EP4136354A1 - Innenzahnradmaschine - Google Patents

Innenzahnradmaschine

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Publication number
EP4136354A1
EP4136354A1 EP21716271.8A EP21716271A EP4136354A1 EP 4136354 A1 EP4136354 A1 EP 4136354A1 EP 21716271 A EP21716271 A EP 21716271A EP 4136354 A1 EP4136354 A1 EP 4136354A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
internal gear
connection
gear machine
switching
Prior art date
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Pending
Application number
EP21716271.8A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Thomas Pippes
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.)
Hydraulik Nord Technologies GmbH
Original Assignee
Hydraulik Nord Technologies GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Hydraulik Nord Technologies GmbH filed Critical Hydraulik Nord Technologies GmbH
Publication of EP4136354A1 publication Critical patent/EP4136354A1/de
Pending legal-status Critical Current

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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/101—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 with a crescent-shaped filler element, located between the inner and outer intermeshing members
    • 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
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/04—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations specially adapted for reversible machines or pumps
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    • F04C15/0042—Systems for the equilibration of forces acting on the machines or pump
    • F04C15/0046—Internal leakage control
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    • F04C15/06—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet
    • F04C15/064—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet with inlet and outlet valves specially adapted for rotary or oscillating piston machines or pumps
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    • 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
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    • F04C2/086—Carter
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/50—Bearings

Definitions

  • the invention relates to an internal gear machine for reversing operation with the features mentioned in the preamble of claim 1.
  • WO 2018/172059 A1 EP 1 110000 B1 and DE 4338875 C2 each disclose internal gear machines for reversing operation, in which an externally toothed pinion and an internally toothed ring gear are arranged in a meshing manner in a cavity of a housing.
  • the axes of rotation of the inner pinion and the ring gear are arranged parallel and spaced apart from one another, so that they are eccentric to one another.
  • a filler piece is arranged in a sickle-shaped cavity resulting between the pinion and the ring gear.
  • the cavity of the housing is also delimited axially.
  • the housing has fluid connections which are in communication with pressure pockets provided in the housing.
  • Such reversible internal gear machines can thus be used as a pump in both directions of rotation of the driven pinion.
  • so-called four-quadrant operation is also possible, that is, by applying a fluid to one of the pressure connections of the internal gear machine, it can also be operated as a hydraulic motor. Mutual operation is also possible here.
  • the invention is based on the object of creating an internal gear machine of the generic type in which leakage in the ring gear bearing is minimized in a simple manner during the zero crossing or when pressure is applied on both sides.
  • this object is achieved by an internal gear machine with the features mentioned in claim 1. Because in the connection between the pressure pocket and Pressure connection, i.e. in both connections between pressure pocket and pressure connection on each bearing side, a switching valve is arranged that opens or closes the connection depending on the pressure, it is advantageously possible to control the internal gear machine so that only one pressure pocket is always pressurized. As a result, the hydrostatic ring gear bearing can be switched very advantageously into a hydrodynamic ring gear bearing. Leakage between the two pressure sides, in particular when there is a zero crossing or pressure is applied on both sides, can thus be avoided, since pressure on both sides of the ring gear bearing is avoided.
  • the switching valves are hydraulically spring-loaded two-position valves.
  • the switchover function between the hydrostatic ring gear bearing and the hydrodynamic ring gear bearing can thus be easily integrated into the internal gear machine.
  • a spring side of a first switching valve is connected to a second pressure connection of the internal gear machine and a spring side of a second switching valve is connected to a first pressure connection of the internal gear machine.
  • a preferred embodiment of the invention provides that the switching sides of the switching valves are connected to the respective pressure connection of the internal gear unit assigned to the switching valve.
  • the pressure difference between the two pressure connections in the internal gear machine can be applied to the switching valves arranged in the connections between pressure pockets and pressure connection in a simple manner.
  • an opening pressure of the switching valves can be adjusted via a bias of switching springs of the switching valves.
