EP1180217A1 - Toothed rotor set - Google Patents

Toothed rotor set

Info

Publication number
EP1180217A1
EP1180217A1 EP00941957A EP00941957A EP1180217A1 EP 1180217 A1 EP1180217 A1 EP 1180217A1 EP 00941957 A EP00941957 A EP 00941957A EP 00941957 A EP00941957 A EP 00941957A EP 1180217 A1 EP1180217 A1 EP 1180217A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
tooth
rotor set
toothing
toothed
rotor
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Granted
Application number
EP00941957A
Other languages
German (de)
French (fr)
Other versions
EP1180217B1 (en
Inventor
Josef Bachmann
Harald Neubert
Eberhard Ernst
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
GKN Sinter Metals GmbH
Original Assignee
GKN Sinter Metals 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 GKN Sinter Metals GmbH filed Critical GKN Sinter Metals GmbH
Publication of EP1180217A1 publication Critical patent/EP1180217A1/en
Application granted granted Critical
Publication of EP1180217B1 publication Critical patent/EP1180217B1/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • 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

Definitions

  • the invention relates to a gear rotor set for a
  • the toothed rotor is similar to a toothed ring pump with a toothed design, the function and mode of operation of a toothed rotor set which corresponds to a toothed ring pump.
  • the pressure chamber is not separated from the suction chamber by a sickle-shaped filler, but a special design of the teeth - based on the trochoid toothing - ensures the seal between the gerotor ring and the externally toothed pinion.
  • the internally toothed toothed ring has one tooth more than the pinion, so that the tooth heads touch exactly opposite the tooth engagement point if the teeth are designed accordingly.
  • This head play causes internal leaks in the gerotor pumps and thus a poor volumetric efficiency. As a result, high pressures cannot be built up at low speeds.
  • a pump according to the teaching of DE-A-196 46 359 is more advantageous compared to gerotor pumps.
  • the pump forms a generic toothed rotor set consisting of a
  • FILLING HEAD has the same module in which the teeth of the gear mesh.
  • the function of the gear rotor set results from the fact that a drive torque acts on the inner rotor via a drive shaft and rotates it.
  • a force is transmitted from the toothed inner rotor to the planet gear, which on the one hand results in an impact force through the center of the planet gear and a circumferential force which brings about a torque of the planet gear.
  • the impact force that acts on the bearing ring causes it to rotate.
  • the generic toothed rotor set proves to be disadvantageous in that clean rolling without interference is not guaranteed under all operating conditions.
  • the movement of the planet gears relative to the bearing ring comes to a standstill in one position.
  • a toothed rotor set consisting of a rotatable bearing ring with bearing pockets, in which rotatably mounted planet rotors are arranged, which form an internal toothing, with an inner rotor which is mounted eccentrically to the bearing ring and which has an approximately star-shaped outer contour and which is provided with external teeth , wherein the external toothing has one tooth less than the internal toothing and the toothing of at least one of the two rotor systems has an arcuate portion at least in partial areas of the tooth shape of the toothing.
  • the advantage of a toothed rotor set designed in this way is that the curved portion of the tooth shape essentially results in rolling friction and no sliding friction, so that wear on the toothing is minimized.
  • the convex tooth head of the toothed inner rotor and the concave tooth base of the toothed planetary rotor result in a contact surface and not a line of contact.
  • the Hertzian pressure is greatly reduced by this pair of rollers.
  • Tooth shape is arcuate. Such a design of the tooth shape in the region of the tooth head and / or the tooth base enables very large impact forces (radial forces) to be transmitted, the proportion of the circumferential force to be transmitted being able to be small.
  • the tooth head and the tooth base are included in the rolling process, i.e. the rolling of the toothed planetary rotors on the toothed inner rotor curve, also included.
  • the convexly curved tooth flank of the planetary rotor and the concave curved tooth flank of the inner rotor form a relatively large sealing surface during tooth engagement, which seals the displacement chamber when the displacement chamber passes from the suction region into the pressure region. Even deviations in the perpendicularity of the rotor do not lead to leakage losses in the displacement chamber.
  • the area of the tooth head and / or the tooth base has a flattened shape.
  • the planetary gear In the main zone of the power transmission, in which the torque acts on the bearing ring through the toothed inner rotor via the toothed planetary rotor, the planetary gear almost comes to a standstill due to the geometry. With the described relative standstill and the simultaneous transmission of a large force, there is a risk that the lubricating film breaks down between the planetary tooth head and the bearing ring. To counteract this, the planetary rotor tooth heads were flattened. The size of the flattening depends on the area of application of the gear rotor. At low speeds and high pressures, a strong flattening is necessary.
  • the area of the tooth head and / or the tooth base has a large radius of curvature.
  • the flattening of the planetary rotor tooth heads also improves the transmission of force (Hertzian pressure) from the planetary rotor to the bearing ring.
  • the arcuate portion is at least partially designed as a cycloid.
  • the cycloid has proven to be particularly advantageous in terms of rolling behavior and the transmission of the impact forces. This cycloid toothing ensures smooth, low-friction rolling even with considerable changes in curvature and small radii of curvature, which in turn reduces wear.
  • the tooth shape is designed as an involute at least in the region of the tooth flanks.
  • Planetary rotor formed by an involute with this embodiment, however, interference can more easily occur than with an embodiment whose tooth flanks are designed as cycloids.
  • the toothing has a low-wear surface.
  • the low-wear surface can be protected by a chemical special thermochemical and / or physical surface treatment can be achieved.
  • the surface can also be galvanized. Further advantageous surface treatment processes are caburizing and nitriding and / or nitrocarburizing, boriding and / or chromating.
  • At least one fluid channel is arranged in the region of the bearing pockets.
  • the fluid channel can be connected to the pressure side of the pump, so that lubricating oil is continuously supplied between the planetary rotor and the bearing pocket in order to ensure an improved lubricating film build-up.
  • This circumferential web serves as a seal within the housing in which the toothed rotor set is accommodated.
  • Such moving parts usually have a sealing surface on their end faces, which extends over their entire surface with the exception of the toothing.
  • the seal according to the invention by means of the circumferential web has the advantage that the high frictional forces occurring in the known seals are greatly reduced and the set of toothed rotors thus works more easily and therefore more efficiently.
  • the circumferential web has a width which represents the optimum between the sealing effect and the frictional force.
  • the invention relates to a method for producing a toothed rotor set, which is produced in a shaping process, preferably by means of powder metallurgical processes, plastic injection molding, extrusion molding, die casting, in particular aluminum die casting, and stamping processes.
  • a complex toothing as the toothed rotor set according to the invention has can be produced simply and inexpensively by means of these methods.
  • a filing and sawing, which is known for the usual gears Is used, can not be used in the invention, since the toothing is too complicated.
  • the toothed rotor set is used in a pump, in particular a lubricating oil pump for internal combustion engines.
  • the gear rotor set is used as a motor.
  • Fig. Lb top view of the gear rotor set with suction side and pressure side
  • FIG. 2 shows a variant I of the toothing according to the invention according to the detail "X" in Fig. 1,
  • Fig. 4 shows a variant III of the toothing according to the invention
  • Fig. 5 shows the parameters used for the gear calculation
  • Fig. 1 shows a gear rotor set 1 according to the invention, consisting of a rotatable bearing ring 2 with bearing pockets 3, in which rotatably mounted planet rotors 4 are arranged, which form an internal toothing, with an inner rotor 5 eccentrically mounted to the bearing ring 2 with an approximately star-shaped outer contour, which has an external toothing 6 is provided, the external toothing 6 having one tooth less than the internal toothing.
  • the toothed rotor set 1 has a suction area 7, a pressure area 8 and a displacement chamber 9.
  • a drive torque M1 acts on the toothed inner rotor 5 via a drive shaft 10.
  • a circumferential force F2 acts from the toothed inner rotor 5 on the toothed planetary rotor 4, which is mounted in a bearing ring 2 (housing).
  • the peripheral force F2 is divided into two components, the impact force (radial force) F3 and the torque M4, both of which act on the toothed planetary rotor.
  • the impact force F3 acts through the center of the toothed planetary rotor 4, which is mounted in a bearing ring 2, and sets the bearing ring 2 in rotation.
  • the toothed planetary rotor is set in rotation by the torque M4.
  • the toothed rotor set 1 according to the invention can be used as a pump for generating pressure by driving the inner rotor 5 via a drive shaft 10.
  • the toothed rotor set 1 according to the invention can also be used as a motor by applying pressure to the pressure area, so that the inner rotor 5 is set in rotation and drives the drive shaft 10.
  • Fig. La shows the gear rotor set 1 in a second working position. A maximum pressure is generated in this, since the inner rotor 5 works at most on the planetary rotors 4.
  • FIG. 1b shows a top view of the toothed rotor set 1, both a suction side 21 and a pressure side 23 being shown.
  • An inlet opening 22 opens into the suction side 21 and can, for example, be formed laterally as a bore in the housing accommodating the gear rotor set.
  • An outlet opening 24 likewise opens into the pressure side 23. The diameter of the outlet opening 24 is smaller than that of the inlet opening 22, since the latter has a higher flow rate.
  • FIG. 2 shows a variant I of the toothing according to the invention according to the detail “X” in FIG. 1.
  • the large impact force F3 (radial force) shown in FIG. 1 and the only small circumferential force F4 have to be transmitted.
  • tooth head 11 and tooth base 12 are in the rolling process, i.e. the rolling of the toothed planetary rotor 4 on the toothed inner rotor curve is included.
  • the surface portions of the toothing were chosen so that they correspond to the distribution of forces.
  • the largest portion, the arcuate portion 14, of the toothing thus exists on the tooth base 12 and tooth tip 11, which transmit the impact force F3 between the toothed inner rotor 5 and the toothed planetary rotor 4.
  • Only a small proportion of the toothing surfaces consists of sliding surfaces in the area of the tooth flanks 15, which convert the peripheral force F4 into a rotary movement of the toothed planetary rotor 4.
  • the tooth head 11.1 of the toothed inner rotor 5 is calculated so that it lies precisely in the tooth base 12.2 of the toothed planetary rotor 4, and it can be rolled off easily. ensures.
  • the tooth head 11.2 of the toothed planetary rotor 4 engages in the tooth base 12.1 of the toothed inner rotor 5.
  • the convex tooth head 11.1 of the toothed inner rotor 5 and the concave tooth base 12.2 of the toothed planetary rotor 4 result in a contact surface and not a line of contact. Hertzian pressure is therefore greatly reduced by this roller pairing.
  • FIG. 3 shows a second variant of the toothing according to the invention.
  • a cycloid 20 was used which favors the build-up of the lubricating film more than a simple transition radius.
  • the flattening 13 of the planetary tooth heads 11 also improves the transmission of force (Hertzian pressure) from the planetary rotor 4 to the bearing ring 2.
  • the tooth flanks 15 of the toothed inner rotor 5 and the toothed planetary rotors 4 being formed by an involute 18.
  • the tooth head of the planetary rotor 4 is designed as a cycloid 19. In this embodiment, however, there is a greater probability that interference will occur.
  • the stress on the contact line of the tooth flanks is alternatively calculated as the pressure stress of two parallel rollers, which correspond to the tooth pairing in the following points: length b of the contact line, radius of curvature rl and r2 in the cutting plane normal to the contact line, material pairing and surface quality, (rl and r2 are measured at the point of contact of the unloaded flanks)
  • the related load is (k value according to Stribeck).
  • r2 must be used negatively for concave flanks.
  • the toothing of the planetary rotor 4 is designed as a zero toothing and that of the inner rotor 5 contains a negative profile shift.
  • Pitch circle 1 (tl) pitch circle of the planetary rotor 4
  • Roll circle 3 (r3) of tooth tip 11.2 (epi-cycloid); Rolling circle 4 (r4) of tooth tip 12.2 (hypo-cycloid)
  • Tooth thickness d (t / 2 - 2 * bsp)
  • Rolling circle 5 (r5) (t / 2 + 2 * Flsp.) / ⁇
  • This design of the toothing means that the curvature ratios between tooth head 11 and tooth base 12 (convex, concave) are very similar, which almost touches the surface and thus reduces the Hertzian pressure. Furthermore, with this optimized design for rolling The additional sliding movement (tangential friction force) is very low.
  • the toothing according to the invention can also be used for elliptical wheels, general non-circular wheels and Roots blowers.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)
  • Supercharger (AREA)
  • Details And Applications Of Rotary Liquid Pumps (AREA)
  • Gears, Cams (AREA)
  • Gear Transmission (AREA)
  • Control Of Throttle Valves Provided In The Intake System Or In The Exhaust System (AREA)
  • Valve-Gear Or Valve Arrangements (AREA)

