DE2223916A1

DE2223916A1 - Innenverzahnte zahnradpumpe fuer hohe druecke

Info

Publication number: DE2223916A1
Application number: DE19722223916
Authority: DE
Inventors: Heinz Dipl Ing Krueger; Hansjoachim Kruegl; Walter Strauss
Original assignee: Friedrich Reichert Maschf GmbH
Current assignee: Friedrich Reichert Maschf GmbH
Priority date: 1972-05-17
Filing date: 1972-05-17
Publication date: 1973-11-29
Also published as: AU5183073A; FR2185309A5; JPS4926805A; GB1378474A

Description

Br. E. Wiegand, Dip!.-!ng. W. W*~
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Hamburg 50 - Könjjjstraße 28 \ " ? ? 9 ? Q 1 R

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ιδ ο· τι

Maschinenfabrik Friedrich Reichert GmbH Hof/Saale

Innenverzahnte Zahnradpumpe .für hohe Drücke.

Die Erfindung bezieht sich auf eine innenverzahnte Hochdruckzahnradpumpe mit einem angetriebenen außenverzahnten Ritzel und einem damit im Eingriff stehenden innenverzahnten Hohlrad, welches mittels eines Lagerteiles radial gelagert ist, das um einen im Pumpengehäuse angeordneten Drehpunkt drehbar ist, wobei' zwischen dem außenverzahnten Ritzel und dem innenverzahnten Hohlrad ein bewegbar.gelagertes sichelförmiges Füllstück angeordnet ist.

Zahnradpumpen eignen sich auf Grund ihrer einfachen und platzsparenden Bauart besonders gut als Verdrängermaschinen.

Im Gegensatz zu außenverzahnten Zahnradpumpen bieten innenverzahnte Zahnradpumpen den Vorteil geringer Pulsation und damit den der geringen Geräuschentviicklung* Um hohe Drücke mit gutem volumetrischen Wirkungsgrad zu erreichen, ist es notwendig, die Spalte zwischen Zahnrädern und Gehäuseteilen an den Stellen, wo der Druckraum vom Saugraum begrenzt wird, klein zu halten.

Die Erfindung hat zum Ziel,' dies mit einfachen Mitteln und demzufolge ohne Beeinträchtigung des einfachen Aufbaues einer innenverzahnten Zahnradpumpe zu erreichen.

Bei außenverzahnten Zahnradpumpen ist eine Ausführung bekannt (DTPS 1 140 462), bei der zur Erzielung kleiner radialer Spalte zwischen dem Kopfkreis der Zahnräder und Gehäuseteilen ein bewegliches, mit Seitenplatten versehenes, Gehäuseteil ve:c-

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wendet wird, in dem das angetriebene Rad ohne Wellenzapfen gelagert ist, wobei das bewegliche Gehäuseteil durch eine Feder an das treibende, mit einem festen Lager versehene Rad angepreßt wird, das angetriebene Rad sich durch die erzeugten Druckkräfte aus dem Öldruck an das bewegliche Gehäuseteil selbständig anpreßt und somit keine radialen Spalte an den Zahnköpfen und dem beweglichen Gehäuseteil zwischen Saug- und Druckraum-entstehen können·

Diese Pumpe kann nur für sehr niedrige Forderdrücke verwendet werden,, da bei hohen Drücken die radialen Anpreßkräfte so hoch werden und starker Verschleiß auftreten würde.

Bei einer für hohe Drücke geeigneten außenverzahnten Zahnradpumpe (DTPS 1 226 420) sind die Wellenzapfen der beiden Zahnräder in axial zu den Wellenzapfen beweglichen Lagerkörpern gelagert, die durch Schlitze und ein elastisches' Gelenk so beweglich gemacht sind, daß durch ein Druckfeld am äußeren Umfang des elastischen Teiles des Lagerkörpers die Lagerung der· Zahnräder und damit diese selbst so verschoben werden können, daß die Zahnköpfe an die Gehäuseteile genau dort angedrückt v/erden, wo sie den Saugraum vom Druckraum abdichten müssen.

