DE4027920A1 - Vervollkommnungen fuer hochdruck aggregate - Google Patents

Description

Es sind Axial-Booster bekannt, die Wasser mit Drücken bis 4000 Bar liefern. Außerdem kennt man Kolbenpumpen für mehrere tausend Bar und schließlich sind eine Anzahl Hochdruckaggregate durch Offenlegungsschriften des Erfinders in den achtziger Jahren bekannt geworden.

Während diese Aggregate im bisherigen Anwendungsbereich bisher zufriedenstellend arbeiten, sind sie jedoch Produkte ihrer Zeit, was bedeutet, daß sie noch nicht vollkommen sind, weil in der Zeit, in der sie entstanden, noch nicht alle Grundlagen und Techniken bekannt waren. Zum Beispiel haben die Axial Booster hohe Reibung durch an den Kolben gepreßte Dichtungen. Die Aggregate der Offenlegungsschriften des Erfinders haben einige Teile, die sich, wie jetzt bekannt, verformen oder ermüden. Versuche zur Steuerung der Anfangszeiten der Kolbenhübe durch rotierene Mittel erweisen sich als unvollkommen, weil sie nicht von den Kolbenhüben direkt und präzise gesteuert sind. Bisher als gut angesehene Dichtungen versagen.

Die bekannten Aggregate haben daher noch Mängel, die der Verbesserung bedürfen.

Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, die technischen Grundlagen klarer zu erkennen, die Mängel der bekannten Technik und ihre Ursachen klar zu stellen und Mittel zu verwirklichen, die einige der Mängel der bekannten Technik verringern, die bekannten Aggregate vervollkommnen oder neue Mittel in Hochdruckaggregaten schaffen.

Diese Aufgabe wird im Gebiet der Gattung der Technik nach dem einleitendem Teil des Anspruchs 1 durch den kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 gelöst. Weitere erfindungsgemäße Ausbildungen sind in den Unteransprüchen 2 bis 32 beschrieben.

Die Fig. 1 bis 30 zeigen Schnitte durch Ausführungsbeispiele der Erfindung, einen Schnitt durch eine prinzipielle Anordnung eines Hochdruck­ aggragates und Diagramme zur Technik und Ausbildung der Ausführungsbeispiele der Erfindung.

Beschreibung der bevorzugten Ausführungsbeispiele

In Fig. 1 ist ein Längsschnitt durch einen Teil eines Endes einer Hochdruckpumpe gezeigt. Die Zeichnung ist mit ihren durchgezogenen Linien etwa maßstäblich für eine 3000 bis 4000 Bar Pumpe. Gezeigt ist ein Teil eines End-Deckels 5, der mittels Schrauben an die Mittelplatte 4 angeschraubt ist. Die Endplatte ist für diese hohen Drücke etwa 75 bis 90 mm dick. Zusammengehalten ist das Aggregat des Ausführungsbeispiels durch 8 M-42 Schrauben hoher Festigkeit. Eine dieser Schrauben 6 ist teilweise in der Figur sichtbar. Zwischen der Mittelplatte 4 und dem End-Deckel 5 ist die Membrane 1 eingespannt, die die in die Mittelplatte 4 eingearbeitete Innenkammer 3 von der in den End-Deckel 5 eingearbeiteten Außenkammer 2 trennt. Die Membranhub-Begrenzungswand der Kammer 2 ist mit 11 bezeichnet. Die Membranen erstrecken sich durch den ganzen Durchmesser des Aggregates, doch sind sie mit Bohrungen zum Durchstecken der Schrauben 6 versehen. In den Deckel 5 ist eine Ausnehmung 5 eingearbeitet, deren Abmessung so ist, daß die Zusammendrückung der Membrane und die Zusammendrückung der Platten festigkeitsmäßig aufeinander abgestimmt sind, damit beim festem Anziehen der starken Schrauben die Materialien entsprechend ihren Festigkeiten komprimiert werden. Beiderends der Membrane 1 befinden sich die Leckage-Sammel-Ringnuten 32 und 33, Radial außerhalb der Kammern 2, 3 und radial innerhalb der Ringnuten 32-33 befinden sich die Membraneinspann-Dichtflächen 42 an der Mittelplatte 4 und am Deckel 5, die hier fein geläppte plane Flächen sind. Infolge der starken Schrauben 6 und der durch diese beim Anziehen bewirkten Kompression der Membrane, der Mittelplatte und des Deckels, entstehen zwischen den Kammern 2, 3 und den Ringnuten 32, 33 kreisrunde Dichtungen 42, von denen angenommen wurde, daß sie immer dicht seien, denn bei Expansion der Schrauben 6 gibt die Kompression der Membrane und der Platten 4, 5 nach, so daß die Dichtung gewahrt bleiben sollte.