  • an opening pressure of the switching valves is ⁇ 30 bar, in particular ⁇ 20 bar. This means that the ring gear bearings can be switched over from the hydrostatic to the hydrodynamic state very sensitively and quickly.
  • the internal gear machine can thus also be operated at high pressure applied to the pressure connections of, for example,> 300 bar without significant or without leakage.
  • control of the switching valves can also take place electromagnetically.
  • the pressures applied to the internal gear machine are then converted into control signals by means of a control device, which are used to control the corresponding switching magnets of the switching valves.
  • Figure 1 is a sectional view of an internal gear machine
  • Figures 2 and 3 a sectional view of the internal gear machine according to section line l-l and the section line II-II in Figure 1,
  • FIG. 4 shows an enlarged illustration of a switching valve
  • FIG. 5 shows a basic circuit diagram of the internal gear machine according to the invention.
  • FIG. 1 shows a sectional view of an internal gear machine designated as a whole by 10.
  • the internal gear machine 10 is designed for a so-called reversing operation, that is, it can be operated as a pump in both directions of rotation.
  • the internal gear machine 10 can also be operated in what is known as four-quadrant operation.
  • the internal gear machine 10 has a housing 12 within which a cavity 14 is formed.
  • An externally toothed pinion 16 and an internally toothed ring gear 18 are arranged in the cavity 14.
  • the pinion 16 is about a longitudinal axis 20 and the Ring gear 18 is arranged rotatably about a longitudinal axis 22.
  • the longitudinal axes 20 and 22 thus form axes of rotation on the one hand for the pinion 16 and on the other hand for the ring gear 18.
  • the axes of rotation are arranged parallel and spaced from one another.
  • Pinion 16 and ring gear 18 are arranged in such a way that they mesh with one another with their external toothing or internal toothing.
  • a filler piece 26 is arranged within a sickle-shaped free space 24 resulting between pinion 16 and ring gear 18.
  • the filler piece 26 has two filler piece parts 28 and 30, which are arranged on both sides of a stop pin 32. These filler piece parts 28 and 30 each consist of inner sealing segments 34 and outer sealing segments 36. The gap between inner sealing segments 32 and outer sealing segments 34 is sealed by sealing rollers 38.
  • pressure pockets 40 and 42 which are each connected to a fluid connection 44 and fluid connection 46 of the internal gear machine 10.
  • the pressure pockets 40 and 42 and thus the fluid connections 44 and 46 are connected to the cavity 14 via the control geometries 48 and 50.
  • FIGS. 2 and 3 sectional views are shown in a stepped section through several planes through the internal gear machine 10 along the section lines I-I and II-II, respectively.
  • the housing 12 is constructed in three parts and consists of a housing ring 52 and a flange cover 54 or connection cover 56.
  • the housing ring 52 here encloses the cavity 14 in which the pinion 16 and ring gear 18 as well as the filler piece 26 are arranged.
  • the pinion 16 is connected to a shaft 58 which is guided in a sealing manner through the flange cover 54 and which, depending on the operating mode, acts as a drive shaft or an output shaft in the internal gear machine.
  • the shaft 58 is preferably supported hydrodynamically by bearing bushes 59.
  • the cavity 14 is axially sealed by axial pressure plates 57 which are arranged in the axial direction between the ring gear 18 and the connection cover 56 or flange cover 54.
  • a switching valve 60 assigned to the pressure pocket 42 and a switching valve 62 assigned to the pressure pocket 40 are integrated within the housing 12.
  • the switching valves 60 and 62 are provided within the housing ring 52.
  • the switching valves 60 and 62 are hydraulically spring-loaded two-position valves.
  • the switching valves 60 and 62 comprise a control piston 68 and 70, respectively, which can be displaced within a cavity against the force of a spring element 64 and 66, respectively.
  • the spring side of the control piston 68 of the switching valve 60 is connected to the pressure connection 44 and thus to the fluid connection 44 via a connection 72.
  • the switching valve 60 is connected to the pressure connection 46 via a connection 74.
