EP2585719A2 - Stufenlos volumenveränderbare hydrostatische kreiskolbenmaschine - Google Patents

Stufenlos volumenveränderbare hydrostatische kreiskolbenmaschine

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Publication number
EP2585719A2
EP2585719A2 EP11727168.4A EP11727168A EP2585719A2 EP 2585719 A2 EP2585719 A2 EP 2585719A2 EP 11727168 A EP11727168 A EP 11727168A EP 2585719 A2 EP2585719 A2 EP 2585719A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
piston
rotary piston
rotary
teeth
stator
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP11727168.4A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Siegfried A. Eisenmann
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Individual
Original Assignee
Individual
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Filing date
Publication date
Application filed by Individual filed Critical Individual
Priority to EP11727168.4A priority Critical patent/EP2585719A2/de
Publication of EP2585719A2 publication Critical patent/EP2585719A2/de
Withdrawn legal-status Critical Current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
    • 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
    • F04C2/103—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 one member having simultaneously a rotational movement about its own axis and an orbital movement
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F03—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS; WIND, SPRING, OR WEIGHT MOTORS; PRODUCING MECHANICAL POWER OR A REACTIVE PROPULSIVE THRUST, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F03C—POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINES DRIVEN BY LIQUIDS
    • F03C2/00—Rotary-piston engines
    • F03C2/22—Rotary-piston engines of internal-axis type with equidirectional movement of co-operating members at the points of engagement, or with one of the co-operating members being stationary, the inner member having more teeth or tooth- equivalents than the outer member
    • 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
    • F04C14/18—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber
    • F04C14/185—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber by varying the useful pumping length of the cooperating members in the axial direction
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C1/00—Rotary-piston machines or engines
    • F01C1/08—Rotary-piston machines or engines of intermeshing engagement type, i.e. with engagement of co- operating members similar to that of toothed gearing
    • F01C1/10—Rotary-piston machines or engines 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
    • F01C1/104—Rotary-piston machines or engines 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 one member having simultaneously a rotational movement about its own axis and an orbital movement
    • 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

Definitions

  • the invention relates to a hydrostatic
  • a hydrostatic rotary piston engine of this type is known from WO 2006/010471. Such hydrostatic
  • Cavitation hazard should be at these narrowest cross sections in the Flow system, the oil velocity does not exceed the value of 10 m / s to a maximum of 12 m / s. If such a hydraulic motor is operated in the cavitation area, a considerable amount of noise is generated and the imploding cavitation bubbles lead to the destruction of the machine after a short time. These cavitation bubbles contain up to 10% air in the original fluid and also arise at these high levels
  • Brake energy recovery is possible by the specially designed as a wheel motor high-torque hydraulic motors are switched in the case of braking to pumps and absorb torque. These high-torque hydraulic motors suck fluid from the tank and convey it under pressure into one or more hydraulic accumulators. The energy stored there can then be used again while driving.
  • the problem of narrow flow cross sections at the commutator or rotary valve is much more dramatic here than in the case of the
  • Inner rotor axis are not on top of each other, but they are spaced parallel to each other.
  • the inner rotor is thus eccentric to the outer rotor, the Ausserver leopardung and the internal teeth partially interlock.
  • the outer rotor is indeed as a stator
  • this stator is also an external rotor rotatable in the housing about an axis.
  • this teaching can not be transferred to rotary engines. While a gerotor machine or rotary piston machine consists of an outer rotor and an inner rotor with fixed axes of rotation rotates in a rotary piston centric bearing shaft with a shaft external teeth centrally within a stator fixed in the housing with a stator internal teeth, wherein between the stator - Internal teeth and the shaft external teeth
  • Rotary piston is arranged, whose rotary piston internal teeth in the shaft outer teeth with
  • the rotary piston performs a rotary motion about its own rotary piston axis, which is spaced parallel but not fixed to the shaft and stator axis.
  • the rotary piston axis thus carries out a complex circular movement about the shaft and stator axis.
  • Axle basically from the simple rotational movements around fixed axes of a gerotor machine.
  • Rotary piston machine also carry the filled with hydraulic fluid tooth chambers between the stator inner teeth and the circular piston external teeth through a circular motion around the shaft, while the tooth chambers are fixed in a gerotor machine in its basis. Therefore, the known in gerotor machines principles of axial displacement the two rotors in a rotary piston engine not applicable.
  • the invention therefore has as its object the
  • the object underlying the invention is to provide a variable volume hydrostatic
  • conventional vehicle transmissions
  • the invention overcomes the above drawbacks while retaining the aforementioned advantages of such high torque hydraulic motors.
  • a rotary piston performs a rotational movement about its own axis and makes this axis a circular motion in the opposite direction of rotation than the rotary piston. That means that in this
  • a meshing width between a rotatable inner rotor and a rotatable outer rotor as generally known in the art. Because with such a
  • the invention represents a further development of the invention
  • the rotary piston machine is received before the
  • hydrostatic rotary piston engine also called
  • low-speed high-torque rotary piston engine may be referred to, comprises acting as an output Power unit in the housing of the rotary piston engine
  • the power section consists essentially of a fixed, centric stator, a
  • the stator has a stator internal toothing with the
  • the rotary piston has a partially engaged in the stator inner teeth of the stator Kreiskolben- external teeth with a number of teeth c and a rotary piston internal teeth with a number of teeth b.
  • the rotary piston has a rotary piston outer diameter.
  • the shaft meshes with its first external shaft teeth with a number of teeth a partially the rotary piston internal teeth of the rotary piston, wherein the rotary piston arranged to perform an orbital movement so eccentric to the shaft axis and
  • An inlet and outlet part is used for supply and disposal of the power unit with the working fluid, wherein the working fluid at a working pressure via a pressure connection, as
  • Input serves, the rotary piston engine can be supplied.
  • the rotary valve is rotatably mounted about the central, longitudinally extending shaft of the geometric shaft axis.
  • the rotary valve is arranged over substantially radially in the rotary valve Pressure window the supply and disposal of the tooth chambers with the working fluid by rotation of the rotary valve so
  • Tooth chambers is directed out to a low pressure port, so that the working pressure in the first part of
  • Toothed chambers leads to an orbit movement of the rotary piston and the working fluid from the second part of the tooth chambers
  • the rotary valve has a specific rotary valve outside diameter, either by the actual
  • Pressure valve radially arranged pressure resistant is determined.
  • the rotary engine comprises a gear transmission in the form of an eccentric gear designed in particular as a wobble gear, which between a second
  • Shaft external teeth of the shaft with a number of teeth w and an internal toothing of a fixed internal gear with a number of teeth z is arranged as a synchronous drive for the rotary valve.
  • the eccentric gear, in particular the wobble gear exclusively in
  • Rotary piston engine which is also connected to the low-pressure port arranged.
  • the shaft is mounted on both sides of the power unit immediately adjacent radial bearings, in particular bearings. Due to the aforementioned structure of the hydrostatic rotary piston engine, a continuous shaft with large shaft diameters and high torsional strength can be used. Thus, it is possible to expose both shaft ends to a high torque flux and, for example, both
  • shaft ends as output, or one shaft end as the output and the other shaft end for connecting a brake or a second drive, whereby the entire
  • eccentric gear in particular designed as a wobble gear eccentric gear has an eccentric, which has an eccentric internal teeth with a number of teeth x and an eccentric external teeth with a number of teeth y.
  • the eccentric internal toothing partially meshes with a second shaft outer toothing of the shaft with a number of teeth w.
  • the eccentric external teeth partially mesh with a fixed internal gear with a number of teeth z.
  • the ratio of the numbers of teeth w, x, y, z is such that the eccentric eccentric to the
  • pot-shaped connecting part is eccentric with the
  • Rotary valve is transferable.
  • the number of teeth a is smaller than the number of teeth b, the number of teeth c smaller than the number of teeth d, the number of teeth w smaller than the number of teeth x and the number of teeth y smaller than the number of teeth z, the respective tooth difference preferably one or two teeth.
  • Tumble angle is correspondingly large. However, then the rotational speed of the eccentricity is relatively small.
  • this ratio is preferably between -3 and -9.
  • the stator internal toothing is formed by circular cylindrical rollers, which leads to further increased pressure performance and excellent service life. Measurements have shown that by the transition to roles in the stator of the starting efficiency and also the stator internal toothing.
  • a rotationally fixed axial second balance piston which acts axially on the rotary valve.
  • the axial second compensating piston is arranged, for example, around the wobble gear.
  • the fixed internal ring gear is in the axial second
  • Balancing piston formed.
  • the force on the rotary valve is applied for example by means of a plate spring.
  • the wheel load Preferably, it should be arranged as close to the center of the wheel. It is advantageous if this bearing is as close as possible to the wheel flange and
  • the shaft is preferably formed integrally with a wheel flange on which a wheel for direct drive is directly mountable.
  • the rotary piston is relative to
  • the first shaft outer teeth of the shaft and the stator inner teeth of the stator extend axially such that the rotary piston inner teeth on the first shaft outer teeth and the outer circular piston teeth on the stator inner teeth can be moved axially.
  • the rotary piston engine adjusting which with the
  • Rotary piston axially to its axial displacement are engaged.
  • Under adjustment means are generally means for axially displacing the rotary piston to understand
  • the adjusting members between the rotary piston and the rolling bearings are left and right axially displaceable.
  • a radially extending second wall of the tooth chambers is axially displaceable together with the rotary piston and axially coupled to the rotary piston.
  • the second wall is the first wall spaced parallel opposite, wherein the
  • Toothed chambers between the first and second wall are arranged and extend there axially.
  • the first wall is formed by a so-called circular piston plate and the second wall by a so-called stator plate.
  • the circular piston plate and the stator plate seal the tooth chambers axially. This means that both between the stator plate and the stator internal teeth and the circular external teeth, as well as between the
  • the rotary piston plate is axial
  • the rotary piston plate coupled radially to the rotary piston has, in the housing, a free mobility in the radial direction and in the circumferential direction corresponding to the orbital movement of the rotary piston plate.
  • the stator plate is axially movable and axially coupled to the rotary piston, but decoupled radially from the rotary piston, so that they so no orbital motion and no rotational movement performs, but is rotationally fixed.
  • Circular piston plate can be downsized and enlarged.
  • the axially fixed circular piston plate engages with its circular piston plate internal teeth in the
  • Rotary piston plate is axially displaceable. Due to the
  • Circular piston plate in the housing so radially sealed is that the circular piston plate seals the tooth chambers outwards during their orbit movement. This happens
  • the circular piston plate is mounted in a disc-like recess in the housing, in particular between a first housing part and a second housing part of the housing, radially movable and radially sealing.
  • the radial sealing takes place in particular by means of a stator adjacent to the radially outward
  • the axially movable stator plate preferably engages with its stator outer teeth in the stator inner toothing in the axial direction sealing manner a precise fit.
  • the stator plate external teeth and the stator internal teeth have the same number of teeth d and essentially the same
  • stator plate is axially displaceable relative to the axially fixed stator together with the rotary piston. Due to the fit of the stator plate
  • Stator plate external teeth with the stator internal teeth are both in axially sealing, but axially movable contact.
  • a compensating piston is axially coupled to the stator plate. It is possible to integrally form the stator plate and the balance piston.
  • the balance piston engages in an axial
  • the balance piston is arranged in the fixed housing and acted upon by the working pressure of the working fluid of the tooth chambers, by a direct or indirect connection between the Compensating cylinder and the pressure connection exists.
  • Pressurization takes place in such a way that the working pressure in the compensating cylinder over the stator plate at least partially counteracts the working pressure in the tooth chambers and thus a force on the rotary piston in the direction of a
  • Dental chambers acts.
  • a first force resulting from the working pressure in the first part of the tooth chambers acts on the opposite other side of the stator plate, a second force resulting from the working pressure in the first
  • Balancing cylinder results, exercised. These two forces counteract each other and partially compensate, so that the axial holding and adjusting force of the rotary piston is reduced.
  • the balance piston and the balance cylinder have
  • a ring shape for example, a ring shape and in particular extend around the shaft. Preferably, they are between the
  • Balancing cylinder to be reversed. Under a Balancing piston is thus according to the invention also a
  • the adjusting members are designed as a control piston which is axially engaged with the rotary piston.
  • the control piston is so axially coupled to the rotary piston, that the rotary piston by means of the control piston is axially displaceable.
  • the control piston engages in an axial control cylinder arranged in the fixed housing such that a force can be exerted on the rotary piston for axial displacement of the rotary piston and for changing the volume of the tooth chambers.
  • the control cylinder can be acted upon by a control pressure.
  • the control piston can be acted upon by a control pressure.
  • Control cylinder and the control piston arranged such that the rotary piston is displaced by the pressurization in the control cylinder in a direction such that the
  • Control pressure an increase in the volume of the dental chambers.
  • control piston and the control cylinder may be arranged annularly in the housing around an output section of the shaft in a ring-shaped manner, wherein the output section corresponds to that
  • a radially extending intermediate disc is arranged between the control piston and the rotary piston.
  • the rotary piston slides in
  • the control piston is arranged, for example, such that it presses the rotary piston in particular via this washer against the opposite balance piston and in particular against the control springs.
  • the working pressure in the compensating piston counteracts the control pressure in the control piston kinematically.
  • control pressure in the control cylinder can in a possible variant of the invention by the working pressure of
  • Working fluids are generated.
  • the control piston can be acted upon by the working pressure of the working fluid.
  • the control pressure is equal to the working pressure.
