Will D., Gebhardt N. (Hrsg.) Hydraulik: Grundlagen, Komponenten, Schaltungen

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138 6 Pumpen und Motoren

Abb. 6.16 Messschrieb der Druckpulsation im Kreislauf eines Hydraulikprüfstandes.

1 ohne Dämpfung, 2 mit Silencer, 3 mit Hydropneumatischem Dämpfer

x Aktive Dämpfer

Bei diesem Prinzip wird ein geschlossener Regelkreis genutzt. Mittels Piezo-

Aktoren werden hochfrequente Pulsationswellen erzeugt, die zur Erregerwelle des

Hydrauliksystems um 180° phasenverschoben sind, so dass es zur Auslöschung

der Gesamtwellenfront kommt [6.26].

6.4 Simulation von Hydromaschinen

Die Art der Volumenstrombereitstellung und die Gestaltung des Hydraulik-

kreislaufes beeinflussen das dynamische Verhalten der gesamten Hydraulikanlage

maßgeblich. Um schon in der konstruktiven Phase optimierte Lösungen zu er-

halten, werden zunehmend Simulationsprogramme eingesetzt [6.21 und 6.27]. In

Abschn. 4.9 und [6.30] sind dazu allgemeine Vorgehensweisen zur Modellierung

dargestellt. Nachfolgend erfolgt die konkrete Anwendung auf Hydropumpen mit-

tels einer speziellen Software Simulation X, die zahlreiche Module zur Hydraulik

aufweist. Für den Anwender ergibt sich trotz blockorientierter Simulationsmodule

immer noch ein nicht unbedeutender Einarbeitungsaufwand.

Das in Abb. 6.17 dargestellte vereinfachte Pumpenmodel kann unter Nutzung

der Software Simulation X [6.26] berechnet werden. Die Modellierung des Kol-

bens wird als „Plungerzylinder“ vorgenommen, da so am besten der Sachverhalt

einer Kolbenmaschine beschrieben werden kann [6.22]. Als Steuergröße für den

Kolben dient, ebenso wie für die Ventile, der Drehwinkel. Die vom Pumpentyp

abhängige Volumenänderung eines Verdrängerelementes bedingt zum einen ein

Ansaugen der Hydraulikflüssigkeit durch das Saugventil und damit aus dem Tank

des hydraulischen Systems. Beim darauf folgenden Verkleinern seines Volumens

wird das Fluid unter Druck über das Druck- oder Auslassventil an den Arbeits-

anschluss der Hydropumpe gefördert.

6.4 Simulation von Hydromaschinen 139

Abb. 6.17 Allgemeine Modellstruktur von Hydromaschinen (Kolbenmaschinen). 1 Formel

zur Erfassung des Drehwinkels, 2 Kolbenelement, 3 Saugsteuerventil, 4 Drucksteuerventil

Im Modell wird eine Formel verwendet, die den Kolbenhub in Abhängigkeit

der konstanten geometrischen Werte und des Drehwinkels der Pumpenwelle be-

schreibt. Diese Formel gilt für fortlaufende Umdrehungen und gestattet die Be-

rücksichtigung der Winkellage der einzelnen Kolben bei Mehrkolbenmaschinen.

In den Elementen in Abb. 6.15 werden die für die Simulation erforderlichen Da-

ten, wie z. B.:

– Kolbenhub und –Volumen (winkelabhängige Öffnungsquerschnitte),

– Viskosität des verwendeten Fluids,

– Drehwinkel für Kolben- und Ventilsteuerung und

– Wirkungsgradmodelle für Kolben und Ventile

eingegeben.