  • This connection takes place via a further connection 76, which connects the switching valve 60 to the displacement chamber 78 assigned to the pressure pocket 42 and thus also to the pressure connection 46 of the internal gear machine 10.
  • Another connection 77 connects the switching valve 62 to the pressure pocket 42.
  • the spring side of the switching valve 62 is connected to the pressure connection 46 via a connection 80.
  • the switching side of the switching valve 62 is connected to the pressure connection 44 via a connection 82.
  • the switching valve 62 is connected via a connection 84 to a displacement chamber 86 of the internal gear machine 10 assigned to the pressure connection 44.
  • Another connection 85 connects the switching valve 62 to the pressure pocket 40.
  • connection 72 opens into the interior 90 on the spring side and the connection 74 on the opposite switching side. Furthermore, the connection 77 opens into the interior 90, which is sealed by the control piston 68 in the illustration shown.
  • connection 74 exceeds the pressure applied to the connection 72 plus the compressive force of the spring 64, the control piston 68 is displaced to the right in the plane of the paper as shown in FIG. This will make over Passages 92 within the control piston 68 establish a continuous connection between the connections 74 and 77.
  • the switching valve 60 thus switches from its blocking division shown in FIG. 4 into the open position. There is then a continuous connection between the pressure pocket 42 and the pressure connection 46 and thus the displacement chamber 78.
  • Each pressure pocket is assigned a switching valve, here the pressure pocket 40 the switching valve 62 and the pressure pocket 42 the switching valve 60.
  • the respective spring side of the switching valves 60 and 62 is connected here via the connection 72 and 80 to the respectively opposite displacement chamber 86 and 78.
  • the switching side of the switching valves 60 and 62 is connected to the equilateral displacement chamber 78 and 86 via the connections 74/76 and connections 82/84, respectively.
  • the preload of the springs corresponds to an opening pressure of approx. 20 bar.
  • Both switching valves 60 and 62 are shown in their closed position in FIG. In this case, there is a pressure difference between the pressures present in the displacement chambers 86 and 78, which is less than the opening pressure of the switching valves 60 and 62, which is approximately 20 bar, for example.
  • the two pressure pockets 42 and 40 are therefore not supplied with pressure due to the closed position of the switching valves 60 and 62.
  • the ring gear 18 is thus mounted hydrodynamically.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

Die Anmeldung betrifft eine Innenzahnradmaschine (10) für Reversierbetrieb mit einem Gehäuse (12) mit einem Hohlraum (14), in dem Hohlraum (14) sind ein außenverzahntes Ritzel (16) und ein innenverzahntes Hohlrad (18) angeordnet, die miteinander kämmen, deren Drehachsen (20, 22) parallel und beabstandet zueinander verlaufen, der Hohlraum (14) des Gehäuses (12) ist axial begrenzt und steht über die in dem Gehäuse (12) vorgesehenen Drucktaschen (40, 42) mit Druckanschlüssen (44, 46) der Innenzahnradmaschine (10) in Verbindung, Es ist vorgesehen, dass in die Verbindung zwischen den Drucktaschen (40, 42) und den Druckanschlüssen (44, 46) beziehungsweise Verdrängerräumen (78, 86) jeweils ein Schaltventil (60, 62) angeordnet ist, das die Verbindung öffnet oder schließt.

Description

Innenzahnradmaschine
Die Erfindung betrifft eine Innenzahnradmaschine für Reversierbetrieb mit den im Oberbegriff des Anspruchs 1 genannten Merkmalen.
Innenzahnradmaschinen der gattungsgemäßen Art sind bekannt. So offenbaren WO 2018/172059 A1, EP 1 110000 B1 und DE 4338875 C2 jeweils Innenzahnradmaschinen für Reversierbetrieb, bei denen in einem Hohlraum eines Gehäuses ein außenverzahntes Ritzel und ein innenverzahntes Hohlrad miteinander kämmend angeordnet sind. Die Drehachsen des Innenritzels und des Hohlrades sind parallel und beabstandet zueinander angeordnet, so dass diese exzentrisch zueinander sind. In einem zwischen Ritzel und Hohlrad sich ergebenden sichelförmigen Hohlraum ist ein Füllstück angeordnet. Der Hohlraum des Gehäuses wird ferner axial begrenzt. Das Gehäuse besitzt Fluidanschlüsse, die mit in dem Gehäuse vorgesehenen Drucktaschen in Verbindung stehen.