  • the effective surfaces of the control cylinder, the control piston, the stator plate, the rotary piston plate and optionally the compensating cylinder and the balance piston are in this case preferably dimensioned such that the control cylinder with increasing torque on the driven shaft and thus with increase in working pressure the rotary piston in the direction of an enlarged Volume of the tooth chambers presses.
  • Control pressure connection acts on the control piston.
  • Control pressure can be varied.
  • the control piston can be acted upon, in particular by means of a valve, either with the working pressure of the working fluid or with a control pressure from the control pressure port.
  • the hydrostatic rotary piston machine according to the invention can be used not only as a motor for generating an output, but is also excellently suitable as a pump.
  • the hydrostatic rotary piston engine has the great advantage that a recuperative
  • Brake energy recovery is possible by the specially designed as a wheel motor hydraulic motor is switched in the case of braking to a pumping operation and receives torque. This sucks hydrostatic
  • Rotary piston engine the working fluid from the tank and promotes this under pressure in one or more
  • Hydraulic accumulator The stored energy can be stored in the
  • Suction volume of the rotary piston engine can therefore change, in particular reduced, when there is a change from traction mode to overrun mode, which is also called suction or pumping mode in particular to reduce the risk of cavitation in suction operation.
  • the rotary valve As large as possible.
  • the rotary valve outer diameter is larger by a factor of 1.3 to 1.5 than the outer diameter of the rotary piston.
  • the inventive hydrostatic rotary piston engine can thus as an economic direct drive, in particular
  • Hub drive with recuperative braking energy recovery can be used in a vehicle.
  • volume-variable hydrostatic rotary piston engine will be explained below purely by way of example with reference to the figures 1 to 8, which illustrate concrete embodiments, to which the invention is not limited.
  • Figure 2 is a same longitudinal section in the position of
  • Figure 4 shows a cross section along the section line B-B of
  • Figure 1 which shows the non-axially movable, but together with the rotary piston an orbital movement exporting circular piston plate, which is hatched from bottom right to top left, in cross section; a longitudinal section through the wheel motor in the range of required pressure lines to
  • Fig. 7 shows a longitudinal section through the wheel motor in the region of the required pressure lines to
  • Fig. 8 is a longitudinal section through an alternative
  • Working fluid in the form of a working fluid is
  • I connected outer annular space 2 is applied to a disk-shaped rotary valve 3 with pressure, as shown in Figure 1.
  • the disk-shaped rotary valve 3 is a
  • Shaft axis 50 of a shaft 11 centrally rotatable and to the shaft
  • the power unit 51 has a center fixed stator 52 having one
  • the power unit 51 includes the centered about the shaft axis 50 rotatably mounted Wave 11 with a partial in the
  • the rotary piston 8 is thus for performing an orbital movement
  • the rotary valve 3 ver and disposed of the tooth chambers 6 via axial channels 4 and radial channels 5 in the stator 52 with the working fluid such that the working fluid of the as
  • the rotary valve 3 has as large a size as possible
  • Rotary valve outer diameter 69 as shown in Figures 1, 2 and 7 can be seen.
  • the Drehventil- outside diameter 69 is larger by a factor of 1.3 to 1.5 than the outer diameter of the rotary piston 68. Since the rotary valve 3 together with windows 7 ensures that, for example, in Figure 3, only the first part 6a of the tooth chambers 6 is applied to the left of the axial distance DD with working pressure, the rotary piston 8 rotates in Figure 3 in
  • the torque can be tapped via a driven out of the housing 19 output-side portion 65 of the shaft 10.
  • the rotary piston 8 and the shaft 10 rotate in the same direction, as shown
  • Embodiment in the clockwise direction as illustrated in Figure 3 by the two arrows.
  • the rotary valve 3 is in a known manner by means of a
  • Rotary valve 3 is used, driven.
  • the wobble mechanism 56 has an eccentric internal toothing 58 with a number of teeth x and an eccentric external toothing 59 with a number of teeth y.
  • the eccentric internal toothing 58 meshes with a second shaft outer toothing 60 of the shaft 11 with a number of teeth w.
  • the eccentric external teeth 59 meshes with a fixed internal gear ring 61 with a number of teeth z.
  • the numbers of teeth w, x, y, z are dimensioned such that the eccentric 57 performs eccentric to the shaft axis 50 between the shaft 11 and the inner ring gear 61 during rotation of the shaft 11 an orbital movement. Possible number of teeth combinations can be found in the above statements.
  • a pot-shaped connecting part 62 is rotatably coupled to the eccentrically rotatable eccentric 57 at one end. Otherwise it is
  • the shaft 11 is radially mounted on both sides of the power section 51 adjacent radial bearings 63, which are designed as rolling bearings in O arrangement.
  • a rotationally fixed axial second compensating piston 55 which acts axially on the rotary valve 3, arranged around the wobble gear 56.
  • Circular external gear teeth 12 and the stator internal teeth 13 is.
  • the stator internal teeth is shown in the form of rollers 13, which is a particularly advantageous embodiment of this tooth shape
  • Shaft axis 50 axially displaceable.
  • the displaceability is made possible by adjusting members 22, which are in engagement with the rotary piston 8 and by means of which same axially
  • the tooth chambers 6 are arranged in the axial direction between an axially fixed circular piston plate 17 and an axially movable stator plate 14. They are by the circular piston plate 17 and the
  • Stator plate 14 axially limited and sealed.
  • Circular piston plate 17 is axially fixed and radially coupled to the rotary piston 8. Thus, it performs the orbital motion of the rotary piston 8 together with the rotary piston 8.
  • the stator plate 14 is axially movable, axially with the
  • Rotary piston 8 coupled and radially from the rotary piston. 8
  • the volume of the tooth chambers 6 is thus continuously variable by the axial displacement of the rotary piston 8 and the stator plate 14 by means of the adjusting members 22.
  • This Balancing piston 15a is arranged in the stationary housing 19 and can be acted upon by the working pressure of the working fluid of the toothed chambers 6.
  • the compensating piston 15a engages in an axial - in particular annular - compensating cylinder 15b in such a way that the working pressure in the compensating cylinder 15b via the stator plate 14 to the
  • Dental chambers 6 acts. Between the compensating piston 15a and the compensating cylinder 15b act control springs 16 which press the compensating piston 15a axially against the rotary piston 8 and thus the rotary piston 8 in the direction of a starting position with a reduced volume of the tooth chambers 6.
  • Tooth engagement between the circular piston external teeth 12 and the stator inner teeth 13 is particularly bulky, so that accordingly a large displacement per
  • Rotary piston 8 moved to the right.
  • the control springs 16 are completely compressed and thereby generate the highest possible axial force on the stator plate 14.
  • stator plate 14 In FIG. 2, the stator plate 14 is in its left limit position.
  • the control springs 16 are largely relaxed, corresponding to a low pressure in the tooth chambers 6.
  • the effective width of the tooth engagement between the rotary piston External teeth 12 and the stator inner teeth 13 is greatly reduced. This results in the desired strong reduction of the specific amount of swallowing in the ratio of the reduced effective tooth width to the maximum effective tooth width in FIG. 1. The transition from the maximum
  • Figures 1 and 2 is performed by the circular piston plate 17.
  • This has a circular piston plate internal teeth 18, which corresponds exactly to the circular piston external teeth 12 of the rotary piston 8, wherein a movement of a few hundredths of a millimeter is provided, so that a high degree of tightness between the tooth chambers. 6 and the non-pressurized interior of the machine.
  • This running clearance need not be greater than that it is ensured that the rotary piston is axially displaceable therein.
  • This circular piston plate 17 must thus join the orbit movement of the rotary piston 8 with as little friction loss. It is not axial
  • Circular piston plate 17 is thus in a disc-like
  • Figure 5 shows a cross section through the axial center of this circular piston plate 17, into which a groove 20 is radially inserted from the outside, so that by the orbital movement of the Circular piston plate 17 between a housing ring 21 displaced viscous working fluid does not generate excessive crushing losses.
  • the adjusting members 22 are, as shown in Figures 1 and 2, as an annular centric to the
  • Control piston 22 a formed, which is axially in engagement with the rotary piston 8 via a radially extending washer 66, as shown in Figures 1 and 2.
  • the control piston 22a is arranged such that it presses the rotary piston 8 against the compensating piston 15a and against the control springs 16 via the intermediate disc 66.
  • an axial control cylinder 22 b is arranged, which is acted upon by a control pressure and in which the control piston 22 a engages such that by means of the control pressure in the control cylinder 22 b, a force on the rotary piston 8 for axial displacement of the rotary piston 8 can be exercised. Because of this
  • Both the control piston 22a and the control cylinder 22b annularly surround the output section 65 of the shaft 11 in an annular manner.
  • Circular piston plate 17 and thus also on the rotary piston 8. To avoid tilting and resulting large frictional forces, it is necessary for both the rotary piston 8 and in particular for the stator plate 14 with her
  • Balance piston 15 a good leadership relationship. Therefore, it is preferable that the balance piston 15a is fixedly connected to the stator plate 14 to improve the guide ratio. Furthermore, it is desirable to constructively, as well as the tooth engagement between the rotary piston internal teeth 9 and the first shaft external teeth 10 as long as possible out.
  • channels 71 are shown in which the
  • the rotary piston engine has a control pressure port 67 which is connected to the control cylinder 22b via lines such that the control piston 22a can be acted upon with a control pressure from the control pressure port 67.
  • a separate pressure line with a control pressure connection 67 is provided for the supply of the regulating piston 22a.
  • the amount of swallowing calculated increases the torque of the
  • Rademotors disproportionately to increase the pressure, so that the traction of the drive increases accordingly dramatically.
  • This automatism can be modified by the design of the core lines of the control springs 16.
  • the supply pump which supplies the working fluid to the pressure port 1, which is driven for example by an internal combustion engine, automatically reduces the output speed of the rotary piston engine and thus the input speed of the wheels.
  • converter is better than the hydrodynamic converter, since the oil flow losses are smaller.
  • FIG. 8 shows an alternative embodiment of a volume-variable hydrostatic head according to the invention
  • Rotary piston engine with a along the shaft axis 50 elongated rotary piston 8, an elongated shaft 11, a longer control piston 22a and a longer
  • Control cylinder 22b and a greater distance from
  • Figure 9 shows a longitudinal section through a complex
  • Balancing cylinder 15b and the control springs 16 are moved radially outward and the eccentric 56 is designed as a classic Exzentergetiebe with an alternative 1: 1- connection to the rotary valve.
  • Eccentric 56 has an eccentric 57 with a
  • the eccentric internal teeth 58 meshes with a second shaft outer teeth 60 of the shaft 11.
  • the eccentric external teeth 59 meshes with a
  • Shaft axis 50 between the shaft 11 and the inner ring gear 61 during rotation of the shaft 11 performs an orbit movement.
  • a cup-shaped connecting part 62 is rotatably connected to the eccentrically rotatable eccentric 57 at one end
  • the cup-shaped connecting part 62 is connected in a rotationally fixed manner via an eccentric connection to the centrically rotatable rotary valve 3. A rotational movement of the shaft 11 is thus transmitted via the eccentric 57 to the rotary valve 3.
  • the invention is not limited to the exemplary embodiments shown schematically and illustrated here in the drawings.
  • a kinematic reversal is possible according to the invention, in which the shaft 11 is stationary and the housing 19 rotates, which at

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip, mit einem als Abtrieb wirkenden Leistungsteil (51), der einen feststehenden Stator (52), einen Kreiskolben (8) und eine drehbar gelagerte Welle (11) umfasst, wobei der Kreiskolben (8) zum Ausführen einer Orbitbewegung exzentrisch zur Welle (11) angeordnet ist. Die Drehbewegung des Kreiskolbens (8) und der Welle (11) wird erzeugt, indem zwischen dem Stator (52) und dem Kreiskolben (8) gebildete Zahnkammern (8) mittels eines Drehventils (3) mit Arbeitsfluid (6) ver- und entsorgt werden. Erfindungsgemäss ist das Volumen der Zahnkammern (8) und somit das Schluckvolumen der Kreiskolbenmaschine veränderbar. Hierzu ist der Kreiskolben (8) relativ zum Stator (52) mittels Verstellorganen (22) axial verschiebbar. Die Zahnkammern (6) werden in axialer Richtung von einer axialfesten und radial mit dem Kreiskolben (8) gekoppelten Kreiskolbenplatte (17) und einer axial mit dem Kreiskolben (8) gekoppelten und radial vom Kreiskolben (8) entkoppelten Statorplatte (14) axial abgedichtet, wobei das Volumen der Zahnkammern (6) durch das axiale Verschieben des Kreiskolbens (8) und der Statorplatte (14) mittels der Verstellorgane (22) stufenlos veränderbar ist. Das variable Schluckvolumen ermöglicht sowohl einen wirtschaftlichen Betrieb als Motor, da sich das Schluckvolumen dem momentanen Leistungs- und Drehmomentbedarf anpasst und hydraulische Verluste somit reduziert werden können, als auch einen Betrieb als Pumpe zur rekuperativen Nutzung von Bremsenergie, da Kavitation durch Anpassung des Schluckvolumens abhängig von der Drehzahl im Pumpbetrieb vermieden werden kann. Die Kreiskolbenmaschine eignet sich somit u. a. als Radmotor zum hydraulischen Direktantrieb eines Fahrzeugs mit Bremsenergierückgewinnung.

Description

STUFENLOS VOLUMENVERÄNDERBARE HYDROSTATISCHE
KREISKOLBENMASCHINE
Die Erfindung betrifft eine hydrostatische
Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip nach dem
Oberbegriff des Anspruchs 1.
