DE4017068A1 - Hochdruck aggregat - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein Hochdruck-Aggregat. Es kann eine Hoch­ druck-Pumpe oder eine Steuerungs-Einheit sein, beziehungsweise beides zu einem einzigen Aggregat vereint.

Hochdruck-Pumpen sind zum Beispiel aus der DE-OS 37 11 633 bekannt. Steuerungen für mehrere Pumpkolben findet man zum Beispiel in der britischen Patentschrift 15 99 524.

Bei den Aggregaten nach der deutschen Offenlegungsschrift werden die Kolben durch Exzenterscheiben oder durch Schrägscheiben angetrieben. Trotz der Verwendung von fünf oder sieben Kolben haben diese Aggregate die aus den Hydropumpen bekannten Förderungsgleichmäßigkeiten, von z. B. um drei Prozent bei sieben Kolben. Die Steuerung der genannten britischen Patentschrift kann, wie die gegenwärtige Erfindung erkennt, nur für begrenzte Drucke verwendet werden, weil sie den Einfluß der Kompression der Flüssigkeiten bei hohen Drücken nicht erkannt hat und deren Steuerung nicht beherrscht. Die Ungleichförmigkeit der Mehrkolbenpumpen nach der deutschen Offenlegungsschrift ist zwar für Hydropumpen bis um 500 Bar tragbar, aber nicht mehr für Präzisionsantriebe mit hohen Drücken um über tausend Bar.

Die bekannte Technik ist daher noch mit Mängeln behaftet, die einer weiteren Vervollkommnung bedürfen.

Der gegenwärtigen Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine Steuerung oder ein Hochdruck-Aggregat auch für sehr hohe Drücke zu schaffen, das gleichmäßigen Förderstrom auch bei hohen Drücken ermöglicht und außerdem einfach in der Herstellung und besonders zuverlässig im Betrieb ist.

Diese Aufgabe wird in der Gattung der Hochdruckaggregate nach dem Gattungsbegriff des Patentanspruchs 1 durch den kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 gelöst. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung befinden sich in den Unteransprüchen 2 bis 14.

Voraufgehend ist ein Hochdruck-Aggregat beschrieben, daß eine Pumpe oder eine Steuerungsanordnung sein kann. Dabei ist besonders der schädliche Einfluß der Kompression der Flüssig­ keiten bei hohen Drücken von über 1000 Bar untersucht und sind Maß­ nahmen vorgeschlagen, die diese schädlichen Einflüsse verringern oder überwinden. Aber darin ist der Einfluß der Entspannung der komprimierten Flüssigkeiten nicht oder nicht ausreichend erwähnt.

Der Erfindung nach der gegenwärtigen Patentanmeldung liegt daher die Aufgabe zugrunde, die schädlichen Einflüsse der Expansion der komprimierten Flüssigkeiten oder Fluide einzuschränken oder zu über­ winden, beziehungsweise Mittel anzuordnen, die die schädlichen Einflüsse der Expansion und der Kompression der Fluide bei hohen Drücken einschränken oder verhindern.

Diese Aufgabe wird in der Gattung der Technik nach dem einleitendem Teil des Anspruchs 15 durch den kennzeichnenden Teil des Anspruchs 15 gelöst. Weitere vorteilhafte Ausführungen ergeben sich aus den Ansprüchen 16 bis 17.

In der Technik sind Hochdruck-Aggregate bekannt, die auch als Wasserpumpen für mehrere tausend Bar eingesetzt werden können, zum Beispiel die "Axial booster" oder Druckübersetzer. Auch die Europa Offenlegungs­ schriften 01 02 441 und 02 85 685 zeigen Hochdruck-Aggregate. Schließlich sind moderne Hochdruck-Aggregate in (noch nicht veröffentlichten) Patentan­ meldungen des Erfinders beschrieben.

Allen Aggregaten der so bekannten Technik ist gemeinsam, daß sie einmal noch nicht völlig totraumlos ausgebildet sind, wodurch sie Verluste haben und außerdem sind die Förderungen an Hochdruckfluid nicht uniform. Das heißt, es entstehen zwischen gleichmäßigen Förderzeiten, "Täler", in denen der Druck abfällt oder kein Hochdruckfluid gefördert wird.

Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, die Mängel der bekannten Technik einzuschränken und ein effektives Hochdruck-Aggregat zu schaffen, das weitgehend totraumlos und ohne lange Zeiten mit Druckabfall oder Förderverringerung arbeitet.

Diese Aufgabe wird nach dem Patentanspruch 18 gelöst und weitere vorteilhafte Ausbildungen der Erfindung sind nach den Unteransprüchen 19 bis 48 angestrebt.

Fig. 10 und 11 sind Schnitte durch Aggregate der bekannten Technik.

Fig. 1 bis 9 und 12 bis 17 sind Schnitte durch Aggregate der Erfindung.

Fig. 15 bis 16 zeigen Schnitte eines Ausführungsbeispiels der Erfindung in die Anordnungen nach der gegenwärtigen Erfindung einge­ zeichnet und mit Bezugszahlen von 550 an aufwärts bezeichnet sind.

Fig. 17 und 18 zeigen Diagramme zur Erklärung der Erfindung, beziehungsweise gemessene Ergebnisse eines Druckschreib-Gerätes.

Mindestens die Fig. 26, 29, 30, 32, 35, 40 bis 42 und 55 bis 71 zeigen Schnitte durch Ausführungsbeispiele der Erfindung, während die nicht genannten Figuren zwischen Fig. 19 und 55 Figuren zur Erläuterung der Grundlagen der einschlägigen Technik sind.

Technische Grundlagen der Erfindung

Fig. 10 zeigt den Längsschnitt durch einen Axial-Booster der bekannten Technik. Durch Anschlüsse "V" und "W" wird Mitteldruck abwechselnd in die Kammern "A" und "B" geleitet, wodurch der Kolben "K" mit Durch­ messer "D" im Aggregat periodisch von links nach rechts und von rechts nach links bewegt wird. Die Umsteuerung des von einer Pumpe kommenden Fluids erfolgt in herkömmlicher Weise, zum Beispiel durch magnetbetätigte Um­ steuerschieber. Der Kolben "K" ist mit nach links und rechts erstreckten Kolbenstangen des kleineren Durchmessers "d" versehen, so daß diese Kolben­ stangen in die Zylinder "D" bzw. "E" eintauchen und in ihnen hin und her bewegt werden. Links und rechts endwärts der Zylinder sind Deckel ange­ ordnet, die Einlaß- und Auslaß-Ventile (nicht in die Figur eingezeichnet) für die Hereinleitung und Ableitung des Hochdruck-Fluids zu und aus den Zylindern "D" und "E" dienen.

Es sei zunächst angenommen, daß der Kolben den vollen Weg von der linken Wand des Zylinders A bis zur rechten Wand des Zylinders B läuft und ferner sei angenommen, daß die Umsteuerung in unendlich kurzer Zeit erfolgt, ferner sei angenommen, daß die Umsteuerung ohne jegliche toten Raum verursachende Leitungen direkt vor den Kammern A und B erfolgt (was technisch nicht möglich ist).

Kammern A und B nacheinander ohne Zeitverluste mit kontinuierlicher Fluid­ stromgeschwindigkeit der Druck "Pm" zugeführt. In der zur jeweiligen Zeit­ spanne nicht beaufschlagten Kammer A oder B sei der Druck "null".

Beginnt der Kolben K den Weg von rechts nach links, dann ist im Zylinder D vor dem Hubbeginn der Druck ebenfalls "null" oder klein, denn dieser Zylinder D hat ja gerade Fluid mit niederem Druck in sich aufge­ nommen. Das jetzt drucklos im Fluid in Zylinder D vorhandene Fluid aber ist kompressible. Sein Kompressionsfaktor sei "Fcw", zum Beispiel: Fcw = 0,0000375 was heißen soll, daß dieses Fluid, zum Beispiel Wasser, bei 1 Bar um 0,00375 Prozent komprimiert, (das dieser Faktor "Fcw" von Wärme und Druck etwas abhängig ist, sei unberücksichtigt).

Das Volumen des Zylinders D ist jetzt (d²)π/4) mal Hubweg "S" (stroke im englischem). Das Auslaßventil des Zylinders "D" sei auf hohen Druck von zum Beispiel "Ph" = 2000 Bar eingestellt. Da das genannte Ventil bei einem geringerem Druck nicht öffnet und das Einlaßventil jetzt verschlossen ist, wird das Fluid in Kammer "D" bei Beginn des Hubweges auf den Druck "Ph" komprimiert, also in diesem Beispiel auf 2000 Bar komprimiert, bevor das Auslaßventil öffnet und der Zylinder D Fluid nach außen zu liefern beginnen kann. Kurzum, das Volumen der Kammer D wird um das Volumen "V _DC " verkleinert. Diese Verkleinerung beträgt dann:

V _DC = d²f/4 S · F _cw · P _h (1)

Der Hubweg "S" sei im Beispiel mit 42 mm angenommen, der Durchmesser "D" sei 80 mm und der Durchmesser "d" sei 28 mm. Dann bringt Gleichung (1):

V _DC = 28²(π/4) 42 · 0,0000375 · 2000 = 1939,62 mm³.

Bevor der Hub "S" begann, was das Volumen der Kammer V _D = (d²) (π/4) mal S, also:

V _D = 28²(π/4)42 = 25 861,6 mm³

Daraus kann man den Kompressionsverlust der Kammer K in Hundertstel-% errechnen, indem man das Volumen "V _DC " durch das Volumen "V _D " teilt. Also: (mit V _C = Kompressionsverlust)

V _C = V _DC /V _D = 0,01% (2)

und diese Prozente kann man direkt auf den Hubweg anwenden, so daß man den Hubwegverlust, bei dem die Kammer D nicht fördert, der "S _C " genannt sein soll, wie folgt erhält:

S _C = S · V _C (3)

Für das obige Beispiel bringt das:

V _C = 1939,62/25 861,6 = 0,075 und S _C = 42 · 0,075 = 3,15 mm.

Während dieses Teilhubes von 3,15 mm fördert der Zylinder D also nicht. Es entsteht ein Förderzeitverlust von 100 × S _C = 100 · 0,075 = 7,5 Prozent.

Ist der Zylinder D mit einem Totraum G verbunden, wie in Fig. 10 gezeigt, dann muß auch das Volumen des Totraums G mit komprimiert werden. Solcher Totraum ist meistens vorhanden, weil die Ventile eingebaut werden müssen und das toten Raum zwischen den Ventilen verursacht, wenn nicht spezielle Ventile nach Patentveröffentlichungen des Erfinders verwendet sind. Das Totraumvolumen "G" ist eine geometrische Größe, die sich aus der Konstruktion ergibt und es kann in "Vg" eingesetzt werden. In diesem Falle wird der Kompressionsfaktor "Vc" zu "Vct" mit:

V _ct = (V _DC + V _G · P _h · F _cw )/V _D oder: V _ct = (V _D + V _G ) P _h · F _cw /V _D (4)

und der Hubwegverlust wird zu "Sct", mit:

S _ct = S · V _ct (5)

Ist der Totraum G im Beispiel 4 Kubikzentimer, also 4000 mm³, so erhält man im obigen Beispiel:

V _ct = (25 861 + 4000) 2000 · 0,0000375/25 861 = 0,0866

Der Förderzeitverlust ist dann 100 mal Vct = 8,66 Prozent.

Daraus sieht man unmittelbar, wie wichtig es ist, daß der Totraum "G" so klein, wie möglich gehalten wird.

Ist der Raum "B" außerdem mit dem totem Raum "N" verbunden und das zum Füllen des Raumes B verwendete Fluid zum Beispiel Öl mit dem Kompressionskoeffizienten "Fco" = 0,000054, so muß erst noch der Totraum "N" komprimiert werden, bevor der Hub beginnen kann. Dann wird der Kom­ pressionsfaktor "Vctt", und zwar:

Vctt = [(V _D + V _G ) F _cw Ph/V _D ] + V _N F _co Pm/V _D (6)

Im obigem Beispiel und ferner mit Vn = 6 CC = 6000 mm und Ph = Mittel­ druck zur Einleitung in die Kammer B = 300 Bar, folgt:

Vctt = [(25 861,6 + 4000) 0,0000375 · 2000/25 861,6] + 6000 · 0,000054 · 300/25 861,6 = 0,09036

und der Förderzeitverlust wird Vctt × 100 = 9,04 Prozent.

Ist es in der Praxis nun so, daß der Kolben K nicht den vollen Hubweg S durchläuft, sondern ein Weg erst im Abstande "Q" von der rechten Wand der Kammer B beginnt, dann muß, bevor eine Förderung aus der Pumpe heraus beginnt, auch noch das Volumen "Vq" komprimiert werden und es ist:

Vq = (D² - d²) (π/4) Q = (7),

so daß der Kompressionsfaktor "Vcttt" wird, nämlich:

Vcttt = [(V _D + V _G ) F _cw · Ph/V _D ] + (V _N + [D² - d²] π/4) Q) F _co · Pm/V _D (8)

was im obigem Beispiel, wenn "Q" = 4 mm beträgt, folgendes bringt:

Vcttt = [(25 861,6 + 4000) 0,0000375 · 2000/25 861,6] + (6000 + [80² - 28²] π/4 · 4) 0,000054 · 300/25 861,6 = 0,0976

und der Förderzeitverlust 100 × Vcttt wird 9,76 Prozent.

Die Gleichung (8) kann man auch, wie folgt, schreiben:

Vctt = [(V _D + V _G ) F _cw · Ph + (V _N + [D² - d²] π/4 Q) F _co · Pm)/V _D (9)

Jetzt sei angenommen, daß das Aggregat mit Ph = 4000 Bar und dann Pm = 600 Bar arbeiten soll. Dann gibt das obige Beispiel nach Gleichungen (9) und (5):

Vcttt = [(25 861,6 + 4000) 0,0000375 · 4000 + (6000 + [80² - 28²] f/4) 0,000054 · 600]/25 861,6 = 0,2028

mit dem Förderzeitverlust Fv = 100 × Vcttt = 20,28 Prozent.

Ein so hoher Verlust ist eine Katastrophe in der modernen Technik und daraus ersieht man, daß das Aggregat der bekannten Technik der Fig. 10 einer Vervollkommnung durch die gegenwärtige Erfindung bedarf.

Die bekannte Technik hat sich teilweise damit beholfen, daß man zwischen die Mitteldruckpumpe und die Einlässe V und W der Kammern A und B Druckspeicher, also Akkumulatoren gesetzt hat. Diese hatten dann aber nur den gleichen Druck, den die Mitteldruckpumpe förderte, also nur den Druck Pm. Hatten diese Akkumulatoren ein Volumen, das dem Kompre­ ssionsvolumen Vc entsprach, dann fiel ihr Druck auf die Hälfte, wenn der Druckspeicher in die Kammer A oder B entleerte. Also wurde nur ein Halberfolg erzielt. Wenn man andererseits das Volumen der Druckspeicher sehr viel größer macht, als das Kompressionsvolumen Vc ist, dann wirken sie besser, aber dann werden sie sehr groß, schwer und es sind dann für plötzliche Entleerung große Leitungsquerschnitte erforderlich, die wiederum Totraum M und N schaffen, oder diese Toträume vergrößern, was dann wiederum zu größeren Förderzeitverlusten führt.

Man sieht daraus, daß auch diese Lösung der bekannten Technik einer weiteren Vervollkommnung durch die gegenwärtige Erfindung bedarf.

Zu bemerken ist noch, daß sich die gleichen Vorgänge abspielen, wenn der Kolben K die linke Endlage in Fig. 10 hat und die Lieferung des Druckes Pm in die Kammer A beginnt.

Ist der Hub des Kolbens nicht der volle Hub "S", sondern bleibt links und rechts der Hubweg "Q" vom Hubwege ausgeschlossen, dann entsteht ein Teilvolumen in D und eines in A, bzw. sie entstehen in E und B, wobei diese Volumen bei Ende des Hubwegs noch mit vollen Drücken Ph bzw. Pm gefüllt sind. Dann expandieren diese Volumen beim Beginn des Hubes und nehmen neues Fluid mit Drücken Ph und Pm erst dann wieder auf, wenn die Expansion bis zum Niederdruck oder bis zum Drucke "null" beendet ist. Dann entsteht ein weiterer Verlust dadurch, daß die Kammern A, B, D und E nicht voll beim Einlaßhub gefüllt werden, weil die Einlaßhubwege um die Expansionszeit gekürzt sind. Auch diese Verhältnisse kann man berechnen, indem die bisher verwendeten Formeln sinngemäß umkehrt werden.

In Fig. 11 findet man ein weiteres Beispiel einer allerdings noch nicht veröffentlichten Technik. Hier sind zwei Mitteldruck-Kolben K ange­ ordnet, die abwechselnd nacheinander die Hochdruck-Kolben "P" treiben. Diese fördern in die Außenkammern "OC", die durch Membranen von den Innenkammern "IC" getrennt sind. Diese Trennung geschieht dafür, daß man in den Außenkammern ein schmierendes Fluid, wie z. B. Öl, verwenden kann, während die mit Einlaß- und Auslaß-Ventilen versehenen (in der Figur sind die Ventile nicht eingezeichnet) Innenkammern der Förderung von nicht schmierendem Fluid, zum Beispiel Wasser, dienen können.

Hier können die Zylinder wiederum Toträume haben, die wieder mit H, G, M und M bezeichnet sind. Außerdem können wieder Hübe mit nicht vollen Hubwegen auftreten. Zusätzlich aber muß noch das Fluid in den Innenkammern komprimiert werden, bevor eine Förderung aus dem Aggragat beginnen kann. Die Kammern A, B, D und E haben hier meistens Öl, also benutzen sie den Kompressionsfaktor Fco = 0,000054. Die Innenkammer aber hat meistens Wasser und benutzt den Kompressionsfaktor Fcw = 0,000037.

Die Volumen der Außenkammern und Innenkammern sind hier, wenn Leckageverluste unberücksichtigt bleiben oder nicht auftreten und Schließ­ zeitverluste der Ventile unberücksichtigt bleiben oder nicht auftreten, gleich den Volumen der Hochdruck Kammern D oder E.

Dann erhält man das Kompressionsvolumen als "Vcm", nämlich:

Vcm = [Voc · F _cw · P _h + (V _D + V _N ) F _co P _h + D²π/4 L F _co Pm]/V _D (10)

worin "L" in Fig. 11 den Teilhubweg "Q" der Fig. 10 ersetzt und ver­ wendet man wieder das obige Beispiel für 4000 Bar Druck, erhält man:

Vcm = [25 861,6 · 0,0000375 · 4000 + (25 861,6 + 6000) 0,000054 · 4000 + 80² π/4 · 4 · 0,000054 · 600]/25 861,6 = 0,4413

mit dem Förderzeitverlust Fv = 100 × Vcm = 44,13 Prozent.

In der noch nicht veröffentlichten Figur einer parallelen Patentan­ meldung des Erfinders, die in dieser Schrift als Fig. 12 gebracht wird, sind die Kolben P der Fig. 11 durch die Kolben 5 und 6 ersetzt, während diese Kolben statt gegen eine Membrane, wie in Fig. 11 zu fördern, hier in Fig. 12 gegen zwei Membranen und somit jeder der Kolben gegen 2 Außen­ kammern 35 fördern. Dann aber wird das Kompressionsvolumen zu "Vcdm", nämlich zu:

Vcdm = (2Voc · F _cw · Ph + (V _D + V _N ) FcoPh + D²π/4 L FcoPm]/V _D (11)

weil jetzt ja zwei Außenkammern zu dem betreffenden Kolben verbunden sind.

Nimmt man wieder das obige Beispiel für 4000 Bar, erhält man:

Vcdm = [2 × 25 861,6 · 0,0000375 · 4000 + (25 861,6 + 6000) 0,000054 · 4000 + 80² π/4 · 4 · 0,000054 · 600]/25 861,6 = 0,5913

und der Förderzeitverlust wird Fv = 100 × Vcdm = 59,13 Prozent.

Man sieht aus diesen Beispielen, daß äußerste Ungleichförmigkeit der Förderung bei hohen Drücken entsteht. Denn bei einem Förderzeitver­ lust von 59 Prozent fördert die Pumpe nicht einmal mehr die Hälfte der Zeit.

Da bei derart hohen Drücken alles etwas nachgiebig ist, ist der Zeit­ verlauf nicht ganz so scharf, wie in den obigen Berechnungen ermittelt. Aber die Förderung wird derartig ungleichmäßig, daß man sie mit her­ kömmlichen Mitteln, wie Druckspeichern nicht mehr rationell berichtigen kann. Andererseits stellt die Technik immer höhere Anforderungen vor allem an kleine Hochdruckaggregate. So sollen Wasserstrahlen von 4000 Bar mit sehr kleinen Durchmessern und hoher Fördergleichmäßigkeit geliefert werden, um die gleiche hohe Präzision bei Feinstschneiden, wie mit Laserstrahlen zu erreichen. Da derartige Anforderungen durch die eingangs erwähnte britische Patentschrift infolge der oben beschriebenen Zeitverluste durch hohe Kompression des Fluids nicht mehr beherrscht werden können, bedarf auch diese Patentschrift der Verbesserung durch die gegenwärtige Erfindung.

Beschreibung der bevorzugten Ausführungsbeispiele

In Fig. 1 ist ein Längsschnitt durch ein Hochdruck-Aggregat der Erfindung gezeigt. Es hat im Hauptgehäuse 464 die Mitteldruck-Zylinder 45, 15 mit den darin reziprokierbaren Mitteldruck-Kolben 8 und 9, sowie die Hochdruck-Zylinder 11, 12 mit den darin reziprokierbaren Hochdruck- Kolben 5 und 6. Zwischen Teilen des Hauptgehäuses und den genannten Kolben bildet sich die Mittelkammer 44, 45, 46 aus, wobei 44 der Verbindungs­ kanal zwischen den zylindrischen Kammerteilen 45 und 46 der allen vier Kolben gemeinsamen Mittelkammer ausbildet. In der Figur ist unter dem Hauptgehäuse 464 das Kontrollgehäuse 18 angeordnet, das auch die Mittel­ druckzylinder 14, 15 verschließt. Oberhalb des Hauptgehäuses 464 ist in der Fig. 1 der Ventilkopf oder Deckel 489 angeordnet, zu dem die Hoch­ druck-Zylinder 11, 12 münden und der die Einlaß- und Auslaß-Ventile (nicht eingezeichnet) für die Hochdruckzylinder 11, 12 sowie die Einlässe und Auslässe 64, 65 zu den genannten Ventilen enthält. In der Figur zeigen 64 die Ein- und Auslässe zum Zylindersatz 11 und 65 die Ein- und Auslässe zum Zylindersatz 12. Die Sitze 490 sind für die Schrauben zum Befestigen und Lösen des Deckels vom Hauptgehäuse ausgebildet. Die außerdem noch am Hauptgehäuse oder dem Kontrollgehäuse befestigten Teile formen zusammen mit den bereits beschriebenen Teilen eine in sich komplette Hochdruck- Einheit, die man überall dort als Hochdruckpumpe einsetzen kann, wo eine Mitteldruck-Fluidlieferpumpe vorhanden ist, um dessen Lieferleitung an Anschluß 487 der Hochdruck-Einheit anzuschließen.

Innerhalb von Gebäuden, zum Beispiel in Fabrikationshallen für Wasserstrahlschneiden, wird man meistens eine extra Mitteldruckpumpe 19, getrieben vom Elektromotor 401 mittels Leitung oder Flansch 486 mit dem Lieferanschluß 488 der Mitteldruckfluidpumpe zum Anschluß 487 der Hochdruck- Einheit 464 zu verbinden.

Ein besonderer Vorteil der Hochdruckeinheit 464 besteht jedoch darin, daß man sie überall dort einsetzen kann, wo bereits Mitteldruckfluid Lieferpumpen vorhanden sind. Das ist zum Beispiel in Baggern, Bulldozzern, Traktoren, vielen Lastwagen usw. der Fall. Man kann die Einheit der Fig. 1 (ohne die Pumpeneinheit 401-19-488) direkt in einen vorhandenen Bagger hereinlegen oder hereinschrauben, die Lieferleitung der Baggerpumpe zum Anschluß 487 verbinden und Hochdruck-Wasserleitungen zu den Anschlüssen 64, 65 verbinden, um den Bagger, den Lkw, das Schiff usw. auf Wunsch als Hochdruckreiniger, Wasserstrahlschneidgerät, Wasserstrahlbohrgerät in Bergwerken, Tunnels usw. einzusetzen. Man braucht also keine extra Wasserstrahlmaschine mehr zu kaufen, sondern kann vorhandene Anlagen und Fahrzeuge durch einfaches Einlegen oder Anschrauben der Hochdruckeinheit des Gehäuses 464 in Wasserstrahlschneidfahrzeuge oder Reinigungs- Fahrzeuge beziehungsweise Anlagen umzuwandeln.

Zum Betrieb des Aggregates wird also Mitteldruckfluid, mag zwischen 100 und 800 Bar sein, in den Einlaß-Anschluß 487 geleitet und strömt durch den Kanal (die Kanäle) 91 des Steuerventils 17 über eine Mittel­ druckmündung 93 und über Kanal 471 oder 473 in einen der Mitteldruck­ zylinder 14 oder 15 je nach Stellung des Steuerkörpers 17. Es sei jetzt angenommen, daß das Mitteldruckfluid zum Zylinder 14 geleitet wird. Dann wird der Mitteldruck-Kolben 8 nach oben gepreßt und da der Mitteldruck- Kolben 8 zum Hochdruckkolben 5 des zum Kolben 8 kleineren Durchmessers 5 verbunden ist, wird auch der Hochdruck-Kolben 5 nach oben, also tief in den Zylinder 11 hereingedrückt, wobei er Hochdruckfluid aus dem Auslaß 64 des Zylinders 11 fördert. Nun ist aber die Mittelkammer 44- 46 mit Fluid gefüllt, zum Beispiel durch die Pumpe 484 über Leitung 485 und unter konstantem Mittelkammerndruck durch ein Druckventil an Leitung 413 gehalten. (Das Druckventil kann handelsüblich sein und ist daher in der Figur nicht eingezeichnet.) Da das Fluid in der genannten Mittelkammer eine Flüssigkeit, zum Beispiel Öl, ist und der Mittelkammerdruck relativ niedrig ist, komprimiert dieses Fluid in der Mittelkammer wenig und drückt den Kolben 9 nach unten, wenn der Kolben 8 nach oben läuft. Sinngemäß läuft Kolben 8 nach unten, wenn Kolben 9 nach oben gepreßt wird. Läuft aber, wie beschrieben, einer der Kolben 8 oder 9 nach unten, dann wird das Fluid aus dem Zylinder 14 oder 15 unter dem betreffendem Kolben 8 oder 9 herausgepreßt und fließt über die betreffende Mündung und Leitung 94 des Steuerventils 17 in die Leitung 301, 302 und von dort aus durch Einlaß 313 in den Steuerkörper Treibmotor 97, um diesen zur Rotation oder zum Axialhub anzutreiben. Dadurch treibt der Motor 97, zum Beispiel über Getriebe 467, 466 den Steuerkörper 17 geschwindigkeitsmäßig parallel zur Fördermenge des Mitteldruckfluids, das durch Anschluß 487 in das Aggregat 464 der Fig. 1 hereingeleitet wird.

So ist der Steuerkörper 17 in continuierlicher Bewegung, zum Beispiel in Rotation, gehalten und die Kolben 5-8, sowie 6-9 laufen abwechselnd auf und ab, wobei aus den Hochdruckzylindern 11 und 12 über die Auslässe 64 und 65 Hochdruckfluid gefördert wird.

Derartige Steuerung der Hubbewegung der Kolben 5, 8, 6, 9, mittels eines rotierenden Ventils, ähnlich wie 17, ist im Prinzip aus der eingangs er­ wähnten britischen Patentschrift 15 99 524 bekannt. Außerdem ist in der US-Patentschrift 43 73 874 ein dem der genannten britischen Patentschrift ähnlicher rotierender Steuerkörper durch einen Zahnradmotor angetrieben, der von demjenigen Fluidstrom durchströmt und getrieben ist, der nach Durchströmen des Zahnradmotors dem Einlaß des Steuerkörpergehäuses zugeleitet wird. In der genannten britischen Patentschrift sind mindestens drei Differentialkolben angeordnet und die Mittelkammer zwischen den Differential­ kolben ist durch einen Druckfluidstrom gespeist, dessen Druck durch ein Überdruckventil begrenzt ist.