Bei innenverzahnten Zahnradpumpen wurde das Prinzip der beweglichen Anordnung eines der beiden Zahnräder übernommen und es ist eine Ausführung (DTAS 1 653 826) bekannt, nach der das Hohlrad in einex* beweglichen Lagerschale geführt ist, die durch äußere liompensationsfeider das Hohlrad einerseits spielfrei in-die Verzahnung der beiden Zahnräder andrückt und andererseits das Hohlrad zur Anlage an ein bewegliches Füllstück bringt, das sich seinerseits an dem Kopfkreis des außenverzahnten Ritzels abstützt.

Hit dieser Ausführung einer innenverzahnten Zahnradpumpe lassen sich hohe Drücke erzielen, jedoch wirken sich durch die spielfreie Verzahnung schon kleinste Verzahnungsfehler sehr nachteilig aus, die Reibung wird vergrößert und die Beanspruchung der Lager des Ritzels vergrößert. Der mechanische Wirkungsgrad verschlechtert sich dadurch, und es muß eine Präzisionsverzahnung verwendet werden. Ein Verschleiß an den Zahn-

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flanken wirkt sich sehr nachteilig auf die Funktion der Pumpe aus, der Verschleiß am Füllstück verändert außerdem die Überdeckungsverhältnisse zwischen Saug- und Druckraum. Bei einer weiteren bekannten Ausführung (DTOS 1 653 871) ist das Hohlrad in zwei diametral gegenüberliegenden radial beweglichen Gleitstücken gelagert, die durch den Mediumdruck (Abgabedruck) beaufschlagt werden und im Bereich des sichelförmigen und ebenfalls beweglichen Füllstückes bzw. des festgelagerten Ritzels gegen das Hohlrad drücken. Der Nachteil dieser Anordnung besteht "u.a. darin, daß der Hochdruckraum so weit als möglich um das Ritzel herumgeführt ist, so daß der Raum zwischen Hohlrad und Gehäuse mit dem Hochdruckbereich der Maschine in "Verbindung steht. Dadurch entstehen bei hohen Drücken sehr starke Kräfte auf die Gehäuseteile, die zu elastischen Formänderungen führen, die die Lagerung der Räder ungünstig beeinflussen und zu unnötig starken und teueren Konstruktionselementen führen.

Eine andere Ausführung (DTOS 1 653 828) sieht vor, daß das Hohlrad radial fixiert über Walzlager in einer Lagerschwinge gelagert ist und daß die Lagerschwinge im Pumpengehäuse um eine für den Kräfteausgleich geeignete zur Antriebswelle parallele Achse drehbar angeordnet ist«. Der Drehpunkt der Lagerschwinge soll so gewählt werden, daß ein für alle Betriebszustände gültiger geometrischer Ort gefunden wird* für den alle Momente um die Drehachse der Lagerschwinge ausgeglichen sind. Dies ist an sich schon nicht möglich, da die aus dem Druckraum kommende resultierende Kraft, die auf das Hohlrad wirkt in Größe und Richtung je nach Zahneingriff und Überdeckungsverhältnissen sich periodisch ändert. Diese um einen Mittelwert schwankende Kraft wird bei dieser bekannten Ausführung, um das Hohlrad zur dichtenden Anlage an das Füllstück zu bringen, durch eine konstante Federkraft überbrückt. Da die Federkraft konstant bleibt, sich aber andererseits die besagte, um einen Mittelwert schwankende Kraft mitzunehmendem Druck vergrößert, verringert sich die Anpreßkraft des Hohlrades an das Füllstück mit größer v/erdenden Drücken,

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was zu schlechter Abdichtung führt. Andererseits ist die Anpreßkraft bei geringen Drücken so groß, was zu einem Verschleiß des Füllstückes führt. Dies wiederum bewirkt ein Nachsetzen der gesamten Schwinge um ihren Drehpunkt und eine Vergrößerung des Abstandes der Zahnradmitten. Dadurch tritt eine Verkleinerung des Fördervolumens der Pumpen ein, was bei längerem Betrieb dazu führt, daß die Pumpe nur noch eine geringe Leistung erbringt.