Eine hydrostatische Kreiskolbenmaschine dieser Art ist aus der WO 2006/010471 bekannt. Solche hydrostatische
Kreiskolbenmaschinen, die als Hochmoment-Hydromotoren
ausgebildet sind, eignen sich vorzüglich beispielsweise als Radmotoren für den hydrostatischen Antrieb von Fahrzeugen aller Art. Wegen des sehr hohen Schluckvolumens pro Umdrehung der Abtriebswelle entstehen bei gegebenem hydraulischem
Eingangsdruck sehr hohe Abtriebsmomente bei gleichzeitig extrem kleinen Abmessungen und Gewichten. Im Falle der
Verwendung als Radmotor muss zwangsläufig das Gewicht des Hochmoment-Hydromotoren der ungefederten Masse des Rades zugeschlagen werden, was bei zu grossen Abmessungen und
Gewichten im Fahrzeugbau zu bedeutenden Problemen bei der Federung und Dämpfung des angetriebenen Rades führt. In dieser Hinsicht bieten diese Hochmoment-Hydromotoren grosse Vorteile. Sie haben jedoch auch bedeutende Nachteile, denn ihr grosses Schluckvolumen begrenzt die mögliche
Geschwindigkeit nach oben. Insbesondere haben die aus dem
Stand der Technik bekannten Hochmoment-Hydromotoren folgende Nachteile :
Zum Ersten dürfen ihre Durchflussmengen und somit ihre
Drehzahlen gewisse Werte nicht überschreiten, weil die so genannten Atmungsorgane, d.h. die Steuerquerschnitte am als Kommutator wirkenden Drehventil, systembedingt nur sehr begrenzte Durchflussquerschnitte aufweisen. Wegen der
Kavitationsgefahr sollten an diesen engsten Querschnitten im Durchflusssystem die Ölgeschwindigkeit den Wert von 10 m/s bis maximal 12 m/s nicht überschreiten. Wird ein solcher Hydromotor im Kavitationsbereich betrieben, entsteht ein erheblicher Lärm und die implodierenden Kavitationsblasen führen nach kurzer Zeit zur Zerstörung der Maschine. Diese Kavitationsblasen enthalten bis zu 10% Luft im ursprünglichen Fluid und ausserdem entsteht bei diesen hohen
Ölgeschwindigkeiten Öldampf durch den dort herrschenden niedrigen statischen Druck nach dem Bernoulli ' sehen Gesetz.
Zum Zweiten müsste die für die Versorgung der Ölmotoren erforderliche Ölmenge z.B. pro Minute bei hohen
Fahrzeuggeschwindigkeiten sehr grosse Werte annehmen, was gesamte hydrostatische Antrieb ystem überfordert.
Zum Dritten ist bei Fahrt des Fahrzeugs in der Ebene im
Gegensatz zur Fahrt bei Beschleunigung oder bei
Steigungsfahrt ein verhältnismässig kleines Antriebsmoment erforderlich. Das maximale Schluckvolumen muss jedoch für den Extremfall starker Beschleunigung oder hoher Anzugskraft beim Anfahren, z.B. für den Schleppbetrieb schwerer Lasten, bei angenommenem, maximal zur Verfügung stehenden Hydraulikdruck der Versorgungspumpe ausgelegt werden. Dies alles führt zu einem Zielkonflikt zwischen möglicher maximaler
Geschwindigkeit und maximaler Zugkraft des Fahrzeugs.
Zum Vierten: Hydrostatische Antriebssysteme bei Fahrzeugen besitzen den grossen Vorteil, dass eine rekuperative
Bremsenergierückgewinnung möglich ist, indem die insbesondere als Radmotor ausgebildeten Hochmoment-Hydromotoren im Falle des Bremsens zu Pumpen umgeschaltet werden und Drehmoment aufnehmen. Dabei saugen diese Hochmoment-Hydromotoren Fluid aus dem Tank an und fördern dieses unter Druck in einen oder mehrere Hydrospeicher . Die dort gespeicherte Energie kann dann im Fahrbetrieb wieder genutzt werden. Das Problem der engen Durchflussquerschnitte am Kommutator bzw. Drehventil wirkt sich hierbei noch viel dramatischer aus als im
Motorbetrieb, da die Hochmoment-Hydromotoren nun als Pumpen das Fluid ansaugen müssen. Hier sollten jedoch wegen der Kavitationsgefahr Unterdrücke von ca. 0,2 bis 0,4 Bar
Atmosphärendruck nicht unterschritten werden.
Ein Hochmoment-Hydromotoren mit konstanten hohen
Schluckvolumen ist somit für eine rekuperative Bremsenergie- Rückgewinnung bei hohen Fahrzeuggeschwindigkeiten weitgehend ungeeignet .
Aus dem Stand der Technik, insbesondere aus der
DE 21 28 711 AI , der DE 23 55 117 AI und der US 2,484,789 A sind gewisse Grundprinzipien zur Volumenveränderbarkeit von Hydraulikmotoren oder Hydraulikpumpen, die nicht nach dem Kreiskolbenprinzip, sondern nach Gerotorprinzip arbeiten, bekannt. Das Gerotorprinzip wird auch als Drehkolbenprinzip bezeichnet. Bei Gerotor-Motoren oder -Pumpen dreht sich ein Innenrotor bzw. Drehkolben mit einer Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl N um eine feststehende Innenrotor-Achse, während sich ein Aussenrotor mit einer Innenverzahnung mit einer Zähnezahl N+X, wobei X in der Regel gleich 1 ist, um eine feststehende Aussenrotor-Achse im Innenrotor dreht. Die feststehende Aussenrotor-Achse und die feststehende
Innenrotor-Achse liegen nicht aufeinander, sondern sie verlaufen beabstandet parallel zueinander. Der Innenrotor ist somit exzentrisch zum Aussenrotor, wobei die Ausserverzahnung und die Innenverzahnung teilweise ineinander greifen. In der DE 21 28 711 AI wird der Aussenrotor zwar als Stator
bezeichnet, jedoch handelt es sich auch bei diesem Stator um einen im Gehäuse um eine Achse drehbaren Aussenrotor. Gemäss der Lehre der DE 21 28 711 AI wird die Volumenveränderbarkeit zur Regelung der spezifischen Schluckmenge bzw. Fördermenge durch gegeneinander erfolgende Axialverschiebung der beiden Rotoren erzielt. Diese Lehre lässt sich jedoch nicht auf Kreiskolbenmaschinen übertragen. Während eine Gerotor- Maschine bzw. Drehkolbenmaschine aus einem Aussenrotor und einem Innenrotor mit feststehenden Rotationsachsen besteht, dreht sich bei einer Kreiskolbenmaschine eine zentrisch gelagerte Welle mit einer Wellen-Aussenverzahnung zentrisch innerhalb eines im Gehäuse feststehenden Stators mit einer Stator-Innenverzahnung, wobei zwischen der Stator- Innenverzahnung und der Wellen-Aussenverzahnung ein
Kreiskolben angeordnet ist, dessen Kreiskolben- Innenverzahnung in die Wellen-Aussenverzahnung mit
unterschiedlicher Zähnezahl und dessen Kreiskolben- Aussenverzahnung in die Stator-Innenverzahnung mit
unterschiedlicher Zähnezahl eingreifen. Der Kreiskolben führt eine Drehbewegung um seine eigene Kreiskolbenachse aus, die beabstandet parallel, aber nicht feststehend zu der Wellen- und Statorachse verläuft. Bei Rotation der Welle führt der Kreiskolben eine Orbitbewegung um die Wellenachse im Bereich zwischen der Stator-Innenverzahnung und der Wellen- Aussenverzahnung durch. Die Kreiskolbenachse führt somit eine komplexe Kreisbewegung um die Wellen- und Statorachse aus. Somit unterscheidet sich die Orbitbewegung, also die
Rotationsbewegung um eine in einer Kreisbahn kreisenden
Achse, grundsätzlich von den einfachen Rotationsbewegungen um feststehende Achsen einer Gerotor-Maschine . Bei einer
Kreiskolbenmaschine führen auch die mit Hydraulikflüssigkeit befüllten Zahnkammern zwischen der der Stator-Innenverzahnung und der Kreiskolben-Aussenverzahnung eine Kreisbewegung um die Welle durch, während die Zahnkammern bei einer Gerotor- Maschine in ihrer Grundlage feststehen. Daher sind die bei Gerotor-Maschinen bekannten Prinzipien der Axialverschiebung der beiden Rotoren bei einer Kreiskolbenmaschine nicht anwendbar .
Die Erfindung stellt sich daher die Aufgabe, die
systembedingten Probleme der Hochmoment-Hydromotoren zu lösen. Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe besteht darin, eine volumenveränderbare hydrostatische
Kreiskolbenmaschine zu schaffen und das Schluckvolumen der aus dem Stand der Technik bekannten Hochmoment-Hydromotoren von einem Maximalbetrag zu einem Minimalbetrag stufenlos regelbar zu machen, insbesondere mit einem
Schluckvolumenverhältnis von 4:1 bis 6:1, wodurch sich eine gewisse Spreizung des Schluckvolumens ergibt. Bekanntlich haben konventionelle Fahrzeuggetriebe,
insbesondere automatische Getriebe, die genau dem gleichen Ziel dienen, nämlich dass das Antriebsystem des Fahrzeugs dem erforderlichen Geschwindigkeitsverhältnis und dem
erforderlichen Drehmomentverhältnis im Fahrbetrieb Rechnung tragen kann, eine ähnliche Spreizung ihrer Übersetzungen.
Diese Aufgabe wird durch die Verwirklichung der
kennzeichnenden Merkmale des unabhängigen Anspruchs gelöst. Merkmale, die die Erfindung in alternativer oder
vorteilhafter Weise weiterbilden, sind den abhängigen
Patentansprüchen zu entnehmen.
Die Erfindung beseitigt die oben dargestellten Nachteile unter Beibehaltung der zuvor erwähnten Vorteile derartiger Hochmoment-Hydromotoren.
Bei der vorliegenden Erfindung handelt es sich um einen Kreiskolbenmotor nach dem Orbitprinzip, wobei ein
innenverzahnter Stator im Räume feststeht, ein Kreiskolben eine Drehbewegung um seine eigene Achse ausführt und diese Achse eine Kreisbewegung im entgegen gesetzten Drehsinn als der Kreiskolben macht. Das bedeutet, dass in dieser
Gesamtbewegung die Achsabstandlinie zwischen Kreiskolben- und Stator-Mittelpunkt eine Drehbewegung im entgegen gesetzten Drehsinn als der Kreiskolben um seine eigene Achse ausführt. Ein derartiger Kreiskolbenmotor nach dem Orbitprinzip ist somit bezüglich des Bewegungsprinzips grundsätzlich anders aufgebaut als eine so genannte Zahnringpumpe, wie Sie
beispielsweise aus der WO 2009/092719 bekannt ist. Dort wird zwar bereits die Verstellung der Schluckmenge einer solchen Zahnringpumpe durch Verändern der wirksamen
Zahneingriffsbreite zwischen einem drehbaren Innenrotor und einem drehbaren Aussenrotor beschrieben, wie allgemein aus dem Stand der Technik bekannt. Da bei einer solchen
Hydraulikpumpe die Achsabstandslinie der beiden Rotoren - ebenso wie bei einer Gerotor-Maschine - im Räume feststeht, eignen sich diese Ansätze ebenfalls nicht für die Anwendung bei Hochmoment-Kreiskolbenmotor nach dem Orbitprinzip. Somit ist die konstruktive Aufgabe bei der erfindungsgemässen
Maschine eine neue und von wesentlich komplizierterer Art als bei einer Zahnringpumpe oder einer Gerotor-Maschine.
Die Erfindung stellt eine Weiterentwicklung der aus der
WO 2006/010471 bekannten hydrostatischen Kreiskolbenmaschine dar, weshalb im Folgenden zunächst auf den bereits im
Wesentlichen aus dem Stand der Technik bekannten allgemeinen Grundaufbau der erfindungsgemässen hydrostatischen
Kreiskolbenmaschine eingegangen wird, bevor die
erfindungsgemässen Merkmale erläutert werden.
Die hydrostatische Kreiskolbenmaschine, die auch als
insbesondere langsamlaufender Hochmoment-Kreiskolbenmotor bezeichnet werden kann, umfasst einen als Abtrieb wirkenden Leistungsteil, der im Gehäuse der Kreiskolbenmaschine
angeordnet ist. Der Leistungsteil setzt sich im Wesentlichen aus einem feststehenden, zentrischen Stator, einem
beweglichen Kreiskolben und einer zentrisch drehbar
gelagerten, als Abtrieb dienenden Welle zusammen.
Der Stator hat eine Stator-Innenverzahnung mit der
Zähnezahl d. Der Kreiskolben besitzt eine teilweise in die Stator-Innenverzahnung des Stators eingreifende Kreiskolben- Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl c und eine Kreiskolben- Innenverzahnung mit einer Zähnezahl b. Der Kreiskolben hat einen Kreiskolben-Aussendurchmesser . Die Welle kämmt mit ihrer ersten Wellen-Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl a teilweise die Kreiskolben-Innenverzahnung des Kreiskolbens, wobei der Kreiskolben zum Ausführen einer Orbitbewegung derart exzentrisch zur Wellenachse angeordnet und
dimensioniert ist und die Zähnezahlen a, b, c, d in einem derartigen Verhältnis zueinander stehen, dass sich mit
Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern zwischen der Stator-Innenverzahnung des Stators und der Kreiskolben- Aussenverzahnung des Kreiskolbens bilden.
