 beträgt. In anderen Worten entspricht das Spiel geteilt durch den Modul höchstens einem der genannten Werte. Das Spiel, mit wel chem die jeweils andere der Auflagereinrichtungen den Kompensationsring zum Verkippen um die Kippachse freigibt, weist bezogen auf den Modul, also geteilt durch den Modul, vorzugswei se einen der genannten Werte auf. Diese ermöglichen bei üblichen Baugrößen der Innenzahnrad fluidmaschine ein zuverlässiges Verkippen um die Kippachse. Das kleine Spiel verhindert zu dem bei schnellen Drehrichtungswechseln ein zu hartes Anschlägen eines Lagervorsprungs an einer Lagerstelle der Auflagereinrichtungen, sodass ein übermäßiger Verschleiß der Auflagerein richtungen unterbunden wird.
Im Rahmen einer weiteren Ausführungsform der Erfindung ist vorgesehen, dass die Verdrehsi cherung wenigstens ein Federelement aufweist, das zumindest einseitig des Kompensationsrings an dem Gehäuse angreift und mit Spiel an dem Kompensationsring gelagert ist, wobei das Fe derelement den Kompensationsring derart federkraftbeaufschlagt, dass die Innenverzahnung an der zweiten Dichtstelle an die Außenverzahnung oder an das Füllstück gedrängt wird. Das Fe derelement bewirkt die Federkraft auf den Kompensationsring. Hierzu greift es zumindest einsei- tig an dem Gehäuse an und ist insoweit an diesem befestigt. Besonders bevorzugt greift das Fe derelement jedoch beidseitig des Kompensationsrings an dem Gehäuse an, um ein Verkippen des Federelements in dem Gehäuse zuverlässig zu verhindern. Das Federelement ist vorzugsweise spielfrei an dem Gehäuse befestigt. An dem Kompensationsring greift es jedoch vorzugsweise mit Spiel an. Das Spiel ist derart gewählt, dass das Federelement das Verkippen des Kompensa tionsrings um die Kippachse und/oder das Verschwenken um die Schwenkachse zulässt, gleich zeitig jedoch die Federkraft auf den Kompensationsring bewirkt, der die Innenverzahnung an der zweiten Dichtstelle an die Außenverzahnung oder zumindest in Richtung der Außenverzahnung drängt.
Beispielsweise ist das Federelement in einer Ausnehmung des Kompensationsrings gelagert, wobei die Ausnehmung im Querschnitt gesehen vorzugsweise größer ist als das Federelement beziehungsweise der in der Ausnehmung angeordnete Bereich des Federelements, sodass schlussendlich das Spiel realisiert ist. Die Ausnehmung durchgreift den Kompensationsring in axialer Richtung vorzugsweise vollständig. Die Ausnehmung kann als randgeschlossene oder alternativ als randoffene Ausnehmung vorliegen. Unter der randgeschlossenen Ausnehmung ist zu verstehen, dass sie im Querschnitt gesehen von einem durchgehenden Rand begrenzt ist. Ist die Ausnehmung hingegen randoffen, so ist der Rand an wenigstens einer Stelle unterbrochen, insbesondere in radialer Richtung nach außen. Dies ermöglicht eine besonders einfache Herstel lung, weil die Ausnehmung als einfache Nut in einen Außenumfang des Kompensationsrings eingebracht wird. Beispielsweise wird die Ausnehmung durch Bohren hergestellt. Alternativ kann eine Ausgestaltung des Kompensationsrings durch Sintern vorgesehen sein, wobei die Ausnehmung mit ausgebildet wird.
Eine bevorzugte weitere Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass die Federanordnung derart ausgestaltet ist, dass sie die Schwenkbewegung des Kompensationsrings nur innerhalb eines die mehreren Schwenkstellungen umfassenden Schwenkbereichs zulässt. In anderen Wor ten begrenzt die Federanordnung den Schwenkbereich beidseitig und verhindert ein Verlassen des Schwenkbereichs durch den Kompensationsring. Die Federanordnung dient also zusätzlich oder alternativ zu den Auflagereinrichtungen dazu, den Kompensationsring innerhalb des Schwenkbereichs zu halten - sofern ein solcher vorliegt beziehungsweise das Verschwenken vorgesehen ist - und so einen zuverlässigen Betrieb in der Zahnradfluidmaschine sicherzustellen.
Eine bevorzugte weitere Ausgestaltung der Erfindung sieht vor, dass die Auflagereinrichtungen jeweils einen Lagervorsprung und eine Lagerstelle aufweisen, wobei die Lagervorsprünge an dem Kompensationsring oder dem Gehäuse und die Lagerstellen an jeweils dem anderen ausge bildet sind. Der Lagervorsprung und die Lagerstelle wirken zum Ausbilden des jeweiligen Kipp lagers zusammen. Beispielsweise sind alle Lagervorsprünge an dem Kompensationsring und alle Lagerstellen an dem Gehäuse ausgebildet. Es kann jedoch auch umgekehrt vorgesehen sein, die Lagerstellen an dem Gehäuse auszubilden und die Lagervorsprünge an dem Kompensationsring. Die beschriebene Ausgestaltung ist besonders einfach realisierbar.