Das nunmehr vorhandene Modell für ein Verdrängerelement kann als Submodell

verwendet und so eine vollständige Pumpe modelliert werden. Es ergibt sich z. B.

das in Abb. 6.18 dargestellte Modell, wobei gegenüber dem Ausgangsmodell

(Abb. 6.17) nunmehr auch mit den Symbolen der Abb. 6.16 insofern grafische

Vereinfachungen vorgenommen werden können, dass jeweils ein Modell eines

Verdrängerelementes erfasst wird. Unter Verwendung von konkreten Daten ergibt

sich der in Abb. 6.19 dargestellte Sachverhalt für die Volumenstrompulsation

bzw. können charakteristische Frequenzen ermittelt werden, die im Einsatz der

Pumpe zu Problemen führen. Sie können primär durch Ausschluss dieses Dreh-

zahlbereiches oder wenn nicht möglich durch sekundäre Maßnahmen (s. Abschn.

6.3) gemindert werden.

140 6 Pumpen und Motoren

Abb. 6.18 Modellstruktur einer Hydraulikpumpe mit 2 Kolben. 1 Pumpenmechanik (Rotor),

2 Modul zur Steuerung des Drehwinkels des Kolbens, 3 Verdrängerelement (Plungerzylinder),

4 Saug- bzw. Druckventil, 5 Belastungsdrossel

Neben der Simulation von hydraulischen Komponenten ist die Möglichkeit, ge-

samte Kreisläufe bzw. Maschinen und Anlagen dynamisch zu untersuchen, die

für moderne Konstruktion von ausschlaggebender Bedeutung [6.23] sind.

Abb. 6.19 Ergebnis der Simulation von Kolbenpumpen. a Momentaner Förderstrom von

Pumpen mit 5 (x), 7 (y) und 9 (z) Verdrängerelementen b Frequenzspektrum Q

des Vo-

lumenstromes einer Pumpe mit 7 Verdrängern

Zeit

[

]

Zeit

[

]

Q [l/min]

2 3

6.5 Bauarten von Hydromaschinen 141

6.5 Bauarten von Hydromaschinen

6.5.1 Zahnradmaschinen

Zahnradpumpen

Die am häufigsten eingesetzten Drehkolbenpumpen sind die nach dem Ver-

drängerprinzip arbeitenden Zahnradpumpen in ihren Ausführungen als

Außen-

oder

Innenzahnradpumpen. Das Wirkungsprinzip für die fast ausschließlich mit

konstantem Verdrängungsvolumen ausgelegten Zahnradpumpen zeigt Abb. 6.20

für die Bauart mit Außenverzahnung.

Abb. 6.20 Schnittdarstellung einer Außenzahnradpumpe. 1 Triebwelle, 2 treibendes Zahn-

rad, 3 getriebenes Zahnrad, 4 Lagerbrille, A Saugseite, B Druckseite

Über die Antriebswelle wird Zahnrad 2 mechanisch in der eingezeichneten

Richtung angetrieben. Dadurch ergibt sich für Zahnrad 3 ein Zwangslauf mit um-

gekehrter Drehrichtung. An der Saugseite

A der Hydropumpe bewegt sich der im

Eingriff stehende Zahn des einen Zahnrades aus der Zahnlücke des anderen Zahn-

rades heraus. Durch die damit verbundene Volumenvergrößerung entsteht ein lo-

kaler Unterdruck im Saugraum an den im Eingriff befindlichen Zähnen, wodurch

sich die jeweilige Zahnkammer mit Hydraulikflüssigkeit füllt.

An der Druckseite der Hydropumpe entsteht durch die ineinandergreifenden

Zähne eine Volumenverkleinerung und die Hydraulikflüssigkeit wird in die

Druckleitung der Hydroanlage verdrängt.

Das Verdrängungsvolumen

V ergibt sich aus Gl. (6.34 a) bzw. Gl. (6.34 b), in

Abhängigkeit der bekannten geometrischen Daten. Bei Anwendung einer Profil-

verschiebung für die Zahnradpaare gilt Gl. (6.35)

142 6 Pumpen und Motoren

mbdV 

mit :

zmd 

mmbzV 

(6.34 a)

(6.34 b)

)2(2

xzmbV 

(6.35)

m Modul d

Teilkreisdurchmesser

z Zähnezahl eines Zahnrades x

Profilverschiebung

b Zahnbreite

Bei einer außenverzahnten Hydropumpe erfolgt die Trennung der Saugseite von

der Druckseite in der Mitte der Pumpe durch die Zahnflanken der sich im Eingriff

befindenden Zähne (siehe Abb. 6.21).