Derartige reversierbare Innenzahnradmaschinen können somit in beiden Drehrichtungen des angetriebenen Ritzels als Pumpe eingesetzt werden. Ferner ist auch ein sogenannter Vier- Quadranten-Betrieb möglich, das heißt durch Beaufschlagen eines der Druckanschlüsse der Innenzahnradmaschine mit einem Fluid kann diese auch als Hydromotor betrieben werden. Hier ist ebenfalls ein wechselseitiger Betrieb möglich.
Innenzahnradmaschinen für den Hochdruckbereich besitzen ein sogenanntes hydrostatisches Hohlradlager. Durch ein Bauart-bedingtes Hohlradspiel entsteht eine Leckage des zu fördernden Mediums, in der Regel Öl, beispielsweise Hydrauliköl. In einem Nulldurchgang beim Wechsel der Kraftrichtung des Hohlrades, also Umschalten der Pumprichtung oder Umschalten der Antriebsrichtung, kann es zu einer gleichzeitigen Druckbeaufschlagung beider Lagerseiten kommen. Dies ist ebenfalls bei einer externen Druckbeaufschlagung im Mehrbereichsbetrieb möglich, das heißt am Pumpeneingang wirkt ein Eingangsdruck. Dies führt zu einer erhöhten Leckage im Hohlradlager, da das Hohlrad nur eine Seite des Hohlradlagers abdichten kann.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Innenzahnradmaschine der gattungsgemäßen Art zu schaffen, bei der in einfacher Weise eine Leckage im Hohlradlager während des Nulldurchganges beziehungsweise bei beidseitiger Druckbeaufschlagung minimiert wird.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch eine Innenzahnradmaschine mit den in Anspruch 1 genannten Merkmalen gelöst. Dadurch, dass in die Verbindung zwischen Drucktasche und Druckanschluss, also in beide Verbindungen zwischen Drucktasche und Druckanschluss je Lagerseite, jeweils ein Schaltventil angeordnet ist, das die Verbindung druckabhängig öffnet oder schließt, ist vorteilhaft möglich, die Innenzahnradmaschine so zu steuern, dass immer nur eine Drucktasche mit Druck beaufschlagt wird. Hierdurch kann das hydrostatische Hohlradlager sehr vorteilhaft in ein hydrodynamisches Hohlradlager umgeschaltet werden. Eine Leckage zwischen den beiden Druckseiten, insbesondere bei einem Nulldurchgang oder beidseitiger Druckbeaufschlagung, kann somit vermieden werden, da eine beidseitige Druckbeaufschlagung des Hohlradlagers vermieden wird.
In bevorzugter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, dass die Schaltventile hydraulisch federbelastete Zwei-Stellungsventile sind. Somit lässt sich in einfacherWeise die Umschaltfunktion zwischen hydrostatischem Hohlradlager und hydrodynamischem Hohlradlager in einfacher Weise in die Innenzahnradmaschine integrieren.
In weiterer bevorzugter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, dass eine Federseite eines ersten Schaltventils mit einem zweiten Druckanschluss der Innenzahnradmaschine und eine Federseite eines zweiten Schaltventils mit einem ersten Druckanschluss der Innenzahnradmaschine in Verbindung stehen. Durch diese wechselseitige Druckverknüpfung wird in einfacher Weise erreicht, dass die Verbindung zwischen Drucktasche und Druckanschluss in einfacher und sicherer Weise über den jeweils am anderen Druckanschluss anliegenden Druck geöffnet oder geschlossen werden kann. Die Umschaltung zwischen hydrostatischem Hohlradlager und hydrodynamischem Hohlradlager ist so in besonders einfacher Weise möglich.