Durch die gegenwärtige Erfindung wird erkannt, daß die Aggregate der genannten britischen und US-Patent­ schriften höchstens als Nieder- oder Mitteldruck-Aggregate wirksam sein können. Schon aus dem Grunde, weil sie die Kompressionszeit-Verluste der unter "Technische Grundlagen" in dieser gegenwärtigen Schrift erfaßt und beschrieben sind, nicht berücksichtigen. Bei hohen Drücken müssen nach den eingangs beschriebenen technischen Grundlagen der Erfindung pro­ zentual hohe Förderzeitverluste während der Hubumkehrungen der Kolben entstehen, während denen das Aggregat keinen Hochdruck Fluidstrom liefern kann.

Außerdem erkennt die gegenwärtige Erfindung, daß es keinen Vorteil bietet, mindestens drei Differentialkolben im Aggregat zu verwenden, wie die britische Patentschrift es verlangt. Zwei Differentialkolben nach der Fig. 1 sind nicht nur völlig ausreichend, sondern sie bieten die sicherste Verwirklichung und Beherrschung der konti­ nuierlichen Fördergleichheit, wenn man die Grundlagenregeln und Ansprüche der gegenwärtigen Patentanmeldung befolgt. Die Steuerung der Hubbewegungen von drei Differentialkolben würde die Fördergleichmäßigkeit nicht heben sondern zusätzliche Verluste, Kosten und Steuerungs-Probleme verursachen.

Bezüglich des Antriebs der Rotationsbewegung des Steuerkörpers durch den Zahnradmotor im Fluidstrom vor Eintritt des Fluidstromes in das Steuerkörpergehäuse erkennt die gegenwärtige Erfindung, daß das US-System die Verwendung als Hochdruck-Aggregat verhindert. Denn einmal sind Zahnradmotoren infolge ihrer Leckageverluste oder ihrer hohen Reibung nur für niedere Drücke und außerdem soll der Mitteldruck des Fluidstromes zu den Mitteldruckzylindern 14, 15 bis zu Drücken von 800 Bar gelten.

Daraus ersieht man, daß die bekannten Anordnungen der genannten britischen und US-Patentschriften der weiteren Vervollkommnung bedürfen, die die gegenwärtige Erfindung bietet und verwirklicht.

Erfindungsgemäß wird der rotierende Steuerkörper 17 der Fig. 1 und ihrer Zusatzfiguren 2 bis 9 nicht durch einen vorgeschalteten Zahnrad­ motor, sondern durch einen nachgeschalteten Hydromotor zur Rotation ange­ trieben und in Rotation gehalten.

Daher ist der Treibfluidstrom, also der Mitteldruck-Fluidstrom direkt aus der im Fahrzeug vorhandenen Druckfluid­ leitung oder aus der Leitung 488 der Pumpe 19 der Fig. 1 entnommen und sofort, ohne durch einen Motor zu strömen, direkt in den Einlaß 487 des Steuerungsgehäuses 465 der Fig. 1 geleitet. Über Kanal 408 gelangt das Mitteldruckfluid in den inneren Kanal 91 des Steuerkörpers, siehe dazu die Schnittfiguren 2 und 3, wonach das Mitteldruckfluid innerhalb des inneren Mitteldruckkanals des Steuerkörpers 17 nach rechts oder links (in Fig. 1) zu den rechten oder linken Mitteldruck-Steuermündungen 93 unter den Leitungen 472 oder 473 zu den Mitteldruckzylindern 14 oder 15 fließt, je nachdem welche der Steuermündungen 93 gerade zu der Leitung 472 oder zu der Leitung 473 verbindet. Sobald zu einer dieser Leitungen die Verbindung hergestellt ist, drückt das Mitteldruckfluid den betreffenden Kolben 8 oder 9 aufwärts (in Fig. 1) wodurch die Flüssigkeit in der Mittelkammer 44-46 nach dem Gesetz der kommunizierenden Röhren der anderen der Kolben 8 oder 9 nach unten zu drücken beginnt. Um den betreffenden Kolben nach unten frei zu geben, also ihn nicht zu blockieren, ist der Steuer­ körper 17 mit den Abfluß-Steuertaschen 94 versehen, die den Mitteldruck- Steuertaschen 93 radial gegenüber liegen. Siehe die Steuermündungen 93 und 94 in verschiedene Rotationslagen in den Schnittfiguren 4 bis 9, in denen auch die Fluidstromrichtungen durch Pfeile eingezeichnet sind. Von den Abfluß-Steuermündungen oder Steuertaschen 94 aus fließt der Rückstorm entlang dem Steuerkörper 17 durch entsprechende Ausnehmungen im Steuerköerper 17 zu den Kanälen 302 und durch diese hindurch in den Kanal 301, von dem aus es durch den Einlaß 313 in den Fluidmotor 97 eintritt, ihn und seine Schluckfluidkammern durchströmt und den Rotor mit Schaft des Motors 97 in Drehung versetzt. Der Motor 97 kann jetzt ein Niederdruckmotor sein, da der Mitteldruck Fluidstrom den größten Teil seines Druckes zum Antrieb des Kolbens 8 oder des Kolbens 9 ver­ braucht hat. Der so nachgeschaltete Fluidmotor 97 benötigt auch keinen hohen Druck, da er lediglich das geringe Drehmoment liefern soll, das benötigt ist, die Reibung bei der Rotation des Steuerkörpers 17 zu über­ winden, um den Steuerkörper 17 in Rotation zu versetzen und zu halten. Um ausreichend langsame Hübe der Kolben 5, 6, 8, 9 für lange Lebensdauer der Ventile im Kopfsatz 489 zu erhalten, ist es vorteilhaft als Motor 97 einen Fluidmotor mit großem Schluckvolumen pro Umdrehung zu verwenden. Meistens ist auch noch eine Zahnradgetriebe-Untersetzung 467, 466 zwischen dem Steuerkörpertreibmotor 97 und dem Steuerkörper 17 angeordnet.

Erfindungsgemäß ist durch den Hydromotor 98 auch direkt oder indirekt über den Steuerkörper 17 und ggf. ein zusätzliches Zahnradgetriebe die Mittelkammern-Fluidlieferpumpe 486 angetrieben. Diese fördert über Auslaß 485 und durch Leitung 485 in die Mittelkammer 44-46. Am Mittelkammer­ auslaß 413 kann ein Druckbegrenzungsventil, Überlaufventil ange­ schlossen sein, um einen bestimmten gewollten Maximaldruck in der Mittel­ kammer aufrecht zu erhalten. Ein solches markterhältliches Druckbegren­ zungsventils ist fast in allen Fällen eingebaut (in Fig. 1) aber in Fig. 1 nicht eingezeichnet, weil solche Ventile bekannter Stand der Technik sind.

Wenn man die eingangs berichteten Förderzeitverluste durch innere Kompression des Fluids unberücksichtigt läßt, könnte man zunächst annehmen, daß dieser Aufbau mindestens für niedere oder mittlere Drücke betriebssicher arbeiten würde. So würde der Durchschnittsfachmann wohl nach bisherigem Lesen vermuten.

Bei der Erprobung des Antriebsaggregates der Erfindung in den Test­ ständen zeigte sich aber, daß es tatsächlich nicht funktioniert. Ein halbes Jahr lang bei täglichen Achtstunden-Testen lief das Aggregat ungleichmäßig. Derart ungleichmäßig mit zeitweilig schnelleren und langsameren Umdrehung des Steuerkörpers 17, daß das Aggregat in der Praxis nicht verwendet werden konnte.

Zur Überwindung dieses Problems wurde daher erfindungsgemäß an die Einlaßleitung 408 oder an die Pumpe 19 bzw. die Leitung zwischen beiden, das Mitteldruck Begrenzungs- oder Über­ laufventil 409 (mit Federbelastung oder sonstiger Druckregelung 410) ange­ schlossen (oder eingebaut) und das überströmende Fluid durch die Leitung 412 in die Leitung 301 bzw. in den Einlaß 313 des Hydromotors (Steuerkörper Treibmotors) 97 zu leiten. Nach dieser erfindungsgemäßen Maßnahme wurde die Wirkungsweise und Zuverlässigkeit des Hochdruckaggregates der Erfindung bedeutend besser und zuverlässiger. Dieser Anordnung kommt daher wesentliche Bedeutung zu.

In der Fig. 1 sieht man noch die Dichtflächen 391, die den Einstrom in den Steuerkörper 17 abdichten, die Dichtflächen 394, die den Weiter­ strom in die Kanäle 472 und 473 abdichten und die Dichtflächen 392 bzw. 393, die die Rückstrom-Steuerflächen für den Rückstrom aus den Kanälen 472 und 473 herein in die Kanäle 94 (Ausnehmungen 94 im Steuerkörper 17) steuern und zeitweilig abdichten.

Da in den Schnittfiguren 4 bis 9 die Steuertaschen bei verschiedenen Rotationswinkelstellungen illustriert sind, kann man die Strömungen aus den Figuren direkt ersehen, ohne daß diese einer besonderen Beschreibung mit Worten benötigt. Teile 489, 471 verbinden den Antriebsschaft 489 fest drehfest mit dem Steuerkörper 17 und die Teile 469, 470 dichten den Steuer­ körper 17 im Steuerungsgehäuse 18 axial nach außen ab, damit kein Fluid ins Freie entweicht.

Obwohl das Aggregat nach dieser Erfindungs­ maßnahme wesentlich zuverlässiger arbeitete, war es aber trotzdem noch nicht rationell. Warum nicht, wurde erst nach 7 Monaten langen Testens und Überlegens mit mehreren Dutzend erfolglosen anderen Änderungen und Versuchen erkannt. Es ist nämlich so, daß der Fachmann das Schluckvolumen des Fluidmotors 97 pro Umdrehung so auslegt, daß der Motor 97 gerade dann eine volle Umdrehung von 360 Grad dem Steuerkörper 17 aufzwingt, wenn beide Kolben 8 und 9 nacheinander einmal den ganzen Hubweg nach oben gelaufen sind.

Dann aber entstehen, wie die Erfindung jetzt erkannte, sehr plötzliche und hohe Druckspitzen in der Einlaßleitung 408 und in der Mittelkammer 44-46, die viel höher sind, als die Einstellung der Druckventile an den Leitungen 408 und 413. Die Ursachen dafür sind, wie die Erfindung jetzt erkennt, plötzliche Druckspitzen durch plötzliche Fluidmengenansammlungen in der Mittelkammer 44-46 und in dem Einlaß 313 zum Fluidmotor 97. Solange das Überlaufventil 409 und die Leitung 412 zum Fluidmotor 97 nicht angeordnet war, führten diese zeitweiligen hohen Druckspitzen durch Fluidmengenstauungen in den beschriebenen Räumen zum plötzlichem und oft langfristigem völligem Abbremsen des Steuerkörpers 17.

Nachdem die Erfindung die Ursachen jetzt erkannt hat, können sie auch beschrieben werden. Es ist nämlich so, daß dadurch, daß die Pumpe 484 in die Mittelkammer fördert, während jedem Hubweg eines der Kolben 8 oder 9 das Volumen in der Mittelkammer 44-46 etwas zunimmt. Sehr wenig nur, meistens nur wenige oder unter einem CC (mit CC = Cubiccentimeter). Durch diese geringe Fluidvolumen-Zunahme in der Mittelkammer 44-46 läuft der Rücklaufkolben etwas schneller nach unten, als der Hubkolben nach oben läuft. Der Fluidmotor 97 läuft dadurch etwas schneller, als er umlaufen soll, denn er erhält mehr Fluid zugesandt, als nur das ihm zugedacht gewesene gleich in der Menge, die dem anderem Kolben zum Aufwärtshub zugesandt wurde. Dadurch daß der Motor 97 etwas schneller umläuft, als ihm umlaufen zu lassen geplant war, läuft ja auch der vom Motor direkt oder über Zahnräder getriebene Steuerkörper 17 etwas schneller um, als geplant war. Dieser etwas schnellere Umlauf des Steuerkörpers 17 hat dann aber zur Folge, daß die Steuermündung 93 den Kanal 472 etwas zu früh verschließt, nämlich bereits bei einem Zeit­ punkt, zu dem der aufwärtsgetriebene Kolben den vollen Aufwärtshub noch gar nicht vollendet hat. Kurzum, die Erfindung erkennt, daß die bisher nicht erkannt gewesenen Verhältnisse den Hubweg der Kolben verkürzten und infolge vorschnellen Schließens der Steuermündungen des Steuerkörpers 17 der dem Aggregat zugeleitete Fluidstrom zeitweilig gezwungen wurde, durch das Druckventil 409 (oder durch das der Lieferpumpe 19) mit plötzlich hohem Druckanstieg zu entweichen. So entstanden die bisher unerkannten Probleme und die bisher aufgetretene betriebliche Unzulänglichkeit der Steuerungsanordnung, die die gegenwärtige Erfindung jetzt mittels einer brauchbaren Lösung zu überwinden hat.

Nach weiteren Überlegungen erkennt die Erfindung aber noch weitere bisher nicht erkannt gewesene Ursachen, die zu der bisherigen Unzulänglich­ keit beitrugen. Solche sind einmal die Leckage, die beim Mitteldruckhub des aufwärtsgehenden Kolbens 8 oder 9 zwischen dem Durchmesser des Kolbens und dem Innendurchmesser der Zylinderwand aus dem Zylinder 14 oder 15 in die Mittelkammer 44-46 strömt. Denn diese erhöht das Volumen der Mittelkammer noch weiter und treibt dadurch den abwärts laufenden Kolben 8 oder 9 noch schneller nach unten, so daß der Fluidmotor 97 noch schneller, also umso mehr, zu schnell umläuft. Die weitere solcher Ursachen ist, daß radial druckbalanzierte Steuerkörper nicht stabil, sondern labil sind. Sie sind in radialer Richtung einwandfrei durch entgegengesetzte radiale Drucke ausgeglichen und haben dadurch die Möglichkeit, reibungsfrei - von Fluidreibung abgesehen - im Fluidfilm im Gehäuse 18 umzulaufen, ohne die Wand der zylindrischen Bohrung zu berühren und ohne an ihr Reibung zu verursachen. Daher wurde bisher angenommen, daß die radial druckbalanzierten Steuerkörper die vollendete Lösung seien. Das geht aus zahlreichen Patentschriften im Inland und Ausland hervor.

Im Rahmen der Erfindung wurde nunmehr aber erkannt, daß der Steuer­ körper 17 der Fig. 1 zwar einwandfrei radialen Druckausgleich hat und er dadurch auch reibungsfrei im Fluid im Gehäuse 18 schwimmen kann. Im Gegensatz zu der bisherigen weltweiten Annahme, daß damit derartige radial druckentlastete Steuerkörper perfekt sein, erkennt die gegenwärtige Erfindung, daß sie zwar perfekt sein können, hundertprozentig perfekt sein können sogar, aber nicht perfekt sein müssen. Denn die Erfindung erkennt, daß die perfekte radiale Druckbalanzierung nicht stabil sondern labil ist. Kleine Einwirkungen von außen können den Steuerkörper 17 aus der zentrischen Lage in eine exzentrische Lage relativ zur Achse der Bohrung, in die er eingepaßt ist, verlagern. Er kann sich auch selber so exzentrisch verlagern, weil die Radialdrücke sich zwar gegeneinander aufheben, aber keine Mittel bieten, den Steuerkörper zu zwingen, in seiner genau zentrischen Lage in der betreffenden Bohrung, in der er umläuft, zu verbleiben. Daher treten in Aggregaten mit rotierendem Steuerkörper, wie den eingangs beschriebenen Patentschriften, exzentrische Lagen der Steuerkörper in den Bohrungen, in die sie eingepaßt sind, auf. Dann aber, so erkennt die Erfindung, entsteht aus der jeweiligen Hochdruckzonen-Hälfte eine bis zu 5,1mal höhere Leckage, als vorhanden wäre, wenn der Steuer­ körper, wie über ihn bisher in der Weltliteratur vermutet, zentrisch in der Bohrung laufen würde. Diese bis zu 5,1mal höhere Leckage aber strömt am Steuerkörper 17 in axialer Richtung entlang und gelangt in die Kanäle 302, 301, von wo aus sie in den Eingang 313 des Fluidmotors 97 strömt. Wieder wird also dem Fluidmotor 97 mehr Fluid zugesandt, als berechnet und geplant gewesen war, so daß er nun durch die dritte bisher nicht bekannt gewesene Ursache gezwungen wird, noch einmal schneller umzu­ laufen, als geplant gewesen. Aus dreierlei unterschiedlichen, bisher nicht bekannt gewesenen Gründen, ist der Motor 97 und damit der Steuerkörper 17 zu "zu schnellem" Umlauf gezwungen, was das vorzeitige Verschließen der Leitungen 472 und 473 bewirkt, so daß aus dreierlei unterschiedlichen und bisher nicht bekannt gewesenen Ursachen die Kolbenhübe der Kolben 8, 9 verkürzt werden und die Druckventile an den Leitungen 413 und 408, 488 zu plötzlichem Überlauf mit plötzlichen hohen Druckspitzen in der Zuleitung 408, 488 und der Mittelkammer 44-46 gezwungen werden.

Durch die Erfindung werden diese Probleme überwunden, und zwar zum Beispiel dadurch, daß der Fluidmotor 97 oder er zusammen mit der Getriebe-Übersetzung 467-466 ein größeres Schluckvolumen pro Umdrehung des Steuerkörpers 17 erhält, als das in der gleichen Zeit in der Zuleitung 408 zugeführte Mitteldruckfluid in der betreffenden Zeit als Volumen liefert. Weitere Möglichkeiten und Lösungen der Erfindungen werden später beschrieben. Das größere Schluckvolumen ist in der Volumengröße die Summe derjenigen Volumen, die dem Motor während einer halben Um­ drehung des Steuerkörpers 17 über das Volumen des Aufwärtshubs des betreffenden Kolbens 8, 9, hinaus zugeleitet wurde.

Das dem Motor 97 während einer halben Umdrehung des Steuerkörpers 17 zugeführte Volumen sei mit "Qfm" bezeichnet und das Volumen, um das der Motor pro halber Umdrehung des Steuerkörpers 17 größer gebaut sein muß, sei "Qdm". Dann wird.

Qdm = Qfm - D²π/4 Δ S und Qfm = Qdm + D²π/4 Δ S (11)

mit Δ S = Hubwegverlust.

Weitere Maßnahmen der Erfindung dienen der Überwindung der eingangs beschriebenen und berechneten Förderzeitverluste "Fv".

Entsprechend ist erfindungsgemäß eine zweite Lieferpumpe eingesetzt, die einen Förderzeitverlust-Überwindungs-Fluidstrom liefern soll. Diese Pumpe kann zum Beispiel auch durch den Fluidmotor 97 angetrieben sein, wenn sie nicht durch einen gesonderten Antrieb ihre Antriebsleistung erhält. Vorteilhaft für die univerelle und einfache Einsatzfähigkeit des Hochdruck- Aggregates der Erfindung ist es, diese Zweistrompumpe (um ein kurzes Wort für die Pumpe zu haben, die die Förderzeitverluste überwinden soll), durch den Fluidmotor 97 direkt oder indirekt anzutreiben. In Fig. 1 ist 476 diese Zweistrompumpe und sie ist über die Steuerwelle 17 und das Getriebe (Zahnräder) 482, 480 vom Fluidmotor 97 indirekt angetrieben, wobei dieser ja den Steuerkörper 17 in beschriebener Weise über 467- 466 antreibt. Das Fördervolumen dieser zweiten Lieferpumpe sollte einen bestimmten Prozentsatz, je nach Bauweise des Aggregates, des betreffenden Hubwegverlustes "Sc", "Sct", "Sctt", "Scttt" oder "Scm" sein. Bevorzugt wird, daß dieser Prozentsatz z. B. 200 Prozent beträgt und der Lieferdruck dieser zweiten Lieferpumpe sollte möglichst doppelt so hoch, wie der Mitteldruck der ersten, der Haupt-Lieferpumpe ist. "Sct" ist Vct × S, Sctt ist Vctt mal S, Scttt mal S und Scm ist Vcm mal S.

Bei diesen Werten kann erreicht werden, daß die zweite Lieferpumpe ihr Fördervolumen in den Druckspeicher 478 liefert. In der Praxis wird gelegentlich ein Kompromiß mit den Kosten gemacht und die oben angegebenen Prozent- und Druck-Verhältnisse für die zweite Förderpumpe gemacht. Dann wirkt die Anlage entsprechend mit geringerem Wirkungsgrad oder geringerer Perfektion. Doch muß in der Technik ja des öfteren ein Kompromiß zwischen Preis und Perfektion gemacht werden, wenn die Aggregate verkauft werden sollen.

Als weitere erfindungsgemäße Maßnahme ist ein zweiter Steuerkörper, nämlich der in den Schnittfiguren 2 bis 9 gezeigte Hilfs-Steuerkörper 517 angeordnet. Der Ausgang 479 des Druck- Speichers, Accumulators 478 oder 477 der zweiten Lieferpumpe 477 wird mit dem Einlaß 489 zum Hilfs-Steuerkörper 517 verbunden. Der Hilfs- Steuerkörper 517 wird wieder direkt oder indirekt durch den Fluidmotor 97 in Rotation versetzt und in Rotation gehalten. Dieser Antrieb kann jedoch auch durch einen anderen Antrieb ersetzt werden. Der Hilfs-Steuerkörper 517 soll mit der gleichen Drehzahl wie der Steuerkörper 17 oder mit einem kleinerem oder größerem Vielfachem dieser Drehzahl erfolgen. Der Hilfs- Steuerkörper hat wieder Steuermündungen, nämlich 491, die jeweils zeit­ weilig mit den Kanälen 474 oder 475 verbunden werden. Siehe hierzu die Fig. 1 bis 9. Wichtig ist, daß diese Verbindungen der Steuermündungen 491 zu den Kanälen 474, 475 unmittelbar bei oder ganz kurz vor der Umkehrung der Hubrichtung der Kolben 8, 9 erfolgen. Denn dadurch soll erreicht werden, daß z. B. der Akkumulator 478, mit höheren Druck als der Mittel­ druck, sofort in die Zylinder 14 oder 15 liefert und sehr plötzlich den Hubwegverlust durch schnellen Einschuß des Kompressionsverlustvolumens aus dem Akkumulator 478 heraus in die Zylinder 14 oder 15 verwirklicht, so daß der Förderzeitverlust der eingangs berechneten "Fv"-Werte zeitlich auf das Minimum, fast auf "null" begrenzt wird. Der Druckspeicher 478 benutzt also das aus der zweiten Lieferpumpe erhaltene Fluid-Volumen, um mit Hilfe des Hilfs-Steuerkörpers 517 den Hubwegverlust sofort auszufüllen, also die Kolben 8 oder 9 um den eingangs berechneten Hubwegverlust "Sct" des Hubwegverlustes "Sct" usw. nach oben zu bewegen. Sofort nachdem das geschehen ist, öffnet dann die betreffende Steuermündung 93 des Steuer­ körpers 17 zu dem betreffendem Kanal 472 oder 473 und beginnt den betreffenden Kolben 8 oder 9 zu seinem eigentlichen Hubweg anzutreiben.

Die Zylinder 11, 12 erhalten auf diese Weise sofort und ohne wesentlichen Zeitverlust ihren Hochdruck "Ph", so daß die Kolben 11 und 12 periodisch nacheinander abwechselnd ohne zeitliche Zwischenverluste eine konstante, gleichmäßige Förderung als gleichmäßig kontinuierlichen Hochdruck Förderstrom ständig gleichbleibend gleicher zeitlichen Liefermenge bringen.

Die Verbindungen nach den Fig. 2 bis 9 erklären sich selbst, ohne beschrieben werden zu müssen, da man sofort sieht, daß die Steuer­ körper in den Figuren von oben nach unten im Uhrzeigersinn jeweils um 90 Grad gedreht haben. Ebenso versteht man aus den Figuren, daß z. B. 468 und 481 Schutzhauben sind, damit die Getriebe nicht frei liegen.

Nachdem das Hochdruck-Steuerungs-Aggregat der Fig. 1 bis 9 jetzt beschrieben ist, kann man sich dem Hochdruck-Pumpenteil oberhalb der Mittelkammer 44-46 zuwenden. Man erkennt, daß die Kolben zum unterem Teil in Zylindern des Gehäuses 464 dichtend reziprokieren, während sie im oberen Teil in Einsätzen 459, 460 dichtend auf- und ablaufen. Dazwischen sieht man obere und untere Sammelräume 451, 452 und 455, 456, sowie zwischen ihnen angeordnete Dichtringe (meistens plastische oder Gummiähn­ liche) 453 bzw. 454.

Der Sinn dieser erfindungsgemäßen Ausbildung ist, wie folgt:

Die Buchsen 459, 460 haben die gleichen Achsen, wie die Bohrungen, in denen die Kolben 5, 6 im Gehäuse 464 laufen. Die Dichtungen 453, 454 sind in durch unterschiedliche Durchmesser gebildeten Sitzen im Gehäuse und in den Buchsen gehalten. Die Buchsen selber sind mit oheren Flanschen in oberen Sitzen im Gehäuse 464 versehen und in ihnen bilden sie mit dem oberem Ende des Gehäuses 463 die plane Endfläche 463 auf die der Ventilkopf 489 aufgeschraubt ist, wodurch der Ventilkopf die Hülsen 459, 460 in Achsialrichtung nach oben im Gehäuse 464 festhält.

Während das Gehäuse 464 aus rostendem Material, wie Gußeisen oder Stahl sein kann, sind die Buchsen 459, 460 aus nicht rostendem Material, wenn in den Zylindern 11, 12 zum Beispiel Wasser gepumpt werden soll. Die Kolben 5, 6 sind dann ebenfalls nicht rostendes Material. Zum Beispiel können die Kolben 5, 6 dann VEW-Edelstahl, Japanischer SUS-630-Stahl bzw. STAVAX oder anderes geeignetes Material, wie gelegentlich Keramik oder Sapphier sein. Die Buchsen sind dann zum Beispiel Bronze, andere Keramik oder dergleichen.

Bei dieser Ausführung können die Kolben 5, 6 und die Zylinderteile, in denen sie laufen, gleiche Durchmesser mit entsprechenden Passungen haben, so daß man die Buchsen 459 und 460 mit dem Gehäuse 464 gleichzeitig bohren, honen und läppen kann, um hohe Achsgleichheit zu erreichen. Die Kolben 5, 6 sind dann unten in einem Ölfilm, oben aber in Wasser zwischen den Außendurchmessern der Kolben und den Innendurchmessern der Zylinderwände laufend. Die Dichtungen 453 und 454 trennen das Wasser vom Öl und das Öl vom Wasser. Die eingezeichneten Bruchlinien 492 und 493 sollen andeuten, daß man die Dichtungen 453 und 454 auch so lang ausbilden kann, daß sie länger als die Kolbenhübe werden, damit niemals ein Oberflächenteil der Kolben 5, 6 in Wasser und Öl eintreten kann. Hohe Bedeutung kommt den Sammelkammern 451, 455, 452 und 456 zu, denn die Sammelkammern 451, 452 sammeln die Öl-Leckage und sind mit der Abflußleitung 457 versehen, durch die das Leckageöl aus dem Gehäuse 464 herausgeleitet wird, während die Sammelkammern 455 und 456 die Wasserleckage sammeln und sie durch die von der Ölabfluß­ leitung 457 räumlich getrennte Wasser-Leckage-Abflußleitung 458 aus dem Gehäuse 464 herausfördern. Dadurch ist erreicht, daß schmierendes (Öl) und nicht schmierendes (Wasser) Fluid niemals miteinander vermischt werden können.

Außerdem liegt dieser erfindungsgemäßen Ausführung noch folgende Überlegung zugrunde:

Die herkömmlichen Booster der Fig. 10 benutzen sehr teure Kolben aus teurem Material, wie Edelstahlkeramik, Sapphier oder dergleichen, beziehungs­ weise sie sind durch Nerima oder andere weiche, nicht rostende, blei­ ähnliche Metalle in Stoffbuchsen abgedichtet. Mit der letztgenannten Methode ist die Abdichtung auch perfekt, wenn die Stoffbuchsen von Zeit zu Zeit nachgezogen und mit Dichtmetall nachgefüllt werden. Solche Abdichtung verursacht aber hohe Reibung. Demgegenüber erfolgt die Abdichtung in Fig. 1 für die Kolben 5, 6 in den Buchsen 459, 460 bevorzugterweise durch einfache enge Einpassung. Bei der beschriebenen Ausführung nach Fig. 1 ist es möglich, die Achsen der Zylinder 11, 12 so genau fluchten zu lassen und die Innendurchmesser der Zylinderwände so genau zu läppen oder honen, daß der Durchmesserfehler unter 0,005 mm liegt. Dann aber kann man die Kolben 5, 6 auch so genau feinschleifen, daß sie mit etwa 0,010 mm oder weniger Durchmesserspiel in die Zylinder 11, 12 eingepaßt werden können. Ihre Reibung beim Kolbenhub ist dann wegen der Genauigkeit der Bearbeitung vernachlässigbar klein. Aber die Leckage im Durchmesserspalt mit 0,005 mm Radialweite ist bei dem hohen Druck von tausend bis 4000 Bar sehr hoch, denn die Leckage wächst parallel zum Druck und zur dritten Potenz des radialen Passungsspaltes bzw. der dritten Potenz der Durchmesser­ differenz der Kolben 5, 6 und der Zylinder 11, 12. Der Erfinder verwendet für diese Leckage die folgende Formel:

mit den Werten:

Q = Leckage in CC/sec,
h = Zähigkeit in Kgs/m²,
P = Druck in Kg/cm², und
di = Durchmesser,
L = Dichtweglänge,
δ = Radialspalt = halbe Φ-Differenz,
(P₁ und P₂ = Drucke an den Enden des Passungs-Spaltes); π = 3,14.

