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EP0578005A1 - Geräuschgedämpfte hydrostatische Verdrängermaschine - Google Patents

Geräuschgedämpfte hydrostatische Verdrängermaschine Download PDF

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Publication number
EP0578005A1
EP0578005A1 EP93109492A EP93109492A EP0578005A1 EP 0578005 A1 EP0578005 A1 EP 0578005A1 EP 93109492 A EP93109492 A EP 93109492A EP 93109492 A EP93109492 A EP 93109492A EP 0578005 A1 EP0578005 A1 EP 0578005A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
cam ring
housing
ring
cylinder block
pressure
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP93109492A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0578005B1 (de
Inventor
Gerhard Fähnle
Günther Nagel
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
JM Voith GmbH
Original Assignee
JM Voith GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by JM Voith GmbH filed Critical JM Voith GmbH
Publication of EP0578005A1 publication Critical patent/EP0578005A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0578005B1 publication Critical patent/EP0578005B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/04—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B1/10—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement the cylinders being movable, e.g. rotary
    • F04B1/107—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement the cylinders being movable, e.g. rotary with actuating or actuated elements at the outer ends of the cylinders

Definitions

  • the present invention relates to a noise-damped hydrostatic displacement machine according to the preamble of the claim.
  • a noise-damped hydrostatic displacement machine of this type is known from DE-OS 39 21 790.
  • the essence of this hydrostatic displacement machine is to seal the - in relation to the cam ring - the radially outer area with respect to the radially inner area and to apply it with different pressure so that the noise level caused by the position of the cam ring is reduced.
  • DE-GM 84 07 367 show displacement elements (FIG. 1, part 17 or FIG. 1, part 16) which, viewed axially, are guided on the lifting ring (14 or 20) via two retaining rings (33, 34 or 26, 27).
  • DE-AS 24 30 119 shows a radial seal (grooves in the cam ring) between the cam ring and retaining ring ( Figure 1).
  • the invention has for its object to provide a hydrostatic displacement machine according to the preamble of claim 1, in which, despite high tolerances, the required tightness between the radially outer and the radially inner region can be achieved.
  • a drive shaft 13 is mounted in this (see also roller bearing 14 and drive shaft seal 15).
  • the drive shaft 13 is connected by means of a clutch 16 to a cylinder block 17, which in turn is rotatably mounted on the control pin 11.
  • a cylinder block 17 In the cylinder block 17 there are, in a star-shaped arrangement, several, for example seven, pistons 18; each of these pistons 18 is in turn articulated to a piston shoe 19. (These functional units consisting of the piston 18 and the piston shoe 19 form so-called displacement elements, the circulation of which causes the actual pump effect).
  • a cam ring 20 is arranged in the housing 10 and assumes an eccentric position relative to the control pin 11 (cf. eccentricity "e").
  • the piston shoes 19 slide when the cylinder block 17 rotates along the inner circumferential surface of this cam ring 20.
  • the size of the eccentricity e between the control pin 11 and the cam ring 20 can be changed, namely by displacing the cam ring 20 with the aid of actuating pistons 21 and 22; these actuating pistons 21/22 are adjusted according to the required pump output by means of pressurization by means of liquid.
  • a low-pressure channel 23 and a high-pressure channel 24 extend through the housing 10 and through the control pin 11.
  • the region 25 of the housing interior located radially inside the cam ring 20, in which the drive shaft 13, the roller bearing 14, the clutch 16, the cylinder block 17 and the piston 18 with the piston shoe 19 circulate, is connected via a leakage oil channel 29 to a low pressure area, for example to a - symbolically represented - unpressurized oil tank 9. There is therefore a pressure in this radially inner region 25, which is approximately between 0 and 1 bar.
  • the region 26 of the housing interior located radially outside of the stroke ring 20 is separated from the rest of the housing interior, i.e. sealed from the radially inner region 25 in that an annular groove is provided in one of the end faces of the cam ring 20, in which an axially displaceable sealing ring is located.
  • at least one elastic element e.g. an O-ring
  • the cam ring on the one hand and the sealing ring on the other hand are spread apart in the axial direction.
  • the cam ring 20 lies with its one end face always sealingly against the surface 40 of the housing 10, while on the opposite end face of the cam ring 20 the sealing ring is constantly sealing against the surface 41 of the housing cover 12.