Die radiale Abdichtung der Pumpe wird dadurch ermöglicht, dass am Außen-

umfang der Zahnräder die Zahnköpfe an der Gehäuseinnenwand umlaufen. In

Axialrichtung erfolgt eine Trennung zwischen Saug- und Druckseite, indem die

Zahnräder an ihrem Lagersitz geführt werden. Um die Verluste von der Druckseite

zur Saugseite bei zunehmendem Druck möglichst gering zu halten, wird der La-

gersitz mit dem Systemdruck gegen die Zahnräder gedrückt (

axialer Spielaus-

gleich

). Die Gehäusedeckel beinhalten die Axiallager für die Zahnradwellen. Kon-

struktiv werden die meisten Zahnradpumpen in Geradverzahnung ausgeführt.

Durch die ständige und schlagartig erfolgende Be- und Entlastung bei jedem Ein-

griff der Zähne werden Druckstöße verursacht, die wesentlich zur Geräusch-

bildung beitragen.

Abb. 6.21 Abführung des QuetschFluids einer Außenzahnradpumpe. 1 Zahnrad,

2 Gehäusenut, 3 Druckseite, 4 Quetschraum

Während des Betriebes der Hydropumpe wird im Zahngrund der im Eingriff

stehenden Zähne ein Teil des Fluids eingeschlossen und dabei komprimiert. Infol-

ge der Komprimierung des Fluids in der Kompressionszone entstehen Druckstöße

6.5 Bauarten von Hydromaschinen 143

und es werden Kompressionsverluste, ein großer Ungleichförmigkeitsgrad, er-

höhte Lagerbelastung und starke Geräusche hervorgerufen, die sich bei hohen

Drehzahlen noch verstärken. Um diese negativen Eigenschaften auszugleichen,

wird gemäß Abb. 6.21 der Quetschraum 4 durch eine Nut mit dem Druckraum der

Hydropumpe verbunden. Damit wird der Druck im Raum 4 auf den Betriebsdruck

begrenzt.

Bei Zahnradpumpen wird diese Nut meistens nur auf einer Seite der Eingriffs-

stelle in das Pumpengehäuse eingearbeitet, um den volumetrischen Wirkungsgrad

nicht noch negativer zu beeinflussen. Das beschränkt eine solche Pumpe auf nur

eine Drehrichtung, da bei Drehrichtungsänderung auf der anderen Seite der Ein-

griffsstelle kein Volumenstrom abgeführt werden kann.

Bauarten mit veränderlichen Verdrängungsvolumen sind u. a. aus [6.15 – 6.17]

bekannt, wobei sie sich in der Praxis bisher nicht durchgesetzt haben.

Außenzahnradpumpen haben folgende charakteristische Eigenschaften:

 einfacher und robuster Aufbau,

 relativ preisgünstige Herstellung auch bei hoher Genauigkeit,

 hohe Betriebssicherheit und Zuverlässigkeit,

 Betrieb der Pumpe ist unabhängig von der Einbaulage,

 bei konstanter Drehzahl gutes Ansaugverhalten,

 geringe Schmutzempfindlichkeit,

 großer Drehzahlbereich

n = 500 bis 6000 min

-1

 guter Wirkungsgrad bis oft 90

% und darüber hinaus.

