EP0911524B1 - Internal gear pump - Google Patents
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- EP0911524B1 EP0911524B1 EP98118622A EP98118622A EP0911524B1 EP 0911524 B1 EP0911524 B1 EP 0911524B1 EP 98118622 A EP98118622 A EP 98118622A EP 98118622 A EP98118622 A EP 98118622A EP 0911524 B1 EP0911524 B1 EP 0911524B1
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- EP
- European Patent Office
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- sealing
- pinion
- drive unit
- ring gear
- profile groove
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
- F04C15/0003—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
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
- F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
- F01C21/08—Rotary pistons
- F01C21/0809—Construction of vanes or vane holders
-
- 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
- F04C2/084—Toothed wheels
Definitions
- the invention relates to a sickle-free internal gear machine according to the genus of claim 1.
- Crescentless internal gear machines have engines with one internally toothed ring gear and a meshing with this ring gear externally toothed pinion.
- This pinion is opposite the ring gear is eccentrically offset and has one Interlocking with at least one around a tooth lower number of teeth than the toothing of the ring gear. about the pinion usually drives or drives the Engine.
- Such engines form tooth chambers, those in the operation of the internal gear machine a periodic Volume change is granted. Go through the tooth chambers one suction, one pressure and two in between Um tenuphasen. This creates a pressure medium in the tooth chambers from an inlet on the housing to an outlet transported, the pressure medium, depending on the Operating mode of the internal gear machine as a pump or motor, Energy is supplied or withdrawn.
- a sickle-free internal gear machine the characterizing features of claim 1 the advantage on that the pressurized surfaces of the sealing elements and thus the forces acting on the sealing elements the pressure angle of the engine are almost constant. This is achieved with sealing elements with a defined sealing edge reached. Apart from the smoothing of the force relationships the load on the sealing elements Sealing elements reduced and thus the life of the internal gear machine elevated. Conversely, can internal gear machines designed in this way with unchanged Use service life also for higher operating pressures. Further advantages or advantageous developments of the invention result from the subclaims and the description.
- Figure 1 shows a cross section through a crescentless internal gear machine
- Figure 2 the detail is X according to Figure 1, which is a section of the engine at the time the changeover phase from the suction to the pressure phase shows, shown enlarged.
- the internal gear machine 10 has a housing 11, in the interior thereof an engine 12 is arranged.
- the engine 12 consists of an internally toothed ring gear 13 with a externally toothed pinion 14 combs.
- the pinion 14 is eccentric arranged to the ring gear 13 and closes with the ring gear 13 mutually sealed tooth chambers 15 a.
- the Tooth chambers 15 become in the course of one revolution of the engine 12 issued a periodic volume change, whereby a pressure medium from an inlet 17 to an outlet 18 flows.
- the inlet 17 and the outlet 18 are on the housing 11 educated.
- sealing elements 19 arranged in the tooth heads of the ring gear. These sealing elements 19 are supported in the two Reversal phases on the toothing contour of the pinion 14.
- Figure 2 shows a detail X ( Figure 1) of the engine 12 for Time of changeover from the suction to the pressure phase in an enlarged view.
- Figure 2 lie a tooth of the pinion 14 and a tooth of the ring gear 13 directly across from.
- the following description will assumed that the ring gear 13 and the pinion 14th in the direction indicated by the direction arrow D turn and that in the leading tooth chamber 15.1 higher pressure than in the lagging tooth chamber 15.2 prevails.
- the leading tooth chamber 15.1 is over a Pressure medium connection 23 connected to a profile groove 20, in which a sealing element 19 is guided in a radially movable manner.
- a compression spring 24 is arranged in the profile groove 20 on the one hand at the bottom of the profile groove 20 and on the other is supported on the sealing element 19. The preload of the compression spring 24 acts one acting on the sealing element 19 Centrifugal force and presses together with a hydraulic force the sealing element 19 against the toothing of the pinion 14th
- the sealing element 19 has the shape of the letter J and has a crosspiece 25, a shaft 26 and a foot 27. While the crosspiece 25 and the shaft 26 lie inside the profile groove 20, the foot 27 protrudes from the profile groove 20.