  • a "mean" pressure of approx. 2 to 4 bar builds up in the radially outer region 26 of the interior, which e.g. can thereby occur that leakage liquid penetrates from a pressure chamber and that along the actuating piston 21 into the outer region 26.
  • the outer region 26 is connected to any pressure source via a channel 33, so that the "average" pressure in the region 26 mentioned can be built up as quickly as possible.
  • the outer region 26 is connected to the leakage oil channel 29 via bores.
  • a check valve 37 is arranged in the connection between the outer region 26 and the leak oil channel 29, which only opens when the pressure difference mentioned exceeds the desired value. (Instead of the check valve 37, any other suitable pressure valve, for example a pressure relief valve, can also be provided).
  • the housing 10 has, on its inside, in a known manner two guide surfaces 42 for guiding the cam ring 20.
  • This guide surface 42 divides the radially outer region 26 of the housing interior into two chambers, which are, however, connected to one another via channels 45.
  • the connecting channels 45 are incorporated in the housing 10; Similar connection channels could, however, also be provided in the cam ring 20.
  • FIG. 1 a connecting channel 33 'from the low-pressure channel 23 to one of the connecting channels 45 is also shown with dash-dotted lines.
  • This arrangement is to be regarded as an alternative to the above-mentioned channel 33 (cf. FIG. 2) and comes into question if there is a "medium" liquid pressure in the low-pressure channel 23, which is now located in the region 26 located radially outside of the cam ring reproduces the interior of the housing.
  • the radial piston pump drawn and described so far is state of the art.
  • the object of the present invention relates to the seal between the inner and outer regions 25 and 26, respectively, starting from the cam ring 20 per se.
  • FIG. 3 corresponds to a section from the longitudinal section according to FIG. 1.
  • a seal is integrated between the inner region 25 and the outer region 26 on both sides of the cam ring 20, i.e. the seal drawn with reference to FIG. 3 between the cam ring 20 and the housing 10 is provided in mirror image equally between the cam ring 20 and the housing cover 12.
  • a flange-like (see reference numeral 30 ') so-called retaining ring 30 is provided on both sides of the cam ring 20, which - related on the cam ring 20 - can be axially spread relative to each other.
  • the sealing by means of the retaining rings 30 is designed as follows: the lifting ring 20 has a first recess on each side into which the retaining rings 30 are fitted via their flange shoulder 30 '; the cam ring 20 also has a second recess, so that a radial gap 31 is formed between the cam ring 20 and the retaining ring 30, into which an elastic seal, e.g. in the form of an O-ring.
  • the deformation of the O-ring in the radial intermediate space 31 now takes place radially and no longer axially, as in the prior art, so that the manufacturing process no longer requires too much effort with regard to the tolerances of the longitudinal dimensions.
  • the installation of two retaining rings 30 and thus two sealing washers also has the advantage that not only can the longitudinal tolerances be compensated, but also angular deviations between the cam ring 20 and the housing 10 or the housing cover 12, as well as changes in the angle of the cam ring 20 due to load-dependent deformations can be compensated.
  • the retaining rings are required anyway for the basic function of the pump, they hold the sliding blocks 18 on the running surface of the retaining ring 20.
  • the specific pairing cam ring 20 / retaining ring 30 is designed or designed so that the slightly increased internal pressure P 1 (of the space above the cam ring 20) up to the seal (O-ring) in the radial space 31 acts fully on the retaining ring 30 and on which Housing 10 facing side of the retaining ring 30, the conjugate pressure Pi decreases to the level of the interior.
  • the corresponding contact pressure F1 or F2 thus results in a resulting defined contact pressure Fan for pressing the retaining rings 30 onto the housing 10 (or onto the housing cover 12).

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine hydrostatische Verdrängermaschine mit einem Zylinderblock, in dem Verdrängerelemente vorgesehen sind, mit einem Hubring, der quer zur Drehachse des Zylinderblocks verschiebbar ist. Die Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, daß die Verdrängerelemente über zwei Halteringe am Hubring geführt sind, wobei a) die Halteringe dem Hubring gegenüber eine radiale Abdichtung aufweisen, und b) die axiale Abdichtung der Halteringe im Stillstand über Federelemente und beim Pumpbetrieb durch eine Anpreßkraft erfolgt. <IMAGE>