Abb. 6.22 Zahnradpumpe mit Innenverzahnung. 1 Antriebswelle, 2 Gehäusedeckel, 3 Pum-

pengehäuse, 4 Durchgang a, 5 Durchgang b, 6 Ring mit Innenverzahnung, 7 Dichtkeil (si-

chelförmig)

144 6 Pumpen und Motoren

Eine weitere Bauform der Drehkolbenpumpen ist die Zahnradpumpe mit Innen-

verzahnung

. Das auffälligste Merkmal ist der niedrige Geräuschpegel. Diese Ei-

genschaft wird besonders beim Einsatz in Werkzeugmaschinen und in Kraftfahr-

zeugen genutzt. Die Funktion einer Innenzahnradpumpe ist in Abb. 6.22 dar-

gestellt. Das mechanisch angetriebene äußere Zahnrad nimmt den Hohlring mit

seiner Innenverzahnung in der angezeigten Richtung mit. Am Durchgang

a haben

die Zähne die sich öffnenden Zahnkammern verlassen. Durch diese Volumenver-

größerung zwischen den Zahnflanken entsteht ein Unterdruck, wodurch die Pum-

pe Hydraulikflüssigkeit aus dem Behälter in die nierenförmigen Ansaugöffnungen

in den Seitenflächen der Pumpe saugt und auf die Druckseite befördert. Die Vo-

lumenvergrößerung erfolgt auf einem Drehwinkel des Zahnrades von ca. 120q

[6.4]. Dieser Umstand bringt den erwünschten Effekt der hohen Laufruhe und des

sehr guten Ansaugverhaltens, da sich der Verdrängerraum nicht schlagartig, son-

dern langsam mit Hydraulikfluid füllt. Bei Innenzahnradpumpen wird die an-

gesaugte Hydraulikflüssigkeit entlang des eingelegten, meist mit dem Gehäuse

verstifteten, Dichtkeils ohne Volumenänderung auf die Druckseite befördert. Der

Dichtkeil verhindert den sonst entstehenden hydraulischen Kurzschluss zwischen

Saug- und Druckraum. Der Verdrängerraum nach dem Dichtkeil ist nach außen

mit dem Druckanschluss verbunden. Hier verringert sich das Volumen zwischen

den Zahnflanken. Durch diese Volumenverminderung entsteht ein Druck, der die

Hydraulikflüssigkeit aus der Pumpe in die Anlage verdrängt.

Anwendung finden auch Innenzahnradmaschinen ohne Dichtkeil. Ritzel und

Hohlrad stehen hier im direkten Eingriff, wobei eine Zähnezahldifferenz von eins

gilt. Es erfolgt eine direkte Abdichtung an speziell geformten Zahnköpfen. Der-

artige Maschinen sind nur für kleine Verdrängervolumina geeignet.

Da sich beim Betrieb der Pumpe erhebliche radiale Drücke auf die Verzahnung

und die Lager aufbauen, werden ausgewählte Abschnitte des Zahnradumfanges

durch Kanäle mit dem Saug- und Druckraum verbunden. Dieser Effekt bewirkt

gleichzeitig eine günstigere Gestaltung der Lebensdauer. Die Berechnung des

Verdrängungsvolumens ergibt sich aus Gl. (6.36)

hbzmV 

mit



ddh 

(6.36)

m Modul z Zähnezahl des Ritzels

Zahnbreite

Kopfkreisdurchmesser

Zahnflankenhöhe

Fußkreisdurchmesser

Die Zahnringpumpe mit konstantem Hubvolumen ist eine besondere Art der In-

nenzahnradpumpe und basiert auf der Trochoiden-Verzahnung. Man bezeichnet

diese Bauart auch als

Gerotor-Prinzip. Während die meisten Rotationspumpen ei-

ne Antriebsdrehzahl von > 500 U/min erfordern, lassen sich mit Zahnring-

maschinen sehr niedrige Antriebsdrehzahlen von 10–250 U/min realisieren. Aus

Abb. 6.23 ist erkennbar, dass die Zahnringpumpe eine modifizierte Innenzahnrad-

pumpe ist. Das Zahnrad 1 hat einen Zahn weniger als der innen verzahnte Ring 2,

was ein relativ großes Verdrängungsvolumen ergibt. Dadurch sind Direktantriebe

6.5 Bauarten von Hydromaschinen 145

mit Motoren bei großem Hubvolumen ohne Zwischengetriebe möglich. Die

Steuerung erfolgt durch ein rotierendes Verteilerventil.

