Zahnringpumpe

Beschreibung

[0001] Die Erfindung betrifft eine Zahnringpumpe mit einem Gehäuse, einem im Gehäuse drehbar gelagerten, innenverzahnten Hohlrad mit 8 bis 16 Zähnen und einem von einer Antriebswelle getragenen, einen Zahn weniger als das Hohlrad aufweisenden mit dem Hohlrad kämmenden Ritzel, wobei die Abdichtung zwischen Saugraum und Druckraum gegenüber der Stelle tiefsten Zahneingriffs durch Gleiten der Zahnköpfe des Ritzels auf den Hohlradzähnen und an der Stelle tiefsten Zahneingriffs durch Anlage der treibenden Zahnflanken des Ritzels an den Hohlradzähnen erfolgt, wobei ferner die Zahnköpfe des Ritzels in den Zahnlücken des Hohlrades frei gehen und die theoretische Zahnform des Ritzels durch Abwälzen des Ritzelwälzkreises auf dem Hohlradwälzkreis bestimmt ist. Derartige Zahnringpumpen sind seit langem bekannt. Es sei beispielsweise auf Lueger, Lexikon der Technik, Deutsche Verlagsanstalt, Stuttgart, Bd. 7, 1965, S. 218, verwiesen, wo derartige Pumpen unter der Bezeichnung «Eatonpumpe» beschrieben sind. Diese bekannten Pumpen sind von einfachem Aufbau. Die Zähne des Hohlrades sind normalerweise in Form von Kreissegmenten ausgebildet; d.h., die ganze Zahnkontur ist durch einen einzigen Kreisbogen bestimmt. Anstelle der Kreisbogenkontur kann aber auch - ebenso wie bei der vorliegenden Erfindung - eine andere Kurve, wie beispielsweise eine Zykloide, gewählt werden. Ein wesentliches Problem bei diesen bekannten Eaton-Verzahnungen liegt nun darin, dass bei ihnen jeder Zahn des Hohlrades ständig mit einem Zahn des Ritzels in Berührung ist. Dies ist konstruktiv dadurch bedingt, dass das Ritzel nur einen Zahn weniger hat als das Hohlrad. Diese Tatsache, dass alle Zähne ständig in Berührung sind, bringt nicht nur in der Fertigung, sondern auch im Betrieb wesentliche Probleme mit sich. So muss einerseits die Fertigung sehr genau sein. Tritt im Laufe des Betriebes Verschleiss auf, so wird die Dichtung zwischen Saugraum und Druckraum der Pumpe, insbesondere gegenüber der Stelle tiefsten Zahneingriffs, mangelhaft und der Wirkungsgrad der Pumpe sinkt erheblich ab. Die Pumpe ist darüber hinaus auch recht verschleissanfällig, da beim Betrieb ein sehr starkes spezifisches Gleiten zwischen den aneinander anliegenden Teilen von Ritzelzähnen und Hohlradzähnen erfolgt. Dies ist in erster Linie dadurch bedingt, dass die den Zahnflanken eines normalen Zahnrades entsprechenden Bereiche der Zahnoberflächen des Hohlrades verhältnismässig stark geneigt sind. Hinzu kommt, dass gerade an den in erster Linie Drehmoment übertragend an den Hohlradzähnen anliegenden Teilen der Ritzelzähne, nämlich an deren relativ scharf gekrümmten Kanten zwischen Zahnflanken und Zahnköpfen die Hers'sche Pressung besonders gross ist, was wiederum den Verschleiss begünstigt.

[0002] Ferner ist die Schwankung des instantanen Fördervolumens über dem Drehwinkel und somit die Förderpulsation dieser Pumpen sehr gross.

[0003] Eine weitere Problematik der Eaton-Pumpe liegt darin, dass die einzelnen in Radialrichtung von Hohlrad und Ritzel begrenzten Förderräume ihr Volumen ständig verändern, da sie durch den mehrfachen Zahneingriff voneinander getrennt sind. Dies führt zu einer Aufteilung der Arbeitsräume in einzelne Kammern, die nicht erwünscht ist, auch wenn sie durch seitlich angebrachte Taschen im Gehäuse miteinander in Verbindung stehen.

[0004] Schliesslich hat der Mehrfach-Zahneingriff der Eaton-Pumpe noch den Nachteil, dass je nach Fertigungstoleranz der Zahnflankenform sowohl am Hohlrad als auch am Ritzel der unter Herz'- scher Pressung stehende echte Zahneingriff für die Drehmomentübertragung vom Ritzel auf das Hohlrad in Umfangsrichtung oftmals weit entfernt von der Stelle des tiefsten Zahneingriffs liegt. Wegen der dann veränderten Winkellage des Pressungspunktes zwischen den Zahnflanken von Ritzel und Hohlrad entsteht dann eine Zahnkraftkomponente auf das Hohlrad, die das Bestreben hat, den Achsabstand der beiden Räder zu vergrössern. Dies hat zur Folge, dass sich die Dichtung zwischen den Zähnen gegenüber der Stelle tiefsten Zahneingriffs verschlechtert, und das wegen der dann ansteigenden Zahnkräfte umso mehr, je höher der Förderdruck wird.

[0005] All dies hat dazu geführt, dass die Eaton- Pumpe trotz ihres zunächst bestechend einfachen Aufbaus in der Praxis nur in beschränktem Umfang für relativ wenig Fälle Eingang gefunden hat.