Description

  • Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine geräuschgedämpfte hydrostatische Verdrängermaschine nach dem Oberbegriff des Anspruchs.
  • Eine geräuschgedämpfte hydrostatische Verdrängermaschine dieser Art ist aus der DE-OS 39 21 790 bekannt. Der Kern dieser hydrostatischen Verdrangermaschine besteht darin, den - bezogen auf den Hubring - radial äußeren Bereich gegenüber dem radial inneren Bereich so abzudichten und so mit unterschiedlichem Druck zu beaufschlagen, daß der durch die Stellung des Hubrings bedingte Geräuschpegel vermindert wird.
  • Die bekannte Konzeption bzw. Konstruktion hat sich vom Grundgedanken her bestens bewährt - sie ist nur insofern etwas problematisch, als relativ enge Toleranzen einzuhalten sind, um wegen der axialen einseitigen Dichtung eine zu geringe Anpreßkraft bzw. eine zu hohe Anpreßkraft auf die Dichtung zu vermeiden. Eine zu geringe Pressung führt zu mangelhafter Dichtwirkung; eine zu hohe Pressung führt zu Problemen bei der Verstellung bzw. Einstellung des Hubrings, und zwar insbesondere bei geringen Verstelldrücken. Auf der der Dichtung abgewandten Seite können darüberhinaus aufgrund von betriebsdruckabhängigen Verformungen des Pumpengehäuses ebenfalls Undichtigkeiten entstehen.
  • DE-GM 84 07 367 zeigen Verdrängerelemente (Figur 1, Teil 17 bzw. Figur 1, Teil 16), die axial betrachtet über zwei Halteringe (33, 34 bzw. 26, 27) am Hubring (14 bzw. 20) geführt sind.
  • DE-AS 24 30 119 zeigt eine radiale Abdichtung (Nuten im Hubring) zwischen Hubring und Haltering (Figur 1).
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine hydrostatische Verdrängermaschine gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1 anzugeben, bei der trotz hoher Toleranzen die erforderliche Dichtheit zwischem dem radial äußeren und dem radial inneren Bereich erreichbar ist.
  • Diese Aufgabe wird durch die im kennzeichnenden Teil des Anspruchs angegebenen Merkmale und Maßnahmen gelöst.
  • Die Erfindung wird im folgenden anhand der Zeichnung näher erläutert. Diese zeigt in
    • Fig. 1
    eine Radialkolbenpumpe im Längsschnitt;
    Fig. 2
    die Radialkolbenpumpe nach Fig. 1 im Querschnitt und zwar längs der Schnittlinie II-II;
    Fig. 3
    einen Ausschnitt aus der Radialkolbenpumpe nach Fig. 1 zur Detaildarstellung der Axialdichtung zwischen dem Hubring und dem Gehäuse;
    Fig. 4
    den Ausschnitt nach Fig. 3 zur Darstellung der am Haltering wirkenden Kräfte.
  • Anhand von Fig. 1 und Fig. 2 sollen die wesentlichen und insoweit auch bekannten Einzelheiten und Maschinenelemente der dargestellten Radialkolbenmaschine (beispielsweise Radialkolbenpumpe) erläutert werden.
  • Ein Gehäuse 10, in das ein feststehender Steuerzapfen 11 eingesetzt ist, ist durch einen Gehäusedeckel 12 verschlossen. In diesem ist eine Antriebswelle 13 gelagert (siehe auch Wälzlager 14 und Antriebswellendichtung 15). Die Antriebswelle 13 ist mittels einer Kupplung 16 mit einem Zylinderblock 17 verbunden, der seinerseits auf dem Steuerzapfen 11 drehbar gelagert ist. Im Zylinderblock 17 befinden sich, und zwar in sternförmiger Anordnung, mehrere, beispielsweise sieben, Kolben 18; jeder dieser Kolben 18 ist wiederum gelenkig mit einem Kolbenschuh 19 verbunden. (Diese aus dem Kolben 18 und dem Kolbenschuh 19 bestehenden Funktionseinheiten bilden sogenannte Verdrängerelemente, über deren Umlauf die eigentliche Pumpenwirkung bewirkt wird).
  • Im Gehäuse 10 ist ein Hubring 20 angeordnet, der relativ zum Steuerzapfen 11 eine exzentrische Lage (vgl. Exzentrizität "e") einnimmt. Die Kolbenschuhe 19 gleiten bei einer Drehung des Zylinderblocks 17 entlang der inneren Mantelfläche dieses Hubrings 20. Die Größe der Exzentrizität e zwischen dem Steuerzapfen 11 und dem Hubring 20 ist veränderbar, und zwar durch eine Verschiebung des Hubrings 20 mit Hilfe von Stellkolben 21 und 22; diese Stellkolben 21/22 werden über eine Druckbeaufschlagung mittels Flüssigkeit der geforderten Pumpenleistung entsprechend eingestellt.