Für mittleres Öl von 50 Grad Celsius zum Beispiel = 0,00262 Kgs/m²
und mittleres Wasser von 50 Grad Celsius zum Beispiel = 0,00006 Kgs/m²

Die demnach bei gleichem Passungsspalt und gleicher Dichtlänge etwa im Vergleich zur Öl-Leckage etwa 40mal größere Wasser-Leckage kann man durch längeren Dichtspalt verringern und außerdem wird der Leistungs- Verlust durch Leckage bei hohen Hubfrequenzen und hohen Kolbengeschwindig­ keiten geringer, als der Leistungsverlust an Reibung infolge von Stopfbuchsen Abdichtungen. Es gibt also einen Geschwindigkeitsbereich, in dem die einfache Dichtung nach Fig. 1 rationeller ist, als die einiger Abdichtungs­ arten der bekannten Technik. Im übrigen werden die Leckage-Verluste oft gerne in Kauf genommen, weil das Hochdruck-Aggregat der Erfindung den Einsatz im freiem Gelände, in Baggern, Fahrzeugen usw. ermöglicht, wo keine Elektrizität zur Benutzung von Elektromotoren für den Pumpenantrieb zu Verfügung steht.

In der Fig. 11 pumpen die Kolben 5, 6 in Zylindern 11, 12 Öl in die Außenkammern 35. Jeder der Kolben 5, 6 bedient zwei solche Außenkammern 35, eine rechts und eine links des Kolbens. Wasser wird in die Innenkammern 37 eingeführt mit etwas Druck, so daß es die Membranen 58 in die Außenkammern 35 voll hereindrückt, wenn die Kolben 5, 6 ihre Wege voll nach unten gemacht haben. Das Volumen der Außenkammern 35 ist dann null, wenn die Membranen voll hereinge­ drückt sind. Beim Aufwärtshub der Kolben 4, 5 müssen diese zunächst über Verschiebung der Membranen das Wasser in den Innenkammern 37 links und rechts des betreffenden Kolbens auf den "Ph" Hochdruck komprimieren. Dazu der eingangs in Formel 10 berechnete große Förderzeitverlust, wenn die Mittel der Erfindung nicht angewendet sind. Erst nach Kompression auf den Hochdruck "Ph" beginnt die Pumpe der Fig. 12 Wasser aus den Innen­ kammern 37 über die Auslaßventile zu fördern. Man erkennt hier sofort, wie wichtig die Berechnung nach Formel 10 ist und man sieht auch, daß die Ausbildung nach der Erfindung gerade für ein Aggregat der Fig. 12 besonders wichtig ist, weil sie die Wirkungsweise etwa auf das Doppelte an Fördermenge verbessert und den völlig ungleichen Förderstrom durch einen gleichförmigen ersetzt. Zu beachten ist hier, daß in Fig. 12 die Merkmale der gegenwärtigen Erfindung, wie die zweite Lieferpumpe und der Hilfssteuerkörper noch nicht eingebaut sind.

Im Folgendem sei die Leckage entlang der Kolben 5, 6 anhand einiger Beispiele durchgerechnet und die Anwendbarkeit im Aggregat noch weiter erläutert:

Annahmen:

Kolben ⌀ = 28 mm
Druck "Ph" = 2000 Kg/cm²
Durchmesserspalt = 0,010 mm
Radialspalt = 0,005 mm
Dichtlänge Öl = 40 mm
Dichtlänge Wasser = 60 mm
Temperatur = 50°C
Steuerkörper 17 = 600 UpM
η _öl = 0,00264 Kgs/m²
h _wasser = 0,00006 Kgs/m²
Kolbenhub = 42 mm.

Dann wird die theoretische Fördermenge = 2(2,8²π/4 4,2) [in cm] = 51,72 CC/umdr. mal 600 UpM = 31 033,92 CC/Minute = 31,034 Ltr/Minute.

Die Ausrechnung bringt folgende Leckagen; nach (13):

Die Addition beider Leckagen bringt 315,41 CC pro Minute und teilt man diese durch die theoretische Fördermenge, dann erhält man:
315,41/31 033,92 = 0,0102 mal 100 = 1,02 Prozent Fördermengen-Verlust durch Leckage.

Für die Praxis kann man die obigen Gleichungen auch so schreiben:

mit "δ" = Radialspalt und kann so die Leckagen für beliebige Spalte be­ rechnen. Diese Leckage kann etwa 2,5mal höher werden, wenn die Kolben exzentrisch laufen und kann weiter durch Aufheizung im Spalt steigen. Für die Grundlagen-Betrachtung findet man 2,44 Ltr/min Leckage, wenn der Radialspalt doppelt so weit, also 0,01 = 0,02 mm Durchmesser Spalt wird und 0,12 Prozent Leckage, wenn der Radialspalt doppelt so eng, also 0,0025 = 0,005 Durchmesserspalt wird. Bei 0,04 ⌀ Spalt = 19,52 Ltr/min.

Da im Beispiel nur etwa 31 Ltr/min Maximal­ förderung bestand, kann das Aggregat kein Fluid von 4000 Bar mehr liefern, wenn die Durchmesserdifferenz 0,04 mm wird. Es wäre exzellent bei der Durchmesserdifferenz von 0,005 mm. Das ist aber nur schwierig und nur mit teuren Edelkeraniken, Saphiren usw. verwirklichbar.

Für Aggregate mit wenigen Kolbenhüben pro Minute (für lange Lebens­ dauer der Ventile) und gehärteten Stahlkolben oder Edelstahlkolben wird man also ein Aggregat mit Membranen nach den Fig. 11 oder 12 benutzen müssen, wenn man ausreichend enge Passungsspalte nicht betriebssicher beherrschen kann.

Eine weitere Verbesserung der Hochdrucksteuerung nach der Erfindung ist in Fig. 13 und ihren Schnittfiguren 14 bis 17 in Längs- und Quer­ schnitten illustriert.

In Fig. 13 sieht man wieder die Zylinder 14 und 15 mit den in ihnen reziprokierende Kolben 8 und 9, sowie die Mittelkammer 44-46. Hier sind diese Teile und auch die neue Steuerungs- Anordnung nach der Erfindung im Gehäuse 418 untergebracht und die Zylinder 14, 15 durch die Boden-Deckel 512, 513 verschlossen. (Der Verschluß kann auch anders erfolgen.)

Die wichtigste Figur ist die Fig. 14, weil sie alle Steuerungsmittel in einem einzigem Schnitte, dem entlang der gepfeilten Linie XIV-XIV der Fig. 13 zeigt. Man sieht hier die Zylinder 14 und 15 im Querschnitt, die Hochdruck-Zylinder 11, 12 sind strichliert gezeichnet, weil nicht direkt sichtbar. Das Gehäuse 418 hat die beiden zylindrischen Bohrungen 510, 511, in denen die Steuerschieber 417 bzw. 617 dicht eingepaßt und axial beweglich sind. Der Antrieb zur Axial­ bewegung erfolgt durch den bereits beschriebenen Motor 97 über Teile 500 bis 509. Der Steuerschieber 417 bildet die Haupt-Steuerung, nämlich die für den Mitteldruckstrom aus Leitung 408. Der Schieber 617 bildet die Zweistrom-Steuerung, nämlich die Steuerung des Fluidstromes aus der zweiten Lieferpumpe 484 (Fig. 1), der durch die Leitung 489 zur Bohrung 511 gelangt.

Steuerschieber 417 hat drei Einpassungen, 497, 498 und 499 mit Ausnehmungen für Fluidströmungen dazwischen. Steuerschieber 617 hat nur zwei Einpassungen 495 und 496 mit nur einer Ausnehmung für die Fluidströmung dazwischen. Während der Axialbewegung von rechts nach links und von links nach rechts verbindet der Steuerschieber 417 abwechselnd den Kanal 408 mit dem Kanal 472 und dem Kanal 473, so daß abwechselnd das Mitteldruck-Treibfluid in den Zylinder 14, dann in den Zylinder 15 und danach wieder in den Zylinder 14 geleitet wird. Der einfach beherrschbare Rückstrom ist in der Figur nicht eingezeichnet. Die Rück­ fluidströme aus den Zylindern 14 und 15 fließen aber wieder durch die Leitungen (Kanäle) 302, 301 und Motoreinlaß 313 in den Fluidmotor 97, um dessen Schaft in Rotation zu versetzen und in dauernder Rotation zu halten. Der Hilfs-Steuerschieber 617, der den Zweck des Hilfssteuerkörpers 517 der Fig. 2 bis 9 erfüllt, ist in Fig. 14 in seiner rechten Lage eingezeichnet. Dabei verbindet er die Hilfsfluid-Zuleitung 489 mit dem Kanal 475 zum Zylinder 15. Wird der Steuerschieber 671 in seine linke Endlage verschoben, dann verbindet er die Zuleitung 489 mit dem Kanal 474 zum Zylinder 14.

Es kommt nun darauf an, die beiden Steuerschieber 417 und 617 zur rechten Zeit von rechts nach links und von links nach rechts zu bewegen und diese Bewegung direkt oder indirekt durch den Fluidmotor 97 zu treiben. Dazu treibt der Fluidmotor 97 mit seinem Schaft die Welle 500, die in der Fig. 14 als im Gehäuse 418 gelagert gezeichnet ist. Man sieht ziemlich unten an ihr die Scheibe 501, die mit der Welle 500 drehfest verbunden ist. Um sie verstehen zu können, sollte man auf die Fig. 17 sehen, die zeigt, daß diese Scheibe 501 eine Exzenterscheibe ist, die mit der Exzentrizität "e" = 521, die relativ zur Welle 500 exzentrische, zylindrische Lauffläche 552 bildet. Diese Lauffläche ist vom rechtem Auge 507 des Pleuels 503 umgriffen, während das linke Auge 506 des Pleuels 503 mittels Stift 504 zur Verbindung 505 des Haupt-Steuerschiebers 417 ver­ bunden ist. Bei einer Rotation der Welle 500 bewegt somit der Exzenter 501 den Hauptschieber 417 einmal in die Endlage nach links und einmal in die Endlage nach rechts. In den Figuren steht dieser Steuerschieber in der Mittel-Lage, weil der Exzenter (Fig. 17) um neunzig Grad zur Achse des Steuerschiebers 417 verdreht ist. (Vorsicht, nicht ganz exakt 90 Grad, denn bei genau 90 Grad steht der Steuerschieber nicht genau in der Mittel­ stellung. Wo er bei welcher Winkellage des Exzenters 503 genau steht, mag man aus der DE-OS 38 21 617 des Erfinders entnehmen.

Da der Hilfssteuerschieber 617 nur zu kurzen Zeiten vor Fluidzuliefe­ rungen durch den Hauptschieber, in Verbindung zu den Kanälen 474 bzw. 475 treten soll, benötigt dieser eine andere Art Antrieb. Dazu sehe man auf die 502 an Schaft 500 und 508 bis 509 in Fig. 14, sowie auf die ent­ sprechenden Teile in Fig. 16. Fig. 16 und 17 sind Schnitte durch Fig. 14 entlang der gepfeilten Linien XVI-XVI und XVII-XVII.

Man erkennt an der Welle 500 den Nocken 502 und sieht, daß diese beiden Teile in einem Fenster 523 umlaufen. Das Fenster bildet an dem Verbindungsteil 508, 509 des Hilfs-Steuerschiebers 617 die Flächen 524 und 525. Trifft der Nocken 502 beim Umlauf der Welle 500 gegen die Wandfläche 525 des Teils 509, dann wird der Schieber 617 nach rechts bewegt. Trifft der Nocken 502 bei seinem Umlauf auf die Fläche 524, dann wird der Schieber 617 nach links bewegt. In Fig. 16 zeigt der Nocken 502 gerade nach rechts, doch wird er in der Praxis um einige Grade vor-verdreht, um die richtigen Öffnungszeiten zu erreichen, oder die Exzenterscheibe 501 wird relativ zum Nocken 502 etwas zurück verdreht. Will man eine besonders kurzfristige Öffnung der Kanäle 474 bzw. 475 bewirken, dann werden die Wandflächen 524, 525 nicht eben (wie in Fig. 16) sondern doppelt gebaucht oder gehügelt ausgebildet, zum Beispiel, wie strichliert durch die Linie 526 in Fig. 16 angedeutet.

Im übrigen sieht man den Hauptsteuerschieber und die Kanäle 473, 473 auch in Fig. 13 mindestens stellenweise, teilweise durch Schnitt, angedeutet.

Diese an sich einfache Lösung nach den Fig. 13 bis 17 hat einen besonderen erfindungsgemäßen Zweck. Einmal ermöglicht sie bei gleichem Steuerkörper-Durchmesser größere Durchfluß-Querschnitte und zum anderem aber und erfindungsgemäß, bewegt sie den Hauptsteuerschieber beim Überlauf über den Einlaßkanal 408 sehr schnell, während der Haupt- Steuerschieber 417 relativ lange in seinen Endlagen verharrt und somit lange Zeit große Durchflußquerschnitte bietet. Man kann die Geschwindigkeit und den Hubweg, sowie die Beschleunigung des Hauptsteuerschiebers 417 berechnen, wenn man einen Drehwinkel von 360 Grad der Welle 500 annimmt pro Umdrehung und die Nullage in einer der axialen Endlagen des Schiebers 417 sieht. Man erhält dann, wenn "α" der Umlaufwinkel ist:

worin "Sp" der Hubweg, "Vp" die Geschwindigkeit und "Bp" die Beschleunigung des Steuerschiebers 417 sind. Die Exzentrizität "e" ist bereits beschrieben und "Lc" ist der Abstand der Achsen der Augen 506 und 507 des Verbindungspleuels 503. In den Formeln (13) bis (15) ist "Bc" = "e" = 521 (Fig. 17).

Daß man die Hubwege, Geschwindigkeiten und Bewegungszeiten des Hilfs-Steuerschiebers 617 direkt durch die Lage und Formgebung des Nockens 502 und der Wandflächen 424, 425 bzw. 426 bestimmen kann, ist leicht einzusehen und bedarf daher hier keiner weiteren Beschreibung.

Fig. 15 ist der Querschnitt durch Fig. 14 entlang der gepfeilten Linie XV-XV und lediglich der Vollständigkeit halber gebracht.

Da die Erfindung und ihre Ausführungsbeispiele teilweise noch näher in den jetzigen oder späteren Patentansprüchen beschrieben ist, sollen die Patentansprüche mit als Teil der Beschreibung der Ausführungs­ beispiele oder der Offenbarung der Erfindung betrachtet werden.

In Fig. 5 ist der Zylinder 14 voll mit Fluid gefüllt und hat den Kolben 8 mit dem Hochdruck-Kolben 5 voll in den Hochdruckzylinder hinein gedrückt. Im mit dem Hochdruckzylinder verbundenem totem Raum und in der oberhalb des Hochdruck-Kolbens 5 vorhandenen Außenkammer befindet sich hoch komprimiertes Fluid, meistens Hydraulik- Öl, bei 4000 Bar Druck ist dieses Öl um über 10 Prozent, zum Beispiel um rund 13 Prozent, zusammen gedrückt. Nach diesem Pumpvorgang, bei dem das Kolbenpaar 8, 5 die beschriebene Lage erreicht hat und das be­ schriebene Fluid so hoch komprimiert ist, beginnt der Steuerkolben 417 (Fig. 16) die Umsteuerung des Mitteldruck-Fluidstroms auf den anderen Kolben­ satz 9, 6 der Fig. 15. Dabei ist der Zylinder 14 unter dem erstgenanntem Kolbensatz 8, 5 mit der Rückfluidleitung 302, 301 zum die Steuerung treibendem Fluidmotor 97 verbunden. In diesem Augenblick entsteht ein bisher nicht erkannter und nicht beschriebener Vorgang, der den Betrieb des Aggregates schädlich beeinflußt. Es ist nämlich nach der gegenwärtigen Erfindung so, daß jetzt das hoch komprimierte Fluid oberhalb des Kolbens 5 die Kolben 5, 8 nach unten drückt. Infolge des hohen Kompressions- Druckes im genannten Fluid bewirkt das ein plötzliches "nach unten Schießen" des Kolbensatzes 5, 8. Dadurch wird plötzli 99999 00070 552 001000280000000200012000285919988800040 0002004017068 00004 99880ch eine Fluidmenge aus dem Zylinder 14 in die Rückfluidleitung 302-301 gepreßt. Bei 4000 Atmosphären-Druck oberhalb des Kolbens 5 ist dieses plötzlich in die Leitung 302 schießende Fluidvolumen, das "Expansions-Volumen" genannt, rund zehn oder mehr Prozent des Maximalvolumens des Zylinders 14. (Bei 1000 Bar entsprechend weniger.)

Dieses "Expansions-Volumen" dreht den Fluidmotor 97, dem es plötzlich zugeführt wird, plötzlich schneller. Bei den beschriebenen zehn Prozent zum Beispiel erhöht es die Drehzahl des Fluidmotors 97 für diesen Zeitraum des Expansions-Vorgangs um rund zehn Prozent. Da andererseits die Fluidzufuhr zum Aggregat von der Mitteldruck- Pumpe des Hauptpatentgesuches her, eine zeitlich konstant fördernde ist, eilt der Fluidmotor 97 zur Zeit des Expansions-Vorgangs der Mitteldruck- Fluidzufuhr voraus, zum Beispiel um die zehn Prozent.

Erfindungsgemäß wird erkannt, daß der Zeitraum des Expansions- Vorgangs die volle Füllung des nachfolgend arbeitenden Zylinders 15 ver­ hindert. Weil der Motor 97 zeitweilig zu schnell umläuft, ist die Zeit des Zuflusses des Fluids zum nachfolgend arbeitendem Zylinder entsprechend verkürzt. Durch diese Verkürzung der Zeit der Verbindung der Fluidzufuhr zum entsprechendem Zylinder wird die dem betreffendem Zylinder zugeführte Fluidmenge verringert, weil ja die Zuführungs-Zeit verkürzt wurde.

Es ist also so, daß die auftretende Expansion des Fluids die Förder­ menge und den Kolbenhub des nachfolgend arbeitenden Kolbensatzes verringert.

Außerdem ist es so, daß die Expansion und die Kompression des Fluids Verluste sind, die im Aggregat der Haupt-Patentanmeldung verloren gehen.

Die gegenwärtige Erfindung ordnet daher in Fig. 15 ein Steuerventil 550 in einer Fluidleitung 558 vom erstem Zylinder 14 zum zweitem Zylinder 15 an. Dieses Steuerventil 550 wird zum Zeit­ punkt der Vollendung des Pumpvorgangs eines der Kolbensätze geöffnet. Dadurch strömt das Expansions-Volumen des einen Kolbensatzes in den Zylinder des anderen Satzes, nämlich durch die Leitung 558 und das Ventil 550 hindurch, bis Druck-Gleichgewicht in beiden Zylindern 14 und 15 herge­ stellt ist. In dem Moment, in dem das Druck-Gleichgewicht in den Zylindern 14 und 15 hergestellt ist, wird das Ventil 550 sofort geschlossen.

Durch diese erfindungsgemäße Anordnung ist zweierlei erreicht worden:

• Erstens ist verhindert oder eingeschränkt, daß der Fluidmotor zum schnellerem Umlauf gezwungen wird, also ist der Zeitverlust verhindert und die unvollständige Füllung des nachfolgend arbeitenden Zylinders verhindert, so daß der nachfolgend arbeitende Kolbensatz wieder seine volle theoretische Fördermenge erreicht, und
• Zweitens sind die beschriebenen Verluste durch den Expansions- und Kompressions-Vorgang eingeschränkt, weil der Expansionsvorgang des vorher arbeitenden Kolbensatzes jetzt in den Kompressions-Vorgang des nachfolgend arbeitenden Kolbensatzes eingeschaltet ist.

Die Expansion des Hochdruckfluids oberhalb des Kolbens 5 bewirkt also jetzt eine Vorkompression des Fluids oberhalb des Kolbens 6. Bei gut konstruierten und gebauten Aggregaten bewirkt der Expansions-Vorgang eine über 40prozentige Kompression des Fluids oberhalb das nachfolgend arbeitenden Kolbens.

Kurzum, die Verluste sind um etwa 40 Prozent durch diese erfindungs­ gemäße einfache Anordnung eingeschränkt, der Füllungs-Verlust durch die Expansion ist fast völlig überwunden und der Zeitverlust durch die Kompression, der wiederum einen Füllungsverlust bewirkt, sowie die Kom­ pressions-Arbeitsverluste sind durch diese einfache Erfindungs-Maßnahme um rund 40 Prozent eingeschränkt.

Fig. 17 zeigt etwa maßstäblich den Verlauf des Druckes über dem Umlaufwinkel "alpha" des Fluidmotors 97. Und zwar zeigt die Fig. 17 den Druckverlauf in den Zylindern oberhalb der Hochdruck-Kolben 5 und 6 für verschiedene Drucke. Diese Figur zeigt mit den Worten: "Expansion" den Expansionsvorgang, mit "Kompression" den Kompressions-Vorgang und mit "Füllung" die Auswirkung der zweiten Maßnahme der Erfindung, die später in dieser Anmeldung beschrieben wird. Die mit "Expansion" und "Kompression" bezeichneten Linien in Fig. 17′ sind strichlierte Linien, weil sie zeigen, wie der Druckverlauf ohne die Anordnungen der gegenwärtigen Erfindung ist. Die Worte "Expansion, Kompression und Füllung" sind nur einmal eingetragen, weil der Leser sofort erkennt, wo sie an den anderen Plätzen der Fig. 17′ liegen würden. Die dick ausgezogenen Linien sind die Druckverläufe nach Anordnung des Ventils 550 und der Leitung 558 der Fig. 15 für den Fall, daß diese Teile in unendlich kurzer Zeit und ohne Verluste arbeiten würden. Die Abszisse in den Fig. 17 und 18 stellen einen Umlauf des Motors 97 in 360 Graden dar, also zwei aufein­ der folgende Hubzyklen der Kolbensätze 8, 5 und 9, 6, so daß jeder dieser Kolbensätze einen Aufwärtshub und einen Abwärtshub in Fig. 15 macht, wobei der eine Satz später als der andere arbeitet, also beide nacheinander, aber nicht zur gleichen Zeit, wirken.

Man sieht sofort, daß die positiven Auswirkungen der Anordnung der Erfindungsmaßnahmen 550 und 558 ganz außerordentlich günstige sind.

In Fig. 18 sind die Druck-Kurven eingetragen, die mit einem automatischem Parallelschreiber geschrieben wurden. Gemessen und aufgetragen sind in Fig. 18 die Ergebnisse eines Aggregates nach der Hauptanmeldung, jedoch ohne die Anordnungen der gegenwärtigen Erfindung, also ohne Anordnungen der Teile 550, 558 und 552 bis 556.

Fig. 18-A zeigt den Druckverlauf in den Zylindern 14 und 15, wobei die Druckspitzen 560 die Überströmung durch das Überdruckventil 409 der Fig. 1 der Hauptanmeldung sind.

Fig. 18-B zeigt den Druck in der Mittelkammer 44-46 der Hauptan­ meldung und der Fig. 15, wobei die Druckspitzen 661 die Überströmung durch das Überdruckventil an der Leitung 413 der Fig. 1 der Hauptan­ meldung zeigen. Ihre ungewöhnliche Höhe kommt durch die zu große Härte des verwendeten Überdruckventils.

Fig. 18-C zeigt den Druckverlauf der Hochdruck-Lieferung aus den Kammern oberhalb der Kolben 5 und 6. Diese Kurven müssten also den strichlierten, dann oben aber voll ausgezeichneten Linien der Fig. 17 entsprechen. Dabei ist zu bedenken, daß für die Ordinaten der Fig. 18 im automatischem Druckschreiber unterschiedliche Skalen verwendet sind, weil die Drucke zu unterschiedlich hoch sind, um sie im gleichem Maßstab schreiben zu lassen.

Man sieht in den automatisch gemessenen und geschriebenen Kurven der Fig. 18-C deutlich, daß die beschriebenen Expansions- und Kompressions-Vorgänge in der Wirklichkeit auftreten. Sie sind durch die Täler 662 ersichtlich. Die Auf­ gabe der gegenwärtigen Erfindung besteht also darin, diese Täler 662 zu verhindern und eine gleichmäßige Förderung zu sichern, soweit möglich, unter Vermeidung oder Einschränkung von Verlusten.

Die Kurven der Fig. 17 sind theoretische, gültig dann, wenn die Vorgänge ohne jegliche Verzögerungen und ohne andere Einwirkungen erfolgen würden. Die Kurven der Fig. 18 zeigen demgegenüber die Ergebnisse der Praxis, bei denen Strömungsverluste, Zeitverluste usw. mitgewirkt haben.

Die mit "M" bezeichneten Kurventeile der Fig. 17 zeigen den Kompressions-Verlauf für den Fall, daß die Expansion plötzlich und ohne Zeitverlust, sowie ohne sonstige Verluste, durch die Erfindungsteile 550, 558 hindurch in den Momenten der Stellungen der Umlaufwinkel "0=360" und "180" Grad erfolgen würden. Die "Füllung" wäre dann das Gebiet oberhalb der Kurven "N" bis zur Verlängerung der Kurven "D" der aktuellen Lieferung bei vollem Druck.

Bei 28 mm Durchmessern und 42 mm Hüben der Kolben 5 und 6, sowie etwa 8,2 Kubikzentimeter ölgefülltem Totraum in der Außenkammer und etwa 7,95 Kubikzentimeter wassergefülltem Totraum in der Innenkammer oberhalb des betreffenden Kolbens 5 oder 6, erhält man folgende Verluste durch Expansion und Kompression, also die Gebiete oberhalb der strichlierten Linien der Fig. 17:

Für 1000 Kg/cm² = 16,3 Prozent Verluste,
für 2000 Kg/cm² = 29,41 Prozent Verluste,
für 3000 Kg/cm² = 36,82 Prozent Verluste, und
für 4000 Kg/cm² = 47,20 Prozent Verluste.

Wie außerordentlich wirkungsgradfördernd die Anordnung der Erfindungs­ merkmale 550 und 559 wäre, wenn sie plötzlich und mit 100 prozenti­ gem Wirkungsgrad arbeiten würden, ergibt sich daraus, daß die mit "Füllung" bezeichneten Verluste nach Anordnung dieser Erfindungsmerkmale, also die Gebiete oberhalb der Linien "M" in Fig. 17, nur noch folgende Verluste bringen: (theoretisch)

Bei 1000 Kg/cm² = 3,20 Prozent Verluste,
bei 2000 Kg/cm² = 5,80 Prozent Verluste,
bei 3000 Kg/cm² = 7,60 Prozent Verluste, und
bei 4000 Kg/cm² = 9,60 Prozent Verluste.

In der Praxis werden die Verluste etwas höher sein, weil die Trans­ ferierung des Expansionsfluids in den Nachfolgezylinder nicht in unendlich kurzer Zeit erfolgt und weil in den Kanälen 550 und 558 natürlich Strömungs­ verluste auftreten. Diese kann man aber teilweise überwinden durch die zweite Maßnahme und die dritte Maßnahme der Erfindung.

Die zweiten und dritten Maßnahmen der Erfindung haben also die Aufgabe, die mit "Füllung" bezeichneten Verlustgebiete der Fig. 17 auf vollen Druck zu füllen oder diese Aufgabe teilweise zu erfüllen.

