WO2004057193A1 - Zahnradmaschine mit axialen seitenplatten - Google Patents

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WO2004057193A1
WO2004057193A1 PCT/EP2003/014440 EP0314440W WO2004057193A1 WO 2004057193 A1 WO2004057193 A1 WO 2004057193A1 EP 0314440 W EP0314440 W EP 0314440W WO 2004057193 A1 WO2004057193 A1 WO 2004057193A1
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WO
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gear
machine according
sealing
gear machine
pressure
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PCT/EP2003/014440
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English (en)
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Walter Wimmer
Matthias Fuchs
Ulrich Zuber
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Haldex Hydraulics GmbH
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Haldex Hydraulics GmbH
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/0003—Sealing arrangements in rotary-piston machines or pumps
    • F04C15/0023—Axial sealings for working fluid
    • F04C15/0026—Elements specially adapted for sealing of the lateral faces of intermeshing-engagement type machines or pumps, e.g. gear machines or pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/12—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C2/14—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C2/18—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with similar tooth forms

Definitions

  • the invention relates to a gear machine in function as a gear pump or gear motor for one or two directions of rotation.
  • This gear machine has at least two gear wheels which roll with one another in external or internal engagement and whose shaft journals are mounted in bearing points.
  • These bearing points can be designed as a component of covers, or can be designed as a bearing body in one or two parts, which are enclosed together with the gear wheels by a housing of the gear machine.
  • Disc-shaped sealing plates which are also referred to as side plates, are arranged between the bearing bodies and the rotating gear wheels. Due to the undersize of the unit comprising gears, bearing bodies and sealing plates relative to the housing, the unit has an axial play, due to which the side plates can move axially within the scope of this fitting play.
  • different pressure fields are formed, which compress the high-pressure areas (high-pressure side - HD) compared to the low-pressure areas (low pressure side - ND). differentiate from one another.
  • the side plates are designed with a minimal axial sealing gap. pressure-dependent in the direction of the tooth end faces of the meshing gears. As a result, the side plates on the low-pressure side are pressed against the gearwheels with almost no gap with sealing contact, as a result of which the lateral outflow of fluid from the area under high pressure to the area under pressure between the tooth face of the rotating gearwheels and the non-rotating side plate remains extremely low.
  • This optimized gap compensation between the gearwheel and the side plate optimizes the volumetric efficiency and thus the performance of the entire gearwheel machine, in particular under operating conditions with variable speed, starting from the standstill of the gearwheel machine and simultaneous pressure load.
  • the invention is based on a gear machine with the following structure:
  • a housing 3 which has a high-pressure connection and a low-pressure connection through laterally penetrating bores and which is delimited by lateral housing parts 2, 5, also referred to as covers, preferably encloses two bearing bodies 7, 8, wherein a bearing body can be part of the housing 3.
  • two gear wheels 4 meshing in external or internal engagement roll on each other on the tooth flanks, the shaft journals of which are mounted in the bearing bodies 7, 8.
  • At least one bearing pin 1 of these gears is designed as an outwardly leading shaft for driving or driving.
  • the bearing bodies have grooves on the side of the side housing parts 2, 5 6, 9, in which sealing bodies (not shown here) made of rubber, in combination with additional support elements, or one-piece seals made of composite material, preferably made of polyurethane, are inserted, in order to prevent a gap extrusion between the bearing bodies and the laterally delimiting housing parts when the unit is under pressure to prevent.
  • These sealing bodies form sealing fields which have the shape of an open “3” on the low-pressure side of the unit.
  • the side of the bearing bodies 7, 8 facing the end faces of the meshing gearwheels have milled grooves (pilot control geometry) which are designed such that the gearwheels rolling on the line of engagement of the toothing always have at least one sealing point between the one with high pressure and the one with low pressure.
  • milled grooves pilot control geometry
  • the gearwheels rolling on the line of engagement of the toothing always have at least one sealing point between the one with high pressure and the one with low pressure
  • these pressure fields on the bearing bodies 7, 8 generate moments of force about the central axis of the bores designed as bearing points, which prevent the bearing bodies from being pressed flat against the tooth end faces.
  • a gap is formed between the bearing body and the tooth end face, through which a fluid flow can arise from the high pressure sealing fields to the circular segment surfaces of the bearing bore under low pressure.
  • This fluid flow causes an internal, axial leakage flow of the fluid from the high to the low pressure side in the high-pressure area of the bearing body, which leads to the volumetric efficiency of the entire unit being reduced.
  • the advantage of the invention described below is the design and arrangement of the sealing fields and sealing elements on the bearing body.
  • bearing bodies 11, 16 in the gear machine they have grooves 10, 12, 15, 17 on both end faces, that is to say on the side surface facing the gear and the cover, for receiving sealing elements, not shown here.
  • the sealing elements inserted on both sides of the bearing bodies result in sealing fields which form on the bearing body when the gear machine is subjected to pressure and which act as hydraulically active pressure compensation fields both on the bearing bodies and on the side plates 13, 14 placed in front of the bearing bodies.
  • FIG. 3 shows a bearing body 11, specifically its side surface facing the gear wheels 4, which lies on a side plate 13.
  • the groove 12 which receives a sealing element 25 (not shown here), which is explained below with reference to FIG. 7, is introduced into the side surface.
  • a sealing field is defined by the sealing element introduced into the groove 12.
  • the bearing body 11 is pressed against the front side plate 13 by the hydraulic forces that arise from the different sized sealing fields. This is displaced axially in the opposite direction to the bearing body 11 by the hydraulic forces which act both on both sides of a bearing body and on the hydraulically loaded surface of the side plate.
  • the side plate 13, which is referred to as being articulated and movable, is pressed against the end face of the gear wheels 4, as a result of which an axial gap compensation which is set as a function of the operating point enables an optimal sealing effect between the side plate and the bearing point.
  • the side surface of the bearing body 16 facing the side plate 14 is designed accordingly, so that the described Adjust the hydraulic forces ben and the side plate 14 is moved in the opposite direction to the bearing body 16 and a quasi movable articulated side plate is also realized here.
  • FIG. 4 shows the side surface of the bearing body 11 opposite the gear wheels 4 or the side plate 13.
  • the groove 10 is here introduced into the side surface, which in turn has the shape of a “3” or an “ ⁇ ”, but is oriented in the opposite direction, as this is the case on the side shown in FIG. 3, which faces the side plate 13.
  • FIGS. 3 and 4 show that large areas of the groove 10 lie on an imaginary circle that runs concentrically to the bearing openings or bearing bores L1 and L2, the radius of the circles of the groove 10 being greater than the radius of the circles of the Groove 12, which is shown in Figure 3. In this way, sealing fields of different sizes are realized and the above-mentioned hydraulic forces of different sizes are built up.
  • the pressure fields on both sides of the bearing body 11 are in an area ratio between 1.5 and 2.0 to one another.
  • the larger surface under pressure is provided on the side surface of the bearing body facing the side plate than on the side surface of the bearing facing the housing part 2 serving as a cover. body 11.
  • the larger area under pressure on the side surface facing the side plate 16 is provided than on the side surface of the bearing body 16 facing the housing part 5 serving as a cover.
  • the area ratio of the two pressure fields of each bearing body is preferably chosen to be 1.8. This area ratio causes the bearing bodies 11, 16 to be displaced by the hydraulic forces against the laterally delimiting housing parts 2 and 5 of the gear machine. As a result, the sealing gap required for the articulated compensation of the side plates 13, 14 placed in front of the bearing bodies is always formed between the bearing body and the side plate, as a result of which the side plates are pressed against the end faces of the gear wheels 4.
