EP1576290B1 - Gear-type machine comprising lateral axial plates - Google Patents

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Publication number
EP1576290B1
EP1576290B1 EP03785863A EP03785863A EP1576290B1 EP 1576290 B1 EP1576290 B1 EP 1576290B1 EP 03785863 A EP03785863 A EP 03785863A EP 03785863 A EP03785863 A EP 03785863A EP 1576290 B1 EP1576290 B1 EP 1576290B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
gear
type machine
sealing
machine according
grooves
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.)
Expired - Lifetime
Application number
EP03785863A
Other languages
German (de)
French (fr)
Other versions
EP1576290A1 (en
Inventor
Walter Wimmer
Matthias Fuchs
Ulrich Zuber
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.)
Concentric Hof GmbH
Original Assignee
Concentric Hof 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 Concentric Hof GmbH filed Critical Concentric Hof GmbH
Publication of EP1576290A1 publication Critical patent/EP1576290A1/en
Application granted granted Critical
Publication of EP1576290B1 publication Critical patent/EP1576290B1/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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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
    • 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
    • F04C15/0023—Axial sealings for working fluid
    • F04C15/0026—Elements specially adapted for sealing of the lateral faces of intermeshing-engagement type machines or pumps, e.g. gear machines or pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • 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
    • F04C2/12—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C2/14—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C2/18—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with similar tooth forms

Definitions

  • the invention relates to a gear machine in function as a gear pump or gear motor for one or two directions of rotation.
  • This gear machine has at least two gears, which roll together in external or internal engagement and the shaft journals are mounted in bearings.
  • These bearings may be formed as part of lids, or be formed as a bearing body in one or two parts, which are enclosed together with the gears of a housing of the gear machine.
  • a gear pump with a similar construction as that of the DE 41 24 466 A1 known gear machine goes out of the JP 4112981 A out.
  • This has two gears, two adjacent to the gears side plates and bearing against these bearing body, being provided on the side plates facing and facing side surfaces of the bearing body defined by grooves sealing fields. Between the bearing bodies and the side plates there is a very low pressure.
  • the composite of side plates and bearing is also limited mobility, so that only partially a geometric gap compensation is possible.
  • the advantage of the invention described below is the design and arrangement of the sealing fields and sealing elements on the bearing body.
  • bearing bodies 11,16 in the gear machine these have on both end sides, ie on the gear and the lid facing the side surface grooves 10, 12, 15, 17 for receiving sealing elements, not shown here.
  • Due to the sealing elements inserted on both sides of the bearing bodies, pressure fields of the geared machine on the bearing body result in the formation of sealing fields which act as hydraulically active pressure compensation fields on the bearing bodies as well as on the side plates 13, 14 provided by axial force action.
  • FIG. 3 shows a bearing body 11 and that the gears 4 facing side surface which rests on a side plate 13.
  • the side surface of the groove 12 is introduced, which receives a sealing element 25, not shown here, the bottom of the reference FIG. 7 is explained.
  • a sealing field is defined.
  • the fact that the grooves are configured differently on the front and back of the bearing body, resulting in different sizes hydraulic forces on both sides of the bearing body, which press the bearing body against the housing 3 laterally bounding serving as a lid housing parts 2, 5.
  • the bearing body 11 is pressed by the hydraulic forces caused by the different sized sealing fields against the superior side plate 13. This is displaced axially in the opposite direction to the bearing body 11 by the hydraulic forces acting on both sides of a bearing body as well as on the hydraulically acted surface of the side plate.
  • the articulated movable side plate 13 is pressed against the end face of the gears 4, whereby an operating point-dependent adjusting, axial gap compensation allows optimum sealing action between side plate and bearing.
  • the side plate 14 facing side surface of the bearing body 16 is formed accordingly, so that also described here Adjust hydraulic forces and the side plate 14 is moved in the opposite direction to the bearing body 16 and also a quasi movable hinged side plate is realized.
  • FIG. 4 shows the gear wheels 4 and the side plate 13 opposite side surface of the bearing body 11.
  • the groove 10 is introduced, which in turn has the shape of a "3" or an " ⁇ ", but is oriented opposite, as shown on the FIG. 3 shown side is the case, which faces the side plate 13.
  • FIGS. 3 and 4 A comparison between the FIGS. 3 and 4 shows that large areas of the groove 10 lie on an imaginary concentric to the bearing openings or bearing bores L1 and L2 extending circles, wherein the radius of the circles of the groove 10 is greater than the radius of the circles of the groove 12 which in FIG. 3 is shown. In this way, sealing fields of different sizes are realized and constructed the above-mentioned different sized hydraulic forces.
  • the pressure fields on both sides of the bearing body 11 are in an area ratio between 1.5 and 2.0 to each other.
  • the larger pressure-loaded surface is provided as on the serving as a lid housing part 2 side surface of the bearing body 11. Accordingly, it is provided in the bearing body 16, that on the side plate 16 facing side surface is provided a larger pressurized surface than on the serving as a lid housing part 5 side surface of the bearing body 16th
  • the area ratio of the two pressure fields of each bearing body is selected to be 1.8.
  • This area ratio causes the bearing bodies 11, 16 to be displaced by the hydraulic forces against the laterally delimiting housing parts 2 and 5 of the gear machine.
  • the required for the articulation of the bearing bodies superior side plates 13, 14 sealing gap always formed between the bearing body and side plate, whereby the side plates are pressed against the end faces of the gears 4.
  • hydraulically active sealing fields are arranged on both sides of a bearing body in the high pressure loaded circular ring segments on concentrically shaped sealing fields.
  • the above-mentioned area ratio of the provided on the two sides of the bearing body sealing fields is thus realized in that the grooves 10 and 12 are arranged on both sides of the bearing body on imaginary circular lines which are concentric to the center of the bearing openings L1 and L2, but different radii or Have diameter.
  • the larger diameter is carried out on the serving as a lid housing parts 2, 5 facing side of the bearing body.
  • the smaller pressure field is realized here.
  • the course of the grooves 10 and 12 in the side surfaces of the bearing body follows the shape of the numeral "3" or the letter “ ⁇ ", and indeed at a defined angle.
  • the ends of the groove 12 are at a distance to imaginary diameter lines of the bearing openings L1 and L2 and include with this line an angle ⁇ between 12 ° and 14 °, said angular range preferably symmetrical to the axial centers of the gears or to an imaginary horizontal center axis M2 is arranged. This is evident FIG. 3 ,
  • FIG. 3 also shows that defined pressure supply grooves 19, 20, 21 are provided in the bearing bodies at the parting plane between the bearing body 11 and the side plate 13, ie also at the parting plane between the bearing body 16 and the side plate 14.
  • two Druckzu Documentnuten 19 and 21 in the region of an imaginary vertical center axis M1 above and below.
  • a Druckzu slaughternut 20 is provided which is arranged symmetrically to the imaginary center axis M2.
  • This balancing movement hydraulically adjusts a minimum gap between the side plates 13, 14 and the rotating gears 4 under all operating conditions of the gear machine, which causes the flow of fluid from high pressure areas to areas of low pressure to be minimized.
  • optimum volumetric efficiencies are set depending on the operating point.
  • FIG. 5 shows a cross section through the bearing body 11.
  • the bearing body 16 is constructed in mirror image. In this respect, what has been said about the bearing body 11 applies accordingly.
  • the grooves 10 and 12 are formed differently, wherein the groove 12 has a substantially U-shaped cross-section and the groove is more of a rectangular cross-section.
  • the different cross sections can be seen in the magnifications W and U, where U represents the cross section of the groove 10 and W the cross section of the groove 12.
  • the shape of the groove 12 is characterized in that it extends from the side surface of the bearing body 11 to the groove bottom N1 out at an angle between 3 ° and 16 ° conical, preferably an angle of 8 ° is selected.
  • the groove 12 merges on both sides over a radius in the groove bottom N1.
  • This conical Nutrise increases on the one hand, the fatigue strength of the remaining Restmatrialstegs between sealing ring and bearing bore L1, L2 in the bearing bodies, on the other causes this Nutnosti when pressurizing the in FIG. 5 not shown sealing elements a defined planar contact of the sealing elements on the side surface of the groove 12. This improves the sealing effect and reduces the wear of the sealing elements.
  • the transition radius between groove flank and groove bottom N1 of the groove 12 is chosen so large that practically results in a U-shaped groove cross-section.
  • the cross section of the groove 10 is substantially rectangular.
  • the groove 10 thus has a practically flat groove bottom N2 and two practically perpendicular thereto groove flanks, which pass over a smaller radius in the groove bottom N2 than it is provided in the groove 12.
  • the side plates 13, 14 are coated with a wear resistant material, for example, tungsten disulfide or PVD coated base materials of aluminum or steel are used.
  • the side plates 13, 14 are made of such a wear-resistant material, such as WC / C, SiC, ALO. 2
  • Particularly preferred are multilayer materials on the Base of St / CuPbSn alloys, wherein the hardness of the applied coating material between 55 and 100 HB and the hardness of the support material between 100 and 145 HB is executed.
  • Wear-resistant base materials made of CuPbSn or similar alloys in a hardness range between 65 and 120 HB are also used.
  • the thickness of the side plates 13, 14 is carried out depending on the material used so that over the horizontal and vertical center axis M1, M2 of the side plate a deflection is avoided by the pressurized surface portions.
  • a thickness of the side plate between 2.2 mm and 3.2 mm was preferably selected, with optimum results achieved at a plate thickness of 2.4 mm with a bronze coated side plate made of steel (St / CuPbSn alloy) were.
  • FIG. 6 shows seen in plan view a side plate 13 or 14.
  • the side plates are housed in housing bores. It is provided that the side plates in the area in which they are subjected to system pressure, not directly adjacent to the wall of the housing bores, but that a radial gap between the outer diameter of the side plates and the diameter of the housing bore remains.
  • at least one projection 23 is provided, which abuts with its radially outer outer surface against the wall of the housing bore and therefore has a similar diameter as the housing bore. Thus, therefore, the radial position of the side plates is defined in the housing bore.
  • the radial gap between side plate and housing causes a radial force acts on the radially projected surface of the side plate by the pressure load of the gear machine. This force presses the side plate sealingly against the high-pressure surfaces of the housing bore, thereby creating a radial, metallic seal of the side plates 13, 14 on the housing 13.
  • the outer contour of the side plates is selected so that the portion of the side plates contacting the gear machine housing extends through an angle ⁇ which is in a range of 100 ° to 150 ° measured from the center axes of the gears 4 and the bearing holes, respectively L1, L2.
  • Optimum sealing conditions are achieved in gear machines which are designed as pumps and have an angular range of approximately 110 °.
  • the side plates 13 and 14 are characterized in that for gear machines with flank contact of the gears 4 and for gear machines with two-flank contact of the gears 4 in the surfaces of the side plates, which face the end face of the gears 4, in FIG. 6 shown grooves 24 are introduced. These form together with the pitch of the toothing a sealing point between the high pressure and low pressure side of the gear unit.
  • these grooves 24 in the side plate 13, 14 are formed so that the rolling points the intermeshing gears 4 extend laterally sloping from the center axis of the side plate of the gear contacting surface at an angle from the center axis M2 to the outer contour of the side plate 13, 14 at an angle of 5 ° to the side surface of the side plate.
  • the grooves 24 can be parallel to the end face with a distance of at least 1 mm of the gear pointing surface. This causes in cog wheels with two-flank contact damping of trapped Quetschölanteils in the meshing region and gears with flank engagement a clear definition of the sealing point between the high pressure and low pressure region in the gear machine. This leads to a reduced vibration excitation both in Zwefllankenals as well as in a flank engagement of the toothing, which contributes to a reduced noise emission of the gear machine.
  • the hydraulically active engagement lines which are formed by the surfaces of the side plates 13, 14 facing the toothed wheels 4 on a connecting line of the rolling points of the intermeshing toothed wheels 4 and the grooves 24, are thus designed in the case of one and two flank engagement of the toothing the high-pressure grooves 24r, 24r 'with respect to the low pressure acted upon grooves 241, 24l 'of the side plate 13, 14 is displaced in a range between 40% and 60% to the central axis M1 asymmetrically to the low pressure side.
  • the right-hand side of the central axis M1 is the high-pressure region and the left-hand region of the central axis M1 is the low-pressure region.
  • the pilot geometry to the center axis M1 symmetrically between high-pressure and low-pressure side is executed.
  • sealing elements made of polyurethane can be used to avoid Spaltelextrusion.
  • the arrangement of the side plates 13, 14 and the bearing body 11, 16 is an axial compensation for the axial and radial gap compensation between the axially moving and opposing surfaces allows on the gear face and the superior side plates. This is called articulated compensation.
  • the grooves 10, 12 for receiving the sealing elements can, as described, be arranged in the bearing bodies, or else alternatively in the side plates and in the bearing bodies facing side surfaces of the housing parts 2, 5th
  • FIG. 7 shows a sealing element 25 which can be inserted into the groove 12.
  • FIG. 8 shows a sealing element 27 which is inserted into the groove 10 of the bearing body 11, 16.
  • the sealing materials used are each tuned to the fluid used in the system. Other materials can also be used.
  • the sealing elements 25 and 27 are preferably designed so that they have an increased strength against gap extrusion or gap wear in the sealing area between high-pressure and low-pressure field.
  • the ends of the lying between the bearing body and side plates sealing element 25 are L-shaped and optionally thickened. With the L-shaped ends 29, the sealing element 25 is securely anchored. It engages in corresponding recesses 31 of the groove 12, which in FIG. 3 are shown.
  • Sectional cross-sectional thickenings may also be provided, which also provide increased strength against gap extrusion or gap wear in the sealing area between the high-pressure and low-pressure fields.
  • partial thickenings 33 may be provided to form elastic portions with a corresponding bias, through which the respective sealing element is held in the associated groove 10. Such thickening may also be provided at the ends of the seals 27.
  • the gear machine of the type described here is characterized in that the reaction forces, which are absorbed by pressure load of the gear machine in the bearing bodies and are supported against the housing 3, are applied through the bearing body by the realization of the articulated composite of superior side plate and bearing body.
  • the axial compensation which causes a planar contact of the side plates 13, 14 on the end faces of the gears 4 and thus an optimized gap compensation takes place free of bearing load forces of the gear machine via the side plates 13, 14th