Eine Weiterbildung der Erfindung sieht vor, dass die Lagervorsprünge jeweils eine plane oder gekrümmte Lagerfläche aufweisen, die in zumindest einer Stellung des Kompensationsrings an der entsprechenden Lagerstelle zur Ausbildung des Kipplagers anliegt. Im Falle der planen La gerfläche ist diese vorzugsweise im Querschnitt gesehen plan, weist also eine bestimmte Erstre ckung in Umfangsrichtung auf. Die gekrümmte Lagerfläche erstreckt sich vorzugsweise eben falls in Umfangsrichtung. Die Krümmung der gekrümmten Lagerfläche ist bevorzugt konstant. Die Lagerfläche ist auf der der jeweiligen Lagerstelle zugewandten Seite der Lagervorsprünge angeordnet beziehungsweise ausgebildet. Für diejenige der Auflagereinrichtungen, die das Kipp lager ausbildet, liegt die Lagerfläche an der Lagerstelle an. Für die jeweils andere der Auflager einrichtungen ist die Lagerfläche, zumindest außerhalb der Ausgangsstellung, beabstandet von der Lagerstelle angeordnet. In der Ausgangsstellung kann für mehrere oder alle der Auflagerein richtungen die jeweilige Lagerfläche zur Ausbildung des jeweiligen Kipplagers an der entspre chenden Lagerstelle anliegen. Hierdurch wird eine besonders zuverlässige Lagerung des Kom pensationsrings realisiert. Die Ausbildung des Kipplagers hängt von der jeweiligen Drehrichtung der Innenzahnradfluidmaschine ab. Bei einer ersten Drehrichtung bildet insoweit eine erste der Auflagereinrichtungen das Kipplager aus, in einer von der ersten Drehrichtung verschiedenen zweiten Drehrichtung eine von der ersten Auflagereinrichtung verschiedene zweite der Aufla gereinrichtungen.
Eine bevorzugte Weiterbildung der Erfindung sieht vor, dass die Lagerstelle durch eine Abfla chung plan ausgebildet ist. Die Abflachung liegt beispielsweise an einem Außenumfang des Kompensationsrings oder an einem die Kompensationsringaufnahme in radialer Richtung nach außen begrenzenden Innenumfang des Gehäuses vor. Im Querschnitt gesehen weist die Abfla chung eine bestimmte Erstreckung in Umfangsrichtung auf. Abseits der Abflachung ist der Au ßenumfang des Kompensationsrings beziehungsweise der Innenumfang des Gehäuses üblicher weise gekrümmt. Die Abflachung stellt eine einfach herzustellende Ausgestaltung der Lagerstel le dar. Eine weitere bevorzugte Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass die Lagerfläche über einen Flächenkontakt oder einen Linienkontakt an der Lagerstelle anliegt. Zur Herstellung des Flächenkontakts sind die Lagerfläche und die Lagerstelle vorzugsweise formangepasst, sind also beispielsweise beide plan oder beide gekrümmt, wobei sie vorzugsweise dieselbe oder zumindest eine ähnliche Krümmung aufweisen. Über den Flächenkontakt wird eine besonders zuverlässige Abstützung des Kompensationsrings an dem Gehäuse realisiert, sodass die Innenzahnradfluid maschine auch für hohe Fluiddrücke ausgelegt ist. Alternativ zu dem Flächenkontakt kann die Lagerfläche über den Linienkontakt an der Lagerstelle anliegen. Der Linienkontakt ist insbeson dere für solche Innenzahnradfluidmaschinen realisiert, welche kostengünstig herzustellen sein sollen und lediglich einem geringem Fluiddruck standhalten müssen.
Eine Weiterbildung der Erfindung sieht vor, dass die Lagervorsprünge einstückig und/oder mate rialeinheitlich mit dem Kompensationsring oder dem Gehäuse ausgebildet sind. Eine solche Ausgestaltung der Lagervorsprünge ist besonders kostengünstig und einfach realisierbar. Alter nativ können die Lagervorsprünge selbstverständlich separat von dem Kompensationsring bezie hungsweise dem Gehäuse vorliegen und nachträglich an diesen befestigt werden. Bei einer sol chen Ausgestaltung können sie selbstverständlich ebenfalls materialeinheitlich mit dem Kom pensationsring oder dem Gehäuse ausgebildet sein, vorzugsweise bestehen sie jedoch aus einem anderen Material.
Im Rahmen einer weiteren Ausführungsform der Erfindung ist vorgesehen, dass in dem Gehäuse wenigstens eine in axialer Richtung an dem Hohlrad und/oder dem Ritzel anliegende Axial scheibe angeordnet ist, in der wenigstens eine mit einem der Fluidräume in Fluidverbindung ste hende Durchtrittsöffnung ausgebildet ist. Die Axialscheibe dient einer Axialkompensation der Innenzahnradfluidmaschine. Die Axialscheibe ist in axialer Richtung mit Spiel beweglich zwi schen einer Gehäusewand und dem Hohlrad beziehungsweise dem Ritzel angeordnet. Die Axial scheibe verfügt über die wenigstens eine Durchtrittsöffnung, also beispielsweise über genau eine Durchtrittsöffnung. Selbstverständlich können auch mehrere Durchtrittsöffnungen in der Axial scheibe ausgebildet sein. Liegen mehrere Durchtrittsöffnungen vor, so steht eine erste der Durch trittsöffnungen beispielsweise in Fluidverbindung mit dem ersten Fluidraum und eine zweite der Durchtrittsöffnungen in Fluidverbindung mit dem zweiten Fluidraum.