[0006] Die Nachteile der Eaton-Pumpe sind bei bekannten Zahnradpumpen mit einer Zähnezahldifferenz von mehr als 1, bei denen die Zähne im Bereich gegenüber der Stelle tiefsten Zahneingriffs nicht im Eingriff sind, dadurch behoben, dass im Bereich der genannten Stelle ein in der Regel hatbmond- oder sichetförmiges Füllstück angeordnet ist, an dessen konvexer Oberfläche die Zahnköpfe des Hohlrades entlanggleiten, während an der konkaven Oberfläche des Füllstücks die Zahnköpfe des Ritzels entlanggleiten. Hier ist man in bezug auf die Zahnform wesentlich freier, so dass die Zahneingriffsbedingungen günstiger gewählt werden können. Dieser Pumpentyp ist jedoch wegen des Aufwandes für das Füllstück, zu dem auch die genaue Positionierung und Form des Füllstücks gehört, wesentlich aufwendiger als die Eaton-Pumpe.

[0007] Die Erfindung hat sich die Aufgabe gestellt, die Eaton-Pumpe, wie sie im Oberbegriff des Anspruchs 1 umrissen ist, dahingehend weiterzubilden, dass die in Triebeingriff miteinander befindlichen Zahnoberflächen von Ritzel und Hohlrad weniger aufeinander gleiten und grossflächig aneinander anliegen, wodurch die Herz'sche Pressung verringert wird, dass dennoch die Förderkammern jeweils zwischen je einem Zahnpaar von Ritzel und Hohlrad gross sind, dass der wesentliche Nachteil der fortlaufenden Volumenänderung der genannten Förderkammern zumindest weitgehend beseitigt wird und dass die Verzahnung gegenüber der bekannten Eaton-Verzahnung weniger verzugsempfindlich wird. Ferner soll mit der Erfindung eine bessere Laufruhe erzielt und die Gefahr des Ölfilmabstreifens verringert werden. Schliesslich soll ein eingriffsfreier Bereich geschaffen werden, der die Verquickung des Triebeingriffs mit dem diesem gegenüberliegenden Dichtungseingriff vermeidet.

[0008] Bei der Lösung dieser Aufgabe umfasst die Erfindung den Grundgedanken, dass die Eingriffsverhältnisse und sonstigen oben dargelegten Verhältnisse bei der Eaton-Pumpe dadurch wesentlich verbessert werden, dass man den Hohlradzahn in zwei Teile unterteilt, nämlich einen treibenden und an der Stelle tiefsten Zahneingriffs dichtenden Bereich und einen weiteren Zahnkopfbereich, der nur noch die Aufgabe hat, an der der Stelle tiefsten Zahneingriffs gegenüberliegenden Stelle zu dichten. Der erste Schritt gemäss der Erfindung hierzu ist, dass man zwei Eaton-Hohlrad-Verzahnungen mit bogenförmigem Zahnumriss und gegenüber der gewünschten Zähnezahl halbierten Zähnezahl um eine halbe Zahnteilung in Umfangsrichtung versetzt einander überlagert und nur die Teile der Zähne stehen lässt, die von den Zähnen beider Verzahnungen bedeckt sind. Auf diese Weise überspannt jeder Zahnkonturbogen der ursprünglichen Eaton-Verzahnungen zwei der stehengebliebenen Zähne, die jetzt etwa Dreieckform mit konvex gewölbten Flanken haben. Der Zahnformbogen definiert so jeweils die beiden einander abgewandten Zahnflanken zweier benachbarter Zähne. Auf diese Weise bleiben für den Zahneingriff zunächst nur die verhältnismässig steilen zahnfussnahen Bereiche des ursprünglichen Eatonverzahnungsprofils, welche günstige Eingriffsverhältnisse aufweisen. Das so geschaffene Zahnprofil erlaubt aber noch keine ständige Dichtung an der der Stelle tiefsten Zahneingriffs gegenüberliegenden Stelle. Um dies zu ermöglichen, wird der Verzahnung nun eine dritte Eaton-Verzahnung überlagert, deren Teilung gleich der halben Teilung der ursprünglichen vollständigen Eaton-Verzahnungen ist. Die Mitte des Zahnformbogens dieser Eatonverzahnung fällt dabei jeweils mit der Mitte der «Dreieckzähne» zusammen und schneidet hierbei diesen die dreieckige Spitze ab. Dieses Abschneiden muss in aller Regel in einer solchen Höhe erfolgen, dass die hierdurch entstehende Zahnkopffläche in Umfangsrichtung breit genug ist, um zu gewährleisten, dass gegenüber der Stelle tiefsten Zahneingriffs der vorauseilende von zwei aufeinanderfolgenden Hohlradzähnen frühestens dann ausser Eingriff mit dem Ritzel kommt, wenn der folgende Hohlradzahn schon im Eingriff mit dem Ritzel ist.

[0009] Auf diese Weise ist beim Hohlrad der für die Dichtung an der der Stelle tiefsten Zahneingriffs gegenüberliegenden Stelle sehr vorteilhafte, flache, bogenförmige Zahnkopfverlauf der Eaton- Verzahnung auch bei der neuen Verzahnung gemäss der Erfindung vorhanden. Dadurch, dass die Zahnspitzen abgeschnitten werden, fällt der theoretische Überdeckungsgrad zwar unter den Wert Eins. In der Praxis hat dies jedoch bei der Verzahnung nach der Erfindung keinen störenden Einfluss, solange das Hohlrad nicht weniger als acht Zähne hat.

[0010] Ein weiteres wesentliches Kriterium der Verzahnung gemäss der Erfindung liegt darin, dass der Wälzkreis des Hohlrades im Bereich des «theoretischen» Zahnfusses des Hohlrades und dementsprechend der Wälzkreis des Ritzels im Bereich des «theoretischen» Zahnkopfes des Ritzels verläuft. Die Forderung in bezug auf die Wälzkreise muss allerdings nicht genau erfüllt werden, sie sollte jedoch wenigstens angenähert erfüllt werden. Zumindest sollte der Wälzkreis des Hohlrades ausserhalb des Kreises um den Hohlradmittelpunkt durch das untere Drittel der Zahnhöhe des Hohlrades verlaufen. Bei grösseren Zähnezahlen kann der Wälzkreis des Hohlrades auch etwas ausserhalb des Fusskreises des Hohlrades liegen. Das gilt insbesondere für Zähnezahlen über zehn. Analog muss dann je nach dem, wo nun der Wälzkreis des Hohlrades genau liegt, der Wälzkreis des Ritzels ebenfalls um das entsprechende Mass nach innen oder aussen verschoben werden. Dieses nach innen Verschieben der Wälzkreise kann erforderlich werden, wenn die Zähnezahl des Hohlrades klein wird, also z.B. bei acht Zähnen.