Abb. 6.23 Vereinfachte Darstellung einer Zahnringpumpe. 1 Zahnrad (Rotor), 2 Ring mit

Innenverzahnung (Stator)

Ein exzentrisch im Ring umlaufendes Zahnrad kämmt mit um einen eine Zahn-

teilung größeren innen verzahnten Ring, wobei in den Wälzpunkten eine perma-

nente Berührung aller Zähne mit dem Gegenrad stattfindet. Diese Kontakte

dichten die einzelnen Verdrängungsräume gegeneinander ab. Das von außen an-

getriebene Zahnrad (Rotor) wälzt sich auf dem festen Zahnring (Stator) ab und

führt dabei, zusätzlich zu seiner Rotationsbewegung, eine Translationsbewegung

auf einer Kreisbahn um den Mittelpunkt des Stators aus (

Gerotor-Prinzip). Die

Steuerung (Trennung von Druck- und Niederdruckseite) erfolgt durch ein vom

Zahnradsatz angetriebenes zylindrisches Verteilerventil, das als Trommel- oder

Tellerventil ausgeführt ist. Während der Bewegung eines Rotorzahnes von einer

Zahnlücke zur nächsten füllt und entleert sich jede Zahnkammer einmal.

Das mit Gl. (6.37) berechenbare Verdrängungsvolumen ergibt sich aus dem

Volumen zwischen den Zahnflanken und der Gehäusewand

)(

minmax

AAbzV  .

(6.37)

z Zähnezahl des inneren Zahnrades (Rotor)

b Zahnbreite

max

min

Größte Verdrängerfläche

Kleinste Verdrängerfläche

Zahnradmotoren

Der konstruktive Aufbau der meisten Zahnradmotoren entspricht weitestgehend

dem der Zahnradpumpen. Der Hydromotor wird durch die zugeführte Druck-

flüssigkeit, die auf die Zahnräder wirkt in Drehung versetzt. Das in Abhängigkeit

von der äußeren Last entstehende Drehmoment wird über die Motorwelle ab-

gegeben.

Das axiale Druckfeld sorgt dafür, dass bei zunehmendem Druck nur sehr wenig

Hydraulikflüssigkeit die axialen Spaltabdichtungen überwindet und somit druck-

abhängige Leckverluste zwischen Druck- und Abflussseite entstehen. Das Druck-

feld drückt mit dem aktuellen Anlagendruck die deckelseitige Lagerbrille an die

Stirnseiten der Zahnräder. Zahnradmotoren, die für wechselnde Drehrichtung ein-

146 6 Pumpen und Motoren

gesetzt werden sollen, müssen mit einem Leckanschluss versehen sein. Zahnrad-

motoren gehören zu den sog. Schnellläufern, d. h., sie werden für Drehzahlen über

500 U/min eingesetzt.

Die Anwendung erfolgt für einfache rotatorische Einsatzfälle, wie z. B.:

 Landmaschinentechnik (z. B. Förderbänder an Kartoffelerntemaschinen),

 Mobilhydraulik (z. B. Streuteller an Winterstreufahrzeugen),

 Werkzeugmaschinen.

6.5.2 Schraubenmaschinen

Schraubenpumpen

Schraubenpumpen arbeiten gegenüber Kolben- und Zahnradpumpen nahezu pul-

sationsfrei. Die Gewindeform sorgt für eine günstige hydraulische Belastung und

damit für extrem geringe Betriebsgeräusche. Der Aufbau und die Funktion einer

Schraubenpumpe sind Abb. 6.24 zu entnehmen. Diese Pumpenart besteht aus

zwei, drei oder mehr rotierenden, miteinander im Eingriff stehenden Gewinde-

oder Schraubenspindeln. Die Spindeln sind mit Links- bzw. Rechtsgewinde aus-

geführt und bilden, zusammen mit dem Pumpengehäuse, geschlossene Räume.