- the shaft 26 has two mutually parallel guide flanks 28, 29 which bear against the corresponding wall of the profile groove 20. In order to ensure the radial mobility of the sealing element 19, there is a slight radial play between the shaft 26 and the wall of the profile groove 20.
- the transverse web 25 of the sealing element 19 forms a stop 30 which is arranged laterally on the guide flank 28 lagging in the direction of rotation D of the ring gear 13 and which has a bevelled rear flank 33.
- This rear flank 33 interacts with a shoulder 34 of the profile groove 20 and prevents the sealing element 19 from falling out of this profile groove 20.
- the foot 27 of the sealing element 19 protruding from the profile groove 20 is chamfered against the direction of rotation D of the ring gear 13 and forms the pinion on it 14 facing end face a relatively sharp-edged sealing edge 35.
- This sealing edge 35 is formed by two rectilinear legs 36, 37 which, with the axis of the sealing element 19 lying in the direction of movement, enclose inclination angles W1, W2 of different sizes.
- the size of the two inclination angles W1, W2 is matched to the contour of the toothing of the pinion 14 in such a way that at any point in time of the two reversing phases of the engine 12, the inclination angle W3 of a tangent T, which is at the sealing point of the sealing element 19 on the pinion 14 to the contour of this pinion 14 is greater than the angle of inclination W1 and W2 of the legs 36, 37.
- This requirement ensures that the sealing edge 35 bears against the pinion 14 during the entire reversal phase of the engine 19.
- the leg 36 lagging in the direction of rotation D is connected to the guide flank 28 via a bevel 38, while the leading leg 37 merges directly into the leading lead flank 29 of the shaft 26. Furthermore, the sealing edge 35 is offset from the trailing leading edge 28 by a distance A in the direction of rotation D forward.
- the described geometric design of the sealing elements 19 explains itself when considering the hydraulic Conditions on the sealing elements 19 during operation the internal gear machine 10.
- the geometry of the sealing elements 19 aims at one hand, these sealing elements 19 possible in both reversal phases of the engine 12 press lightly on the pinion 14 in order to minimize wear on the sealing edge 35, on the other hand but the sealing effect of the sealing edge 35 in all operating states to ensure the internal gear machine 10. moreover the hydraulic loading of the sealing elements 19 as quickly as possible to changing operating conditions adjust the internal gear machine 10.
- a hydraulic counterforce acts on the sealing element 19 opposite.
- This counterforce consists of one first force component by the area of the high pressure area lying leading leg 37 generated is and a second force component, which by the hydraulic effective area of the lagging in the low pressure area Dental chamber 15.2 lying trailing leg 36 of the sealing element 19 is formed together.
- the bevel 38 is from the total area of the leg 36 only that by the distance A between the lagging Leading edge 28 and the sealing edge 35 determined Surface section hydraulically effective. Only on this section of the surface a sealing element 19 there is no pressure equilibrium.
- the resulting force is therefore the pressure difference between the two tooth chambers 15.1, 15.2 and of size the pressure area of the sealing element defined by the distance A. 19 set.
- the contact pressure can be reduced of the sealing element 35 on the pinion 14 application-specific adjust over the dimension of the distance A.
- This Contact force changes its size in the course of one revolution of the engine 12 at most insignificant, since the location of the Sealing edge 35 and thus the area ratios on Sealing element 19 remain largely constant.
- the measure of the distance A can be between a minimum value and vary a maximum value.
- the minimum value has been reached if the sealing edge 35 with the trailing guide surface 28 is aligned - in this case there is sealing element 19 hydraulic balance, i.e. towards that Pinion 14 acts only on the force of the compression spring 24 on the sealing element 19 a.
- the maximum value for the distance A is dependent on the toothing contour of the pinion 14.