Darüber hinaus ist in bevorzugter Ausgestaltung der Erfindung vorgesehen, dass die Schaltseiten der Schaltventile mit dem jeweiligen dem Schaltventil zugordneten Druckanschluss der Innenzahnradmaschine in Verbindung stehen. So kann in einfacher Weise durch Vorsehen entsprechender Steuerkanäle im Gehäuse die Druckdifferenz zwischen den beiden Druckanschlüssen in der Innenzahnradmaschine auf die in den Verbindungen zwischen Drucktaschen und Druckanschluss angeordneten Schaltventile aufgebracht werden.
Ferner ist in bevorzugter Ausgestaltung der Erfindung vorgesehen, dass ein Öffnungsdruck der Schaltventile über eine Vorspannung von Schaltfedern der Schaltventile einstellbar ist.
Hierdurch kann in einfacherWeise der Öffnungsdruck durch ein Bemessen der Schaltfedern, die somit den Differenzdruck zwischen den Druckanschlüssen bestimmen, bei denen die Schaltventile schließen beziehungsweise öffnen, realisiert werden. Schließlich ist in weiterer bevorzugter Ausgestaltung der Erfindung vorgesehen, dass ein Öffnungsdruck der Schaltventile <30 bar, insbesondere <20 bar, beträgt. Somit kann sehr feinfühlig und schnell eine Umschaltung der Hohlradlager von hydrostatischem auf hydrodynamischen Zustand erfolgen. Ein Betrieb der Innenzahnradmaschine kann somit auch bei hohem, an den Druckanschlüssen anliegenden Druck von beispielsweise >300 bar ohne nennenswerte beziehungsweise ohne Leckage erfolgen.
Nach einerweiteren bevorzugten Ausgestaltung kann, nach einem weiteren nicht dargestellten Ausführungsbeispiel, die Ansteuerung der Schaltventile auch elektromagnetisch erfolgen. Die an der Innenzahnradmaschine anliegenden Drücke werden dann mittels eines Steuergerätes in Steuersignale gewandelt, die der Ansteuerung entsprechender Schaltmagnete der Schaltventile dienen.
Weitere bevorzugte Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den übrigen, in den Unteransprüchen genannten Merkmalen.
Die Erfindung wird nachfolgend in einem Ausführungsbeispiel anhand der zugehörigen Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 eine Schnittansicht einer Innenzahnradmaschine,
Figuren 2 und 3 eine Schnittansicht der Innenzahnradmaschine gemäß Schnittlinie l-l bzw. der Schnittlinie ll-ll in Figur 1 ,
Figur 4 eine vergrößerte Darstellung eines Schaltventils, und
Figur 5 ein Prinzipschaltbild der erfindungsgemäßen Innenzahnradmaschine.
Figur 1 zeigt eine Schnittansicht einer insgesamt mit 10 bezeichneten Innenzahnradmaschine. Die Innenzahnradmaschine 10 ist für einen sogenannten Reversierbetrieb ausgebildet, das heißt diese kann als Pumpe in beiden Drehrichtungen betrieben werden. Auch kann die Innenzahnradmaschine 10 im sogenannten Vier-Quadranten-Betrieb betrieben werden.
Die Innenzahnradmaschine 10 besitzt ein Gehäuse 12, innerhalb dem ein Hohlraum 14 ausgebildet ist. In dem Hohlraum 14 sind ein außenverzahntes Ritzel 16 und ein innenverzahntes Hohlrad 18 angeordnet. Das Ritzel 16 ist um eine Längsachse 20 und das Hohlrad 18 um eine Längsachse 22 drehbar angeordnet. Die Längsachsen 20 und 22 bilden somit Drehachsen einerseits für das Ritzel 16 und andererseits für das Hohlrad 18. Die Drehachsen sind parallel und beabstandet zueinander angeordnet. Ritzel 16 und Hohlrad 18 sind so angeordnet, dass diese mit ihrer Außenverzahnung beziehungsweise Innenverzahnung miteinander kämmen.