Ein Ein- und Auslassteil dient zur Ver- und Entsorgung des Leistungsteils mit dem Arbeitsfluid, wobei das Arbeitsfluid mit einem Arbeitsdruck über einen Druckanschluss , der als
Eingang dient, der Kreiskolbenmaschine zugeführt werden kann.
Mittels eines scheibenförmigen Drehventils, das zur Welle und zum Stator zentrisch laufend gelagert ist, erfolgt die
Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem
Arbeitsfluid. In anderen Worten ist das Drehventil drehbar um die zentrische, sich längs mittig der Welle erstreckenden geometrischen Wellenachse gelagert. Mittels des Drehventils ist über im Wesentlichen radial im Drehventil angeordnete Druckfenster die Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem Arbeitsfluid durch Rotation des Drehventils derart
kommutierend steuerbar, dass das Arbeitsfluid von dem
Druckanschluss in einen ersten Teil der Zahnkammern mit dem Arbeitsdruck hinein und aus einem zweiten Teil der
Zahnkammern zu einem Niederdruckanschluss heraus geleitet wird, so dass der Arbeitsdruck in dem ersten Teil der
Zahnkammern zu einer Orbitbewegung des Kreiskolbens führt und das Arbeitsfluid aus dem zweiten Teil der Zahnkammern
verdrängt, wodurch die Welle in Rotation versetzt wird, und umgekehrt. Das Drehventil hat einen bestimmten Drehventil- Aussendurchmesser, der entweder durch den tatsächlichen
Aussendurchmesser des Drehventils oder durch den äusseren oder mittleren Durchmesser der im scheibenförmigen
Druckventil radial angeordneten Druckfester bestimmt wird.
Ausserdem umfasst der Kreiskolbenmotor ein Zahnradgetriebe in Form eines insbesondere als Taumelgetriebe ausgebildeten Exzentergetriebes, das zwischen einer zweiten
Wellenaussenverzahnung der Welle mit einer Zähnezahl w und einer Innenverzahnung eines feststehenden Innenzahnkranzes mit einer Zähnezahl z als Synchronantrieb für das Drehventil angeordnet ist. Vorzugsweise ist das Exzentergetriebe, insbesondere das Taumelgetriebe, ausschliesslich im
Leckölbereich der hydrostatischen Kreiskolbenmaschine, also im nicht Arbeitsdruck führenden Bereich des
Kreiskolbenmotors, der auch mit dem Niederdruckanschluss verbunden ist, angeordnet. Die Welle wird von beidseitig am Leistungsteil unmittelbar benachbart angeordneten Radiallagern, insbesondere Wälzlagern gelagert . Aufgrund des genannten Aufbaus des hydrostatischen Kreiskolbenmotors kann eine durchgehende Welle mit grossen Wellendurchmessern und hoher Torsionsfestigkeit eingesetzt werden. Somit ist es möglich, beide Wellenenden einem hohen Drehmomentfluss auszusetzen und beispielsweise beide
Wellenenden als Abtrieb, oder ein Wellenende als Abtrieb und das andere Wellenende zum Anschluss einer Bremse oder eines zweiten Antriebs zu verwenden, wodurch die gesamte
Antriebseinheit kompakt gestaltet werden kann.
Da das Drehventils selbst keine Orbitbewegung durchführt, sondern um die Wellenachse rotiert, aufgrund der
Unterbringung des Exzentergetriebes im Leckölraum des Motors und durch die Verwendung kostengünstiger Fliesspress- oder Sinterteile als Getriebeglieder entsteht somit eine kompakte und preisgünstige Konstruktion.
Das als Synchronantrieb für das Drehventil dienende,
insbesondere als Taumelgetriebe ausgebildete Exzentergetriebe weist einen Exzenter auf, der eine Exzenter-Innenverzahnung mit einer Zähnezahl x und eine Exzenter-Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl y hat. Die Exzenter-Innenverzahnung kämmt teilweise mit einer zweiten Wellenaussenverzahnung der Welle mit einer Zähnezahl w. Die Exzenter-Aussenverzahnung kämmt teilweise mit einem feststehenden Innenzahnkranz mit einer Zähnezahl z. Das Verhältnis der Zähnezahlen w, x, y, z ist derart bemessen, dass der Exzenter exzentrisch zur
Wellenachse zwischen der Welle und dem Innenzahnkranz bei Drehung der Welle eine Orbitbewegung ausführt. Ein
topfförmiges Verbindungsteil ist mit dem exzentrisch
drehbaren Exzenter drehfest gekoppelt und mit dem zentrisch drehbaren Drehventil, insbesondere im Übersetzungsverhältnis 1:1, drehfest über eine insbesondere taumelnde oder
exzentrische Verbindung derart verbunden ist, dass eine Drehbewegung von der Welle über den Exzenter auf das
Drehventil übertragbar ist.
Sind jeweils gleichartige Verzahnungen in Eingriff, so ist die Zähnezahl a kleiner als die Zähnezahl b, die Zähnezahl c kleiner als die Zähnezahl d, die Zähnezahl w kleiner als die Zähnezahl x und die Zähnezahl y kleiner als die Zähnezahl z, wobei die jeweilige Zahndifferenz vorzugsweise ein oder zwei Zähne beträgt.
Insbesondere folgende, aus dem Stand der Technik bekannte Gleichung stellt das Drehzahlverhältnis Welle zum Kreiskolben bzw. Welle zum Drehventil dar: b , x
—•a—c — z - y
w
d - c ■y
Wie aus dieser Gleichung erkennbar, können die Zähnezahlen des insbesondere als Taumelgetriebes ausgebildeten
Exzentergetriebes durchaus unterschiedlich ausgeführt werden
Im Folgenden wird zur Vereinfachung teilweise lediglich der Begriff des Taumelgetriebes verwendet, worunter allgemein auch ein Exzentergetriebe zu verstehen ist. Eine erste Option ist beispielsweise die Auslegung exakt wie beim Leistungsteil, insbesondere mit w=12, x=14, y=ll und z=12. Es sollte dabei lediglich beachtet werden, dass die Exzentrizität der beiden Innengetriebe exakt gleich sind. Der Gleichungsausdruck ist eine positive ganze Zahl, bevorzugt gleich 3. Ferner muss angestrebt werden, dass in diesem
Bereich der Durchmesser der Welle ausreichend gross ist, damit ihre Torsionsfestigkeit für das maximale Drehmoment noch ausreicht. Hierbei wird aber die Exzentrizität des
Taumelgetriebes verhältnismässig gross, so dass der
Taumelwinkel entsprechend gross wird. Allerdings ist dann die Drehzahl der Exzentrizität verhältnismässig klein.
Das Verhältnis zwischen der Drehzahl Ne der Exzentrizität des Taumelgetriebes und der Drehzahl Nw der Welle ergibt sich aus der Gleichung
Ne _ w - y
Nw x - z - w - y
wobei dieses Verhältnis bevorzugt zwischen -3 und -9 liegt.
Eine zweite Option sind die bevorzugten Auslegungen der
Zähnezahlen nach a=12, b=14, c=ll, d=12, w=12, x=13, y=23 und z=24 oder nach a=12, b=14, c=ll, d=12, w=9, x=10, y=17 und z=18 mit jeweils einer sehr kleinen Exzentrizität. Wie aus der obigen Gleichung Ne/Nw erkennbar, erhöht sich die
Drehzahl der Exzentrizität in diesem Falle.
Bei der Auslegung des Taumelgetriebes mit den Zähnezahlen a=12, b=14, c=ll, d=12, w=12, x=13, y=23 und z=24 ergeben sich bekannte Vorteile: Da bei der Montage des Motors die Drehstellung des Drehventils stets exakt zur Drehstellung des Motors beim Leistungsteil in der Phasenlage passen muss, ist es sinnvoll, dass die Zähnezahl w und deren Drehstellung auf der Welle genau gleich ist wie die Zähnezahl a der
Aussenverzahnung auf der Welle am Leistungsteil und deren Drehstellung. So kann die Welle stets montiert werden, ohne darauf achten zu müssen, in welcher Drehstellung sie sich befindet, wodurch die Montage erheblich vereinfacht wird.
Die vorgeschlagene Zähnezahlen a=12, b=14, c=ll, d=12, w=9, x=10, y=17 und z=18 haben bezüglich der Verzahnung für das Taumelgetriebe den Vorteil, dass der Verzahnungsmodul grösser wird, die Stabilität der Welle in diesem Bereich wächst und insbesondere die negativ laufende Drehzahl der Exzenterachse der Exzenterscheibe stark abfällt, was zu einem ruhigeren Lauf des Getriebes führt. Man nimmt dabei in Kauf, dass der Taumelwinkel etwas grösser wird, und verzichtet dabei auch auf den oben beschriebenen Vorteil bei der Montage.
In einer vorteilhaften Ausführungsform wird die Stator- Innenverzahnung durch kreiszylindrische Rollen gebildet, was zu weiter erhöhter Druckleistung und exzellenter Lebensdauer führt. Messungen haben gezeigt, dass durch den Übergang zu Rollen im Stator der Anfahrwirkungsgrad und auch der
mechanisch-hydraulische Wirkungsgrad erheblich gesteigert werden kann.
Um das scheibenförmige Drehventil axial gegen Leckage des Arbeitsfluids abzudichten und es mit seinen Druckfenstern mit ausreichendem Druck gegen die Steuerplatte mit ihren
Fenstern, die über Kanäle zu den Zahnkammern führen, zu drücken, ist vorzugsweise ein drehfester axialer zweiter Ausgleichskolben vorgesehen, der axial auf das Drehventil wirkt. Der axiale zweite Ausgleichskolben ist beispielsweise rings um das Taumelgetriebe angeordnet. Insbesondere ist der feststehende Innenzahnkranz in dem axialen zweiten
Ausgleichskolben ausgeformt. Die Kraft auf das Drehventil wird beispielsweise mittels einer Tellerfeder aufgebracht.
Bei der Verwendung eines solchen hydrostatischen
Hochmomentmotors als Radmotor benötigt das abtriebseitige Radiallager eine höhere radiale Tragzahl zur zusätzlichen
Aufnahme der Radlast. Vorzugsweise sollte es möglichst nahe der Mitte des Rades angeordnet sein. Es ist vorteilhaft, wenn dieses Lager möglichst nahe am Radflansch liegt und
gegebenenfalls ausserhalb des Leckraums des Kreiskolbenmotors mit einer Wälzlagerfett-Dauerfüllung direkt im Gehäuseteil des Kreiskolbenmotors angeordnet ist. Der beschriebene
Kreiskolbenmotor eignet sich aufgrund der vorteilhaften
Lageranordnung und der leistungsstarken, gegebenenfalls durchgehenden Welle unter anderem hervorragend als Radmotor zum direkten Antreiben eines Rades. In diesem Fall ist die Welle bevorzugt einstückig mit einem Radflansch ausgebildet, an welchem unmittelbar ein Rad zum Direktantrieb montierbar ist .
Anstelle des oben beschriebenen Taumelgetriebes kann jedoch auch ein klassisches Exzentergetriebe, dessen Exzenter keine Taumelbewegung durchführt, sondern sich parallel zur
Wellenachse dreht, eingesetzt werden. In diesem Fall besteht eine exzentrische Verbindung mit einer Zähnezahldifferenz sowohl zwischen der Exzenter-Innenverzahnung und der
Wellenaussenverzahnung, also auch zwischen der Exzenter- Aussenverzahnung und dem feststehenden Innenzahnkranz, wie auch zwischen einer zweiten Exzenter-Aussenverzahnung und einem Innenzahnkranz des Drehventils.
Gemäss der Erfindung wird diese im Wesentlichen aus dem Stand der Technik bekannte Merkmalskombination wir folgt
weitergebildet .
Erfindungsgemäss ist der Kreiskolben relativ zum
feststehenden Stator und relativ zur axial feststehenden Welle parallel zur Wellenachse axial verschiebbar. Hierzu erstrecken sich die erste Wellen-Aussenverzahnung der Welle und die Stator-Innenverzahnung des Stators derart axial, dass die Kreiskolben-Innenverzahnung auf der erste Wellen- Aussenverzahnung und die Kreiskolben-Aussenverzahnung auf der Stator-Innenverzahnung axial verschoben werden können. Um den Kreiskolben axial verschieben zu können, weist die Kreiskolbenmaschine Verstellorgane auf, die mit dem
Kreiskolben axial zur dessen axialer Verstellung in Eingriff stehen. Unter Verstellorganen sind allgemein Mittel zum axialen Verschieben des Kreiskolbens zu verstehen,
insbesondere hydraulische, mechanische, pneumatische oder elektrische Antriebe, die innerhalb oder ausserhalb des Gehäuses der Kreiskolbenmaschinen angeordnet sein können. Insbesondere sind die Verstellorgane zwischen dem Kreiskolben und den Wälzlagern links und rechts axial verschieblich.
Mittels des axialen Verschiebens des Kreiskolbens wird die axiale Längserstreckung der Zahnkammern und somit das Volumen der Zahnkammern stufenlos verstellt. Hierzu ist eine sich radial ersteckende erste Wand der Zahnkammern axial
feststehend und mit dem Gehäuse axial gekoppelt. Hingegen ist eine sich radial erstreckende zweite Wand der Zahnkammern gemeinsam mit dem Kreiskolben axial verschiebbar und mit dem Kreiskolben axial gekoppelt. Die zweite Wand liegt der ersten Wand parallel beabstandet gegenüberliegt, wobei die
Zahnkammern zwischen der ersten und zweiten Wand angeordnet sind und sich dort axial erstrecken.