[0011] Durch die Bedingung, dass die Wälzkreise etwa gleich dem Fusskreis des Hohlrades bzw. dem Kopfkreis des Ritzels sein sollen, ist gewährleistet, dass die Zähne in den Bereichen zwischen der Stelle tiefsten Zahneingriffs und der gegenüberliegenden Stelle nicht mehr miteinander in Berührung kommen. Das Problem der sich verändernden Förderkammern zwischen jeweils zwei Zahnpaaren entfällt damit. Ebenso entfällt damit das Problem der unerwünschten Zwischenzahneingriffe. Die Erfindung ist gemäss obigem dadurch gekennzeichnet, dass bei einer Zahnringpumpe der eingangs umrissenen Art die Zähne des Hohlrades angenäherte Trapezform mit konvex gewölbten Flanken und Köpfen aufweisen und dass der Wälzkreis des Hohlrades ausserhalb des Kreises um den Hohlradmittelpunkt durch das untere Drittel der Zahnhöhe des Hohlrades verläuft.

[0012] Wenn hier von theoretischem Zahnfusskreis, theoretischem Zahnkopfkreis oder anderen «theoretischen» Parametern der Verzahnung gesprochen wird, soll durch das Attribut «theoretisch» zum Ausdruck gebracht werden, dass es sich hierbei nicht notwendig um die entsprechenden tatsächlichen Parameter handelt, sondern um die Parameter, wie sie bei einer idealen, völlig spiel-und fehlerfreien Verzahnung ohne Kantenabrundungen entstehen.

[0013] Wenn auch bei der Erfindung, wie dies allgemein üblich ist, vorzugsweise die Zahnform vollständig symmetrisch ist, so kann dem Grunde nach auch eine unsymmetrische Zahnform verwendet werden. Das gilt insbesondere dann, wenn die Pumpe nur für eine bestimmte Drehrichtung ausgelegt ist. In diesem Falle sind dann die beiden Eaton-Verzahnungskonturen, welche die beiden Zahnflanken der Zähne definieren, nicht gleich.

[0014] Die Konstruktion einer Verzahnung nach der Erfindung ergibt sich dann relativ einfach. Ist einmal der Durchmesser und die gewünschte Zähnezahl des Hohlrades festgelegt, so ergibt sich aus der Forderung «Zähnezahldifferenz = eins» die Zahnhöhe. Nun lässt sich die theoretische Zahnkontur unter Zuhilfenahme entsprechender Kreisbögen oder Kurvenbögen entwerfen, wobei natürlich - wie bei jeder Eaton-Verzahnung - darauf zu achten ist, dass die entstehende Zahnlücke breit genug ist. Aus dem so geschaffenen theoretischen Hohlradprofil lässt sich das theoretische Ritzelprofil zeichnerisch - heute zumeist rechnerisch -ermitteln.

[0015] Nun müssen nur noch die Zahnlücken jeweils geringfügig vertieft werden, damit die Zahnköpfe mit Sicherheit freigehen und am Fuss der Zahnlücken keine besonders präzise Bearbeitung erforderlich ist.

[0016] Bevorzugt wird für das Hohlrad die Zahnform dahingehend bestimmt, dass die Erstreckung der Hohlradzähne und die Erstreckung der Hohlradzahnlücken in Umfangsrichtung auf dem Kreis durch die halbe Höhe der Hohlradzähne gemessen etwa gleich ist. Aus dieser Bedingung ergibt sich die weitere Konsequenz, dass die theoretische Zahnkopfbreite der Hohlradzähne etwa gleich zwei Dritteln der theoretischen Breite der Zahnlücke anderen Fuss ist. Eine solche Bemessung führt nicht nur zu einem am Pumpendurchmesser gemessen verhältnismässig grossen Fördervolumen, sondern auch zu steilen Zahnflanken.

[0017] Bevorzugt ist die Zahnkopfbreite (ohne die später zu erläuternde Abrundung) des Hohlrades das 0,65-fache bis 0,7-fache und die Breite der Zahnlücke am theoretischen Fusskreis des Hohlrades (wiederum ohne die später zu erläuternde Ausrundung) das 1,05- bis 1,1 -fache der theoretischen Zahnhöhe des Hohlrades. Bewährt hat sich eine Ausbildung, bei welcher der Zahnkopfkrümmungsradius des Hohlrades etwa das 2- bis 2,4-fache, besser das 2,2 bis 2,3-fache der theoretischen Zahnhöhe des Hohlrades beträgt. Ebenfalls besonders günstig wird die Konstruktion, wenn der Zahnflankenkrümmungsradius des Hohlrades etwa das 3,3- bis 3,7-fache, besser das 3,4- bis 3,6-fache der theoretischen Zahnhöhe des Hohlrades beträgt. Der Zahnflankenkrümmungsradius in diesem Sinne ist das gleiche wie der Krümmungsradius der ursprünglichen Eaton- Verzahnung durch deren Überlagerung und Versetzung um jeweils eine halbe Teilung dieser ursprünglichen Verzahnung die erfindungsgemässe Zahnflankenprofilierung erreicht wird.