Abstract

The invention relates to a toothed rotor set for a pump, especially for a lubricating oil pump for internal combustion engines, wherein the toothed rotor set has a toothed configuration similar to a toothed ring pump and functioning and operation of said toothed rotor set corresponds to that of a toothed ring pump.

Description

Bezeichnung VerzahnungsrotorsatzDesignation gear rotor set
Beschreibungdescription
Die Erfindung betrifft einen Verzahnungsrotorsatz für eineThe invention relates to a gear rotor set for a
Pumpe, insbesondere für eine Schmierölpumpe für Verbrennungsmotoren. Der Verzahnungsrotor ist ähnlich einer Zahnringpumpe mit verzahnter Ausführung, wobei die Funktion und Wirkungsweise eines Verzahnungsrotorsatzes, der einer Zahnringpumpe entspricht.Pump, in particular for a lubricating oil pump for internal combustion engines. The toothed rotor is similar to a toothed ring pump with a toothed design, the function and mode of operation of a toothed rotor set which corresponds to a toothed ring pump.
Bei Zahnringpumpen wird der Druckraum vom Saugraum nicht durch ein sichelförmiges Füllstück getrennt, sondern eine besondere Ausbildung der Zähne — basierend auf der Trochoiden— Verzahnung — gewährleistet die Abdichtung zwischen Zahnring und außenverzahntem Ritzel. Der innenverzahnte Zahnring besitzt einen Zahn mehr als das Ritzel, so daß bei entsprechender Gestaltung der Zähne sich die Zahnköpfe genau gegenüber dem Zahneingriffspunkt berühren. Damit ein Abrollen gewähr- leistet ist, muß zwischen dem Zahnkopf des Außenläufers und dem Zahnkopf des Innenläufers ein Kopfspiel vorhanden sein. Der Nachteil von Zahnringpumpen ist, daß durch dieses Kopf- spiel bei den Zahnringpumpen innere Leckagen und somit ein schlechter volumetrischer Wirkungsgrad auftritt. Hierdurch können bei niedrigen Drehzahlen keine hohen Drücke aufgebaut werden.In gerotor pumps, the pressure chamber is not separated from the suction chamber by a sickle-shaped filler, but a special design of the teeth - based on the trochoid toothing - ensures the seal between the gerotor ring and the externally toothed pinion. The internally toothed toothed ring has one tooth more than the pinion, so that the tooth heads touch exactly opposite the tooth engagement point if the teeth are designed accordingly. In order for rolling to be guaranteed, there must be a head clearance between the tooth tip of the outer rotor and the tooth tip of the inner rotor. The disadvantage of gerotor pumps is that this head play causes internal leaks in the gerotor pumps and thus a poor volumetric efficiency. As a result, high pressures cannot be built up at low speeds.
Vorteilhafter im Vergleich zu Zahnringpumpen ist ein Pumpe nach der Lehre der DE-A-196 46 359. Die Pumpe bildet einen gattungsgemäßen Verzahnungsrotorsatz, bestehend aus einemA pump according to the teaching of DE-A-196 46 359 is more advantageous compared to gerotor pumps. The pump forms a generic toothed rotor set consisting of a
Außenring mit einer Innenverzahnung und einem darin exen- trisch aufgenommenen Zahnrad mit Außenverzahnung, wobei die Innenverzahnung durch im Außenring drehbar gelagerte Rollen gebildet wird und einen Zahn mehr als die Außenverzahnung aufweist, wobei der Außenverzahnung des Zahnrades eine Feinverzahnung mit einem wesentlich kleineren Modul überlagert ist und jede Rolle auf Ihrem Umfang eine Feinverzahnung mitOuter ring with an internal toothing and a gearwheel with external toothing accommodated therein, the internal toothing being formed by rollers rotatably mounted in the outer ring and having one tooth more than the external toothing, the external toothing of the gearwheel being overlaid by a fine toothing with a much smaller module and each role on your circumference with fine toothing
BBlÄTJGUNGSKOPfε dem gleichen Modul aufweist, in die die Zähne des Zahnrades eingreifen.FILLING HEAD has the same module in which the teeth of the gear mesh.
Die Funktion des Verzahnungsrotorsatzes ergibt sich dadurch, daß ein Antriebsmoment über eine Antriebswelle auf den Innenrotor wirkt und diesen dreht. Vom verzahnten Innenrotor wird eine Kraft auf das Planetenrad übertragen, die einerseits eine Stoßkraft durch das Zentrum des Planetenrades und eine Um- fangskraft ergibt, die ein Drehmoment des Planetenrades be- wirkt. Durch die Stoßkraft, die auf den Lagerring wirkt, wird dieser in Rotation versetzt.The function of the gear rotor set results from the fact that a drive torque acts on the inner rotor via a drive shaft and rotates it. A force is transmitted from the toothed inner rotor to the planet gear, which on the one hand results in an impact force through the center of the planet gear and a circumferential force which brings about a torque of the planet gear. The impact force that acts on the bearing ring causes it to rotate.
Die auftretenden Kräfte und Momente können bei dem gattungsgemäßen Verzahnungsrotorsatz nicht optimal durch die bisher verwendete Evolventenverzahnung aufgenommen werden. Insbesondere besteht das Problem, daß die bekannte Verzahnung die Stoß- und Umfangskräfte nicht ohne große Flächenpressung in Form einer Linienberührung überträgt. Die bisher bekannten Verzahnungen eignen sich nur für die Übertragung hoher Um- fangskräfte und nicht für die Übertragung großer Stoßkräfte, die durch das Zentrum des Planetenrades verlaufen.The forces and moments that occur in the generic toothed rotor set cannot be optimally absorbed by the involute toothing previously used. In particular, there is the problem that the known toothing does not transmit the impact and peripheral forces without great surface pressure in the form of a line contact. The gears known up to now are only suitable for the transmission of high peripheral forces and not for the transmission of large impact forces which run through the center of the planet gear.
Als nachteilig erweist sich der gattungsbildende Verzahnungsrotorsatz dahingehend, daß nicht unter allen Betriebsbedin- gungen ein sauberes Abrollen ohne Eingriffsstörungen gewährleistet ist. Die Bewegung der Planetenräder relativ zum Lagering kommt in einer Position zum Stillstand.The generic toothed rotor set proves to be disadvantageous in that clean rolling without interference is not guaranteed under all operating conditions. The movement of the planet gears relative to the bearing ring comes to a standstill in one position.
In diesem Zustand, in dem das Planetenrad nahezu stillsteht und gleichzeitig eine große Kraft übertragen wird, besteht die Gefahr, daß der Schmierfilm zwischen Planetenzahnkopf und Außenrotor zusammenbricht, wodurch die Couetteströmung zum Stillstand kommt. Hierbei entsteht Festkörperkontakt durch den Verlust des Schmiermediums im Spalt. Es besteht somit nicht mehr eine günstige hydrodynamische Schmierung sondern es entstehen Mischreibungszustände und im ungünstigsten Fall Haftreibung. Im Falle der Misch- und Haftreibung treten Ver- Schleißerscheinungen auf und die Standzeit des Verzahnungsrotorsatzes sinkt.In this state, in which the planetary gear is almost at a standstill and at the same time a large force is transmitted, there is a risk that the lubricating film between the planetary tooth head and the outer rotor collapses, causing the Couette flow to come to a standstill. Solid contact occurs due to the loss of the lubricant in the gap. This means that there is no longer a favorable hydrodynamic lubrication but mixed friction states and, in the worst case, static friction. In the case of mixed and static friction, Signs of wear and the service life of the gear rotor set decreases.
Aus den Nachteilen des bekannten Standes der Technik ergibt sich die Aufgabe einen Verzahnungsrotorsatz zu bilden, der so gestaltet ist, daß ein dauerhafter Schmierfilmaufbau zur Vermeidung ungünstiger Reibungszustände gewährleistet ist, wobei der Verzahnungsrotorsatz die auftretenden Kräfte und Momente sicher übertragen muß.The disadvantages of the known prior art result in the task of forming a toothed rotor set which is designed in such a way that a permanent lubricating film build-up is ensured to avoid unfavorable frictional conditions, the toothed rotor set having to transmit the forces and moments that occur reliably.