Über die wenigstens eine Durchtrittsöffnung ist eine dem jeweiligen Fluidraum abgewandte Sei te der Axialscheibe fluidtechnisch mit dem jeweiligen Fluidraum verbunden. Auf dieser Seite der Axialscheibe liegt während eines Betriebs der Innenzahnradfluidmaschine insoweit ein Druck vor, welche die Axialscheibe in Richtung des Hohlrads beziehungsweise des Ritzels drängt, so- dass mithilfe der Axialscheibe eine Dichtwirkung erzielt wird. Durch die Verwendung der Axial scheibe wird eine besonders hohe Effizienz der Innenzahnradfluidmaschine erzielt. Besonders bevorzugt sind mehrere Axialscheiben in dem Gehäuse angeordnet, nämlich auf in axialer Rich tung gegenüberliegenden Seiten des Hohlrads beziehungsweise des Ritzels jeweils eine.
Eine weitere Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass die Axialscheibe wenigstens ein in dem Gehäuse ausgebildetes Druckfeld abdeckt. Das Druckfeld liegt beispielsweise in Form einer Vertiefung, insbesondere einer randgeschlossenen Vertiefung, in dem Gehäuse beziehungsweise der Gehäusewand vor und wird von der Axialscheibe vollständig abgedeckt. Das Druckfeld wird während eines Betriebs der Innenzahnradfluidmaschine mit einem Fluiddruck beaufschlagt, bei spielsweise über die bereits beschriebene Durchtrittsöffnung. Der in dem Druckfeld vorliegende Fluiddruck drängt die Axialscheibe in Richtung des Hohlrads beziehungsweise des Ritzels. Hierdurch wird eine zuverlässige Abdichtung der Innenzahnradfluidmaschine beziehungsweise eine Axialkompensation erzielt.
Eine weitere Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass das Druckfeld mehrere Teildruck felder aufweist, die in Umfangsrichtung voneinander beabstandet ausgebildet sind. Beispielswei se steht ein erstes der Teildruckfelder über die erste Durchtrittsöffnung in Fluidverbindung mit dem ersten Fluidraum und ein zweites der Teildruckfelder über die zweite Durchtrittsöffnung in Fluidverbindung mit dem zweiten Fluidraum. Durch die Verwendung der mehreren Teildruck felder ist die Innenzahnradfluidmaschine drehrichtungsunabhängig ausgestaltet, sodass unabhän gig von der Drehrichtung eine hervorragende Dichtwirkung mithilfe der Axialscheibe erzielt wird. Der Abstand der Teildruckfelder in Umfangsrichtung voneinander ist insbesondere derart gewählt, dass die Teildruckfelder außerhalb des Schwenkbereichs liegen.
Eine Weiterbildung der Erfindung sieht vor, dass der Abstand zwischen den Teildruckfeldern in Umfangsrichtung wenigstens dem Modul der Innenverzahnung und/oder der Außenverzahnung entspricht. Vorzugsweise ist der in Umfangsrichtung gesehen kleinste Abstand zwischen den Teildruckfeldern mindestens so groß wie der Modul der jeweiligen Verzahnung oder ist um ei nen Faktor von mindestens 1,25, mindestens 1,5, mindestens 1,75 oder mindestens 2 größer. Hierdurch wird eine besonders hohe Druckfestigkeit der Innenzahnradfluidmaschine erzielt.
Eine weitere bevorzugte Ausgestaltung der Erfindung sieht vor, dass in Umfangsrichtung gese hen zwischen den Teildruckfeldern wenigstens ein dem Druckfeld zugeordnetes Zwischendruck- feld ausgebildet ist, das an die mehreren Teildruckfelder strömungstechnisch angeschlossen ist. Vorzugsweise liegt das Zwischendruckfeld im Bereich der zweiten Dichtstelle vor, insbesondere steht es mit diesem im Querschnitt gesehen in Überdeckung. Das Zwischendruckfeld ist in Um fangsrichtung von beiden Teildruckfeldern beabstandet angeordnet. Beispielsweise sind die Teildruckfelder jeweils über einen Steg von dem Zwischendruckfeld separiert. Beispielsweise weist das Zwischendruckfeld in Umfangsrichtung Abmessungen auf, welche dem Modul der Innenverzahnung und/oder der Außenverzahnung entspricht oder größer ist als dieser.
Das Zwischendruckfeld ist an die mehreren Teildruckfelder strömungstechnisch angeschlossen. Beispielsweise liegt eine permanente Strömungsverbindung zwischen dem Zwischendruckfeld und jedem der Teildruckfelder vor, insbesondere über eine Drossel. Es kann jedoch auch vorge sehen sein, dass zwischen dem Zwischendruckfeld und jedem der Teildruckfelder jeweils ein Rückschlagventil angeordnet ist, welche ein Überströmen von Fluid aus den Teildruckfeldem in Richtung des Zwischendruckfelds zulassen, eine Strömung aus dem Zwischendruckfeld in Rich tung der Teildruckfelder jedoch verhindern. Hierdurch wird eine besonders hohe Effizienz der Innenzahnradfluidmaschine erzielt.