Landscapes

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Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Zahnradmaschine in Funktion als Zahnradpumpe oder Zahnradmotor für eine oder zwei Drehrichtungen. Diese Zahnradmaschine weist mindestens zwei Zahnräder auf, die im Außen- oder Inneneingriff miteinander abwälzen und deren Wellenzapfen in Lagerstellen gelagert sind. Diese Lagerstellen können als Bestandteil von Deckeln ausgebildet sein, oder als Lagerkörper ein- oder zweiteilig ausgebildet sein, die zusammen mit den Zahnrädern von einem Gehäuse der Zahnradmaschine umschlossen werden.The invention relates to a gear machine in function as a gear pump or gear motor for one or two directions of rotation. This gear machine has at least two gears, which roll together in external or internal engagement and the shaft journals are mounted in bearings. These bearings may be formed as part of lids, or be formed as a bearing body in one or two parts, which are enclosed together with the gears of a housing of the gear machine.

Zwischen den Lagerkörpern und den drehenden Zahnrädern sind scheibenförmige Dichtplatten angeordnet, die auch als Seitenplatten bezeichnet werden. Durch Untermaß der Zahnräder, Lagerkörper und Dichtplatten umfassenden Einheit gegenüber dem Gehäuse weist die Einheit ein Axialspiel auf, aufgrund dessen sich die Seitenplatten im Rahmen dieses Passungsspieles axial bewegen können. Bei Druckbelastung der Einheit bilden sich zusammen mit der entsprechenden Anordnung von Dichtelementen, die in um die Lagerkörper ausgebildete Nuten eingelegt werden, unterschiedliche Druckfelder, welche die mit Hochdruck beaufschlagten Druckflächen (Hochdruckseite - HD) gegenüber den mit Niederdruck beaufschlagten (Niederdruckseite - ND) voneinander abgrenzen. Aufgrund der konstruktiven Anordnung der Dichtfelder und dem vorhandenen Axialspiel zwischen Lagerkörper und Seitenplatte werden die Seitenplatten konstruktionsbedingt mit minimalem axialen Dichtspalt systemdruckabhängig in Richtung der Zahnstirnseiten der miteinander kämmenden Zahnräder gedrückt. Dies führt dazu, dass die Seitenplatten an der Niederdruckseite mit dichtender Berührung nahezu spaltfrei gegen die Zahnräder gepresst werden, wodurch das seitliche Abströmen von Fluid von dem mit Hochdruck beaufschlagten Bereich zu dem mit Niederdruck beaufschlagten Bereich zwischen Zahnstimseite der drehenden Zahnräder und nicht drehender Seitenplatte äußerst gering bleibt. Dieser optimierte Spaltausgleich zwischen Zahnrad und Seitenplatte bewirkt eine Optimierung des volumetrischen Wirkungsgrades und somit der Leistungsfähigkeit der gesamten Zahnradmaschine insbesondere bei Betriebsbedingungen mit variabler Drehzahl, ausgehend vom Stillstand der Zahnradmaschine und gleichzeitiger Druckbelastung.Between the bearing bodies and the rotating gears disc-shaped sealing plates are arranged, which are also referred to as side plates. By undersize the gears, bearing body and sealing plates comprehensive unit relative to the housing, the unit has an axial clearance, due to which the side plates can move axially in the context of this fit game. When pressure is applied to the unit, together with the corresponding arrangement of sealing elements, which are inserted into grooves formed around the bearing bodies, different pressure fields are defined, which delimit the pressure surfaces (high-pressure side -HD) subjected to high pressure against the low pressure (low-pressure side -ND) , Due to the structural arrangement of the sealing fields and the existing axial clearance between the bearing body and side plate, the side plates are system pressure dependent system pressure with minimal axial sealing gap pressed in the direction of the tooth faces of the meshing gears. As a result, the side plates on the low pressure side are pressed against the gears with sealing contact almost gap-free, whereby the lateral outflow of fluid from the high-pressure area to the low-pressure area between Zahnstimseite the rotating gears and non-rotating side plate extremely low remains. This optimized gap balance between gear and side plate causes an optimization of the volumetric efficiency and thus the performance of the entire gear machine, especially in variable speed operating conditions, starting from the standstill of the gear machine and simultaneous pressure load.