Dementsprechend wird eine Hilfspumpe 551 angeordnet (Fig. 16), die Fluid überhöhten Druckes oder hohen Druckes in einen Druckspeicher 552 liefert (Fig. 15). Dieser hat Leitungen 555 und 556 zu den Zylindern 14 und 15 und außerdem ist er mit einer Steuerung 553 versehen. Die Hilfs­ pumpe 551 liefert das Druckfluid in den Einlaß 554 des Druckspeichers oder der Steuerung 552 bzw. 553. In den Momenten des Beginns der Umsteuerungen und damit des Beginns der Expansions- und Kompressions-Vorgänge, also zu den Zeiten der Umlaufwinkel "0=360" und 180 Grad, öffnet die Steuerung den Druckspeicher zu dem betreffendem Zylinder 14 oder 15 und schließt ihn wieder bei dem Umlaufwinkel, bei dem die betreffende Kurve "M" die Hochdrucklinie "D" erreicht (in Fig. 17).

Das Gebiet oberhalb der Linien "M" ist jetzt mit Druckfluid gefüllt (daher "Füllung") und das Aggregat soll nun zu allen Zeiten mit einer durchgehend gleichen Hochdrucklinie "D" über die ganzen 360 Grad des Umlaufwinkels fördern. Ganz wird das nicht erreicht werden, aber es wird zu einem hohem Prozentsatz erreicht werden, zumal die Prozente an Verlusten nach Anordnung der ersten Maßnahme der Erfindung bereits relativ klein wurden und weil außerdem noch die dritte Maßnahme der Erfindung angeordnet werden kann.

Die dritte Maßnahme der Erfindung besteht darin, daß eine Leitung 559 (Fig. 16) von der Rückfluidleitung 302, 301 zum Eingang der Hilfspumps 551 gesetzt wird. Denn dadurch wird erreicht, daß die Hilfspumpe 551, nicht wie in früheren Patentanmeldungen des Erfinders, ihr Fluidfördervolumen aus einem Tank entnimmt, sondern sie gezwungen ist, es aus der Rückfluidleitung 301, 302 zum Fluidmotor 97 zu entnehmen.

Es war doch in dieser Schrift voraufgehend festgestellt worden, daß die beschriebene Expansion den Fluidmotor 97 zu schnell umlaufen ließ und dadurch die Zeit nicht mehr ausreichte, den nachfolgend arbeitenden Zylinder voll zu füllen. Da nun aber während des Kompressions-Vorgangs die Hauptpumpe auch noch nicht fördert, ist auch die Kompressionszeit ein Förderzeitverlust der Hauptpumpe oberhalb der Hochdruckkolben 5 und 6.

Durch die dritte erfindungsgemäße Maßnahme wird nun das Fluid der Hilfspumpe aus dem Fluidstrom zum Fluidmotor 551 entnommen. Diese Erfindungsmaßnahme zwingt also den Fluidmotor 97 genau um die Zeit langsamer umzulaufen, die für den Rest des Kompressions-Vorgangs verbraucht würde. Danach kann dann die "Füllung" also die Zuleitung des Fluids aus der Hilfspumpe 551 oder aus dem Druckspeicher 552 in den betreffenden Zylinder 14 oder 15 hinein, plötzlich oder schnell erfolgen. So wird durch die Erfindung eine fast gleichmäßige Förderung nach Linie "D" in Fig. 17 über den ganzen Umlauf von 0 bis 360 Grad erreicht. Genauer gesagt, soll annähernd erreicht werden, denn in der Technik hat man ja an vielen Stellen Verluste und die Praxis ist nie ganz so perfekt und schnell, wie die Theorie.

Um die Ausführungsbeispiele der Erfindung besser verstehen zu können, werden jetzt noch weitere Grundlagen der Technik beschrieben.

Fig. 19 ist ein Schnitt durch eine Dreikolben-Hochdruck-Pumpe, wie sie auf dem Markt weit verbreitet sind. Diese Pumpen wurden vor einem Jahrzehnt mit etwa bis zu 700 Bar angeboten, doch findet man neuerdings in den Katalogen der Fachfirmen solche Pumpen auch für bis zu 2500 Bar.

Im Gehäuse 570 ist die Kurbelwelle mit ihren drei Exzenterlagern 571 bis 573 umlaufend gelagert. Über das betreffende Pleuel 584 wird der Treibkolben 576 im Zylinder 575 hin- und herbewegt, also reziprokiert. Dieser Kolben ist mittels der Verbindung 577 zum Hochdruck-Kolben 578 verbunden, der mittels einer Stoffbuchsenfüllung 579 im Hochdruckzylinder 580 abgedichtet ist. Durch seine reziprokierende Bewegung wird Fluid, insbesondere Wasser, über das Einlaßventil 582 in die Hochdruck-Kammer eingelassen und beim Druckhub über das Auslaßventil 583 aus der Pumpe heraus befördert.

Da solche Pumpen heutzutage bis zu 2500 Kg/cm² angeboten werden, entsteht der Eindruck, daß sie zum Beispiel zum Wasserstrahlschneiden geeignete Pumpen seien. Diese Eindruck bedarf einer näheren Untersuchung durch die gegenwärtige Erfindung.

Die Fig. 20 zeigt daher die Eickmannschen Berechnungsformeln für die Hübe und die Geschwindigkeiten solcher durch Kurbelwellen getriebenen Pumpen. Unter der Skizze und den Formeln findet man die entsprechenden Berechnungs-Formulare der Firma Rotary Engine Kenkyusho.

In Fig. 21 ist in der oberen Tabelle der Kolbenhub berechnet für den Exzenter-Radius 15 mm der Kurbelwelle und für die Pleuel-Länge L = 100 mm. Diese Werte gelten auch für die Berechnung der Kolben- Geschwindigkeiten. Im Rahmen der gegenwärtigen Erfindung ist der Kolbenhub uninteressant. Dafür ist aber die Kolben-Geschwindigkeit sehr interessant, denn die Summierung der effektiven Kolbengeschwindigkeiten gibt die Gleichförmigkeit oder Ungleichförmigkeit des von der Pumpe gelieferten Förderstromes. In der zweiten Tabelle der Fig. 21 sind die Geschwindig­ keiten und deren Summierung für die Dreikolben-Pumpe der Fig. 19 berechnet und in Fig. 22 sind die Ergebnisse in einem graphischem Diagramm dargestellt. Man sieht, daß diese Pumpe etwa 25 Prozent ungleiche Förderung hat. Man sieht Förderhügel und Fördertäler.

Die erste Erkenntnis der gegenwärtigen Erfindung ist daher, daß diese Dreiplungerpumpen keinen gleichmäßigen Wasserstrahl liefern können, sondern die Menge, die durch die Wasserdüse fließt, um über 20 Prozent schwankt. Beim Wasserstrahlschneiden können diese Pumpen daher keinen gleichmäßigen Schnitt liefern.

Da sie trotzdem eingesetzt werden, ist zu untersuchen, wieso sie trotzdem gelegentlich eingesetzt werden können.

In der Fig. 23 ist daher eine Rohrleitung 585 von der Pumpe 570 zur Düse 586 dargestellt. Das Verhalten dieses Rohres ist dann im Berechungs­ formular darunter berechnet. Angenommen ist dabei ein Rohr von 6 mm Innendurchmesser, guter (nicht rostender) Stahlqualität mit E = 21 000 Kg/mm² und mit verschiedenen Dicken der Wand. Die Berechnung bringt die inneren Spannungen im Rohr und die radiale Aufweitung des Rohres unter dem innerem hohem Druck. Die vorletzte Spalte rechts bringt die Kubikzenti­ meter, die ein Rohr dieser Art von einem Meter Länge durch Ausdehnung unter Innendruck mehr aufnimmt. Daraus findet man, daß eine sehr lange Rohrleitung wie ein Akkumulator, also wie ein Druckspeicher, wirkt. Ein sehr langes Rohr als Wasserleitung von der Pumpe bis zur Düse kann also wie ein Akkumulator wirken und die hohen Ungleichmäßigkeiten der besprochenen Dreikolbenpumpen etwas nivellieren. Doch zeigt die genannte drittletzt rechte Spalte, daß diese Nivellierung bei einer Leitung von einem Meter Länge weit unter einem Kubikzentimeter liegt. Da die inneren Spannungen bei bestem Stahl im Rohr für Dauerbetrieb nicht höher als etwa 50 Kg/mm² sein sollen, zeigt die Fig. 23 außerdem, daß man für hohe Drücke keine dünnwandigen Rohre nehmen kann. Bei den dickwandigen Rohren aber beträgt die Akkumulatorwirkung bei einem Meter Rohrlänge nur um etwa 0,1 Kubik/Zentimeter. Der Benutzung der Rohre als Akkumulatoren sind also auch Grenzen gesetzt.

In Fig. 21 sind daher in der unteren Tabelle auch noch die Faktoren für die Geschwindigkeiten einer Neunkolben- Pumpe nach den Patentanmeldungen des Anmelders und Erfinders berechnet und in Fig. 24 ist das Ergebnis einschließlich der Summierung in einem Diagramm graphisch dargestellt. Man sieht daraus, daß die Ungleichförmig­ keit des Förderstromes dann nur noch etwa 2 Prozent ist. Kurzum, die Neunkolbenpumpen nach der Europa OS 02 85 685 haben zehnmal weniger Förderungleichmäßigkeit, als die besprochenen Dreikolbenpumpen. Die Neunkolbenpumpen sind also ausreichend gleichmäßig in der Förderung, um für das Wasserstrahlschneiden ohne Akkumulatoren eingesetzt werden zu können. Die gegenwärtige Erfindung untersucht diese Probleme aber noch tiefer. Dabei wird erkannt, daß die Dreikolben­ pumpe die Performance nach Fig. 22 nur dann erreicht, wenn der Liefer­ druck gering oder um "null" ist. Soll die Pumpe aber zum Beispiel mit 4000 kg/cm² fördern, dann wird das Wasser zusammengedrückt. Es verringert sein Volumen um rund 11,18 Prozent (siehe die Faktoren "fc" in Fig. 23). Da die Pumpe zwischen den Kolben 578 und den Ventilen 582, 583 außerdem noch toten Raum hat, wird sie um 12 bis 18 Prozent Fördermenge durch die innere Kompression des Wassers verringert. Dabei verlagern sich die Kurven der Fig. 22 nach unten und über dem Umlaufwinkel "alpha" nach rechts. Zwar bleiben die Charakteristiken der Kurven gleich, aber infolge der Verlagerung nach unten durch Verringerung der Fördermengen um 12 bis 18 Prozent (oder bei großem Totraum um noch mehr) sind die Förderdifferenzen durch in bezug zu der geringeren Förderung zu setzen. Man erhält dann z. B,

(1,0104 - 0,8011) / (0,8011 × ((100 - 12)) = 0,297,

also 29,7 Prozent Ungleichförmigkeit des Förderstromes.

Nachdem bisher nur die Neunkolbenpumpe (und die mit noch mehr Kolben) als ausreichend gleichmäßig fördernd übrig geblieben ist, wird nunmehr zu untersuchen sein, wie sich die weit verbreiteten und eingesetzten "Axial-Booster", also die axial arbeitenden Druckübersetzer verhalten.

Fig. 25 zeigt daher den Druckübersetzer oder die Hochdruck-Pumpe der bekannten Technik. Die anhand der Fig. 25 beschriebenen Teile findet man auch in den ihr folgenden Figuren, jedoch sind die Bezugsziffern in den Folgefiguren nicht eingezeichnet, weil sie aus der Fig. 25 bekannt werden. Aus dem Tank 613 wird Drucköl durch die zum Beispiel vom Elektromotor 611 getriebene Pumpe 612 zu einem Um­ steuerschieber 614 geleitet, der meistens automatisch durch Magnete betrieben ist, also die Fluidstromrichtung abwechselnd über die Leitungen 615, 616 zu den Aggregaten 601 und 602 leitet. Diese Aggregate haben Mitteldruck- Zylinder 603, 604, die mit dem Drucköl gefüllt werden und in denen das Drucköl die Mitteldruck-Kolben 605 bzw. 606 antreibt. Diese Kolben sind mit Hochdruck-Kolben 607, 608 kleineren Durchmessers zusammen bewegt, wobei die Hochdruck-Kolben 607, 608 in den Hochdruck-Zylindern (die mit Wasser gefüllt sein können) 609, 610 reziprokiert werden. Die Hochdruck- Zylinder sind wieder mit Einlaß- und Auslaß-Ventilen versehen, wie aus Fig. 19 bekannt. Diese sind nur in Fig. 25 angedeutet, aber auch in den entsprechenden Folgefiguren meistens vorhanden.

Bei dieser bekannten Technik tritt ein wesentliches, schädliches Problem auf. Im Moment der Umsteuerung (es sei hier mal zugunsten des Aggregates angenommen, daß die Umsteuerung in der Zeit "null" erfolge) ist der Druck im auf die Förderung geschaltetem Zylinder "null". Im Mittel­ druck-Zylinder sowohl, wie im Hochdruck-Zylinder. Die Pumpe 612 ist in der Anlage der Fig. 25 eine nicht regelbare mit konstanter Fördermenge, also die Pumpe "PF". Obwohl die Kolben in den betreffenden Zylindern des rechten oder linken Aggregates sich sofort zu bewegen beginnen, liefert die Anlage zunächst absolut nichts. Denn mindestens das Fluid im Hochdruck- Zylinder 609 oder 610 muß erst auf den hohen Lieferdruck gebracht werden, bevor das Auslaßventil (583, Fig. 19) öffnen kann. Bei 4000 Bar gewolltem Lieferdruck muß der betreffende Kolben also erst einmal die beschriebenen 12 bis 18 (oder mehr) Prozent seines Weges zurücklegen, bis das Fluid im Hochdruck-Zylinder den Förderdruck erreicht hat. Während dieses Kompressions-Weges steigt der Druck im Hochdruck-Zylinder über dem Wege etwa gleichmäßig an, wie in dem Zeit(t)-Druck(p)-Diagramm in der rechten Seite der Figur dargestellt ist. Diese Kompression des Fluids ist ein Verlust, dessen Größe in den Quadraten unter der Zeit-Druck-Kurve dargestellt ist. Während dem Umsteuervorgang ist aber in dem anderem der Aggregate noch Mitteldruck im Mitteldruck-Zylinder und mindestens in dem Totraum noch Hochdruck vorhanden. Daher entspannen diese Drucke durch den Umsteuerschieber "S" zurück in den Tank. Diese Entspannung des Mitteldruck- und des Hochdruck-Fluids ist wiederum ein Verlust. Es ist unter dem Kompressions-Verlust durch die senkrechten Rechtecke in Fig. 25 in seiner Größe dargestellt.

Man sieht bisher, daß auch die Axial-Druckübersetzer der Hochdruck- Technik ganz wesentliche Verluste haben. Die Verluste könnte man für das Wasserstrahlschneiden noch in Kauf nehmen, denn sie verbrauchen nur Strom. Wesentlich schädlicher ist für das Wasserstrahlschneiden aber, durch die "etwa V-förmigen Täler", daß die Förderungsungleichmäßigkeit den Wasserstrahl während der Zeiten der Umsteuerung und einige Zeit danach, unterbricht. Die Anlage fördert kein Wasser während dieser 12 bis 18 (oder mehr) Prozent der Zeit. Das ist für das Wasserstrahl-Schneiden untragbar. Man behilft sich, indem man in Fig. 25 nicht eingezeichnete Druckspeicher der Anlage zuschaltet. Wenn diese aber aus der gleichen Pumpe 612 gefüllt werden, können sie nur etwa weniger, als die Hälfte der Verluste und des Druckes während dieser Zeit ausgleichen.

Man sieht, daß das Grundprinzip der Axial-Druckübersetzer auch noch der weiteren Vervollkommnung durch die gegenwärtige Erfindung bedarf.

Fig. 26 zeigt daher, wie die Hochdruck-Pumpe der bekannten Technik nach Fig. 25 durch die gegenwärtige Erfindung verbessert und vervoll­ kommnet werden kann. Erfindungsgemäß sind daher nach Fig. 26 die Rücklauf-Leitungen 617 und 618 rückwärts vom Umsteuerschieber mitein­ ander zu einer Leitung 619 verbunden. Diese führt zum Tank, doch ist in die Leitung 619 ein Einweg-Rückschlagventil 620 eingeschaltet. Das während der Umsteuerung aus einem der Aggregate expandierende Fluid kann daher nicht in den Tank zurückfließen, weil das Einweg-Ventil 620 den Weg zum Tank versperrt. Durch das Ventil 620 kann die Leitung 619 zwar gefüllt werden, aber es läßt kein Fluid aus den Leitung 617, 618 in den Tank zurück. Daher wird das aus dem einem Aggregat (601 oder 602) entspannende (expandierende) Fluid gezwungen, in den Mitteldruck-Zylinder des anderen der Aggregate zu fließen, der ja zu diesem Zeitpunkte gerade den Druck "null" hat. So wird durch die erfindungsgemäße Ausbildung nach Fig. 26 das Expansionsfluid zum Vorkompressionsfluid für den nachher arbeitenden Zylinder des anderen der Aggregate. Das andere der Aggregate wird also sofort vom Druck null auf einen mittleren Druck von etwas unter der Hälfte des hohen Lieferdrucks gebracht. (Verluste in Leitungen und im Umsteuerschieber sind bei dieser Prinzipbetrachtung unberücksichtigt.)

So erhält man das wesentlich günstigere Zeit-Druck-Diagramm in der rechten Hälfte der Fig. 26. Der Expansions-Verlust der Fig. 25 ist verschwunden und der Kompressions-Verlust der Fig. 25 ist auf fast die Hälfte reduziert.

Wie bereits berichtet, ist die Ungleichförmig­ keit der Förderung wesentlich schädlicher, als der Verlust an Wirkungs­ grad.

Fig. 27 zeigt daher, wie man die Förder- Ungleichmäßigkeit völlig überwinden kann. Dabei ist dem Anmelder zur Zeit nicht bekannt, ob derartige Mittel, wie in Fig. 27 beschrieben, in der Technik bereits verwendet, oder ob sie eine neue Erfindung sind.

Nach Fig. 27 wird die völlige Gleichmäßigkeit der Förderung dadurch erreicht, daß man zwei Pumpen und zwei Steuerschieber einsetzt. Jedes der Aggregate 601 und 602 erhält eine eigene Pumpe (hier mit eigenem elektromotorischem Antrieb) und einem eigenen Umsteuerschieber. Dadurch wird es möglich, die Umsteuerung bereits einzuleiten, bevor die Förderung des vorher arbeitenden Aggregates (601 oder 602) vollendet ist. Genauer gesagt, man leitet die Umsteuerung bereits so früh für das nachher arbeitende Aggregat (601 oder 602) ein, daß die Kompression der Fluide im nachher arbeitendem Aggregate genau zu dem Zeitpunkt beendet ist, da das vorher arbeitende Aggregat (601 oder 602) die Förderung infolge Ende der Kolbenhübe) beendet. So erhält man eine völlig gleichbleibende, uniforme Förderkurve im Zeit-Druck-Diagramm in der rechten Hälfte der Fig. 27. Andererseits sind bei dieser Ausführung die Kompressions- und die Expansions-Verluste der Fig. 25 voll vorhanden. Sie sind unter dem Zeit-Druck-Diagramm der Fig. 27 eingezeichnet. Außerdem ist darunter ein weiterer, neuer zusätzlicher Verlust durch dünne lange liegende Rechtecke dargestellt, nämlich die elektrische Antriebsleistung für den zweiten Elektromotor plus die Verluste infolge durckloser (druckarmer) Strömung der von der nicht drückenden Pumpe geförderten Ölfluid-Menge. Die Figur zeigt übereinander liegende Rechtecke, was sagen soll, daß sowohl die zusätzliche elektromotorische Antriebsleistung, also auch die Verluste durch Reibung, Umlenkungen des Fluids, sowie Reibungen in der Pumpe, als Verluste auftreten.

Nachdem also auch die Ausführung nach Fig. 27 noch Mängel hat, werden diese durch die Fig. 28 der Erfindung teilweise überwunden. In Fig. 28 sind daher erfindungsgemäß zwei regelbare, mit "PV" bezeichnete Pumpen eingesetzt. Je eine für eines der Aggregate 601 und 602. Dadurch werden zunächst einmal die Verluste im Umsteuer­ schieber überwunden, weil der Umsteuerschieber fortfällt. Außerdem werden Reibungsverluste durch Fluidströmung in Leitung überwunden, weil die Leitungen kürzer sein können. Die Kompressions-Verluste bleiben aber vorhanden und ebenso die Antriebsleistungen der beiden Elektromotoren. Man sieht das unter dem Zeit-Druck-Diagramm in der rechten Seite der Fig. 28.

Wesentlich günstiger wird die Sache noch durch die Fig. 29 der Erfindung. Hierin sind erfindungsgemäße zwei regelbare und reversible Pumpen 642 und 643 durch die Elektromotoren 632 und 633 angetrieben und eine der Pumpen ist zum Betrieb des Aggregates 601, die andere zum Betrieb des Aggregates 602 eingesetzt. Da die Pumpen reversible sind, wirken die Pumpen als Motoren, solange des Expansions- Fluid in sie einströmt. Das Expansionsfluid geht also nicht verloren, zumindest nicht ganz. Als Verluste bleiben die Kompressions-Verluste und die Antriebsverluste der zeitweilig keinen Druck liefernden Pumpen und Elektromotoren übrig. Diese Verluste sind in der rechten Seite der Figur wieder unter dem Zeit-Druck-Diagramm gezeigt.

Die noch bessere erfindungsgemäße Lösung ist in Fig. 30 gezeigt. Hier ist eine IDEPU-Pumpe, z. B. nach dem US-Patent 38 05 675 des Erfinders eingesetzt. Der zweite Elektromotor der Fig. 29 mit seinen Verlusten ist dadurch eingespart. Der Rotor der Pumpe hat zwei Kolbengruppen im gemein­ samem Rotor, wobei jede der Kolbengruppen eine von der anderen unabhängige und reversierbare Kolbenhub-Regelung hat. Die Leitungen 647, 648 von der IDEPU-Pumpe 644 zu den Aggregaten 601 und 602 können kurz sein und die Strömung ist nicht durch Umlenkungen im Steuerschieber gestört.

Die IDEPU-Pumpe hat erfindungsgemäß in ihrer Ansaugleitung 646 für beide Kammergruppen wieder ein Einweg-Ventil 619, das Rückströmung von Fluid in den Tank verhindert. Da der Kreislauf dann ein geschlossener ist, setzt man zweckdienlicherweise den Kühler 621 nach Fig. 26 ein. Wenn eine der Kolbengruppen auf Fördern gestellt ist, kann die andere auf Einlaß gestellt sein, so daß das Expansionsfluid aus dem einem Aggregat im gleichen Rotor als Motor für die teilweise Kompression des anderen der Aggregate 601, 602 wirken kann. Durch vorverlegten Beginn der Kompressions kann die Förderkurve wieder völlige Gleichförmigkeit erreichen, wie in den Fig. 27 bis 29. Da der zweite Elektromotor eingespart ist, arbeitet diese erfindungsgemäße Ausführung rationeller als solche mit zwei Elektromotoren, jedoch ohne irgendwelche zusätzlichen Nachteile. Die Kompression unter der Zeit-Druck-Kurve im rechten Teile der Figur sind wieder nach rechts verlagert und da das Expansions-Fluid in den Kompressionsvorgang innerhalb des Pumpenmotors eingeschaltet ist, ist der Kompressionsverlust gering, wie unter dem Zeit-Druck-Diagramm dargestellt ist. Der Elektromotoren-Verlust tritt nur einmal auf und ist ein dünnes liegendes Rechteck in der Figur, zumal keine Strömungsverluste durch das Umsteuerventil entstehen. Diese Figur nach der Erfindung zeigt also die vollkommenste Lösung für zwei Axial-Druckumformer für Hochdruck für Wasserstrahlschneiden und andere Aufgaben.

Während bisher jeweils zwei Axial-Booster besprochen wurden, zeigt die Fig. 31 den doppeltwirkenden Axial-Booster der bekannten Technik. Die Hochdruck-Kolben und -Zylinder 607 bis 610 sind wie in Fig. 25 ausge­ führt und so die Einlaß- und Auslaß-Ventile. Auch die Pumpe 612 und der Steuerspeicher 614 sind, wie in Fig. 25 ausgeführt. Der Mitteldruck- Kolben ist jedoch ein einziger Kolben 650, der im Zylinder mit den Zylinder- Teilkammern 651 und 652 reziprokiert, und zwar unter dem jeweils aus der Pumpe über den Steuerschieber erhaltenen Mitteldruck.

Hier wird in dieser prinzipiellen Untersuchung festgestellt, daß der Doppelkolben gegenüber den zwei Aggregaten der früheren Figuren den Vorteil hat, daß das Expansionsfluid aus dem einem der Hochdruck-Zylinder direkt und ohne Hilfsmittel einen Teil des Kompressionshubs des später arbeitenden Zylinders betreibt. Man sieht das rechts in der Figur im Zeit- Druck-Diagramm. Der Druck fällt nie auf "null" ab, sondern nur auf etwas unter dem halben Druck, während der Umsteuerung. Trotzdem ist natürlich, in dieser Figur unvermeidlich, eine Förderungsgleichmäßigkeit vorhanden, die dem Wasserstrahlschneiden schädlich ist. Um diese Ungleichförmigkeit zu überwinden, kann man aber der Fig. 31 die beschriebenen Mittel der Fig. 26 bis 30 zuordnen. Soweit man erfindungsgemäße Mittel aus diesen Figuren der Fig. 30 zuordnet, fällt die Fig. 30 wieder unter die Patentansprüche der gegenwärtigen Erfindung.

In Fig. 32 ist eine erfindungsgemäße Ausführung für den Betrieb von Doppelkolben-Axial-Boostern gezeigt. Das Antriebsaggregat 611 treibt eine regelbare und reversible Pumpe 653 und außerdem eine kleine Hoch­ druckpumpe 658 kleiner Fördermenge. Die regelbare Pumpe hat eine Eingangs- und eine Ausgangs-Leitung 654, 655. Da die Pumpe reversible ist, kann die Fluidstrom-Richtung umgekehrt werden, so daß die Einlaß-Leitung zur Ausgangs-Leitung wird und vice versa. Jede der Leitungen 654 und 655 hat daher erfindungsgemäß ferner ein Einweg-Ventil 6, 56 bzw. 657 zur Verhinderung von Fluidströmung zurück zum Tank. Des nun geschlossenen Kreislaufs wegen (der nun geschlossenen Kreisläufe wegen) sind zweckdienlicher­ weise Ölkühler 621 den Leitungen zugeordnet. Indem man die Regelung in die umgekehrte Richtung stellen oder durch eine Automatik stellen läßt, ändert sich die Strömungsrichtung. Also Fluid aus 651 in die Pumpe und Fluid aus der Pumpe in Kammer 652 oder umgekehrt. Dabei würde während der Umkehrung der Strömungsrichtung wieder ein Zeitraum ohne Förderung entstehen, wie in Fig. 31. Um das zu verhindern ist jede der Leitungen 654 und 655 mit einem individuellen Druckspeicher 659 bzw. 660 verbunden. Diese Akkumulatoren werden entweder durch die Leitungen 654 bzw. 655 gefüllt oder aber durch die kleine Hochdruckpumpe 658 mit ihrer kleinen Fördermenge. Diese kleine Fördermenge und der Inhalt der gespannten Druckspeicher reicht aus, die Fördertäler zum Zeitpunkt der Umsteuerung (Umkehrung der Förderrichtung der Pumpe) zu füllen. So erhält man das Zeit-Druck-Diagramm im rechten Teil der Figur, und zwar mit nur wenigen Verlusten. In der Praxis sind weitere in der Prinzipfigur 32 nicht einge­ zeichnete Mittel zur Steuerung der Füllung und des Ausschießens der Druck- Speicher 659, 660 zum Hineinschießen des gespeicherten Druckfluids aus den Druckspeichern in den betreffenden Zylinderteil 651 bzw. 652 zum richtigem Zeitpunkt und in der richtigen Zeit-Kürze, angeordnet.

Die Fig. 33 zeigt, daß man die Zylindersätze der Fig. 25 bis 30 auch um 180 Grad verdreht aneinander anordnen kann. Dabei ist aber wichtig, daß die Ventilsätze 582, 583 räumlich voneinander getrennt bleiben und zwischen den Hochdruckzylindern 609 und 610 eine Trennwand 670 angeordnet ist. Vor den Einlaßventilen 582 kann dann aber eine gemein­ same Einlaßleitung 671 und hinter den Auslaßventilen kann dann eine gemeinsame Abflußleitung 672 in einfacher und strömungsgünstiger Weise angeordnet werden.