- Essential for the maximum value of the distance A is that the Sealing edge 35 over the entire changeover phase of the engine 12 rests on the pinion 14.
- Exceeding the maximum value leads to the sealing edge 34 of the contour of the Interlocking of the pinion 14 at least over part of the changeover phase the engine 12 takes off, which again variable sealing conditions between the pinion 14 and would set the ring gear 13.
- the sealing element 19 is with its sealing edge 35 at the interdental spaces of the ring gear 13 on (Fig.1).
- the tooth chamber leading in direction of rotation D. 15.1 is already on the pressure medium connection 23 connected to the low pressure side of the internal gear machine 10, while the trailing tooth chamber 15.2 is still under high pressure is acted upon.
- the one determined by the distance A, not pressure-balanced pressure surface of the sealing element 19 results a force directed away from the ring gear 13 caused by the the sealing element 19 acting centrifugal force is reinforced.
- the compressive force of the compression spring 24 acts on these two forces opposite.
- the compression spring 24 is dimensioned so that the amount of pressure force is greater than the centrifugal force and the hydraulic force together. This is the plant of the Sealing element 19 on the ring gear 13 also in this second changeover phase ensured.
- Receiving profile grooves 20 can both as holes in the Tooth flanks of the teeth of the ring gear 13, as well as grooves, in at least one of the engines 12 laterally delimiting Walls be formed.
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Description
Die Erfindung geht von einer sichellosen Innenzahnradmaschine entsprechend der Gattung des Anspruchs 1 aus. Sichellose Innenzahnradmaschinen weisen Triebwerke mit einem innenverzahnten Hohlrad und einem mit diesem Hohlrad kämmenden außenverzahnten Ritzel auf. Dieses Ritzel ist gegenüber dem Hohlrad exzentrisch versetzt angeordnet und hat eine Verzahnung mit wenigstens einer um einen Zahn geringeren Zähnezahl als die Verzahnung des Hohlrads. Über das Ritzel erfolgt gewöhnlich der An- oder Abtrieb des Triebwerks. Derartige Triebwerke bilden Zahnkammern aus, denen im Betrieb der Innenzahnradmaschine eine periodische Volumenänderung erteilt wird. Die Zahnkammern durchlaufen dabei eine Saug-, eine Druck- und zwei dazwischenliegende Umsteuerphasen. In den Zahnkammern wird dadurch ein Druckmittel von einem gehäuseseitigen Zulauf zu einem Ablauf transportiert, wobei dem Druckmittel, abhängig von der Betriebsart der Innenzahnradmaschine als Pumpe oder Motor, Energie zugeführt oder entzogen wird. The invention relates to a sickle-free internal gear machine according to the genus of claim 1. Crescentless internal gear machines have engines with one internally toothed ring gear and a meshing with this ring gear externally toothed pinion. This pinion is opposite the ring gear is eccentrically offset and has one Interlocking with at least one around a tooth lower number of teeth than the toothing of the ring gear. about the pinion usually drives or drives the Engine. Such engines form tooth chambers, those in the operation of the internal gear machine a periodic Volume change is granted. Go through the tooth chambers one suction, one pressure and two in between Umsteuerphasen. This creates a pressure medium in the tooth chambers from an inlet on the housing to an outlet transported, the pressure medium, depending on the Operating mode of the internal gear machine as a pump or motor, Energy is supplied or withdrawn.
Derartig ausgebildete Innenzahnradmaschinen sind beispielsweise
aus den Druckschriften EP 0 661 454 A1 und
EP 0 545 424 B1 bereits bekannt.
Zur Abdichtung der Hochdruckseite gegenüber der Niederdruckseite
weisen diese Innenzahnradmaschinen Abdichtelemente
auf, die in den Zahnköpfen des Hohlrads in dafür vorgesehenen
Profilnuten angeordnet sind. Diese Abdichtelemente sind
pilzförmig geformt und haben einen konischen Schaft sowie
einen aus der Profilnut herausragenden Kopf. Der Kopf liegt
in den beiden Umsteuerphasen des Triebwerks an der Verzahnung
des Ritzels an. Die dem Ritzel zugewandten Stirnflächen
der Abdichtelemente sind bogenförmig gewölbt und bilden mit
der Verzahnung des Ritzels jeweils eine Dichtstelle aus.