Die Erfindung bezweckt, die Nachteile der bekannten Pumpen zu vermeiden. Hierfür ist eine Pumpe der einleitend genannten Art gemäß der Erfindung dadurch gekennzeichnet, daß der Drehpunkt des als Schwinge ausgebildeten Lagerteils auf der den Mittelpunkt des außenverzahnten Ritzels und den Mittelpunkt des innenverzahnten Hohlrades verbindenden Linie angeordnet ist.

Durch eine solche Ausführung wird erreicht, daß nur an einer Stelle von dem Hohlrad Kraft auf das Ritzel ausgeübt wird, und zwar im Bereich des Füllstückes, welches die Kraft auf das Ritzel überträgt. Dies bedeutet, daß bei auftretendem Verschleiß des Füllstücks im Kämmbereich von Ritzel und Hohlrad sich praktisch keine Änderungen ergeben, so daß insbesondere das Fördervolumen der Pumpe auch bei längerer Betriebsdauer und damit bei auftretendem Verschleiß am Füllstück praktisch gleich bleibt.

Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in weiteren Ansprüchen unter Schutz gestellt.

Die Erfindung wird nachstehend an Hand der Zeichnung beispielsweise erläutert.

Fig. 1 ist eine Längsschnittansicht einer Pumpe gemäß der Ei-findung.

Fig. 2 ist eine Schnittansicht nach Linie 2-2 der Fig. 1.

Fig. 3 ist eine Ansicht nach Linie 3~3 der Fig. 1.

Figr 4 ist eine Ansicht nach Linie 4-4 der Fig. 1.

Fig. 5 ist eine schematische Ansicht, in der verschiedene Kräfteverhältnisse dargestellt sind.

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Gemäß Pig· 1 umfaßt eine Pumpe gemäß der Erfindung ein Gehäuse, welches aus den Teilen 1, 2 und 3 besteht. Die Gehäuseteile 1, 2 und 3 sind, wie an sich bekannt, durch geeignete Schrauben aneinander befestigt (nicht dargestellt).

Im Gehäuseteil 1 sind weiterhin ein Ansaugkanal 17 und ein Druckkanäl 18 gebildet. An dem, Außenende des Gehäuseteiles 3 befindet sich ein Befestigungsflansch 4 zum Anbau der Pumpe beispielsweise direkt an einen Antriebsmotor, an einen Lagerbock oder dergleichen.

Durch den Befestigungsflansch 4- hindurch erstreckt sich eine Antriebswelle 5»-die als Steckwelle ausgebildet und zv/eckentsprechend gelagert ist, wie es bei 6 dargestellt ist. Zur Abdichtung der Welle 5 ist in dem Befestigungsflansch 4 eine Dichtung angeordnet, die schematisch bei 7 angedeutet ist.

Die Steckwelle oder Antriebswelle 5 erstreckt sich in die Nabe 8 eines außenverzahnten Ritzels 9 und ist mit dieser Nabe 8 in zweckentsprechender Weise so verbunden, daß bei Drehung der Welle 5 das Ritzel 9 ebenfalls gedreht wird. Die Nabe 8 des Ritzels 9 ist, wie aus Pig.-1 ersichtlich, in den Gehäuseteilen 1 und 3 mittels einer geeigneten Lagereinrichtung gelagert, die in Pig. 1 als Gleitlagereinrichtung 10 dargestellt ist.

Das Ritzel 9 kämmt mit einem innenverzahnten Hohlrad 11, wobei zwischen Ritzel 9 und Hohlrad 11 ein im wesentlichen sichelförmiges Püllstück 12 angeordnet ist, welches drehbar und verschiebbar angeordnet ist. Hierfür ist das Püllstück an einem Bolzen 13 angebracht, der an seinen Außenenden in den Gehäuseteilen 1 und 3 drehbar gelagert ist. Der Bolzen hat abgeflachte Seiten, die in eine vorzugsweise viereckige Aussparung 14 des PüTlstückes 12 passen. Auf diese Weise kann das Püllstück 12 sich mit dem Bolzen 13 drehen und es kann sich relativ zu dem Bolzen 13 verschieben.