Stand der Technik (Figur 1):State of the art (FIG. 1):

Die Erfindung geht von einer Zahnradmaschine mit folgendem Aufbau aus:

  • Ein Gehäuse 3, das durch seitlich durchdringende Bohrungen einen Hochdruckanschluss und einen Niederdruckanschluss aufweist und welches durch seitliche, auch als Deckel bezeichnete Gehäuseteile 2, 5 begrenzt wird, umschließt vorzugsweise zwei Lagerkörper 7, 8, wobei ein Lagerkörper Bestandteil des Gehäuses 3 sein kann. In diesem Gehäuse wälzen zwei im Außen- oder Inneneingriff kämmende Zahnräder 4 auf den Zahnflanken aufeinander ab, deren Wellenzapfen in den Lagerkörpern 7, 8 gelagert sind. Wenigstens ein Lagerzapfen 1 dieser Zahnräder ist als eine nach außen führende Welle zum An- oder Abtrieb ausgebildet. Die Lagerkörper weisen auf der den seitlichen Gehäuseteilen 2, 5 zugewandten Seite Nuten 6, 9 auf, in denen hier nicht dargestellte Dichtkörper aus Gummi, in Kombination mit zusätzlichen Stützelementen, oder einteilige Dichtungen aus Verbundwerkstoff, vorzugsweise aus Polyurethan, eingelegt sind, um bei Druckbelastung der Einheit eine Spaltextrusion zwischen den Lagerkörpern und den seitlich begrenzenden Gehäuseteilen zu verhindern. Diese Dichtkörper bilden Dichtfelder, die zur Niederdruckseite der Einheit im Umriss die Form einer geöffneten "3" aufweisen. Durch den auf der Hochdruckseite der Einheit wirkenden Systemdruck, welcher durch die oben beschriebenen Dichtungseinrichtungen begrenzt wird, entstehen Druckfelder, deren Wirkung die Lagerkörper 7, 8, vergleichbar der Wirkung eines Kolbens, axial gegen die Stirnflächen der Zahnräder schiebt. Der axiale Spaltausgleich der Lagerstellen erfolgt durch Kräfte, die von Druckfeldern an der Rückseite, also der den Zahnrädern abgewandten Seite, der Lagerkörper 7, 8 erzeugt werden. Die den Stirnseiten der kämmenden Zahnräder zugewandte Seite der Lagerkörper 7, 8 weisen als Nuten ausgebildete Einfräsungen (Vorsteuergeometrie) auf, die so ausgelegt sind, dass die auf der Eingriffslinie der Verzahnung abwälzenden Zahnräder stets mindestens einen Dichtpunkt zwischen dem mit Hochdruck und dem mit Niederdruck beaufschlagten Bereich des Lagerkörpers bilden. Kräfte, die sich durch die Druckfelder zwischen Zahnradstirnseite und Lagerkörper bilden, bewirken, dass die Lagerkörper gegen die begrenzenden seitlichen Gehäuseteile gedrückt werden. Diese sogenannten abhebenden Kräfte müssen durch andrückende Kräfte, die an der Rückseite des Lagerkörpers wirken, kompensiert werden, um interne Leckage der Einheit zu vermeiden. Nuten, in denen Dichtelemente zur Abgrenzung der Druckfelder eingelegt werden, sind nur auf der der Zahnradstirnseite gegenüberliegenden Seite der Lagerkörper vorgesehen.
The invention is based on a gear machine with the following structure:
  • A housing 3, which has a high-pressure connection and a low-pressure connection through laterally penetrating bores and which is delimited by lateral housing parts 2, 5, also referred to as cover, preferably encloses two bearing bodies 7, 8, wherein a bearing body can be part of the housing 3. In this housing, two meshing in external or internal engagement gears 4 roll on the tooth flanks from each other, the shaft journals are mounted in the bearing bodies 7, 8. At least one journal 1 of these gears is designed as an outward leading shaft to the input or output. The bearing bodies have grooves on the lateral housing parts 2, 5 facing side 6, 9, in which sealing bodies, not shown here, made of rubber, in combination with additional support elements, or one-piece seals made of composite material, preferably made of polyurethane, are inserted to prevent column collapse under pressure loads the unit between the bearing bodies and the laterally bounding housing parts , These sealing bodies form sealing fields, which have the shape of an open "3" in outline to the low-pressure side of the unit. By acting on the high pressure side of the unit system pressure, which is limited by the sealing means described above, pressure fields whose action the bearing body 7, 8, similar to the action of a piston, axially pushes against the end faces of the gears. The axial gap compensation of the bearings is done by forces generated by pressure fields on the back, so the gears facing away from the bearing body 7, 8. The front sides of the meshing gears facing side of the bearing body 7, 8 have grooves formed as grooves (pilot geometry), which are designed so that the rolling on the line of engagement of the teeth gearwheel always at least one sealing point between the high pressure and the acted upon by low pressure Form area of the bearing body. Forces that form through the pressure fields between the gear face and bearing body, cause the bearing body are pressed against the limiting side housing parts. These so-called lifting forces must be compensated by pressing forces acting on the back of the bearing body in order to avoid internal leakage of the unit. Grooves in which sealing elements are inserted to delineate the pressure fields are provided only on the side opposite the gear end face of the bearing body.

Gleichzeitig entstehen durch diese Druckfelder an den Lagerkörpern 7, 8 Kraftmomente um die Mittelachse der als Lagerstellen ausgebildeten Bohrungen, die ein ebenflächiges Anpressen der Lagerkörper an die Zahnstirnseiten verhindern. Hierdurch bildet sich unter Druckbelastung der Einheit im Hochdruckbereich ein Spalt zwischen Lagerkörper und Zahnstirnseite aus, durch den ein Fluidstrom von den mit Hochdruck beaufschlagten Dichtfeldern zu den unter Niederdruck stehenden Kreissegmentflächen der Lagerbohrung hin entstehen kann. Dieser Fluidstom verursacht im mit Hochdruck beaufschlagten Bereich des Lagerkörpers einen internen, axialen Leckagestrom des Fluids von der Hoch- zur Niederdruckseite, der dazu führt, dass der volumetrische Wirkungsgrad der gesamten Einheit verringert wird. Im Niederdruckbereich bewirken die bei Druckbelastung der Einheit am Lagerkörper wirkenden Momente eine verstärkte Anpressung des Lagerkörpers an die Zahnstirnseiten, wodurch der zwischen zwei metallisch aufeinander gleitenden Flächen von Stirnseiten der Zahnräder 4 und Lagerkörper 7, 8 benötigte Schmierfilm beeinträchtigt wird. Dies führt dazu, dass besonders bei Betriebsbedingungen mit von Stillstand der Zahnradmaschine beginnender Drehzahl und gleichzeitig hoher Druckbelastung der Zahnradmaschine verstärkt Verschleiß auftritt, der zum vorzeitigen Ausfall führt.At the same time caused by these pressure fields on the bearing bodies 7, 8 moments of force around the central axis of the bores designed as bearings, which prevent a planar pressing of the bearing body to the tooth faces. As a result, under pressure pressure of the unit in the high-pressure region, a gap is formed between the bearing body and the tooth face through which fluid flow can arise from the high-pressure sealing fields to the low-pressure circle segment surfaces of the bearing bore. This fluid flow causes an internal, axial leakage flow of the fluid from the high to the low pressure side in the high-pressure area of the bearing body, which results in the volumetric efficiency of the entire unit being reduced. In the low-pressure region, the moments acting on the bearing body when the unit is under pressure cause an increased contact pressure of the bearing body against the toothed end faces, whereby the lubricating film required between two metallically sliding surfaces of end faces of the toothed wheels 4 and bearing bodies 7, 8 is impaired. This leads to the fact that especially in operating conditions with starting from standstill of the gear machine speed and at the same time high pressure load of the gear machine increasingly wear occurs, leading to premature failure.

Designausführungen mit den Lagerkörpern 7, 8 vorgesetzten, dünnen Seitenplatten sind bekannt. Diese bekannten Ausführungen führen jedoch durch die Gestaltung der Dichtfelder um die Lagerstellen, sowie die Anordnung der Dichtfelder zwischen Seitenplatten und Lagerkörper, zu einem beschränkt beweglichen Verbund aus Seitenplatte und Lagerstelle, welcher nur bedingt einen geometrischen Spaltausgleich erlaubt. Diese Ausführungen dienen nur dazu, verschleißbedingtes Verhalten der Zahnradmaschine zu verbessern.Design versions with the bearing bodies 7, 8 superior, thin side plates are known. However, these known designs lead by the design of the sealing fields to the bearings, as well as the arrangement of the sealing fields between side plates and bearing body to a limited movable composite of side plate and bearing, which only partially allows a geometric gap compensation. These statements only serve to improve wear-related behavior of the gear machine.

Eine Optimierung des volumetrischen Wirkungsgrades kann aus Gründen des starren Verbandes zwischen Lagerkörper und Verschleißplatte nicht erzielt werden. Dies gilt für Ausführungen mit einer oder zwei Seitenplatten und Ausführungen mit einem oder zwei Lagerblöcken.An optimization of the volumetric efficiency can not be achieved for reasons of rigid association between the bearing body and wear plate. This applies to versions with one or two side plates and versions with one or two bearing blocks.

Aus der DE 41 24 466 A1 , die die Merhmade des oberbegriffes van Anspruch 1 offendart, geht eine Zahnradmaschine der hier angesprochenen Art hervor. Aufgrund der Gestaltung der Dichtfelder um die Lagerstellen sowie die Anordnung der Dichtfelder zwischen Seitenplatten und Lagerkörper führt dies bei der bekannten Zahnradmaschine nur zu einem beschränkt beweglichen Verbund aus Seitenplatten und Lagerstelle, welcher nur bedingt einen geometrischen Spaltausgleich erlaubt. Daher ergibt sich kein optimaler volumetrischer Wirkungsgrad.From the DE 41 24 466 A1 that offendart the Merhmade of the preamble van claim 1, a gear machine of the type mentioned here emerges. Due to the design of the sealing fields around the bearings and the arrangement of the sealing fields between side plates and bearing body this leads in the known gear machine only to a limited movable composite of side plates and bearing, which only partially allows a geometric gap compensation. Therefore, there is no optimal volumetric efficiency.

Eine Zahnradpumpe mit ähnlichem Aufbau wie die aus der DE 41 24 466 A1 bekannte Zahnradmaschine geht aus der JP 4112981 A hervor. Diese weist zwei Zahnräder, zwei an den Zahnrädern anliegende Seitenplatten und an diesen anliegende Lagerkörper auf, wobei auf den den Seitenplatten zugewandten und abgewandten Seitenflächen der Lagerkörper durch Nuten definierte Dichtfelder vorgesehen sind. Zwischen den Lagerkörpern und den Seitenplatten herrscht ein nur sehr geringer Druck. Der Verbund aus Seitenplatten und Lagerstelle ist auch hier nur beschränkt beweglich, so dass nur bedingt ein geometrischer Spaltausgleich möglich ist.A gear pump with a similar construction as that of the DE 41 24 466 A1 known gear machine goes out of the JP 4112981 A out. This has two gears, two adjacent to the gears side plates and bearing against these bearing body, being provided on the side plates facing and facing side surfaces of the bearing body defined by grooves sealing fields. Between the bearing bodies and the side plates there is a very low pressure. The composite of side plates and bearing is also limited mobility, so that only partially a geometric gap compensation is possible.