Diese Dichtstelle verändert ihre Lage am Abdichtelement im
Verlauf der Umsteuerphase kontinuierlich. Dies hat den Nachteil,
daß sich die druckbeaufschlagten Flächen und damit die
Kraftverhältnisse an den Abdichtelementen mit zunehmendem
Eingriffswinkel des Triebwerks ändern. Um die wechselnden
Belastungen der Abdichtelemente in definierten Grenzen zu
halten, sind die im Inneren der Profilnut liegenden Stirnflächen
der Abdichtelemente hydraulisch beaufschlagt. Hierzu
sind allerdings eine Vielzahl von Druckkanälen und Drosseleinrichtungen
notwendig, deren Wirksamkeit nicht für alle
Betriebszustände einer Innenzahnradmaschine ausreichend
gegeben ist. Zudem ist die Herstellung der Druckkanäle
relativ aufwendig und dementsprechend teuer.Internal gear machines designed in this way are already known, for example, from documents EP 0 661 454 A1 and EP 0 545 424 B1.
To seal the high-pressure side from the low-pressure side, these internal gear machines have sealing elements which are arranged in the toothed heads of the ring gear in profile grooves provided for this purpose. These sealing elements are mushroom-shaped and have a conical shaft and a head protruding from the profile groove. In the two reversing phases of the engine, the head rests against the toothing of the pinion. The end faces of the sealing elements facing the pinion are arched and each form a sealing point with the toothing of the pinion. This sealing point changes its position on the sealing element continuously in the course of the changeover phase. This has the disadvantage that the pressurized surfaces and thus the force relationships on the sealing elements change as the pressure angle of the engine increases. In order to keep the changing loads on the sealing elements within defined limits, the end faces of the sealing elements located inside the profile groove are hydraulically loaded. For this purpose, however, a large number of pressure channels and throttle devices are necessary, the effectiveness of which is not sufficient for all operating states of an internal gear machine. In addition, the production of the pressure channels is relatively complex and accordingly expensive.
Demgegenüber weist eine sichellose Innenzahnradmaschine mit den kennzeichnenden Merkmalen des Anspruchs 1 den Vorteil auf, daß die druckbeaufschlagten Flächen der Dichtelemente und damit die auf die Dichtelemente einwirkenden Kräfte über den Eingriffswinkel des Triebwerks nahezu konstant sind. Dies wird durch Dichtelemente mit einer definierten Dichtkante erreicht. Abgesehen von der Glättung der Kraftverhältnisse an den Dichtelementen wird dadurch die Belastung der Dichtelemente reduziert und somit die Lebensdauer der Innenzahnradmaschine erhöht. Im Umkehrschluß dazu, lassen sich derart ausgebildete Innenzahnradmaschinen bei unveränderter Lebensdauer auch für höhere Betriebsdrücke einsetzen. Weitere Vorteile oder vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen und der Beschreibung.In contrast, a sickle-free internal gear machine the characterizing features of claim 1 the advantage on that the pressurized surfaces of the sealing elements and thus the forces acting on the sealing elements the pressure angle of the engine are almost constant. This is achieved with sealing elements with a defined sealing edge reached. Apart from the smoothing of the force relationships the load on the sealing elements Sealing elements reduced and thus the life of the internal gear machine elevated. Conversely, can internal gear machines designed in this way with unchanged Use service life also for higher operating pressures. Further advantages or advantageous developments of the invention result from the subclaims and the description.