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch einen Verzahnungsrotorsatz, bestehend aus einem drehbaren Lagerring mit Lagertaschen, in denen drehbar gelagerte Planetenrotoren angeordnet sind, die eine Innenverzahnung bilden, mit einem ex- zentrisch zum Lagerring gelagerten Innenrotor mit annähernd sternförmiger Außenkontur, die mit einer Außenverzahnung versehen ist, wobei die Außenverzahnung einen Zahn weniger aufweist als die Innenverzahnung und die Verzahnung wenigstens eines der beiden Rotorensysteme zumindest in Teilbereichen der Zahnform der Verzahnung einen bogenförmigen Anteil aufweist. Der Vorteil eines derart gestalteten Verzahnungsrotorsatzes besteht darin, daß durch den bogenförmigen Anteil an der Zahnform im wesentlichen Rollreibung und keine Gleitreibung auftritt, so daß der Verschleiß an der Verzahnung mini- miert wird. Durch den konvex ausgebildeten Zahnkopf des verzahnten Innenrotors und den konkav ausgebildeten Zahnfuß des verzahnten Planetenrotors kommt es zu einer Berührungsfläche und nicht zu einer Berührungslinie. Die Hertzsche Pressung wird durch diese Wälzpaarung sehr stark reduziert.The object is achieved according to the invention by a toothed rotor set consisting of a rotatable bearing ring with bearing pockets, in which rotatably mounted planet rotors are arranged, which form an internal toothing, with an inner rotor which is mounted eccentrically to the bearing ring and which has an approximately star-shaped outer contour and which is provided with external teeth , wherein the external toothing has one tooth less than the internal toothing and the toothing of at least one of the two rotor systems has an arcuate portion at least in partial areas of the tooth shape of the toothing. The advantage of a toothed rotor set designed in this way is that the curved portion of the tooth shape essentially results in rolling friction and no sliding friction, so that wear on the toothing is minimized. The convex tooth head of the toothed inner rotor and the concave tooth base of the toothed planetary rotor result in a contact surface and not a line of contact. The Hertzian pressure is greatly reduced by this pair of rollers.
Dies gilt auch für die Zahnflanken des verzahnten Innenrotors und des verzahnten Planetenrades. Durch Einbeziehen eines Flankenspiels zwischen dem Zahn des Planetenrotors und der Zahnlücke des Innenrotors ist gewährleistet, daß die großen Stoßkräfte nur über Zahnkopf und Zahnfuß übertragen werden. Dadurch wird verhindert, daß auf die Zahnflanken große Keilkräfte wirken, die zur Zerstörung der Flankenoberflächen führen können. Zusätzlich kann durch das Flankenspiel das För- dermedium aus den Zahnlücken abfließen, da es sonst zu Quet- schöl kommt, was zu sehr hohen Druckaufbau führen kann.This also applies to the tooth flanks of the toothed inner rotor and the toothed planet gear. By including a backlash between the tooth of the planetary rotor and the tooth gap of the inner rotor, it is ensured that the large impact forces are only transmitted via the tooth tip and tooth base. This prevents large wedge forces acting on the tooth flanks, which can lead to the destruction of the flank surfaces. In addition, the backlash can drain the medium from the tooth gaps, otherwise squeeze oil will result, which can lead to very high pressure build-up.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß im Bereich des Zahnkopfes und/oder des Zahnfußes dieIn an advantageous embodiment of the invention it is provided that in the region of the tooth head and / or the tooth base
Zahnform bogenförmig ausgebildet ist. Eine Derartige Gestaltung der Zahnform im Bereich des Zahnkopfes und/oder des Zahnfußes ermöglicht es, daß sehr große Stoßkräfte (Radialkräfte) übertragen werden können, wobei der Anteil der zu übertragenden Umfangskraft gering sein kann. Es werden hierbei der Zahnkopf und der Zahnfuß, im Gegensatz zu den bei Verzahnungsrotoren bekannten Evolventenverzahnungen in den Abrollvorgang, d.h. dem Abwälzen der verzahnten Planetenrotoren auf der verzahnten Innenrotorkurve, mit einbezogen.Tooth shape is arcuate. Such a design of the tooth shape in the region of the tooth head and / or the tooth base enables very large impact forces (radial forces) to be transmitted, the proportion of the circumferential force to be transmitted being able to be small. In contrast to the involute gears known from gear rotors, the tooth head and the tooth base are included in the rolling process, i.e. the rolling of the toothed planetary rotors on the toothed inner rotor curve, also included.
Die konvex gekrümmte Zahnflanke des Planetenrotors und die konkav gekrümmte Zahnflanke des Innenrotors bilden beim Zahneingriff eine relativ große Dichtfläche, die beim Übertritt der Verdrängerkammer vom Saugbereich in den Druckbereich die Verdrängerkammer abdichtet. Auch Abweichungen der Rechtwinkligkeit des Rotors führen nicht zu Leckverlusten der Verdrängerkammer.The convexly curved tooth flank of the planetary rotor and the concave curved tooth flank of the inner rotor form a relatively large sealing surface during tooth engagement, which seals the displacement chamber when the displacement chamber passes from the suction region into the pressure region. Even deviations in the perpendicularity of the rotor do not lead to leakage losses in the displacement chamber.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß insbesondere der Bereich des Zahnkopfes und/oder des Zahnfußes die Zahnform eine Abflachung aufweist. In der Hauptzone der Kraftübertragung, in der das Drehmoment durch den verzahnten Innenrotor über den verzahnten Planetenrotor auf den Lagerring wirkt, kommt es, geometrisch bedingt, fast zum Stillstand des Planetenrades. Bei dem beschriebenen relativen Stillstand und der gleichzeitigen Übertragung einer großen Kraft besteht die Gefahr, daß der Schmierfilm zwischen Planetenzahnkopf und Lagerring zusammenbricht. Um dem entgegenzuwirken, wurden die Planetenrotorzahnköpfe abgeflacht. Die Größe der Abflachung hängt vom Einsatzgebiet des Verzahnungsrotors ab. Bei kleine Drehzahlen und hohen Drücken ist eine starke Abflachungen notwendig. Bei großen Drehzahlen und niedrigen Drücken ist eine geringere Abflachung notwendig, um einen Schmierfilmaufbau auch bei geringen Gleitgeschwindigkeiten zu gewährleisten. Für den Übergang vom Zahnkopf des Planetenrotors zur Abflachung, wurde eine spezielle Kurve, eine Zykloide, verwendet, die den Schmierfilmaufbau stärker begünstigt, als ein einfacher Übergangsradius.In an advantageous embodiment of the invention it is provided that in particular the area of the tooth head and / or the tooth base has a flattened shape. In the main zone of the power transmission, in which the torque acts on the bearing ring through the toothed inner rotor via the toothed planetary rotor, the planetary gear almost comes to a standstill due to the geometry. With the described relative standstill and the simultaneous transmission of a large force, there is a risk that the lubricating film breaks down between the planetary tooth head and the bearing ring. To counteract this, the planetary rotor tooth heads were flattened. The size of the flattening depends on the area of application of the gear rotor. At low speeds and high pressures, a strong flattening is necessary. At high speeds and low pressures, less flattening is necessary to to ensure a lubricating film build-up even at low sliding speeds. For the transition from the tooth tip of the planetary rotor to the flattening, a special curve, a cycloid, was used, which favors the build-up of the lubricating film more than a simple transition radius.
In weiterer vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß insbesondere der Bereich des Zahnkopfes und/ oder des Zahnfußes die Zahnform einen großen Krümmungsradius aufweist. Anstelle einer Abflachung ist es auch zweckmäßig, im Bereich des Zahnkopfes und/oder Zahnfußes eine Fläche mit einem großen Krümmungsradius vorzusehen.In a further advantageous embodiment of the invention, it is provided that in particular the area of the tooth head and / or the tooth base has a large radius of curvature. Instead of flattening, it is also expedient to provide a surface with a large radius of curvature in the region of the tooth head and / or tooth base.
Durch die Abflachung der Planetenrotorzahnköpfe wird auch ei- ne Verbesserung der Kraftübertragung (Hertzsche Pressung) vom Planetenrotor auf den Lagerring bewirkt.The flattening of the planetary rotor tooth heads also improves the transmission of force (Hertzian pressure) from the planetary rotor to the bearing ring.
In besonders vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß der bogenförmige Anteil wenigstens teilweise als Zykloide ausgebildet ist. Die Zykloide hat sich als besonders vorteilhaft in Bezug auf das Abrollverhalten und das Übertragen der Stoßkräfte erwiesen. Diese Zykloidenverzahnung gewährleistet auch bei erheblichen Krümmungsänderungen und kleinen Krümmungsradien einwandfreies gleitarmes Abrollen, das wiederum den Verschleiß herabsetzt.In a particularly advantageous embodiment of the invention it is provided that the arcuate portion is at least partially designed as a cycloid. The cycloid has proven to be particularly advantageous in terms of rolling behavior and the transmission of the impact forces. This cycloid toothing ensures smooth, low-friction rolling even with considerable changes in curvature and small radii of curvature, which in turn reduces wear.
In zweckmäßiger Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß wenigstens im Bereich der Zahnflanken die Zahnform als Evolvente ausgebildet ist. Bei dieser Verzahnung werden die Zahnflanken des verzahnten Innenrotors und der verzahntenIn an expedient embodiment of the invention it is provided that the tooth shape is designed as an involute at least in the region of the tooth flanks. With this toothing, the tooth flanks of the toothed inner rotor and the toothed