In der Fig. 34 ist dargestellt, daß man die Zylindersätze auch parallel nebeneinander anordnen kann. Dann entsteht der bauliche Vorteil, daß man die Mittelkammern zwischen den Kolben- und Zylinder-Teilen durch eine Leitung 673 in einfacherweise verbinden kann.

Dieses Bauprinzip ist auch in den EREW-Pumpen der Erfindung angewendet. Die Mittelkammern bilden eine gemeinsame Mittelkammer mit dem Einlaß 674 für das Hereinleiten des Niederdruckfluids für den automatischen Rück­ zug der Kolben nach der Beendigung des Druckhubes.

Aus den voraufgegangenen Patentanmeldungen und auch aus der gegen­ wärtigen Anmeldung geht hervor, daß in den Hochdruck-Aggregaten jeglicher toter Raum vermieden werden muß, wenn man den bestmöglichen Wirkungs­ grad erreichen will. Hochdruck-Aggregate ohne toten Raum sind aber bisher nicht vorhanden, weil alle in der Praxis verwendeten Einlaß- und Auslaß-Ventile toten Raum verursachen, in denen das Fluid komprimiert wird und so die beschriebenen und noch weiter erörterten Wirkungsgrad­ verluste (auch durch Entspannung) verursacht.

Da es bisher totraumlose Aggregate nicht gibt, besteht eine Aufgabe der Erfindung auch darin, ein totraumloses Aggregat zu schaffen. Das ist durch die Fig. 35 in beispielhafter Weise erfindungsgemäß verwirklicht. Im Zylinderblock 601 reziprokiert wieder der Hochdruck-Kolben oder generell der Kolben 606. Der kann auch ein Niederdruck-Kolben sein, weil das Erfindungsprinzip der Fig. 36 generell verwendet werden kann. Die Erfindung besteht darin, daß die Ventile dem Zylinder zu eine gemeinsame Fläche, in diesem Falle eine ebene Fläche, 683 bilden, die durch die Stirnflächen der Ventile entsteht. Die Ventile haben zum Beispiel kegelförmige Sitze, wobei erfindungs­ gemäß das Einlaß-Ventil seinen Sitz im Auslaß-Ventil hat. Das Auslaßventil hat von der Stirnfläche aus schräg nach außen gehend den Ventilsitz 686 im Zylinderkopf. Rückwärts davon ist der Einlaßkanal 689 ausgebildet, der mit dem Einlaß-Anschluß 690 versehen ist. Das Aus­ laß-Ventil 682 kann ferner noch in der Führung 687 des Gehäuses geführt seni und es ist praktischerweise mit einer Feder 689′ gegen den Ventilsitz 686 gedrückt. Das Einlaßventil 681 hat von der Stirnfläche aus schräg nach innen gehend, dem Sitz im Auslaßventil angepaßt, den Ventilsitz 685. Nach rückwärts ist der Ventilschaft 681′ erstreckt und er kann in der Führung 691 ferner geführt sein, wobei die Führung gleichzeitig eines der Lager der Federung 692 bilden kann, während die Spannung der Feder am anderem Ende durch die Halterung 693 erfolgen kann. Im Ventilge­ häuse ist außerdem der Einlaß 694 oder 695 zum Einlaßventil angeordnet. Das Einlaßventil öffnet in der Figur durch Bewegung nach unten, also nach unten aus dem Sitz im Auslaßventil heraus. Das Auslaßventil öffnet nach oben (in der Figur) indem es vom Sitz im Gehäuse nach oben abhebt.

Beginnt der Kolben 606 seine Bewegung nach unten, also seinen Einlaßhub, dann öffnet das Einlaßventil, indem es nach unten bewegt (gegen die schwach gespannte Feder 692). Ist der Einlaßhub beendet, hat der Kolben also seine unterste Lage erreicht, dann drückt die Feder 692 das Einlaßventil nach oben in den Sitz im Auslaßventil und verschließt so den Einlaß, indem es den Sitz 685 dadurch verschließt, daß es in den Sitz dichtend eintritt. Danach beginnt der Druckhub des Kolbens 606, indem dieser sich nach oben bewegt und das Fluid im Zylinder komprimiert. Sobald der Lieferdruck erreicht ist, drückt der (geringe) Überdruck gegen die Stirnfläche des Auslaßventils 682 und hebt dieses nach oben vom Sitz 686 ab, indem es die Feder 689′ zusammendrückt. Der Auslaß ist jetzt durch das Abheben des Ventils vom Sitz geöffnet. Da das Einlaßventil im Auslaß­ ventil sitzt, nimmt das Einlaßventil an der Bewegung des Auslaßventils teil, jedoch ohne den Einlaß zu öffnen, weil das Einlaßventil während des Auslaßvorgangs fest im Sitz im Auslaßventil verbleibt und den Einlaß verschlossen hält. Die Führung 687 dient gleichzeitig der Abdichtung des Niederdruckeinlasses zum Hochdruckauslaß.

Da die Stirnflächen der Ventile 681, 682 eine gemeinsame Ebene bilden und da der Kopf des Kolbens flach ist, sind die Stirnflächen der Ventile 681, 682 und des Kolbens 606 zueinander parellele Flächen. Dadurch kann der Kolben so nahe an die Ventile herangeführt werden, daß zwischen der Stirnfläche des Kolbens und den Stirnflächen der Ventile nur noch der Raum 684 verbleibt. Erfindungsgemäß wird der Kolben so nahe an die Ventile heran gestroked, daß der Abstand zwischen den Stirnflächen der Ventile und der Stirnfläche des Kolbens weniger, als einen Millimeter, bei präzisen Hochdruckpumpen von mehreren tausend Bar nur noch weniger als 0,1 mm beträgt. Der Totraum ist dann auf den Kolbenquerschnitt mal 0,1 mm beschränkt. Bei 28 mm Kolbendurchmesser und 50 mm Hub des Kolbens, ist der Totraum (Raum 684) dann nur noch

2,8² (cm) × (π/4) × 0,01 = 0,062 Kubikzentimeter

während die Förderung bei 50 mm Kolbenhub dann

2,8² × (π/4) × 5 = 30,78 Kubikzentimeter

beträgt. Der Totraum ist dann nur noch

0,061/30,78 = 0,002 × 100,

also nur noch 0,2 Prozent des Fördervolumens. Welch außerordentlich hohe Bedeutung dieser erfindungsge­ mäßen Ventilausbildung zukommt, wird noch aus den weiteren Ausführungen zur Technik erkennbar werden. Denn viele der Verluste und der Ungleichförmig­ keiten der Förderung werden durch tote Räume im Aggregat verursacht.

In den Fig. 36 bis 39 wird illustriert, wie die Schwierigkeiten der Abdichtung der Hochdruck-Wasserkolben der Fig. 19 überwunden und deren Leckage völlig beseitigt werden kann, indem man die Wasserkolben der bekannten Technik abmontiert und durch Aggregate dieser Erfindung oder durch Aggregate nach den anderen Patentanmeldungen des Erfinders ersetzt.

Fig. 36 zeigt daher rechts in der Figur das RATEW-System dem Kolben 706 zugeordnet. Zwischen dem Kopf mit den Ventilen 702, 702 und dem reziprokierenden Kolben 706 sind in dieser Figur die konischen Ringele­ mente 707 bis 709 so angeordnet, daß sie zwischen sich die Wasser beinhaltende Innenkammer 701 bilden. Dieses System ist "RATEW" genannt und dadurch charakterisiert, daß der Kolben 706 die konischen Ringelemente zur Wasseraufnahme entspannen läßt und zur Wasserlieferung unter Druck die konischen Ringelemente zusammendrückt, dadurch die Innenkammer ver­ kleinert und so Hochdruckwasser über das Auslaßventil aus der Innenkammer 701 herausdrückt. Die Grundlagen dieses Systems findet man in RER- Berichten und in inzwischen erteilten US-Patenten, sowie in Offenlegungs­ schriften des deutschen und des europäischen Patentamtes. Die RATEW-Anordnung ist im Gehäuse 700 untergebracht und dem Auslaßventil sind die Feder 704 und deren Halterung 705 beispielsweise zugezeichnet.

Fig. 37 zeigt dengegenüber im Gehäuse 712 das ETEW-System des Erfinders. Dieses ist dadurch charakterisiert, daß, um starke Lager zu sparen, der Kolben 706 kleineren Durchmessers Hydraulikfluid in einen Zylinder 710 größeren Druchmessers fördert und somit gegen den Kolben 711 größeren Durchmessers (im Zylinder 710 reziprokierbar) drückt, während der Kolben 711 des größeren Durchmessers die Zusammendrückung der konti­ schen Ringelemente 708-709 und damit der anhand der Fig. 36 bereits be­ schriebene Innenkammer 701 bewirkt.

Fig. 38 zeigt im Gehäuse 713 das EPEW-System des Erfinders, das dadurch charakterisiert ist, daß der reziprokierende Kolben 706 Hydraulik­ fluid in eine im Gehäuse 713 ausgebildete Außenkammer 714 gibt, die durch axial deformierbare Ringelemente 716 von der Innenkammer 710 getrennt ist. Da der Druck in der Außenkammer dann dem der Innenkammer entspricht, oder ihn etwas übersteigt, können die Ringelemente dünnwandig mit langen Hüben sein. Außerdem können die benachbarten Ringelemente sich nach Patentanmeldungen des Erfinders selber gegenseitig abdichten.

In Fig. 39 ist das MEPEW-System des Erfinders illustriert, das sich vom EPEW-System der Fig. 38 dadurch unterscheidet, daß es zwei Innenkammern 721 und 722 hat, die durch Membranen "M" von den beiden Außenkammern 719, 720 getrennt sind und das außerdem dadurch charakterisiert ist, daß ein einziger Kolben 706 im Hochdruck-Zylinder 717 zur gemein­ samen Füllung und Entleerung der beiden Außenkammern 719 und 720 eingesetzt ist.

Die Systeme nach den Fig. 36 bis 39 sind in den Figuren an den Kurbeltrieb der bekannten Dreikolbenpumpen angezeichnet, und so können sie eingesetzt werden. Jedes der RATEW-, ETEW-, EPEW- und MEPEW-Systeme hat Abdichtungen zwischen sich nicht relativ zueinander bewegenden Flächen, so daß die Kolbenbewegung unter Wasserdruck der bekannten Technik der Axial-Booster und der Dreikolbenpumpen überwunden ist. In den Figuren sind die Erfindungssysteme an die Kurbelwellen-Pleuel-Antriebe der Dreikolben­ pumpen angebaut. Das kann man machen, doch sind meistens Exzenterantriebe in den RATEW-, ETEW-, EPEW- und MEPEW-Systemen verwendet, weil die Kurbelwellen und Pleuel oft die erforderlichen hohen Kräfte zum Kolben- Antrieb für mehrere tausend Bar nicht liefern können.

Aus den bisherigen Betrachtungen geht hervor, daß die Dreikolben­ pumpen hohe Ungleichmäßigkeit der Förderung bringen, während die neunkolbige Pumpe eine hohe Fördergleichmäßigkeit liefert. Man möchte daher gerne wissen, wie eine neunkolbige Pumpe gebaut werden kann. Das kann in der Radialkolbenbauweise oder in der Axialkolben-Bauweise geschehen. Für die Anwendung des MEPEW-Systems ist aber in der normalen Radialkolbenbauart mit einem Exzenter und Kolben in einer zur Exzenterwelle senkrechten Ebene kein Platz vorhanden, wenn es nicht räumlich zu groß werden soll.

Die Fig. 40 und 41 zeigen daher eine neue, erfindungsgemäße Radialkolben-Hochdruck-Pumpe, wobei Fig. 40 der Längsschnitt durch die Pumpe ist und Fig. 41 ein Querschnitt durch die Fig. 40 entlang der gepfeilten Linie der Fig. 40.

Die Welle 751 ist in Lagern 752 umlauffähig gelagert und mit drei Exzentern 753 bis 755 versehen, die winkelmäßig um 120 Grad gegenein­ ander versetzt sind. Radial der Mitte dieser Exzenter sind jeweils drei Zylinder mit darin reziprokierten Kolben angeordnet, die wiederum um 120 Grad winkelmäßig zueinander versetzt sind. Zwischen den exzentrischen, aber zylindrischen Außenflächen, den Kolbenhubleitflächen der genannten Exzenter und den betreffenden Kolben sind schwenkbare Kolbenschuhe 756 zur Kraftüber­ tragung angeordnet. Man hat so drei Zylindergruppen, die in drei axial hintereinander angeordneten Platten untergebracht sein können, wobei jede der Zylindergruppen drei Zylinder mit darin reziprokierten Kolben enthält. Dadurch, daß man drei solche Zylindergruppen axial hintereinander anordnet gewinnt man Platz für die Anwendung des MEPEW-Systems zu jedem einzelnem der neun Kolben. So ergibt sich eine völlige Trennung des nicht schmierenden Fluids (des Wassers) vom schmierendem Fluid (dem Öl) und eine absolute Abdichtung, wenn man das MEPEW-System verwendet. Die Pumpe nach diesen Figuren kann aber auch für das herkömmliche Kolbensystem der Axial-Booster und der herkömmlichen Dreikolbenpumpen verwendet werden. Ebenso kann man in diesen Figuren die beschriebenen RATEW-, ETEW- und EPEW-Systeme verwenden. Da die Exzenter gegeneinander um 120 Grad verdreht sind, arbeitet die Pumpe mit der Fördergleichförmigkeit der Neunkolben-Pumpen, nach Fig. 24. Man sieht in Fig. 40 die Zylinder 733, 736, 739 mit den Kolben 742, 745, 748 während man in der Fig. 41 die axial hinter diesen liegenden Zylinder und Kolben 737, 740, 738, 741, 746, 749 und 757, 750 numeriert findet. In Fig. 41 sieht man auch die 120gradige Verdrehung der Exzenter 753, 754 und 755, sowie strichliert gezeichnet, die Möglichkeit, den Platz 760 für starke Schrauben zur Einklemmung von Membranen nach dem MEPEW-System anzuordnen. Die verlängerte Mittel­ linie eines der Zylinder bringt die mögliche Außenabmessung der Körper 757, 758, 759 für die Anordnung der Membranen des MEPEW-Systems und die Positions-Ziffern 761 deuten die Möglichkeit an, entsprechend starke Schrauben anzuordnen.

Für die axiale Bauweise von Hochdruck- Kolben mit mehreren Kolben in Zylindern für mehrere tausend Bar Wasserdruck findet man die Fig. 42, die eine fünf-, sieben-, neun-, elf- oder mehr Kolben-Pumpe sein kann.

In Fig. 42 ist die Welle 763 mit ihren Rotoren 764 und 765 im Gehäuse 762 umlauffähig gelagert, wobei die Lager 771 auch hohe axiale Kräfte (bei kleinen Pumpen um 30 000 Kilogramm) aufnehmen müssen. Im Rotor 764 befinden sich die mehreren etwa axial gerichteten Zylinder 769 größeren Durchmessern mit den darin rezipro­ kierenden Kolben 767 größeren Durchmessers. Im Rotor 765 befindet sich die gleiche Anzahl Zylinder 770 und Kolben 768 kleineren Durchmessers. Die Zylinder kleineren Durchmessers dienen der Förderung auch nicht schmierendem Fluid, wie Wasser, während die Kolben größeren Durchmessers durch schmierendes Fluid (z. B. Öl) benetzt sind. Die Kolben größeren Durchmessers sind radial weiter nach außen versetzt, relativ zu den Achsen der Kolben des kleineren Durchmessers und die Kolben größeren Durchmessers sind dafür da, daß man Platz hat, um schwenkbare Kolben­ schuhe 789 zur Kraftübertragung anordnen zu können. Im Gehäuse ist die Hubscheibe mit der schräg gestellten Kolbenhub-Führungsfläche 790 angeordnet, an der die Stirnflächen der Kolbenschuhe 798 laufen. Dadurch werden, infolge der Schrägstellung der Kolbenhub-Führungsfläche pro Umlauf der Rotoren die Kolben einmal einwärts und einmal auswärts (nach rechts bzw. nach links in der Figur) bewegt. Die Anlage ist mit Ölleitungen 777, 778 versehen und kann mit Druckfluid-Taschen 781, 781′ und 779 zur Ausbildung hydrostatischer Lager versehen sein. Die Hochdruckkolben des kleinen Durchmessers lagern auf den rückwärtigen Endflächen der Kolben des größeren Durchmessers. Die Kolbenschuhe umgreifen mit ihren Hälsen 789 stellenweise die Schwenkformköpfe 788 der Kolben des größeren Durch­ messers. Rückzugplatte 780 sorgt für das Herausziehen der Kolben größeren Durchmessers aus ihren Zylindern.

In der Figur werden die kleineren Kolben durch Vordruck gegen die Endflächen der Kolben des größeren Durchmessers gedrückt. Hat man keinen Vordruck dafür zur Verfügung, dann kann man die kleinen Kolben radial nachgiebig zu den großen Kolben verbinden. Zwischen den beiden Rotoren 764 und 765 ist vorteilhafterweise der Fluid-Leckage-Trennmotor 782 angeordnet, durch den hindurch die kleinen oder die großen Kolben durch Dichtungen 791, 792 abgedichtet, erstreckt sein können. Die Leckagen werden so nach außen geschleudert und die unterschiedlichen Fluide, wie zum Beispiel das Wasser und das Öl werden in räumlich voneinander getrennten Kammern 783, 784 gesammelt und in die Behälter der Fluide abgeleitet. Die Kolben des größeren Durchmessers sind in dieser Figur ausschließlich Treibkolben für die Kolben des kleineren Durchmessers, ohne daß die Kolben des größeren Durchmessers Öl oder andere Fluide fördern würden. Die Zylinder des größeren Durchmessers sind entsprechend keine einendig verschlossenen Zylinder, sondern axial durch den Rotor erstreckte Bohrungen.

Im rückwärtigem Deckel oder Gehäuseteil sind die Anpresskammern 774 angeordnet, die auch eine einzige sein kann. In sie wird vorteilhafter­ weise Drucköl geleitet, das auf das rückwärtige Ende der Welle 763 drückt. Der Durchmesser des rückwärtigen Endes der Welle zusammen mit dem Druck in der Kammer 774 bestimmen die Kraft, mit der die Welle gegen die vorderen Lager 771 gedrückt wird, wenn die Abdichtung der Kammer 74 durch Einpassung des Wellendes erfolgt. Man sieht so die zylindrische Dichtfläche 791 und an ihrem rechtem Ende deren Leckagesammelkammer 785, aus der die Leckage abgeleitet wird. Ferner sieht man im rückwärtigen Endteil die Fluidzuleitung 786 und die Fluidableitung 785, die auch vice versa wirkend ausgebildet sein können. Sie leiten das Wasser zu den Anpreßanordnungen 773 des Steuerkörpers 772 bzw. von ihnen fort. Der Steuerkörper ist mit Einlaß- und Auslaß-Kanälen und -Mündungen 792, 793 versehen und mit seiner Stirnfläche dichtend gegen die rückwärtige Endfläche des Rotors 785 gedrückt. Der Steuerkörper kann einer nach den BRD-Patenten 232 00 639 bzw. 23 24 563 oder nach der BRD-Patentanmeldung P 38 38 284.9 sein. Jedoch müssen diese Steuerkörper entsprechend der gegenwärtigen Erfindung anders berechnet und dimensioniert werden, als in der genannten Literatur. Denn die Anpreßkräfte des Steuerkörpers müssen absolut auf die reine Dichtkraft beschränkt werden, während alle anderen Kräfte, einschließlich die aus Reibung, durch die Anpreßkammer 774 mit Dichtung 791 aufgenommen bzw. gehandhabt werden müssen. Die richtige Bemessung des Steuerteils der Erfindung ist daher sehr wichtig und aus den entsprechenden RER-Berichten kann sie durch Lizenzen erwerbende Organisationen entnommen werden.

Die Fig. 42 erfüllt zwei wichtige Aufgaben der Erfindung. Einmal kann sie neun Kolben haben und so die Fördergleichförmigkeit der Fig. 24 erreichen. Die Förderuniformität ist außerordentlich wichtig für eine präzise Wasserstrahl-Schneid-Technik. Diese Figur der Erfindung erfüllt aber noch eine wichtigere Aufgabe der Erfindung, nämlich den bisherigen Traum, langfristige Lebensdauer zu erreichen. Denn die Lebensdauer der Hochdruck-Aggregate war durch die Ventile begrenzt, die durch Abheben und Aufsetzen auf ihre Sitze, wie Hämmer arbeiteten. Dadurch, daß die Erfindung nach Fig. 42 die Ventile abschafft, schafft sie auch deren Begrenzung der Lebensdauer der Hochdruck-Aggregate für Wasser ab.

Denn Keramik-Rotoren 765 mit Keramik-Kolben 769 und Keramik-Steuer­ körpern 772 können unbegrenzte Lebensdauer erreichen, weil sie nicht hämmern, sondern nur gleiten, wenn man die Berechnung und Dimensionierung der Steuerkörper 772, der Anpreßanordnung 773 und der Anpreßkammer mit Dichtung 774, 791 beherrscht. Leicht sind diese Sachen aber nicht. Bei 9 Kolben von 8 mm Durchmesser auf einem Teilkreis-Durchmesser von 40 mm hat man es bereits mit Kräften um Dreißigtausend Kilogramm zu tun, wenn die Wasserstufe viertausend kg/cm², fördern soll. Es ist insofern zweckdienlich, sich der Erfahrungen des Erfinders aus vierzigjähriger Tätigkeit im Fachgebiet zu bedienen und man muß bedenken, daß derartige Entwicklungen auch Geld kosten und gekostet haben.

Die Erfindung soll nun noch tiefer untersucht werden. Das geschieht teilweise anhand des Rotary-Engine-Kenkysho-Berichts RER-8905.

Fig. 43 ist aus ihm entnommen und zeigt die Zusammendrückbarkeit von Wasser und Öl. Die für Öl stimmt etwa mit den Angaben des Buches von Chaimowitsch "Die Ölhydraulik" (VEB Verlag Technik, Berlin, 1960) überein und die für Wasser ist dem Buch "Hütte, des Ingenieurs Taschen­ buch" entnommen. Darin fehlende Daten sind geschätzt. Die Kurven zeigen die prozentuale Zusammendrückung des Öls (obere Kurve) (mittleres Öl bei 40 Grad Celsius) und des Wassers (bei 30 Grad Celsius) (untere Kurve).

Es soll jetzt angenommen werden, daß der Mitteldruck-Kolben 80 mm Durchmesser haben, während der Hochdruck-Kolben 28 mm Durchmesser hat. Der Kolbenhub soll 42 mm (etwa) sein.

In der Fig. 25 seien die Ventile der Fig. 19 angeordnet, wodurch ein Totraum von 18 mm Länge und 29 mm Durchmesser entsteht (der Raum um die Ventile, mit dem Hochdruck-Zylinder 609 oder 610 verbunden.

Der Totraum ist also 29² (π/4)×18 = 11889 Kubikmillimeter oder 11,88 CC (Kubikzentimeter).

Der in den Zylindern 603 oder 604 zu leitende Mitteldruck (Öl) sei regelbar von null bis 700 kg/cm².

Die durch Kompression des Mitteldrucks entstehenden Verluste, sowie die Verluste durch Reibung sollen unberücksichtigt bleiben, also vernach­ lässigt werden, um den Kern der Erfindung und der Magnet der bekannten Technik klarer an der Hochdruck-Stufe herauszustellen. Wie sieht es dann mit der Kurve der rechten Seite der Fig. 25 aus?

Die theoretische Förderung des Hochdruck-Kolbens 607 oder 608 ist

28²(π/4) mal 42 mm Hub =616 mm² mal 42 mm Hub = 25 862 mm² =25,66 cm²,

also etwa 25,86 CC (Kubikzentimeter).

Vorhanden sind im Zylinder mit Totraum aber 25,86 plus 11,88 CC Totraum, also zusammen 37,74 CC Wasser. Diese müssen zusammengedrückt (komprimiert) werden, bevor das Auslaßventil öffnen und die Pumpe liefern kann. Nach Fig. 43 erhält man die Prozente der Kompression für die verschiedenen Drücke. Da der Mitteldruck bis zu 700 Bar zur Verfügung steht (Rieken-Pumpen), braucht uns nur der Hochdruck zu interessieren, weil durch den hohen Mitteldruck der Hochdruck bis 4000 Bar erreichbar ist. Das Volumen der Zusammendrückung sei das Kompressions-Volumen "Vc". Es ist:

für 1000 Bar = 37,74 mal 0,0376 = 1,42 CC
für 2000 Bar = 37,74 mal 0,0740 = 2,79 CC
für 3000 Bar = 37,74 mal 0,0896 = 3,38 CC und
für 4000 Bar = 37,74 mal 0,118 = 4,45 CC.

Daher sind die benutzten Faktoren die Prozente der Fig. 43 geteilt durch 100, um direkt rechnen zu können.

Nun macht der Hochdruckkolben pro Zentimeter aber nur ein Verdrän­ gungsvolumen von 6,16 CC (nämlich die 616 mm³ nach obiger Berechnung). Um den Kolbenhub zu erhalten, den der Kolben zurücklegen muß, bis das Volumen auf den betreffenden Lieferdruck komprimiert ist, muß man die obigen CC also durch 6,16 CC teilen und die so erhaltenen Resultate durch den Kolbenhubweg von 4,2 Zentimeter teilen, um den Kompressions- Hubweg in Prozenten des Arbeitshubwegs zu erreichen. So erhält man:
Die Arbeitshubweg-Verluste für die Kompression sind:

für 1000 Bar = 1,42/6,16/4,2×100 =  5,49 Prozent;
für 2000 Bar = 2,79/6,16/4,2×100 = 10,78 Prozent;
für 3000 Bar = 3,38/6,16/4,2×100 = 13,06 Prozent und
für 4000 Bar = 4,45/6,16/4,2×100 = 17,20 Prozent.

Der Axial-Booster der bekannten Technik nach Fig. 25 hat also einen Verlust von 17,20 Prozent der Zeit eines Kolbenhubes, bis er den vollen Lieferdruck von 4000 Bar ereichen kann.

Während dieser 17,20 Prozent der Zeit hat der bekannte Booster keine Wasserförderung. Es kommt kein Wasser aus der Pumpe. Ein derartig hoher Verlust macht präzises Wasserstrahlschneiden unmöglich.

Außerdem hat der Booster der Fig. 25 noch den bereits genannten Expansions-Verlust. Denn das Totraum-Volumen von 11,88 CC ist ja voll auf den Hochdruck komprimiert und es entspannt anschließend. Dieser Verlust ist:

Expansions-Verlust "Ve" =
für 1000 Bar = 11,88 CC × 0,0376 = 0,45 CC
für 2000 Bar = 11,88 CC × 0,074 = 0,88 CC
für 3000 Bar = 11,88 CC × 0,089 = 1,06 CC und
für 4000 Bar = 11,8 CC × 0,118 = 1,48 CC.

Dieser Verlust ist allerdings ein reiner Leistungsverlust, der in Fig. 25 der bekannten Technik keinen Einfluß auf die Uniformität der Lieferung hat.

Wie verhält es sich aber, wenn die Ventile nach der Fig. 35 der Erfindung in den Druck-Übersetzer der bekannten Technik der Fig. 25 eingebaut werden?

Dann wird der Totraum zu "null", so daß der Expansions-Verlust des Expansionsvolumens "Ve" zu "null" wird, weil dann kein Expansions-Volumen mehr vorhanden ist. Und der Zeitverlust durch die Kompression beträgt dann:

für 1000 Bar = 16,16 × 0,0376/6,16/4,2 × 100 = 3,76 Prozent,
für 2000 Bar = 25,86 × 0,074/6,16/4,2 × 100 = 7,40 Prozent,
für 3000 Bar = 25,86 × 0,0896/6,16/4,2 × 100 = 8,96 Prozent und
für 4000 Bar = 25,86 × 0,118/6,16/4,2 × 100 = 11,79 Prozent.

Die Zeit, in der die Anlage kein Fluid fördert, ist also wesentlich geringer geworden. Trotzdem ist die bekannte Technik nach Fig. 25 immer noch mit untragbaren Mängeln behaftet, die uniforme Förderung und präzises Wasserstrahlschneiden unmöglich machen, wenn man nicht die Mittel der anderen Figuren zusätzlich anwendet.

Die beschriebenen Verluste durch Kompression und Expansion sind im EREW-System der Erfindung noch höher als in der beschriebenen bekannten Technik der Fig. 25, weil ja außerdem noch Öl unter Hochdruck komprimiert und expandiert wird. Trotzdem aber sind die EREW-Systeme der Erfindung vorteilhaft, weil sie einmal baulich einfach sind, keine Abdichtung von Kolben gegen Wasser erfordern und außerdem, weil im EREW-System der Erfindung Mittel angewendet werden, die Verluste durch Kompression und Expansion weitgehend so zu gestalten, daß sie die Uniformität der Förderung nicht oder nur wenig negativ beeinflussen.