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Die Figur 1 zeigt einen Querschnitt durch eine sichellose Innenzahnradmaschine, in Figur 2 ist das Detail X nach Figur 1, das einen Ausschnitt des Triebwerks zum Zeitpunkt der Umsteuerphase von der Saug- in die Druckphase zeigt, vergrößert dargestellt.An embodiment of the invention is in the drawing shown and explained in more detail in the following description. Figure 1 shows a cross section through a crescentless internal gear machine, in Figure 2 the detail is X according to Figure 1, which is a section of the engine at the time the changeover phase from the suction to the pressure phase shows, shown enlarged.
Der an sich bekannte und in der Beschreibungseinleitung
bereits erläuterte generelle Aufbau einer sichellosen Innenzahnradmaschine
ist aus der Figur 1 ersichtlich. Die Innenzahnradmaschine
10 weist ein Gehäuse 11 auf, in dessen Innenraum
ein Triebwerk 12 angeordnet ist. Das Triebwerk 12
besteht aus einem innenverzahnten Hohlrad 13, das mit einem
außenverzahnten Ritzel 14 kämmt. Das Ritzel 14 ist exzentrisch
zum Hohlrad 13 angeordnet und schließt mit dem Hohlrad
13 gegeneinander abgedichtete Zahnkammern 15 ein. Den
Zahnkammern 15 wird im Verlauf einer Umdrehung des Triebwerks
12 eine periodische Volumenänderung erteilt, wodurch
ein Druckmittel von einem Zulauf 17 zu einem Ablauf 18
strömt. Der Zulauf 17 und der Ablauf 18 sind am Gehäuse 11
ausgebildet. Zur Abdichtung der Hochdruckseite von der Niederdruckseite
der sichellosen Innenzahnradmaschine 10 sind
in den Zahnköpfen des Hohlrads 13 Abdichtelemente 19 angeordnet.
Diese Abdichtelemente 19 stützen sich in den beiden
Umsteuerphasen an der Verzahnungskontur des Ritzels 14 ab.The well-known and in the introduction to the description
already explained general structure of a sickle-free internal gear machine
can be seen from Figure 1. The
Figur 2 zeigt ein Detail X (Figur 1) des Triebwerks 12 zum
Zeitpunkt der Umsteuerung von der Saug- in die Druckphase in
einer vergrößerten Darstellung. Gemäß Figur 2 liegen sich
ein Zahn des Ritzels 14 und ein Zahn des Hohlrads 13 unmittelbar
gegenüber. Bei der nachfolgenden Beschreibung wird
davon ausgegangen, daß sich das Hohlrad 13 und das Ritzel 14
in der durch den Richtungspfeil D angegebenen Richtung
drehen und daß in der vorauseilenden Zahnkammer 15.1 ein
höherer Druck als in der nacheilenden Zahnkammer 15.2
herrscht. Die vorauseilende Zahnkammer 15.1 ist über eine
Druckmittelverbindung 23 mit einer Profilnut 20 verbunden,
in der ein Abdichtelement 19 radial beweglich geführt ist.
In der Profilnut 20 ist eine Druckfeder 24 angeordnet, die
sich einerseits am Boden der Profilnut 20 und andererseits
am Abdichtelement 19 abstützt. Die Vorspannung der Druckfeder
24 wirkt einer am Abdichtelement 19 angreifenden
Fliehkraft entgegen und drückt zusammen mit einer Hydraulikkraft
das Abdichtelement 19 gegen die Verzahnung des Ritzels
14.Figure 2 shows a detail X (Figure 1) of the
Das erfindungsgemäße Abdichtelement 19 hat die Form des
Buchstabens J und weist einen Quersteg 25, einen Schaft 26
und einen Fuß 27 auf. Während der Quersteg 25 und der Schaft
26 im Inneren der Profilnut 20 liegen ragt der Fuß 27 aus
der Profilnut 20 hervor. Der Schaft 26 hat zwei parallel zueinander
verlaufende Führungsflanken 28, 29, die an der entsprechenden
Wandung der Profilnut 20 anliegen. Um die
radiale Beweglichkeit des Abdichtelements 19 zu gewährleisten,
besteht zwischen dem Schaft 26 und der Wandung der
Profilnut 20 ein geringes Radialspiel. Der Quersteg 25 des
Abdichtelements 19 bildet einen Anschlag 30 aus, der seitlich
an der in Drehrichtung D des Hohlrads 13 nacheilenden
Führungsflanke 28 angeordnet ist und der eine abgeschrägte
Rückflanke 33 aufweist. Diese Rückflanke 33 wirkt mit einer
Schulter 34 der Profilnut 20 zusammen und verhindert ein
Herausfallen des Abdichtelements 19 aus dieser Profilnut 20.