Das Fluid wird bei konstantem Verdrängungsraum (drehwinkelunabhängig) in

axialer Richtung zur Druckseite hin vorwärtsbewegt. Das mit Gl. (6.38) berechen-

bare Verdrängungsvolumen bildet sich zwischen den Gewindegängen der

Spindeln und der Gehäusewand aus und ist konstant.

104

8,1





(6.38)

Hauptspindelaußendurchmesser s Steigung

Abb. 6.24 Schema einer Schraubenpumpe. 1 Antriebswelle (Hauptspindel), A ,B hydrauli-

sche Anschlüsse

6.5 Bauarten von Hydromaschinen 147

Vorteilhaft an der Schraubenpumpe sind die Laufruhe und die kleine Baugröße

auch bei großen Förderströmen, da die Pumpe mit hohen Drehzahlen dauerbelastet

werden kann. Radiale Belastungen an der Hauptspindel treten nicht auf. Die Ne-

benspindeln erfahren erhebliche radiale Belastungen (Kraftrichtung senkrecht zur

Längsachse des Spindelpaketes). Bei Pumpen mit aktiven konstruktiven Schub-

ausgleich werden axiale Belastungen an den Spindelenden an der Saug- und

Druckseite aufgehoben, wodurch gleichzeitig alle Lagerstellen geschmiert werden.

Diese Faktoren ermöglichen eine lange Lebensdauer der Pumpe. Eine wesentliche

Eigenschaft der Schraubenpumpen ist der konstruktiv bedingte günstige Gesamt-

wirkungsgrad (oft über 90%). Die Reibungskräfte werden entscheidend von der

Viskosität des Fluides geprägt. Bei den typischerweise geförderten Schmier- und

Treibstoffen sind die Reibkräfte eher niedrig. Der sich einstellende Differenzdruck

über einer Schraubenpumpe ergibt sich maßgeblich aus der Länge des Spindel-

paketes.

Schraubenmotoren

Schraubenmotoren werden in der Regel nicht als Antriebseinheiten eingesetzt. Als

Volumenstromsensoren (entspricht der Wirkungsweise von Motoren) gibt es je-

doch Einsatzfälle, die in Kap. 12 vorgestellt sind.

6.5.3 Flügelzellenmaschinen

Flügelzellenpumpen

Flügelzellenpumpen sind Verdrängungsmaschinen, die mit veränderlichem oder

konstantem Verdrängungsvolumen als einhubige (einfach wirkende) oder doppel-

hubige (doppelt wirkende) Einheiten gebaut werden. Konstruktiv sind beide Bau-

formen ähnlich aufgebaut. Sie bestehen aus einem festen Gehäuse (Stator) und ei-

nem Rotor mit radial beweglichen Flügeln. Abweichungen gibt es in der Form des

Stators, der die Hubbewegungen der Flügel geometrisch begrenzt.

Einhubige Flügelzellenpumpen

Das wichtigste Merkmal einer einhubigen Flügelzellenpumpe gemäß Abb. 6.25 ist

die kreisrunde Bohrung im Gehäuse, in der ein exzentrisch zum Mittelpunkt der

Bohrung angeordneter Rotor mit radial eingesetzten Flügeln umläuft. Durch die

Drehung des Rotors im Stator entsteht eine Fliehkraft, welche die radial ver-

schiebbaren Flügel gegen die Gehäuseinnenwand drückt. Das Anliegen der Flü-

gelstirnseiten an der Gehäuseinnenwand bewirkt die Zellen- bzw. Kammer-

bildung, in denen das Fluid befördert wird. Diese Wirkung kann durch zusätzliche

Federn noch unterstützt werden, so dass schon bei geringen Drehzahlen die Zu-

satzkraft die Flügel nach außen drückt. Die Anpresskraft zwischen den Flügeln

und dem Stator ist druckabhängig und kann zusätzlich erhöht werden, wenn die

Flügel von ihrer Rückseite mit dem Anlagendruck beaufschlagt werden. Bedingt

durch den einseitig an den Flügeln anliegenden Druck, muss die resultierende Ra-

dialkraft von den Lagern der Rotorwelle aufgenommen werden.