Aufgabe der Erfindung:Object of the invention:

Es ist Aufgabe der Erfindung, eine Zahnradmaschine der hier angesprochenen Art zu schaffen, die sich durch einen optimierten volumetrischen Wirkungsgrad auszeichnet.It is an object of the invention to provide a gear machine of the type mentioned here, which is characterized by an optimized volumetric efficiency.

Vorteile der Erfindung (Figur 2):Advantages of the invention (FIG. 2):

Der Vorteil der nachfolgend beschriebenen Erfindung besteht in der Gestaltung und Anordnung der Dichtfelder und Dichtelemente am Lagerkörper. Bei Verwendung von ein- oder zweiteiligen Lagerkörpern 11,16 in der Zahnradmaschine weisen diese an beiden Stirnseiten, also an der dem Zahnrad und der dem Deckel zugewendeten Seitenfläche Nuten 10, 12, 15, 17 zur Aufnahme von hier nicht dargestellten Dichtelementen auf. Durch die beidseitig an den Lagerkörpern eingelegten Dichtelemente entstehen bei Druckbelastung der Zahnradmaschine am Lagerkörper sich ausbildende Dichtfelder, die durch axiale Kraftwirkung sowohl auf die Lagerkörper als auch auf die den Lagerkörpern vorgesetzten Seitenplatten 13,14 als hydraulisch aktive Druckkompensationsfelder wirken.The advantage of the invention described below is the design and arrangement of the sealing fields and sealing elements on the bearing body. When using one or two-part bearing bodies 11,16 in the gear machine, these have on both end sides, ie on the gear and the lid facing the side surface grooves 10, 12, 15, 17 for receiving sealing elements, not shown here. Due to the sealing elements inserted on both sides of the bearing bodies, pressure fields of the geared machine on the bearing body result in the formation of sealing fields which act as hydraulically active pressure compensation fields on the bearing bodies as well as on the side plates 13, 14 provided by axial force action.

Die gewählte Anordnung und Gestaltung der Dichtfelder, ermöglicht es im Rahmen des Lagerspieles, dass die den Lagerkörpern 11, 16 vorgesetzten Seitenplatten 13, 14 systemdruckabhängig axial beweglich (gelenkig) an die Zahnstirnseiten der miteinander kämmenden Zahnräder 4 angedrückt werden.The selected arrangement and design of the sealing fields makes it possible in the context of the bearing clearance that the bearing bodies 11, 16 superior side plates 13, 14 system pressure dependent axially movable (articulated) are pressed against the tooth faces of the meshing gears 4.

Dies geschieht durch hydraulisch druckbeaufschlagte Dichtfelder, die durch Dichtelemente aufnehmende Nuten abgetrennt sind, die auf beiden Seiten der Lagerkörper angeordnet sind und die Form einer zur Niederdruckseite geöffneten "3" bzw. eines "ε aufweisen. Diese Nuten unterscheiden sich auf den gegenüberliegenden Seiten eines Lagerkörpers dadurch, dass sie auf konzentrischen Kreisen um die durch die Lagerbohrung gehenden Achsen der Zahnräder liegen, jedoch unterschiedlich große Durchmesser aufweisen. Dadurch entstehen auf beiden Seiten des Lagerkörpers 11, 16 unterschiedlich stark wirkende Dichtfelder, deren resultierende Wirkrichtung, die den Lagerkörpern vorgelagerten Seitenplatten 13, 14 gelenkig an die Zahnstirnseiten andrücken. Durch den gelenkigen Verbund aus Lagerkörper und Seitenplatte wird eine maximale Spaltkompensation zwischen der Zahnradstirnseite der miteinander kämmenden Zahnräder 4 und Seitenplatte 13, 14 erreicht. In Kombination mit der Verwendung von verschleißfesten Werkstoffen der Seitenplatten 13, 14 wird, neben dem verbesserten Verschleißschutz, ein optimaler volumetrischer Wirkungsgrad der Zahnradmaschine erzielt.This is done by hydraulically pressurized sealing fields, which are separated by sealing elements receiving grooves, which are arranged on both sides of the bearing body and the shape of a These grooves differ on the opposite sides of a bearing body in that they lie on concentric circles around the axes of the gears passing through the bearing bore, but have different diameters Due to the articulated assembly of bearing body and side plate, a maximum gap compensation between the gear end face of the intermeshing toothed wheels 4 is provided on both sides of the bearing body 11, 16 and side plate 13, 14. In combination with the use of wear resistant materials of the side plates 13, 14, in addition to the improved wear protection, an optimum volumetric efficiency of the gear machine is achieved.

Die nachfolgend näher beschriebene Form und Lage der Dichtfelder 10, 12, 15, 17 bewirken, dass sich der hydraulisch wirksame Dichtspalt unter allen Betriebsbedingungen zwischen Lagerkörper und Seitenplatten ausbildet und dadurch die vorgesetzten Seitenplatten 13, 14 gelenkig und spaltoptimiert gegen die Stirnseiten der Zahnräder 4 drückt.The shape and position of the sealing fields 10, 12, 15, 17 described in greater detail below cause the hydraulically effective sealing gap to form between the bearing body and the side plates under all operating conditions and thereby push the superior side plates 13, 14 in an articulated and gap-optimized manner against the end faces of the toothed wheels 4 ,

Damit ist bei variierenden Betriebsbedingungen in Bezug auf Systemdruck, Temperatur, Viskosität, Drehzahl und Axialschub ein gleichmäßiges und dauerhaftes Betriebsverhalten der Zahnradmaschine gegeben. Dies ist ein wesentlicher Vorteil gegenüber einem starren Verbund, wie er oben anhand von Figur 1 erläutert wurde und bei dem die Seitenplatten zusammen mit dem Lagerkörper gegen die Zahnradstirnseite der miteinander kämmenden Zahnräder gedrückt werden, was lediglich zu einem reduzierten werkstoffbedingten Verschleiß der Einheit führt.Thus, given varying operating conditions in terms of system pressure, temperature, viscosity, speed and axial thrust a uniform and durable performance of the gear machine is given. This is a significant advantage over a rigid composite as outlined above FIG. 1 has been explained and in which the side plates together with the bearing body against the gear end face of the meshing gears are pressed, which only leads to a reduced material-related wear of the unit.

Figur 3 zeigt einen Lagerkörper 11 und zwar dessen den Zahnrädern 4 zugewandte Seitenfläche, die auf einer Seitenplatte 13 aufliegt. In die Seitenfläche ist die Nut 12 eingebracht, die ein hier nicht dargestelltes Dichtelement 25 aufnimmt, das unten anhand von Figur 7 erläutert wird. FIG. 3 shows a bearing body 11 and that the gears 4 facing side surface which rests on a side plate 13. In the side surface of the groove 12 is introduced, which receives a sealing element 25, not shown here, the bottom of the reference FIG. 7 is explained.

Durch das in die Nut 12 eingebrachte Dichtelement wird ein Dichtfeld definiert. Dadurch, dass die Nuten auf der Vorder- und Rückseite der Lagerkörper unterschiedlich ausgestaltet sind, ergeben sich unterschiedlich große hydraulische Kräfte auf beiden Seiten der Lagerkörper, die die Lagerkörper gegen die das Gehäuse 3 seitlich begrenzenden als Deckel dienende Gehäuseteile 2, 5 drücken.By introduced into the groove 12 sealing element, a sealing field is defined. The fact that the grooves are configured differently on the front and back of the bearing body, resulting in different sizes hydraulic forces on both sides of the bearing body, which press the bearing body against the housing 3 laterally bounding serving as a lid housing parts 2, 5.

Der Lagerkörper 11 wird durch die hydraulischen Kräfte, die durch die unterschiedlich großen Dichtfelder entstehen, gegen die vorgesetzte Seitenplatte 13 angedrückt. Diese wird durch die hydraulischen Kräfte, die sowohl auf beiden Seiten eines Lagerkörpers als auch an der hydraulisch beaufschlagten Fläche der Seitenplatte wirken, axial in entgegengesetzter Richtung zum Lagerkörper 11 verschoben. Die als gelenkig beweglich bezeichnete Seitenplatte 13 wird gegen die Stirnseite der Zahnräder 4 gedrückt, wodurch ein sich betriebspunktabhängig einstellender, axialer Spaltausgleich eine optimale Dichtwirkung zwischen Seitenplatte und Lagerstelle ermöglicht.The bearing body 11 is pressed by the hydraulic forces caused by the different sized sealing fields against the superior side plate 13. This is displaced axially in the opposite direction to the bearing body 11 by the hydraulic forces acting on both sides of a bearing body as well as on the hydraulically acted surface of the side plate. The articulated movable side plate 13 is pressed against the end face of the gears 4, whereby an operating point-dependent adjusting, axial gap compensation allows optimum sealing action between side plate and bearing.

Die der Seitenplatte 14 zugewandten Seitenfläche des Lagerkörpers 16 ist entsprechend ausgebildet, sodass sich auch hier die beschriebenen hydraulischen Kräfte einstellen und die Seitenplatte 14 in entgegengesetzter Richtung zum Lagerkörper 16 verschoben wird und auch hier eine quasi beweglich gelenkige Seitenplatte realisiert wird.The side plate 14 facing side surface of the bearing body 16 is formed accordingly, so that also described here Adjust hydraulic forces and the side plate 14 is moved in the opposite direction to the bearing body 16 and also a quasi movable hinged side plate is realized.