Der aus der Profilnut 20 herausragende Fuß 27 des Abdichtelements
19 ist entgegen der Drehrichtung D des Hohlrads 13
abgeschrägt und bildet an seiner dem Ritzel 14 zugewandten
Stirnseite eine relativ scharfkantige Dichtkante 35 aus.
Diese Dichtkante 35 wird von zwei geradlinigen Schenkeln 36,
37 gebildet, die mit der in Bewegungsrichtung liegenden Achse
des Abdichtelements 19 unterschiedlich große Neigungswinkel
W1, W2 einschließen. Die Größe der beiden Neigungswinkel
W1,W2 ist auf die Kontur der Verzahnung des Ritzels
14 derart abgestimmt, daß zu jedem Zeitpunkt der beiden Umsteuerphasen
des Triebwerks 12 der Neigungswinkel W3 einer
Tangente T, die an der Dichtstelle des Abdichtelements 19 am
Ritzel 14 an die Kontur dieses Ritzels 14 angelegt ist, größer
ist, als die Neigungswinkel W1 und W2 der Schenkel 36,
37. Diese Voraussetzung stellt ein Anliegen der Dichtkante
35 während der gesamten Umsteuerphase des Triebwerks 19 am
Ritzel 14 sicher.
Der in Drehrichtung D nacheilende Schenkel 36 ist über eine
Abschrägung 38 mit der Führungsflanke 28 verbunden, während
der vorauseilende Schenkel 37 unmittelbar in die vorauseilende
Führungsflanke 29 des Schafts 26 übergeht. Desweiteren
ist die Dichtkante 35 gegenüber der nacheilenden Führungsflanke
28 um einen Abstand A in Drehrichtung D nach vorne
versetzt angeordnet.The
The
Die beschriebene geometrische Ausbildung der Abdichtelemente
19 erklärt sich im Rahmen der Betrachtung der hydraulischen
Verhältnisse an den Abdichtelementen 19 während des Betriebs
der Innenzahnradmaschine 10. Die Geometrie der Abdichtelemente
19 zielt einerseits darauf ab, diese Abdichtelemente
19 in beiden Umsteuerphasen des Triebwerks 12 möglichst
schwach am Ritzel 14 anzudrücken, um möglichst wenig Verschleiß
an der Dichtkante 35 hervorzurufen, andererseits
aber die Dichtwirkung der Dichtkante 35 in allen Betriebszuständen
der Innnenzahnradmaschine 10 zu gewährleisten. Zudem
soll sich die hydraulische Beaufschlagung der Abdichtelemente
19 möglichst schnell an sich ändernde Betriebsbedingungen
der Innenzahnradmaschine 10 anpassen.The described geometric design of the
Im Betrieb der Innenzahnradmaschine 10 ist die im Inneren
der Profilnut 20 liegende Stirnfläche des Abdichtelements 19
über die Druckmittelverbindung 23 mit Hochdruck aus der vorauseilenden
Zahnkammer 15.1 beaufschlagt. Der vom Anschlag
30 gebildete Teil dieser Stirnfläche des Abdichtelements 19
ist dabei hydraulisch nicht wirksam, da die ebenfalls im
Hochdruckbereich liegende Rückflanke 33 für einen Druck/Kraftausgleich
am Anschlag 30 sorgt.When the
Einer von der Druckfeder 24 und vom Druckmittel hervorgerufenen
und in Richtung auf das Ritzel 14 wirkenden Druckkraft
auf das Abdichtelement 19 wirkt eine hydraulische Gegenkraft
entgegen. Diese Gegenkraft setzt sich aus einer
ersten Kraftkomponente, die durch die Fläche des im Hochdruckbereich
liegenden vorauseilenden Schenkels 37 erzeugt
wird und einer zweiten Kraftkomponente, die von der hydraulisch
wirksamen Fläche des im Niederdruckbereich der nacheilenden
Zahnkammer 15.2 liegenden nacheilenden Schenkels
36 des Abdichtelements 19 gebildet wird, zusammen. Aufgrund
der Abschrägung 38 ist von der Gesamtfläche des Schenkels
36 lediglich der durch den Abstand A zwischen der nacheilenden
Führungsflanke 28 und der Dichtkante 35 bestimmte
Flächenabschnitt hydraulisch wirksam. Nur an diesem Flächenabschnitt
eines Abdichtelements 19 herrscht kein Druckgleichgewicht.