Schließlich kann im Rahmen einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung vorgesehen sein, dass auf der dem Druckfeld in axialer Richtung gegenüberliegenden Seite des Hohlrads und/oder des Ritzels ein weiteres Druckfeld in dem Gehäuse ausgebildet ist, wobei das Druckfeld und das weitere Druckfeld in Umfangsrichtung gesehen voneinander beabstandet angeordnet sind oder lediglich teilweise überlappen. Beispielsweise steht das Druckfeld in Strömungsverbindung mit dem ersten Fluidraum und das weitere Druckfeld in Strömungsverbindung mit dem zweiten Druckraum, vorzugsweise jeweils über eine entsprechende Durchtrittsöffnung in einer Axial scheibe. Das bedeutet, dass das Druckfeld bei einer ersten Drehrichtung der Innenzahnradfluid maschine mit dem Druck in der Druckkammer beaufschlagt wird und das weitere Druckfeld bei einer der Drehrichtung entgegengesetzten Drehrichtung. Insoweit wird unabhängig von der Drehrichtung stets eine Axialkompensation auf einer Seite der Zahnräder vorgenommen. Eine derartige Ausgestaltung der Innenzahnradfluidmaschine ist besonders kostengünstig zu realisie ren.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand der in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispie le näher erläutert, ohne dass eine Beschränkung der Erfindung erfolgt. Dabei zeigt: Figur 1 eine schematische Längsschnittdarstellung durch eine füllstücklose Innenzahnradflu- idmaschine,
Figur 2 eine schematische Querschnittdarstellung durch die Innenzahnradfluidmaschine,
Figur 3 eine schematische Detail Schnittdarstellung durch einen Bereich der Innenzahnradflu idmaschine, wobei eine Auflagereinrichtung in einer ersten Ausführungsform gezeigt ist,
Figur 4 eine schematische Schnittdarstellung der Auflagereinrichtung in einer zweiten Aus führungsform,
Figur 5 eine schematische Schnittdarstellung der Auflagereinrichtung in einer dritten Aus führungsform,
Figur 6 eine schematische Schnittdarstellung der Auflagereinrichtung in einer vierten Aus führungsform,
Figur 7 eine schematische Schnittdarstellung der Auflagereinrichtung in einer fünften Aus führungsform,
Figur 8 eine schematische Darstellung eines in einem Gehäuse der Innenzahnradfluidma schine ausgebildeten Druckfelds in einer ersten Ausführungsform,
Figur 9 eine schematische Darstellung des Druckfelds in einer zweiten Ausführungsform,
Figur 10 eine schematische Darstellung des Druckfelds in einer dritten Ausführungsform, so wie
Figur 11 eine schematische Querschnittdarstellung durch die Innenzahnradfluidmaschine in einer weiteren Ausgestaltung.
Die Figur 1 zeigt eine schematische Längsschnittdarstellung einer Innenzahnradfluidmaschine 1, die ein Gehäuse 2 aufweist, in welchem ein Hohlrad 3 und ein Ritzel 4 drehbar gelagert sind.
Das Hohlrad 3 ist um eine Hohlraddrehachse 5 (hier nicht erkennbar) und das Ritzel 4 um eine
Ritzeldrehachse 6 drehbar gelagert. Die Hohlraddrehachse 5 und die Ritzeldrehachse 6 sind pa rallel beabstandet voneinander angeordnet, sodass also das Hohlrad 3 und das Ritzel 4 unter- schiedliche Drehachsen aufweisen. Das Hohlrad 3 weist eine Innenverzahnung 7 und das Ritzel 4 eine Außenverzahnung 8 auf, die in einem Eingriffsbereich 9 miteinander kämmen, also mitei nander in Eingriff stehen. Hierdurch liegt in dem Eingriffsbereich 9 im Querschnitt gesehen eine erste Dichtstelle 10 vor.
Eine zweite Dichtstelle 11 liegt der ersten Dichtstelle 10 in etwa diametral gegenüber, wobei die Innenverzahnung 7 und die Außenverzahnung 8 an der zweiten Dichtstelle 11 vollständig außer Eingriff sind. Die Dichtwirkung an der zweiten Dichtstelle 11 wird vielmehr durch ein Anliegen eines Zahnkopfs 12 der Innenverzahnung 7 an einem Zahnkopf 13 der Außenverzahnung 8 er zielt. Die erste Dichtstelle 10 und die zweite Dichtstelle 11 definieren gemeinsam eine Druck sehne 14 (hier nicht dargestellt), welche beide Dichtstellen 10 und 11 durchläuft. Senkrecht auf der Drucksehne 14 steht eine gedachte Gerade 15 (ebenfalls nicht dargestellt), welche zudem mittig zwischen den Dichtstellen 10 und 11 angeordnet ist und somit insbesondere zwischen der Hohlraddrehachse 5 und der Ritzeldrehachse 6 verläuft. Während eines Betriebs der Innenzahn radfluidmaschine 1 pendelt der Aufpunkt, in welchem die Gerade 15 die Drucksehne 14 schnei det, vorzugsweise hin und her, insbesondere zwischen den Drehachsen 5 und 6.
Die Figur 2 zeigt eine schematische Querschnittdarstellung der Innenzahnradfluidmaschine 1. Es ist nun erkennbar, dass die Gerade 15 der Ausrichtung einer Druckkraft entspricht, welche wäh rend eines Betriebs der Innenzahnradfluidmaschine 1 auf das Hohlrad 3 wirkt. Die Druckkraft entsteht durch unterschiedliche Drücke in einem ersten Fluidraum 16 und einem zweiten Fluid raum 17. Die beiden Fluidräume 16 und 17 liegen auf gegenüberliegenden Seiten der Druckseh ne 14 vor und sind von den Dichtstellen 10 und 11 strömungstechnisch voneinander separiert. Einer der Fluidräume 16 und 17, in dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel der erste Fluid raum 16, dient als Druckkammer. Der jeweils andere Fluidraum 16 beziehungsweise 17, in dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel der zweite Fluidraum 17, dient hingegen als Saugkam mer. Während eines Betriebs der Innenzahnradfluidmaschine 1 wird von dem Hohlrad 3 und dem Ritzel 4 Fluid aus der Saugkammer in die Druckkammer gefördert. Die Zuführung des Flu ids in die Saugkammer sowie die Abführung des Fluids aus der Druckkammer erfolgt vorzugs weise in axialer Richtung.