Insgesamt zeigt sich, dass, von einer Mittenebene der Zahnräder 4 aus gesehen, sich eine spiegelbildliche Anordnung ergibt: An die Zahnräder 4 schließen sich beidseitig die Seitenplatten 13 und 14 und daran die Lagerkörper 11 und 16 an.Overall, it turns out that, viewed from a central plane of the gears 4, a mirror-image arrangement results: The gear wheels 4 are adjoined on both sides by the side plates 13 and 14 and by the bearing bodies 11 and 16.

Figur 4 zeigt die den Zahnrädern 4 beziehungsweise der Seitenplatte 13 gegenüberliegende Seitenfläche des Lagerkörpers 11. In die Seitenfläche ist hier die Nut 10 eingebracht, die wiederum die Form einer "3" beziehungsweise eines "ε" aufweist, jedoch entgegengesetzt orientiert ist, wie dies auf der in Figur 3 dargestellten Seite der Fall ist, die der Seitenplatte 13 zugewandt ist. FIG. 4 shows the gear wheels 4 and the side plate 13 opposite side surface of the bearing body 11. In the side surface here the groove 10 is introduced, which in turn has the shape of a "3" or an "ε", but is oriented opposite, as shown on the FIG. 3 shown side is the case, which faces the side plate 13.

Ein Vergleich zwischen den Figuren 3 und 4 zeigt, dass große Bereiche der Nut 10 auf einem gedachten konzentrisch zu den Lageröffnungen beziehungsweise Lagerbohrungen L1 und L2 verlaufenden Kreisen liegen, wobei der Radius der Kreise der Nut 10 größer ist als der Radius der Kreise der Nut 12, die in Figur 3 dargestellt ist. Auf diese Weise werden Dichtfelder unterschiedlicher Größe realisiert und die oben angesprochenen unterschiedlich großen hydraulischen Kräfte aufgebaut.A comparison between the FIGS. 3 and 4 shows that large areas of the groove 10 lie on an imaginary concentric to the bearing openings or bearing bores L1 and L2 extending circles, wherein the radius of the circles of the groove 10 is greater than the radius of the circles of the groove 12 which in FIG. 3 is shown. In this way, sealing fields of different sizes are realized and constructed the above-mentioned different sized hydraulic forces.

Die Druckfelder auf beiden Seiten des Lagerkörpers 11 stehen in einem Flächenverhältnis zwischen 1,5 und 2,0 zueinander. Auf der der Seitenplatte zugewandten Seitenfläche des Lagerkörpers ist die größere druckbeaufschlagte Fläche vorgesehen als auf der dem als Deckel dienenden Gehäuseteil 2 zugewandten Seitenfläche des Lagerkörpers 11. Entsprechend ist bei dem Lagerkörper 16 vorgesehen, dass die auf der der Seitenplatte 16 zugewandten Seitenfläche eine größere druckbeaufschlagte Fläche vorgesehen ist als auf der dem als Deckel dienenden Gehäuseteil 5 zugewandten Seitenfläche des Lagerkörpers 16.The pressure fields on both sides of the bearing body 11 are in an area ratio between 1.5 and 2.0 to each other. On the side surface of the bearing body facing the side plate, the larger pressure-loaded surface is provided as on the serving as a lid housing part 2 side surface of the bearing body 11. Accordingly, it is provided in the bearing body 16, that on the side plate 16 facing side surface is provided a larger pressurized surface than on the serving as a lid housing part 5 side surface of the bearing body 16th

Vorzugsweise wird das Flächenverhältnis der beiden Druckfelder eines jeden Lagerkörpers zu 1,8 gewählt. Dieses Flächenverhältnis bewirkt, dass die Lagerkörper 11, 16 durch die hydraulischen Kräfte gegen die seitlich begrenzenden Gehäuseteile 2 und 5 der Zahnradmaschine verschoben werden. Hierdurch bildet sich der für den gelenkigen Ausgleich der den Lagerkörpern vorgesetzten Seitenplatten 13, 14 erforderliche Dichtspalt stets zwischen Lagerkörper und Seitenplatte, wodurch die Seitenplatten gegen die Stirnseiten der Zahnräder 4 gedrückt werden.Preferably, the area ratio of the two pressure fields of each bearing body is selected to be 1.8. This area ratio causes the bearing bodies 11, 16 to be displaced by the hydraulic forces against the laterally delimiting housing parts 2 and 5 of the gear machine. As a result, the required for the articulation of the bearing bodies superior side plates 13, 14 sealing gap always formed between the bearing body and side plate, whereby the side plates are pressed against the end faces of the gears 4.

Vorzugsweise ist vorgesehen, dass die hydraulisch aktiven Dichtfelder auf beiden Seiten eines Lagerkörpers in den mit Hochdruck belasteten Kreisringsegmenten auf zueinander konzentrisch gestalteten Dichtfeldern angeordnet sind.It is preferably provided that the hydraulically active sealing fields are arranged on both sides of a bearing body in the high pressure loaded circular ring segments on concentrically shaped sealing fields.

Das oben genannte Flächenverhältnis der auf den beiden Seiten des Lagerkörpers vorgesehenen Dichtfelder wird also dadurch realisiert, dass die Nuten 10 und 12 auf beiden Seiten des Lagerkörpers auf gedachten Kreislinien angeordnet sind, die konzentrisch zum Mittelpunkt der Lageröffnungen L1 und L2 verlaufen, aber unterschiedliche Radien beziehungsweise Durchmesser aufweisen. Dabei ist der größere Durchmesser auf der den als Deckel dienenden Gehäuseteile 2, 5 zugewandten Seite des Lagerkörpers ausgeführt. Damit ist hier das kleinere Druckfeld realisiert.The above-mentioned area ratio of the provided on the two sides of the bearing body sealing fields is thus realized in that the grooves 10 and 12 are arranged on both sides of the bearing body on imaginary circular lines which are concentric to the center of the bearing openings L1 and L2, but different radii or Have diameter. In this case, the larger diameter is carried out on the serving as a lid housing parts 2, 5 facing side of the bearing body. Thus, the smaller pressure field is realized here.

Die Position der Dichtfelder konzentrisch zur Achsmitte der Zahnräder 4 definiert die resultierenden Kraftfelder, die den hydraulisch optimalen Spaltausgleich zwischen den Seitenplatten 13, 14 und den Zahnrädern 4 bewirken.The position of the sealing fields concentric with the axial center of the gears 4 defines the resulting force fields, which cause the hydraulically optimal gap compensation between the side plates 13, 14 and the gears 4.

Der Verlauf der Nuten 10 und 12 in den Seitenflächen der Lagerkörper folgt der Form der Ziffer "3" beziehungsweise des Buchstabens "ε", und zwar unter einem definierten Winkel. Die Enden der Nut 12 liegen in einem Abstand zu gedachten Durchmesserlinien der Lageröffnungen L1 und L2 und schließen mit dieser Linie einen Winkel α zwischen 12° und 14° ein, wobei dieser Winkelbereich vorzugsweise zu den Achsmitten der Zahnräder beziehungsweise zu einer gedachten horizontalen Mittelachse M2 symmetrisch angeordnet ist. Dies ergibt sich aus Figur 3.The course of the grooves 10 and 12 in the side surfaces of the bearing body follows the shape of the numeral "3" or the letter "ε", and indeed at a defined angle. The ends of the groove 12 are at a distance to imaginary diameter lines of the bearing openings L1 and L2 and include with this line an angle α between 12 ° and 14 °, said angular range preferably symmetrical to the axial centers of the gears or to an imaginary horizontal center axis M2 is arranged. This is evident FIG. 3 ,

Figur 3 zeigt auch, dass an der Trennebene zwischen Lagerkörper 11 und Seitenplatte 13, also auch an der Trennebene zwischen Lagerkörper 16 und der Seitenplatte 14, definierte Druckzuführnuten 19, 20, 21 in den Lagerkörpern vorgesehen sind. Bei dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel finden sich oben und unten zwei Druckzuführnuten 19 und 21 im Bereich einer gedachten vertikalen Mittelachse M1. Links ist noch eine Druckzuführnut 20 vorgesehen, die symmetrisch zu der gedachten Mittelachse M2 angeordnet ist. FIG. 3 also shows that defined pressure supply grooves 19, 20, 21 are provided in the bearing bodies at the parting plane between the bearing body 11 and the side plate 13, ie also at the parting plane between the bearing body 16 and the side plate 14. In the embodiment shown here are two Druckzuführnuten 19 and 21 in the region of an imaginary vertical center axis M1 above and below. On the left is still a Druckzuführnut 20 is provided which is arranged symmetrically to the imaginary center axis M2.

Diese Druckzuführnuten 19, 20, 21, die als Vertiefungen in der Seitenfläche des Lagerkörpers 11 beziehungsweise 16 ausgeführt sind, werden mit Systemdruck der Zahnradmaschine befüllt. Durch die oben definierten Flächenverhältnisse drücken die Lagerkörper gegen die das Gehäuse seitlich begrenzenden Gehäuseteile 2, 5, andererseits drücken die den Lagerkörpern 11, 16 vorgesetzten Seitenplatten 13, 14 gegen die Stirnflächen der miteinander kämmenden Zahnräder 4. Durch das in die Nut 10 eingesetzte Dichtelement wird jeweils zwischen Lagerkörper und Seitenplatte ein Dichtspalt ausgebildet. Dieser ermöglicht den Seitenplatten 13, 14 eine axiale Beweglichkeit, damit den sogenannten gelenkigen Ausgleich zu den Stirnseiten der Zahnräder 4 hin. Durch diese Ausgleichsbewegung wird unter allen Betriebsbedingungen der Zahnradmaschine ein minimaler Spalt zwischen den Seitenplatten 13, 14 und den rotierenden Zahnrädern 4 hydraulisch eingestellt, der bewirkt, dass das Abströmen von Fluid von mit Hochdruck beaufschlagten Flächen zu Bereichen mit Niederdruck minimiert wird. Dies führt dazu, dass sich betriebspunktabhängig optimale volumetrische Wirkungsgrade einstellen.These Druckzuführnuten 19, 20, 21, which are designed as depressions in the side surface of the bearing body 11 and 16, respectively, are filled with system pressure of the gear machine. Due to the above-defined area ratios press the bearing body against the housing laterally limiting housing parts 2, 5, on the other hand press the bearing bodies 11, 16 superior side plates 13, 14 against the end faces of the meshing gears 4. By the sealing element inserted into the groove 10 is formed between the bearing body and side plate, a sealing gap. This allows the side plates 13, 14 an axial mobility, thus the so-called articulated compensation to the end faces of the gears 4 out. This balancing movement hydraulically adjusts a minimum gap between the side plates 13, 14 and the rotating gears 4 under all operating conditions of the gear machine, which causes the flow of fluid from high pressure areas to areas of low pressure to be minimized. As a result, optimum volumetric efficiencies are set depending on the operating point.