Die erste Wand wird von einer so genannten Kreiskolbenplatte und die zweite Wand von einer so genannten Statorplatte gebildet. Die Kreiskolbenplatte und die Statorplatte dichten die Zahnkammern axial ab. Das bedeutet, dass sowohl zwischen der Statorplatte und der Stator-Innenverzahnung sowie der Kreiskolben-Aussenverzahnung, als auch zwischen der
Kreiskolbenplatte und der Stator-Innenverzahnung sowie der Kreiskolben-Aussenverzahnung ein dichter Kontakt besteht. Somit werden die Zahnkammern von der Statorplatte, der
Kreiskolbenplatte, der Stator-Innenverzahnung und der
Kreiskolben-Aussenverzahnung begrenzt . Erfindungsgemäss ist die Kreiskolbenplatte ist axial
feststehend und radial mit dem Kreiskolben gekoppelt, so dass sie die Orbitalbewegung des Kreiskolbens ebenfalls ausführt. Die radial mit dem Kreiskolben gekoppelte Kreiskolbenplatte weist erfindungsgemäss im Gehäuse eine der Orbitalbewegung der Kreiskolbenplatte entsprechende freie Beweglichkeit in radialer Richtung und in Umfangsrichtung auf. Die Statorplatte ist hingegen axial beweglich und axial mit dem Kreiskolben gekoppelt, jedoch radial vom Kreiskolben entkoppelt, so dass sie also keine Orbitalbewegung und auch keine Drehbewegung durchführt, sondern drehfest ist. Das Volumen der Zahnkammern ist erfindungsgemäss durch das axiale Verschieben des Kreiskolbens und somit auch der
Statorplatte mittels der Verstellorgane stufenlos
veränderbar, indem der Abstand zwischen der axial
verschiebbaren Statorplatte und der axial feststehenden
Kreiskolbenplatte verkleinert und vergrössert werden kann.
Vorzugsweise greift die axial feststehende Kreiskolbenplatte mit ihrer Kreiskolbenplatten-Innenverzahnung in die
Kreiskolben-Aussenverzahnung, welche beide die Zähnezahl c aufweisen und gleichartige Verzahnungsgeometrien haben, derart auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau ein, dass der Kreiskolben relativ zur axial feststehenden
Kreiskolbenplatte axial verschiebbar ist. Aufgrund der
Passgenauigkeit der Kreiskolbenplatten-Innenverzahnung mit der Kreiskolben-Aussenverzahnung stehen beide in axial dichtendem, aber axial beweglichem Kontakt.
In einer Ausführungsform der Erfindung ist die
Kreiskolbenplatte im Gehäuse derart radial dichtend geführt ist, dass die Kreiskolbenplatte bei ihrer Orbitbewegung die Zahnkammern nach aussen abdichtet. Dies erfolgt
beispielsweise dadurch, dass die Kreiskolbenplatte in einer scheibenartigen Ausnehmung im Gehäuse, insbesondere zwischen einem ersten Gehäuseteil und einem zweiten Gehäuseteil des Gehäuses, radialbeweglich und radial dichtend gelagert ist. Die radiale Abdichtung erfolgt insbesondere mittels einer an den Stator angrenzenden, sich radial nach aussen
erstreckenden, in axiale Richtung weisenden Wand, auf welcher eine ebenfalls radial erstreckende, in axiale Richtung weisende Wand der Kreiskolbenplatte, welche die Orbitbewegung ausführt, gleitet.
Die axial bewegliche Statorplatte greift vorzugsweise mit ihrer Statorplatten-Aussenverzahnung in die Stator- Innenverzahnung auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau ein. Hierzu haben die Statorplatten- Aussenverzahnung und die Stator-Innenverzahnung die gleiche Zähnezahl d und im Wesentlichen die gleiche
Verzahnungsgeometrie. Somit ist die Statorplatte relativ zum axial feststehenden Stator gemeinsam mit dem Kreiskolben axial verschiebbar. Aufgrund der Passgenauigkeit der
Statorplatten-Aussenverzahnung mit der Stator-Innenverzahnung stehen beide in axial dichtendem, aber axial beweglichem Kontakt.
In einer Weiterbildung der Erfindung ist ein Ausgleichskolben mit der Statorplatte axial gekoppelt. Es ist möglich, die Statorplatte und den Ausgleichskolben einstückig auszubilden. Der Ausgleichskolben greift in einen axialen
Ausgleichszylinder ein. Der Ausgleichskolben ist in dem feststehenden Gehäuse angeordnet und mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids der Zahnkammern beaufschlagbar, indem eine direkte oder indirekte Verbindung zwischen dem Ausgleichszylinder und dem Druckanschluss besteht. Die
Druckbeaufschlagung erfolgt derart, dass der Arbeitsdruck in dem Ausgleichszylinder über die Statorplatte dem Arbeitsdruck in den Zahnkammern zumindest teilweise entgegenwirkt und somit eine Kraft auf den Kreiskolben in Richtung einer
Ausgangsstellung mit einem reduzierten Volumen der
Zahnkammern wirkt. Somit wirkt auf der einen Seite der axial verschiebbaren Statorplatte eine erste Kraft, die aus dem Arbeitsdruck in dem ersten Teil der Zahnkammern resultiert, und auf der gegenüberliegenden anderen Seite der Statorplatte eine zweite Kraft, die aus dem Arbeitsdruck in dem
Ausgleichszylinder resultiert, ausgeübt. Diese beiden Kräfte wirken einander entgegen und kompensieren sich teilweise, so dass die axiale Halte- und Verstellkraft des Kreiskolbens reduziert wird.
Um diese Kräftekompensation zu unterstützen und/oder eine Ausgangsstellung des Kreiskolbens im drucklosen Zustand der Kreiskolbenmaschine zu erzwingen, sieht eine Weiterbildung zwischen dem Ausgleichskolben und dem Ausgleichszylinder wirkende Regelfedern vor, die den Ausgleichskolben axial gegen den Kreiskolben und somit den Kreiskolben in Richtung einer Ausgangsstellung mit einem reduziertem Volumen der Zahnkammern drücken. Die Regelfedern wirken also in die gleiche Richtung wie der Arbeitsdruck in dem
Ausgleichszylinder .
Der Ausgleichskolben und der Ausgleichzylinder haben
beispielsweise eine Ringform und erstrecken sich insbesondere rings um die Welle. Vorzugsweise sind sie zwischen dem
Leistungsteil und dem Taumelgetriebe angeordnet.
Erfindungsgemäss können Ausgleichskolben und
Ausgleichzylinder vertauscht werden. Unter einem Ausgleichskolben ist somit erfindungsgemäss auch ein
Ausgleichzylinder zu verstehen, und umgekehrt.
Die Erfindung sieht in einer Weiterbildung der Erfindung vor, dass die Verstellorgane als ein Regelkolben ausgebildet sind, der mit dem Kreiskolben axial in Eingriff steht. In anderen Worten ist der Regelkolben mit dem Kreiskolben derart axial gekoppelt, dass der Kreiskolben mittels des Regelkolbens axial verschiebbar ist. Der Regelkolben greift in einen im feststehenden Gehäuse angeordneten axialen Regelzylinder derart ein, dass eine Kraft auf den Kreiskolben zum axialen Verschieben des Kreiskolbens und zum Ändern des Volumens der Zahnkammern ausübbar ist. Hierzu ist der Regelzylinder mit einem Steuerdruck beaufschlagbar. Vorzugsweise sind der
Regelzylinder und der Regelkolben derart angeordnet, dass der Kreiskolben durch die Druckbeaufschlagung im Regelzylinder in eine derartige Richtung verschoben wird, dass sich das
Volumen der Zahnkammern bei zunehmendem Steuerdruck
vergrössert. In anderen Worten bewirkt ein zunehmender
Steuerdruck eine Zunahme des Volumens der Zahnkammern.
Der Regelkolben und der Regelzylinder können ringförmig zentrisch um einen Abtriebsabschnitt der Welle im Gehäuse angeordnet sein, wobei der Abtriebsabschnitt demjenigen
Abschnitt der Welle, an welchem das Taumelgetriebe angeordnet ist, gegenüberliegt.
Um die axiale Kraft von dem Regelkolben auf den Kreiszylinder übertragen zu können, ist zwischen dem Regelkolben und dem Kreiskolben beispielsweise eine sich radial erstreckende Zwischenscheibe angeordnet. Der Kreiskolben gleitet bei
Ausführung seiner Orbitalbewegung mit seiner in axiale
Richtung weisenden Stirnfläche auf einer in entgegengesetzt axiale Richtung weisenden Fläche der Zwischenscheibe. Der Regelkolben ist beispielsweise derart angeordnet, dass er insbesondere über diese Zwischenscheibe den Kreiskolben gegen den gegenüberliegenden Ausgleichskolben und insbesondere auch gegen die Regelfedern drückt. In anderen Worten wirkt der Arbeitsdruck in dem Ausgleichskolben dem Steuerdruck in dem Regelkolben kinematisch entgegen.
Der Steuerdruck in dem Regelzylinder kann in einer möglichen Variante der Erfindung durch den Arbeitsdruck des
Arbeitsfluids erzeugt werden. Hierzu besteht insbesondere eine derartige direkte oder indirekte Verbindung zwischen dem Druckanschluss und dem Regelzylinder, dass der Regelkolben mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids beaufschlagbar ist. In diesem Fall ist der Steuerdruck gleich dem Arbeitsdruck. Die wirksamen Flächen des Regelzylinders, des Regelkolbens, der Statorplatte, der Kreiskolbenplatte und gegebenenfalls des Ausgleichszylinders und des Ausgleichskolbens sind hierbei vorzugsweise derart dimensioniert, dass der Regelzylinder bei Anstieg des Drehmoments an der abtreibenden Welle und somit bei Anstieg des Arbeitsdrucks den Kreiskolben in Richtung eines vergrösserten Volumens der Zahnkammern drückt.
Umgekehrt wird bei Rückgang des Drehmoments und Abfall des Arbeitsdrucks eine Verminderung des Volumens der Zahnkammern bewirkt. Somit nimmt das Schluckvolumen bei steigendem
Drehmoment zu und bei fallendem Drehmoment ab. Hierdurch ist es möglich, hohe Drehzahlen bei einem verhältnismässig geringen Abtriebsmoment, geringem Schluckvolumen und
verhältnismässig geringem Arbeitsfluid-Durchsatz zu erzielen, beispielsweise bei schneller Fahrt mit einem Fahrzeug, wohingegen bei geringerer Drehzahl ein hohes Drehmoment bei grossem Schluckvolumen zur Verfügung steht, beispielsweise beim Beschleunigen oder bei langsamer Bergauffahrt. Ebenfalls wird eine kinematische Umkehr von der Erfindung umfasst. Ausserdem ist es möglich, die Kreiskolbenmaschine mit einem Steuerdruckanschluss auszustatten, der mit dem Regelzylinder derart verbunden ist, dass ein Steuerdruck aus dem
Steuerdruckanschluss auf den Regelkolben wirkt. Somit kann das Volumen des Kreiskolbenmotors durch Verändern des
Steuerdrucks variiert werden. In einer Weiterbildung der Erfindung ist der Regelkolben wahlweise insbesondere mittels eines Ventils entweder mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluid oder mit einem Steuerdruck aus dem Steuerdruckanschluss beaufschlagbar .
Die erfindungsgemässe hydrostatische Kreiskolbenmaschine ist nicht nur als Motor zu Erzeugung eines Abtriebs einsetzbar, sondern eignet sich auch vorzüglich als Pumpe. In anderen Worten besitzt die hydrostatische Kreiskolbenmaschine den grossen Vorteil, dass eine rekuperative
Bremsenergierückgewinnung möglich ist, indem der insbesonder als Radmotor ausgebildete Hydromotor im Falle des Bremsens auf einen Pumpbetrieb umgeschaltet wird und Drehmoment aufnimmt. Dabei saugt diese hydrostatische
Kreiskolbenmaschine das Arbeitsfluid aus dem Tank an und fördert dieses unter Druck in einen oder mehrere
Hydrospeicher . Die dort gespeicherte Energie kann im
Anschluss im Fahrbetrieb wieder genutzt werden. Um wegen der Kavitationsgefahr Unterdrücke von ca. 0,2 bis 0,4 Bar
Atmosphärendruck nicht zu unterschreiten, ist es mittels der erfindungsgemässen Kreiskolbenmaschine möglich, den
Unterdruck durch Variieren des Schluckvolumens der
Zahnkammern wie oben beschrieben derart einzustellen, dass eine Grenzunterdruck nicht unterschritten wird. Das
Schluckvolumen der Kreiskolbenmaschine kann also beim Wechse von Zugbetrieb in den Schubbetrieb, der auch Saug- oder Pumpbetrieb genannt wird, verändert, insbesondere reduziert werden, um insbesondere die Kavitationsgefahr im Saugbetrieb zu reduzieren.
Zur Reduzierung der genannten Kavitationsgefahr insbesondere im Pumpbetrieb sowie zur Ermöglichung einer noch höheren Drehzahl der Kreiskolbenmaschine ist es vorteilhaft, das Drehventil möglichst gross auszugestalten. Vorzugsweise weist das Drehventil mit seinen Druckfestern im Verhältnis zum Kreiskolben einen vergrösserten Drehventil-Aussendurchmesser auf. Insbesondere ist der Drehventil-Aussendurchmesser um den Faktor 1,3 bis 1,5 grösser als der Kreiskolben- Aussendurchmesser .