Innerhalb eines sich zwischen Ritzel 16 und Hohlrad 18 ergebenden sichelförmigen Freiraums 24 ist ein Füllstück 26 angeordnet. Das Füllstück 26 besitzt zwei Füllstückteile 28 beziehungsweise 30, die beidseits eines Anschlagstiftes 32 angeordnet sind. Diese Füllstückteile 28 und 30 bestehen jeweils aus inneren Dichtsegmenten 34 und äußeren Dichtsegmenten 36. Der Spalt zwischen inneren Dichtsegmenten 32 und äußeren Dichtsegmenten 34 ist durch Dichtrollen 38 abgedichtet.
In dem Gehäuse befinden sich ferner Drucktaschen 40 und 42, die jeweils mit einem Fluidanschluss 44 beziehungsweise Fluidanschluss 46 der Innenzahnradmaschine 10 in Verbindung stehen. Über die Steuergeometrien 48 und 50 stehen die Drucktaschen 40 und 42 und somit die Fluidanschlüsse 44 und 46 in Verbindung mit dem Hohlraum 14.
Aufbau und Wirkungsweise einer derartigen Innenzahnradmaschine 10 sind dem Fachmann hinlänglich bekannt, so dass an dieser Stelle auf eine nähere Beschreibung verzichtet wird. Hier wird beispielsweise auch auf den eingangs zitierten Stand der Technik verwiesen.
In den Figuren 2 und 3 sind jeweils Schnittdarstellungen in einem Stufenschnitt durch mehrere Ebenen durch die Innenzahnradmaschine 10 entlang der Schnittlinien l-l beziehungsweise ll-ll gezeigt.
Anhand der Figuren 2 und 3 wird deutlich, dass das Gehäuse 12 dreiteilig ausgebildet ist und aus einem Gehäusering 52 sowie Flanschdeckel 54 beziehungsweise Anschlussdeckel 56 besteht. Der Gehäusering 52 umschließt hierbei den Hohlraum 14, in dem Ritzel 16 und Hohlrad 18 sowie Füllstück 26 angeordnet sind. Das Ritzel 16 ist mit einer dichtend durch den Flanschdeckel 54 geführten Welle 58 verbunden, die je nach Betriebsart in der Innenzahnradmaschine als Antriebswelle oder Abtriebswelle wirkt. Die Welle 58 ist vorzugweise hydrodynamisch durch Lagerbüchsen 59 gelagert.
Eine axiale Abdichtung des Hohlraums 14 erfolgt durch Axialdruckplatten 57, die in axialer Richtung zwischen Hohlrad 18 und dem Anschlussdeckel 56 beziehungsweise Flanschdeckel 54 angeordnet sind. In Figur 2 wird deutlich, dass innerhalb des Gehäuses 12 ein der Drucktasche 42 zugeordnetes Schaltventil 60 und ein der Drucktasche 40 zugeordnetes Schaltventil 62 integriert sind. Im gezeigten Beispiel sind die Schaltventile 60 und 62 innerhalb des Gehäuseringes 52 vorgesehen.
Bei den Schaltventilen 60 und 62 handelt es sich um hydraulisch federbelastete Zwei- Stellungsventile.
Die Schaltventile 60 und 62 umfassen einen innerhalb eines Hohlraums gegen die Kraft eines Federelementes 64 beziehungsweise 66 verlagerbaren Steuerkolben 68 beziehungsweise 70.
Die Federseite des Steuerkolbens 68 des Schaltventils 60 ist über eine Verbindung 72 mit dem Druckanschluss 44 und somit mit dem Fluidanschluss 44 verbunden. An seiner Schaltseite ist das Schaltventil 60 über eine Verbindung 74 mit dem Druckanschluss 46 verbunden. Diese Verbindung erfolgt über eine weitere Verbindung 76, die das Schaltventil 60 mit dem der Drucktasche 42 zugeordneten Verdrängerraum 78 und somit auch dem Druckanschluss 46 der Innenzahnradmaschine 10 verbindet. Eine weitere Verbindung 77 verbindet das Schaltventil 62 mit der Drucktasche 42.