Figur 5 zeigt einen Querschnitt durch den Lagerkörper 11. Der Lagerkörper 16 ist spiegelbildlich aufgebaut. Insofern gilt das zum Lagerkörper 11 Gesagte entsprechend. FIG. 5 shows a cross section through the bearing body 11. The bearing body 16 is constructed in mirror image. In this respect, what has been said about the bearing body 11 applies accordingly.

In der Schnittdarstellung gemäß Figur 5 sind die in die der Seitenplatte 13 zugewandte Seitenfläche eingebrachte Nut 12 und die in die dem als Deckel dienenden Gehäuseteil 2 zugewandte Seitenfläche eingebrachte Nut 10 ersichtlich.In the sectional view according to FIG. 5 are in the side plate 13 facing side surface introduced groove 12 and in the serving as a lid housing part 2 facing side surface introduced groove 10 can be seen.

Bereits aus der Querschnittdarstellung ist erkennbar, dass die Nuten 10 und 12 unterschiedlich ausgebildet sind, wobei die Nut 12 einen im Wesentlichen U-förmigen Querschnitt aufweist und die Nut eher einen rechteckförmigen Querschnitt zeigt. Die unterschiedlichen Querschnitte sind in den Vergrößerungen W und U erkennbar, wobei U den Querschnitt der Nut 10 und W den Querschnitt der Nut 12 wiedergibt.Already from the cross-sectional view can be seen that the grooves 10 and 12 are formed differently, wherein the groove 12 has a substantially U-shaped cross-section and the groove is more of a rectangular cross-section. The different cross sections can be seen in the magnifications W and U, where U represents the cross section of the groove 10 and W the cross section of the groove 12.

Die Form der Nut 12 zeichnet sich dadurch aus, dass sie von der Seitenfläche des Lagerkörpers 11 zum Nutgrund N1 hin in einem Winkel zwischen 3° und 16° konisch verläuft, wobei vorzugsweise ein Winkel von 8° gewählt wird. Die Nut 12 geht auf beiden Seiten über einen Radius in den Nutgrund N1 über. Diese konische Nutgestaltung erhöht zum einen die Dauerfestigkeit des verbleibenden Restmatrialstegs zwischen Dichtringnut und Lagerbohrung L1, L2 in den Lagerkörpern, zum anderen bewirkt diese Nutgestaltung bei Druckbeaufschlagung der in Figur 5 nicht dargestellten Dichtelemente eine definierte ebenflächige Anlage der Dichtelemente an der Seitenfläche der Nut 12. Dies verbessert die Dichtwirkung und reduziert den Verschleiß der Dichtelemente.The shape of the groove 12 is characterized in that it extends from the side surface of the bearing body 11 to the groove bottom N1 out at an angle between 3 ° and 16 ° conical, preferably an angle of 8 ° is selected. The groove 12 merges on both sides over a radius in the groove bottom N1. This conical Nutgestaltung increases on the one hand, the fatigue strength of the remaining Restmatrialstegs between sealing ring and bearing bore L1, L2 in the bearing bodies, on the other causes this Nutgestaltung when pressurizing the in FIG. 5 not shown sealing elements a defined planar contact of the sealing elements on the side surface of the groove 12. This improves the sealing effect and reduces the wear of the sealing elements.

Der Übergangsradius zwischen Nutflanke und Nutgrund N1 der Nut 12 ist so groß gewählt, dass sich praktisch ein U-förmiger Nutquerschnitt ergibt.The transition radius between groove flank and groove bottom N1 of the groove 12 is chosen so large that practically results in a U-shaped groove cross-section.

Aus der Detaildarstellung U ist ersichtlich, dass der Querschnitt der Nut 10 im Wesentlichen rechteckförmig ausgebildet ist. Die Nut 10 weist also einen praktisch ebenen Nutgrund N2 auf und zwei praktisch senkrecht dazu verlaufende Nutflanken, die über einen kleineren Radius in den Nutgrund N2 übergehen als er bei der Nut 12 vorgesehen ist.From the detailed representation U it can be seen that the cross section of the groove 10 is substantially rectangular. The groove 10 thus has a practically flat groove bottom N2 and two practically perpendicular thereto groove flanks, which pass over a smaller radius in the groove bottom N2 than it is provided in the groove 12.

Die Seitenplatten 13, 14 sind mit einem verschleißfesten Werkstoff beschichtet, beispielsweise werden Wolfram-Disulfid- oder PVDbeschichtete Grundwerkstoffe aus Aluminium oder Stahl verwendet. Vorzugsweise bestehen die Seitenplatten 13, 14 aus einem derartigen verschleißfesten Werkstoff, beispielsweise aus WC/C, SiC, ALO2. Besonders bevorzugt werden Mehrschichtwerkstoffe auf der Basis von St/CuPbSn-Legierungen, wobei die Härte des aufgebrachten Schichtwerkstoffs zwischen 55 und 100 HB und die Härte des Trägermaterials zwischen 100 und 145 HB ausgeführt ist. Auch verschleißfeste Grundwerkstoffe aus CuPbSn oder ähnliche Legierungen in einem Härtebereich zwischen 65 und 120 HB werden verwendet.The side plates 13, 14 are coated with a wear resistant material, for example, tungsten disulfide or PVD coated base materials of aluminum or steel are used. Preferably, the side plates 13, 14 are made of such a wear-resistant material, such as WC / C, SiC, ALO. 2 Particularly preferred are multilayer materials on the Base of St / CuPbSn alloys, wherein the hardness of the applied coating material between 55 and 100 HB and the hardness of the support material between 100 and 145 HB is executed. Wear-resistant base materials made of CuPbSn or similar alloys in a hardness range between 65 and 120 HB are also used.

Die Dicke der Seitenplatten 13, 14 ist in Abhängigkeit vom verwendeten Werkstoff so ausgeführt, dass über die horizontale und vertikale Mittelachse M1, M2 der Seitenplatte eine Durchbiegung durch die druckbeaufschlagten Flächenanteile vermieden wird. Bei dem hier beschriebenen Ausführungsbeispiel wurde vorzugsweise eine Dicke der Seitenplatte zwischen 2,2 mm und 3,2 mm gewählt, wobei optimale Ergebnisse bei einer Plattenstärke von 2,4 mm mit einer mit Bronze beschichteten Seitenplatte aus Stahl (St/CuPbSn-Legierung) erzielt wurden.The thickness of the side plates 13, 14 is carried out depending on the material used so that over the horizontal and vertical center axis M1, M2 of the side plate a deflection is avoided by the pressurized surface portions. In the embodiment described herein, a thickness of the side plate between 2.2 mm and 3.2 mm was preferably selected, with optimum results achieved at a plate thickness of 2.4 mm with a bronze coated side plate made of steel (St / CuPbSn alloy) were.

Figur 6 zeigt in Draufsicht gesehen eine Seitenplatte 13 oder 14. Die Seitenplatten sind in Gehäusebohrungen untergebracht. Dabei ist vorgesehen, dass die Seitenplatten in dem Bereich, in dem sie mit Systemdruck beaufschlagt werden, nicht unmittelbar an der Wandung der Gehäusebohrungen anliegen, sondern dass ein radialer Spalt zwischen Außendurchmesser der Seitenplatten und dem Durchmesser der Gehäusebohrung verbleibt. Um eine definierte Orientierung der Seitenplatten 13, 14 im Gehäuse 13 zu gewährleisten, ist mindestens eine Auskragung 23 vorgesehen, die mit ihrer radial außen liegenden Außenfläche an der Wandung der Gehäusebohrung anliegt und deshalb einen ähnlichen Durchmesser aufweist wie die Gehäusebohrung. Damit wird also die radiale Lage der Seitenplatten in der Gehäusebohrung definiert. FIG. 6 shows seen in plan view a side plate 13 or 14. The side plates are housed in housing bores. It is provided that the side plates in the area in which they are subjected to system pressure, not directly adjacent to the wall of the housing bores, but that a radial gap between the outer diameter of the side plates and the diameter of the housing bore remains. In order to ensure a defined orientation of the side plates 13, 14 in the housing 13, at least one projection 23 is provided, which abuts with its radially outer outer surface against the wall of the housing bore and therefore has a similar diameter as the housing bore. Thus, therefore, the radial position of the side plates is defined in the housing bore.

Der radiale Spalt zwischen Seitenplatte und Gehäuse bewirkt, dass durch die Druckbelastung der Zahnradmaschine eine radiale Kraft auf die radial projizierte Fläche der Seitenplatte wirkt. Diese Kraft drückt die Seitenplatte dichtend gegen die der mit Hochdruck beaufschlagten gegenüberliegenden Oberflächen der Gehäusebohrung an, wodurch eine radiale, metallische Abdichtung der Seitenplatten 13, 14 am Gehäuse 13 entsteht. Die Außenkontur der Seitenplatten ist so gewählt, dass der sich der mit dem Gehäuse der Zahnradmaschine berührende Bereich der Seitenplatten sich über einen Winkel β erstreckt, der in einem Bereich von 100° bis 150° liegt, gemessen von den Mittelachsen der Zahnräder 4 beziehungsweise der Lageröffnungen L1, L2. Optimale Dichtverhältnisse werden bei Zahnradmaschinen erreicht, die als Pumpen ausgeführt sind und einen Winkelbereich von cirka 110° aufweisen.The radial gap between side plate and housing causes a radial force acts on the radially projected surface of the side plate by the pressure load of the gear machine. This force presses the side plate sealingly against the high-pressure surfaces of the housing bore, thereby creating a radial, metallic seal of the side plates 13, 14 on the housing 13. The outer contour of the side plates is selected so that the portion of the side plates contacting the gear machine housing extends through an angle β which is in a range of 100 ° to 150 ° measured from the center axes of the gears 4 and the bearing holes, respectively L1, L2. Optimum sealing conditions are achieved in gear machines which are designed as pumps and have an angular range of approximately 110 °.