Bei den Testen der so gebauten Aggregate stellte sich aber heraus, daß die 75 mm dicke Platte 5 mit Außendurchmesser 250 mm und einer Kammer 2 von nur etwa 100 mm Durchmesser sich in der Mitte entlang der Linie 10 infolge des sehr hohen Druckes nach außen durchbiegt. Die Endfläche 10 der Platte 5 verformt sich zu Endfläche 10 der strichlierten Linie 10. Die Endfläche des Kopfes der Inbus Schraube 6, die durch die Linie 7 gezeigt ist, verformt sich zur Lage der gestrichelt gezeichneten Linie 8 und die Achse der dicken M-42 Schraube verformt, radial nach außen biegend, wie in Fig. 1 gezeigt. Die Verformungen sind in achsialer Richtung und die der Schraube auch in radialer Richtung, übertrieben, also stark vergrößert, gezeichnet, damit man die Erscheinung deutlicher erkennt. In der Praxis ist der größte Abstand der Linien 9 und 10 etwa 0,6 bis 1,0 mm bei 4000 Bar. Etwa parallel zur Verformung der äußeren Endfläche 9 geht eine Verformung der Membranhub Begrenzungswand 11 zur verformten Fläche 12. Bei Nachlassen des Druckes gehen die Linien 10 und 12 zu den Ursprungsformen 9 und 11 zurück, weil die berechenbare Verformung sich im elastischem Bereich des Stahles abspielt, also nach dem Hookschem Gesetz erfolgt.

Infolge der durch diese Erfindung erkannten und jetzt beschriebenen Erscheinungen dehnen sich auch die Dichtflächen 42 zwischen den Kammern 2, 3 und den Ringnuten 32, 33 etwas voneinander weg. Wenn die z. B. 0,3 mm dicke Membrane 1 durch Maximalspannen der Schrauben 6 zum Beispiel auf 0,292 mm komprimiert war, dann war der Abstand 13 zwischen den dichtenden Ringflächen 0,292 mm. In diesem Bereich ist die Verformung zwar wesentlich kleiner, als in der Mitte der Platten, doch muß man damit rechnen, daß sich bei 13 ein Ringspalt öffnet, der einige tausendstel bis einige hunderstel mm betragen kann. Vor allem dann, wenn die Schrauben 6 im Laufe der Zeit ermüdet sind. Der Abstand 13 mag sich zum Beispiel von 0,292 mm auf 0,34 mm maximal erweitern.

Daher ist es erfindungsgemäß zweckdienlich, vorsorglicherweise Dichtungen einzubauen. Plastische Dichtungen, wie Gummi, O-Ringe, Teflon usw. lösen sich nach einigen 10 Betriebsstunden auf, werden zu feinem Pulver und werden durch die Spalte als Pulver in die Leckage-Sammelnuten 32, 33 gedrückt.

Daher wurden zunächst Dichtringbetten 14, 15 in die Platten 4 und 5 eingearbeitet und metallische, an der Oberfläche versilberte, kreisrunde hohle O-Ringe von 0,25 mm Wanddicke in die Dichtringbetten 14, 15 eingelegt. Das geschah noch im Rahmen der gegenwärtigen Erfindung. Die metallischen O-Ringe waren vom bestem Fabrikanten und sollten gut dichten.

Das taten sie aber nicht. Zum Beispiel verformten sie sich, wie in Fig. 3 gezeigt. Nach der Montage hatten sie die Form der Fig. 2, in der die metallischen O-Ringe mit 16 und 17 bezeichnet sind. Achsial sind sie bei der Montage zusammen gedrückt, so daß sie nicht mehr rund, sondern zwei radiusförmige Innen- und Außen-Bögen als Wand haben, zwischen denen sich fast plane Wandteile befinden.

In Fig. 3 sieht man, welche Formen diese metallischen O-Ringe nach Testen mit 800 Bar hatten. Sie waren zu den Formen 16′ und 17′ verformt. Ähnliche Verformung war zu erwarten und Verformung der O-Ringe wäre nicht so schlimm gewesen. Die metallischen O-Ringe verformten sich beim Betrieb des Aggregates aber derart, daß die Membrane 1 zu Ausbauchungen 18 verformt wurde. Bei derartiger Verformung der Membrane 1 kann keine Dichtung für mehrere tausend Bar mehr garantiert werden. Es tritt im Laufe der Zeit nicht mehr vernachlässigbare Leckage auf, die in die Sammelnuten 32, 33 abfließt.