  • hydraulically active sealing fields are arranged on both sides of a bearing body in the circular ring segments loaded with high pressure on sealing fields which are designed to be concentric with one another.
  • the above-mentioned area ratio of the sealing fields provided on the two sides of the bearing body is thus realized in that the grooves 10 and 12 on both sides of the bearing body are arranged on imaginary circular lines that are concentric with the center of the bearing openings L1 and L2, but different radii or respectively Have diameter.
  • the larger diameter is carried out on the side of the bearing body facing the housing parts 2, 5 serving as a cover.
  • the smaller pressure field is realized here.
  • the position of the sealing fields concentric to the center of the axis of the gear wheels 4 defines the resulting force fields, which effect the hydraulically optimal gap compensation between the side plates 13, 14 and the gear wheels 4.
  • the course of the grooves 10 and 12 in the side surfaces of the bearing body follows the shape of the number “3” or the letter “ ⁇ ”, specifically at a defined angle.
  • the ends of the groove 12 lie at a distance from the imaginary diameter lines of the bearing openings L1 and L2 and enclose an angle ⁇ between 12 ° and 14 ° with this line, this angular range preferably being symmetrical to the center axes of the gearwheels or to an imaginary horizontal central axis M2 is arranged. This can be seen in FIG. 3.
  • FIG. 3 also shows that defined pressure supply grooves 19, 20, 21 are provided in the bearing bodies at the parting plane between the bearing body 11 and the side plate 13, that is to say also at the parting plane between the bearing body 16 and the side plate 14.
  • two pressure feed grooves 19 and 21 are located in the region of an imaginary vertical central axis M1 above and below.
  • a pressure feed groove 20 is also provided on the left, which is arranged symmetrically to the imaginary central axis M2.
  • This compensating movement hydraulically sets a minimum gap between the side plates 13, 14 and the rotating gear wheels 4 under all operating conditions of the gear machine, which causes the outflow of fluid from surfaces subjected to high pressure to areas with low pressure to be minimized. This leads to optimal volumetric efficiencies depending on the operating point.
  • FIG. 5 shows a cross section through the bearing body 11.
  • the bearing body 16 is constructed in mirror image. In this respect, what has been said about the bearing body 11 applies accordingly.
  • FIG 5 shows the groove 12 made in the side face facing the side plate 13 and the groove 10 made in the side face facing the housing part 2 serving as a cover.
  • the grooves 10 and 12 are designed differently, the groove 12 having an essentially U-shaped cross section and the groove rather showing a rectangular cross section.
  • the different cross sections can be seen in the magnifications W and U, U representing the cross section of the groove 10 and W representing the cross section of the groove 12.
  • the shape of the groove 12 is distinguished by the fact that it runs conically from the side surface of the bearing body 11 to the groove base N1 at an angle between 3 ° and 16 °, an angle of 8 ° preferably being selected.
  • the groove 12 merges on both sides over a radius into the groove base N1.
  • This conical groove design on the one hand increases the fatigue strength of the remaining residual web between the sealing ring groove and the bearing bore L1, L2 in the bearing bodies, and on the other hand this groove design, when pressure is applied to the sealing elements (not shown in FIG. 5), results in a defined flat contact of the sealing elements on the side surface of the groove 12 This improves the sealing effect and reduces the wear of the sealing elements.
  • the transition radius between the groove flank and the groove base N1 of the groove 12 is chosen to be large enough to result in a practically U-shaped groove cross section.
  • the cross section of the groove 10 is essentially rectangular.
  • the groove 10 thus has a practically flat groove base N2 and two groove flanks which run practically perpendicularly thereto and which merge into the groove base N2 over a smaller radius than is provided in the groove 12.
  • the side plates 13, 14 are coated with a wear-resistant material, for example, tungsten disulfide or PVD-coated base materials made of aluminum or steel are used.
  • the side plates 13, 14 preferably consist of such a wear-resistant material, for example of WC / C, SiC, ALO 2 .
  • Multi-layer materials are particularly preferred on the Basis of St / CuPbSn alloys, the hardness of the applied layer material between 55 and 100 HB and the hardness of the carrier material between 100 and 145 HB.
  • Wear-resistant base materials made of CuPbSn or similar alloys in a hardness range between 65 and 120 HB are also used.
  • the thickness of the side plates 13, 14 is designed in such a way that deflection by the pressurized surface portions is avoided via the horizontal and vertical central axis M1, M2 of the side plate.
  • a thickness of the side plate between 2.2 mm and 3.2 mm was preferably chosen, optimal results being achieved with a plate thickness of 2.4 mm with a bronze-coated side plate made of steel (St / CuPbSn alloy) were.
  • FIG. 6 shows a side plate 13 or 14 seen in plan view.
  • the side plates are accommodated in housing bores. It is provided that the side plates in the area in which they are subjected to system pressure do not lie directly against the wall of the housing bores, but that a radial gap remains between the outer diameter of the side plates and the diameter of the housing bore.
  • at least one projection 23 is provided, which lies with its radially outer outer surface against the wall of the housing bore and therefore has a diameter similar to that of the housing bore. This defines the radial position of the side plates in the housing bore.
  • the radial gap between the side plate and the housing causes a radial force to act on the radially projected surface of the side plate due to the pressure load on the gear machine. This force presses the side plate against the surfaces of the housing bore that are exposed to high pressure, thereby creating a radial, metallic seal on the side plates 13, 14 on the housing 13.
  • the outer contour of the side plates is selected such that the area of the side plates that comes into contact with the housing of the gear machine extends over an angle ⁇ which is in a range from 100 ° to 150 °, measured from the central axes of the gear wheels 4 or the bearing openings L1, L2. Optimal sealing conditions are achieved with gear machines that are designed as pumps and have an angular range of approximately 110 °.
  • gear machines with front side plates 13, 14 and defined sealing fields in the bearing points is possible both for gear machines with single-flank engagement of the gear wheels 4 and for gear machines with double-flank engagement of the gear wheels 4.
  • the side plates 13 and 14 are distinguished by the fact that for gear machines with single-flank contact of the gear wheels 4 and for gear machines with double-flank contact of the gear wheels 4, grooves 24 shown in FIG. 6 are introduced into the surfaces of the side plates that face the end face of the gear wheels 4. Together with the pitch point of the toothing, these form a sealing point between the high-pressure and low-pressure side of the gear unit.
  • these grooves 24 in the side plate 13, 14 are designed in such a way that the rolling point te of the meshing gears 4 from the central axis of the side plate of the surface in contact with the gear falling laterally at an angle from the central axis M2 to the outer contour of the side plate 13, 14, preferably at an angle of 5 ° to the side surface of the side plate.
  • the grooves 24 can be made parallel to the end face with a distance of at least 1 mm from the surface facing the gearwheel.
  • the hydraulically active engagement lines which are formed by the teeth of the side plate 13, 14 facing the gearwheels 4 on a connecting line between the rolling points of the meshing gear wheels 4 and the grooves 24, are thus designed in the case of single and double flank engagement of the toothing that the high pressure grooves 24r, 24r 'compared to the low pressure pressure-loaded grooves 241, 241 'of the side plate 13, 14 is shifted asymmetrically towards the low-pressure side in a range between 40% and 60% to the central axis M1.
  • the high-pressure area lies to the right of the central axis M1 and the low-pressure area to the left of the central axis M1.