[0018] Besonders einfach wird die Konstruktion, wenn die Zahnkopfwölbung des Hohlrades ein Kreisbogen ist, dessen Mittelpunkt auf der Radiuslinie des Hohlrades durch die Zahnmitte ausserhalb des Zahnfusskreises liegt und die Zahnflanken des Hohlrades längs Kreisbögen verlaufen, deren Mittelpunkte jeweils ausserhalb des Zahnfusskreises liegen. Anstelle von Kreisbögen können hier, wie weiter oben erläutert, auch andere Kurven mit nicht genau konstantem Radius treten. Die Kreisbögen haben jedoch den Vorteil der leichten theoretischen Erfassbarkeit wegen der Radiuskonstanz.

[0019] Entsprechend der eingangs gegebenen prinzipiellen Erläuterung der Erfindung liegen vorzugsweise jeweils die einander abgewandten Zahnflanken zweier benachbarter Zähne auf einem gemeinsamen Kreisbogen. Diese Bedingung ist jedoch nicht unabdingbar, so können hier beispielsweise auch zwei Kreisbögen mit gleichem Radius aber verschiedenen Mittelpunkten vorgesehen sein, die sich auf der Linie durch die Mitte des Hohlrades und die Mitte der Zahnlücke zwischen den beiden benachbarten Zähnen schneiden.

[0020] Die Konstruktion wird wesentlich vereinfacht, wenn die Kanten zwischen den Zahnflanken und den Zahnköpfen des Hohlrades jeweils längs eines Kreisbogens abgerundet werden, der stetig sowohl in den die Zahnflanke definierenden Bogen als auch in den den Zahnkopf definierenden Bogen übergeht und einen Radius aufweist, der in der Grössenordnung von einem Drittel der theoretischen Zahnhöhe des Hohlrades liegt. Hier hat sich ein Mass vom 0,3-fachen bis 0,33-fachen der theoretischen Zahnhöhe des Hohlrades bewährt. Macht man diesen Radius zu klein, so wird man gezwungen, zur Vermeidung von Kerbwirkungen am Zahnfussritzel diesen verhältnismässig tief auszunehmen. Macht man den Radius zu gross, so wird der Bereich gegenüber der Stelle tiefsten Zahneingriffes, in dem die Zahnköpfe von Hohlrad und Ritzel einwandfrei aneinander anliegen, zu klein, und es besteht die Gefahr, dass hier pulsierend ein Ausgleich zwischen Saugraum und Druckraum entsteht. Bei der Konstruktion des Ritzels ab Abwälzfigur des Hohlrades ist die Kantenabrundung mit zugrunde zu legen.

[0021] In der Praxis ist die Zähnezahl einer Zahnringpumpe nach der Erfindung durch die Forderung nach einer grossen Förderleistung der Pumpe und damit möglichst grossen Zähnen nach oben beschränkt. Dementsprechend hat das Hohlrad vorzugsweise 9 bis 15 Zähne, besser 11 bis 13 Zähne. Ein besonders günstiger Bereich liegt bei 10 bis 12 Zähnen des Hohlrades. Z.Zt. wird eine Zähnezahl des Hohlrades von 11 als optimal angesehen, um eine maximale Förderleistung der Pumpe bei gegebenem Durchmesser zu gewährleisten.

[0022] Nachfolgend ist die bevorzugte Ausführungsform der Erfindung anhand der Zeichnungen als erläuterndes Beispiel beschrieben.

[0023] 

Fig. 1 zeigt schematisch die Ansicht eines Hohlrades einer Eaton-Pumpe, von dem bei der Konstruktion einer Pumpe nach der Erfindung ausgegangen wird;

Fig. 2 zeigt schematisch die Konstruktion der erfindungsgemässen Zahnform des Hohlrades;

Fig. 3 zeigt in gleicher Ansicht wie Fig. 1 den Laufradsatz der Pumpe nach der Erfindung;

Fig. 4 zeigt in stark vergrössertem Massstab zur Hälfte den Bereich tiefsten Zahneingriffs und lässt die wesentlichen Parameter der gezeigten bevorzugten Verzahnung erkennen.

Fig. 5 zeigt eine Zahnringpumpe nach der Erfindung stark schematisiert in einem Schnitt, der der Schnittlinie V-V in Fig. 3 entspricht.

[0024] Nachfolgend sei die Pumpe kurz anhand der Fig. 3 und 5 erläutert.

[0025] Die Pumpe besitzt gemäss Fig. 5 ein Gehäuse, welches eine erste linke Stirnplatte 18 und eine rechte Stirnplatte 19 aufweist. Zwischen beiden Stirnplatten erstreckt sich ein ringförmiges Gehäusemittelteil 20. Die drei Gehäuseteile definieren zwischen sich einen flach zylindrischen Hohlraum, in welchem das Hohlrad 10 mit seiner Aussenumfangsfläche auf der Innenumfangsfläche des Gehäuseteils 20 gleitend gelagert ist. Durch eine zentrale Bohrung des rechten Gehäusestirnteils 20 erstreckt sich die das Ritzel 12 tragende Ritzelwelle 22, die, wie durch einen Keil 23 symbolisch angedeutet, drehfest mit dem Ritzel 12 verbunden ist. Auch in Fig. 3 sind so wie in Fig. 5 oben die Verzahnungen von Ritzel und Hohlrad voll im Eingriff, während unten die Zahnköpfe von Ritzel und Hohlrad gerade aufeinander gleiten.

[0026] Im rechten Gehäusestirnteil 19 erstreckt sich die Ablauföffnung 16, während die Zulauföffnung 15 in dem in Fig. 5 vor der Zeichenebene liegenden Teil des Gehäusestirnteils 19 liegt. Von der Ablauf- oder Ausschuböffnung 16 verläuft, wie aus Fig. 5 ersichtlich, ein Anschlusskanal durch einen Stutzen 24.

[0027] Die drei das Gehäuse bildenden Teile 18, 19 und 20 sind durch gleichmässig über den Umfang verteilte Schraubenbolzen 25 zusammengespannt.

[0028] In Fig. 5 sind noch die Drehachse MR des Ritzels 12 und Drehachse M H des Hohlrades 10 eingezeichnet.