  • Durch das Gehäuse 10 und durch den Steuerzapfen 11 erstrecken sich ein Niederdruckkanal 23 und ein Hochdruckkanal 24.
  • Der radial innerhalb des Hubrings 20 befindliche Bereich 25 des Gehäuseinnenraumes, in dem die Antriebswelle 13, das Wälzlager 14 , die Kupplung 16, der Zylinderblock 17, sowie der Kolben 18 mit dem Kolbenschuh 19 umlaufen, ist über einen Leckölkanal 29 mit einem Niederdruckbereich, z.B. mit einem - symbolisch dargestellten - drucklosen ölbehälter 9 verbunden. Somit herrscht in diesem radial inneren Bereich 25 ein Druck, der sich ungefähr zwischen 0 und 1 bar einstellt.
  • Gemäß der bekannten Radialkolbenpumpe ist der radial außerhalb des Hubrings 20 befindliche Bereich 26 des Gehäuseinnenraumes vom übrigen Gehäuseinnenraum, d.h. vom radial inneren Bereich 25 dadurch abgedichtet, daß in einer der Stirnflächen des Hubringes 20 eine Ringnut vorgesehen ist, in der sich ein axial verschiebbarer Dichtring befindet. Mit Hilfe wenigstens eines elastischen Elements (z.B. eines O-Rings) werden dadurch der Hubring einerseits und der Dichtring andererseits in Axialrichtung auseinandergespreizt. Hierdurch liegt der Hubring 20 mit seiner ,einen Stirnfläche stets dichtend an der Fläche 40 des Gehäuses 10 an, während an der gegenüberliegenden Stirnfläche des Hubringes 20 der Dichtring ständig dichtend an der Fläche 41 des Gehäusedeckels 12 anliegt. Wesentlich ist dabei, daß sich in dem radial äußeren Bereich 26 des Innenraumes ein "mittlerer " Druck von ca. 2 bis 4 bar aufbaut, was z.B. dadurch erfolgen kann, daß Leckflüssigkeit aus einem Druckraum und zwar entlang dem Stellkolben 21 in den äußeren Bereich 26 eindringt. Der äußere Bereich 26 wird in weiterer Ausgestaltung über einen Kanal 33 mit einer beliebigen Druckquelle verbunden, so daß der Aufbau des "mittleren" Drucks in dem genannten Bereich 26 möglichst rasch erfolgen kann.
  • Es ist grundsätzlich zweckmäßig, stets eine gewisse Druckdifferenz zwischen dem radial äußeren Bereich 26 und dem Druck im radial inneren Bereich 25 einzuhalten. Um diese Druckdifferenz von beispielsweise 2 bis 4 bar einzuhalten, ist der äußere Bereich 26 über Bohrungen mit dem Leckölkanal 29 verbunden. Außerdem ist, wie in Fig. 1 dargestellt, in der Verbindung zwischen dem äußeren Bereich 26 und dem Leckölkanal 29 ein Rückschlagventil 37 angeordnet, das sich nur dann öffnet, wenn die genannte Druckdifferenz den gewünschten Wert übersteigt. (Anstelle des Rückschlagventils 37 kann auch irgendein anderes geeignetes Druckventil, beispielsweise ein Druckbegrenzungsventil, vorgesehen werden).
  • Das Gehäuse 10 hat an seiner Innenseite in bekannter Weise zwei Führungsflächen 42 zur Führung des Hubringes 20. Durch diese Führungsfläche 42 ist der radial äußere Bereich 26 des Gehäuseinnenraumes in zwei Kammern unterteilt, die jedoch über Kanäle 45 miteinander verbunden sind. Beim dargestellten Beispiel sind die Verbindungskanäle 45 in des Gehäuse 10 eingearbeitet; ähnliche Verbindungskanäle könnten jedoch auch im Hubring 20 vorgesehen werden.
  • In Fig. 1 ist mit strichpunktierten Linien ferner ein Verbindungskanal 33' vom Niederdruckkanal 23 zu einem der Verbindungskanäle 45 dargestellt. Diese Anordnung ist als Alternative zu dem oben erwähnten Kanal 33 (vgl. Fig.2) zu betrachten und kommt dann in Frage, wenn im Niederdruckkanal 23 ein "mittlerer" Flüssigkeitsdruck vorhanden ist, der sich nun in den radial außerhalb des Hubrings befindlichen Bereich 26 des Gehäuseinnenraumes fortpflanzt.
  • Die insoweit gezeichnete und beschriebene Radialkolbenpumpe ist Stand der Technik. Der Gegenstand der vorliegenden Erfindung bezieht sich auf die Abdichtung zwischen dem inneren und dem äußeren Bereich 25 bzw. 26, wobei vom Hubring 20 per se ausgegangen wird.