In vollkommen analoger Weise ist die Federseite des Schaltventils 62 über eine Verbindung 80 mit dem Druckanschluss 46 verbunden. Die Schaltseite des Schaltventils 62 ist über eine Verbindung 82 mit dem Druckanschluss 44 verbunden. Das Schaltventil 62 ist über eine Verbindung 84 mit einem dem Druckanschluss 44 zugeordneten Verdrängerraum 86 der Innenzahnradmaschine 10 verbunden. Eine weitere Verbindung 85 verbindet das Schaltventil 62 mit der Drucktasche 40.
Anhand der vergrößerten Darstellung des Schaltventils 60 in Figur 4 wird deutlich, dass innerhalb eines Innenraumes 90 der Steuerkolben 68 verschieblich gegen die Kraft des Federelementes 64 dichtend geführt ist. Auf der Federseite mündet die Verbindung 72 und auf der entgegengesetzten Schaltseite die Verbindung 74 in den Innenraum 90. Ferner mündet die Verbindung 77 in den Innenraum 90, die in der gezeigten Darstellung durch den Steuerkolben 68 abgedichtet ist.
Grundsätzlich gilt, wenn der an der Verbindung 74 anliegende Druck den an der Verbindung 72 anliegenden Druck plus die Druckkraft der Feder 64 übersteigt, wird der Steuerkolben 68 gemäß der Darstellung in Figur 4 in der Papierebene nach rechts verlagert. Hierdurch wird über Durchlässe 92 innerhalb des Steuerkolbens 68 eine durchgehende Verbindung zwischen den Verbindungen 74 und 77 hergestellt. Das Schaltventil 60 schaltet somit von seiner in Figur 4 gezeigten Sperrsteilung in die Offenstellung. Es besteht dann eine durchgehende Verbindung zwischen der Drucktasche 42 und dem Druckanschluss 46 und somit dem Verdrängerraum 78.
Anhand der in Figur 5 gezeigten schematischen Darstellung der Innenzahnradmaschine 10 wird die Gesamtfunktion der erfindungsgemäß vorgesehenen Anordnung der zusätzlichen Schaltventile 60 und 62 verdeutlicht.
Jeder Drucktasche ist ein Schaltventil zugeordnet, hier der Drucktasche 40 das Schaltventil 62 und der Drucktasche 42 das Schaltventil 60. Die jeweilige Federseite der Schaltventile 60 beziehungsweise 62 ist hier über die Verbindung 72 beziehungsweise 80 mit dem jeweils gegenüberliegenden Verdrängerraum 86 beziehungsweise 78 verbunden.
Die Schaltseite der Schaltventile 60 beziehungsweise 62 ist über die Verbindungen 74/76 beziehungsweise Verbindungen 82/84 mit dem gleichseitigen Verdrängerraum 78 beziehungsweise 86 verbunden.
Die Vorspannung der Federn entspricht einem Öffnungsdruck von circa 20 bar.
Beide Schaltventile 60 und 62 sind in Figur 5 in ihrer Schließstellung gezeigt. In diesem Fall liegt eine Druckdifferenz zwischen den in den Verdrängerräumen 86 beziehungsweise 78 anliegenden Drücken vor, die kleiner ist als der Öffnungsdruck der Schaltventile 60 beziehungsweise 62, der beispielsweise circa 20 bar beträgt. Die beiden Drucktaschen 42 und 40 werden somit durch die Schließstellung der Schaltventile 60 und 62 nicht mit Druck versorgt. Das Hohlrad 18 ist somit hydrodynamisch gelagert.