[0029] Nachdem sich die Erfindung mit der Ausbildung der Verzahnung der Pumpe befasst, ist der allgemeine Aufbau derselben hier nicht mehr erläutert.

[0030] Bei der Konstruktion der Verzahnung nach der Erfindung wird von einer Eaton-Verzahnung ausgegangen, wie sie das Hohlrad 1 der Eaton- Pumpe gemäss Fig. 1 enthält. Hier hat jeder Zahn 2 im wesentlichen die Form eines Kreissegments. Der Zahngrund fällt im wesentlichen mit dem Zahnfusskreis des Hohlrades 1 zusammen. Da die im Beispiel gezeigte Verzahnung elf Zähne aufweisen soll, besitzt das Hohlrad 1, das letztlich hier nur noch ein theoretisches Hilfsmittel zur Konstruktion der Erfindung ist, 5¹/₂ Zähne 2. Zeichnet man beim abgebrochenen Zahn 2a des Hohlrades den Zahnumriss, wie dies in Fig. 1 gestrichelt geschehen ist, weiter, so erhält man bereits die erfindungsgemäss angestrebte Versetzung der gleichen Zahnform um eine halbe Teilung.

[0031] Dies gilt jedoch nur bei der Konstruktion von Hohlrädern mit ungerader Zähnezahl. Soll ein Hohlrad gemäss der Erfindung mit gerader Zähnezahl konstruiert werden, so muss natürlich von einem Eaton-Hohlrad mit ganzer Zähnezahl ausgegangen werden.

[0032] Dementsprechend wird bei der Erläuterung der Erfindung anhand von Fig. 2 allgemein davon ausgegangen, dass die hier von links oben nach rechts unten schraffiert gezeichnete Eaton-Hohlradkontur 1 eine unbestimmte Zähnezahl aufweist. Der Mittelpunkt dieses Hohlrades ist bei 3 gezeigt. Die Teilung T ist nur im Winkelmass gezeigt. Begrenzt man jetzt den Zahnumriss der Hohlradkontur 1 zusätzlich durch die gleiche jedoch um eine halbe Zahnteilung versetzte Zahnkontur 5, die in Fig. 2 von rechts oben nach links unten schraffiert ist, so bleiben nur noch die die Form von gleichseitigen Dreiecken mit konvex ausgewölbten Flanken aufweisenden Zähne 6. übrig, die sowohl von rechts oben nach links unten als auch von links oben nach rechts unten schraffiert sind. Als letzter Schritt wird der so geschaffenen Zahnkontur eine dritte Hohlradkontur 7 überlagert, deren Teilung gleich der halben Teilung t der Konturen 1 und 5 ist. Die Hohlradkontur 7 ist in Fig. 2 von oben nach unten schraffiert. Die grösste Höhe der Zähne der Hohlradkontur 7 ist geringer als die der Hohlradkonturen 1 und 5, so dass nach Überlagerung aller drei Hohlradkonturen ein Zahnprofil übrig bleibt, das in Fig. 2 von links oben nach rechts unten, von rechts oben nach links unten und senkrecht von oben nach unten schraffiert ist. Auf diese Weise wird im Prinzip die erfindungsgemässe Hohlradverzahnung gewonnen, die in ihrer Gesamtheit in Fig. 3 anhand des Hohlrades 10 gezeigt ist, dessen Zähne 11 die nach Fig. 2 gewonnene Form haben. Nun wird das Ritzel 12 für den Zahnradsatz gemäss Fig. 3 gewonnen, indem man den Fusskreis FH des Hohlrades 10 auf dem Kopfkreis des Ritzels 12 abwälzt. Auf diese Weise entsteht eine Hüllfigur, die genau gleich dem theoretischen Umriss des Ritzels 12 ist.

[0033] Man erkennt, dass bei der Verzahnung gemäss Fig. 3 ein Antrieb des Hohlrades 10 durch das Ritzel 12 nur noch im Bereich tiefsten Zahneingriffes erfolgt. An der gegenüberliegenden Stelle gleiten nur noch die Zahnköpfe von höchstens 3 Zähnen des Hohlrades bzw. Ritzels aufeinander, während in den dazwischen liegenden Bereichen (rechts und links in Fig. 3) die Zähne des Ritzels von denen des Hohlrades vollständig freigehen. Auf diese Weise lässt sich die Zahnflankenkonstruktion optimal in bezug auf die Zahnradmechanik, wie spezifisches Gleiten, Flächenpressung und dergleichen einerseits, aber auch andererseits in bezug auf die Abdichtung an der Stelle tiefsten Zahneingriffes auslegen, während der Konstrukteur für die Ausbildung des Zahnkopfes nicht mehr an eine bestimmte Flankenkonstruktion gebunden ist, sondern die Zahnkopfwölbung ebenfalls so wählen kann, dass ein praktisch druckloses Gleiten der Zahnköpfe aufeinander gegenüber der Stelle tiefsten Zahneingriffes erreicht wird. In diesem Bereich ändern sich die hier geschlossenen Förderräume 14 zwischen je einer Zahnlücke des Ritzels und des Hohlrades praktisch nicht mehr, so dass ein gewaltsames Ausquetschen der Förderflüssigkeit aus den Förderräumen 14 praktisch nicht mehr auftritt. Im Bereich der Saugöffnung 15 und im Bereich der Drucköffnung 16 verändern sich naturgemäss die Förderräume zwischen den Zähnen, jedoch sind diese Räume als Ganzes über dem Drehwinkel praktisch konstant, da sie nicht durch Zahneingriffe getrennt sind.

[0034] Bemerkenswert ist die grosse Länge der Ein-und Auslassöffnungen, welche die Erfindung erlaubt. Jede Öffnung erstreckt sich über etwa ein Drittel des Umfangs. Das erlaubt hohe Drehzahlen. Für sehr hohe Drehzahlen von z.B. 6000 Upm oder mehr können die nierenförmigen Ein- und Auslässe gegenüber der Stelle tiefsten Zahneingriffs noch weiter verlängert werden.