Daher sei im folgenden das EREW-System der Erfindung weiter untersucht. Fig. 44 zeigt für den Vergleich die errechneten Zeitdiagramme der obigen Betrachtung der Fig. 25.

Fig. 45 und 46 zeigen das EREW-System in ihren Grundlagen für die folgende Betrachtung. Fig. 46 zeigt den Beginn des Kompressionshubes, während Fig. 45 den Beginn des Rückhubes des Kolbens im Prinzip zeigt. In Fig. 46 verbindet der Steuerkörper gerade die Mitteldruckleitung "HP" zum Zylinder und leitet das Mitteldruckfluid unter den Kolben, so daß der Kolben den Druckhub beginnen kann, ihn aber noch nicht begonnen hat. Daher liegt in Fig. 46 die Membrane "M" noch eng an der unteren Hub- Begrenzungswand. Der ganze Hubraum um die Membrane ist jetzt noch Innenkammer und voll mit Wasser gefüllt. Mit dem Wasser niederen Druckes nach Beendigung des Wasser-Einlaß-Hubes. Der Zylinder oberhalb des Kolbens bildet jetzt den Rest der Außenkammer. Das Einlaßventil ist mit "IV", das Auslaßventil mit "OV" bezeichnet. Der Motor treibt die Rotation des Steuerkörpers. In Fig. 45 hat der Kolben den Druckhub beendet, so daß die Membrane "M" voll nach oben gegen die obere Begrenzungswand gedrückt wurde. Die Innenkammer wurde zum Volumen "null", weil das Wasser voll aus der Innenkammer über das Auslaßventil heraus gefördert wurde. Nach dieser Lage verbindet der Steuerkörper gerade den Zylinderraum unter dem Kolben mit dem Motor. Der Wassereinlaßdruck (oder andere Mittel) bewegen danach den Kolben nach unten, so daß der Kolben das Niederdruckfluid aus dem Zylinder unter dem Kolben zum Motor leitet, wodurch der Motor in Drehung versetzt und dadurch der von ihm getriebene Steuerkörper in Drehung gehalten wird. Der Arbeitsraum der Membrane "M" ist jetzt der Raum unter der Membrane und der ist jetzt Außenkammer, weil er jetzt noch voll mit Öl gefüllt ist, das gerade die Freiheit erhält, sich durch den Kanal im Steuerkörper in den Motor hinein zu entspannen.

Die Fig. 45 zeigt außerdem die zu der Innenkammer und die zu der Außenkammer verbundenen Toträume. Die zur Innenkammer verbundenen Toträume sind die mit Wasser gefüllten, um die Ventile gebildeten und mit "Dw" bezeichneten. Die mit der Außenkammer verbundenen Toträume sind die mit Öl gefüllten und mit "Doil" bezeichneten.

Diese Toträume sind in der 1988iger Ausführung der EREW folgende Volumen:

Ölgefüllter Totraum "Doil" = 8,197 CC;
wassergefüllter Totraum "Dw" = 7,95 CC.

Jeder Hochdruckkolben dieser 1988iger EREW-Ausführung hat wieder 28 mm Durchmesser und wieder einen Hub von 42 mm.

Die eben genannten Toträume sind die der zwei Hochdruck-Kolben- Anordnungen der EREW zusammen. Zu jedem einzelnen Hochdruck-Kolben gehören also die Hälfte der obigen Totraum-Volumen (1988iger EREW- Ausführung, wie gebaut und erprobt).

Da in den rechten Seiten der Fig. 25 usw. die Diagramme jeweils für zwei Hochdruck-Kolben gezeigt sind, werden im folgenden bezüglich der erfindungsgemäßen EREW-Anlage ebenfalls beide Hochdruck-Kolben mit ihren Umgebungen und Toträumen betrachtet. Es werden also gleiche Kolbendurchmesser und gleiche Hübe verwendet, um einen Vergleich der bekannten Technik mit dem EREW-System der Erfindung durchführen zu können.

Fig. 47 ist eine schematische Darstellung des EREW-Systems in der einfachsten Form, jedoch mit allen verwendeten oder erforderlichen Organen. Da alle Organe in einer Ebene des Blattes der Figur dargestellt sind, ist die Figur nicht maßstäblich, sondern illustriert das Prinzip in solcher Weise, daß später auf alle Einzelheiten Bezug genommen und gerechnet werden kann. Doch ist nur einer der beiden in der aktuellen EREW angewendeten Kolbensätze eingezeichnet.

Man sieht die Trennmembrane in ihrer neutralen Mittelllage, so daß man rechts von der Membrane "M" die Außenkammer "OC" und links von ihr die Innenkammer "IC" sieht. Die Innenkammer ist zu dem Einlaßventil "IV" und zum Auslaßventil "OV" verbunden. Eine Vorpumpe "WpS" fördert Wasser unter geringem Vordruck von 5 bis 20 Bar zum Einlaßventil "IV" und über es in die Innenkammer, um die Membrane "M" nach rechts zu drücken, wenn das möglich ist. Hat man hohen Druck in der zur EREW verbundenen Wasserleitung, dann kann die Vorpumpe "WpS" gegebenenfalls fortgelassen werden. Der Hochdruck-Kolben "HPK" hat die Aufgabe, Öl gegen die Membrane "M" zu leiten und dadurch das Wasser aus der Innenkammer über das Auslaßventil mit Hochdruck herauszudrücken. Damit er das kann, ist ihm der Mitteldruck-Kolben "MPK" zugeordnet oder bildet mit ihm einen Kolbensatz. Denn der EREW wird ja nur Mitteldrucköl zugeleitet. Hat die Innenkammer sich voll mit Wasser gefüllt, dann ist die Membrane "M" ganz nach rechts bis an die rechte Hub-Begrenzungswand gedrückt, und der ganze Arbeitsraum ist dann Innenkammer (links der Membrane). Hat das Drucköl seine Arbeit voll geleistet, dann ist die Membrane "M" voll nach links bis gegen die linke Begrenzungswand gedrückt, und aller Raum ist jetzt rechts der Membrane und die dann mit Öl gefüllte Außenkammer. Das Hubvolumen der Membrane beim Hub von rechts nach links und von links nach rechts entspricht jeweils dem Hubvolumen des Hochdruck-Kolbens "HPK" (im Prinzip, wenn Berichtigungen unberücksichtigt bleiben). Die EREW wird meistens an eine am Arbeitsort vorhandene Mitteldruck-Ölpumpe "MpS" angeschlossen. Da die Fig. 47 aber alles zeigen soll, ist diese Mitteldruck-Pumpe "MpS" in die EREW-Anordnung der Fig. 47 eingezeichnet. Sie liefert das Mitteldruckfluid (meistens Öl von 100 bis 700 Bar) zum Steuerkörper oder Steuerventil "CV", das in der Figur als rotierender Steuerkörper dargestellt ist, der durch den Motor "D" in Rotation gesetzt und in Rotation gehalten wird. Es kann asuch ein axial bewegter Schieber sein, der andererseits wieder über Exzenter oder Kurbel von einem umlaufenden Motor "D" angetrieben sein kann. In der Fig. 47 ist der Steuerkörper in der Lage gezeichnet, in der die Steuertasche gerade die Mitteldruck- Fluidzufuhr zum Zylinder "MPC" verbindet, in dem der Mitteldruck-Kolben "MPK" reziprokiert. Bei der anderen Hälfte der Umdrehung verbindet die andere Steuertasche des Steuerkörpers "CV" den Mitteldruck-Zylinder "MPC" zum Motor "D" und leitet dann das Niederdruckfluid beim Rücklauf des Kolbens "MPC" in den Motor "D", um diesen anzutreiben. Da die EREW zwei Zylindersätze und Kolbensätze hat, ist jeweils einer derselben zum Motor "D" und der andere zur Mitteldruck-Fluidzufuhr "MpS" verbunden, so daß einer der Kolbensätze den Druckhub und der andere der Kolbensätze zur gleichen Zeit den Rückhub macht, wenn das Aggregat ordnungsgemäß gebaut ist. Außerdem findet man in der Figur noch die Niederdruck-Pumpe "LpS", die die Füllpumpe für die Mittelkammer "MC" ist. Denn wenn in der Mittelkammer oberhalb des Kolbens "MPK" kein Fluid ist, wird der Kolbensatz nicht nach unten zurückgezogen. Die Mittelkammer ist durch eine Leitung mit der Mittelkammer des anderen Kolbensatzes verbunden, so daß man praktisch nur eine einzige Mittelkammer in der EREW hat. Die Füllpumpe "LpS" fördert nur ganz wenig Öl und ist an sich überhaupt nur zum Anlauf der EREW benötigt, denn die Leckage entlang dem Hochdruck- Kolben "HPK" wird größer sein als die Leckage entlang dem Mitteldruck- Kolben "MPK", so daß die Mittelkammer sich selber mit Öl füllt, wenn die EREW einmal angelaufen ist. Jedenfalls aber muß die Mittelkammer "MC" mit einem Druckbegrenzungsventil "R" versehen sein, damit der Druck in ihr nie zu hoch wird. Er muß immer niedriger als der Wassereinlauf- Druck sein. Von der Mittelkammer aus geht die Leitung "L" zum Einlaß-Ventil "B" oberhalb des Hochdruck-Zylinders "HPC". Das Ventil "B" öffnet nur dann, wenn es im Hochdruck-Zylinder "HPC" an Öl mangelt. Vorsicht vor cleveren Ingenieuren. Denn die Ventile sind alle ausbau- und einbaufähig. Es ist daher schon vorgekommen, daß clevere Ingenieure den Hochdruck-Zylinder "HPC" von außen her mit Öl füllten. Das läßt die EREW sich nicht bieten, denn solche Arbeiten und Funktionen macht sie allein, ohne die Tätigkeiten cleverer Ingenieure. Wird nämlich der Zylinder "HPC" durch Ingenieure gefüllt, dann arbeitet die EREW nicht. Die Außenkammer wird dann nämlich mitgefüllt, und zwar zur Zeit, da der Kolbensatz unten steht. Der Kolbensatz kann dann nicht nach oben gedrückt werden, weil die Membrane "M" die linke Lage erreicht und nicht weiter nach links gedrückt werden kann. Die Außenkammer ist dann mit Öl überfüllt. Solche Überfüllung kann nicht passieren, wenn die Ingenieure die Pumpe sich selbst überlassen. Denn die zuerst eingeschaltete Wasser-Vorpumpe hält die Membrane rechts. Sie hält die Innenkammer mit Wasser gefüllt. Der Druck in der Mittelkammer und somit in der Leitung "L" und außerhalb des Ventils "B" ist immer geringer als der Vordruck des Wassers aus "WpS", weil das Druckbegrenzungsventil "R" auf geringeren Druck eingestellt ist.

Der Arbeitsablauf ist wie folgt:

Wasser-Vordruck preßt die Membrane "M" nach rechts und füllt den ganzen Arbeitsraum des Aggregats mit Wasser. Die Innenkammer "IC" erreicht ihr größtes Volumen, das wieder dem Fördervolumen des Kolbens "HPK" entspricht. Danach verbindet der Steuerkörper "CV" die Mitteldruck- Zufuhr zum Zylinder "MPC". Das Mitteldruckfluid preßt den Kolbensatz nach oben, und zwar mit der konstanten Geschwindigkeit der Mitteldruck- Pumpe (bzw. Mitteldruck-Zufuhr) "MpS". Dabei wird das Hochdrucköl aus dem Zylinder "HPC" in den Arbeitsraum gedrückt und preßt die Membrane "M" nach links, bis die Außenkammer rechts der Membrane voll ausgebildet und mit Öl gefüllt ist, während die Membrane das Wasser aus der Innenkammer links der Membrane "M" voll aus der Innenkammer über das Auslaßventil "OV" (bei geschlossenem Einlaßventil "IV" ) herausgedrückt hat und das Volumen der Innenkammer (mit Ausnahme des Totraumes) (zu "null") wurde. (Ersetzt man die Ventile "OC" und "IC" der Fig. 37 durch die Ventile der Fig. 35 der Erfindung, dann ist der Totraum zur Innenkammer "null", und die EREW hat dann keinerlei Expansionsfluid, weil die Membrane voll gegen die linke Begrenzungswand gedrückt wird und dann links neben der Membrane keinerlei toter Raum verbleibt.)

Danach schließt der Steuerkörper die Verbindung des Mitteldruck- Zylinders "MPC" zur Mitteldruck-Fluidzufuhr "MpS" und verbindet den Zylinder "MPC" zur Leitung zum Motor "D". Da der Motor der Umdrehung einen geringen Widerstand entgegensetzt, ist der Druck in der Leitung zum Motor "D" geringer als der Druck in der Mittelkammer "MC". Also treibt die Mittelkammer zusammen mit dem Wassereinlaßdruck "WpS" den Kolbensatz nach unten, und das jetzt aus dem Zylinder "MPC" zum Motor "D" strömende Fluid hält den Motor "D" und damit den von ihm getriebenen Steuerkörper "CV" in Drehung. Zu dieser Zeit führt der zweite Kolbensatz der EREW den Druckhub nach oben aus, der vorher für den in der Figur bezeichneten Kolbensatz beschrieben wurde. Vorsicht wieder vor cleveren Ingenieuren, denn die Füllpumpe "LpS" darf die Mittelkammer nur gefüllt halten, sie aber nicht überfüllen, weil sonst zu viel Fluid zum Motor strömt oder zu schnell zu ihm strömt, den Motor "D" dann zu schnell dreht und die Zuleitung des Mitteldrucks zum Zylinder "MPC" verschließt, bevor der volle Kolbenhub nach oben vollendet ist. Da die Mittelkammer zu beiden Kammern "MC" oberhalb der Kolben "MPK" verbunden ist, wird das Fluid aus einem der Mittelkammernteile oberhalb des aufwärts laufenden Kolbens "MPK" automatisch in den Mittelkammernteil des abwärts zu zwingenden Kolbens "MPK" geleitet.

Die beiden Kolbensätze 1 und 2 sind in der Fig. 48 schematisch gezeigt. Jeder Kolbensatz arbeitet im DEPEW- System gegen zwei Membranen "M". Der Steuerkörper "CV" bedient beide Zylindersätze abwechselnd nacheinander. Man kann nun zunächst die Milchmädchen- Rechnung anstellen, daß die Kolbensätze 1 und 2 mit gleichen Geschwindigkeiten laufen, denn die "MPK"-Kolben 1 und 2 haben im Rechnungsbeispiel beide je 80 mm Durchmesser, und die "HPK"-1- und "HPK"-2-Kolben haben die 28 mm Durchmesser des Berechnungsbeispiels. Der Querschnitt der "MPC"-Zylinder 1 und 2 ist also 8²(π/4)=50,26 cm² und der Querschnitt der "HPC"-Zylinder 1 und 2 ist 2,8²(π/4)=6,16 cm². Der Querschnitt der Mittelkammernteile oberhalb der Mitteldruck-Kolben, um die Hochdruck-Kolben herum ist (8²-2,8²)(π/4) = 44,11 cm². Ist die Förderung der Mitteldruckleitung von der "MpS" her zum Beispiel 60 l/min, also 1 Liter pro Sekunde, dann ist der Zufluß an Mitteldrucköl 1000 CC pro Sekunde. Der betreffende Mitteldruck-Kolben läuft dann mit der Geschwindigkeit V-Kolben = 1000 CC/50,26 cm² = 19,9 cm/sec aufwärts. Dadurch fließt Fluid in der Mittelkammer vom einen Zylinder-Oberteil in den anderen, und zwar die Menge 19,9 cm/sec mal den errechneten 44,11 cm²= 877,79 CC. Diese 877,79 CC wirken wieder gegen die Fläche von 44,11 cm² des anderen der Kolben und drücken den anderen Kolben wieder mit genau der gleichen Geschwindigkeit von 19,9 cm/sec nach unten. Dabei wird vom abwärts laufenden Kolben wieder die Fluidmenge 19,9 (cm/sec) mal 50,26 cm² = 1000 CC nach unten verdrängt, und zwar aus dem anderen der Zylinder "MPC" durch die Steueröffnung des Steuerkörpers "CV" in die Leitung zum Motor "D". Also folgt aus der Milchmädchenrechnung, daß der Treibmotor "D" genau das gleiche Schluckvolumen pro Umdrehung haben muß, wie zur Zeit einer solchen Umdrehung Fluidmenge aus dem Mitteldruckfluß von "MpS" her geliefert wird.

Das trifft auch zu, aber nur für den Druck "null" im Aggregat. Wenn der Axial-Booster der Fig. 15 den Druck "null" hat, dann arbeitet dieser ja auch einwandrei mit uniformer Lieferung ohne die Unterbrechung der Fluidlieferung durch innere Kompression der Fluide.

Da die Anlagen der Erfindung aber hohe Wasserdrücke von mehreren tausend Bar liefern sollen, ist zweifelhaft, ob die Milchmädchenrechnung aufrechterhalten werden kann. Das Aggregat soll daher anhand des Rechenbeispiels weiter untersucht werden. Die oben angegebenen Toträume von "Dolil"=8,179 sind in die Fig. 48 eingezeichnet und so auch die 7,95 CC "Dw". Diese ölgefüllten und wassergefüllten Toträume sind die Summen der betreffenden Toträume in der Fig. 48.

Das Verdrängungsvolumen jedes Hochdruckkolbens war im Berechnungsbeispiel (2,8²)(π/4) mal 4,2 cm Hub=25,86 CC pro Hub. Die Arbeitskammer, in der die Membrane "M" angeordnet ist, muß also ein Volumen von 25,86 CC haben. Beide Hochdruck-Kolben geben zusammen ein Verdränger- Volumen von 2×25,86=51,72 CC. Beide Arbeitskammern zusammen müssen also auch 51,76 CC Inhalt haben. Das Kolben-Verdrängervolumen entsteht aber nur beim Druck P=null.

Das Gesamtvolumen der Innenkammern wird dann 51,72 CC plus "Dw" =7,95 CC, also zusammen Volumen der Innenkammer=59,67 CC. Das Volumen der Außenkammer ist entsprechend 51,72 CC plus 8,107 CC "Doil"=59,92 CC.

Wenn die betreffende Steuermündung den Mitteldruck-Zufluß zum betreffenden Zylinder öffnet (Fig. 46), beginnt der entsprechende Kolbensatz seinen Aufwärts-Druckhub. Dabei wird die Kompression des Mitteldruck-Fluids in dieser Betrachtung unberücksichtigt, um eine Konzentration auf die Hochdruck-Auswirkungen zu erreichen. Der betreffende Kolbensatz bewegt sich also nach oben, doch kann das Aggregat noch kein Hochdruckfluid (Wasser) liefern, weil der Druck trotz des Aufwärts- Druckhubes des betreffenden Kolbensatzes unter dem Druck der Druckleitung außerhalb der Pumpe bleibt. Und zwar so lange, bis der Druck in der Innenkammer hoch genug geworden ist, das Auslaßventil "OV" gegen den Druck in der Lieferleitung zu öffnen. Man hat also erst das Fluid im Hochdruck-Zylinder mit der Außenkammer und das in der Innenkammer auf den hohen Lieferdruck von mindestens tausend Bar zu komprimieren, bevor die Anlage Hochdruck-Wasser zu liefern beginnen kann. Also sind die Kompressions-Volumen zu berechnen, und zwar unter Verwendung der Fig. 43. So erhält man folgende Kompressions-Volumen "Vcw" für Wasser und "Vcoil" für das Öl in der Außenkammer:

"Vcw" für 1000 Bar = 59,67 × 0,0376 = 2,244 CC,
"Vcw" für 2000 Bar = 59,67 × 0,0740 = 4,416 CC,
"Vcw" für 3000 Bar = 59,67 × 0,0896 = 5,346 CC und
"Vcw" für 4000 Bar = 59,67 × 0,1118 = 6,671 CC.

"Vcoil" für 1000 Bar = 59,92 × 0,0476 = 2,850 CC,
"Vcoil" für 2000 Bar = 59,92 × 0,0796 = 4,770 CC,
"Vcoil" für 3000 Bar = 59,92 × 0,1000 = 5,992 CC und
"Vcoil" für 4000 Bar = 59,92 × 0,1290 = 7,760 CC.

Diese Kompressionsvolumen addieren zu dem gesamten Kompressions- Volumen "Vc" wie folgt, wobei an den Enden der Zeilen jeweils die Verluste durch Kompression in Prozenten der theoretischen Liefermenge angegeben sind:

"Vc" bei 1000 Bar = 2,244 + 2,850 =  5,095 CC × 100/51,72 =  9,85%,
"Vc" bei 2000 Bar = 4,416 + 4,770 =  9,186 CC × 100/51,72 = 17,76%,
"Vc" bei 3000 Bar = 5,346 + 5,992 = 11,338 CC × 100/51,72 = 21,92% und
"Vc" bei 4000 Bar = 6,671 + 7,760 = 14,428 CC × 100/51,72 = 27,90%.

Mit diesen Werten kann man unmittelbar die Fig. 49 zeichnen, die den Druckanstieg in den Innenkammern über einem Arbeitszyklus von zwei Kolben darstellt. Der Arbeitszyklus ist als Abszisse über 360 Grad Steuerkörperumdrehung aufgetragen.

Man sieht, daß bei 4000 Bar bereits über 25 Prozent Verluste nur durch Kompression der Fluide Wasser und Öl entstanden sind.

Das Aggregat hat aber noch weitere Verluste. Sieht man dazu die Fig. 45 an, in der die Steuertasche des Steuerkörpers gerade zur Leitung zum Treibmotor "D" verbindet, dann wird man erkennen, daß in den Toträumen "Dw", "Doil" und in der Außenkammer noch der volle Hochdruck herrscht. Dieser Hochdruck entspannt, sobald die Steuertasche die Verbindung zum Niederdruck freigibt, also in der Steuertaschenlage der Fig. 45. Dieser Expansionsverlust ist nun zu errechnen. Er ist etwas kleiner als der Kompressionsverlust durch Kompressionsvolumen, weil im EREW-System mit Membranen die Innenkammer bei der Förderung völlig zum Volumen "null" reduziert, also voll fördert. Das Expansionsvolumen "Ve" ist dann die Summe der Totraumvolumen plus dem Volumen der Außenkammer, jeweils multipliziert mit den betreffenden, aus der Fig. 43 bekannten Faktoren.

Man erhält das Expansionsvolumen "Vew" des Wassers der Toträume "Dw":

"Vew" für 1000 Bar = 7,95 CC × 0,0376 = 0,299 CC,
"Vew" für 2000 Bar = 7,95 CC × 0,0740 = 0,588 CC,
"Vew" für 3000 Bar = 7,95 CC × 0,0896 = 0,712 CC und
"Vew" für 4000 Bar = 7,95 CC × 0,1118 = 0,889 CC.

Das Expansionsvolumen der Außenkammer zusammen mit ihrem Totraum ist gleich zum Kompressionsvolumen der Außenkammer mit ihrem Totraum, also wie bereits als Kompressionsvolumen berechnet.

Die Addition und Prozentierung bringt folgende Expansionsvolumen- Summen "Ve":

"Ve" bei 1000 Bar = 2,850 + 0,299 = 3,149 CC × 100/51,72 =  6,09%,
"Ve" bei 2000 Bar = 4,770 + 0,588 = 5,358 CC × 100/51,72 = 10,36%,
"Ve" bei 3000 Bar = 5,992 + 0,712 = 6,704 CC × 100/51,72 = 12,96% und
"Ve" bei 4000 Bar = 7,760 + 0,889 = 8,649 CC × 100/51,72 = 16,72%.

Das Expansionsvolumen "Ve" fließt also nach Fig. 45 in den Treibmotor "D" und dreht diesen Motor mit dem Expansionsvolumen. Das hat zur Folge, daß das plötzlich geschehen kann, weil der Druck ja ursprünglich sehr hoch war. Da der Motor auf diese Weise ein zusätzliches Treibvolumen erhält, dreht er schneller um als er soll. Das verkürzt die Förderzeit des nachfolgend arbeitenden Kolbens. Bevor das in Fig. 51 als Diagramm dargestellt werden soll, wird jetzt zunächst die Fig. 50 gezeichnet, in der der Verlauf der Förderung über einem vollen Arbeitszyklus aufgetragen ist, wenn nur der Kompressionsvorgang berücksichtigt ist, der Expansionsvorgang aber nicht mit eingerechnet ist.

Fig. 51 zeigt dann den Expansionsvorgang eingezeichnet. Ferner ist berücksichtigt, daß der Expansionsvorgang den Motor entsprechend weitergedreht hat, so daß der Kompressionsvorgang erst dann beginnt, wenn der Expansionsvorgang beendet ist. Die so erhaltene Förderung (und der Expansionsvorang) sind wieder über einem vollen Arbeitszyklus beider Kolben aufgetragen.

Die bisher betrachteten Verluste sind aber nocht nicht alle, Denn, wie die Berechnung zeigt, verringerte sich die Förderung z. B. bei 4000 Bar um 27,90 Prozent Kompressionsvolumen und zuzüglich um 14,67 Prozent Expansionsvolumen, zusammen als um 27,90 plus 14,67=42,57 Prozent. Die Förderung ist deshalb nur noch 100 minus 42,57 Prozent, also 57,43 Prozent. Diese Prozent mit der theoretischen Fördermenge bei null bar von 51,72 CC multipliziert gibt 29,70 CC Fördermenge pro Arbeitszyklus.

Bei 4000 Bar verbleiben also 51,72 CC minus 22,02 CC=29,70 CC in der Innenkammer, und dieses Volumen hat beim Entspannungsbeginn noch den vollen Hochdruck. Dadurch erhöht sich das Expansionsvolumen ganz erheblich. Die Summierung dieser Verhältnisse bringt folgende Daten:

"Veb" bei 1000 Bar= 8,09%+[ ( 5,095+3,149)= 8,244 CC×0,0376=0,310 CC×100/51,72=0,599%]= 8,689%,
"Veb" bei 2000 Bar=10,36%+[ ( 9,186+5,358)=14,448 CC×0,074 =1,069 CC×100/51,72=2,067%]=12,427%,
"Veb" bei 3000 Bar=12,96%+[ (11,338+6,704)=18,042 CC×0,0896=1,616 CC×100/51,72=3,126%]=16,086% und
"Veb" bei 4000 Bar=14,67%+[ (14,428+7,588)=22,016 CC×0,1118=2,461 CC×100/51,72=4,759%]=19,429%.

Außerdem fließen noch die Leckagen zwischen den Kolben und den Zylinderwänden dem Treibmotor "D" zu, wodurch der Motor nochmal schneller umgetrieben wird, was weitere Förderverluste bringt, die jedoch in dieser Berechnung nicht berücksichtigt werden.

In der Summe hätte man also folgende Verluste:

Bei 1000 Bar =  9,85% "Vc" +  8,689% "Veb" = 18,539 Prozent,
bei 2000 Bar = 17,76% "Vc" + 12,427% "Veb" = 30,187 Prozent,
bei 3000 Bar = 21,92% "Vc" + 16,086% "Veb" = 38,006 Prozent und
bei 4000 Bar = 27,90% "Ve" + 19,429% "Veb" = 47,329 Prozent.

Fig. 52 zeigt den Druckverlauf über einem Arbeitszyklus oder Um­ laufwinkel bei verschiedenen Drücken und Fig. 53 zeigt prinzipiell das gleiche, wie Fig. 52, jedoch sind in Fig. 53 die Druckverläufe einzeln für die Drücke, 1000, 2000, 3000 und 4000 Bar dargestellt. In Fig. 53 ist außerdem die Expansion eingezeichnet, die jedoch in der Hochdruck-Wasser- Förderung nicht merkbar wird, weil sie sich innerhalb der EREW-Pumpe abspielt. Im Hochdruckwasserstrahl fallen also die Drucke nach Ende eines Kolbenhubes sofort auf "null" ab und es entstehen die weit ausgedehnten Fördertäler ohne Förderung von Hochdruck-Wasser. Das ist für das Wasserstrahlschneiden untragbar und daher sollen in der EREW-Anlage die Mittel der gegenwärtigen Erfindung eingesetzt werden.

Als wichtigste Maßnahme soll erfindungsgemäß das Expansions-Volu­ men "Ve" oder "Veb" so weit, wie möglich, dem nachfolgend arbeitendem Zylinder zugeführt werden, um dessen Kompressionsarbeit zu unterstützen. Dafür eine zeitweilige Verbindung zwischen den beiden Zylindern 1 und 2 zu schaffen, ist in einer der voraufgegangenen Patentanmeldung bereits vorgeschlagen. Nach der gegenwärtigen Erfindung soll das in noch einfache­ rer Weise erreicht werden.