Erfindungsgemäß wird dieser Mangel einmal dadurch überwunden, daß nach Fig. 6 die Dichtringbetten 14, 15 durch Dichtringbetten 19, 20 ersetzt werden und zum anderen dadurch, daß in die Dichtringbetten 19, 20 Dichtungen nach einer der Fig. 5 bis 7 eingelegt werden.

Das wesentliche Erfindungsmerkmal der Fig. 4 ist, daß die Dichtringbetten 19, 20 relativ zueinander radial versetzt sind, so daß die Membrane 1 nicht verformt werden kann, weil sie immer mit dem Rücken auf einer planen Wand aufliegt. Um ein rationelles Aggregat zu verwirklichen, müssen die Betten 19, 20 auf radial engem Raum untergebracht werden. Das geschieht vorteilhafter Weise dadurch, daß die Ringnut 19 in der Mittelplatte radial die äußere ist, während die Ringnut 20 in der Endplatte die radial innere ist und der Außendurchmesser der Ringnut 20 radial nicht (oder nur wenig) über den Innendurchmesser der Ringnut 19 radial nach außen herausragt. Günstig ist, den Außendurchmesser der Ringnut 20 etwa gleich zum Innendurchmesser der Ringnut 19 zu machen. Der Innendurchmesser der Ringnut 20 kann dabei radial kleiner sein, als der Außendurchmesser der Kammer 1 weil die Membrane 1 nur mit geringem Druck in Richtung der Platte 5 gegen die Hub-Begrenzungswand 11 gedrückt wird. Dieser geringe Druck kann die Membrane 1 nicht in die Ringnut 20 hereinquetschen. Die Lagen der Nuten 19 und 20 dürfen aber nicht verwechselt werden, weil der Druck vom Deckel 5 her aus der Kammer 2 gegen die Membrane 1 bis zu 4000 Bar erreichen kann.

Zur Abdichtung der periodisch auftreten könnenden Verformung, die eingangs beschrieben wurde, werden erfindungsgemäß in die Ringnuten 19 und 20 Dichtringe nach den Fig. 5, 6 oder nach der Fig. 7 eingelegt.

In Fig. 5 sieht man die so eingesetzten Ecken Dichtringe 21 und 22, die achsial entgegengesetzt gerichtet sind. Diese Ringe und Nuten sind in Fig. 5 stark vergrößert gezeichnet. In Fig. 6 ist der Dichtring 21 der Fig. 5 separiert und etwa 10- bis 15fach vergrößert, im Schnitt gezeigt. Er hat die plane Rückfläche 24, die innere Schrägfläche 27 und die radial äußere zylindrische Fläche 23. Die Flächen 23 und 24 erfordern höchste Präzision. Der Durchmesser 23 ist etwas größer, zum Beispiel um 0,1 bis 0,2 mm, also der Außendurchmesser der betreffenden Ringnut 19 oder 20. Dadurch wird gesichert, daß der Ring 21 oder 22 sich in der Nut festklemmt und bei der Montage selbst dann nicht aus der Nut herausfällt, wenn sich in der Nut hinter dem Ring 21, 22 plastisch verformbare, gespannte, Dichtringe befinden. Von der Fläche 24 aus erstreckt sich die verjüngende Fläche 25 unter dem Winkel "alpha" und eine entsprechende nach innen gerichtete Fläche 26 entspringt ebenfalls unter dem Winkel "alpha" von der Fläche 23. Die Winkel alpha sollen 8 Grad nicht übersteigen, weil der Ring sonst zu schwach wird und sich unter hohem Druck in Richtung auf die Linie durchbiegt, in der sich die Flächen 25 und 26 treffen. Da solche Durchbiegung im plastischem Bereich erfolgen würde, wäre der Dichtring 21, 22 dann unbrauchbar, also nicht mehr einwandfrei dichtend. Der Ring 21, 22 wird bevorzugterweise aus nicht rostendem hochfestem Stahl mit 120 bis 200 Kg/mm² Festigkeit hergestellt. Hinter den Ringen 21, 22 werden die Ringnuten 19, 20 bevorzugterweise mit plastisch verformenden weicheren Dichtringen gefüllt. Teilweise mit Ringen aus Gummi, Teflon, Juricon, Nylon 66; - für sehr hohe Drucke aber auch mit Ringen aus nicht rostenden Blei-Arten, Kupfer oder dergleichen. Infolge der Schrägfläche (Diagonalfläche) 27 wird der Ring 21, 22 gegen die Membrane 1 gepreßt, wenn Druck in der Ringnut 21 oder 22 herrscht. Dann dichtet die Planfläche 24 an der Membrane 1. Die weichere Dichtung innerhalb der betreffenden Ringnut berührt die Membrane 1 ebenfalls und dichtet auch an ihr. Weil sie weicher ist, noch besser und auch schon bei geringerem Druck. Da der Ring 21, 22 aber unter Druck gegen die Membrane 1 gepreßt ist, kann kein weiches Dichtringmaterial zwischen der Membrane 1 und der Planfläche 24 des Dichtrings 21, 22 hindurch. Die Abdichtung ist also gut. Wenn sich nun ein Spalt entsprechend der anhand des Zeichens 13 beschriebenen Weise öffnet, folgt der Dichtring 21, 22 der Membrane 1. Die Fläche 24 bleibt an der Membrane 1 und dichtet an ihr. Die Ringfläche 23 bewegt sich dann unter dem hohem, periodisch wechselnden Druck innerhalb der Ringnut auswärts und einwärts. Zwischen der äußeren Wand der betreffenden Ringnut und der Fläche 23 des Ringes 21, 22 entsteht also Reibung. Das führt zu Abnutzung und folglich sind auch Dichtungen nach den Fig. 4 bis 7 der Erfindung nicht ewig haltend. Sie halten aber ähnlich lange, wie die sonstigen Teile des Hochdruck Aggregates, wenn die eingangs beschriebenen Verformungen nicht allzu groß sind. Die Reibung sind sehr kurz.