Planetenrotors durch eine Evolvente gebildet, wobei bei dieser Ausfuhrungsform jedoch leichter Eingriffsstörungen auftreten können, als bei einer Ausfuhrungsform, deren Zahnflanken als Zykloide ausgebildet sind.Planetary rotor formed by an involute, with this embodiment, however, interference can more easily occur than with an embodiment whose tooth flanks are designed as cycloids.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß die Verzahnung eine verschleißarme Oberfläche aufweist. Die verschleißarme Oberfläche kann durch eine chemische, ins- besondere thermochemische und/oder physikalische Oberflächenbehandlung erzielt werden. Die Oberfläche kann weiterhin auch galvanisiert sein. Weitere vorteilhafte Öberflächenbehand- lungsverfahren sind Caburierung und Nitrierung und/oder Ni- trocarburierung, Borieren und/oder Chromieren.In an advantageous embodiment of the invention it is provided that the toothing has a low-wear surface. The low-wear surface can be protected by a chemical special thermochemical and / or physical surface treatment can be achieved. The surface can also be galvanized. Further advantageous surface treatment processes are caburizing and nitriding and / or nitrocarburizing, boriding and / or chromating.
In zweckmäßiger Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß im Bereich der Lagertaschen wenigstens ein Fluidkanal angeordnet ist. Der Fluidkanal kann mit der Druckseite der Pum- pe verbunden sein, so daß kontinuierlich Schmieröl zwischen Planetenrotor und Lagertasche zugeführt wird, um einen verbesserten Schmierfilmaufbau zu gewährleisten.In an expedient embodiment of the invention it is provided that at least one fluid channel is arranged in the region of the bearing pockets. The fluid channel can be connected to the pressure side of the pump, so that lubricating oil is continuously supplied between the planetary rotor and the bearing pocket in order to ensure an improved lubricating film build-up.
Vorteilhafterweise weisen alle beweglichen Teile des Verzah- nungsrotorsatzes, insbesondere der Lagerring und/oder dieAdvantageously, all movable parts of the gear rotor set, in particular the bearing ring and / or the
Planetenrotoren und/oder der Innenrotor auf wenigstens einer Stirnseite einen umlaufenden Steg auf. Dieser umlaufende Steg dient als Dichtung innerhalb des Gehäuses, in welchem der Verzahnungsrotorsatz aufgenommen ist. Üblicherweise weisen derartige bewegliche Teile eine Dichtfläche auf ihren Stirnseiten auf, die sich über deren gesamte Fläche mit Ausnahme der Verzahnung erstreckt. Die erfindungsgemäße Dichtung mittels des umlaufenden Steges hat zum Vorteil, daß die bei den bekannten Dichtungen auftretenden hohen Reibungskräfte stark vermindert werden und so der Verzahnungsrotorsatz leichter und damit effizienter arbeitet. Dabei weist der umlaufende Steg eine Breite auf, welche das Optimum zwischen Dichtwirkung und Reibungskraft darstellt.Planetary rotors and / or the inner rotor on at least one end face on a circumferential web. This circumferential web serves as a seal within the housing in which the toothed rotor set is accommodated. Such moving parts usually have a sealing surface on their end faces, which extends over their entire surface with the exception of the toothing. The seal according to the invention by means of the circumferential web has the advantage that the high frictional forces occurring in the known seals are greatly reduced and the set of toothed rotors thus works more easily and therefore more efficiently. The circumferential web has a width which represents the optimum between the sealing effect and the frictional force.
Schließlich betrifft die Erfindung ein Verfahren zur Herstellung eines Verzahungsrotorsatzes, wobei dieser in einem Formgebungsverfahren, bevorzugt mittels pulvermetallurgischer Verfahren, KunststoffSpritzguß, Fließpressen, Druckguß, insbesondere Aludruckguß, und Stanzverfahren hergestellt wird. Eine derart aufwendige Verzahnung, wie sie der erfindungsgemäße Verzahnungsrotorsatz aufweist, ist mittels dieser Verfahren einfach und kostengünstig herzustellen. Ein Feilen und Sägen, welches bekanntermaßen bei den üblichen Verzahnungen Verwendung findet, kann bei der Erfindung keine Anwendung finden, da die Verzahnung hierzu zu kompliziert ausgebildet ist.Finally, the invention relates to a method for producing a toothed rotor set, which is produced in a shaping process, preferably by means of powder metallurgical processes, plastic injection molding, extrusion molding, die casting, in particular aluminum die casting, and stamping processes. Such a complex toothing as the toothed rotor set according to the invention has can be produced simply and inexpensively by means of these methods. A filing and sawing, which is known for the usual gears Is used, can not be used in the invention, since the toothing is too complicated.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen , daß der Verzahnungsrotorsatz in einer Pumpe, insbesondere einer Schmierölpumpe für Verbrennungsmotoren, verwendet wird.In an advantageous embodiment of the invention it is provided that the toothed rotor set is used in a pump, in particular a lubricating oil pump for internal combustion engines.
In weiterer vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß der Verzahnungsrotorsatz als Motor verwendet wird.In a further advantageous embodiment of the invention it is provided that the gear rotor set is used as a motor.
Die Erfindung wird anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:The invention is explained in more detail with reference to schematic drawings. Show it:
Fig. 1 einen Verzahnungsrotorsatz,1 is a gear rotor set,
Fig. la Verzahnungsrotorsatz in einer zweiten Arbeitsstellung,Fig. La gear rotor set in a second working position,
Fig. lb Aufsicht auf den Verzahnungsrotorsatz mit Saugseite und Druckseite,Fig. Lb top view of the gear rotor set with suction side and pressure side,
Fig. 2 eine Variante I der erfindungsgemäßen Verzahnung gemäß der Einzelheit "X" in Fig. 1,2 shows a variant I of the toothing according to the invention according to the detail "X" in Fig. 1,
Fig. 3 eine Variante II der erfindungs- gemäßen Verzahnung3 shows a variant II of the toothing according to the invention
Fig. 4 eine Variante III der erfindungsgemäßen VerzahnungFig. 4 shows a variant III of the toothing according to the invention
Fig. 5 eine Darstellung der für die Verzahnungsberechnung verwendeten Parameter Fig 1 zeigt einen erfindungsgemäßen Verzahnungsrotorsatz 1, bestehend aus einem drehbaren Lagerring 2 mit Lagertaschen 3, in denen drehbar gelagerte Planetenrotoren 4 angeordnet sind, die eine Innenverzahnung bilden, mit einem exzentrisch zum Lagerring 2 gelagerten Innenrotor 5 mit annähernd sternförmiger Außenkontur, die mit einer Außenverzahnung 6 versehen ist, wobei die Außenverzahnung 6 einen Zahn weniger aufweist als die Innenverzahnung.Fig. 5 shows the parameters used for the gear calculation Fig. 1 shows a gear rotor set 1 according to the invention, consisting of a rotatable bearing ring 2 with bearing pockets 3, in which rotatably mounted planet rotors 4 are arranged, which form an internal toothing, with an inner rotor 5 eccentrically mounted to the bearing ring 2 with an approximately star-shaped outer contour, which has an external toothing 6 is provided, the external toothing 6 having one tooth less than the internal toothing.
Der Verzahnungsrotorsatz 1 weist einen Saugbereich 7, einen Druckbereich 8 und eine Verdrängerkammer 9 auf.The toothed rotor set 1 has a suction area 7, a pressure area 8 and a displacement chamber 9.
Über eine Antriebswelle 10 wirkt eine Antriebsmoment Ml auf den verzahnten Innenrotor 5. Eine Umfangskraft F2 wirkt von dem verzahnten Innenrotor 5 auf den verzahnten Planetenrotor 4, der in einem Lagerring 2 (Gehäuse) gelagert ist. Die Umfangskraft F2 teilt sich in zwei Komponenten, die Stoßkraft (Radialkraft) F3 und den Drehmoment M4 auf, die beide auf den verzahnten Planetenrotor wirken. Die Stoßkraft F3 wirkt durch das Zentrum des verzahnten Planetenrotors 4, der in einem Lagerring 2 gelagert ist, und versetzt den Lagerring 2 in Rotation. Durch das Drehmoment M4 wird der verzahnte Planetenrotor in eine Rotation versetzt.A drive torque M1 acts on the toothed inner rotor 5 via a drive shaft 10. A circumferential force F2 acts from the toothed inner rotor 5 on the toothed planetary rotor 4, which is mounted in a bearing ring 2 (housing). The peripheral force F2 is divided into two components, the impact force (radial force) F3 and the torque M4, both of which act on the toothed planetary rotor. The impact force F3 acts through the center of the toothed planetary rotor 4, which is mounted in a bearing ring 2, and sets the bearing ring 2 in rotation. The toothed planetary rotor is set in rotation by the torque M4.