  • Die erfindungsgemäße Konzeption bzw. Konstruktion bezüglich der dem Stand der Technik gegenüber verbesserten Abdichtung ist in Fig. 3 dargestellt, die einem Ausschnitt aus dem Längsschnitt gemäß Fig. 1 entspricht. Diesbezüglich ist grundsätzlich anzumerken bzw. voranzustellen, daß - anders als beim Stand der Technik - eine Abdichtung zwischen dem inneren Bereich 25 und dem äußeren Bereich 26 zu beiden Seiten des Hubrings 20 integriert ist, d.h. die anhand von Fig. 3 gezeichnete Abdichtung zwischen dem Hubring 20 und dem Gehäuse 10 ist spiegelbildlich gleichermaßen zwischen dem Hubring 20 und dem Gehäusedeckel 12 vorgesehen. Auszugehen ist mithin davon, daß neben dem Hubring 20, der ja den inneren Bereich 25 und den äußeren Bereich 26 relativ zueinander separiert zu beiden Seiten des Hubrings 20 je ein flanschähnlicher (vgl. Bezugszeichen 30') sogenannter Haltering 30 vorgesehen ist,die - bezogen auf den Hubring 20 - relativ zueinander axial gespreizt werden können. Konstruktiv betrachtet ist die Abdichtung mittels der Halteringe 30 wie folgt gestaltet: Der Hubring 20 weist zu bei den Seiten je eine erste Aussparung auf, in die die Halteringe 30 über ihren Flanschansatz 30' eingepaßt werden; der Hubring 20 weist darüberhinaus je eine zweite Aussparung auf, so daß zwischen dem Hubring 20 und dem Haltering 30 ein radialer Zwischenraum 31 entsteht, in den eine elastische Dichtung, z.B. in Form eines O-Rings, eingelegt wird.
  • Aufgrund dieser spezifischen Konstruktion erfolgt die Verformung des O-Rings im radialen Zwischenraum 31 nunmehr radial und nicht mehr - wie beim Stand der Technik - axial, so daß bei der Fertigung im Hinblick auf die Toleranzen der Längsabmessungen kein zu hoher Aufwand mehr erforderlich ist. Der Einbau von zwei Halteringen 30 und damit von zwei Dichtscheiben hat darüberhinaus auch den Vorteil, daß nicht nur die Längstoleranzen ausgeglichen werden können, sondern auch Winkelabweichungen zwischen dem Hubring 20 und dem Gehäuse 10 bzw. dem Gehäusedeckel 12, sowie Winkelveränderungen des Hubrings 20 aufgrund von belastungsabhängigen Verformungen kompensiert werden. Die Halteringe werden zur Grundfunktion der Pumpe sowieso benötigt, sie halten die Gleitsteine 18 an der Lauffläche des Halterings 20.
  • Die vorstehende Funktionsbeschreibung betrifft den Fall, daß die Pumpe arbeitet. In diesem Fall werden - analog zum Stand der Technik - der innere Bereich 25 und der äußere Bereich 26 der sich zwischen beiden einstellenden Druckdifferenz entsprechend relativ zueinander abgedichtet. Damit die axiale Andrückung der Halteringe 30, d.h. der Dichtscheiben bei jedem Betriebszustand, d.h. auch zu Beginn des Pumpbetriebs gewährleistet ist, sind zusätzlich im Hubring 20 und zwar gegenüber dem Flanschansatz 30' der Halteringe 30 Federelemente 32 eingebaut.
  • Die erfindungsgemäße Konfiguration soll im folgenden nochmals anhand von Fig. 4 über eine Betrachtung der im Bereich der Haltering 30 wirksamen Druck- bzw. Kraftverhältnisse erläutert werden. In Fig. 4 sind der Hubring 20 mit dem die Dichtung verifizierenden Haltering 30 als dem Gehäuse 10 gegenüberliegende Element-Paarung dargestellt.
  • Die spezifische Paarung Hubring 20/Haltering 30 ist so ausgelegt bzw. konzipiert, daß am Haltering 30 der leicht erhöhte Innendruck P₁ (des Raums über dem Hubring 20) bis zur Dichtung (O-Ring) im radialen Zwischenraum 31 voll wirkt und auf der dem Gehäuse 10 zugewandten Seite des Halterings 30 der konjugierte Druck Pi sich bis auf das Niveau des Innenraumes abbaut. Über die entsprechenden Anpreßkräfte F1 bzw. F2 ergibt sich so eine resultierende definierte Anpreßkraft Fan für die Anpressung der Halteringe 30 an das Gehäuse 10 (bzw. an den Gehäusedeckel 12).