Die eben beschriebene Reibung durch Dichtringe läßt sich noch weiter verringern, wenn der Dichtring der Fig. 7 in die Ringnut 19 oder 20 eingelegt wird. Auch dieser Ring ist aus vorzugsweise nicht rostendem, hochfestem Material, z. B. Stahl mit Festigkeit von 120 bis 200 Kg/mm² hergestellt. Er muß außerdem einen günstigen Elastizitäts-Modul haben.

Es hat den zum Beispiel zylindrischen Rücken 29, mit dessen z. B. zylindrischer Außenfläche er in die Außendurchmesser Wand der betreffenden Ringnut eingelegt oder mit geringem Übermaß eingepreßt ist. Vom Rücken 29 des Ringes 28 aus erstrecken sich an den achsialen Enden des Rückens 29 die Schenkel 30, 31 radial nach innen. Dabei sind die Schenkel 30, 31 radial nach innen zu, etwas achsial nach außen ausgewinkelt. Am Rücken und den Schenkeln hat man bevorzugterweise eine kleine Anfassung "C". Die Schenkel haben die Dicke "t" und die radiale Länge "Sl", während die Auswinklung achsial nach außen die Abmessung "Sa" hat. Dieser Dichtring kann so bemessen werden, daß sein Rücken sich an der Wand der Dichtringnut nur wenig bewegt, also geringe Reibung verursacht, oder auch so, daß der Rücken in der Ringnut ruht, also keine Reibung verursacht. Der Dichtring 28 kann nur wirken, wenn die Vorschriften der RER Berichte der Firma Rotary Engine Kenkyusho beachtet werden. Die Konstruktion und Herstellung dieser Ringe ist nicht einfach. Werden sie aus SUS 630 gehärtetem Stainless-Stahl feinst gedreht, haben die Schenkel eine Radiallänge "Sl" von mindestens 2 mm, eine Dicke "t" von um 0,3 mm und eine Achsialwinkelung "Sa"=0,02 bis 0,04 mm. Die Dichtungen entstehen an den radial inneren, achsial äußeren Kanten der Schenkel 30, 31. Die Schenkel folgen dem periodisch ändernden Spalt durch Schwenkung am Rücken, wobei sich die Ausschwenkung "Sa" in ihrer Abmessung periodisch ändert. Wichtig ist, daß die Abmessungen so sein müssen, daß die Schwenkung der Schenkel im elastischen Bereich, also bei Gültigkeit des Hookschen Gesetzes erfolgt. Es ist oft zweckdienlich, das innere des Dichtrings 28 oder einen Teil des Rests der betreffenden Dichtringnut 19, 20, mit einem Dichtring oder Dichtmaterial weicherer Ausführung zu versehen, um bei den niederen Drücken schon gut zu dichten. Über die bisher beschriebenen Dichtringnuten und Dichtringe mögen noch weitere Einzelheiten beachtbar sein, die man aus den betreffenden, zum Teil umfangreichen, RER Berichten erfahren kann.