  • control geometry is shifted by 50% from the high-pressure to the low-pressure side, that is to say if the grooves in the side surface of the side plate 13, 14 facing the gearwheels 4 are symmetrical, optimal results are achieved with regard to the squeezing oil pulsation.
  • the pilot geometry to the central axis M1 is to be carried out symmetrically between the high pressure and low pressure side.
  • sealing elements made of polyurethane can be used to avoid gap extrusion.
  • Bearing body 11, 16 and side plates 13, 14 forming sealing gap, which limits the pressure fields, presses the side plates against the end faces of the gearwheels 4 in accordance with the system pressurization.
  • the arrangement of the side plates 13, 14 and the bearing bodies 11, 16 provides axial compensation for the axial and radial gap compensation between the axially moving and opposite surfaces on the face of the gear and the front side plates. This is known as articulated compensation.
  • the grooves 10, 12 for receiving the sealing elements can be arranged in the bearing bodies, or alternatively in the side plates and in the side surfaces of the housing parts 2, 5 facing the bearing bodies.
  • FIG. 7 shows a sealing element 25 which can be inserted into the groove 12.
  • Figure 8 shows a sealing element 27 which can be inserted into the groove 10 of the bearing body 11, 16.
  • the sealing elements 25, 27 sealing in the axial direction, which are inserted on both sides into the grooves 12, 10 of the bearing bodies 11, 16, are designed such that they either consist of one-piece elastic polyurethane sealing elements, or two-piece, in which one element Perbutane has the sealing effect and an element made of glass fiber reinforced polyamide has the supporting function.
  • the sealing materials used are matched to the fluid used in the system. Other materials can also be used.
  • the sealing elements 25 and 27 are preferably designed in such a way that they have increased strength against gap extrusion or gap wear in the sealing region between the high-pressure and low-pressure fields.
  • the ends of the sealing element 25 lying between the bearing body and side plates are preferably L-shaped and, if appropriate, thickened.
  • the sealing element 25 is securely anchored with the L-shaped ends 29. It engages in corresponding recesses 31 in the groove 12, which are shown in FIG. 3.
  • Sectional thickened sections can also be provided in sections, which likewise offer increased strength against gap extrusion or gap wear in the sealing area between the high-pressure and low-pressure fields.
  • partial thickenings 33 can be provided in order to form elastic partial areas with a corresponding preload, by means of which the respective sealing element is held in the associated groove 10. Such thickenings can also be provided at the ends of the seals 27.
  • the gear machine of the type described here is characterized in that the reaction forces which are absorbed in the bearing bodies by pressure loading of the gear machine and are supported against the housing 3 are applied to the bearing bodies by the realization of the articulated connection of the front side plate and the bearing body.
  • the axial compensation which brings about a flat contact of the side plates 13, 14 on the end faces of the gear wheels 4 and thus an optimized gap compensation, takes place free of the bearing load forces of the gear machine via the side plates 13, 14.

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Abstract

Es wird eine Zahnradmaschine, Zahnradpumpe oder -motor für eine oder zwei Drehrichtungen, mit mindestens zwei Zahnrädern (4), zwei an den Zahnrädern (4) anliegenden Seitenplatten (13, 14) und an diesen anliegenden Lagerkörpern (11, 16), vorgeschlagen. Diese zeichnet sich dadurch aus, dass auf den den Seitenplatten (13, 14) zugewandten und abgewandten Seitenflächen unterschiedlich gestaltete Dichtfelder vorgesehen sind.

Description

Zahnradmaschine mit axialen Seitenplatten
Beschreibung
Die Erfindung bezieht sich auf eine Zahnradmaschine in Funktion als Zahnradpumpe oder Zahnradmotor für eine oder zwei Drehrichtun- gen. Diese Zahnradmaschine weist mindestens zwei Zahnräder auf, die im Außen- oder Inneneingriff miteinander abwälzen und deren Wellenzapfen in Lagerstellen gelagert sind. Diese Lagerstellen können als Bestandteil von Deckeln ausgebildet sein, oder als Lagerkörper ein- oder zweiteilig ausgebildet sein, die zusammen mit den Zahnrädern von einem Gehäuse der Zahnradmaschine umschlossen werden.
Zwischen den Lagerkörpern und den drehenden Zahnrädern sind scheibenförmige Dichtplatten angeordnet, die auch als Seitenplatten bezeichnet werden. Durch Untermaß der Zahnräder, Lagerkörper und Dichtplatten umfassenden Einheit gegenüber dem Gehäuse weist die Einheit ein Axialspiel auf, aufgrund dessen sich die Seitenplatten im Rahmen dieses Passungsspieles axial bewegen können. Bei Druckbelastung der Einheit bilden sich zusammen mit der entsprechenden Anordnung von Dichtelementen, die in um die Lager- körper ausgebildete Nuten eingelegt werden, unterschiedliche Druckfelder, welche die mit Hochdruck beaufschlagten Druckflächen (Hochdruckseite - HD) gegenüber den mit Niederdruck beaufschlagten (Niederdruckseite - ND) voneinander abgrenzen. Aufgrund der konstruktiven Anordnung der Dichtfelder und dem vorhandenen Axi- alspiel zwischen Lagerkörper und Seitenplatte werden die Seitenplatten konstruktionsbedingt mit minimalem axialen Dichtspalt System- druckabhängig in Richtung der Zahnstirnseiten der miteinander kämmenden Zahnräder gedrückt. Dies führt dazu, dass die Seitenplatten an der Niederdruckseite mit dichtender Berührung nahezu spaltfrei gegen die Zahnräder gepresst werden, wodurch das seitli- ehe Abströmen von Fluid von dem mit Hochdruck beaufschlagten Bereich zu dem mit Niederdruck beaufschlagten Bereich zwischen Zahnstirnseite der drehenden Zahnräder und nicht drehender Seitenplatte äußerst gering bleibt. Dieser optimierte Spaltausgleich zwischen Zahnrad und Seitenplatte bewirkt eine Optimierung des volu- metrischen Wirkungsgrades und somit der Leistungsfähigkeit der gesamten Zahnradmaschine insbesondere bei Betriebsbedingungen mit variabler Drehzahl, ausgehend vom Stillstand der Zahnradmaschine und gleichzeitiger Druckbelastung.