Es ist erkennbar, dass das Hohlrad 3 in dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel in einem Kompensationsring 18 drehbar gelagert ist, beispielsweise mittels einer Lagerbüchse 19, die je doch optional ist. Der Kompensationsring 18 ist in einer Kompensationsringaufnahme 20 des Gehäuses 2 angeordnet, nämlich mit Spiel in radialer Richtung. Der Kompensationsring 18 ist mittels mehrerer Auflagereinrichtungen 21 in dem Gehäuse 2 gehalten. Jede der Auflagereinrich tungen 21 weist einen Lagervorsprung 22 und eine Lagerstelle 23 auf.
In dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel liegt der Kompensationsring 18 in einer ersten Kippstellung vor, welche für eine erste Drehrichtung der Innenzahnradfluidmaschine 1 vorliegt, in welcher der Lagervorsprung 22 der rechten Auflagereinrichtung 21 an der entsprechenden Lagerstelle 23 anliegt. Hierdurch bildet die rechte Auflagereinrichtung 21 ein Kipplager zum Verkippen des Kompensationsrings 18 bezüglich des Gehäuses 2 um eine Kippachse aus. Der Lagervorsprung 22 der rechten Auflagereinrichtung 21 liegt hingegen beabstandet von der ent sprechenden Lagerstelle 23 vor, sodass die linke Auflagereinrichtung 21 den Kompensationsring 18 mit einem bestimmten Spiel zum Verkippen um die Kippachse frei gibt.
Die erste Kippstellung liegt für die durch den Pfeil 24 angedeutete Drehrichtung des Hohlrads 3 und des Ritzels 4 vor. Liegt hingegen eine dieser Drehrichtung entgegengesetzte Drehrichtung vor, so wird der Kompensationsring 18 selbsttätig in eine von der ersten Kippstellung verschie dene zweite Kippstellung verschwenkt, in welcher nun die linke Auflagereinrichtung 21 das Kipplager bildet und die rechte Auflagereinrichtung 21 den Kompensationsring 18 zum Verkip pen um die Kippachse freigibt. Das Verschwenken des Kompensationsrings 18 zwischen den Schwenkstellungen erfolgt vorzugsweise durch die Druckkraft, welche die Drehbewegung des Hohlrads 3 und des Ritzels 4 bewirkt. In einer Ausgangsstellung kann es vorgesehen sein, dass für beide Auflagereinrichtungen 21 jeweils der Lagervorsprung 22 an der jeweiligen Lagerstelle 23 anliegt, sodass also jede der Auflagereinrichtungen 21 ihre jeweilige Kippachse realisiert.
Während des Betriebs der Innenzahnradfluidmaschine 1 mit einer bestimmten Drehrichtung liegt der Kompensationsring 18 durchgehend in der mit der jeweiligen Drehrichtung korrespondieren den Kippstellung vor. Entsprechend bildet eine der Auflagereinrichtungen 21 die Kippachse aus, wohingegen die jeweils andere der Auflagereinrichtungen 21 das Verkippen um die Kippachse zulässt. Vorstehend wurde bereits erläutert, dass während eines Betriebs der Innenzahnradfluid maschine 1 aufgrund der unterschiedlichen Fluiddrücke in den Fluidräumen 16 und 17 eine Druckkraft entsteht, welche entlang der Geraden 15 verläuft. Die Gerade 15 ist derart angeord net, dass sie von den Kippachsen der Auflagereinrichtungen 21 beabstandet verläuft. Entspre chend bewirkt die Druckkraft ein Drehmoment um die jeweils vorliegende Kippachse. Dieses Drehmoment bewirkt wiederum ein Verlagern der Zahnköpfe 12 und 13 aufeinander zu, sodass schlussendlich der Anpressdruck der Zahnköpfe 12 und 13 mit zunehmender Druckkraft vergrö- Bert wird. Hierdurch ergibt sich eine besonders gute Dichtwirkung zwischen der Innenverzah nung 7 und der Außenverzahnung 8 an der zweiten Dichtstelle 11.
Zusätzlich verfügt die Innenzahnradfluidmaschine 1 in der hier dargestellten Ausführungsform über eine Verdrehsicherung 25, die den Kompensationsring 18 in Umfangsrichtung festsetzt. In dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Verdrehsicherung 25 derart ausgestaltet, dass sie den Kompensationsring 18 so federkraftbeaufschlagt, dass die Innenverzahnung 7 an der zweiten Dichtstelle 11 an die Außenverzahnung 8 gedrängt wird. Die Verdrehsicherung 25 weist hierzu ein Federelement 26 auf, das zumindest einseitig, in dem hier dargestellten Ausführungs beispiel beidseitig, an dem Gehäuse 2 angreift. Das Federelement 26 ist mit Spiel an dem Kom pensationsring 18 gelagert. Hierdurch durchgreift es eine Ausnehmung 27 des Kompensations rings 18, welche zumindest bereichsweise größer ist als das Federelement 26, sodass zwischen dem Federelement 26 und dem Kompensationsring 18 ein Spiel vorliegt. Die Ausnehmung 27 ist in dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel randgeschlossen ausgebildet. Alternativ kann je doch eine randoffene Ausbildung der Ausnehmung 27 realisiert sein. Das Federelement 26 liegt bevorzugt als Blattfeder vor.