Die Fig. 9 zeigt einen Längsschnitt durch einen Teil eines bekannten Hochdruckzylinders mit darin reziprokierbarem Kolben. Der Zylinder-Raum ist 34, der Kolben ist durch 35 bezeichnet und die Wand des Zylinders hat das Bezugszeichen 36. Der Kolben ist mit engem Spiel in dem Zylinder eingepaßt, um darin gut zu dichten, aber doch leicht laufen zu können.

Diese für mittlere Drücke bis um 1000 Bar oft benutzte Ausführung ist für mehrere tausend Bar nicht unbedingt geeignet und anhand der deutsch-sprachigen Literatur (Ausnahme Eickmann'sche BRD und Europa Offenlegungsschriften) ist es schwierig, wenn nicht unmöglich, Zylinder für mehrere tausend Bar mit darin reziprokierenden Kolben ohne reibende Dichtungen zu konstruieren. Denn weder in Lügers Lexikon der Technik, noch in der Hütte, findet man Berechnungsgrundlagen für die Verformung dickwandiger Zylinder. Kauft man schließlich solche Fachbücher, wie Jürgensonn, "Elastizität und Festigkeit im Rohrleitungsbau", dann findet man viele Berechnungen von Spannungen und viele Regeln nach DIN, wie dick Rohre für die Leitung von Flüssigkeiten oder Gasen sein müssen. Man findet aber kein Kapitel über die Durchmesser Änderungen dickwandiger Rohre. Hat man dann einige Jahre in der amerikanischen und japanischen Literatur gesucht und die Durchmesser Änderungen einigermaßen erkannt, dann kann man nach dem Buch über die Elastizität und Festigkeit der Rohre schon etwas weiter denken und erkennen, daß die radiale Dehnung nach Seite 25=y=C1r+C2/r sein soll,

y=C1r+C2/r (1)

und daß:

und:

sei. Ob das den Innendurchmesser oder Außendurchmesser des Zylinders betrifft, sieht man auch daraus nicht gleich. Es scheint aber auch keinen Sinn zu haben, danach weiter zu suchen, denn die Faktoren "C1" und "C2" sind in diesem Fachbuche offensichtlich verwechselt. Ob vom Verfasser oder vom Drucker, ist unbekannt. Anscheinend hat sowieso noch niemand damit gerechnet, denn der Fehler ist ja bisher noch nicht berichtigt worden. Die eben beschriebenen Formeln sind sowieso schwer auffallend, weil sie in den Spannungskapiteln stehen und nirgendwo in Verzeichnissen darauf hingewiesen wird, daß man nach ihnen Rohrerweiterungen oder Verringerungen berechnen könne.

Daher ist die Sache etwas näher zu untersuchen, wenn man Kolben in Zylindern mit mehreren tausend Bar laufen lassen will.

In Fig. 9 hat der Zylinder eine so dicke Wand, daß man annehmen möchte, daß diese Wand so starr ist, daß der Zylinder seinen Durchmesser nicht verändert. Gezeichnet ist ein Kolben mit 10 mm Durchmesser in einem Zylinder mit 100 mm Außendurchmesser. Also ein Verhältnis 10 : 1.

Man sehe nun Fig. 10 an, die einen engen Ausschnitt aus Fig. 9 zeigt. Unter dem Druck von innen her dehnt der Zylinder sich trotz der dicken Wand etwas aus. Dadurch ändert sich der Außendurchmesser um die Abmessung 37. Innen dehnt die Wand sich auch aus, und zwar einmal auch um die Abmessung 37, die hier innen mit 37′ bezeichnet ist.

Zusätzlich wird das Material von radial innen her aber noch zusammen gestaucht, weil das Materialstück außen peripherial weiter ist, also mehr hält, als radial innen. Die Zylinderwand staucht also radial innen zusätzlich zusammen und deht sich dabei um die Abmessung 39 aus. Die Summe der radialen Ausdehnung des Innendurchmessers des Rohres ist dann 38 (Fig. 9)=37′+39.

Folglich dehnt sich der Zylinder radial außen nur um die Abmessung 37 aus, radial innen aber um die Abmessung 38, die wesentlich größer ist, als die Abmessung 37. Man erkennt aus dieser Beschreibung, daß der Kolben 35 im Zylinder 36 bei Drücken von mehreren tausend Bar zum Beispiel gegen Wasser, nicht mehr dichten kann, weil der Innendurchmesser des Zylinders sich zu stark ausdehnt, der Passungsspalt zu weit wird und die Leckage zu hoch wird, also nicht mehr wirtschaftlich abgedichtet werden kann.