Der erfindungsgemäße Verzahnungsrotorsatz 1 kann als Pumpe zur Druckerzeugung eingesetzt werden, indem der Innenrotor 5 über eine Antriebswelle 10 angetrieben wird. Andererseits kann der erfindungsgemäße Verzahnungsrotorsatz 1 auch als Motor verwendet werden, indem der Druckbereich mit Druck beauf- schlagt wird, so daß der Innenrotor 5 in Rotation versetzt wird und die Antriebswelle 10 antreibt.The toothed rotor set 1 according to the invention can be used as a pump for generating pressure by driving the inner rotor 5 via a drive shaft 10. On the other hand, the toothed rotor set 1 according to the invention can also be used as a motor by applying pressure to the pressure area, so that the inner rotor 5 is set in rotation and drives the drive shaft 10.
In der Hauptzone der Kraftübertragung 11, in der das Drehmoment durch den verzahnten Innenrotor 5 über den verzahnten Planetenrotor 4 auf den Lagerring wirkt, kommt es, geometrisch bedingt, fast zum Stillstand des Planetenrotors 4. Bei dem beschriebenen relativen Stillstand und der gleichzeitigen Übertragung einer großen Kraft besteht die Gefahr, daß der Schmierfilm zwischen Planetenzahnkopf 11 und Lagerring 2 zusammenbricht.In the main zone of the power transmission 11, in which the torque acts through the toothed inner rotor 5 via the toothed planetary rotor 4 on the bearing ring, the planetary rotor 4 almost comes to a standstill, geometrically, with the described relative standstill and the simultaneous transmission of a large one There is a risk that the Lubricant film between planetary tooth head 11 and bearing ring 2 breaks down.
Fig. la zeigt den Verzahnungsrotorsatz 1 in einer zweiten Ar- beitsstellung. In dieser wird ein maximaler Druck erzeugt, da der Innenrotor 5 maximal auf die Planetenrotoren 4 arbeitet.Fig. La shows the gear rotor set 1 in a second working position. A maximum pressure is generated in this, since the inner rotor 5 works at most on the planetary rotors 4.
Fig. lb zeigt eine Aufsicht auf den Verzahnungsrotorsatz 1, wobei sowohl eine Saugseite 21 als auch eine Druckseite 23 gezeigt sind. In die Saugseite 21 mündet eine Einlaßöffnung 22 ein, die beispielsweise seitlich als Bohrung in das den Verzahnungsrotorsatz aufnehmende Gehäuse ausgebildet sein kann. Ebenso mündet in die Druckseite 23 eine Auslaßöffnung 24 ein. Der Durchmesser der Auslaßöffung 24 ist geringer als derjenige der Einlaßöffnung 22, da bei letzterer eine höhere Fließgeschwindigkeit gegeben ist.1b shows a top view of the toothed rotor set 1, both a suction side 21 and a pressure side 23 being shown. An inlet opening 22 opens into the suction side 21 and can, for example, be formed laterally as a bore in the housing accommodating the gear rotor set. An outlet opening 24 likewise opens into the pressure side 23. The diameter of the outlet opening 24 is smaller than that of the inlet opening 22, since the latter has a higher flow rate.
Fig. 2 zeigt eine Variante I der erfindungsgemäßen Verzahnung gemäß der Einzelheit "X" in Fig. 1. Die in Fig. 1 dargestell- te große Stoßkraft F3 (Radialkraft) und die nur kleine Um- fangskraft F4 müssen übertragen werden. Bei dieser Verzahnung werden Zahnkopf 11 und Zahnfuß 12 in den Abrollvorgang, d.h. das Abwälzen des verzahnten Planetenrotors 4 auf der verzahnten Innenrotorkurve mit einbezogen. Bei der in Fig. 2 darge- stellten Verzahnung wurden die Flächenanteile der Verzahnung so gewählt, daß sie der Kräfteaufteilung entsprechen.FIG. 2 shows a variant I of the toothing according to the invention according to the detail “X” in FIG. 1. The large impact force F3 (radial force) shown in FIG. 1 and the only small circumferential force F4 have to be transmitted. With this toothing, tooth head 11 and tooth base 12 are in the rolling process, i.e. the rolling of the toothed planetary rotor 4 on the toothed inner rotor curve is included. In the toothing shown in FIG. 2, the surface portions of the toothing were chosen so that they correspond to the distribution of forces.
Der größte Anteil, der bogenförmige Anteil 14, der Verzahnung besteht somit am Zahnfuß 12 und Zahnkopf 11, die die Stoß- kraft F3 zwischen dem verzahnten Innenrotor 5 und dem verzahnten Planetenrotor 4 übertragen. Nur ein kleiner Anteil der Verzahnungsflächen besteht aus Gleitflächen im Bereich der Zahnflanken 15, die die Umfangskraft F4 in eine Drehbewegung des verzahnten Planetenrotors 4 umwandeln.The largest portion, the arcuate portion 14, of the toothing thus exists on the tooth base 12 and tooth tip 11, which transmit the impact force F3 between the toothed inner rotor 5 and the toothed planetary rotor 4. Only a small proportion of the toothing surfaces consists of sliding surfaces in the area of the tooth flanks 15, which convert the peripheral force F4 into a rotary movement of the toothed planetary rotor 4.
Der Zahnkopf 11.1 des verzahnten Innenrotors 5 ist so berechnet, daß er sich genau in den Zahnfuß 12.2 des verzahnten Planetenrotors 4 anlegt, und ein problemloses Abrollen ge- währleistet. Umgekehrt greift der Zahnkopf 11.2 des verzahnten Planetenrotors 4 in den Zahnfuß 12.1 des verzahnten Innenrotors 5 ein. Hierbei kommt es durch den konvex gestalteten Zahnkopf 11.1 des verzahnten Innenrotors 5 und den konkav ausgeführten Zahnfuß 12.2 des verzahnten Planetenrotors 4 zu einer Berührungsfläche und nicht zu einer Berührungslinie. Durch diese Wälzpaarung wird daher die Hertzsche Pressung stark reduziert.The tooth head 11.1 of the toothed inner rotor 5 is calculated so that it lies precisely in the tooth base 12.2 of the toothed planetary rotor 4, and it can be rolled off easily. ensures. Conversely, the tooth head 11.2 of the toothed planetary rotor 4 engages in the tooth base 12.1 of the toothed inner rotor 5. The convex tooth head 11.1 of the toothed inner rotor 5 and the concave tooth base 12.2 of the toothed planetary rotor 4 result in a contact surface and not a line of contact. Hertzian pressure is therefore greatly reduced by this roller pairing.
Dies gilt auch für die Zahnflanken des verzahnten Innenrotors 5 und des verzahnten Planetenrotors 4. Durch Einbeziehen eines Flankenspiels 17 zwischen Zahn des Planetenrotors 4 und Zahnlücke des Innenrotors 5 ist gewährleistet, daß die große Stoßkraft F3 nur über Zahnkopf 11 und Zahnfuß 12 übertragen wird. Dadurch wird verhindert, daß auf die Zahnflanken 15 große Keilkräfte wirken, die zur Zerstörung der Flankenoberflächen führen können. Zusätzlich kann durch das Flankenspiel 17 das Fördermedium aus den Zahnlücken abfließen, da es sonst zu Quetschöl kommt, was zu sehr hohen Druckaufbau führen kann.This also applies to the tooth flanks of the toothed inner rotor 5 and the toothed planetary rotor 4. By including a backlash 17 between the tooth of the planetary rotor 4 and the tooth gap of the inner rotor 5, it is ensured that the large impact force F3 is only transmitted via tooth head 11 and tooth base 12. This prevents 15 large wedge forces acting on the tooth flanks, which can lead to the destruction of the flank surfaces. In addition, the pumping medium can flow out of the tooth gaps through the backlash 17, since otherwise squeezing oil occurs, which can lead to very high pressure build-up.
Fig. 3 zeigt eine zweite Variante der erfindungsgemäßen Verzahnung. Bei dem vorstehend beschriebenen relativen Stillstand der Planetenrotoren 4 und der gleichzeitigen Übertra- gung einer großen Kraft besteht die Gefahr, daß der Schmierfilm zwischen Planetenzahnkopf 11 und Lagerring 2 zusammenbricht. Dies wird dadurch verhindert, daß die Planetenrotor- zahnköpfe 11 abgeflacht werden. Die Größe der Abflachung 13 hängt vom Einsatzgebiet des Verzahnungsrotors ab. Bei kleine Drehzahlen und hohen Drücken muß eine starke Abflachung 13 vorgesehen werden. Bei einer großen Drehzahl und niedrigen Drücken reicht eine mäßige Abflachung 13 aus, um kontinuierlichen Schmierfilm aufzubauen. Für den Übergang vom Zahnkopf 11 des Planetenrotors 4 zur Abflachung 13, wurde eine Zykloi- de 20 verwendet, die den Schmierfilmaufbau stärker begünstigt, als ein einfacher Übergangsradius. Durch die Abflachung 13 der Planetenzahnköpfe 11 wird auch eine Verbesserung der Kraftübertragung (Hertzsche Pressung) vom Planetenrotor 4 auf den Lagerring 2 bewirkt.3 shows a second variant of the toothing according to the invention. With the above-described relative standstill of the planetary rotors 4 and the simultaneous transmission of a large force, there is a risk that the lubricating film breaks down between the planetary tooth head 11 and the bearing ring 2. This is prevented by the planetary rotor tooth heads 11 being flattened. The size of the flattening 13 depends on the area of application of the toothed rotor. At low speeds and high pressures, a strong flattening 13 must be provided. At a high speed and low pressures, a moderate flattening 13 is sufficient to build up a continuous lubricating film. For the transition from the tooth tip 11 of the planetary rotor 4 to the flattening 13, a cycloid 20 was used which favors the build-up of the lubricating film more than a simple transition radius. The flattening 13 of the planetary tooth heads 11 also improves the transmission of force (Hertzian pressure) from the planetary rotor 4 to the bearing ring 2.