Die erfindungsgemässe hydrostatische Kreiskolbenmaschine kann somit als wirtschaftlicher Direktantrieb, insbesondere
Radnabenantrieb mit rekuperativer Bremsenergierückgewinnung in einem Fahrzeug eingesetzt werden. Das variable
Schluckvolumen ermöglicht einen wirtschaftlichen Betrieb der Kreiskolbenmaschine, da sich das Schluckvolumen dem
momentanen Leistungs- und Drehmomentbedarf anpassen lässt und hydraulische Verluste somit reduziert werden können.
Die Funktion und Wirkungsweise der erfindungsgemässen
volumenveränderbaren hydrostatischen Kreiskolbenmaschine werden im Folgenden anhand der Figuren 1 bis 8, die konkrete Ausführungsbeispiele darstellen, auf welche die Erfindung jedoch nicht beschränkt ist, rein beispielhaft erläutert.
Im Einzelnen zeigen:
Figur 1 einen Längsschnitt durch eine als Radmotor
ausgebildete erfindungsgemässe hydrostatische
Kreiskolbenmaschine in der Stellung der Arbeits- und Verstellorgane bei maximaler Schluckmenge pro Wellenumdrehung;
Figur 2 einen gleichen Längsschnitt in der Stellung der
Arbeits- und Verstellorgane bei minimaler
Schluckmenge pro Wellenumdrehung;
Figur 3 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie A-A der
Figur 1, bei dem die Arbeitsräume als Zahnkammern zwischen dem orbitierenden Kreiskolben und dem
Stator sichtbar sind;
Figur 4 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie B-B der
Figur 1, der die axial verschiebbare, jedoch nicht drehbare, die Axialwand der Zahnkammern
darstellende Statorplatte, die von links unten nach rechts oben schraffiert ist, im Querschnitt darstellt ; Figur 5 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie C-C der
Figur 1, der die nicht axialbewegliche, jedoch zusammen mit dem Kreiskolben eine Orbitbewegung ausführende Kreiskolbenplatte, die von rechts unten nach links oben schraffiert ist, im Querschnitt darstellt; einen Längsschnitt durch den Radmotor im Bereich der erforderlichen Druckleitungen zur
Beaufschlagung axial wirkender Ausgleichsflächen, die unter dem Arbeitsdruck stehen sollen;
Fig. 7 einen Längsschnitt durch den Radmotor im Bereich der erforderlichen Druckleitungen zur
Beaufschlagung der als Regelkolben ausgebildeten Verstellorgane, die unter dem Steuerdruck stehen sollen;
Fig. 8 einen Längsschnitt durch eine alternative
Ausführungsform eines erfindungsgemässen Radmotor in der Stellung der Arbeits- und Verstellorgane bei maximaler Schluckmenge pro Wellenumdrehung, wobei eine Spreizung der Schluckmenge im Verhältnis von ca. 6:1 möglich ist; und
Fig. 9 einen Längsschnitt durch eine alternative,
komplexere Ausführungsform einer hydrostatischen Kreiskolbenmaschine als Radmotor in der Stellung der Arbeits- und Verstellorgane bei maximaler
Schluckmenge pro Wellenumdrehung.
Im Folgenden werden mögliche Ausführungsbeispiele anhand mehrerer Figuren, welche teilweise eine einzige Ausführung in unterschiedlichen Ansichten mit vereinzelt unterschiedlichem Detaillierungsgrad zeigen, dargestellt, wobei die Figuren zum Teil gemeinsam erläutert werden. Es wird auf bereits in vorangegangenen Figuren genannte Merkmale und Bezugszeichen verwiesen .
Der unter Arbeitsdruck stehende Volumenstrom des
Arbeitsflüssigkeit in Form eines Arbeitsfluids wird
beispielsweise bei Vorwärtsfahrt des in Figur 1 dargestellten Radmotors einem Druckanschluss 1 eines Ein- und Auslassteil 53 im Gehäuse 19 zugeführt, sodass ein mit dem Druckanschluss
I verbundener äusserer Ringraum 2 um ein scheibenförmiges Drehventil 3 mit Druck beaufschlagt wird, wie in Figur 1 gezeigt. Das scheibenförmige Drehventil 3 ist um eine
Wellenachse 50 einer Welle 11 zentrisch drehbar und zur Welle
II zentrisch laufend gelagert. Durch die Kommutierung des Drehventils 3 fliesst das Arbeitsfluid durch Fenster 7 in ein Leistungsteil 51.
Wie in Figur 3 gezeigt, besitzt das Leistungsteil 51 einen zentrischen, feststehenden Stator 52 mit einer als
zylindrischen Rollen 13 ausgebildeten Stator-Innenverzahnung mit der Zähnezahl d=12, einen Kreiskolben 8 mit einer
teilweise in die Stator-Innenverzahnung 13 eingreifenden Kreiskolben-Aussenverzahnung 12 mit einer Zähnezahl c=ll, einer Kreiskolben-Innenverzahnung 9 mit einer Zähnezahl b=14 und einem Kreiskolben-Aussendurchmesser 68. Ausserdem umfasst das Leistungsteil 51 die zentrisch um die Wellenachse 50 drehbar gelagerte Welle 11 mit einer teilweise in die
Kreiskolben-Innenverzahnung 9 eingreifenden ersten Wellen- Aussenverzahnung 10 mit einer Zähnezahl a=12. Der Kreiskolben 8 ist zum Ausführen einer Orbitbewegung somit derart
exzentrisch zur Wellenachse 50 angeordnet und die Zähnezahlen a, b, c, d sind, wie oben dargestellt, derart dimensioniert, dass sich mit Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern 6 radial zwischen der Stator-Innenverzahnung 13 und der
Kreiskolben-Aussenverzahnung 12 bilden.
Das Drehventil 3 ver- und entsorgt die Zahnkammern 6 über axiale Kanäle 4 und radiale Kanäle 5 im Stator 52 mit dem Arbeitsfluid derart, dass das Arbeitsfluid von dem als
Eingang wirkenden Druckanschluss 1 in einen ersten Teil 6a der Zahnkammern 6 mit dem Arbeitsdruck hinein und zu einem als Ausgang wirkenden Niederdruckanschluss aus einem zweiten Teil 6b der Zahnkammern 6 heraus geleitet wird.
Um ein möglichst grosse Menge an Arbeitsfluid in die
Zahnkammern 6 hinein und aus den Zahnkammern heraus leiten zu können, hat das Drehventil 3 einen möglichst grossen
Drehventil-Aussendurchmesser 69, wie in den Figuren 1, 2 und 7 ersichtlich. Vorzugsweise ist der Drehventil- Aussendurchmesser 69 um den Faktor 1,3 bis 1,5 grösser ist als der Kreiskolben-Aussendurchmesser 68. Da das Drehventil 3 zusammen mit Fenstern 7 dafür sorgt, dass z.B. in der Figur 3 nur der erste Teil 6a der Zahnkammern 6 links der Achsabstandlinie D-D mit Arbeitsdruck beaufschlagt wird, dreht sich der Kreiskolben 8 in Figur 3 im
Uhrzeigersinn unter Abgabe seines Drehmoments über die
Kreiskolben-Innenverzahnung 9 des Kreiskolbens 8 und eine erste Wellen-Aussenverzahnung 10 einer Welle 10, wobei das unter niedrigerem Druck stehende Arbeitsfluid im zweiten Teil 6b der Zahnkammern 6 rechts der Achsabstandlinie D-D
verdrängt und über den Niederdruckanschluss 70 abgeführt wird. Das Drehmoment kann über einen aus dem Gehäuse 19 herausgeführten abtriebsseitigen Abschnitt 65 der Welle 10 abgegriffen werden. Der Kreiskolben 8 und die Welle 10 drehen sich in der gleichen Richtung, im gezeigten
Ausführungsbeispiel im Uhrzeigersinn, wie in Figur 3 durch die beiden Pfeile veranschaulicht.
Das Drehventil 3 wird in bekannter Weise mittels eines
Taumelgetriebes 56, das als Synchronantrieb für das
Drehventil 3 dient, angetrieben. Ein Exzenter 57 des
Taumelgetriebes 56 hat eine Exzenter-Innenverzahnung 58 mit einer Zähnezahl x und eine Exzenter-Aussenverzahnung 59 mit einer Zähnezahl y. Die Exzenter-Innenverzahnung 58 kämmt mit einer zweiten Wellenaussenverzahnung 60 der Welle 11 mit einer Zähnezahl w. Die Exzenter-Aussenverzahnung 59 kämmt mit einem feststehenden Innenzahnkranz 61 mit einer Zähnezahl z. Die Zähnezahlen w, x, y, z sind derart dimensioniert, dass der Exzenter 57 exzentrisch zur Wellenachse 50 zwischen der Welle 11 und dem Innenzahnkranz 61 bei Drehung der Welle 11 eine Orbitbewegung ausführt. Mögliche Zähnezahlkombinationen sind den obigen Ausführungen zu entnehmen. Ein topfförmiges Verbindungsteil 62 ist mit dem exzentrisch drehbaren Exzenter 57 einenends drehfest gekoppelt. Anderenends ist das
topfförmige Verbindungsteil 62 mit dem zentrisch drehbaren Drehventil 3 1:1 drehfest über eine taumelnde Verbindung verbunden. Eine Drehbewegung von der Welle 11 wird somit über den Exzenter 57 auf das Drehventil 3 übertragen.
Die Welle 11 ist radial über zwei beidseitig am Leistungsteil 51 benachbarte Radiallager 63 gelagert, die als Wälzlager in O-Anordnung ausgebildet sind.
Um das Drehventil 3 axial zu fixieren und axial gegen Leckage des Arbeitsfluids abzudichten, ist ein drehfester axialer zweiter Ausgleichskolben 55, der axial auf das Drehventil 3 wirkt, rings um das Taumelgetriebe 56 angeordnet. Der
feststehenden Innenzahnkranz 61 ist innerhalb dieses axialen zweiten Ausgleichskolbens 55 ausgebildet. Diese Arbeitsweise eines hydrostatischen Kreiskolbenmotors ist im Wesentlichen aus der WO 2006/010471 bekannt.
Die Schluckmenge und somit auch das Drehmoment, das der
Kreiskolben 8 and die Welle 11 weitergibt, hängen
entscheidend davon ab, wie gross die wirksame Breite des Zahneingriffs in den Zahnkammern 6 zwischen einer
Kreiskolben-Aussenverzahnung 12 und der Stator- Innenverzahnung 13 ist. In der Figur 3 ist die Stator- Innenverzahnung in der Form von Rollen 13 gezeigt, was eine besonders vorteilhafte Ausbildung dieser Zahnform mit
gravierenden Vorzügen darstellt.
Erfindungsgemäss ist der Kreiskolben 8 mit seiner
Kreiskolben-Innenverzahnung 9 auf der ersten Wellen- Aussenverzahnung 10 relativ zur Welle 11 und mit seiner
Kreiskolben-Aussenverzahnung 12 auf der Stator- Innenverzahnung 13 relativ zum Stator 52 parallel zur
Wellenachse 50 axial verschiebbar. Die Verschiebbarkeit wird durch Verstellorgane 22 ermöglicht, die mit dem Kreiskolben 8 in Eingriff stehen und mittels welcher selbiger axial
verschiebbar ist. Die Zahnkammern 6 sind dabei in axialer Richtung zwischen einer axial feststehenden Kreiskolbenplatte 17 und einer axial beweglichen Statorplatte 14 angeordnet. Sie werden durch die Kreiskolbenplatte 17 und die
Statorplatte 14 axial begrenzt und abgedichtet. Die
Kreiskolbenplatte 17 ist axial feststehend und radial mit dem Kreiskolben 8 gekoppelt. Somit führt sie die Orbitalbewegung des Kreiskolbens 8 gemeinsam mit dem Kreiskolben 8 aus. Die Statorplatte 14 ist axial beweglich, axial mit dem
Kreiskolben 8 gekoppelt und radial vom Kreiskolben 8
entkoppelt. Das Volumen der Zahnkammern 6 ist somit durch das axiale Verschieben des Kreiskolbens 8 und der Statorplatte 14 mittels der Verstellorgane 22 stufenlos veränderbar. Im
Folgenden wir diese allgemeine Anordnung genauer erläutert.
Die axial bewegliche Statorplatte 14, die in Figur 4 im
Querschnitt dargestellt ist, greift mit ihrer Statorplatten- Aussenverzahnung 64 in die Stator-Innenverzahnung 13 mit der Zähnezahl d=12 derart auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau ein, dass die Statorplatte 14 relativ zum axial feststehenden Stator 52 gemeinsam mit dem Kreiskolben 8 axial verschiebbar ist. Mit der Statorplatte 14 ist ein - insbesondere ringförmiger - Ausgleichskolben 15a axial gekoppelt. Der Ausgleichskolben 15a wird von einem Kolbenansatz der Statorplatte 14 gebildet. In anderen Worten sind der Ausgleichskolben 15a und die
Statorplatte 14 einstückig ausgebildet. Dieser Ausgleichskolben 15a ist in dem feststehenden Gehäuse 19 angeordnet und mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids der Zahnkammern 6 beaufschlagbar. Der Ausgleichskolben 15a greift in einen axialen - insbesondere ringförmigen - Ausgleichszylinder 15b derart ein, dass der Arbeitsdruck in dem Ausgleichszylinder 15b über die Statorplatte 14 dem
Arbeitsdruck in den Zahnkammern 6 entgegenwirkt und somit eine Kraft auf den Kreiskolben 8 in Richtung einer
Ausgangsstellung mit einem reduzierten Volumen der
Zahnkammern 6 wirkt. Zwischen dem Ausgleichskolben 15a und dem Ausgleichszylinder 15b wirken Regelfedern 16, die den Ausgleichskolben 15a axial gegen den Kreiskolben 8 und somit den Kreiskolben 8 in Richtung einer Ausgangsstellung mit einem reduziertem Volumen der Zahnkammern 6 drücken.