Die bekannten Achsial-Booster verwenden daher eine Abdichtung mit plastischem Material, das mit Gewalt gegen den Außendurchmesser des Kolbens gepreßt wird, um am Kolben zu dichten (oder, wenn man genauer hinsieht, auch um hohe Reibung zu erzeugen).

Diese Art Abdichtung versteht man am besten anhand der Dichtung des Nobelpreisträgers Bridgman.

Fig. 8 zeigt diese Bridgman Dichtung, "Bridgman seal" genannt, so, wie sie vor kurzem in der "Design News" gezeigt wurde. Lediglich mit Bezugszeichen dieser Patentanmeldung versehen und etwas verkleinert. In der Zylinderwand 40 ist der Zylinderraum 45 ausgebildet und durch den Deckel 41 verschlossen. Im Deckel und seinem in den Zylinder hinein erstrecktem Flansch soll der Kolben 42 reziprokierbar sein. Im Zylinder befindet sich außerdem der Kolben 44. Der Kolben 44 hat größeren Durchmesser, als der Kolben 42. Zwischen Kolben 42, Deckelflansch 41, Wand 40 und Kolben 44 ist plastisches Dichtmaterial 43 angeordnet. Der Druck "P" im Zylinderraum 45 preßt gegen den Kolben 44 des größeren Durchmessers und dadurch wird das plastische Dichtmaterial fest um den Kolben 42 des kleineren Durchmessers gepreßt. Die Lehre des Nobelpreisträgers Bridgman ist also, daß der Fluiddruck auf eine größere Fläche wirken soll, als der Querschnitt der plastischen Dichtung ist, damit das plastische Dichtmaterial mit großer Gewalt gegen den Außendurchmesser des Kolben kleineren Durchmessers drücken soll, um an seinem Außendurchmesser eine Abdichtung gegen hohen Druck zu bewirken.

Verzeihung, der Verfasser dieser Patentmeldung vermag aus der Veröffentlichung des "Bridgman seals" in der "Design News" nicht zu erkennen, wieso sich der Kolben 42 oder der Kolben 44 in der Fig. 8, die der Veröffentlichung in der "Design news" entspricht, abgedichtet reziprokierend bewegen kann. Daher mag man vermuten, daß das "Bridgman seal" in der Praxis anders geformt ist, als in der Veröffentlichung, und das diejenigen, die die andere Form kennen, diese geheim halten oder als ihr Eigentum ansehen.

Die gegenwärtige Erfindung sieht jedenfalls, daß die mit dem Bridgman seal arbeitenden Wasserstrahlschneidanlagen hohe Reibung und Abnutzung zwischen dem reziprokierendem Kolben und der stark an dessen Oberfläche gepreßten plastischen Dichtmasse haben müssen. Daher hält die gegenwärtige Erfindung derartige Abdichtung für reibungshoch und sucht nach reibungsärmeren.

Aus dem Rotary Engine Kenkyusho Bericht 9008 wird daher folgende Formel bekannt gegeben, die aus der japanischen Literatur stammt:

Darin bedeuten (wie auch in den Formeln 1 bis 3):

R=Außenradius des Zylinders,
r=Innenradius des Zylinders,
p=Druck,
E=Elastizitätsmodul,
m=(1/ν)=1/0,3=3,333 für Stahl,
o=Index für außen,
i=Index für innen,
ν=Poissonsche Zahl,

und nur in Formel (4):
=beliebiger Radius innerhalb oder an der Rohrwand. (=japanisches Hirkana "Ro". Griechisches anderweitig benutzt.)

Man kann Kg und mm verwenden.

U ist die betreffende Änderung des Radius des Zylinders bei dem betreffendem Radius "ro".

Da man in dieser Formel den Innendruck im Rohr und den Außendruck außerhalb des Rohres findet, außerdem jeden beliebigen Radius "ro" in oder an der Wand einsetzen kann, ist es jetzt endlich möglich, jede Änderung des Radius oder des Durchmessers an jeder beliebigen Stelle des Zylinders zu berechnen.

Nimmt man zum Beispiel einen Zylinder mit 42 mm Außendurchmesser, 22 mm Innendurchmesser und fabriziert den Kolben mit 0,01 mm Durchmesser Spalt zum Innendurchmesser des Zylinders, dann möge man die Leckage "1" haben.