Fig. 4 zeigt eine dritte Variante der erfindungsgemäßen Verzahnung, wobei die Zahnflanken 15 des verzahnten Innenrotors 5 und der verzahnten Planetenrotoren 4 durch eine Evolvente 18 gebildet werden. Der Zahnkopf des Planetenrotors 4 ist dagegen als Zykloide 19 ausgebildet. Bei dieser Ausfuhrungsform besteht jedoch eine größere Wahrscheinlichkeit, daß Eingriffsstörungen auftreten.4 shows a third variant of the toothing according to the invention, the tooth flanks 15 of the toothed inner rotor 5 and the toothed planetary rotors 4 being formed by an involute 18. The tooth head of the planetary rotor 4, however, is designed as a cycloid 19. In this embodiment, however, there is a greater probability that interference will occur.
Weiterhin eignen sich alle bekannten Verzahnungsarten nur für die Übertragung von Umfangskräften (Drehmomenten), zum Bei- spiel bei Zahnradgetrieben. Bei fast allen Getrieben, außer bei Zahnrädern mit periodisch veränderlichen Übersetzungen (elliptischen Zahnrädern), sind die Zahnräder durch den Achsabstand fest positioniert. Die Umfangskräfte werden nur über die Zahnflanken, die sich im Wälzpunkt C berühren, übertra- gen. Bei diesen Wälzvorgängen sind Zahnkopf und Zahnfuß von den Abrollvorgängen ausgeschlossen.Furthermore, all known types of gearing are only suitable for the transmission of circumferential forces (torques), for example in the case of gearwheels. In almost all gearboxes, except for gearwheels with periodically changing gear ratios (elliptical gearwheels), the gearwheels are firmly positioned due to the center distance. The circumferential forces are only transmitted via the tooth flanks that touch at pitch point C. In these rolling processes, the tooth tip and tooth base are excluded from the rolling processes.
Bei allen bekannten Verzahnungsarten lassen sich nur bedingt kleine oder mittelgroße Radialkräfte übertragen. Wirken Ra- dialkräfte auf ein Zahnradpaar, wird der Zahn von Rad 1 wie ein Keil in die Zahnlücke von Rad 2 gedrückt, wodurch eine sehr große Flankenpressung entsteht, wodurch es zu frühzeitigem Verschleiß oder zum Zahnbruch kommen kann.With all known types of gearing, only small or medium-sized radial forces can be transmitted to a limited extent. If radial forces act on a pair of gears, the tooth of gear 1 is pressed like a wedge into the tooth gap of gear 2, which creates a very large flank pressure, which can lead to premature wear or tooth breakage.
Dieses Problem wird durch das Einbeziehen des Fuß- und Zahnkopfes in den Abrollvorgang gelöst. Die Radialkräfte (Stoßkraft F3) werden in diesem Fall nur durch den Fuß- und Zahnkopf übertragen. Durch eine spezielle Auslegung des Fuß- und Zahnkopfes der Verzahnung, wodurch der konvex gekrümmte Zahn- köpf 11 mit einem konkav gekrümmten Zahnfuß 12 in Eingriff kommt, ist es möglich, die Flankenpressung um bis zu 80% zu reduzieren. Gemäß Fig. 5 wird die Beanspruchung an der Berührungslinie der Zahnflanken ersatzweise als Druckbeanspruchung von zwei parallelen Walzen berechnet, die mit der Zahnpaarung in folgenden Punkten übereinstimmen: Länge b der Berührungslinie, Krümmungshalbmesser rl und r2 in der Schnittebene normal zur Berührungslinie, Werkstoffpaarung und Oberflächengüte, (rl und r2 werden gemessen am Berührungspunkt der unbelasteten Flanken)This problem is solved by including the foot and tooth head in the rolling process. In this case, the radial forces (impact force F3) are only transmitted through the foot and tooth head. Through a special design of the tooth base and tooth head, whereby the convexly curved tooth head 11 comes into engagement with a concave curved tooth base 12, it is possible to reduce the flank pressure by up to 80%. According to FIG. 5, the stress on the contact line of the tooth flanks is alternatively calculated as the pressure stress of two parallel rollers, which correspond to the tooth pairing in the following points: length b of the contact line, radius of curvature rl and r2 in the cutting plane normal to the contact line, material pairing and surface quality, (rl and r2 are measured at the point of contact of the unloaded flanks)
Für derartige Wälzpaarungen Fg 2 beträgt die bezogene Belastung (k-Wert nach Stribeck) .For such roller pairings Fg 2, the related load is (k value according to Stribeck).
k = P / 2 * r * b (kg/mm2) Hierbei ist r = rl * r2 / rl + r2k = P / 2 * r * b (kg / mm 2 ) where r = rl * r2 / rl + r2
für konkave Flanken muß ist r2 negativ eingesetzt werden.r2 must be used negatively for concave flanks.
Berechnung der Zahnflanken (Zykloide)Calculation of the tooth flanks (cycloids)
Nur ein kleiner Teil der Verzahnungsgeometrie besteht aus Gleitflächen, die die Umfangskraft F4 in eine Drehbewegung des verzahnten Planetenrotors 4 umwandeln, wobei die Größe der Zahnflanke abhängig ist vom Einsatzgebiet des Radsatzes.Only a small part of the toothing geometry consists of sliding surfaces, which convert the peripheral force F4 into a rotary movement of the toothed planetary rotor 4, the size of the tooth flank depending on the area of application of the gear set.
Die Verzahnung des Planetenrotors 4 ist als Nullverzahnung ausgelegt und die des Innenrotors 5 beinhaltet eine negative Profilverschiebung.The toothing of the planetary rotor 4 is designed as a zero toothing and that of the inner rotor 5 contains a negative profile shift.
Berechnung des Planetenrotors 4Calculation of the planetary rotor 4
Teilkreis 1 (tl) = Wälzkreis des Planetenrotors 4Pitch circle 1 (tl) = pitch circle of the planetary rotor 4
Modul = Teilkreis 1 (tl) / Zähnezahl des Planetenrotors 4 Zahndicke = Modul * π / 2Module = pitch circle 1 (tl) / number of teeth of the planetary rotor 4 tooth thickness = module * π / 2
Erzeugung der Zahnflanken 15Generation of the tooth flanks 15
Rollkreis 1 (rl) = Rollkreis 2 (r2) = Teilkreis (tl) 1 * 0,3 Zahnfuß- und Zahnkopfauslegung des Planetenrotors 4Roll circle 1 (rl) = Roll circle 2 (r2) = Pitch circle (tl) 1 * 0.3 Tooth root and tooth head design of the planetary rotor 4
Rollkreis 3 (r3) von Zahnkopf 11.2 (Epi-Zykloide); Rollkreis 4 (r4) von Zahnkopf 12.2 (Hypo-Zykloide)Roll circle 3 (r3) of tooth tip 11.2 (epi-cycloid); Rolling circle 4 (r4) of tooth tip 12.2 (hypo-cycloid)
Teilung t = Teilkreis 1 * π / Zähnezahl des Planetenrotors 4 Rollkreis 3 (r3) = Rollkreis 4 (r4) = t / 2 / πPitch t = pitch circle 1 * π / number of teeth of the planetary rotor 4 rolling circle 3 (r3) = rolling circle 4 (r4) = t / 2 / π
Berechnung Innenrotor 5Calculation of inner rotor 5
Teilkreis 2 (t2) = Wälzkreis der Innenrotorkurve 5 (Grobverzahnung) Teilung t = Umfang (Innenrotorkurve 5) / ZähnezahlPitch circle 2 (t2) = pitch circle of the inner rotor curve 5 (coarse toothing) pitch t = circumference (inner rotor curve 5) / number of teeth
Zahndicke d = (t / 2 - 2 * Flsp. )Tooth thickness d = (t / 2 - 2 * bsp)
Zahnlücke 1 = (t / 2 + 2 * Flsp.) Flsp. = FlankenspielTooth gap 1 = (t / 2 + 2 * Flsp.) Flsp. = Backlash
Erzeugung der ZahnflankenGeneration of the tooth flanks
Erzeugung wie bei Planetenrotor 4, jedoch abhängig von der Größe des veränderlichen Wälzkreises.Generation as for planet rotor 4, but depending on the size of the variable pitch circle.
Zahnfuß- Zahnkopfauslegung des InnenrotorsTooth root design of the inner rotor
Rollkreis 5 (r5) (Zahnfuß 12.1) = (t / 2 + 2 * Flsp.) / πRolling circle 5 (r5) (tooth base 12.1) = (t / 2 + 2 * Flsp.) / Π
Rollkreis 6 (r6) (Zahnkopf ll.l) = (t / 2 - 2 * Flsp.) / πRolling circle 6 (r6) (tooth tip ll.l) = (t / 2 - 2 * Flsp.) / Π
In Fig. 4 sind nur die Zahnflanken als Evolvente ausgelegt, alle anderen Berechnungsgrößen stimmen mit der oben aufgeführten Berechnung überein.In Fig. 4, only the tooth flanks are designed as involutes, all other calculation quantities agree with the calculation listed above.
Durch diese Auslegung der Verzahnung sind die Krümmungsver- hältnisse zwischen Zahnkopf 11 und Zahnfuß 12 (konvex, konkav) sehr ähnlich, wodurch es fast zur reinen Flächenberührung kommt und somit die Hertz ' sehe Pressung herabgesetzt wird. Ferner ist bei dieser optimierten Auslegung beim Wälz- Vorgang die hinzukommende Gleitbewegung (tangentiale Reibkraft) sehr gering.This design of the toothing means that the curvature ratios between tooth head 11 and tooth base 12 (convex, concave) are very similar, which almost touches the surface and thus reduces the Hertzian pressure. Furthermore, with this optimized design for rolling The additional sliding movement (tangential friction force) is very low.
Die erfindungsgemäße Verzahnung kann auch bei Ellipsenrädern, allgemeinen Unrundrädern und Roots-Gebläsen eingesetzt werden. The toothing according to the invention can also be used for elliptical wheels, general non-circular wheels and Roots blowers.