Stand der Technik (Figur 1):
Die Erfindung geht von einer Zahnradmaschine mit folgendem Aufbau aus:
Ein Gehäuse 3, das durch seitlich durchdringende Bohrungen einen Hochdruckanschluss und einen Niederdruckanschluss aufweist und welches durch seitliche, auch als Deckel bezeichnete Gehäuseteile 2, 5 begrenzt wird, umschließt vorzugsweise zwei Lagerkörper 7, 8, wobei ein Lagerkörper Bestandteil des Gehäuses 3 sein kann. In diesem Gehäuse wälzen zwei im Außen- oder Inneneingriff kämmende Zahnräder 4 auf den Zahnflanken aufeinander ab, deren Wellenzapfen in den Lagerkörpern 7, 8 gelagert sind. Wenigstens ein Lagerzapfen 1 dieser Zahnräder ist als eine nach außen führende Welle zum An- oder Abtrieb ausgebildet. Die Lagerkörper weisen auf der den seitlichen Gehäuseteilen 2, 5 zugewandten Seite Nuten 6, 9 auf, in denen hier nicht dargestellte Dichtkörper aus Gummi, in Kombination mit zusätzlichen Stützelementen, oder einteilige Dichtungen aus Verbundwerkstoff, vorzugsweise aus Polyurethan, eingelegt sind, um bei Druckbelastung der Einheit eine Spaltextrusion zwi- sehen den Lagerkörpern und den seitlich begrenzenden Gehäuseteilen zu verhindern. Diese Dichtkörper bilden Dichtfelder, die zur Niederdruckseite der Einheit im Umriss die Form einer geöffneten „3" aufweisen. Durch den auf der Hochdruckseite der Einheit wirkenden Systemdruck, welcher durch die oben beschriebenen Dichtungsein- richtungen begrenzt wird, entstehen Druckfelder, deren Wirkung die Lagerkörper 7, 8, vergleichbar der Wirkung eines Kolbens, axial gegen die Stirnflächen der Zahnräder schiebt. Der axiale Spaltausgleich der Lagerstellen erfolgt durch Kräfte, die von Druckfeldern an der Rückseite, also der den Zahnrädern abgewandten Seite, der La- gerkörper 7, 8 erzeugt werden. Die den Stirnseiten der kämmenden Zahnräder zugewandte Seite der Lagerkörper 7, 8 weisen als Nuten ausgebildete Einfräsungen (Vorsteuergeometrie) auf, die so ausgelegt sind, dass die auf der Eingriffslinie der Verzahnung abwälzenden Zahnräder stets mindestens einen Dichtpunkt zwischen dem mit Hochdruck und dem mit Niederdruck beaufschlagten Bereich des Lagerkörpers bilden. Kräfte, die sich durch die Druckfelder zwischen Zahnradstirnseite und Lagerkörper bilden, bewirken, dass die Lagerkörper gegen die begrenzenden seitlichen Gehäuseteile gedrückt werden. Diese sogenannten abhebenden Kräfte müssen durch an- drückende Kräfte, die an der Rückseite des Lagerkörpers wirken, kompensiert werden, um interne Leckage der Einheit zu vermeiden. Nuten, in denen Dichtelemente zur Abgrenzung der Druckfelder eingelegt werden, sind nur auf der der Zahnradstirnseite gegenüberliegenden Seite der Lagerkörper vorgesehen. Gleichzeitig entstehen durch diese Druckfelder an den Lagerkörpern 7, 8 Kraftmomente um die Mittelachse der als Lagerstellen ausgebildeten Bohrungen, die ein ebenflächiges Anpressen der Lagerkörper an die Zahnstirnseiten verhindern. Hierdurch bildet sich unter Druck- belastung der Einheit im Hochdruckbereich ein Spalt zwischen Lagerkörper und Zahnstirnseite aus, durch den ein Fluidstrom von den mit Hochdruck beaufschlagten Dichtfeldern zu den unter Niederdruck stehenden Kreissegmentflächen der Lagerbohrung hin entstehen kann. Dieser Fluidstom verursacht im mit Hochdruck beaufschlagten Bereich des Lagerkörpers einen internen, axialen Leckagestrom des Fluids von der Hoch- zur Niederdruckseite, der dazu führt, dass der volumetrische Wirkungsgrad der gesamten Einheit verringert wird. Im Niederdruckbereich bewirken die bei Druckbelastung der Einheit am Lagerkörper wirkenden Momente eine verstärkte Anpressung des Lagerkörpers an die Zahnstirnseiten, wodurch der zwischen zwei metallisch aufeinander gleitenden Flächen von Stirnseiten der Zahnräder 4 und Lagerkörper 7, 8 benötigte Schmierfilm beeinträchtigt wird. Dies führt dazu, dass besonders bei Betriebsbedingungen mit von Stillstand der Zahnradmaschine beginnender Drehzahl und gleichzeitig hoher Druckbelastung der Zahnradmaschine verstärkt Verschleiß auftritt, der zum vorzeitigen Ausfall führt.
Designausführungen mit den Lagerkörpern 7, 8 vorgesetzten, dünnen Seitenplatten sind bekannt. Diese bekannten Ausführungen führen jedoch durch die Gestaltung der Dichtfelder um die Lagerstellen, sowie die Anordnung der Dichtfelder zwischen Seitenplatten und Lagerkörper, zu einem beschränkt beweglichen Verbund aus Seitenplatte und Lagerstelle, welcher nur bedingt einen geometrischen Spaltausgleich erlaubt. Diese Ausführungen dienen nur dazu, verschleißbedingtes Verhalten der Zahnradmaschine zu verbessern. Eine Optimierung des volumetrischeή Wirkungsgrades kann aus Gründen des starren Verbandes zwischen Lagerkörper und Verschleißplatte nicht erzielt werden. Dies gilt für Ausführungen mit einer oder zwei Seitenplatten und Ausführungen mit einem oder zwei Lagerblöcken.
Vorteile der Erfindung (Figur 2):
Der Vorteil der nachfolgend beschriebenen Erfindung besteht in der Gestaltung und Anordnung der Dichtfelder und Dichtelemente am Lagerkörper. Bei Verwendung von ein- oder zweiteiligen Lagerkör- pern 11 , 16 in der Zahnradmaschine weisen diese an beiden Stirnseiten, also an der dem Zahnrad und der dem Deckel zugewendeten Seitenfläche Nuten 10, 12, 15, 17 zur Aufnahme von hier nicht dargestellten Dichtelementen auf. Durch die beidseitig an den Lagerkörpern eingelegten Dichtelemente entstehen bei Druckbelastung der Zahnradmaschine am Lagerkörper sich ausbildende Dichtfelder, die durch axiale Kraftwirkung sowohl auf die Lagerkörper als auch auf die den Lagerkörpern vorgesetzten Seitenplatten 13, 14 als hydraulisch aktive Druckkompensationsfelder wirken.
Die gewählte Anordnung und Gestaltung der Dichtfelder, ermöglicht es im Rahmen des Lagerspieles, dass die den Lagerkörpern 11 , 16 vorgesetzten Seitenplatten 13, 14 systemdruckabhängig axial beweglich (gelenkig) an die Zahnstirnseiten der miteinander kämmenden Zahnräder 4 angedrückt werden.
Dies geschieht durch hydraulisch druckbeaufschlagte Dichtfelder, die durch Dichtelemente aufnehmende Nuten abgetrennt sind, die auf beiden Seiten der Lagerkörper angeordnet sind und die Form einer zur Niederdruckseite geöffneten „3" bzw. eines „ε aufweisen. Diese Nuten unterscheiden sich auf den gegenüberliegenden Seiten eines Lagerkörpers dadurch, dass sie auf konzentrischen Kreisen um die durch die Lagerbohrung gehenden Achsen der Zahnräder liegen, jedoch unterschiedlich große Durchmesser aufweisen. Dadurch entstehen auf beiden Seiten des Lagerkörpers 11 , 16 unterschiedlich stark wirkende Dichtfelder, deren resultierende Wirkrichtung, die den Lagerkörpern vorgelagerten Seitenplatten 13, 14 gelenkig an die Zahnstirnseiten andrücken. Durch den gelenkigen Verbund aus La- gerkörper und Seitenplatte wird eine maximale Spaltkompensation zwischen der Zahnradstirnseite der miteinander kämmenden Zahnräder 4 und Seitenplatte 13, 14 erreicht. In Kombination mit der Verwendung von verschleißfesten Werkstoffen der Seitenplatten 13, 14 wird, neben dem verbesserten Verschleißschutz, ein optimaler volu- metrischer Wirkungsgrad der Zahnradmaschine erzielt.