Die Figur 3 zeigt eine schematische Querschnittdarstellung durch die Innenzahnradfluidmaschi- ne 1, wobei eine der Auflagereinrichtungen 21 in einer ersten Ausgestaltung gezeigt ist. Es ist erkennbar, dass der Lagervorsprung 22 eine gekrümmte Lagerfläche 28 aufweist, welche in we nigstens einer der Kippstellungen flächig an der Lagerstelle 23 anliegt. Es ist erkennbar, dass die Lagerfläche 28 eine Krümmung aufweist, welche gleichsinnig zu einer Krümmung der Lager stelle 23 ist, sodass schlussendlich genau oder zumindest näherungsweise das flächige Anliegen realisiert ist. Die Krümmungen können einander entsprechen. Es kann jedoch auch vorgesehen sein, dass die Krümmung der Lagerstelle 23 von der Krümmung der Lagerfläche 28 verschieden ist, insbesondere stärker ist als die Krümmung der Lagerfläche 28.
Die Figur 4 zeigt eine schematische Querschnittdarstellung der Innenzahnradfluidmaschine 1, wobei die Auflagereinrichtung 21 in einer zweiten Ausführungsform gezeigt ist. Der Unterschied zu der ersten Ausführungsform liegt darin, dass die Lagerfläche 28 zwar gekrümmt ist, jedoch gegensinnig wie die Lagerstelle 23. Entsprechend ergibt sich zwischen der Lagerfläche 28 und der Lagerstelle 23 ein Linienkontakt, insbesondere genau oder zumindest näherungsweise.
Die Figur 5 zeigt eine schematische Querschnittdarstellung der Innenzahnradfluidmaschine 1, wobei die Auflagereinrichtung 21 in einer dritten Ausführungsform gezeigt ist. Die dritte Aus- führungsform entspricht nahezu der zweiten Ausführungsform, sodass auf die entsprechenden Ausführungen verwiesen wird. Der Unterschied liegt darin, dass der Lagervorsprung 22 einstü ckig und materialeinheitlich mit dem Gehäuse 2 ausgebildet ist.
Die Figur 6 zeigt eine schematische Querschnittdarstellung der Innenzahnradfluidmaschine 1, wobei die Auflagereinrichtung 21 in einer vierten Ausführungsform gezeigt ist. Der Unterschied zu der dritten Ausführungsform liegt darin, dass wiederum analog zu der ersten Ausführungs form ein Flächenkontakt insbesondere genau oder zumindest näherungsweise, realisiert ist, in dem die Lagerfläche 28 eine Krümmung aufweist, die gleichsinnig mit einer Krümmung der Lagerstelle 23 ist. Die Krümmung der Lagerfläche 28 ist vorzugsweise von der Krümmung der Lagerstelle 23verschieden, insbesondere etwas geringer als die Krümmung der Lagerstelle 23, um ein Spiel beziehungsweise ein Kippen um eine Linie zu realisieren. Der Linienkontakt an dieser Linie kann durch Hertzsche Pressung in einen Flächenkontakt umgewandelt werden.
Die Figur 7 zeigt eine weitere schematische Querschnittdarstellung der Innenzahnradfluidma schine 1, wobei die Auflagereinrichtung 21 in einer fünften Ausführungsform dargestellt ist. Es ist erkennbar, dass sowohl die Lagerfläche 28 als auch die Lagerstelle 23 durch eine Abflachung plan ausgebildet sind. Im Falle der Lagerstelle 23 ist die Abflachung an einem Außenumfang des Kompensationsrings 18 ausgebildet. Die Lagerfläche 28 hingegen ist plan an dem Lagervor sprung 22 ausgestaltet. Mit einer derartigen Ausgestaltung wird auf besonders einfache Art und Weise ein Flächenkontakt zwischen der Lagerfläche 28 und der Lagerstelle 23 erzielt.
Die Figur 8 zeigt eine schematische Darstellung eines Druckfelds 29, das in dem Gehäuse 2 aus gebildet ist, nämlich in axialer Richtung benachbart zu dem Hohlrad 3 oder dem Ritzel 4. Das Druckfeld 29 ist mit einer Axialscheibe 30 abgedeckt. Vorzugsweise ist in axialer Richtung ge sehen beidseitig des Hohlrads 3 und des Ritzels 4 jeweils ein solches Druckfeld 29 und eine ent sprechende Axialscheibe 30 angeordnet. Es kann jedoch auch vorgesehen sein, dass das Druck feld 29 und die Axialscheibe 30 lediglich auf einer Seite angeordnet beziehungsweise ausgebil det sind. Das Druckfeld 29 liegt in einer ersten Ausführungsform vor. In dieser weist es mehrere Teildruckfelder 31 und 32 auf, die in Umfangsrichtung voneinander beabstandet ausgebildet sind. Vorzugsweise weisen die Teildruckfelder 31 und 32 in Umfangsrichtung an der zweiten Dichtstelle 11 einen kleineren Abstand voneinander auf als an der ersten Dichtstelle 10.
In dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel ist eine Innenkontur 33 der Teildruckfelder 31 und 32 teilkreisförmig und konzentrisch bezüglich der Ritzeldrehachse 6 ausgebildet. Eine Au- ßenkontur 34 der Teildruckfelder 31 und 32 ist hingegen teilkreisförmig und konzentrisch bezüg lich der Hohlraddrehachse 5 ausgebildet. Der Abstand zwischen den Teildruckfelder 31 und 32 in Umfangsrichtung entspricht vorzugsweise wenigstens dem Modul der Innenverzahnung 7 beziehungsweise der Außenverzahnung 8. In Umfangsrichtung zwischen den Teildruckfeldem 31 und 32 ist ein Zwischendruckfeld 35 ausgebildet. Dieses ist in Umfangsrichtung mittels zwei er Stege 36 von den Teildruckfeldern 31 und 32 separiert. Das Zwischendruckfeld 35 ist strö mungstechnisch an jedes der Teildruckfelder 31 und 32 angeschlossen, in dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel über Rückschlagventile 37. Diese lassen eine Strömung aus den Teildruck feldem 31 und 32 in Richtung des Zwischendruckfelds 35 zu, unterbinden jedoch eine Strömung in die umgekehrte Richtung. Alternativ zu den Rückschlagventilen 37 können Steuerbohrungen realisiert sein, über welche die Strömungsverbindungen hergestellt sind. Die Steuerbohrungen arbeiten nach Art einer strömungstechnischen Drossel.