Wie aus der Figur 1 erkennbar, ist die Breite des
Zahneingriffs zwischen der Kreiskolben-Aussenverzahnung 12 und der Stator-Innenverzahnung 13 besonders voluminös, so dass dementsprechend ein grosses Schluckvolumen pro
Kreiskolbenumdrehung und somit pro Wellenumdrehung erzeugt wird. Dabei ist die Statorplatte 14 mit ihrem Kolbenansatz, der den Ausgleichskolben 15a bildet, zusammen mit dem
Kreiskolben 8 ganz nach rechts verschoben. Die Regelfedern 16 sind dabei vollständig zusammengedrückt und erzeugen dadurch die höchstmögliche Axialkraft auf die Statorplatte 14. Dabei ist der höchstmögliche geregelte Arbeitsdruck in den
Zahnkammern 6 erreicht, sofern dieser nicht noch über das Blockmass der Regelfedern 16 gesteigert werden soll, was durchaus möglich wäre.
In Figur 2 befindet sich die Statorplatte 14 in ihrer linken Grenzlage. Die Regelfedern 16 sind weitgehend entspannt, entsprechend einem niedrigen Druck in den Zahnkammern 6. Die effektive Breite des Zahneingriffs zwischen der Kreiskolben- Aussenverzahnung 12 und der Stator-Innenverzahnung 13 ist stark reduziert. Daraus ergibt sich die gewünschte starke Reduktion der spezifischen Schluckmenge im Verhältnis der reduzierten effektiven Zahnbreite zur maximalen effektiven Zahnbreite in Figur 1. Der Übergang von der maximalen
effektiven Zahnbreite zur minimalen effektiven Zahnbreite kann kontinuierlich erfolgen, weshalb eine stufenlose
Regelung der Schluckmenge möglich ist. Die Verschliessung der Zahnkammern 6 nach links in den
Figuren 1 und 2 erfolgt durch die Kreiskolbenplatte 17. Diese besitzt eine Kreiskolbenplatten-Innenverzahnung 18, die exakt der Kreiskolben-Aussenverzahnung 12 des Kreiskolbens 8 entspricht, wobei ein Bewegungsspiel von wenigen hundertstel Millimeter vorgesehen ist, sodass ein hohes Mass an Dichtheit zwischen den Zahnkammern 6 und dem drucklosen Innenraum der Maschine besteht. Dieses Laufspiel braucht nicht grösser zu sein als dass sichergestellt ist, dass der Kreiskolben darin axial verschieblich ist. Diese Kreiskolbenplatte 17 muss somit die Orbitbewegung des Kreiskolbens 8 mit möglichst wenig Reibungsverlust mitmachen. Sie ist axial nicht
beweglich und ist mit einem minimalen Axialspiel zwischen den Gehäuseteilen 19a und 19b radialbeweglich geführt. Die
Kreiskolbenplatte 17 ist somit in einer scheibenartigen
Ausnehmung im Gehäuse 19 zwischen einem ersten Gehäuseteil 19a und einem zweiten Gehäuseteil 19b radialbeweglich und radial dichtend gelagert. Im Gehäuse 19 ist somit eine der Orbitbewegung der Kreiskolbenplatte 17 entsprechende freie Beweglichkeit in radialer Richtung und in Umfangsrichtung vorgesehen.
Figur 5 zeigt einen Querschnitt durch die axiale Mitte dieser Kreiskolbenplatte 17, in die radial von aussen eine Nut 20 eingestochen ist, damit das durch die Orbitbewegung der Kreiskolbenplatte 17 zwischen einem Gehäusering 21 verdrängte zähflüssige Arbeitsfluid nicht zu grosse Quetschverluste erzeugt . Die Verstellorgane 22 sind, wie in den Figuren 1 und 2 gezeigt, als ein ringförmig zentrisch um den
Abtriebsabschnitt 65 der Welle 11 angeordneten Regelkolben 22a ausgebildet, der mit dem Kreiskolben 8 axial über eine sich radial erstreckende Zwischenscheibe 66 in Eingriff steht, wie in den Figuren 1 und 2 gezeigt. Der Regelkolben 22a ist derart angeordnet, dass er über die Zwischenscheibe 66 den Kreiskolben 8 gegen den Ausgleichskolben 15a und gegen die Regelfedern 16 drückt. In dem Gehäuse 19 ist ein axialer Regelzylinder 22b angeordnet, der mit einem Steuerdruck beaufschlagbar ist und in welchen der Regelkolben 22a derart eingreift, dass mittels des Steuerdrucks in dem Regelzylinder 22b eine Kraft auf den Kreiskolben 8 zum axialen Verschieben des Kreiskolbens 8 ausgeübt werden kann. Durch dieses
Verschieben kann das Volumen der Zahnkammern 6 insbesondere aktiv verändert werden. Sowohl der Regelkolben 22a, als auch der Regelzylinder 22b umschliessen ringförmig zentrisch den Abtriebsabschnitt 65 der Welle 11.
Dass es überhaupt möglich ist, eine Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip so zu konstruieren, dass eine stufenlose
Veränderung des Schluckvolumens möglich ist, ist dem Umstand zu verdanken, dass gemäss der Ausführung einer solchen
Maschine nach der WO 2006/010471 der drehmomenterzeugende Kreiskolben 8 seine Drehmoment über seine Kreiskolben- Innenverzahnung 9 an die erste Wellen-Aussenverzahnung 10 der Welle 11 weiterleitet, auf welcher der Kreiskolben 8
axialbeweglich ist und dort gegen Verkippen ein gutes
Führungsverhältnis bekommt. Die axialen Kraftvektoren bei dieser Kreiskolbenmaschine gleichen sich in keiner Weise versatzfrei aus, sondern laufen mit deutlichem Abstand aneinander vorbei. Während die Kraft des Ausgleichskolbens 15a an der Statorplatte 14 und des Regelkolbens 22a genau im Zentrum der Maschine versatzfrei wirksam sind und sich teilweise ausgleichen, ist die resultierende hydraulische Axialkraft der Zahnkammern 6 deutlich mit Abstand zu den Kolbenkräften versetzt. Daraus resultiert ein beträchtliches Kippmoment einerseits auf die Statorplatte 14 und die
Kreiskolbenplatte 17 und somit auch auf den Kreiskolben 8. Um Verkantung und daraus resultierende grosse Reibungskräfte zu vermeiden, benötigt man sowohl für den Kreiskolben 8 als auch insbesondere für die Statorplatte 14 mit ihrem
Ausgleichskolben 15 ein gutes Führungsverhältnis. Deshalb ist es vorteilhaft, wenn der Ausgleichskolben 15a fest mit der Statorplatte 14 verbunden ist, um das Führungsverhältnis zu verbessern. Ferner ist konstruktiv anzustreben, auch den Zahneingriff zwischen der Kreiskolben-Innenverzahnung 9 und der ersten Wellen-Aussenverzahnung 10 so lang wie möglich aus zuführen .
Umfangreiche Versuche haben gezeigt, dass auch unter hohem Arbeitsdruck die erforderliche Axialverschiebung in beide Richtungen nahezu ohne Hysterese möglich ist. Es ist darauf zu achten, dass die entsprechenden, unter Belastung stehenden Gleitflächen möglichst glatt bearbeitet sind.
In der Figur 6 sind Kanäle 71 gezeigt, in denen der
Arbeitsdruck vom Druckanschluss 1 zum Ausgleichskolben 15a, zum Ausgleichszylinder 15b und zu einem Ausgleichsdruckfeld 23 für die Kreiskolbenplatte 17 geleitet wird. Ventile 24, insbesondere Check-Ventile, sorgen dafür, dass der
Arbeitsdruck bei verschiedenen Drehrichtungen stets an die richtige Stelle geleitet wird. Wie in den Figuren 1 und 2 gezeigt, besteht in einer ersten Ausführungsform der Erfindung eine derartige direkte oder indirekte Verbindung zwischen dem Druckanschluss 1 und dem Regelzylinder 22b, dass der Regelkolben 22a mit dem
Arbeitsdruck des Arbeitsfluids beaufschlagt wird, so dass der Regelkolben 22a bei steigendem Arbeitsdruck den Kreiskolben 8 und die Statorplatte nach rechts in die in Figur 1
dargestellte Stellung mit einem vergrösserten Volumen der Zahnkammern 6 drückt, so dass das Drehmoment bei steigendem Arbeitsdruck steigt. Der Arbeitsdruck im Regelkolben 22a wirkt also den Regelfedern 16 ebenso entgegen wie der
Arbeitsdruck in den Zahnkammern 6.
In einer anderen, in Figur 7 gezeigten Ausführungsform hat die Kreiskolbenmaschine einen Steuerdruckanschluss 67, der mit dem Regelzylinder 22b derart über Leitungen verbunden ist, dass der Regelkolben 22a mit einem Steuerdruck aus dem Steuerdruckanschluss 67 beaufschlagt werden kann. In der Figur 7 ist also für die Versorgung des Regelkolbens 22a eine getrennte Druckleitung mit einem Steuerdruckanschluss 67 vorgesehen. Somit ist es möglich, die Schluckmenge der
Kreiskolbenmaschinen insbesondere abhängig von der Auslegung der Regelfedern 16 sogar im Wesentlichen unabhängig vom
Arbeitsdruck und vom Drehmoment aktiv durch Variieren des Steuerdrucks zu verstellen.
Es sind zwei Verstellmöglichkeiten denkbar:
Wird der Steuerdruckanschluss 67 mit dem Druckanschluss 1 verbunden, dann arbeitet der Motor automatisch als
Drehmomentenwandler. Da in der Anwendung des Radmotors als Fahrzeugantrieb bei steigendem Fahrwiderstand der
Arbeitsdruck am Druckanschluss 1 und am Steuerdruckanschluss 67 steigt, erhöht sich die Kraft des Regelkolbens 22a und verschiebt den Kreiskolben 8 gegen die Regelfedern 16 in Richtung einer grösseren Zahneingriffsbreite und somit in Richtung einer grösseren Schluckmenge. Da sich das erzeugte Drehmoment an der Welle 11 aus dem Produkt Druck mal
Schluckmenge errechnet, steigt dabei das Drehmoment des
Radmotors überproportional zur Drucksteigerung, sodass die Zugkraft des Antriebs entsprechend dramatisch ansteigt.
Dieser Automatismus kann durch die Auslegung der Kernlinien der Regelfedern 16 modifiziert werden. Bei gleich bleibendem Förderstrom der Versorgungspumpe, welche das Arbeitsfluid an den Druckanschluss 1 liefert, die beispielsweise von einem Verbrennungsmotor angetrieben wird, reduziert sich dabei automatisch die Abtriebsdrehzahl der Kreiskolbenmaschine und somit die Antriebsdrehzahl der Räder. Die
Fahrzeuggeschwindigkeit fällt daher ab. Es ergibt sich somit ein ähnliches Verhalten wie bei einem hydrodynamischen
Föttinger-Wandler, wie er bei fast allen Automatikgetrieben zum Einsatz kommt. Der Wirkungsgrad des hydrostatischen
Wandlers ist jedoch besser als beim hydrodynamischen Wandler, da die Ölströmungsverluste kleiner sind.
Bei dem aktuellen Bestreben, möglichst viel Bremsenergie rekuperativ zu nutzen, ist jedoch eine andere Art der
Regelung sinnvoll. Wie eingangs erläutert, können solche Orbitmotoren nur bedingt als Hydraulikpumpen eingesetzt werden. Beim Abbremsen aus hoher Fahrzeuggeschwindigkeit kann der Hydromotor wegen der Kavitationsgefahr nur mit kleiner Schluckmenge als Pumpe betrieben werden. Fällt die
Fahrzeuggeschwindigkeit im Verlauf des Bremsvorgangs jedoch ab, kann die Schluckmenge des regelbaren Radmotors im
umgekehrten Verhältnis zu Geschwindigkeitsabnahme vergrössert werden. Bei dieser Regelung muss darauf geachtet werden, dass die gesamte Ölmenge durch den Hydromotor einen gewissen
Grenzwert nicht übersteigt. Wie bereits erwähnt, fördert der Hydromotor beim Bremsen als Pumpe das Fluid gegen einen weitgehend konstanten Speicherdruck. Das Bremsmoment kann somit bei fallender Fahrzeuggeschwindigkeit nur durch
Vergrösserung des Schluckvolumens unter Einhaltung des erwähnten Grenzwertes der Öldurchflussmenge erhöht werden. In diesem Falle ist eine druckunabhängige und somit
bedarfsabhängige Regelung erforderlich. Dies geschieht über einen Steuerdruck am Steuerdruckanschluss 67. Ein grosser Vorteil bei der erfindungsgemässen
volumenveränderbaren hydrostatischen Kreiskolbenmaschine ist, wie auch beim Hydromotor gemäss der WO 2006/010471, die durchgehende Welle. In der Figur 8 ist eine alternative Ausführungsform einer erfindungsgemässen volumenveränderbaren hydrostatischen
Kreiskolbenmaschine mit einem entlang der Wellenachse 50 verlängerten Kreiskolben 8, einer verlängerten Welle 11, einem längeren Regelkolben 22a und einem längeren
Regelzylinder 22b sowie einem grösseren Abstand von
Statorplatte 14 und Kreiskolbenplatte 17 und somit auch einem grösseren Verstellbereich der Verstellorgane 22 dargestellt. Hierdurch wird eine Spreizung des Schluckvolumens mit dem Wert 6:1 erreicht. Dies entspricht bei
Zahnradautomatgetrieben einem 6-Gang-Getriebe mit dem
entsprechenden konstruktiven Aufwand. Gegenüber der
Ausführung des Radmotors gemäss Figur 1 und Figur 2 wird dieser nur etwa um 16% länger. Die restlichen Merkmale entsprechen den Merkmalen des vorangegangenen
Ausführungsbeispiels, auf welches hiermit verwiesen sei.