Eine auf das Abdichtelement 19 einwirkende
resultierende Kraft ist demzufolge vom Druckunterschied
zwischen den beiden Zahnkammern 15.1, 15.2 und von der Größe
der durch den Abstand A festgelegten Druckfläche des Abdichtelements
19 festgelegt. Demzufolge läßt sich die Anpreßkraft
des Abdichtelements 35 am Ritzel 14 anwendungsspezifisch
über das Maß des Abstandes A einstellen. Diese
Anpreßkraft verändert ihre Größe im Verlauf einer Umdrehung
des Triebwerks 12 allenfalls unwesentlich, da die Lage der
Dichtkante 35 und damit die Flächenverhältnisse am
Abdichtelement 19 weitgehend konstant bleiben.One caused by the
Das Maß des Abstandes A kann zwischen einem Minimalwert und
einem Maximalwert variieren. Der Minimalwert ist erreicht,
wenn die Dichtkante 35 mit der nacheilenden Führungsfläche
28 fluchtet - in diesem Fall herrscht am Abdichtelement 19
hydraulisches Gleichgewicht, d.h. in Richtung auf das
Ritzel 14 wirkt nur die Kraft der Druckfeder 24 auf das Abdichtelement
19 ein. Der Maximalwert für den Abstand A ist
von der Verzahnungskontur des Ritzels 14 abhängig. Maßgeblich
für den Maximalwert des Abstandes A ist, daß die
Dichtkante 35 über die gesamte Umsteuerphase des Triebwerks
12 am Ritzel 14 anliegt. Ein Überschreiten des Maximalwertes
führt dazu, daß die Dichtkante 34 von der Kontur der
Verzahnung des Ritzels 14 zumindest über einen Teil der Umsteuerphase
des Triebwerks 12 abhebt, wodurch sich erneut
veränderliche Abdichtbedigungen zwischen dem Ritzel 14 und
dem Hohlrad 13 einstellen würden.The measure of the distance A can be between a minimum value and
vary a maximum value. The minimum value has been reached
if the sealing
In der zeichnerisch nicht dargestellten zweiten Umsteuer
phase des Triebwerks 12, d.h. in der Umsteuerphase von
Hoch- auf Niederdruck, liegt das Abdichtelement 19 mit
seiner Dichtkante 35 an den Zahnzwischenräumen des Hohlrads
13 an (Fig.1). Die in Drehrichtung D vorauseilende Zahnkammer
15.1 ist dabei über die Druckmittelverbindung 23 bereits
mit der Niederdruckseite der Innenzahnradmaschine 10 verbunden,
während die nacheilende Zahnkammer 15.2 noch mit Hochdruck
beaufschlagt ist. Die vom Abstand A bestimmte, nicht
druckausgeglichene Druckfläche des Abdichtelements 19 ergibt
eine vom Hohlrad 13 weg gerichtete Kraft, die durch die auf
das Abdichtelement 19 einwirkende Fliehkraft verstärkt wird.