Die Figur 9 zeigt eine schematische Darstellung des Druckfelds 29 in einer zweiten Ausfüh rungsform. Es ist erkennbar, dass die Innenkontur 33 und die Außenkontur 34 wiederum teil kreisförmig und konzentrisch bezüglich der Hohlraddrehachse 5 beziehungsweise der Ritzel drehachse 6 sind, allerdings lediglich teilweise. In Richtung der ersten Dichtstelle 10, an welcher die Teildruckfelder 31 und 32 ihren kleinsten Abstand in Umfangsrichtung voneinander aufwei sen, weicht die Innenkontur 33 und/oder die Außenkontur 34 derart von dem Teilkreis ab, dass sich eine Verbreiterung des jeweiligen Teildruckfelds 31 und 32 ergibt, welche in Richtung des jeweils anderen Teildruckfelds 31 beziehungsweise 33 größer wird. Hierdurch wird eine hinrei chende Axialkompensation mittels der jeweiligen Axialscheibe 30 erzielt.
Die Figur 10 zeigt eine schematische Darstellung des Druckfelds 29 in einer dritten Ausfüh rungsform. In dieser ist das Druckfeld 29 nicht in Teildruckfelder aufgeteilt. Um eine besonders gute Axialkompensation zu erzielen, erstreckt sich das Druckfeld 29 in Umfangsrichtung zumin dest auf Seiten der zweiten Dichtstelle 11 über eine Mittellinie 38 hinaus, welche senkrecht auf der Hohlraddrehachse 5 und der Ritzeldrehachse 6 steht. Um einen Wirkungsgradverlust der Innenzahnradfluidmaschine 1 zu vermeiden, erstreckt sich das Druckfeld 29 über weniger als 180° bezüglich der Drehachsen 5 und 6. Stattdessen ist auf der dem Druckfeld 29 in axialer Richtung gegenüberliegenden Seite des Hohlrads 3 beziehungsweise des Ritzels 4 ein weiteres Druckfeld 39 in dem Gehäuse 2 ausgebildet. Das Druckfeld 29 und das weitere Druckfeld 39 weisen in Umfangsrichtung gesehen lediglich eine Überlappung auf, nämlich im Bereich der zweiten Dichtstelle 11. Beispielsweise erstreckt sich die Überlappung zwischen dem Druckfeld 29 und dem Druckfeld 39 über höchstens 20°, höchstens 15°, höchstens 10° oder höchstens 5°.
Die Figur 11 zeigt eine schematische Darstellung der Innenzahnradfluidmaschine 1 in einer wei teren Ausgestaltung. Diese entspricht der vorstehend beschriebenen Ausgestaltung weitgehend, sodass auf die entsprechenden Ausführungen verwiesen und nachfolgend lediglich auf die Unter schiede eingegangen wird. Diese liegen darin, dass nunmehr die Lagerbüchse 19 entfällt. Diese kann optional jedoch vorliegen. Ein weiterer Unterschied liegt darin, dass zwischen der Innen verzahnung 7 und der Außenverzahnung 8 ein Füllstück 40 angeordnet ist, sodass die Innenver zahnung 7 in radialer Richtung von außen und die Außenverzahnung 8 in radialer Richtung von innen an dem Füllstück 40 dichtend anliegen. Das Füllstück 40 ist im Wesentlichen sichelförmig. Es kann ein- oder mehrteilig ausgebildet sein. Das Füllstück 40 ist in dem Gehäuse 2 mittels ei nes Lagers 41 gelagert. Das Lager 41 ist zum Beispiel von einem Lagerstift ausgebildet, der zu mindest einseitig, vorzugsweise jedoch beidseitig, an dem Gehäuse 2 angreift und durch das Füllstück 40 verläuft. Das Füllstück 40 ist über den Lagerstift drehbar an dem Gehäuse 2 gela- gert. Selbstverständlich sind die vorstehend beschriebenen Ausgestaltungen der Auflagereinrich tungen 21 und/oder des Druckfelds 29 auch auf die weitere Ausgestaltung der Innenzahnradflu idmaschine 1 übertragbar.
Die beschriebene Innenzahnradfluidmaschine 1 kann mit unterschiedlichen Drehrichtungen be trieben werden, insbesondere abwechselnd beziehungsweise reversierend. Die Innenzahnradflu idmaschine 1 kann insoweit auch als reversible Innenzahnradfluidmaschine 1 bezeichnet werden. Bevorzugt liegt sie als Vierquadrantenmaschine vor.