Claims

Ansprüche Expectations
1. Verzahnungsrotorsatz (1), bestehend aus einem drehbaren Lagerring (2) mit Lagertaschen (3), in denen drehbar gelager- te Planetenrotoren (4) angeordnet sind, die eine Innenverzahnung bilden, mit einem exzentrisch zum Lagerring (2) gelagerten Innenrotor (5) mit annähernd sternförmiger Außenkontur, die mit einer Außenverzahnung (6) versehen ist, wobei die Außenverzahnung (6) einen Zahn weniger aufweist als die In- nenverzahnung und die Verzahnung wenigstens eines der beiden Rotorensysteme zumindest in Teilbereichen der Zahnform der Verzahnung einen bogenförmigen Anteil (14) aufweist.1. Gear rotor set (1), consisting of a rotatable bearing ring (2) with bearing pockets (3), in which rotatably mounted planet rotors (4) are arranged, which form an internal toothing, with an inner rotor (1) eccentrically to the bearing ring (2). 5) with an approximately star-shaped outer contour, which is provided with an external toothing (6), the external toothing (6) having one tooth less than the internal toothing and the toothing of at least one of the two rotor systems having an arcuate portion at least in partial areas of the tooth shape of the toothing (14).
2. Verzahnungsrotorsatz (1) nach Anspruch 1, dadurch gekenn- zeichnet, daß insbesondere im Bereich des Zahnkopfes (11) und/oder des Zahnfußes (12) die Zahnform bogenförmig ausgebildet ist.2. Gear rotor set (1) according to claim 1, characterized in that in particular in the region of the tooth head (11) and / or the tooth base (12) the tooth shape is arcuate.
3. Verzahnungsrotorsatz (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß insbesondere der Bereich des Zahnkopfes3. Gear rotor set (1) according to claim 1 or 2, characterized in that in particular the area of the tooth head
(11) und/oder des Zahnfußes (12) die Zahnform einen großen Krümmungsradius aufweist.(11) and / or the tooth base (12) the tooth shape has a large radius of curvature.
4. Verzahnungsrotorsatz (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß insbesondere der Bereich des4. Gear rotor set (1) according to one of claims 1 to 3, characterized in that in particular the area of
Zahnkopfes (11) und/oder des Zahnfußes (12) die Zahnform eine Abflachung (13) aufweist.Tooth head (11) and / or the tooth base (12) the tooth shape has a flattened portion (13).
5. Verzahnungsrotorsatz (1) nach einem Ansprüche 1 bis 4, da- durch gekennzeichnet, daß der bogenförmige Anteil (14) wenigstens teilweise als Zykloide (19) ausgebildet ist.5. Gear rotor set (1) according to one of claims 1 to 4, characterized in that the arcuate portion (14) is at least partially designed as a cycloid (19).
6. Verzahnungsrotorsatz (1) nach einem Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens im Bereich der Zahnflan- ken (15) die Zahnform als Evolvente (18) ausgebildet ist. 6. Gear rotor set (1) according to one of claims 1 to 5, characterized in that the tooth shape is designed as an involute (18) at least in the region of the tooth flanks (15).
7. Verzahnungsrotorsatz (1) nach einem Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Verzahnung eine verschleißarme Oberfläche aufweist.7. Gear rotor set (1) according to one of claims 1 to 6, characterized in that the toothing has a low-wear surface.
8. Verzahnungsrotorsatz (1) nach einem Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß im Bereich der Lagertaschen (3) wenigstens ein Fluidkanal (16) angeordnet ist.8. Gear rotor set (1) according to one of claims 1 to 7, characterized in that at least one fluid channel (16) is arranged in the region of the bearing pockets (3).
9. Verzahnungsrotorsatz (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Lagerring (2) und/oder die9. Gear rotor set (1) according to one of claims 1 to 8, characterized in that the bearing ring (2) and / or the
Planetenrotoren (4) und/oder der Innenrotor (5) auf wenigstens einer Stirnseite einen umlaufenden Steg aufweist.Planetary rotors (4) and / or the inner rotor (5) has a circumferential web on at least one end face.
10. Verfahren zur Herstellung eines Verzahnungsrotorsatzes nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Verzahnungsrotorsatz ( 1 ) in einem Formgebungsverfahren hergestellt wird, bevorzugt mittels pulvermetallurgischer Verfahren, KunststoffSpritzguß, Fließpressen, Druckguß, insbesondere Aludruckguß, und Stanzverfahren. 10. A method for producing a toothed rotor set according to one of claims 1 to 9, characterized in that the toothed rotor set (1) is produced in a molding process, preferably by means of powder metallurgical processes, plastic injection molding, extrusion molding, die casting, in particular aluminum die casting, and stamping processes.
EP00941957A 1999-05-18 2000-05-17 Toothed rotor set Expired - Lifetime EP1180217B1 (en)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE19922792 1999-05-18
DE19922792A DE19922792A1 (en) 1999-05-18 1999-05-18 Geared pump rotor assembly e.g. for lubricating oil on internal combustion engine, comprises planet gears in outer ring round star-shaped rotor
PCT/EP2000/004474 WO2000070228A1 (en) 1999-05-18 2000-05-17 Toothed rotor set

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP1180217A1 true EP1180217A1 (en) 2002-02-20
EP1180217B1 EP1180217B1 (en) 2008-04-30

Family

ID=7908408

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP00941957A Expired - Lifetime EP1180217B1 (en) 1999-05-18 2000-05-17 Toothed rotor set

Country Status (11)

Country Link
US (1) US6540637B2 (en)
EP (1) EP1180217B1 (en)
JP (1) JP3670215B2 (en)
CN (1) CN1179129C (en)
AT (1) ATE393881T1 (en)
AU (1) AU5674300A (en)
BR (1) BR0010627A (en)
CA (1) CA2372883C (en)
DE (2) DE19922792A1 (en)
MX (1) MXPA01011453A (en)
WO (1) WO2000070228A1 (en)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2012171519A2 (en) 2011-06-14 2012-12-20 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Hydraulic transformer

Families Citing this family (29)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10010170A1 (en) * 2000-03-05 2001-09-06 Gkn Sinter Metals Gmbh Toothed gear arrangement for a pump or motor has an outer rotor and an inner rotor with planetary gear wheels rolling around fine teeth inside the outer rotor
US7438477B2 (en) 2001-11-29 2008-10-21 Ntn Corporation Bearing part, heat treatment method thereof, and rolling bearing
JP4718781B2 (en) 2003-02-28 2011-07-06 Ｎｔｎ株式会社 Transmission components and tapered roller bearings
CN100588849C (en) * 2003-02-28 2010-02-10 Ntn株式会社 Transmission component, method of manufacturing the same, and tapered roller bearing
JP2004301321A (en) 2003-03-14 2004-10-28 Ntn Corp Bearing for alternator and bearing for pulley
DE10331979A1 (en) * 2003-07-14 2005-02-17 Gkn Sinter Metals Gmbh Pump with optimized axial clearance
JP4557514B2 (en) * 2003-07-15 2010-10-06 住友電工焼結合金株式会社 Internal gear pump and inner rotor of the pump
DE10338212A1 (en) * 2003-08-20 2005-03-10 Zahnradfabrik Friedrichshafen Flow variable rotor pump
JP4152283B2 (en) 2003-08-29 2008-09-17 Ｎｔｎ株式会社 Heat treatment method for bearing parts
DE10349030B4 (en) * 2003-10-13 2005-10-20 Gkn Driveline Int Gmbh axial setting
DE10350632A1 (en) * 2003-10-29 2005-06-16 Gkn Sinter Metals Gmbh Double or multiple pump
EP1707831B1 (en) 2004-01-09 2012-02-01 NTN Corporation Thrust needle roller bearing, support structure receiving thrust load of compressor for car air-conditioner, support structure receiving thrust load of automatic transmission, support structure for nonstep variable speed gear, and support structure receiving thrust load of manual transmission
JP4540351B2 (en) 2004-01-15 2010-09-08 Ｎｔｎ株式会社 Steel heat treatment method and bearing part manufacturing method
DE102004047817B3 (en) * 2004-09-29 2005-12-08 Gkn Sinter Metals Gmbh Camshaft adjuster for an internal combustion engine
BE1016298A4 (en) * 2004-11-04 2006-07-04 Wiele Michel Van De Nv DRIVE GEAR FOR DRIVING A GRAIN BAR IN A WEAVING MACHINE.
DE102005021945B3 (en) * 2005-05-12 2007-02-01 Gkn Driveline International Gmbh Automatic hydrostatic locking clutch used in drive train of vehicle, includes nested rotors on adjacent parallel axes containing magneto-rheological fluid with externally-controllable viscosity
JP2007046717A (en) 2005-08-10 2007-02-22 Ntn Corp Rolling-contact shaft with joint claw
US7914084B2 (en) * 2006-02-02 2011-03-29 White Drive Products, Inc. Control component for hydraulic circuit including spring applied-hydraulically released brake
FR2900988B1 (en) * 2006-05-12 2010-01-01 Groupement Coeur Artificiel Total Carpentier Matra Carmat ROTARY VOLUMETRIC PUMP WITH REDUCED RADIAL SIZE
DE102006022472B3 (en) * 2006-05-13 2008-02-07 Gkn Driveline International Gmbh Hydrostatic coupling arrangement with gear ring machine
US7481633B2 (en) * 2006-06-15 2009-01-27 White Drive Products, Inc. Rotor with cut-outs
US7670122B2 (en) * 2006-08-15 2010-03-02 Arvinmeritor Technology, Llc Gerotor pump
CN101608617B (en) * 2008-06-20 2012-07-25 安徽理工大学 Internally-geared low-pulsation gear pump
AT507284A1 (en) 2008-09-05 2010-03-15 Pkt Praez Skunststofftechnik B ROTOR SET FOR A ROTOR PUMP AND ROTOR PUMP
CN101818782B (en) * 2010-03-08 2012-10-03 北京邮电大学 Cycloidal pin wheel planetary reducer with modified structure
US8678795B2 (en) * 2011-07-29 2014-03-25 White Drive Products, Inc. Stator of a gerotor device and a method for manufacturing roller pockets in a stator of a gerotor device
CN102494103B (en) * 2011-11-24 2013-11-20 镇江大力液压马达股份有限公司 Uniform contact one-tooth-difference cycloid pin gear pair
RU2015136203A (en) * 2015-08-14 2017-02-20 Анатолий Степанович Токарь TWO-SIDED CHAIN-CYCLOIDAL CLUTCHING OF TWO WHEELS AND GEAR MECHANISM
RU2673574C1 (en) * 2017-06-21 2018-11-28 Анатолий Степанович Токарь Trochoidal gearing