Claims (1)

  1. Hydrostatische Verdrängermaschine,
    z.B. Radialkolbenmaschine, Flügelzellenmaschine,
    mit den folgenden Merkmalen:
    a) in einem umlaufenden Zylinderblock (17) sind mehrere radial in einer Führung verschiebbare Verdrängerelemente (18,19) vorgesehen, deren radiale Position während der Rotation des Zylinderblocks (17) von einem nicht umlaufenden Hubring (20) bestimmt ist,
    b) der in einem Gehäuse (10) ruhende Hubring (20) ist mittels diametral angeordneter Stellkolben (21,22) quer zur Drehachse des Zylinderblocks (17) verschiebbar, so daß der Abstand (Exzentrizität e) zwischen der Achse des Hubrings (20) und der Drehachse des Zylinderblocks (17) und damit der Hub der Verdrängerelemente (18,19) veränderbar ist,
    c) der zumindest überwiegend radial außerhalb des Hubrings (20) befindliche (äußere) Bereich (26) des Gehäuseinnenraumes ist gegenüber dem zumindest überwiegend radial innerhalb des Hubrings (20) befindlichen (inneren) Bereich (25) des Gehäuseinnenraumes derart abgedichtet, daß sich in dem radial äußeren Bereich (26) ein geringfügig über dem Atmosphärendruck liegender Druck einstellt, und
    d) nur der radial innere Bereich (25) des Gehäuseinnenraumes ist mit einem Niederdruckbereich (Leckölleitung 29, Saugkanal 23) verbunden, während der radiale äußere Bereich (26) des Gehäuseinnenraumes an eine Druckquelle angeschlossen ist (Leitung 33),
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Verdrängerelemente (18,19) axial betrachtet über zwei Halteringe (30) am Hubring (20) geführt sind, wobei
    a) die Halteringe (30) dem Hubring (20) gegenüber eine radiale Abdichtung (O-Ring 31) aufweisen, und
    b) die axiale Abdichtung der Halteringe (30)
    b 1) im Stillstand gegenüber dem Gehäuse (10) bzw. dem Gehäusedeckel (12) über Federelemente (32) und
    b 2) beim Pumpbetrieb durch eine mittelbar vom Arbeitsdruck abhängige Anpreßkraft
    erfolgt.
EP93109492A 1992-06-19 1993-06-15 Geräuschgedämpfte hydrostatische Verdrängermaschine Expired - Lifetime EP0578005B1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE4220028 1992-06-19
DE4220028A DE4220028C1 (de) 1992-06-19 1992-06-19

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP0578005A1 true EP0578005A1 (de) 1994-01-12
EP0578005B1 EP0578005B1 (de) 1995-05-31

Family

ID=6461338

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP93109492A Expired - Lifetime EP0578005B1 (de) 1992-06-19 1993-06-15 Geräuschgedämpfte hydrostatische Verdrängermaschine

Country Status (7)

Country Link
US (1) US5394787A (de)
EP (1) EP0578005B1 (de)
JP (1) JPH0666250A (de)
AT (1) ATE123328T1 (de)
DE (1) DE4220028C1 (de)
DK (1) DK0578005T3 (de)
ES (1) ES2073319T3 (de)

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