[0035] In Fig. 4 ist die Konstruktion eines Hohlrades und eines Ritzels für den Zahnradsatz nach der Erfindung näher erläutert.

[0036] Das Hohlrad soll elf Zähne haben. Damit hat das Ritzel zehn Zähne. Als nächstes wird der Durchmesser des theoretischen Fusskreises FH des Hohlrades 10 gewählt, der, um ein Zahlenbeispiel zu geben, mit 66 mm angenommen wird. Der Fusskreis des Hohlrades ist auch dessen Wälzkreis; der Kopfkreis KR des Ritzels 12 dessen Wälzkreis. Damit wird die theoretische Zahnhöhe H des Hohlrades 6 mm. Als nächstes trägt man eine Teilung t des Hohlrades von dessen Mittelpunkt MH her im Winkelmass sowie die Halbierende h dieses Teilungswinkels auf. Dann trägt man um die Halbierende des Teilungswinkels zu beiden Seiten auf dem Kopfkreis KH des Hohlrades 10 das gewünschte Mass B für die theoretische Zahnkopfbreite ein, das hier beispielsweise bei etwa 4 mm liegt, sich also zu beiden Seiten der Winkelhalbierenden h um 2 mm erstreckt. Auf diese Weise ermittelt man zunächst die Schnittpunkte der Flankenkreise der Zähne mit dem Hohlradkopfkreis KH. Nun schlägt man um einen ausserhalb von FH liegenden Punkt auf dem einen Begrenzungsstrahl der Winkelteilung einen Kreisbogen, welcher so zu bemessen ist, dass die theoretische Breite der Zahnlücke am Fusskreis des Hohlrades etwa das 1,05- bis 1,1 -fache von H ist. Um dies zu erreichen, ist im gezeigten Ausführungsbeispiel der Radius ro dieses Kreises mit 20,66 mm gewählt. Nun wird noch um einen Punkt ausserhalb von FH auf der Linie h ein Kreis durch den Schnittpunkt von h mit KH geschlagen, dessen Radius so bemessen ist, dass eine an der Zahnhöhe gemessen vergleichsweise kleine Wölbung des Hohlradzahnkopfes entsteht. Im Ausführungsbeispiel wurde dieser Radius rm mit rund 13,8 mm, also 2,3 H, gewählt.

[0037] Schliesslich werden noch die Kanten zwischen dem Kopfkreis mit dem Radius rm und den Flankenkreisen mit dem Radius ro abgerundet. Hierzu ist im Ausführungsbeispiel ein Radius rk von 1,9 mm gewählt, der stetig, also mit gemeinsamer Tangente, in den Zahnflankenkreisbogen und den Zahnkopfkreisbogen übergeht, wie dies aus Fig. 4 ersichtlich ist. Nun wird das Ritzel 12 als innere Hüllfigur konstruiert, die durch Abwälzen von FH auf KR oder umgekehrt entsteht. Die hierbei entstehende Ritzelzahnform ist in Fig. 4 gezeigt. Wie am besten links oben in Fig. 4 ersichtlich, füllt der Ritzelzahnkopf ZKR, dessen Kontur ja durch die Zahnköpfe des Hohlrades 10 geformt wird, die zunächst konstruierte Zahnlücke des Hohlrades, deren Grund von FH gebildet wurde, bei weitem nicht aus. Da hierdurch störende Toträume geschaffen werden, wird der Zwickel Z zwischen FH und der Zahnkopfkurve ZKR, der in Fig. 4 schraffiert gezeichnet ist, nun so ausgefüllt, dass bei an der Stelle tiefsten Zahneingriffs befindlicher Zahnlücke des Hohlrades nur noch ein Spiel von z.B. 0,04 bis 0,05 H zwischen der Zahnkopfkurve ZKR des Ritzels 12 und dem Zahnlückengrund des Hohlrades 10 verbleibt. Da an der Stelle tiefsten Zahneingriffs aufgrund der Konstruktion die Mitte der Zahnkopfkurve des Ritzels 12 den Grund der Zahnlücke des Hohlrades 10 gerade berühren würde, wird an dieser Mitte vom Material des Hohlrades wie ebenfalls links oben in Fig. 4 angedeutet, eine geringe Materialmenge abgenommen, so dass der Zahngrund des Hohlrades nun durch die so gewonnene Linie HL begrenzt ist.

[0038] Da der Zahnlückengrund am Ritzel 12 aufgrund der Konstruktion des Ritzelumrisses an der Stelle tiefsten Zahneingriffs, also bei X in Fig. 4, am Zahnkopf des Hohlrades anliegen würde, wird vom Zahngrund des Ritzels ein geringes Mass abgenommen, so dass der Zahnkopf des Hohlrades auch an der Stelle tiefsten Zahneingriffs um ein Mass von beispielsweise 0,02 bis 0,03 H frei geht. Damit ist die Konstruktion von Hohlrad und Ritzel beendet.

[0039] Zahnringpumpen nach der Erfindung eignen sich für die verschiedensten Zwecke. Insbesondere sind sie als Schmierölpumpen für Kraftfahrzeugkolbenmotoren geeignet, bei denen das Ritzel unmittelbar auf der Kurbelwelle und das Hohlrad in einem am Motorgehäuse festen Gehäuse sitzt. Überraschenderweise sind Zahnradpumpen nach der Erfindung in so starkem Masse unempfindlich gegen Schwankungen des Achsabstandes, dass sie die an den Abmessungen der relativ kleinen Pumpe gemessen grossen Verlagerungen der Kurbelwelle einer Zylinderbrennkraftmaschine aushalten.