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3917437A (en) * 1974-03-18 1975-11-04 Edwin A Link Seal for a rotary piston device
SU819449A1 (en) * 1974-11-15 1981-04-07 Кировоградский Ордена "Знак Почета"Завод Тракторных Гидроагрегатовим.Хху Съезда Кпсс Gear meachanism for machine with liquid or gaseous working medium
DE4311166C2 (en) * 1993-04-05 1995-01-12 Danfoss As Hydraulic machine
DE19646359C2 (en) * 1996-11-09 2001-12-06 Gkn Sinter Metals Gmbh Oil pump with a gear rotor set

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO0070228A1 *

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2012171519A2 (en) 2011-06-14 2012-12-20 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Hydraulic transformer
DE102012208323A1 (en) 2011-06-14 2012-12-20 Schaeffler Technologies AG & Co. KG hydrotransformer

Also Published As

Publication number Publication date
WO2000070228A1 (en) 2000-11-23
AU5674300A (en) 2000-12-05
US20020159905A1 (en) 2002-10-31
CN1179129C (en) 2004-12-08
BR0010627A (en) 2002-02-19
MXPA01011453A (en) 2002-11-07
JP3670215B2 (en) 2005-07-13
CA2372883A1 (en) 2000-11-23
EP1180217B1 (en) 2008-04-30
US6540637B2 (en) 2003-04-01
ATE393881T1 (en) 2008-05-15
JP2002544442A (en) 2002-12-24
CN1351694A (en) 2002-05-29
DE50015136D1 (en) 2008-06-12
CA2372883C (en) 2009-09-15
DE19922792A1 (en) 2000-11-23

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1180217B1 (en) Toothed rotor set
EP1340912B1 (en) Internal gear machine with teeth clearance
EP0552443B1 (en) Gear machine
EP1261806B1 (en) Inverse toothed rotor set
DE10208408A1 (en) gear teeth
EP0433576B1 (en) Annular gear pump for internal combustion engines and automatic transmissions
DE19646359C2 (en) Oil pump with a gear rotor set
EP1685328B1 (en) Double or multiple pump
EP1328730B1 (en) Internal geared wheel pump without a filler piece
EP0846861B1 (en) Continuously variable annular gear pump
EP0607497B1 (en) Internal gear pump with sealings incorporated in the teeth
DE3402710A1 (en) HYDRAULIC PISTON MACHINE
EP0539673B1 (en) Internal gear pump with two ring gears and one common pinion
DE102006021815A1 (en) Hydraulic gear wheel machine e.g. external gear pumps used in movable hydraulics, comprises external gear pump with gear wheel system in inner chamber and mesh supported in bearing support opposite to housing
DE202014006761U1 (en) Hydrostatic rotary piston engine according to the orbit principle
DE4428384A1 (en) Geared pump with gears fixed to shaft and freely rotating
DE4440782C5 (en) Internal gear pump with displacement projections
EP1182349A2 (en) Internal gear pump with helical gear teeth
DE10350631A1 (en) Double pump to create two flows at different pressures has pressure slit divided by at least one further sealing web into high and low pressure chambers
EP1074740A1 (en) Hydrostatic rotary piston machine
DE1809445C3 (en) Gear pump or motor
AT3767U1 (en) GEAR PUMP WITH CHANGEABLE CONVEYOR VOLUME
EP4381173A1 (en) Internal gear machine
DE102004009838A1 (en) Fluid vane pump has rotor mounted onto shaft by toothed joint with centre aligning head flank on tooth
DE102010038284A1 (en) Internal gear pump for gearbox of vehicle transmission, has gear wheel arranged around central axis of casing, where layer of center of sickle radius of arcuate concave sickle contour is provided equal to layer of central axis of casing

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

17P Request for examination filed

Effective date: 20011011

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AT BE CH CY DE DK ES FI FR GB GR IE IT LI LU MC NL PT SE

AX Request for extension of the european patent

Free format text: MK;RO;SI

17Q First examination report despatched

Effective date: 20040210

GRAP Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR1

GRAS Grant fee paid

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR3

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): AT BE CH CY DE DK ES FI FR GB GR IE IT LI LU MC NL PT SE

REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: FG4D

Free format text: NOT ENGLISH

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: EP

REG Reference to a national code

Ref country code: IE

Ref legal event code: FG4D

Free format text: LANGUAGE OF EP DOCUMENT: GERMAN

REF Corresponds to:

Ref document number: 50015136

Country of ref document: DE

Date of ref document: 20080612

Kind code of ref document: P

NLV1 Nl: lapsed or annulled due to failure to fulfill the requirements of art. 29p and 29m of the patents act
PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: PT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20080930

Ref country code: NL

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20080430

Ref country code: ES

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20080810

Ref country code: FI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20080430

BERE Be: lapsed

Owner name: GKN SINTER METALS G.M.B.H.

Effective date: 20080531

REG Reference to a national code

Ref country code: IE

Ref legal event code: FD4D

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: MC

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20080531

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: PL

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: SE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20080731

Ref country code: LI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20080531

Ref country code: IE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20080430

Ref country code: DK

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20080430

Ref country code: CH

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20080531

ET Fr: translation filed
PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: BE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20080531

26N No opposition filed

Effective date: 20090202

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: AT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20080517

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: LU

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20080517

Ref country code: CY

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20080430

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20080731

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Payment date: 20110523

Year of fee payment: 12

GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

Effective date: 20120517

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20120517

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R082

Ref document number: 50015136

Country of ref document: DE

Representative=s name: VON KREISLER SELTING WERNER - PARTNERSCHAFT VO, DE

Ref country code: DE

Ref legal event code: R082

Ref document number: 50015136

Country of ref document: DE

Representative=s name: KNH PATENTANWAELTE KAHLHOEFER NEUMANN ROESSLER, DE

Ref country code: DE

Ref legal event code: R082

Ref document number: 50015136

Country of ref document: DE

Representative=s name: KAHLHOEFER ROESSLER KREUELS PATENTANWAELTE PAR, DE

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R082

Ref document number: 50015136

Country of ref document: DE

Representative=s name: KARO IP PATENTANWAELTE KAHLHOEFER ROESSLER KRE, DE

Ref country code: DE

Ref legal event code: R082

Ref document number: 50015136

Country of ref document: DE

Representative=s name: KNH PATENTANWAELTE KAHLHOEFER NEUMANN ROESSLER, DE

Ref country code: DE

Ref legal event code: R082

Ref document number: 50015136

Country of ref document: DE

Representative=s name: KAHLHOEFER ROESSLER KREUELS PATENTANWAELTE PAR, DE

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: PLFP

Year of fee payment: 17

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: PLFP

Year of fee payment: 18

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R082

Ref document number: 50015136

Country of ref document: DE

Representative=s name: KARO IP PATENTANWAELTE KAHLHOEFER ROESSLER KRE, DE

Ref country code: DE

Ref legal event code: R082

Ref document number: 50015136

Country of ref document: DE

Representative=s name: KAHLHOEFER ROESSLER KREUELS PATENTANWAELTE PAR, DE

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: PLFP

Year of fee payment: 19

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Payment date: 20190522

Year of fee payment: 20

Ref country code: IT

Payment date: 20190521

Year of fee payment: 20

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Payment date: 20190521

Year of fee payment: 20

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R082

Ref document number: 50015136

Country of ref document: DE

Representative=s name: KARO IP PATENTANWAELTE KAHLHOEFER ROESSLER KRE, DE

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R071

Ref document number: 50015136

Country of ref document: DE

P01 Opt-out of the competence of the unified patent court (upc) registered

Effective date: 20230602