Bei 4000 Bar Innendruck erweitert sich der Innendruck des jetzt brachteten Zylinders (22-42 mm ø) von 22,00 auf 22,0861 mm Durchmesser. Die Leckage wird dann um (0,08717³/0,01³) größer. Die Ausrechnung dieser dritten Potenz gibt eine 639fache Erhöhung der Leckage infolge der radialen Aufweitung des Innendurchmessers des Zylinders bei 4000 Bar. Solche Leckage ist viel zu hoch. Man kann also so, wie in Fig. 9, keine Hochdruck- Zylinder für 4000 Bar bauen.

Erfindungsgemäß wird daher ein Hochdruckzylinder zum Beispiel nach Fig. 12 ausgeführt. Die Bohrungen 48 führen vom Hochdruckzylinder Raum 46 zur Außenkammer 2. In der Zylinderkammer 46 reziprokiert, eingepaßt, der Hochdruck-Kolben 47. Der Zylinderkörper hat einen vorderen Front-Teil 56, einen mittleren Flansch 49 größeren Durchmessers und einen rückwärtigen Teil 55. Der Deckel 54 hält den Flansch 49 im Deckel 5, der bereits aus Fig. 1 bekannt ist. Ebenso sind 1, 2, 3, 4 aus Fig. 1 bekannt. Der Flansch 49 ist also im Deckel 5 eingepaßt und gehalten. Der Front-Teil 56 ragt in eine Ausnehmung 57 des Deckels 5 hinein. Der Innendurchmesser dieser Ausnehmung ist etwas größer (z. B. 0,1 bis 0,3 mm), als der Außendurchmesser des Front-Teils 56 des Zylinders. Dadurch bildet sich um den Front-Teil der Ringspalt 57, in den der Hochdruck aus dem Zylinderraum 46 eintreten kann. Der Innendruck im Zylinder 46 herrscht also auch im Ringspalt 57. Von dort würde er durch die Einpassung des Flansches 49 entweichen, wenn keine Dichtung angeordnet würde. Denn es wurde ja gerade erkannt, daß Aufweitung des Innendurchmessers von Zylindern bei hohem Innendruck mehrhundertfache Leckage bringen kann. Aus diesem Grunde ist in Fig. 12 die Ausnehmung an dessen rückwärtigem Ende etwas ausgeweitet, und zwar so weit, daß eine Dichtung 62 eingebaut und gehalten werden kann. Die Dichtung 62 mag mit ihrem Rücken 60 an einem Flanschteil liegen und gehalten sein. Vom Rücken 60 aus erstrecken sich achsial nach vorne die Schenkel 59 und 61. Der Schenkel 61 liegt am Außendurchmesser des Front-Teils 56 und dichtet an diesem. Der Schenkel 59 liegt an der Innenwand der kleineren Ausweitung zwischen Flansch 49 und Front-Teil 56. Die Ausweitung ist mit 58 bezeichnet. Die Schenkel sind wieder mit einer Länge "Sl" und einer Dicke "t" sowie mit einer Auswinklung "alpha" versehen, wie in Fig. 8, jedoch sind sie achsial statt radial (Fig. 8) gerichtet.

Der Außendurchmesser des Deckels 5 sei bis zum Beginn der Bohrungen für die Schrauben 6 zum Beispiel 136 mm. Der Teil, der die Bohrungen der Schrauben enthält, radial außerhalb des Durchmessers 136 mm, sei unberücksichtigt, denn er verstärkt, schwächt also nicht. Die aus früheren Offenlegungsschriften des Erfinders bekannte Formel für Aufweitung des Innendurchmessers unter Innendruck (Formel 5) ist eine Kürzung der Formel (4) dieser Schrift. In Fig. 12 hat man dann für den Ringspalt 57 z. B. den Innendurchmesser von 42,3 mm. Dann bringt die Formel (5):

(mit n=R/r):