Figur 9 zeigt einen Längsschnitt durch eine komplexe
Ausführungsform eines erfindungsgemässen Radmotors in der Stellung der Arbeits- und Verstellorgane bei maximaler Schluckmenge pro Wellenumdrehung, wobei zur Reduzierung des axialen Lagerabstandes der Radiallager 63 sowohl der
Ausgleichszylinder 15b als auch die Regelfedern 16 radial nach aussen gerückt sind und das Exzentergetriebe 56 als klassisches Exzentergetiebe mit einer alternativen 1:1- Verbindung zum Drehventil ausgebildet ist. Das
Exzentergetriebe 56 weist einen Exzenter 57 mit einer
Exzenter-Innenverzahnung 58 und eine Exzenter- Aussenverzahnung 59 auf. Die Exzenter-Innenverzahnung 58 kämmt mit einer zweiten Wellenaussenverzahnung 60 der Welle 11. Die Exzenter-Aussenverzahnung 59 kämmt mit einem
feststehenden Innenzahnkranz 61. Die Zähnezahlen sind derart dimensioniert, dass der Exzenter 57 exzentrisch zur
Wellenachse 50 zwischen der Welle 11 und dem Innenzahnkranz 61 bei Drehung der Welle 11 eine Orbitbewegung ausführt.
Mögliche Zähnezahlkombinationen sind den obigen Ausführungen zu entnehmen. Ein topfförmiges Verbindungsteil 62 ist mit dem exzentrisch drehbaren Exzenter 57 einenends drehfest
gekoppelt. Anderenends ist das topfförmige Verbindungsteil 62 mit dem zentrisch drehbaren Drehventil 3 drehfest über eine exzentrische Verbindung verbunden. Eine Drehbewegung von der Welle 11 wird somit über den Exzenter 57 auf das Drehventil 3 übertragen . Die Erfindung ist selbstverständlich nicht auf die hier in den Zeichnungen schematisch dargestellten und erläuterten Ausführungsbeispiele beschränkt. Beispielsweise ist eine kinematische Umkehr erfindungsgemäss möglich, bei der die Welle 11 stillsteht und das Gehäuse 19 rotiert, was bei
Radmotoren und anderen Anwendungsfällen gewisse Vorteile bringen kann.

Claims

Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip mit
• einem als Abtrieb wirkenden, in einem Gehäuse (19)
angeordneten Leistungsteil (51), der
- einen zentrischen, feststehenden Stator (52) mit einer Stator-Innenverzahnung (13) mit der
Zähnezahl d,
- einen Kreiskolben (8) mit einer teilweise in die
Stator-Innenverzahnung (13) eingreifenden Kreiskolben -Aussenverzahnung (12) mit einer Zähnezahl c, einer Kreiskolben-Innenverzahnung (9) mit einer Zähnezahl b und einem Kreiskolben-Aussendurchmesser (68), und
- eine zentrisch um eine Wellenachse (50) drehbar
gelagerte Welle (11) mit einer teilweise in die
Kreiskolben-Innenverzahnung (9) eingreifenden ersten Wellen-Aussenverzahnung (10) mit einer Zähnezahl a umfasst, wobei der Kreiskolben (8) zum Ausführen einer Orbitbewegung derart exzentrisch zur Wellenachse (50) angeordnet ist und die Zähnezahlen a, b, c, d derart dimensioniert sind, dass sich mit Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern (6) radial zwischen der Stator- Innenverzahnung (13) und der Kreiskolben- Aussenverzahnung (12) bilden,
• einem Ein- und Auslassteil (53) zur Ver- und Entsorgung des Leistungsteils (51) mit dem Arbeitsfluid, mit einem Druckanschluss (1) als Eingang für das unter
Arbeitsdruck stehende Arbeitsfluid,
• einem scheibenförmigen Drehventil (3) , das um die
Wellenachse (50) zentrisch drehbar und zur Welle (11) und zum Stator (52) zentrisch laufend ist, zur derart kommutierenden Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern (6) mit dem Arbeitsfluid, dass das Arbeitsfluid in einen ersten Teil (6a) der Zahnkammern (6) mit dem Arbeitsdruck hinein und aus einem zweiten Teil (6b) der Zahnkammern (6) heraus zur Erzeugung des Antriebs oder Abtriebs leitbar ist, wobei das
Drehventil einen Drehventil-Aussendurchmesser (69) hat,
• einem Exzentergetriebe, insbesondere einem
Taumelgetriebe (56) , als Synchronantrieb für das
Drehventil (3) , mit
- einem Exzenter (57), der eine Exzenter- Innenverzahnung (58) mit einer Zähnezahl x und eine
Exzenter-Aussenverzahnung (59) mit einer Zähnezahl y aufweist, wobei die Exzenter-Innenverzahnung (58) mit einer zweiten Wellenaussenverzahnung (60) der Welle (11) mit einer Zähnezahl w und die Exzenter- Aussenverzahnung (59) mit einem feststehenden
Innenzahnkranz (61) mit einer Zähnezahl z kämmt, wobei die Zähnezahlen w, x, y, z derart dimensioniert sind, dass der Exzenter (57) exzentrisch zur
Wellenachse (50) zwischen der Welle (11) und dem Innenzahnkranz (61) bei Drehung der Welle (11) eine
Orbitbewegung ausführt, und
- einem topfförmigen Verbindungsteil (62), das mit dem exzentrisch drehbaren Exzenter (57) drehfest
gekoppelt ist und das mit dem zentrisch drehbaren Drehventil (3) insbesondere 1:1 drehfest über eine insbesondere taumelnde oder exzentrische Verbindung derart verbunden ist, dass eine Drehbewegung von der Welle (11) über den Exzenter (57) auf das Drehventil (3) übertragbar ist,
und
• zwei beidseitig am Leistungsteil (51) benachbarten, auf der Welle (11) angeordneten Radiallagern (63) zur radialen Lagerung der Welle (11),
dadurch gekennzeichnet, dass der Kreiskolben (8) mit seiner Kreiskolben- Innenverzahnung (9) auf der ersten Wellen- Aussenverzahnung (10) relativ zur Welle (11) und mit seiner Kreiskolben-Aussenverzahnung (12) auf der
Stator-Innenverzahnung (13) relativ zum Stator (52) parallel zur Wellenachse (50) axial verschiebbar ist, Verstellorgane (22) mit dem Kreiskolben (8) in Eingriff stehen, mittels welcher der Kreiskolben (8) axial verschiebbar ist,
die Zahnkammern (6) in axialer Richtung zwischen
- einer axial feststehenden und radial mit dem
Kreiskolben (8) gekoppelten, die Orbitalbewegung des Kreiskolbens (8) ausführenden Kreiskolbenplatte (17) und
- einer axial beweglichen, axial mit dem Kreiskolben (8) gekoppelten und radial vom Kreiskolben (8) entkoppelten Statorplatte (14)
angeordnet sind und durch die Kreiskolbenplatte (17) und die Statorplatte (14) axial abgedichtet sind, wobei das Volumen der Zahnkammern (6) durch das axiale
Verschieben des Kreiskolbens (8) und der Statorplatte (14) mittels der Verstellorgane (22) stufenlos
veränderbar ist,
die radial mit dem Kreiskolben (8) gekoppelte
Kreiskolbenplatte (17) im Gehäuse (19) eine der
Orbitbewegung der Kreiskolbenplatte (17) entsprechende freie Beweglichkeit in radialer Richtung und in
Umfangsrichtung aufweist und
die Kreiskolbenplatte (17) im Gehäuse (19) derart radial dichtend geführt ist, dass die Kreiskolbenplatte (17) bei ihrer Orbitbewegung die Zahnkammern (6) nach aussen abdichtet.
2. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass
die axial feststehende Kreiskolbenplatte (17) mit einer
Kreiskolbenplatten-Innenverzahnung (18) in die
Kreiskolben-Aussenverzahnung (12) mit der Zähnezahl c derart auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau eingreift, dass der Kreiskolben (8) relativ zur axial feststehenden Kreiskolbenplatte (17) axial verschiebbar ist .
Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass
die Kreiskolbenplatte (17) in einer scheibenartigen Ausnehmung im Gehäuse (19), insbesondere zwischen einem ersten Gehäuseteil (19a) und einem zweiten Gehäuseteil (19b) des Gehäuses (19), radialbeweglich und radial dichtend gelagert ist.
Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der
Ansprüche 1 bis 3,
dadurch gekennzeichnet, dass
die axial bewegliche Statorplatte (14) mit einer
Statorplatten-Aussenverzahnung (64) in die Stator- Innenverzahnung (13) mit der Zähnezahl d derart auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau eingreift, dass die Statorplatte (14) relativ zum axial
feststehenden Stator (52) gemeinsam mit dem Kreiskolben (8) axial verschiebbar ist.
5. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der
Ansprüche 1 bis 4,
dadurch gekennzeichnet, dass mit der Statorplatte (14) ein insbesondere ringförmiger Ausgleichskolben (15a) axial gekoppelt ist, der in einen im feststehenden Gehäuse (19) angeordneten, mit dem
Arbeitsdruck des Arbeitsfluids der Zahnkammern (6) beaufschlagbaren, axialen und insbesondere ringförmigen Ausgleichszylinder (15b) derart eingreift, dass der
Arbeitsdruck in dem Ausgleichszylinder (15b) über die Statorplatte (14) dem Arbeitsdruck in den Zahnkammern (6) zumindest teilweise entgegenwirkt und somit eine Kraft auf den Kreiskolben (8) in Richtung einer
Ausgangsstellung mit einem reduzierten Volumen der
Zahnkammern (6) wirkt.
Hydrostatische Kreiskolbenmaschine Anspruch 5,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Statorplatte (14) und der Ausgleichskolben (15a) einstückig ausgebildet sind.
Hydrostatische Kreiskolbenmaschine Anspruch 5 oder 6, gekennzeichnet durch
zwischen dem Ausgleichskolben (15a) und dem
Ausgleichszylinder (15b) wirkende Regelfedern (16), die den Ausgleichskolben (15a) axial gegen den Kreiskolben (8) und somit den Kreiskolben (8) in Richtung einer
Ausgangsstellung mit einem reduziertem Volumen der
Zahnkammern (6) drücken.
Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der
Ansprüche 1 bis 7,
dadurch gekennzeichnet, dass
• die Verstellorgane als ein Regelkolben (22a)
ausgebildet sind,
• der Regelkolben (22a) mit dem Kreiskolben (8) axial in Eingriff steht und • der Regelkolben (22a) in einen im feststehenden Gehäuse (19) angeordneten, mit einem Steuerdruck
beaufschlagbaren, axialen Regelzylinder (22b) derart eingreift, dass mittels des Steuerdrucks in dem
Regelzylinder (22b) eine Kraft auf den Kreiskolben (8) zum axialen Verschieben des Kreiskolbens (8) und zum Ändern des Volumens der Zahnkammern (6) ausübbar ist.
Hydrostatische Kreiskolbenmaschine Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass
• der Regelkolben (22a) und der Regelzylinder (22b)
ringförmig zentrisch um einen Abtriebsabschnitt (65) der Welle (11) im Gehäuse (19) angeordnet sind.
Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 8 oder 9, rückbezogen auf einen der Ansprüche 5 bis 7,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Regelkolben (22a) derart angeordnet ist, dass er insbesondere über eine Zwischenscheibe (66) den
Kreiskolben (8) gegen den Ausgleichskolben (15a) und insbesondere gegen die Regelfedern (16) drückt.
Hydrostatische Kreiskolbenmaschme nach einem der
Ansprüche 8 bis 10,
dadurch gekennzeichnet, dass
eine derartige direkte oder indirekte Verbindung zwische dem Druckanschluss (1) und dem Regelzylinder (22b) besteht, dass der Regelkolben (22a) mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids beaufschlagbar ist.
Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der
Ansprüche 8 bis 11,
gekennzeichnet durch
einen Steuerdruckanschluss (67), der mit dem Regelzylinder (22b) derart verbunden ist, dass der
Regelkolben (22a) mit einem Steuerdruck aus dem
Steuerdruckanschluss (67) - insbesondere wahlweise anstatt mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids aus dem Druckanschluss (1) - beaufschlagbar ist.
13. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der
Ansprüche 1 bis 12,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Stator-Innenverzahnung durch kreiszylindrische Rollen
(13) gebildet wird.
14. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der
Ansprüche 1 bis 13,
gekennzeichnet durch
einen drehfesten axialen zweiten Ausgleichskolben (55) , der axial auf das Drehventil (3) wirkt, das Drehventil (3) axial gegen Leckage des Arbeitsfluids abdichtet und insbesondere rings um das Taumelgetriebe (56) angeordnet ist und insbesondere den feststehenden Innenzahnkranz
(61) aufweist.
15. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der
Ansprüche 1 bis 14,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Drehventil-Aussendurchmesser (69) um den Faktor 1,3 bis 1,5 grösser ist als der Kreiskolben-Aussendurchmesser (68) .
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