Die Realisierung von Zahnradmaschinen mit vorgesetzten Seitenplatten 13, 14 und definierten Dichtfeldern in den Lagerstellen ist sowohl bei Zahnradmaschinen mit Einflankeneingriff der Zahnräder 4 als auch für Zahnradmaschinen mit Zweiflankeneingriff der Zahnräder 4 möglich.The realization of gear machines with superior side plates 13, 14 and defined sealing fields in the bearings is possible both in gear machines with meshing of the gears 4 as well as for gear machines with Zweiflankeneingriff the gears 4.

Die Seitenplatten 13 und 14 zeichnen sich dadurch aus, dass für Zahnradmaschinen mit Einflankenkontakt der Zahnräder 4 und für Zahnradmaschinen mit Zweiflankenkontakt der Zahnräder 4 in die Flächen der Seitenplatten, die der Stirnseite der Zahnräder 4 zugewandt sind, in Figur 6 dargestellte Nuten 24 eingebracht sind. Diese bilden zusammen mit dem Wälzpunkt der Verzahnung einen Dichtpunkt zwischen Hochdruck- und Niederdruckseite der Zahnradeinheit. Bei Zahnradmaschinen mit Zweiflankenkontakt sind diese Nuten 24 in der Seitenplatte 13, 14 so ausgebildet, dass die Wälzpunkte der miteinander kämmenden Zahnräder 4 von der Mittelachse der Seitenplatte der mit dem Zahnrad berührenden Oberfläche seitlich abfallend unter einem Winkel von der Mittelachse M2 zur Außenkontur der Seitenplatte 13, 14 hin vorzugsweise unter einem Winkel von 5° gegenüber der Seitenfläche der Seitenplatte verlaufen. Bei Einflankenkontakt können die Nuten 24 parallel zur Stirnfläche mit einem Abstand von mindestens 1 mm der zum Zahnrad hinweisenden Oberfläche ausgeführt werden. Dies bewirkt bei Zahnrädern mit Zweiflankenkontakt eine Dämpfung des eingeschlossenen Quetschölanteils im Zahneingriffsbereich und bei Zahnrädern mit Einflankeneingriff eine eindeutige Festlegung des Dichtpunkts zwischen Hochdruck- und Niederdruckbereich in der Zahnradmaschine. Dies führt zu einer reduzierten Schwingungsanregung sowohl bei Zweiflankenals auch bei Einflankeneingriff der Verzahnung, was zu einer verminderten Geräuschabstrahlung der Zahnradmaschine beiträgt.The side plates 13 and 14 are characterized in that for gear machines with flank contact of the gears 4 and for gear machines with two-flank contact of the gears 4 in the surfaces of the side plates, which face the end face of the gears 4, in FIG. 6 shown grooves 24 are introduced. These form together with the pitch of the toothing a sealing point between the high pressure and low pressure side of the gear unit. In gear machines with two-flank contact, these grooves 24 in the side plate 13, 14 are formed so that the rolling points the intermeshing gears 4 extend laterally sloping from the center axis of the side plate of the gear contacting surface at an angle from the center axis M2 to the outer contour of the side plate 13, 14 at an angle of 5 ° to the side surface of the side plate. In one-contact contact, the grooves 24 can be parallel to the end face with a distance of at least 1 mm of the gear pointing surface. This causes in cog wheels with two-flank contact damping of trapped Quetschölanteils in the meshing region and gears with flank engagement a clear definition of the sealing point between the high pressure and low pressure region in the gear machine. This leads to a reduced vibration excitation both in Zwefllankenals as well as in a flank engagement of the toothing, which contributes to a reduced noise emission of the gear machine.

In Figur 6 wird deutlich, dass links der Mittelachse M1 die beiden Nuten 241 und 241' einen größeren Abstand zur Mittelachse M2 aufweisen als die rechts der Mittelachse M1 gelegenen Nuten 24r und 24r'. Außerdem wird deutlich, dass die Längen der Nuten links und rechts der Mittelachse unterschiedlich sind, wobei die Nuten 241 und 24l' nicht so nahe an die Mittelachse M1 reichen wie die Nuten 24r und 24r' rechts der Mittelachse M1.In FIG. 6 It is clear that the left of the central axis M1, the two grooves 241 and 241 'have a greater distance from the central axis M2 as the right of the central axis M1 located grooves 24r and 24r'. In addition, it is clear that the lengths of the grooves on the left and right of the central axis are different, with the grooves 241 and 24l 'not as close to the central axis M1 as the grooves 24r and 24r' right of the central axis M1.

Die hydraulisch aktiven Eingriffslinien, welche durch die auf einer Verbindungslinie der Wälzpunkte der miteinander kämmenden Zahnräder 4 und den Nuten 24 in den den Zahnrädern 4 zugewandten Fläche der Seitenplatte 13, 14 gebildet werden, sind also bei Ein - und Zweiflankeneingriff der Verzahnung so ausgebildet, dass die mit Hochdruck beaufschlagte Nuten 24r, 24r' gegenüber der mit Niederdruck beaufschlagte Nuten 241, 24l' der Seitenplatte 13, 14 in einem Bereich zwischen 40 % und 60 % zur Mittelachse M1 unsymmetrisch zur Niederdruckseite hin verschoben wird. Dabei liegt rechts der Mittelachse M1 der Hochdruckbereich und links der Mittelachse M1 der Niederdruckbereich.The hydraulically active engagement lines, which are formed by the surfaces of the side plates 13, 14 facing the toothed wheels 4 on a connecting line of the rolling points of the intermeshing toothed wheels 4 and the grooves 24, are thus designed in the case of one and two flank engagement of the toothing the high-pressure grooves 24r, 24r 'with respect to the low pressure acted upon grooves 241, 24l 'of the side plate 13, 14 is displaced in a range between 40% and 60% to the central axis M1 asymmetrically to the low pressure side. In this case, the right-hand side of the central axis M1 is the high-pressure region and the left-hand region of the central axis M1 is the low-pressure region.

Bei einer Verschiebung der Steuergeometrie um 50 % von der Hochdruck- zur Niederdruckseite, also bei zur Mittelachse M1 symmetrischer Ausführung der Nuten in der den Zahnrädern 4 zugewandten Seitenfläche der Seitenplatte 13, 14 werden bezüglich der Quetschölpulsation optimale Ergebnisse erzielt.When the control geometry is shifted by 50% from the high-pressure side to the low-pressure side, ie with the symmetrical design of the grooves in the side surface of the side plate 13, facing the toothed wheels 4, optimum results are achieved with respect to the squish oil pulsation.

Ist die Zahnradmaschine als Zahnradmotor ausgeführt, ist die Vorsteuergeometrie zur Mittelachse M1 symmetrisch zwischen Hochdruck- und Niederdruckseite auszuführen.If the gear machine is designed as a gear motor, the pilot geometry to the center axis M1 symmetrically between high-pressure and low-pressure side is executed.

Durch die verschieden großen Druckfelder auf den beiden Seiten der Lagerkörper 11 und 16 werden bei Beaufschlagung mit Systemdruck unterschiedlich große hydraulische Kräfte aufgebaut. Dadurch werden die Lagerkörper 11, 16 gegen die als Deckel wirkenden Gehäuseteile 2, 5 des Gehäuses 3 angepresst, wobei zwischen den Lagerkörpern und den Seitenplatten 13, 14 ein Dichtspalt entsteht. Dieser muss durch geeignete Dichtelemente, die vorzugsweise einen Dichtkörper aus Gummi und ein Stützelement aus Polyamid aufweisen, begrenzt werden, um mögliche Spaltextrusion der Dichtelemente zu verhindern.Due to the different sized pressure fields on the two sides of the bearing body 11 and 16 different magnitude hydraulic forces are built up when subjected to system pressure. As a result, the bearing bodies 11, 16 are pressed against the housing parts 2, 5 of the housing 3 which act as covers, a sealing gap being created between the bearing bodies and the side plates 13, 14. This must be limited by suitable sealing elements, which preferably have a sealing body made of rubber and a support element made of polyamide, in order to prevent possible gap extrusion of the sealing elements.

Alternativ können zur Vermeidung von Spaltelextrusion auch Dichtelemente aus Polyurethan eingesetzt werden. Der sich zwischen Lagerkörper 11, 16 und Seitenplatten 13, 14 ausbildende Dichtspalt, der die Druckfelder begrenzt, drückt die Seitenplatten entsprechend der Systemdruckbeaufschlagung gegen die Stirnseiten der Zahnräder 4. Durch die Anordnung der Seitenplatten 13, 14 und der Lagerkörper 11, 16 wird ein axialer Ausgleich für die axiale und radiale Spaltkompensation zwischen den sich axial bewegenden und gegenüberliegenden Flächen auf der Zahnradstirnseite und der vorgesetzten Seitenplatten ermöglicht. Dies wird als gelenkiger Ausgleich bezeichnet. Die Nuten 10, 12 zur Aufnahme der Dichtelemente können, wie beschrieben, in den Lagerkörpern angeordnet sein, oder aber auch alternativ in den Seitenplatten und in den den Lagerkörpern zugewandten Seitenflächen der Gehäuseteile 2, 5.Alternatively, sealing elements made of polyurethane can be used to avoid Spaltelextrusion. The between bearing body 11, 16 and side plates 13, 14 forming sealing gap, The arrangement of the side plates 13, 14 and the bearing body 11, 16 is an axial compensation for the axial and radial gap compensation between the axially moving and opposing surfaces allows on the gear face and the superior side plates. This is called articulated compensation. The grooves 10, 12 for receiving the sealing elements can, as described, be arranged in the bearing bodies, or else alternatively in the side plates and in the bearing bodies facing side surfaces of the housing parts 2, 5th

Figur 7 zeigt ein Dichtelement 25, das in die Nut 12 einlegbar ist. FIG. 7 shows a sealing element 25 which can be inserted into the groove 12.