Claims

ANSPRÜCHE
1. Innenzahnradfluidmaschine (1) mit einem Gehäuse (2), einem in dem Gehäuse (2) um eine Hohlraddrehachse (5) drehbar gelagerten Hohlrad (3) und einem in dem Hohlrad (3) um eine zu der Hohlraddrehachse (5) parallel versetzte Ritzeldrehachse (6) drehbar gelagerten Ritzel (4), wobei im Querschnitt gesehen einerseits eine Innenverzahnung (7) des Hohlrads (3) in einem gehäusefesten Eingriffsbereich (9) mit einer Außenverzahnung (8) des Ritzels (4) zur Ausbil dung einer ersten Dichtstelle (10) dichtend in Eingriff steht und andererseits zur Ausbildung ei ner zweiten Dichtstelle (11) wenigstens ein Zahnkopf (12) der Innenverzahnung (7) dichtend an einem Zahnkopf (13) der Außenverzahnung (8) anliegt oder sowohl der Zahnkopf (12) der In nenverzahnung (7) als auch der Zahnkopf (13) der Außenverzahnung (8) auf gegenüberliegenden Seiten an einem Füllstück anliegen, wobei zwischen der Innenverzahnung (7) und der Außenver zahnung (8) einerseits einer die erste Dichtstelle (10) und die zweite Dichtstelle (11) schneiden den Drucksehne (14) ein erster Fluidraum (16) und andererseits der Drucksehne (14) ein zweiter Fluidraum (17) vorliegt und wobei das Hohlrad (3) in einem in einer Kompensationsringauf nahme (20) des Gehäuses (2) mit Spiel in radialer Richtung aufgenommenen Kompensationsring (18) drehbar gelagert ist, wobei der Kompensationsring (18) um eine Schwenkachse in unter schiedliche Schwenkstellungen verschwenkbar an dem Gehäuse (2) gehalten ist und mittels einer Verdrehsicherung (25) innerhalb des Gehäuses (2) in Umfangsrichtung festgesetzt ist, dadurch gekennzeichnet, dass dem Kompensationsring (18) mehrere Auflagereinrichtungen (21) zuge ordnet sind, die jeweils ein Kipplager zum Verkippen des Kompensationsrings (18) bezüglich des Gehäuses (2) um eine Kippachse ausbilden.
2. Innenzahnradfluidmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die von den Auflagereinrichtungen (21) gebildeten Kippachsen auf derselben Seite einer die Ritzel drehachse (6) aufnehmenden gedachten Ebene angeordnet sind.
3. Innenzahnradfluidmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Verdrehsicherung (25) wenigstens ein Federelement (26) aufweist, das zu mindest einseitig des Kompensationsrings (18) an dem Gehäuse (2) angreift und mit Spiel an dem Kompensationsring (18) gelagert ist, wobei das Federelement (26) den Kompensationsring (26) derart federkraftbeaufschlagt, dass die Innenverzahnung (7) an der zweiten Dichtstelle (11) an die Außenverzahnung (8) oder an das Füllstück gedrängt wird.
4. Innenzahnradfluidmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Auflagereinrichtungen (21) jeweils einen Lagervorsprung (22) und eine La gerstelle (23) aufweisen, wobei die Lagervorsprünge (22) an dem Kompensationsring (18) oder dem Gehäuse (2) und die Lagerstellen (23) an jeweils dem anderen ausgebildet sind.
5. Innenzahnradfluidmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Lagervorsprünge (22) jeweils eine plane oder gekrümmte Lagerfläche (28) aufweisen, die in zumindest einer Stellung des Kompensationsrings an der entsprechenden La gerstelle (23) zur Ausbildung des Kipplagers anliegt.
6. Innenzahnradfluidmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Lagerstelle (23) durch eine Abflachung plan ausgebildet ist.
7. Innenzahnradfluidmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Lagerfläche (28) über einen Flächenkontakt oder einen Linienkontakt an der Lagerstelle (23) anliegt.
8. Innenzahnradfluidmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Lagervorsprünge (22) einstückig und/oder materialeinheitlich mit dem Kom pensationsring (18) oder dem Gehäuse (2) ausgebildet sind.
9. Innenzahnradfluidmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in dem Gehäuse (2) wenigstens eine in axialer Richtung an dem Hohlrad (3) und/oder dem Ritzel anliegende Axialscheibe (30) angeordnet ist, in der wenigstens eine mit einem der Fluidräume (16,17) in Fluidverbindung stehende Durchtrittsöffnung ausgebildet ist.
10. Innenzahnradfluidmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Axialscheibe (30) wenigstens ein in dem Gehäuse (2) ausgebildetes Druckfeld (29) abdeckt.
11. Innenzahnradfluidmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Druckfeld (29) mehrere Teildruckfelder (31,32) aufweist, die in Umfangsrich tung voneinander beabstandet ausgebildet sind.
12. Innenzahnradfluidmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Abstand zwischen den Teildruckfeldern (31,32) in Umfangsrichtung wenigs tens dem Modul der Innenverzahnung (7) und/oder der Außenverzahnung (8) entspricht.
13. Innenzahnradfluidmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekenn- zeichnet, dass in Umfangsrichtung gesehen zwischen den Teildruckfeldem (31,32) wenigstens ein dem Druckfeld (29) zugeordnetes Zwischendruckfeld (35) ausgebildet ist, das an die mehre ren Teildruckfelder (31,32) strömungstechnisch angeschlossen ist.
14. Innenzahnradfluidmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass auf der dem Druckfeld (29) in axialer Richtung gegenüberliegenden Seite des Hohlrads (3) und/oder des Ritzels (4) ein weiteres Druckfeld (39) in dem Gehäuse (2) ausgebil det ist, wobei das Druckfeld (29) und das weitere Druckfeld (39) in Umfangsrichtung gesehen voneinander beabstandet angeordnet sind oder lediglich teilweise überlappen.
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