In Fig. 54 sieht man daher einen einfachen Umsteuerschieber, axial bewegt. Pro Arbeitszyklus bewegt dieser Steuerschieber sich einmal voll von rechts nach links und dann von links nach rechts. Der obere Teil der Figur zeigt den Steuerschieber in der linken Endlage. Dabei ist die Mittel­ druck-Fluidzufuhr von der "MpS" zum Mitteldruckzylinder "MPC-1" verbun­ den. Der untere Teil der Figur zeigt den Schieber in der rechten Endlage, bei der die Mitteldruck-Fluidzufuhr von der "MpS" zum Mitteldruck-Zylinder "MPC-2" verbunden. In der linken Endlage ist der Zylinder 2 zum Motor "D" verbunden und in der rechten Endlage ist der Zylinder 1 zum Motor "D" verbunden. Im Mittelteil der Figur ist der Schieber in der Umsteuerlage gezeigt. Der beschriebene Steuerschieber ist mit dem Bezugszeichen 801 versehen, während das Umsteuergehäuse mit 800 bezeichnet ist. Der Schie­ ber 801 hat die Steuerborde 803 und 804 mit dem Abstand 806. Dieser ent­ spricht prinzipiell (von Überdeckung abgesehen) dem Abstand der Innen­ kanten der Kanäle zu den Mitteldruck-Zylindern MPC-1 und MPC-2.

Fig. 55 bis 58 zeigen demgegenüber die Anordnung eines Steuer­ schieber 802 im gleichen Steuergehäuse 800. Erfindungsgemäß ist hierin der Abstand der Steuerborde 803 und 804 voneinander größer, als in Fig. 54 und mit 805 als Bezugszeichen versehen. Durch diesen weiteren Abstand 805 zwischen den Steuerborden 802 und 803, der nunmehr den Abstand der Innenkanten der Kanäle zu den Zylindern 1 und 2 übersteigt, wird folgende erfindungsgemäße Aufgabe und Lösung erreicht:

In Fig. 55 hat der Steuerkörper die linke Endlage. Das Mitteldruck- Fluid strömt von "MpS" in den Zylinder "MPC-1" während das Rückström­ fluid aus dem Zylinder "MPC-2" zum Motor "D" strömt und diesen treibt. In Fig. 58 ist die extrem entgegengesetzte Lage gezeigt. Der Steuerkörper befindet sich in seiner rechten Endlage. Das Mitteldruckfluid fließt von "MpS" zum Zylinder "MPC-2", während das Rückfluid aus dem Zylinder "MPC-1" zum Motor "D" strömt und diesen antreibt, wodurch der Steuerkör­ per bewegt wird.

In Fig. 56 hat der Steuerkörper 802 etwa die Hälfte seines Weges nach rechts durchlaufen. Der im Vergleich zum Standard-Steuerkörper der bekannten Technik der Fig. 54 größere Abstand 805 zwischen den Steuer­ borden verbindet daher in Fig. 56 kurzfristig den Zylinder "MPC-1" mit dem Zylinder "MPC-2". Dadurch schießt das Expansionsfluid aus dem Ar­ beitssatz 1 heraus und in den Zylinder "MPC-2" herein. Das geschieht schußartig, weil ja in den Toträumen und der Außenkammer des Arbeits­ satzes 1 sehr hoher Druck von mehreren tausend Bar herrscht. Der Abstand 805 braucht bei den sehr hohen Drücken von z. B. 4000 Bar nur wenig län­ ger zu sein, als der Abstand 806 zwischen den Innenkanten der Kanäle zu den Zylindern, denn der hohe Druck im vorher arbeitenden Zylinder erzwingt eine sehr hohe Durchflußgeschwindigkeit. Diese entspricht der Ausflußgeschwindigkeit aus einem mit Druck gefüllten Behälter nach der Eickmann-Formel:

mit Druck in kg/cm².

Das Expansionsfluid aus dem vorarbeitendem Arbeitssatz strömt also so lange in den nachfolgend arbeitenden Arbeitssatz, bis die Drucke in den Arbeitssätzen ausgeglichen, also einander gleich sind. Der nachfolgende Arbeitssatz erhält dadurch ganz plötzlich den fast halben Kompressions­ druck. Das Fördertal wird wesentlich kürzer und die Verluste werden wesentlich kleiner. Fig. 57 zeigt den Steuerkolben 802 noch etwas weiter nach rechts bewegt, kurz vor der Beendigung der Verbindung der Zylinders 1 mit dem Zylinder 2. Bei der späteren "nach links" Bewegung des Steuer­ körpers 802 während der anderen Hälfte des Arbeitszyklus erfolgt die gleiche Verbindung in "vice versa" Richtung und Folge.

Während der Verbindung des Zylinders 1 mit dem Zylinder 2 nach Fig. 56 und 57 liefert die Mitteldruckpumpe "MpS" ihre Förderung wei­ ter. Das ist aber relativ unwichtig, weil die Verbindung des Zylinders 1 mit dem Zylinder 2 zwecks Überleitung des Expansions-Fluids in den Kompressionsvorgang des folgenden Arbeitssatzes nur sehr kurzfristig ist. Denn der Steuerkörper 802 ist nach der Patentanmeldung P 39 02 092.4 (Fig. 14 und 17) mittels Exzenter durch den Motor "D" angetrieben, so daß er bei der Mittel-Lage nach den Fig. 56-57 die höchste Geschwindigkeit hat. Außerdem braucht der Durchfluß-Spalt "806 minus 805" nur geringe Abmessung, denn die Durchströmgeschwindigkeit wird nach der Formel (1), wenn man Reibung und Umlenkungsverluste unberücksichtigt läßt, bei einem mittlerem Differenzdruck von z. B. 1000 kg/cm² bereits außerordent­ lich hoch. Nämlich 14,14 mal Wurzel aus 1000 = 447 Meter pro Sekunde oder 44 700 Zentimeter pro Sekunde. Das Expansionsfeld strömt also im Bruchteil einer Sekunde vom einem in den anderen Zylinder.

Die Förderung ist dann zwar wesentlich uniformer, aber immer noch nicht uniform genug. Daher werden erfindungsgemäß weitere Mittel angeord­ nat. Dafür zeigen die Fig. 59 bis 62 eine beispielhafte schematische Lösung nach der gegenwärtigen Erfindung. Aus der Patentanmeldung P 39 02 092.4 ist bereits bekannt, daß der Motor "D" mehrere Aggregate antrei­ ben kann. Nach der erfindungsgemäßen Ausführung der Fig. 59 bis 62 treibt er einmal den Steuerkörper 802 der Fig. 55 bis 58, außerdem die Druckspeicher-Füllpumpe (hier Akku-Füll-Pumpe genannt), an und zu­ sätzlich noch den zweiten Steuerkörper 810 der Fig. 59 bis 62. Dieser zusätzliche, zweite Steuerkörper 810 ist ebenfalls im Gehäuse 800 ange­ ordnet und in ihm axial reziprokiert. Zum Gehäuse 800 verbunden oder in ihm angeordnet, sind außerdem die Akku-Füll-Pumpe 812, der Akkumula­ tor = Druckspeicher 811, die Zwischenkammer 813 und deren Leitungen 814 und 815, die zum Steuerkörperbett 823 münden. Ferner führt eine Leitung 824 von der Zwischenkammer zum Einlaß der Akku-Füll-Pumpe, eine Leitung 825 von der Liefer-Mündung der Akku-Füll-Pumpe zum Akkumulator (Druck­ speicher) 811 und eine Leitung 826 vom Akkumulator zum 823 des Steuerkörpers 810. Der Steuerkörper 810 hat einen Zusatz, der mit einem Rotationsantrieb versehen ist, so daß der Steuerkörper pro Arbeitszy­ klus eine Hin- und Herbewegung (Reziprokation) und eine volle Umdrehungs­ bewegung (Rotation) durchläuft. Entsprechend sind im Fortsatz schräge Nuten angeordnet, in die eine Rolle oder eine Finger einer Rotations-Vorrich­ tung eingreift. Günstig ist eine in Lagern 821 gelagerte Rolle 820 zum Ein­ griff in die Schrägnut(en) 822.

Der Steuerkörper 810 hat außerdem beispielsweise die Steuerkanäle 816 bis 819.

In der Fig. 59 hat der zweite Steuerkörper 810 seine rechte Endla­ ge. Dabei ist er ungedreht. Man sieht daher die Mündungen 823 und 824 der Kanäle 816 und 817. Oben rechts sieht man die folgenden Bewegungen, also die Bewegung nach links und die Rotation nach oben, als Pfeile darge­ stellt, wobei der dritte Pfeil die resultierende folgende Bewegungsrichtung schematisch anzeigt.

In Fig. 60 ist der Steuerkörper 810 so weit nach links bewegt wor­ den (um etwas mehr als den halben Hubweg), so daß infolge der Linksbewe­ gung und der Rotationsbewegung die Mündungen 823 und 824 der Fig. 59 in der darin gezeigten Pfeilrichtung bewegt wurden. In Fig. 60 hat der Steuerkörper 410 gerade in dem Zeitpunkt, in dem der Steuerkörper 802 der Fig. 55 bis 58 den Expansionsfluid-Überstrom beendet hat, die Verbindung der Mündung 823 zum Kanal 815 erreicht und die M 25231 00070 552 001000280000000200012000285912512000040 0002004017068 00004 25112ündung 824 hat die Verbindung zum Kanal 826 erreicht. Die rückwärtigen Mündungen der Kanäle 816 und 817 erreichen dabei die Verbindung zu den Zylindern 1 und 2. Die Zwischenkammer 813 ist jetzt ohne Druck oder hat nur niederen Druck, weil die Akku-Füll-Pumpe bei der bisherigen Bewegung des Steuer­ körpers 810 Fluid aus der Zwischenkammer in den Akkumulator gepumpt und dieses Fluid auf einen höheren Druck, als den Druck des Mitteldruck- Fluids gebracht hat. Zum Beispiel auf etwa den doppelten Druck relativ zum Lieferdruck der Mitteldruck-Pumpe "MpS". Die Verbindung nach Fig. 60 besteht nur Bruchteile von Sekunden, und zwar gerade nach dem Abschluß der Überströmung des Expansionsfluids in den Folgezylinder, in dem die Kompression erfolgen soll. Im Zeitpunkt der Verbindungen nach Fig. 60 schließt also der Akkumulator, der Druckspeicher 811, sein von der kleinen Hochdruckpumpe 812 erhaltenes Fluid durch die Leitung 826 zum Steuerkörper 810 und durch den Kanal 817 durch ihn hindurch in den Folgezylinder 2 herein, also in den Zylinder "MPC-2" herein und füllt diesen schußartig bis zum vollen Lieferdruck der EREW-Anlage. Denn der hohe Druck des Akkumulators schießt die kleine erforderliche restliche Füllmenge schußartig in den Folgezylinder herein. Der Folgezylinder braucht also seinen Fluidinhalt nicht mehr komprimieren, weil der Akkumulator den Kompressionsvorgang im Folgezylinder 2 schußartig vollendet. Der Zylin­ der "MPC-2" kann jetzt also sofort mit voller Fördermenge fördern. Die Gleichförmigkeit des Förderstroms war nur ganz kurz unterbrochen und sank nie auf Null ab. Je nach Präzision der Ausführung kann die Ungleich­ förmigkeit des Förderstroms des Zylindersatzes 2 so zur Bedeutungslosigkeit absinken.

In Fig. 61 hat der Steuerkörper 810 seine linke Endlage erreicht. Dabei ist er gegenüber der Fig. 59 um 180 Grad rotiert worden. Man sieht daher in Fig. 61 die Mündungen 825 und 826 der Kanäle 818 und 819, sowie wieder oben links das Pfeildiagramm für die Folgebewegung und an den Mündungen 825 und 826 die Richtungspfeile für deren Folge­ bewegungen.

In Fig. 62 ist der Steuerkörper um etwas mehr als die Hälfte seines Hubweges nach rechts bewegt worden. Dabei hat er so viel weiter rotiert, daß die Mündung 825 auf die Leitung 826 und die Mündung 828 auf die Leitung 814 trifft. Die rückwärtigen Mündungen der Kanäle 818, 819 treffen zu dieser Zeit auf die Zylinder 1 und 2. Diese Verbindungen werden gerade zu dem Zeitpunkt erreicht, nachdem der Steuerkörper 802 der Fig. 55 bis 58 den Expansionsfluid-Überström-Vorgang aus dem Zylinder "MPC-2" in den dann folgend arbeitenden Zylinder "MPC-1" beendet hat. Da inzwischen die Akku-Füll-Pumpe weiter Fluid aus der Zwischenkam­ mer 813 heraus in den Akkumulator 811 herein und es darin auf höheren Druck gepumpt hat, schießt das im Akkumulator gespeicherte Fluid im Zeitpunkt der Lage der Steuerung nach Fig. 62 durch Leitung 826 und durch den Kanal 818 des Steuerkörpers hindurch in den Folgezylinder "MPC-1" herein, um diesen sofort auf vollen Lieferdruck zu füllen.

Ein weiterer Erfindungseffekt dieser Figuren ist, daß das Expansi­ onsfluid ja nur bis zum Gleichgewichtsdruck mit dem Folgezylinder ent­ spannte, als der Körper 802 der Fig. 55 bis 58 steuerte. Da nun Fig. 60 durch Kanal 816 den Zylinder "Z 1" über Leitung 815 mit der Zwischen­ kammer 813 verbindet, schießt das restliche Expansionsfluid während der Lage nach Fig. 60 aus dem Zylinder "Z 1" in die Zwischenkammer herein und hilft so der Akku-Füll-Pumpe bei der Füllung des Akkumulators. Ent­ sprechend schießt bei der Lage nach der Fig. 62 das restliche Expansions­ fluid aus dem Zylinder "Z 2" durch den Kanal 819 des Steuerkörpers 810 wieder in die Zwischenkammer 813 hinein.

Die Zwischenkammer arbeitet also zwischen dem Gleichgewichtsdruck von Expansion und Kompression einerseits und dem Druck nahe zu null andererseits, wenn die Akku-Füll-Pumpe die Zwischenkammer leer gepumpt hat. In der Praxis ist die Zwischenkammer bei dem Berechungsbeispiel eine kleine Kammer mit nur wenigen CC und der Akkumulator ist ebenfalls ein keiner mit nur wenigen CC. Etwas größer natürlich bei den sehr hohen Drücken von 4000 Bar. Auf diese Weise erreicht das EREW-Aggregat mit Hilfe der erfindungsgemäßen Anordnungen nach den beispielhaften Fig. 55 bis 62 eine fast völlige Überwindung der Ungleichförmigkeiten des Förderstromes nach den Fig. 49 bis 53 und der Förderstrom der EREW-Pumpe wird ausreichend uniform, ohne daß elektrische Steuerschieber oder mehrere Mitteldruck-Pumpen eingesetzt werden müßten. Zu bedenken ist, daß es ohne die zusätzliche Drehbewegung nicht ohne weiteres mög­ lich ist, das erfindungsgemäße Ziel zu erreichen, auch mit drei oder vier Steuerschiebern nicht, weil die Strömungen nach den Fig. 60 und 62 nicht zur Mittellage des Steuerkörpers 810 erfolgen, sondern zeitlich nach Beendigung der Expansionsfluid-Überströmung, also von den Mittella­ gen des Steuerkörpers in verschiedenen Axialrichtungen verschoben. Man beachte in diesem Zusammenhang, daß die Mündungen der Kanäle 816, 817 und 827, 828 um die axialen Abstände "A", wie in Fig. 59 und 61 angedeutet, versetzt sind.

In Fig. 63 wird gezeigt, wie der "D" = 97 beispielsweise über Zahnräder gleichzeitig die Steuerkörper 802 und 810, sowie die Akku-Füll-Pumpe 812 antreiben kann. Auf der Welle des Motors 97 ist das Zahnrad 830 montiert, das in die Zahnräder 831 und 832 kämmt, wobei das Zahnrad 831 zur Welle der Akku-Füll-Pumpe 812 gekuppelt ist, während das Zahnrad 832 die die Exzenter 501 und 833 tragende Welle 500 zum Umlauf antreibt.

Der Exzenter 501 ist vom Auge 507 umgriffen, das ein Lager für den Verbindungsstift 504 im Teil 505 bildet. Der Verbindungsstift 504 greift in die Halterung 506 des Steuerkörpers 802 ein. Beim Umlauf der Welle des Motors 97, durch deren Umlauf auch die Welle 500 mit ihren Exzentern zum Umlauf gezwungen ist, werden die Teile 505, 507, 504, 506 und der Steuer­ körper 802 reziprokiert, also hin- und herbewegt.

Der Exzenter 833 ist vom Auge 834 umgeben, das an seinem jenseitigem Teil 839 einen Käfig zur Aufnahme der Kugeln oder Lager 836-837 bildet. Zwischen den Lagern oder Kugeln 836, 838 bildet das Ende des Steuerkör­ pers 810 einen Radialflansch, der zwischen die Kugeln 836 und 838 eingreift. Dabei sind die Kugeln zwischen den Körpern 839 und 840 gehalten, laufen zwischen um und halten den Flansch 837 des Steuerkörpers 810 in axialer Richtung, bewegen ihn in axialer Richtung, wenn der Exzenter 833 mit der Welle 500 umläuft, während die Kugeln oder Lager 836 und 838 gleich­ zeitig die Rotation des Steuerkörpers 810 zulassen.

In Fig. 64 sind in starker Vergrößerung die Nuten 822 der Fig. 59 als Abwicklung im Umfang eingezeichnet. Man sieht die Rolle 820 in verschiedenen Lagen in die Nut 822 eingreifen und man erkennt die Formge­ bung und die Winkel der Nutenteile, die die automatische Rotation des Steuer­ körpers 810 bei dessen Axialbewegung bewirken. Eine Einwegkupplung oder Ratsche kann angeordnet sein, um Drehung in umgekehrter Richtung zu verhindern. Doch liegen die Nutenteile der Nut 822 so, daß bei Umkeh­ rung der axialen Bewegungsrichtung die Rolle 822 immer so auf eine Kante des betreffenden Nutenteils trifft, daß der Steuerkörper 810 bei jeder der beiden axialen Bewegungsrichtungen gleichmäßig und in gleicher Umlaufrichtung rotiert wird. Siehe, daß die Spitzen der Nutenwände immer derartig vor der betreffenden Stellung der Rolle 822 liegen (axial gese­ hen), daß der Steuerkörper immer zur gleichen Umlaufrichtung gezwungen wird, wenn er eine axiale Bewegung tätigt. Eingezeichnet sind auch die Punkte 841 und 842, zu denen die Verbindungen des Akkumulators zu den Zylindern "Z 1" bzw. "Z 2" hergestellt werden sollen.

Fig. 65 zeigt die Kernteile einer Membranpumpe, in der die totraum­ losen Ventile der Fig. 35 der Erfindung angeordnet sind. Diese Pumpe kann auch ein EREW-Aggregat sein. Eine Arbeitskammer ist zwischen der linken Platte 847 und der Mittelplatte, die andere Arbeitskammer zwischen der Mittelplatte 848 und der rechten Platte 849 ausgebildet. Die Arbeitskam­ mern sind wieder durch Membranen "M" = 58 in Innenkammern "IC" und Außenkammern "OC" unterteilt. Die Membranen-Einspannung ist durch die Begrenzungsnuten 61, 62 begrenzt, die auch Leckage-Abflußnuten sind, jedoch bei guten EREW-Pumpen nie Leckage erhalten, weil die Einspannungen der Membranen zwischen den Platten bei guter Arbeit völlig dicht sind. In der Mittelplatte 848 sind die Hochdruckzylinder "HPC-1" und "HPC-2" = 11 und 12 angeordnet und in ihnen reziprokieren die Hochdruck-Kolben "HPC-1" und "HPC-2" = 5 und 6. Durch die Leitungen (Bohrungen engen Durchmes­ sers) wird das Drucköl von den Zylindern in die Außenkammern und vice versa transferriert. In den äußeren Platten 847 und 848 sind die Einlaßventile 681 der Fig. 35 in den Auslaßventilen 682 der Fig. 35 angeordnet, und zwar so, daß die gemeinsame Stirnfläche 683 der Ventile, die aus Fig. 35 der Erfindung bekannt ist, der benachbarten Innenkammer zugekehrt ist und einen Teil der betreffenden Hub-Begrenzungswand 844 bilden. Die jenseitigen Hub-Begrenzungswände sind die Wände 845, die die Außenkammern begrenzen. Es ist leicht einzusehen, daß andere Ventil­ arten, die nicht den Bedingungen der Erfindung nach Fig. 35 entsprechen, nicht nahe an die Innenkammern angebaut werden können, weil ihre Formen die Membranen innerhalb von Minuten Betriebszeit bei den hohen Drücken zerstören werden. Die Ventile nach Fig. 35 und 65 sind daher erfin­ dungsgemäß geeignet, die bisherigen Durchfluß-Kontrollkörper der älteren Patentanmeldungen des Erfinders zu ersetzen. Jeder Ventil-Totraum ist durch die Fig. 65 erfindungsgemäß abgeschafft und die Innenkammern können mit Totraum gleich oder fast "null" arbeiten. Das fördert den Wirkungs­ grad, den erreichen Druck und die Uniformität, also Gleichförmigkeit des Förderstromes des Aggregates oder der Pumpe.

Fig. 66 zeigt die Förderung des Aggregats nach den Fig. 54 bis 64 über dem Arbeitszyklus, wie das Diagramm noch rationell erreichbar scheint. Die Erfindung verbessert also das Diagramm der Fig. 52-52 zu dem der Fig. 66. Weitere Verbesserungen sind möglich durch Erhöhung des Drucks und des Inhalts des Accumulators, was zu einer stärkeren Accu-Füll-Pumpe zwingt. Zunächst ist es aber fraglich, ob so hoher Aufwand für alle Anwendungsfälle erforderlich ist. Denn Fig. 23 zeigt ja bereits die Accumulatorenwirkung der Druckleitung zur Schneid-Düse und außerdem ist die Förderung nach Fig. 66 bereits wesentlich gleichmäßiger, als die des Axial-Boosters der Fig. 25 der bekannten Technik, obwohl dieser mit elektromagnetischen Umsteuerungen arbeiten muß, die die EREW- Anlage der Erfindung einspart. Das Diagramm 66 ist unter dem Diagramm der Fig. 44 gezeichnet, um vergleichen zu können. Man sieht, daß das Diagramm des Boosters der Fig. 25 der bekannten Technik auf den Druck "null" herunter abfällt und im Arbeitszyklus breiter ist, während das Diagramm der Erfindung nach Fig. 66 nur bis auf etwa den halben Druck abfällt und im Arbeits-Zyklus kürzer ist.

In Fig. 66 zeigt "E" die Überströmung des Expansionsfluids in den Folgezylinder und "A" das Hereinschießen des Hochdruck-Accumulator- Fluids in den Kompressionsvorgang im betreffenden Zylinder. Es ist leicht einzusehen, daß man den Expansionsvorgang durch Änderung der Lage der Kanäle in dem Steuerschieber 810 verkürzen kann. Man kann ihn sogar fast ganz ausschalten, wenn man einen ausreichend großen Accumulator mit großer Accumulator-Füll-Pumpe und hohem Druck verwendet. In der Praxis wird man wohl einen Kompromiß, je nach Anwendungsfall, zwischen Aufwand und Kosten machen.

In Fig. 29 sind 603 und 604 der erste und zweite Zylinder, 851 und 852 die Lieferleitungen von der ersten und zweiten Pumpe zum ersten und zweiten Zylinder, während 853 und 854 die Regelorgane der beiden regelbaren und umsteuerbaren Pumpen 642 und 643 sind, die diese Pumpen von der einen Förderrichtung in die andere umkehren, so daß die genannten Lieferleitungen dann Einlaßleitungen werden. In Fig. 40 zeigt 751′ die Welle und in Fig. 42 zeigt die Positionsnummer 763′ das rückwärtige Ende der Welle 763.

Gelegentlich ist es zweckdienlich, Mittel einer der Erfindungsfiguren in einer anderen anzuwenden. So kann man zum Beispiel die Fluid-Trennungsmittel 782, 791, 792 usw. vorteilhafterweise auch um die Kolben 608 und/oder 608 der Fig. 25 bis 32 anordnen. Besonders vorteilhaft ist die Anordnung der Mittel der Fig. 55 bis 64 im Aggregat der Fig. 48 zusätzlich zu dem in Fig. 48 gezeigtem Steuerkörper "CV". Denn einmal wird dadurch verhindert, daß Expansionsfluid in den Motor D strömt, diesen dann zu schnell dreht und die Kolbenhübe und Fördermengen verringert und zum anderem wird das Expansionsfluid voll dem Kompressionsvorgang im nachfolgend arbeitenden Zylinder zugute gebracht. Die Expansionsfluid-Verluste der bekannten Technik werden dadurch völlig überwunden und der Aufwand zur Kompression des folgend arbeitenden Zylinder-Kolben-Satzes wird so wesentlich verringert, daß das Aggregat, obwohl es die Außenkammer mit Drucköl zusätzlich verwendet, rationeller arbeitet, als die bekannten Aggregate der Technik, wie zum Beispiel die der Fig. 25.

Die Verluste durch expandierendes Hochdruckfluid scheinen bisher im Fachgebiet nicht ausreichend erkannt zu sein. Die Mittel der Erfindung scheinen daher einen wesentlichen Fortschritt für Hochdruck-Pumpen, einschließlich Wasserpumpen und Mitteldruck- oder Niederdruck-Pumpen zu bringen.

Da die Erfindung teilweise noch näher in den Patentansprüchen definiert und Ausführungsbeispiele in den den Patentansprüchen beschrieben sind, sollen die Patentansprüche mit als Teil der Beschreibung der Erfindung und ihrer Ausführungsbeispiele angesehen werden.

In den Fig. 67 und 68 ist beispielhaft gezeigt, wie die Prinzipien der Fig. 26 bis 32 wahlweise die unteren Teile (die Steuerungsteile) der Fig. 1 und 12 ersetzen können. Die Fig. 67 und 68 zeigen, daß die Mitteldruck-Zylinder 14 und 15 dann durch eine Bodenplatte 873 verschlossen werden können. Die Platte 873 kann dann Anschlüsse für die Fluidströmung haben, die durch die Bezugsziffern 868 und 869 gezeigt sind. Diese Anschlüsse werden dann wahlweise zu einer der Steuerungen oder zu einer der Regelpumpen der Fig. 26 bis 32 verbunden, jeder Anschluß zu einer anderen Pumpe oder Steuerung "PCMP" = 870 oder 871. Die Anschlüsse 870 und 871 sind also entweder zu den Antriebsmitteln der Fig. 26, der Fig. 27, der Fig. 28, der Fig. 29, der Fig. 30, der Fig. 31 oder der Fig. 32 verbunden. In den Fig. 67 und 68 ist ferner gezeigt, daß es dann möglich ist, die Mitteldruck-Kolben 8 und 9 mit abgedichtet durch die Platte 873 erstreckten Kolbenstangen 860 bzw. 861 zu versehen. Diese können mit Signalgebern 862, 863 versehen sein, die man bei Bedarf auf der betreffenden Kolbenstange manuell verschieben oder durch eine entsprechende Anordnung automatisch in Abhängigkeit von einem der Drucke im Aggregat verstellen lassen kann. Ferner können Sensoren (Signalabnehmer) 864 und 865 angeordnet sein. Diese kann man auch auf Halterungen 866 und 876 verschiebbar anordnen. Die Anordnung der Signalgeber und der Signalnehmer erfolgt erfindungsgemäß so, daß der später drückende Kolben bereits eingeschaltet wird, bevor der noch arbeitende Kolben seinen Druckhub voll beendet hat. Die Einschaltung des nächst arbeitenden Kolbens hat um die Prozentzahl des Hubwegs zu erfolgen, die nach den Berechnungen dieser Schrift benötigt wird, um die volle Kompression der Fluids in den Zylindern des anschließend drückenden Kolbensatzes in den zugeordneten Zylindern bewirkt zu haben, wenn der gerade drückende Kolbensatz den Druckhub beendet. Die Signalabnehmer können mechanischer, hydraulischer, pneumatischer, elektronischer oder elektrischer Natur sein. Zum Beispiel Lichtschranken mit entsprechenden Umformern und Verstärkern auf magnetbetätigte Umsteuerschieber oder auf die Regelorgane der Regelpumpen wirkend. Nicht eingezeichnet sind ebenfalls mögliche Signalgeber und Signalnehmer, die das Ende des betreffenden Kolbenhubs verwerten. Wenn solche nicht angeordnet sind, können automatische Zeiteinstellorgane angeordnet werden, die nach bestimmter Zeit die Umsteuerung des betreffenden Fluidstroms veranlassen.