Figur 8 zeigt ein Dichtelement 27, das in die Nut 10 des Lagerkörpers 11, 16 einlegbar ist. FIG. 8 shows a sealing element 27 which is inserted into the groove 10 of the bearing body 11, 16.

Die in axialer Richtung dichtenden Dichtelemente 25, 27, die beidseitig in die Nuten 12, 10 der Lagerkörper 11, 16 eingelegt werden, sind so ausgebildet, dass sie entweder aus einteiligen elastischen Polyurethan-Dichtelementen bestehen, oder zweiteiligen, bei denen ein Element aus Perbutan die dichtende Wirkung und ein Element aus glasfaserverstärktem Polyamid die abstützende Funktion übernimmt. Die verwendeten Dichtwerkstoffe sind dabei jeweils auf das im System verwendete Fluid abgestimmt. Es können auch andere Werkstoffe zum Einsatz kommen. Die Dichtelemente 25 und 27 sind vorzugsweise so ausgebildet, dass sie im Dichtbereich zwischen Hochdruck- und Niederdruckfeld eine erhöhte Festigkeit gegen Spaltextrusion oder Spaltverschleiß aufweisen.The sealing in the axial direction sealing elements 25, 27, which are inserted on both sides in the grooves 12, 10 of the bearing body 11, 16, are formed so that they either consist of one-piece elastic polyurethane sealing elements, or two-piece, in which a Perbutan element the sealing effect and an element made of glass fiber reinforced polyamide takes over the supporting function. The sealing materials used are each tuned to the fluid used in the system. Other materials can also be used. The sealing elements 25 and 27 are preferably designed so that they have an increased strength against gap extrusion or gap wear in the sealing area between high-pressure and low-pressure field.

Vorzugsweise sind die Enden des zwischen Lagerkörper und Seitenplatten liegenden Dichtelements 25 L-förmig ausgebildet und gegebenenfalls verdickt. Mit den L-förmigen Enden 29 wird das Dichtelement 25 sicher verankert. Es greift in entsprechende Ausnehmungen 31 der Nut 12, die in Figur 3 dargestellt sind.Preferably, the ends of the lying between the bearing body and side plates sealing element 25 are L-shaped and optionally thickened. With the L-shaped ends 29, the sealing element 25 is securely anchored. It engages in corresponding recesses 31 of the groove 12, which in FIG. 3 are shown.

Es können auch abschnittsweise Querschnittsverdickungen vorgesehen werden, die ebenfalls im Dichtbereich zwischen Hochdruck - und Niederdruckfeld eine erhöhte Festigkeit gegen Spaltextrusion oder Spaltverschleiß bieten.Sectional cross-sectional thickenings may also be provided, which also provide increased strength against gap extrusion or gap wear in the sealing area between the high-pressure and low-pressure fields.

Auch bei den Dichtelementen 27, die zwischen den Lagerkörpern 11, 16 und den Gehäuseteilen 2, 5 angeordnet sind, können partielle Verdickungen 33 vorgesehen werden, um elastische Teilbereiche mit entsprechender Vorspannung auszubilden, durch die das jeweilige Dichtelement in der zugehörigen Nut 10 gehalten wird. Derartige Verdickungen können auch an den Enden der Dichtungen 27 vorgesehen werden.Even with the sealing elements 27, which are arranged between the bearing bodies 11, 16 and the housing parts 2, 5, partial thickenings 33 may be provided to form elastic portions with a corresponding bias, through which the respective sealing element is held in the associated groove 10. Such thickening may also be provided at the ends of the seals 27.

Die Zahnradmaschine der hier beschriebenen Art zeichnet sich dadurch aus, dass durch die Realisierung des gelenkigen Verbundes aus vorgesetzter Seitenplatte und Lagerkörper die Reaktionskräfte, die durch Druckbelastung der Zahnradmaschine in den Lagerkörpern aufgenommen werden und gegen das Gehäuse 3 abgestützt werden, über die Lagerkörper aufgebracht werden. Die axiale Kompensation, die eine ebenflächige Anlage der Seitenplatten 13, 14 an den Stirnseiten der Zahnräder 4 und somit einen optimierten Spaltausgleich bewirkt, erfolgt frei von Lagerlastkräften der Zahnradmaschine über die Seitenplatten 13, 14.The gear machine of the type described here is characterized in that the reaction forces, which are absorbed by pressure load of the gear machine in the bearing bodies and are supported against the housing 3, are applied through the bearing body by the realization of the articulated composite of superior side plate and bearing body. The axial compensation, which causes a planar contact of the side plates 13, 14 on the end faces of the gears 4 and thus an optimized gap compensation takes place free of bearing load forces of the gear machine via the side plates 13, 14th

Nach allem wird deutlich, dass der volumetrische Wirkungsgrad der Zahnradmaschine durch die Möglichkeit der axialen Relativbewegung zwischen den Seitenplatten und den Lagerkörpern, also durch den gelenkigen Verbund aus Lagerkörper und Seitenplatten, optimiert werden kann. Die gilt für Zahnradmaschinen für eine oder zwei Drehrichtungen.After all, it is clear that the volumetric efficiency of the gear machine can be optimized by the possibility of axial relative movement between the side plates and the bearing bodies, ie by the articulated composite of bearing body and side plates. This applies to gear machines for one or two directions of rotation.

Claims (20)

  1. A gear-type machine, gear pump or gear motor, having at least two toothed gears, two lateral plates resting against the toothed wheels and bearing elements resting thereagainst, wherein, on the lateral faces of the bearing elements facing the lateral plates and facing away from them, sealing fields with different configurations are provided which are defined by grooves, wherein the sealing fields of the grooves (10, 12) present different shapes, and wherein the gear-type machine is configured for one or two directions of rotation, characterised in that the larger diameter of the sealing groove is arranged on the lateral face of the bearing elements (11, 16) facing away from the toothed gears (4).
  2. The gear-type machine according to claim 1, characterised in that the cross section of the grooves (10, 12) provided at the opposing lateral faces of the bearing elements (11, 16) is different.
  3. The gear-type machine according to claim 1 or 2, characterised in that the assembly of the two bearing elements and lateral plates (11, 13; 14, 16) is arranged in a mirror-inverted manner from the tooth center viewed in an axial direction.
  4. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that the pressure fields on both sides of a bearing block are formed with an area ratio between 1.5 and 2, preferably in an area ratio of 1.8.
  5. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that the hydraulically active sealing fields on both sides of the bearing elements (11, 16) are concentrical with each other in the circular ring segments under high pressure.
  6. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that pressure feeding grooves (19, 20, 21) are provided to which system pressure can be applied and which are defined in the separation plane between bearing element (11, 16) and lateral plate (13, 14).
  7. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that the lateral plates (13, 14) consist of a wear-resistent material, wherein the hardness of the applied multilayer material is between 55 and 100 HB, and the hardness of the carrier material is between 100 and 145 HB.
  8. The gear-type machine according to claim 7, characterised in that the lateral plates are made of a multilayer material.
  9. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that a radial gap is provided at least in certain regions between the lateral plates (13, 14) and the housing (3).
  10. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that the sealing fields can be defined both for single-flank engagement and dual-flank engagement of the toothed wheels (4).
  11. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that grooves (24) can be formed into the lateral surface of the lateral plates (13, 14) facing the toothed wheels (4), the grooves defining a sealing point between high pressure side and low pressure side of the gear unit together with the pitch point of the gearing.
  12. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that, in gear-type machines with dual-flank engagement, the grooves are inclined towards the surface touching the toothed wheels (4) with an angle to the center axis (M1) to the outer contour of the lateral plate, preferably by 5°.
  13. The gear-type machine according to any one of the preceding claims 1 to 12, characterised in that, in gear-type machines with single-flank contact, the grooves extend in parallel to the front face.
  14. The gear-type machine according to any one of the preceding claims 11 to 13, characterised in that the grooves (24) are arranged dissymmetrically in the surface of the lateral plate facing the toothed wheels (4), and that the grooves (24r, 24r') under high pressure are arranged in closer proximity to the center axis (M1) than the grooves (241, 241') under low pressure.
  15. The gear-type machine according to any one of the preceding claims 1 to 13, characterised in that the grooves are arranged in a symmetrical configuration in the surface of the lateral plate facing the toothed wheels (4).
  16. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that a sealing element (25) is arranged in each case in the sealing gap between the bearing elements (11, 16) and the lateral plate (13, 14), and/or that a sealing element (27) is arranged in each case in the sealing gap between the bearing elements and the housing part (2, 5) of the housing (3).
  17. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that the sealing elements (25, 27) consist of one-part resilient sealing elements or of two-part elements, wherein one has a supporting function and one a sealing function.
  18. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that, by way of the articulated connection between lateral plate (13, 14) and bearing element (11, 16), the reactional forces received in the bearing elements and supported against the housing (3) in case of a pressure load on the gear-type machine are absorbed via the bearing elements.
  19. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that the ends of the sealing element (25) have enlargements, preferably in the form of an L-shape.
  20. The gear-type machine according to any one of the preceding claims, characterised in that the sealing element (27) has partial enlargements in its extension and/or at its ends.
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