Diesen beiden Kräften wirkt die Druckkraft der Druckfeder 24
entgegen. Die Druckfeder 24 ist dabei so dimensioniert, daß
der Betrag der Druckkraft größer ist als die Fliehkraft und
die hydraulische Kraft zusammen. Dadurch ist die Anlage des
Abdichtelements 19 am Hohlrad 13 auch in dieser zweiten Umsteuerphase
sichergestellt.In the second reversal, not shown in the drawing
phase of
Die Druckmittelverbindungen
23 zwischen den in Drehrichtung D des Triebwerks vorauseilenden
Zahnkammern 15.2 und der die Abdichtelemente 19
aufnehmenden Profilnuten 20 können sowohl als Bohrungen in den
Zahnflanken der Zähne des Hohlrades 13, als auch als Nuten,
in wenigstens einer der das Triebwerk 12 seitlich begrenzenden
Wandungen ausgebildet sein.The
Claims (8)
- Crescentless internal gearwheel machine (10), capable of being designed as a pump or as a motor, with a housing (11) in which a drive unit (12) consisting of at least one internally toothed ring gear (13) and of at least one externally toothed pinion (14) meshing with the ring gear (13) conveys a pressure medium in the tooth chambers (15), enclosed by the at least one ring gear (13) and the at least one pinion (14), from an inflow (17) to an outflow (18), the tooth chambers (15) being sealed off relative to one another by means of sealing-off elements (19) which are partially guided radially movably in profile grooves (20) of the ring gear (13), characterized in that the sealing-off elements (19) have, at their first ends facing the pinion (14), in each case a sealing edge (35) which is formed in each case by two flanks (36, 37) of the sealing-off element (19), and in that the two flanks (36, 37) form different angles of inclination (W1, W2) with that axis of the sealing-off element (19), which lies in the direction of movement.
- Crescentless internal gearwheel machine (10) according to Claim 1, characterized in that the angle of inclination (W3) of a tangent (T) which is laid onto the toothing contour of the pinion (14) at the support point of the sealing edge (35) on this pinion (14) is greater at any point in time of the two reversal phases of the drive unit (12) than the angles of inclination (W1, W2) of the two flanks (36, 37).
- Crescentless internal gearwheel machine (10) according to one of Claims 1 or 2, characterized in that the sealing-off elements (19) have a shank (26) lying inside the profile groove (20) and having two guide flanks (28, 29) parallel to one another, in that the shank (26) has a stop (30) which cooperates with a shoulder (34) formed in the profile groove (20), and in that the shank (26) forms, at its end facing the pinion (14), a foot (37) projecting out of the profile groove (20) and sloped opposite to the direction of rotation (D) of the drive unit (12).
- Crescentless internal gearwheel machine (10) according to one of Claims 1 to 3, characterized in that the sealing edge (35) is at a distance (A) from that guide flank (28) of the shank (26) which trails in the direction of rotation (D) of the drive unit (12).
- Crescentless internal gearwheel machine (10) according to one of Claims 1 to 4, characterized in that the stop (30) and the foot (37) of the sealing-off element (19) have hydraulically active rear sides (33, 38).
- Crescentless internal gearwheel machine (10) according to one of Claims 1 to 5, characterized in that the profile groove (20) has arranged in it a spring element (24) which is supported on the profile groove (20) on the one hand, and on the sealing-off element (19), on the other hand, and in that the profile groove (20) is connected via a hydraulic connection (23) to the tooth chamber (15.1) leading in the direction of rotation of the drive unit (12).
- Crescentless internal gearwheel machine (10) according to Claim 6, characterized in that the hydraulic connection (23) is a groove which is formed in at least one of the walls laterally limiting the drive unit (12).
- Crescentless internal gearwheel machine (10) according to Claim 6, characterized in that the hydraulic connection (23) is a bore which is formed in that tooth flank of the ring gear (13) which leads in the direction of rotation (D) of the drive unit (12).
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