Die nachfolgend näher beschriebene Form und Lage der Dichtfelder 10, 12, 15, 17 bewirken, dass sich der hydraulisch wirksame Dichtspalt unter allen Betriebsbedingungen zwischen Lagerkörper und Seitenplatten ausbildet und dadurch die vorgesetzten Seitenplatten 13, 14 gelenkig und spaltoptimiert gegen die Stirnseiten der Zahnräder 4 drückt.
Damit ist bei variierenden Betriebsbedingungen in Bezug auf Systemdruck, Temperatur, Viskosität, Drehzahl und Axialschub ein gleichmäßiges und dauerhaftes Betriebsverhalten der Zahnradma- schine gegeben. Dies ist ein wesentlicher Vorteil gegenüber einem starren Verbund, wie er oben anhand von Figur 1 erläutert wurde und bei dem die Seitenplatten zusammen mit dem Lagerkörper gegen die Zahnradstirnseite der miteinander kämmenden Zahnräder gedrückt werden, was lediglich zu einem reduzierten werkstoffbedingten Verschleiß der Einheit führt.
Figur 3 zeigt einen Lagerkörper 11 und zwar dessen den Zahnrädern 4 zugewandte Seitenfläche, die auf einer Seitenplatte 13 aufliegt. In die Seitenfläche ist die Nut 12 eingebracht, die ein hier nicht dargestelltes Dichtelement 25 aufnimmt, das unten anhand von Figur 7 erläutert wird.
Durch das in die Nut 12 eingebrachte Dichtelement wird ein Dichtfeld definiert. Dadurch, dass die Nuten auf der Vorder- und Rückseite der Lagerkörper unterschiedlich ausgestaltet sind, ergeben sich unterschiedlich große hydraulische Kräfte auf beiden Seiten der Lagerkörper, die die Lagerkörper gegen die das Gehäuse 3 seitlich begrenzenden als Deckel dienende Gehäuseteile 2, 5 drücken.
Der Lagerkörper 11 wird durch die hydraulischen Kräfte, die durch die unterschiedlich großen Dichtfelder entstehen, gegen die vorgesetzte Seitenplatte 13 angedrückt. Diese wird durch die hydraulischen Kräfte, die sowohl auf beiden Seiten eines Lagerkörpers als auch an der hydraulisch beaufschlagten Fläche der Seitenplatte wirken, axial in entgegengesetzter Richtung zum Lagerkörper 11 ver- schoben. Die als gelenkig beweglich bezeichnete Seitenplatte 13 wird gegen die Stirnseite der Zahnräder 4 gedrückt, wodurch ein sich betriebspunktabhängig einstellender, axialer Spaltausgleich eine optimale Dichtwirkung zwischen Seitenplatte und Lagerstelle ermöglicht.
Die der Seitenplatte 14 zugewandten Seitenfläche des Lagerkörpers 16 ist entsprechend ausgebildet, sodass sich auch hier die beschrie- benen hydraulischen Kräfte einstellen und die Seitenplatte 14 in entgegengesetzter Richtung zum Lagerkörper 16 verschoben wird und auch hier eine quasi beweglich gelenkige Seitenplatte realisiert wird.
Insgesamt zeigt sich, dass, von einer Mittenebene der Zahnräder 4 aus gesehen, sich eine spiegelbildliche Anordnung ergibt: An die Zahnräder 4 schließen sich beidseitig die Seitenplatten 13 und 14 und daran die Lagerkörper 11 und 16 an.
Figur 4 zeigt die den Zahnrädern 4 beziehungsweise der Seitenplatte 13 gegenüberliegende Seitenfläche des Lagerkörpers 11. In die Sei- tenfläche ist hier die Nut 10 eingebracht, die wiederum die Form einer „3" beziehungsweise eines „ε" aufweist, jedoch entgegengesetzt orientiert ist, wie dies auf der in Figur 3 dargestellten Seite der Fall ist, die der Seitenplatte 13 zugewandt ist.
Ein Vergleich zwischen den Figuren 3 und 4 zeigt, dass große Berei- ehe der Nut 10 auf einem gedachten konzentrisch zu den Lageröffnungen beziehungsweise Lagerbohrungen L1 und L2 verlaufenden Kreisen liegen, wobei der Radius der Kreise der Nut 10 größer ist als der Radius der Kreise der Nut 12, die in Figur 3 dargestellt ist. Auf diese Weise werden Dichtfelder unterschiedlicher Größe realisiert und die oben angesprochenen unterschiedlich großen hydraulischen Kräfte aufgebaut.
Die Druckfelder auf beiden Seiten des Lagerkörpers 11 stehen in einem Flächenverhältnis zwischen 1 ,5 und 2,0 zueinander. Auf der der Seitenplatte zugewandten Seitenfläche des Lagerkörpers ist die größere druckbeaufschlagte Fläche vorgesehen als auf der dem als Deckel dienenden Gehäuseteil 2 zugewandten Seitenfläche des La- gerkörpers 11. Entsprechend ist bei dem Lagerkörper 16 vorgesehen, dass die auf der der Seitenplatte 16 zugewandten Seitenfläche eine größere druckbeaufschlagte Fläche vorgesehen ist als auf der dem als Deckel dienenden Gehäuseteil 5 zugewandten Seitenfläche des Lagerkörpers 16.
Vorzugsweise wird das Flächenverhältnis der beiden Druckfelder eines jeden Lagerkörpers zu 1 ,8 gewählt. Dieses Flächenverhältnis bewirkt, dass die Lagerkörper 11 , 16 durch die hydraulischen Kräfte gegen die seitlich begrenzenden Gehäuseteile 2 und 5 der Zahn- radmaschine verschoben werden. Hierdurch bildet sich der für den gelenkigen Ausgleich der den Lagerkörpern vorgesetzten Seitenplatten 13, 14 erforderliche Dichtspalt stets zwischen Lagerkörper und Seitenplatte, wodurch die Seitenplatten gegen die Stirnseiten der Zahnräder 4 gedrückt werden.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass die hydraulisch aktiven Dichtfelder auf beiden Seiten eines Lagerkörpers in den mit Hochdruck belasteten Kreisringsegmenten auf zueinander konzentrisch gestalteten Dichtfeldern angeordnet sind.
Das oben genannte Flächenverhältnis der auf den beiden Seiten des Lagerkörpers vorgesehenen Dichtfelder wird also dadurch realisiert, dass die Nuten 10 und 12 auf beiden Seiten des Lagerkörpers auf gedachten Kreislinien angeordnet sind, die konzentrisch zum Mittelpunkt der Lageröffnungen L1 und L2 verlaufen, aber unterschiedliche Radien beziehungsweise Durchmesser aufweisen. Dabei ist der größere Durchmesser auf der den als Deckel dienenden Gehäuseteile 2, 5 zugewandten Seite des Lagerkörpers ausgeführt. Damit ist hier das kleinere Druckfeld realisiert. Die Position der Dichtfelder konzentrisch zur Achsmitte der Zahnräder 4 definiert die resultierenden Kraftfelder, die den hydraulisch optimalen Spaltausgleich zwischen den Seitenplatten 13, 14 und den Zahnrädern 4 bewirken.
Der Verlauf der Nuten 10 und 12 in den Seitenflächen der Lagerkörper folgt der Form der Ziffer „3" beziehungsweise des Buchstabens „ε", und zwar unter einem definierten Winkel. Die Enden der Nut 12 liegen in einem Abstand zu gedachten Durchmesserlinien der Lageröffnungen L1 und L2 und schließen mit dieser Linie einen Winkel α zwischen 12° und 14° ein, wobei dieser Winkelbereich vorzugsweise zu den Achsmitten der Zahnräder beziehungsweise zu einer gedachten horizontalen Mittelachse M2 symmetrisch angeordnet ist. Dies ergibt sich aus Figur 3.