[0040] Die Anwendung der erfindungsgemässen Zahnringpumpe ist jedoch nicht auf diesen Zweck beschränkt. Sie ist auch für die verschiedensten anderen Zwecke brauchbar, wie z.B. als Hydraulikpumpe.

Ansprüche

1. Zahnringpumpe mit einem Gehäuse (18, 19, 20), einem im Gehäuse drehbar gelagerten innen verzahnten Hohlrad (10) mit acht bis sechzehn Zähnen und einem von einer Antriebswelle (22) getragenen einen Zahn weniger als das Hohlrad (10) aufweisenden mit dem Hohlrad (10) kämmenden Ritzel (12), wobei die Abdichtung zwischen Saugraum und Druckraum gegenüber der Stelle tiefsten Zahnradeingriffs durch Gleiten der Zahnköpfe des Ritzels (12) auf den Hohlradzähnen und an der Stelle tiefsten Zahnradeingriffs durch Anlage der treibenden Zahnflanken des Ritzels (12) an den Hohlradzähnen erfolgt, wobei ferner die Zahnköpfe des Ritzels (12) in den Zahnlücken des Hohlrades (10) freigehen und die Zahnform des Ritzels (12) durch Abrollen desselben im Hohlrad (10) definiert ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Zähne (11) des Hohlrades (10) angenäherte Trapezform mit konvex gewölbten Flanken und Köpfen aufweisen, und dass der Wälzkreis des Hohlrades (10) ausserhalb des Kreises um den Hohlradmittelpunkt (MH) durch das untere Drittel der Zahnhöhe des Hohlrades (10) verläuft.

2. Zahnringpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Erstreckung der Hohlradzähne (11 ) und die Erstreckung der Hohlradzahnlücken in Umfangsrichtung auf dem Kreis durch die halbe Höhe (H) der Hohlradzähne gemessen etwa gleich ist.

3. Zahnringpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Zahnkopfbreite (ohne Abrundung) des Hohlrades (10) das 0,65- bis 0,7-fache und die Breite der Zahnlücke am theoretischen Fusskreis (FH) des Hohlrades (10) (ohne Abrundung) das 1,05- bis 1,1-fache der theoretischen Zahnhöhe (H) des Hohlrades (10) beträgt.

4. Zahnringpumpe nach Anspruch 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Zahnkopfkrümmungsradius (rm) des Hohlrades (10) etwa das 2- bis 2,4-fache, besser das 2,2- bis 2,3-fache der theoretischen Zahnhöhe (H) des Hohlrades (10) beträgt.

5. Zahnringpumpe nach Anspruch 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Zahnflankenkrümmungsradius (ro) des Hohlrades (10) etwa das 3,3- bis 3,7-fache, besser das 3,4- bis 3,6-fache der theoretischen Zahnhöhe (H) des Hohlrades (10) beträgt.

6. Zahnringpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Zahnkopfwölbung des Hohlrades ein Kreisbogen ist, dessen Mittelpunkt auf der Radiuslinie durch die Zahnmitte ausserhalb des Zahnfusskreises (FH) liegt, und dass die Zahnflanken des Hohlrades (10) längs Kreisbögen verlaufen, deren Mittelpunkte jeweils ausserhalb des Zahnfusskreises (FH) liegen.

7. Zahnringpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass jeweils die einander abgewandten Zahnflanken zweier benachbarter Zähne (11) des Hohlrades (10) auf einem gemeinsamen Kreisbogen liegen.

8. Zahnringpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Kanten zwischen den Zahnflanken und den Zahnköpfen des Hohlrades (10) jeweils längs eines Kreisbogens abgerundet sind, der stetig sowohl in den die Zahnflanke definierenden Bogen als auch in den den Zahnkopf definierenden Bogen übergeht und einen Radius aufweist, der in der Grössenordnung von einem Drittel der theoretischen Zahnhöhe (H) des Hohlrades liegt.

9. Zahnringpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass auch der Grund der Zahnlücke des Ritzels (12) frei gearbeitet ist.

10. Zahnringpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (10) neun bis fünfzehn, besser elf bis dreizehn Zähne hat.

Revendications

1. Pompe à couronne dentée comprenant un carter (18, 19, 20), une roue (10) munie d'une denture intérieure et montée à rotation dans le carter comprenant de huit à seize dents et un pignon (12) en prise avec la roue (10), porté par un arbre d'entraînement (22) et comprenant une dent de moins que la roue (10), pompe dans laquelle l'étanchéité entre la chambre d'aspiration et la chambre de refoulement s'effectue à l'opposé de la zone d'engrènement le plus intime par glissement des têtes de dents du pignon (12) sur les dents de la roue et dans la zone d'engrènement le plus intime par appui des flancs de dents menants du pignon (12) sur les dents de la roue, les têtes de dents du pignon (12) pénétrant en outre librement dans les entredents de la roue (10), la forme des dents du pignon (12) étant définie par roulement de celui-ci dans la roue (10), caractérisée par le fait que les dents (11 ) de la roue (10) présentent une forme approximativement trapézoïdale avec des flancs et des têtes bombés convexes, et que le cercle primitif de la roue (10) s'étend à l'extérieur du cercle centré sur le centre de la roue (MH) et passant par le tiers inférieur de la hauteur des dents de la roue (10).

2. Pompe à couronne dentée, caractérisée par le fait que l'étendue des dents de la roue (11 ) et l'étendue des entredents de la couronne mesurées en sens périphérique sur le cercle passant à mi- hauteur (H) des dents de la roue sont sensiblement égales.

3. Pompe à couronne dentée selon la revendication 1 ou 2, caractérisée par le fait que la largeur des têtes de dents (sans arrondi) de la roue (10) est de 0,65 à 0,7 fois, et la largeur des entredents sur le cercle de pied théorique (FH) de la roue (10) (sans arrondi) est de 1,05 à 1,1 fois, la hauteur de dents théorique (H) de la roue (10).