Die Verzahnung von Ritzel 9 und Hohlrad 11 ist so ausgeführt, daß im Kämmbereich Spiel vorhanden ist« Eine solche

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mit Spiel behaftete Verzahnung ist zweckmäßig., weil sie eine vergleichsweise billige Herstellung der Verzahnung ermöglicht und sie kann bei der Pumpe gemäß der Erfindung angewendet werden, weil Verzahnungsfehler und sich als Verzahnungsfehler auswirkender Verschleiß den Lauf der Pumpe nicht nachteilig beeinflussen.

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Von dem Grund jedesvZahnes des Hohlrades 11 erstreckt

sich eine Bohrung 15 zur Außenseite des Hohlrades 11. Der Zweck dieser Bohrungen 15'wird später beschrieben.

Kir die axiale Halterung und Abdichtung sind zwischen den Gehäuseteilen 1 und 3 Dichtplatten 16 angeordnet, wobei in der gemäß Pig. 1 oberen Dichtplatte 16 eine geeignete Öffnung für den Austritt des unter Druck stehenden Arbeitsmittels gebildet ist. Die Dichtplatten 16 sind in bekannter Weise so ausgeführt, daß diejenige Kraft, die aus dem Druck-i raum auf sie ausgeübt wird und das Bestreben hat, sie nach außen zu drücken, durch eine von außen auf die Dichtplatten 16 wirkende Kraft in gewissem Ausmaß überkompensiert wird, damit die Abdichtwirkung der Dichtplatten 16 an dem Ritzel 9 und dem Hohlrad 11 gewährleistet ist.

Zur Lagerung des Hohlrades 11 ist auf seiner Außenseite eine Lagerschwinge 19 vorgesehen, die um einen Drehpunkt drehbar ist, der auf derjenigen Linie L liegt, welche den Mittelpunkt des Ritzels 9 und den Mittelpunkt des Hohl-· rades 11 miteinander verbindet, wie es in Pig. 5 dargestellt ist.Die Lagerschwinge 19, die sich_T wie nachstehend noch im einzelnen erläutert, um einen ^rüeil des Umfanges des Hohlrades 11 erstreckt, ist in ihrer dem Hohlrad 11 zugewandten Pläche mit einer Ausnehmung 21 versehen, mittels derer ein hydrostatisches Druckfeld gebildet ist. Von der Ausnehmung 21 erstrecken sich Bohrungen 22, deren jede zu einer ein Kompensationsfeld bildenden Ausnehmung 23 auf der radial äußeren Seite der Lagerschwinge 19 führt. Das Druckmittel, welches zur Bildung und Aufrechterhaltung des hydrostatischen Druckfeldes 21 und der Kompensationsfelder 23 benötigt wird, wird durch die oben beschriebenen Bohrungen im Hohlrad 11 zugeführt. Das hydrostatische Druckfeld 21

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ist so angeordnet, daß es im wesentlichen zu der resultierenden Kraft R symmetrisch liegt, die aus dem Druckraum auf das Hohlrad 11 ausgeübt wird (siehe Fig. 5)·

Für die Länge oder das Ausmaß, in welcher bzw. in welchem die -Lagerschwinge 19 sich um das Hohlrad 11 erstreckt, ist es lediglich wesentlich, daß eine stabile Lagerung des Hohlrades 11 erhalten wird. Theoretisch könnte sich die Lagerschwinge 19 um das Hohlrad 11 herum erstrecken, jedoch wäre eine solche Ausführung nachteilig, weil dann zu große Reibungskräfte auftreten. Bei der dargestellten Ausführungsform erstreckt sich die Lagerschwinge 19 bis zu dem Bereich, in welchem das Füllstück 12 zwischen dem Hohlrad 11 und dem Ritzel 9 liegt.

Durch die beschriebene Anordnung der Lagerschwinge 19 wird erreicht, daß nur an einer Stelle von dem Hohlrad 11 Kraft auf das Ritzel 9 ausgeübt wird, und zwar im Bereich des Füllstücks 12, welches die Kraft auf das Ritzel 9 überträgt .