Figur 3 zeigt auch, dass an der Trennebene zwischen Lagerkörper 11 und Seitenplatte 13, also auch an der Trennebene zwischen Lagerkörper 16 und der Seitenplatte 14, definierte Druckzuführnuten 19, 20, 21 in den Lagerkörpern vorgesehen sind. Bei dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel finden sich oben und unten zwei Druckzuführnuten 19 und 21 im Bereich einer gedachten vertikalen Mittelachse M1. Links ist noch eine Druckzuführnut 20 vorgesehen, die symmetrisch zu der gedachten Mittelachse M2 angeordnet ist.
Diese Druckzuführnuten 19, 20, 21 , die als Vertiefungen in der Seitenfläche des Lagerkörpers 11 beziehungsweise 16 ausgeführt sind, werden mit Systemdruck der Zahnradmaschine befüllt. Durch die oben definierten Flächenverhältnisse drücken die Lagerkörper gegen die das Gehäuse seitlich begrenzenden Gehäuseteile 2, 5, andererseits drücken die den Lagerkörpern 11 , 16 vorgesetzten Seitenplat- ten 13, 14 gegen die Stirnflächen der miteinander kämmenden Zahnräder 4. Durch das in die Nut 10 eingesetzte Dichtelement wird jeweils zwischen Lagerkörper und Seitenplatte ein Dichtspalt ausgebildet. Dieser ermöglicht den Seitenplatten 13, 14 eine axiale Beweg- lichkeit, damit den sogenannten gelenkigen Ausgleich zu den Stirnseiten der Zahnräder 4 hin. Durch diese Ausgleichsbewegung wird unter allen Betriebsbedingungen der Zahnradmaschine ein minimaler Spalt zwischen den Seitenplatten 13, 14 und den rotierenden Zahnrädern 4 hydraulisch eingestellt, der bewirkt, dass das Abströ- men von Fluid von mit Hochdruck beaufschlagten Flächen zu Bereichen mit Niederdruck minimiert wird. Dies führt dazu, dass sich betriebspunktabhängig optimale volumetrische Wirkungsgrade einstellen.
Figur 5 zeigt einen Querschnitt durch den Lagerkörper 11. Der La- gerkörper 16 ist spiegelbildlich aufgebaut. Insofern gilt das zum Lagerkörper 11 Gesagte entsprechend.
In der Schnittdarstellung gemäß Figur 5 sind die in die der Seitenplatte 13 zugewandte Seitenfläche eingebrachte Nut 12 und die in die dem als Deckel dienenden Gehäuseteil 2 zugewandte Seitenflä- ehe eingebrachte Nut 10 ersichtlich.
Bereits aus der Querschnittdarstellung ist erkennbar, dass die Nuten 10 und 12 unterschiedlich ausgebildet sind, wobei die Nut 12 einen im Wesentlichen U-förmigen Querschnitt aufweist und die Nut eher einen rechteckförmigen Querschnitt zeigt. Die unterschiedlichen Querschnitte sind in den Vergrößerungen W und U erkennbar, wobei U den Querschnitt der Nut 10 und W den Querschnitt der Nut 12 wiedergibt. Die Form der Nut 12 zeichnet sich dadurch aus, dass sie von der Seitenfläche des Lagerkörpers 11 zum Nutgrund N1 hin in einem Winkel zwischen 3° und 16° konisch verläuft, wobei vorzugsweise ein Winkel von 8° gewählt wird. Die Nut 12 geht auf beiden Seiten über einen Radius in den Nutgrund N1 über. Diese konische Nutgestaltung erhöht zum einen die Dauerfestigkeit des verbleibenden Restmatrialstegs zwischen Dichtringnut und Lagerbohrung L1 , L2 in den Lagerkörpern, zum anderen bewirkt diese Nutgestaltung bei Druckbeaufschlagung der in Figur 5 nicht dargestellten Dichtelemen- te eine definierte ebenflächige Anlage der Dichtelemente an der Seitenfläche der Nut 12. Dies verbessert die Dichtwirkung und reduziert den Verschleiß der Dichtelemente.
Der Übergangsradius zwischen Nutflanke und Nutgrund N1 der Nut 12 ist so groß gewählt, dass sich praktisch ein U-förmiger Nutquer- schnitt ergibt.
Aus der Detaildarstellung U ist ersichtlich, dass der Querschnitt der Nut 10 im Wesentlichen rechteckförmig ausgebildet ist. Die Nut 10 weist also einen praktisch ebenen Nutgrund N2 auf und zwei praktisch senkrecht dazu verlaufende Nutflanken, die über einen kleine- ren Radius in den Nutgrund N2 übergehen als er bei der Nut 12 vorgesehen ist.
Die Seitenplatten 13, 14 sind mit einem verschleißfesten Werkstoff beschichtet, beispielsweise werden Wolfram-Disulfid- oder PVD- beschichtete Grundwerkstoffe aus Aluminium oder Stahl verwendet. Vorzugsweise bestehen die Seitenplatten 13, 14 aus einem derartigen verschleißfesten Werkstoff, beispielsweise aus WC/C, SiC, ALO2. Besonders bevorzugt werden Mehrschichtwerkstoffe auf der Basis von St/CuPbSn-Legierungen, wobei die Härte des aufgebrachten Schichtwerkstoffs zwischen 55 und 100 HB und die Härte des Trägermaterials zwischen 100 und 145 HB ausgeführt ist. Auch verschleißfeste Grundwerkstoffe aus CuPbSn oder ähnliche Legierun- gen in einem Härtebereich zwischen 65 und 120 HB werden verwendet.
Die Dicke der Seitenplatten 13, 14 ist in Abhängigkeit vom verwendeten Werkstoff so ausgeführt, dass über die horizontale und vertikale Mittelachse M1 , M2 der Seitenplatte eine Durchbiegung durch die druckbeaufschlagten Flächenanteile vermieden wird. Bei dem hier beschriebenen Ausführungsbeispiel wurde vorzugsweise eine Dicke der Seitenplatte zwischen 2,2 mm und 3,2 mm gewählt, wobei optimale Ergebnisse bei einer Plattenstärke von 2,4 mm mit einer mit Bronze beschichteten Seitenplatte aus Stahl (St/CuPbSn-Legierung) erzielt wurden.
Figur 6 zeigt in Draufsicht gesehen eine Seitenplatte 13 oder 14. Die Seitenplatten sind in Gehäusebohrungen untergebracht. Dabei ist vorgesehen, dass die Seitenplatten in dem Bereich, in dem sie mit .Systemdruck beaufschlagt werden, nicht unmittelbar an der Wan- düng der Gehäusebohrungen anliegen, sondern dass ein radialer Spalt zwischen Außendurchmesser der Seitenplatten und dem Durchmesser der Gehäusebohrung verbleibt. Um eine definierte Orientierung der Seitenplatten 13, 14 im Gehäuse 13 zu gewährleisten, ist mindestens eine Auskragung 23 vorgesehen, die mit ihrer radial außen liegenden Außenfläche an der Wandung der Gehäusebohrung anliegt und deshalb einen ähnlichen Durchmesser aufweist wie die Gehäusebohrung. Damit wird also die radiale Lage der Seitenplatten in der Gehäusebohrung definiert. Der radiale Spalt zwischen Seitenplatte und Gehäuse bewirkt, dass durch die Druckbelastung der Zahnradmaschine eine radiale Kraft auf die radial projizierte Fläche der Seitenplatte wirkt. Diese Kraft drückt die Seitenplatte dichtend gegen die der mit Hochdruck beauf- schlagten gegenüberliegenden Oberflächen der Gehäusebohrung an, wodurch eine radiale, metallische Abdichtung der Seitenplatten 13, 14 am Gehäuse 13 entsteht. Die Außenkontur der Seitenplatten ist so gewählt, dass der sich der mit dem Gehäuse der Zahnradmaschine berührende Bereich der Seitenplatten sich über einen Winkel ß erstreckt, der in einem Bereich von 100° bis 150° liegt, gemessen von den Mittelachsen der Zahnräder 4 beziehungsweise der Lageröffnungen L1 , L2. Optimale Dichtverhältnisse werden bei Zahnradmaschinen erreicht, die als Pumpen ausgeführt sind und einen Winkelbereich von cirka 110° aufweisen.