Steigt die Druckdifferenz zwischen den Verdrängerräumen 78 und 86 über den Öffnungsdruck des Schaltventiles 60 beziehungsweise des Schaltventiles 62 an, wird das jeweilige Schaltventil 60 oder 62 in seine Offenstellung geschaltet. In diesem Fall entsteht eine Verbindung zwischen dem jeweiligen Verdrängerraum 78 und der Schalttasche 42 beziehungsweise im Verdrängerraum 86 und der Schalttasche 40. Dies bedeutet, die Schalttasche 42 oder die Schalttasche 40 wird mit dem im zugeordneten Verdrängerraum 78 beziehungsweise 86 anliegenden höheren Verdrängerdruck beaufschlagt. In diesem Moment ist das Hohlrad 18 hydrostatisch gelagert. Bezugszeichen
10 Innenzahnradmaschine
12 Gehäuse
14 Hohlraum
16 Ritzel
18 Hohlrad
20 Längsachse
22 Längsachse
24 sichelförmiger Freiraum 26 Füllstück
28 Füllstückteil
30 Füllstückteil
32 Anschlagstift
34 inneres Dichtsegment
36 äußeres Dichtsegment
38 Dichtrolle
40 Drucktasche
42 Drucktasche
44 Fluidanschluss
46 Fluidanschluss
48 Steuergeometrie
50 Steuergeometrie
52 Gehäusering
54 Flanschdeckel
56 Anschlussdeckel
57 Axialdruckplatte
58 Welle
59 Lagerbüchse
60 Schaltventil
62 Schaltventil
64 Federelement
66 Federelement
68 Steuerkolben
70 Steuerkolben
72 Verbindung 74 Verbindung
76 Verbindung
77 Verbindung
78 Verdrängerraum 80 Verbindung
82 Verbindung
84 Verbindung
85 Verbindung
86 Verdrängerraum 90 Innenraum
92 Durchlässe

Claims

Patentansprüche
1. Innenzahnradmaschine (10) für Reversierbetrieb mit einem Gehäuse (12) mit einem Hohlraum (14), in dem Hohlraum (14) sind ein außenverzahntes Ritzel (16) und ein innenverzahntes Hohlrad (18) angeordnet, die miteinander kämmen, deren Drehachsen (20, 22) parallel und beabstandet zueinander verlaufen, der Hohlraum (14) des Gehäuses (12) ist axial begrenzt und steht über die in dem Gehäuse (12) vorgesehenen Drucktaschen (40, 42) mit Druckanschlüssen (44, 46) der Innenzahnradmaschine (10) in Verbindung, dadurch gekennzeichnet, dass in die Verbindung zwischen den Drucktaschen (40, 42) und den Druckanschlüssen (44, 46) beziehungsweise Verdrängerräumen (78, 86) jeweils ein Schaltventil (60, 62) angeordnet ist, das die Verbindung öffnet oder schließt.
2. Innenzahnradmaschine (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Schaltventile (60, 62) hydraulisch federbelastete Zwei-Stellungsventile sind.
3. Innenzahnradmaschine (10) nach einem der vorgehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Federseite eines ersten Schaltventils (60) mit einem Druckanschluss (44) der Innenzahnradmaschine (10) in Verbindung steht.
4. Innenzahnradmaschine (10) nach einem der vorgehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Federseite eines zweiten Schaltventils (62) mit einem Druckanschluss (46) der Innenzahnradmaschine (10) in Verbindung steht.
5. Innenzahnradmaschine (10) nach einem der vorgehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Schaltseiten der Schaltventile (60, 62) mit dem jeweils dem Schaltventil (60, 62) zugeordneten Druckanschluss (46, 44) der Innenzahnradmaschine (10) in Verbindung stehen.
6. Innenzahnradmaschine (10) nach einem der vorgehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Öffnungsdruck der Schaltventile (60, 62) über eine Vorspannung einer Schaltfeder (64, 66) der Schaltventile (60, 62) einstellbar ist.
7. Innenzahnradmaschine (10) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Öffnungsdruck der Schaltventile <30 bar, insbesondere <20 bar, beträgt.
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