Fig. 69 zeigt eine Alternative für die Ausführung eines Teils des Hauptgehäuses 464 der Fig. 1 mit ihren alternativen Anordnungen darin. In dieser Figur sind zusätzliche Kolben 5555, 6666 gezeigt, deren Bodenflächen auf den Kolben 5 bzw. 6 gelagert sein oder mit diesen Kolben verbunden sein können, zum Beispiel flexibel verbunden sein können, wie die Kolben der rechten Seite der Fig. 12. Dann können die Kolben 5, 6 und 5555, 6666 auch unterschiedliche Durchmesser bekommen. Die Leckage-Sammelräume 455, 456, 451, 452 mit ihren Abflußleitungen 458, 457, sowie die Dichtringe sind in der Figur wieder gezeigt und entsprechen denen der Fig. 1. Da die Kolben jedoch jetzt unterschiedliche Durchmesser bekommen können, sind die Dichtringe in dieser Figur mit neuen Bezugszeichen 1453, 1454 und 2453, 2454 versehen. Die Besonderheit der Fig. 69 ist, daß Räume 1455, 1456 die Kolbenenden umgebend angeordnet sind, die bevorzugterweise die Länge 872 haben. Wenn diese Länge mindestens gleich der Länge der Kolbenhübe ist, wird erreicht, daß die Oberflächen der Kolben niemals unterschiedliche Fluida berühren. Eine entsprechende Druck-Ausgleichsleitung 1457 mag die Räume 1455, 1456 mit dem freien oder einem Niederdruck-Raum verbinden, damit in den Kammern 1455, 1456 keine Kompressionen von Luft oder Flüssigkeiten entstehen.

In der Fig. 70 sind die Einlaß- und Auslaß- Ventile 38, 39 mit der Innenkammer 875 verbunden, während die Hochdruck- Zylinder 11, 12 zu den Außenkammern 874 verbunden sind. Zwischen den Innenkammern und Außenkammern sind faltenbalgähnliche Trennmittel für das Trennen der Fluide der Innen- und Außenkammern voneinander angeordnet. Diese Trennmittel bestehen aus Edelstahlblechen, die z. B. mittels Plasma-Schweißung miteinander verbunden sind. Man hat so die Bodenplatte 877, den oberen Einspannring mit der radialen Verlängerung 880 zum Einklemmen zwischen dem Ventildeckel 489 und dem Gehäuse 464. Zwischen den genannten Teilen 877 und 889 befinden sich eine Anzahl konischer, dünner Ringe, die abwechselnd an den radial inneren und äußeren Enden verschweißt oder anderweitig dicht verbunden sind. Von dem Deckel 489 aus sind Ausfüllklötze in die Innenkammern erstreckt, die die Einlaß- Ventile enthalten können und die außerdem Fluidleitungen zu den Einlaß- und Auslaß-Ventilen bilden. Der linke Kolbensatz 5-8 hat die untere Lage bei Ende des Rückhubs und vor Beginn des Druckhubs. Das Fluidtrennmittel 877-880 der linken Seite der Figur ist jetzt voll entspannt. In der rechten Seite der Figur hat der Kolbensatz 6-9 die obere Lage, also die nach Ende des Druckhubs vor Beginn des Rückhubs. Das Fluidtrennmittel 876 ist jetzt voll komprimiert. Die Bodenplatte berührt die Stirnfläche des Ausfüllteils der Innenkammer oder liegt ihr nahe. Die konischen Ringelemente 878, 879 können ausreichend große Innendurchmesser haben, um die dichtenden Verbindungen der radial inneren Enden gut herstellen zu können. Bei z. B. 0,3 mm Dicke sollen die Elemente 878, 879 weniger als vier Grad federn um ausreichend lange Lebensdauer zu erreichen. Die besondere Bedeutung der Fig. 70 besteht darin, daß mit nur zwei faltenbalgähnlichen Trennmitteln aus Edelstahl oder Edelmetall eine hohe Fördergleichmäßigkeit ohne Fluktuationen mit Hilfe der Steuerorgane nach dieser Erfindung erreichbar ist.

In Fig. 71 sind zwei die Zylinder und Kolbensätze beinhaltende Gehäuse 464, 464′ achsgleich und mit ihren Hochdruck-Zylindern einander zugekehrt, also entgegengesetzt gerichtet, einer zwischen ihnen angeordneten Mittelplatte 881 zugeordnet. Zwischen den Gehäusen und der Mittelplatte sind die Membranen 58 und 58′ mittels nicht eingezeichneter Verschraubung dichtend eingeklemmt. Der Zylinder 11 ist mit der Außenkammer 884 verbunden, der Kolben 12 mit der Außenkammer 885. Zwischen der Mittelplatte und den Membranen befinden sich die Innenkammern 886 und 887. In der Mittelplatte sind die Bohrungen 882 und 883 räumlich voneinander getrennt angeordnet und mit individuellen Einlaß- und Auslaß- Ventilen 38, 38′ bzw. 39, 39′ versehen. Die letzten können sich in Ventilgehäusen 892 oder 893 verbinden und die Gehäuse können eine gemeinsame Zuleitung 894 oder Ableitung 895 bilden. Von den Zylindern 11, 12 führen Bohrungen 888 bzw. 889 zu der betreffenden Außenkammer. Diese Bohrungen können 2 oder mehr mm Durchmesser haben. Von der Innenkammer 886 führen eine Mehrzahl Bohrungen 890 kleinen Durchmessers zur Leitung 882. Von der Innenkammer 887 führen eine Mehrzahl Bohrungen 891 kleinen Durchmessers zu der Leitung 883. Die Bohrungen kleinen Durchmessers sollen in Aggregaten für 4000 Bar den Durchmesser von 0,8 mm nicht überschreiten, wenn die Membranen 0,3 mm dick sind.

Einzelheiten einer der Figuren mögen sinngemäß in anderen der Figuren angewendet werden. Die Erfindung ist noch weiter in den Patentansprüchen beschrieben. Die Patentansprüche sollen daher auch einen Teil der Beschreibung der Erfindung bilden.

Claims (48)

1. Hochdruck-Aggregat mit einem Paar in Zylindern reziprolierenden Kolben und einer Steuerungs-Anordnung zur Steuerung der periodisch entgegengesetzt gerichtet laufenden Kolben des Paars, dadurch gekennzeichnet, daß ein die Leitungen (472, 473) zu den die Kolben (8, 9) beinhaltenden Zylindern (14, 15) abwechselnd verbindender Steuerkörper (17, 417) durch einen von aus den genannten Zylindern strömenden Rücklauf- Fluid getriebenem Fluidmotor (97) angetrieben, angeordnet ist.

2. Aggregat nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolben als Differentialkolben (8, 5 und 9, 6) in Zylindern (14, 15) größeren und (11, 12) kleineren Durchmessers reziprokierend ausgebildet sind, zwischen den Kolbenteilen (8-5 und 9-6) größeren (8, 9) und kleineren (5, 6) Durchmessers eine mit Druckfluid gespeiste Mittelkammer (44 bis 46) angeordnet ist und das von den unter dem Fluid in der Mittelkammer über die Kolben des größeren Durchmessers (8, 9) aus den Zylindern (14, 15) gepreßten Rücklauf-Fluid mittels des genannten Steuerkörpers (17, 417) in einen Kanal (301, 302) geleitet wird, der mit dem Einlaß (313) des genannten Fluidmotors (97) verbunden ist.

3. Aggregat insbesondere nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Schluckvolumen des genannten Fluidmotors (97) pro Umdrehung größer, als das maximale Hubvolumen des Kolbenpaars (8, 9) ausgebildet ist.

4. Aggregat insbesondere nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Schluckvolumen des Fluidmotors größer, als das Liefervolumen der dem Einlaß (487) der Steuerung verbundenen Fluidstrom- Lieferpumpe (19) ist, wenn beide Volumen in der gleichen Zeiteinheit ausgedrückt werden.

5. Aggregat nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß dem Einlaßkanal (408) der Steuerung ein Überlauf-Ventil (409) zugeordnet und dessen Überlaufleitung (412) zum Einlaß des genannten Fluidmotors (97) verbunden angeordnet ist.

6. Aggregat nach einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Steuerkörper (417) als axial beweglicher Steuerschieber ausgebildet und über ein Pleuel (503) von einer vom Fluidmotor (97) getriebenen Welle (500) mit Exzenterscheibe (501) getrieben, angeordnet ist.

7. Aggregat nach einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine Zweitstrompumpe (476) zur Lieferung eines Kompressions- Verlust-Überwindungs-Fluidstroms angeordnet und deren Fluidstrom durch in der Steuerung angeordnete Steuermittel (517, 491, 474, 492, 475, "alpha", 490, 417, 495, 496, 508, 502 oder dergleichen) zu bestimmten Zeiten relativ zum Haupt-Fluidtreibstrom aus Leitung (408) in die Zylinder (14, 15) geleitet , angeordnet sind.

8. Aggregat nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der Zweitstrompumpe (476) und der Steuerung (18, 418) ein Druckspeicher (478) angeordnet ist, wobei vorzugsweise der Druck der Zweitstrompumpe und des Accumulators während dessen Spannungszustands höher gehalten ist, als der Druck in der Einleitung (408) der Steuerung (18, 418).

9. Aggregat nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß ein zweiter Steuerkörper (517, 617) als Hilfs-Steuerkörper für die Steuerung des Zweitfluidstroms aus der Zweitstrompumpe (476) angeordnet ist.

10. Aggregat nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Zweitstrompumpe (476) mindestens indirekt durch den Fluidmotor (97) angetrieben angeordnet ist.

11. Aggregat nach einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß ein in axialer Richtung beweglicher Steuerschieber (617) mit einem Fenster (523) mindestens indirekt versehen ist, durch das eine Welle (500) hindurchragt, die Welle mit einem Nocken (502) und das Fenster mit Anlaufwänden (524, 525, 526) versehen ist, wobei Druck des Nockens gegen eine der Wände eine axial gerichtete Bewegung des Steuerkörpers (417) bewirkend, ausgebildet ist.

12. Aggregat nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß der Steuerschieber (617) ein zu Rotation getriebener ist.

13. Aggregat nach mindestens einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß ein Differentialkolben mit größerem und kleinerem Durchmesser (8, 5) in einem Differentialzylinder (14, 11) mit die Kolbenteile dichtend umschließenden Innenwänden entsprechender Durchmesser reziprokierbar angeordnet ist und Teile des genannten Differentialkolbens (8, 5 oder 9, 6) von einer Mittelkammer (44-46), einem schmierenden Fluidstrom aus dieser Mittelkammer, einem Mitteldruckfluidstrom aus dem Zylinder (14, 15) am Boden des Kolbens, einem Leckageabflußkanal (451, 457) zum Abfluß des Leckagefluids aus der Mittelkammer, einer Dichtung zwischen dem genannten Abfluß und einem weiteren Abfluß (455, 458) für die Ableitung von nicht schmierendem Leckagefluid aus dem der Kolbenspitze zugewandten Hochdruckzylinder (11, 12), Leckagefluid aus dem genannten Hochdruckzylinder und Druckfluid aus dem genannten Hochdruckzylinder (11, 12) zugewandt und von ihnen berührt sind.

14. Aggregat nach mindestens einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß Mittel ausgebildet oder angeordnet sind, die in dieser Schrift beschrieben, gezeichnet, oder berechnet wurden.

15. Hochdruck-Aggregat, insbesondere Pumpe mit mindestens zwei Pump-Kolben oder Steuerungs-Aggregat, insbesondere nach mindestens einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen zwei benachbarten Zylindern ein unmittelbar nach Beendigung des Förderhubes des zuerst arbeitenden Kolbens öffnendes Durchflußventil 550, in den Zylinder des nachher arbeitenden Kolbens (ggf. über eine Leitung) mündendes, nach Durchströmung und Entspannung des komprimierten Volumens des erst arbeitenden Zylinders in den nachher arbeitenden Zylinder sofort schließendes Durchstromventil 550 angeordnet ist.

16. Hochdruck-Aggregat nach mindestens einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine ihr Eingangsfluid aus der Rückflußleitung 301 zum Fluidmotor 97 entnehmende Hilfspumpe 551 bevorzugterweise sofort nach Verschluß des Durchstromventils 550 in den betreffenden, den Druckhub beginnenden Zylinder 14 oder 15, lieferndes Hilfsvolumen zur sofortigen vollen Kompression der betreffenden Volumen der/des betreffenden Zylinders auf den Hochdruck, liefernd, angeordnet ist.

17. Aggregat nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der Hilfspumpe und dem betreffenden Zylinder ein Hochdruck-Fluidspeicher 552 zur Aufnahme und Sammlung des von der Hilfspumpe gelieferten Hilfs-Hochdruckfluids mit Steuermitteln 553 zur kurzfristigen Weiterleitung des gespeicherten Hochdruckfluids in den betreffenden Zylinder hinein, angeordnet ist.

18. Hochdruck-Aggregat, Pumpe oder Steuerung mit oder für mindestens zwei in Zylindern bewegbaren Kolben, insbesondere nach mindestens einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß Mittel (619, 620, 630, 631, 640, 641, 642, 643, 644, 645, 646, 619, 620, 653-660, 681 bis 696, 730 bis 790, 800 bis 828, 830-840, 601, 606, 844-683, 681 usw.) zur Erhöhung der Leistung bzw. des Wirkungsgrades oder zur Verringerung der Ungleichförmigkeiten des Förderstroms bzw. zur Verringerung des Gewichts oder Mittel zur Vereinfachung und Verbilligung des Aggregats angeordnet sind.

19. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß in die Einlaßleitung 619 einer über ihre Lieferleitung 850 und über einen Steuerschieber 614 zu zwei Zylinderkammern 603, 604 verbundenen Pumpe 612 ein Einweg-Ventil 620 gesetzt ist und die Rückflußleitung(en) 617, 618 des Steuerschiebers zwischen der Pumpe 612 und dem Einwegventil 620 mit der Einlaßleitung 619 zur Pumpe 612 verbunden, angeordnet sind.

20. Aggregat nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpe 612 als regelbare Pumpe 641 oder 642 ausgebildet ist.

21. Aggregat nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpe als regelbare und umkehrbare Pumpe 642 oder 643 ausgebildet ist.

22. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß den beiden Zylindern 603, 604 individuelle Pumpen 630, 631 mit individuellen Steuerschiebern 634, 635 zugeordnet sind.

23. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß den beiden Zylindern 603, 603 individuell regelbare Pumpen 640, 641 zugeordnet sind.

24. Aggregat nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, daß die regelbaren Pumpen als reversible (umkehrbare) Pumpen 642, 643 ausgebildet sind.

25. Aggregat nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß die erste 642 der umkehrbaren Pumpen dem ersten 603 der Zylinder durch ihre Lieferleitung 851 verbunden ist, die zweite 643 der Pumpen dem zweiten 604 der Zylinder durch ihre Lieferleitung 852 verbunden ist, die zweite der Pumpen so rechtzeitig vor dem Ende des Druckhubs des ersten Kolbens 605 im ersten Zylinder 603 mit Hilfe einer Regelanordnung 854 auf Förderung gestellt wird, daß durch ihre Förderung in den zweiten Zylinder 604 hinein das Fluid im zweiten Zylinder zum Zeitpunkt des Endes des Druckhubs des ersten Kolbens 605 auf den vollen Lieferdruck komprimiert ist und daß die erste Pumpe 642 zur Zeit der Beendigung des Druckhubs des ersten Kolbens 605 mit Hilfe der Regelanordnung 853 plötzlich in die umgekehrte Förderrichtung gestellt wird, so daß das Expansionsfluid des dann im ersten Zylinder 603 expandierenden Fluids der ersten Pumpe, diese als Motor treibend, zugeleitet wird.

26. Aggregat nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß nach Ende des Lieferhubs des zweiten Kolbens 606 im zweiten Zylinder 604 eine Regelanordnung 854 den Vorgang in vice versa-Richtung bewirkend, angeordnet ist und beide Regelanordnungen die periodisch wirkenden Vorgänge während des Betriebs des Aggregates steuernd, ausgebildet sind.

27. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß das Expansionsfluid der Zylinder nacheinander dem Einlaß der Pumpe zugeleitet wird.

28. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpe als Radialkolbenpumpe (z. B. 730 bis 761, Fig. 40-41) mit axial hintereinander und um je 120 Grad winkelmäßig zueinander verdrehten Exzentertrieben 753 bis 755 mit zur Achse der Welle 751′ exzentrisch liegenden Kolbenhub Leitflächen ausgebildet ist und jedem der drei Exzentertriebe drei in Zylindern 733 bis 741 reziprokierende Kolben 742 bis 750 zugeordnet sind. (Fig. 40 bis 41).

29. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß in einer Axialkolbenpumpe 762 Kolben 767 größeren Durchmessers von einer Schrägscheibe 775, ggf. über Kolbenschuhe 776 in zylindrischen Bohrungen 769 reziprokiert werden, hinter den genannten Kolben des größeren Durchmessers die Kolben 768 kleineren Durchmessers in Zylindern 770 kleineren Durchmessers reziprokierbar angeordnet sind, die Kolben des kleineren Durchmessers mit ihren Achsen auf einem kleineren Teilkreisdurchmesser als die Kolben des größeren Durchmessers liegen und die Kolben des größeren Durchmessers die Kolben des kleineren Durchmessers bei einer der Hubrichtungen in die Zylinder des kleineren Durchmessers hereindrückend angeordnet sind.

30. Aggregat nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen den genannten Bohrungen und den genannten Zylinder Fluid-Trennmittel 782, 791, 792 und/oder separierte Leckage Abflußmittel 783, 784 für unterschiedliche Fluide angeordnet sind.

31. Aggregat nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß die Zylinder des kleineren Durchmessers 770 in einem Rotor 765 angeordnet sind, der genannte Rotor eine rückwärtige Endfläche als rotierende Steuerfläche bildet und zwischen einem Teil des Gehäuses 787 und der genannten rotierenden Steuerfläche ein mit Andrückmitteln 773 versehener Steuerkörper 772 mit seiner als stationäre Steuerfläche ausgebildeten Stirnfläche dichtend und Fluid zu den Zylindern 770 über Steuermündungen 792, 793 zuführend und abführend angeordnet ist, und der den Rotor tragenden (oder bildenden) Welle 763′ mindestens eine mit Fluid gefüllte Anpreßkammer 774 zugeordnet ist, durch deren Anordnung alle axialen Kräfte des Rotors (der Welle) so weit aufgenommen werden können, daß die Andrückmittel 773 des Steuerkörpers 772 so gering gehalten werden können, daß sie auschließlich der Abdichtung zwischen den genannten Steuerflächen dienen und sie ausschließlich den dafür erforderlichen Andruck-Druck liefernd, ausgebildet angeordnet sind.

32. Aggregat nach Anspruch 31, dadurch gekennzeichnet, daß der genannte Steuerkörper als die Ventile von Hochdruck-Wasserpumpen ersetzend ausgebildet und infolge Vermeidung von auf Sitze schlagenden Ventilen eine lange Lebensdauer für Hochdruck-Wasserpumpen bewirkend, angeordnet ist.

33. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß in einem Steuergehäuse 800 neben einer Einlaßleitung "MPS" zwei Leitungen "Z 1" und "Z 2" mit der Abstandslänge 806 ihrer einander zugerichteten Innenkanten, sowie ein im genannten Gehäuse axial reziprokierender Steuerkörper 802 angeordnet sind, der Abstand 805 zwischen den einander zugekehrten Innenkanten der Steuerborde 803 und 804 den genannten Abstand 805 etwas übersteigt und die genannten Leitungen "Z 1" und "Z 2" zu Kammern verbunden sind, deren eine Fluid hohen Druckes und deren andere Kammer Fluid niederen Drucks enthält, sodaß zu Zeiten, in denen der längere Abstand 805 der Abstände 805 und 806 eine Verbindung zwischen den Leitungen "Z 1" und "Z 2" herstellt, eine Überströmung des Expansionsfluids aus der Kammer mit dem höheren Druck in die Kammer des niederen Drucks zur Zerzeugung einer Vorkompression des Fluids in der Kammer des niederen Druckes, angeordnet ist.

34. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß im Aggregat eine Zwischenkammer 813, eine Druckspeicher Füllpumpe 812, ein Druckspeicher 811 und eine Steuerung 810 angeordnet sind, eine Leitung 826 vom Druckspeicher zur Steuerung, mindestens eine Leitung 814, 815 von der Zwischenkammer zur Steuerung, eine Leitung 829 von der Zwischenkammer zum Druckspeicher, eine Leitung 825 von der Füllpumpe zum Druckspeicher, je eine Leitung zu einer Kammer "Z 1" und zur Kammer "Z 2" und mindestens eine Leitung 816, 817, 818, 819 in der Steuerung 810 angeordnet sind.

35. Aggregat nach Anspruch 34, dadurch gekennzeichnet, daß eine der Kammern "Z 1", "Z 2" Hochdruckfluid, die andere der genannten Kammern Niederdruckfluid enthält, die Leitung(en) in der Steuerung 810 so ausgebildet ist (sind), daß zu bestimmten Zeitpunkten der Bewegung der Steuerung 810 die Leitung 826 zu einer der Kammern "Z 1", "Z 2" und die Leitung(en) 814, 815 zur anderen der Kammern "Z 1", "Z 2" verbunden sind und dadurch eine Strömung von Fluid aus dem Druckspeicher in eine der Kammern "Z 1", "Z 2" und eine weitere Strömung von Fluid aus der anderen der Kammern "Z 1", "Z 2" in die Zwischenkammern 813 angeordnet sind.

36. Aggregat nach Anspruch 33 und 35, dadurch gekennzeichnet, daß beide Steuerungen, die nach Anspruch 30 und die nach Anspruch 15 angeordnet sind, die Steuerung nach Anspruch 30 als zuerst wirkend ausgebildet und die Steuerung nach Anspruch 32 als unmittelbar danach die beschriebenen Strömungen durchführend gestaltet sind, so daß eine Überströmung von Expansionsfluid aus einer der Kammern in die andere während der Verbindungen nach Anspruch 30 erfolgt und nach Abschluß dieser Expansionsfluid-Überströmung eine Druckspeicherfluidströmung hinten in die Kammer, in die das Expansionfluid strömte, und eine Rest-Strömung von restlichem Expansionsfluid hinein in die Zwischenkammer, angeordnet sind.

37. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß in einem Aggregat mit zwei Hochdruck-Kammern und einer durch den Rückfluidstrom aus einer der Kammern über einen Fluidmotor getriebenen Steuerung alle Expanisonsfluide in eine Zwischenkammer 813 geleitet werden oder in die Leitung von der Hochdruck-Kammer (den Hochdruck-Kammern) zum Fluidmotor gelangende Expansionsfluide oder Leckagen durch eine Pumpe, zum Beispiel die Füllpumpe 812 aus der genannten Leitung zum Fluidmotor herausgepumpt werden; wodurch ein Mittel zur Verhinderung zu schnellen Laufs des Fluidmotors durch das Rückflußfluid der Kolben in den Kammern übersteigendes Überfluids angeordnet ist.

38. Aggregat nach Anspruch 36, dadurch gekennzeichnet, daß die Kanäle derart ausgebildet sind, daß bei Exzenter-Antrieb der Steuerungen die Zeitpunkte der Verbindungen den ungleichen Zeiten der Halbhübe durch den betreffenden Exzenterantrieb (den Kurbelwellenantrieb) angepaßt, angeordnet sind.

39. Aggregat nach Anspruch 36, dadurch gekennzeichnet, daß eine der Steuerungen (z. B. 810) als axial reziprokierender Steuerkörper ausgebildet ist, dem Mittel (z. B. nach Fig. 63 und 64) zur Erzwingung einer vollen Rotation (Umdrehung) während eines vollen Vor- und Rück-Hubes derart zugeordnet sind, daß die Umdrehung parallel und verhältnisgleich zur Reziprokation und zu allen Zeiten in gleicher Drehrichtung erfolgt, wodurch eine parallele Hub-Drehbewegung des Steuerkörpers angeordnet ist.

40. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß einem Zylinder (Fig. 35) mit darin mit planer Stirnfläche reziprokierendem Kolben 606 eine gemeinsame plane Stirnflächen-Ebene 683 bildende Einlaß- und Auslaß-Ventile 681, 682 zugeordnet sind und beim äußerem Totpunkt des Hubes des Kolbens 606 zwischen den genannten Stirnflächen ein im Vergleich zum Kolbenhub äußerst kurzer Abstand, der den Raum 684 , bildet, verbleibt, dessen Volumen unter wenigen Prozent des Hubvolumens des Kolbens liegt, so daß durch diese Ausbildung ein Hochdruck-Aggregat ohne oder mit nur ganz geringem Totraum 684 angeordnet ist und somit die Toträume um die Ventile der Hochdruck-Flüssigkeitspumpen der bekannten Technik vermieden sind.

41. Aggregat nach Anspruch 40, dadurch gekennzeichnet, daß das Auslaßventil im Sitz 686 des Zylinders 601 schließend, das Einlaßventil im Sitz 685 innerhalb des Auslaßventils schließend, beide Ventile axial beweglich und mit Spannmitteln gespannt ausgebildet sind und dem Schaft des Auslaßventils eine Dichtung 687 zum Einlaß 689 des Einlaßventils zugeordnet ist.

42. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß einer Begrenzungswand 844 einer Innenkammer einer Membranpumpe (z. B. nach Fig. 65) ein Ventilsatz nach mindestens einem der Patentansprüche 23, 24 derart zugeordnet ist, daß die gemeinsame Stirnfläche 683 des Einlaßventils 681 und des Auslaßventils 682 einen ununterbrochenen Teil der Membranenhub-Begrenzungswand 844 bildet und somit der genannte Ventilsatz mit seiner Stirnfläche 386 zusammen mit der Begrenzungswand 844 eine totraumlose Innenkammer "IC" einer Membranpumpe bildend, angeordnet ist.

43. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß Mittel, die in den Figuren sichtbar sind, in der Beschreibung oder in den Überlegungen zu den Grundlagen der Technik erörtert sind, oder Mittel die daraus hergeleitet werden können, angeordnet sind.

44. Aggregat nach mindestens einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß spezifische Stellen oder Teile innerhalb einer der Anordnungen mit Mitteln zur Steigerung der Leistung, der Festigkeit oder des Wirkungsgrades, bzw. Mittel zur Verringerung des Gewichts oder zur Erhöhung der Betriebssicherheit angeordnet sind.

45. Aggregat nach mindestens einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß mindestens zweien der Kolben-Signalgeber zugeordnet sind, die sich an durch einen Zylinderverschluß dichtend erstreckten Kolbenstangen befinden können und dem Aggregat-Signalabnehmer zugeordnet sind, die direkt oder indirekt über Hilfsaggregate oder Verstärker die Umsteuerung zweier Umsteuerschieber oder Regelorgane von regelbaren Pumpen bewirkend, angeordnet sind.

46. Aggregat nach mindestens einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwei metallischen Faltenbälgen, die auch aus Ringen und Platten gebildet sein können, und die Innenkammern von Außenkammern trennend eingebaut sind, zwei in Zylindern bewegte Kolbenanordnungen zugeordnet sind, wobei die Kolbenbewegungen mit solchen Steuerungen bewirkt werden, daß die Fluide in den folgend arbeitenden Räumen auf vollen Druck komprimiert sind, wenn die vorher arbeitende Kolbenbewegung den Druckhub beendet, so daß aus nur zwei Fältenbergsätzen ein gleichmäßiger Förderstrom ohne hohe Fluktuationen erzielt wird.

47. Aggregat nach mindestens einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Zylinder beinhaltende Gehäuse achsgleich mit ihren Stirnflächen Membranen berührend, eine Mittelplatte zwischen den Membranen einspannend, angeordnet sind.

48. Aggregat nach mindestens einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine Innenkammer mittels einer Mehrzahl Bohrungen kleinen Durchmessers zu einer ein Einlaßventil und ein Auslaßventil berührenden Leitung verbunden ist, zum Beispiel derart, daß die Bohrungen kleinen Durchmessers maximal einen Millimeter Durchmesser haben, wenn das Aggregat Wasser mit 4000 Bar pumpen soll und die Membranen 0,3 mm dünn sind.