Die Realisierung von Zahnradmaschinen mit vorgesetzten Seitenplatten 13, 14 und definierten Dichtfeldern in den Lagerstellen ist sowohl bei Zahnradmaschinen mit Einflankeneingriff der Zahnräder 4 als auch für Zahnradmaschinen mit Zweiflankeneingriff der Zahnräder 4 möglich.
Die Seitenplatten 13 und 14 zeichnen sich dadurch aus, dass für Zahnradmaschinen mit Einflankenkontakt der Zahnräder 4 und für Zahnradmaschinen mit Zweiflankenkontakt der Zahnräder 4 in die Flächen der Seitenplatten, die der Stirnseite der Zahnräder 4 zugewandt sind, in Figur 6 dargestellte Nuten 24 eingebracht sind. Diese bilden zusammen mit dem Wälzpunkt der Verzahnung einen Dichtpunkt zwischen Hochdruck- und Niederdruckseite der Zahnradeinheit. Bei Zahnradmaschinen mit Zweiflankenkontakt sind diese Nuten 24 in der Seitenplatte 13, 14 so ausgebildet, dass die Wälzpunk- te der miteinander kämmenden Zahnräder 4 von der Mittelachse der Seitenplatte der mit dem Zahnrad berührenden Oberfläche seitlich abfallend unter einem Winkel von der Mittelachse M2 zur Außenkontur der Seitenplatte 13, 14 hin vorzugsweise unter einem Winkel von 5° gegenüber der Seitenfläche der Seitenplatte verlaufen. Bei Einflankenkontakt können die Nuten 24 parallel zur Stirnfläche mit einem Abstand von mindestens 1 mm der zum Zahnrad hinweisenden Oberfläche ausgeführt werden. Dies bewirkt bei Zahnrädern mit Zweiflankenkontakt eine Dämpfung des eingeschlossenen Quetsch- ölanteils im Zahneingriffsbereich und bei Zahnrädern mit Einflankeneingriff eine eindeutige Festlegung des Dichtpunkts zwischen Hochdruck- und Niederdruckbereich in der Zahnradmaschine. Dies führt zu einer reduzierten Schwingungsanregung sowohl bei Zweiflanken- als auch bei Einflankeneingriff der Verzahnung, was zu einer ver- minderten Geräuschabstrahlung der Zahnradmaschine beiträgt.
In Figur 6 wird deutlich, dass links der Mittelachse M1 die beiden Nuten 24I und 24I' einen größeren Abstand zur Mittelachse M2 aufweisen als die rechts der Mittelachse M1 gelegenen Nuten 24r und 24r'. Außerdem wird deutlich, dass die Längen der Nuten links und rechts der Mittelachse unterschiedlich sind, wobei die Nuten 24I und 24I' nicht so nahe an die Mittelachse M1 reichen wie die Nuten 24r und 24r' rechts der Mittelachse M1.
Die hydraulisch aktiven Eingriffslinien, welche durch die auf einer Verbindungslinie der Wälzpunkte der miteinander kämmenden Zahn- räder 4 und den Nuten 24 in den den Zahnrädern 4 zugewandten Fläche der Seitenplatte 13, 14 gebildet werden, sind also bei Ein- und Zweiflankeneingriff der Verzahnung so ausgebildet, dass die mit Hochdruck beaufschlagte Nuten 24r, 24r' gegenüber der mit Nieder- druck beaufschlagte Nuten 241, 241' der Seitenplatte 13, 14 in einem Bereich zwischen 40 % und 60 % zur Mittelachse M1 unsymmetrisch zur Niederdruckseite hin verschoben wird. Dabei liegt rechts der Mittelachse M1 der Hochdruckbereich und links der Mittelachse M1 der Niederdruckbereich.
Bei einer Verschiebung der Steuergeometrie um 50 % von der Hochdruck- zur Niederdruckseite, also bei zur Mittelachse M1 symmetrischer Ausführung der Nuten in der den Zahnrädern 4 zugewandten Seitenfläche der Seitenplatte 13, 14 werden bezüglich der Quetschölpulsation optimale Ergebnisse erzielt.
Ist die Zahnradmaschine als Zahnradmotor ausgeführt, ist die Vorsteuergeometrie zur Mittelachse M1 symmetrisch zwischen Hochdruck- und Niederdruckseite auszuführen.
Durch die verschieden großen Druckfelder auf den beiden Seiten der Lagerkörper 11 und 16 werden bei Beaufschlagung mit Systemdruck unterschiedlich große hydraulische Kräfte aufgebaut. Dadurch werden die Lagerkörper 11 , 16 gegen die als Deckel wirkenden Gehäu- seteile 2, 5 des Gehäuses 3 angepresst, wobei zwischen den Lagerkörpern und den Seitenplatten 13, 14 ein Dichtspalt entsteht. Dieser muss durch geeignete Dichtelemente, die vorzugsweise einen Dichtkörper aus Gummi und ein Stützelement aus Polyamid aufweisen, begrenzt werden, um mögliche Spaltextrusion der Dichtelemente zu verhindern.
Alternativ können zur Vermeidung von Spaltelextrusion auch Dicht- elemente aus Polyurethan eingesetzt werden. Der sich zwischen
Lagerkörper 11 , 16 und Seitenplatten 13, 14 ausbildende Dichtspalt, der die Druckfelder begrenzt, drückt die Seitenplatten entsprechend der Systemdruckbeaufschlagung gegen die Stirnseiten der Zahnräder 4. Durch die Anordnung der Seitenplatten 13, 14 und der Lagerkörper 11 , 16 wird ein axialer Ausgleich für die axiale und radiale Spaltkompensation zwischen den sich axial bewegenden und gegenüberliegenden Flächen auf der Zahnradstirnseite und der vorgesetzten Seitenplatten ermöglicht. Dies wird als gelenkiger Ausgleich bezeichnet. Die Nuten 10, 12 zur Aufnahme der Dichtelemente können, wie beschrieben, in den Lagerkörpern angeordnet sein, oder aber auch alternativ in den Seitenplatten und in den den Lagerkörpern zugewandten Seitenflächen der Gehäuseteile 2, 5.
Figur 7 zeigt ein Dichtelement 25, das in die Nut 12 einlegbar ist.
Figur 8 zeigt ein Dichtelement 27, das in die Nut 10 des Lagerkörpers 11 , 16 einlegbar ist.