Beim Betrieb der Pumpe drehen sich Ritzel 9 und Hohlrad 11 so, wie es in Fig. 2 durch die Pfeile angedeutet ist. Dabei nimmt das Ritzel 9 als der angetriebene Teil das Hohlrad 11 mit, welches von der Lagerschwinge 19 mit geringer Kraft gegen das Füllstück 12 gedrückt wird· Diese geringe Kraft wird durch zweckentsprechende Größe der Kompensationsfelder 23 erzielt^ wobei die Große der Kompeiosationsfeider 2J so gewählt ist, daß die von der· Lagerschwinge 19 auf das Hohlrad 11 ausgeübte Kraft geringfügig größer ist als die aus dem Druckraum auf das Hohlrad 11 ausgeübte resultierende Kraft. Hierbei ist zu bemerken, daß die von dem hydrostatischen Druckfeld 21 auf das Hohlrad 11 ausgeübte Kraft geringfügig kleiner als die aus dem Druckraum auf das Hohlrad 11 ausgeübte resultierende Kraft R ist, so daß das Hohlrad 11 dauernd an der Lagerschwinge 19 anliegt, wobei selbstverständlich im praktischen Betrieb'immer ein Druckmittelfilm zwischen den gegenübeinliegenden Flächen vorhanden ist.

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Wenn während des Betriebes der Pumpe am Füllstück 12 Verschleiß auftritt, führt das Füllstück 12 entsprechende Verschiebe- und/oder Drehbewegung entlang des bzw. um den Bolzen 13 aus. Das Hohlrad 11 führt dann eine entsprechende Nachlaufbewegung aus. Dieser Nachlaufbewegung des Hohlrades 11 folgt die Lagerschwinge 19 durch entsprechende Drehung um ihren Drehpunkt 20. Da der Drehpunkt 20 der Lagerschwinge ortsfest ist und auf der die Mittelpunkte von Ritzel 9 und Hohlrad, 11 verbindenden Linie L liegt, ändert sich auch bei Drehung der Lagerschwinge 19 im Käinmbereich von Kitzel 9 und Hohlrad 11 der Abstand zwischen diesen beiden Teilen praktisch nicht bzw. nur in vernachlässigbarem Ausmaß. Somit ändert sich auch bei Verschleiß am Füllstück 12 das Zahnspiel im Kämmbereich der Zahnräder 9 und 11 praktisch nicht, so daß auch das Fördervolumen der Pumpe praktisch gleich bleibt.

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Claims

Pat ent ans prüche

.11.) Innenverzahnte Hochdruckzahnradpumpe mit einem angetriebenen außenverzahnten Ritzel und einem damit im Eingriff stehenden innenverzahnten Hohlrad, welches mittels, eines Lagerteiles radial gelagert ist, das um einen im Pumpengehäuse angeordneten Drehpunkt drehbar ist, wobei zwischen dem außenverzahnten Ritzel und dem. innenverzahnten Hohlrad ein bewegbar gelagertes sichelförmiges Füllstück angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, daß der Drehpunkt (20) des als Schwinge ausgebildeten Lagerteils (19) auf der den Mittelpunkt des außenverzahnten Ritzels (9) und den Mittelpunkt des innenverzahnten Hohlrades (11) verbindenden Linie angeordnet ist.
2. Pumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das' sichelförmige Füllstück (12) im Pumpengehäuse (1, 3) drehbar und verschiebbar gelagert ist.
3. Pumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Lagerschwinge (19) mit einem oder mehreren hydrostatischen Kompensationsi'eldern (23) versehen ist, die derart gewählt sind, daß das an der Lagerschwinge anliegende Hohlrad (11) mit geringer Kraft in Sichtung gegen das Füllstück (12) gedruckt ist.

4-. Pumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3» dadurch gekennzeichnet, daß die Lagerschwinge (19) an ihrer dem Hohlrad (11) zugewandten Fläche ein hydrostatisches Druckfeld (21) aufweist, welchem Druckmittel über in dem Hohlrad (11) gebildete Bohrungen (15) zugeführt wird.

5· Pumpe nach Anspruch 3 oder 4·, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausnehmungen (23) in der Lagerschwinge (19), Vielehe die Kompensationsfelder bilden, über Bohrungen (22) mit der Ausnehmung (21) der Lagerschwinge (19) verbunden sind, welch© das hydrostatische Druckfeld bildet.

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6· Pumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 5» dadurch gekennzeichnet, daß die Verzahnung von Ritzel (9) und Hohlrad (11) als spielbehaftete Verzahnung gebildet ist.

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