4. Pompe à couronne dentée selon la revendication 1 à 3, caractérisée par le fait que le rayon de courbure des têtes de dents (RM) de la roue (10) est d'environ 2 à 2,4 fois, et de préférence 2,2 à 2,3 fois, la hauteur de dents théorique (H) de la roue (10).

5. Pompe à couronne dentée selon la revendication 1 à 4, caractérisée par le fait que le rayon de courbure des flancs des dents (ro) de la roue (10) est d'environ 3,3 à 3,7 fois et de préférence 3,4 à 3,6 fois, la hauteur de dents théorique (H) de la roue (10).

6. Pompe à couronne dentée selon l'une des revendications 1 à 5, caractérisée par le fait que la courbure des têtes de dents de la roue est un arc de cercle dont le centre se trouve sur le rayon passant par le milieu de la dent à l'extérieur du cercle de pied (FH) et que les flancs de dents de la roue (10) s'étendent le long d'arcs de cercle dont le centre se trouve à chaque fois à l'extérieur du cercle de pied (FH).

7. Pompe à couronne dentée selon l'une des revendications 1 à 6, caractérisée par le fait qu'à chaque fois les flancs de dents, tournés l'un vers l'autre, de deux dents voisines (11) de la roue (10) se trouvent sur un arc de cercle commun.

8. Pompe à couronne dentée selon l'une des revendications 1 à 7, caractérisée par le fait que les arêtes entre les flancs de dents et les têtes de dents de la roue (10) sont à chaque fois arrondies le long d'un arc de cercle qui, en permanence, se raccorde aussi bien à l'arc définissant le flanc de dent qu'à l'arc définissant la tête de dent et présente un rayon qui est de l'ordre de grandeur d'un tiers de la hauteur de dents théorique (H) de la roue.

9. Pompe à couronne dentée selon l'une des revendications 1 à 8, caractérisée par le fait qu'en outre le fond des entredents du pignon (12) est usiné librement.

10. Pompe à couronne dentée selon l'une des revendications 1 à 9, caractérisée par le fait que la roue (10) possède neuf à quinze, et de préférence de onze à treize, dents.

Claims

1. An annular gear pump having a housing (18, 19, 20), an internally toothed annular gear-wheel (10) with eight to sixteen teeth, rotatably mounted in the housing, and a pinion (12) carried by a drive shaft (22), the pinion having one tooth less than the annular gear-wheel (10) and meshing with the annular gear-wheel (10), whereby the sealing between suction chamber and pressure chamber is effected opposite the point of deepest engagement of the gear-wheel by sliding of the tips of the teeth of the pinion (12) on the teeth of the annular gear-wheel and at the point of deepest engagement of the gear-wheel by bearing of the driving flanks of the teeth of the pinion (12) against the teeth of the annular gear-wheel, while, furthermore, the tips of the teeth of the pinion (12) go freely in the gaps between the teeth of the annular gear-wheel (10) and the tooth profile of the pinion (12) is defined by rolling thereof in the annular gear-wheel (10), characterised in that the teeth (11) of the annular gear-wheel (10) have an approximately trapezoidal shape with convexly curved flanks and tips and that the circle of contact of the annular gear-wheel (10) extends outside the circle round the centre (MH) of the annular gear-wheel through the lower third of the height of the teeth of the annular gear-wheel (10).

2. An annular gear pump as claimed in claim 1, characterised in that the extent of the teeth (11) of the annular gear-wheel and the extent of the gaps between the teeth of the annular gear-wheel, measured in the circumferential direction over the circle through half the height (H) of the teeth of the annular gear-wheel, are substantially equal.

3. An annular gear pump as claimed in claim 1 or 2, characterised in that the width of the tips of the teeth (without rounding) of the annular gear-wheel (10) aounts to 0.65 to 0.7 times and the width of the gaps between the teeth at the theoretical dedendum circle (FH) of the annular gear-wheel (10) (without rounding) amounts to 1.05 to 1.1 times the theoretical tooth height (H) of the annular gear-wheel (10).

4. An annular gear pump as claimed in claims 1 to 3, characterised in that the radius of curvature (rm) of the tips of the teeth of the annular gear-wheel (10) amounts to about 2 to 2.4 times, preferably 2.2 to 2.3 times, the theoretical height (H) of the teeth of the annular gear-wheel (10).

5. An annular gear pump as claimed in claims 1 to 4, characterised in that the radius of curvature (ro) of the flanks of the teeth of the annular gear-wheel (10) amounts to about 3.3 to 3.7 times, preferably 3.4 to 3.6 times the theoretical height (H) of the teeth of the annular gear-wheel (10).

6. An annular gear pump as claimed in one of the claims 1 to 5, characterised in that the curvature of the tips of the teeth of the annular gear-wheel is an arc of a circle, the centre of which lies on the radius line through the tooth centre outside the dedendum circle (FH), and that the flanks of the teeth of the annular gear-wheel (10) extend along arcs of circles the centres of which each lie outside the dedendum circle (FH).

7. An annular gear pump as claimed in one of the claims 1 to 6, characterised in that the tooth flanks remote from one another of each two adjacent teeth (11) of the annular gear-wheel (10) lie on a common arc of a circle.

8. An annular gear pump as claimed in one of the claims 1 to 7, characterised in that the edges between the flanks of the teeth and the tips of the teeth of the annular gear-wheel (10) are each rounded along an arc which merges continuously both into the arc defining the tooth flank and into the arc defining the tip of the tooth and which has a radius which is of the order of magnitude of a third of the theoretical height (H) of the teeth of the annular gear-wheel.

9. An annular gear pump as claimed in one of the claims 1 to 8, characterised in that the base of the gaps between the teeth of the pinion (12) is also relieved.

10. An annular gear pump as claimed in one of the claims 1 to 9, characterised in that the annular gear-wheel (10) has nine to fifteen, preferably eleven to thirteen, teeth.

Zeichnung