Die in axialer Richtung dichtenden Dichtelemente 25, 27, die beidsei- tig in die Nuten 12, 10 der Lagerkörper 11 , 16 eingelegt werden, sind so ausgebildet, dass sie entweder aus einteiligen elastischen Polyurethan-Dichtelementen bestehen, oder zweiteiligen, bei denen ein Element aus Perbutan die dichtende Wirkung und ein Element aus glasfaserverstärktem Polyamid die abstützende Funktion übernimmt. Die verwendeten Dichtwerkstoffe sind dabei jeweils auf das im System verwendete Fluid abgestimmt. Es können auch andere Werkstoffe zum Einsatz kommen. Die Dichtelemente 25 und 27 sind vorzugsweise so ausgebildet, dass sie im Dichtbereich zwischen Hoch- druck- und Niederdruckfeld eine erhöhte Festigkeit gegen Spal- textrusion oder Spaltverschleiß aufweisen. Vorzugsweise sind die Enden des zwischen Lagerkörper und Seitenplatten liegenden Dichtelements 25 L-förmig ausgebildet und gegebenenfalls verdickt. Mit den L-förmigen Enden 29 wird das Dichtelement 25 sicher verankert. Es greift in entsprechende Ausneh- mungen 31 der Nut 12, die in Figur 3 dargestellt sind.
Es können auch abschnittsweise Querschnittsverdickungen vorgesehen werden, die ebenfalls im Dichtbereich zwischen Hochdruck- und Niederdruckfeld eine erhöhte Festigkeit gegen Spaltextrusion oder Spaltverschleiß bieten.
Auch bei den Dichtelementen 27, die zwischen den Lagerkörpern 11 , 16 und den Gehäuseteilen 2, 5 angeordnet sind, können partielle Verdickungen 33 vorgesehen werden, um elastische Teilbereiche mit entsprechender Vorspannung auszubilden, durch die das jeweilige Dichtelement in der zugehörigen Nut 10 gehalten wird. Derartige Verdickungen können auch an den Enden der Dichtungen 27 vorgesehen werden.
Die Zahnradmaschine der hier beschriebenen Art zeichnet sich dadurch aus, dass durch die Realisierung des gelenkigen Verbundes aus vorgesetzter Seitenplatte und Lagerkörper die Reaktionskräfte, die durch Druckbelastung der Zahnradmaschine in den Lagerkörpern aufgenommen werden und gegen das Gehäuse 3 abgestützt werden, über die Lagerkörper aufgebracht werden. Die axiale Kompensation, die eine ebenflächige Anlage der Seitenplatten 13, 14 an den Stirnseiten der Zahnräder 4 und somit einen optimierten Spaltaus- gleich bewirkt, erfolgt frei von Lagerlastkräften der Zahnradmaschine über die Seitenplatten 13, 14. Nach allem wird deutlich, dass der volumetrische Wirkungsgrad der Zahnradmaschine durch die Möglichkeit der axialen Relativbewegung zwischen den Seitenplatten und den Lagerkörpern, also durch den gelenkigen Verbund aus Lagerkörper und Seitenplatten, optimiert werden kann. Die gilt für Zahnradmaschinen für eine oder zwei Drehrichtungen.

Claims

Ansprüche
1. Zahnradmaschine, Zahnradpumpe oder -motor für eine oder zwei Drehrichtungen, mit mindestens zwei Zahnrädern, zwei an den Zahn- rädern anliegenden Seitenplatten und an diesen anliegenden Lagerkörpern, dadurch gekennzeichnet, dass auf den den Seitenplatten (13,14) zugewandten und abgewandten Seitenflächen unterschiedlich gestaltete Dichtfelder vorgesehen sind.
2. Zahnradmaschine nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtfelder durch Nuten (10,12) definiert werden, deren
Form unterschiedlich ausgebildet ist.
3. Zahnradmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass sich der Querschnitt der auf den gegenüberliegenden Seitenflächen der Lagerkörper (11 ,16) vorgesehene Nuten (10,12) unterscheidet.
4. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Verbund aus den beiden Lagerkörpern und Seitenplatten (11 , 13; 14, 16) in axialer Richtung gesehen von der Zahnmitte aus gesehen spiegelbildlich angeordnet ist.
5. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckfelder auf beiden Seiten eines Lagerblocks in einem Flächenverhältnis zwischen 1 ,5 und 2, vorzugsweise in einem Flächenverhältnis von 1,8 zueinander ausgebildet sind.
6. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die hydraulisch aktiven Dichtfelder auf beiden Seiten der Lagerkörper (11 ,16) in den mit Hochdruck beaufschlagten Kreisringsegmenten zueinander konzentrisch sind.
7. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der größere Durchmesser der Dichtnut auf der den Zahnrädern (4) abgewandten Seitenfläche der Lagerkörper (11 ,16) angeordnet ist.
8. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass an der Trennebene zwischen Lagerkörper (11,16) und Seitenplatte (13,14) definierte Druckzuführnuten (19,20,21) vorgesehen sind, die mit Systemdruck beaufschlagbar sind.
9. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Seitenplatten (13,14) aus verschleißfestem Werkstoff, vorzugsweise aus Mehrschichtwerkstoff bestehen, wobei die Härte des aufgebrachten Schichtwerkstoffs zwischen 55 und 100 HB und die Härte des Trägermaterials zwischen 100 und 145 HB liegt.
10. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen den Seitenplatten (13,14) und dem Gehäuse (3) zumindest bereichsweise ein radialer Spalt vorgesehen ist.
11. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtfelder sowohl für Einflan- keneingriff als auch für Zweiflankeneingriff der Zahnräder (4) definierbar sind.
12. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in die Seitenfläche der Seitenplat- ten (13,14), die den Zahnrädern (4) zugewandt ist, Nuten (24) einbringbar sind, die zusammen mit dem Wälzpunkt der Verzahnung einen Dichtpunkt zwischen Hochdruck- und Niederdruckseite der Zahnradeinheit bilden.
13. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Nuten bei Zahnradmaschinen mit Zweiflankeneingriff zu der die Zahnräder (4) berührenden Oberfläche unter einem Winkel zur Mittelachse (M1) zur Außenkontor der Seitenplatte hin vorzugsweise um 5° abfallen.
14. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass bei Zahnradmaschinen mit
Einflankenkontakt die Nuten parallel zur Stirnfläche verlaufen.
15. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Nuten in einem Bereich zwischen 40 % und 60 % unsymmetrisch zur Niederdruckseite hin ver- schoben sind.
16. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Nuten symmetrisch in der den Zahnrädern (4) zugewandten Fläche der Seitenplatte angeordnet sind.
17. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in dem Dichtspalt zwischen Lagerkörper (11 ,16) und Seitenplatte (13,14) jeweils ein Dichtelement (25) angeordnet ist und/oder dass in dem Dichtspalt zwischen Lagerkör- per und Gehäuseteil (2,5) des Gehäuses (3) jeweils ein Dichtelement (27) angeordnet ist.
18. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtelemente (25,27) aus einteiligen elastischen Dichtelementen oder aus zweiteiligen Elementen bestehen, wobei eines eine abstützende und eines eine dichtende Funktion übernimmt.
19. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass durch den gelenkigen Verbund zwischen Seitenplatte (13,14) und Lagerkörper (11 ,16) die Reaktions- kräfte, die durch Druckbelastung der Zahnradmaschine in den Lagerkörpern aufgenommen und gegen das Gehäuse (3) abgestützt werden, über die Lagerkörper aufgefangen werden.
20. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Enden des Dichtelements (25) Verdickungen, vorzugsweise L-förmige Verdickungen aufweisen.
21. Zahnradmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Dichtelement (27) partielle Verdickungen in dessen Verlauf und/oder an den Enden aufweist.
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