Trotz der gewaltigen Wand-Dicke des Zylinders 5 (Deckel) entsteht bei 4000 Bar=40 kg/mm² die riesige Aufweitung des Innendurchmessers des Deckels (=Außendurchmesser des Ringspalt 57) von 0,1220 mm. Radial gesehen die Hälfte, also 0,061 mm. Das gäbe extrem hohe Leckage, wenn da mit Passung, wie in Fig. 1, gearbeitet würde. Wie Fig. 5 zeigt, ist die Dichtung 62 fast zwei Drittel tief in der dicken Wand 5 angeordnet. Wenn die Dichtung wirklich dichtet, herrscht der Innendruck also auf weniger, als die Hälfte der Dicke des Deckels 5. Der hintere Teil des Deckels ist also (mindestens teilweise) vom Innendruck befreit und dehnt daher radial nicht aus (oder nur weniger). Der rückwärtige Teil des Deckels 5 behindert also in Fig. 12 der Erfindung die radiale Aufweitung. Außerdem ist die Dichtung 62 in Fig. 12 nahe dem Rückteil des Deckels 5 gesetzt, also nahe dem Teil, der nicht oder weniger, aufweitet. Die Radialaufweitung erreicht also im Gebiet der Dichtung 62 nicht die vollen 0,061 mm (radial), sondern weniger, zum Beispiel etwa die Hälfte dieses Wertes oder infolge der Konstruktion der Fig. 12 noch weniger. Immerhin muß der Schenkel 59 bis zu um 0,03 bis 0,04 mm radial flexibel sein, innerhalb des elastischen Bereichs, um lange Lebensdauer nach der Wöhler Kurve zu erreichen und um innerhalb des elastischen Bereichs nach dem Hookschem Gesetz zu bleiben.

Wie aber verhält sich der Durchmesser des Front- Teils 56 des Hochdruckzylinders, und welche elastische Verformung muß der innere Schenkel 61 der Dichtung 62 aushalten.

Dazu sei zunächst angenommen, daß der Front-Teil 56 frei sei, also nicht durch den radial stärkeren und durch die Dichtung 62 geschützten Flanschteil 49 gestützt sei. Denn dann gilt voll die so wichtige Formel 4.

Man hat im Beispiel also Innendurchmesser=22 mm Außendurchmesser= 42 mm. Radial dann 11 und 21 mm für den Front-Teil 56 des Hochdruckzylinders.

Die Durchmesserveränderungen ergeben sich durch Formel (4), wenn man beliebige Radien "ro" einsetzt und verschiedene Drücke verwendet. Die Ergebnisse der Berechnung findet man in den Fig. 20 bis 23.

Fig. 20 zeigt die mächtige Aufweitung unter Innendruck. Fig. 21 die Verengung unter Außendruck, wenn jeweils nur der Innendruck bzw. der Außendruck wirksam wäre. Man beachte, daß die Fig. 20 bis 23 die Durchmesseränderungen an jeder Stelle des Zylinders vom Innendurchmesser bis zum Außendurchmesser geben.

Fig. 22 zeigt die Zusammendrückung eines Zylinders unter Außendruck (innen kein Druck) für andere Außendurchmesser und die wichtige Fig. 23 zeigt die Durchmesser Änderung des entsprechenden Zylinders unter gleichem Innen- und Außen-Druck. Man bedenke, daß der Front- Teil 56 des Hochdruckzylinders gleichen Druck von Innen und von Außen hat (Zylinder Raum 46 und Ringspalt 57).

Das erhoffte Ergebnis ist jetzt bekannt geworden. Man sieht aus Fig. 23, daß die Veränderung ziemlich linear verläuft. Das Ergebnis ist keine Aufweitung des Front-Teils 56, sondern eine Verengung des Front- Teils 56.

Während in der Figur der bekannten Technik die Leckage um das mehrhundertfache durch Spalterweiterung zwischen Kolben und Zylinder zunahm, nimmt die Leckage in Fig. 12 der Erfindung bei hohen Drücken ab, weil sich der Passungsspalt bei hohen Drücken nicht erweitert, sondern verengt. Bei 4000 Bar verengt sich der Außenradius des Front-Teils 56 bei den angenommenen Abmessungen um 0,027 mm und der Innenradius um 0,0135 mm (siehe Fig. 23).

Das ist eine relativ kleine Durchmesseränderung. Der innere Schenkel 61 der Dichtung 62 braucht daher nur etwa bis zu 0,02 mm elastisch federbar sein. Folglich kann er kürzer als der äußere Schenkel 59 sein und die Dichtung 62 wird dadurch leichter herstellbar. In der Praxis der Fig. 12 ist der Front-Teil 56 aber durch den nahen und gegen Druck teilweise geschützten Flanschteil 49 gestützt, so daß die aktuelle Verformung im Bereich der Dichtung 62 etwas geringer sein wird.

Da das Front-Teil 56 mit dem radial stärkerem Flanschteil 49 einteilig ist, wird es durch den Flanschteil 49 radial gestützt. Diese Stützung wird bei der jetzigen Betrachtung der Fig. 12 vernachlässigt und später bei der Beschreibung der Figuren berücksichtigt.

Man kann sich jetzt der wichtigen Fig. 13 zuwenden.

In Fig. 13 enthält der Bauteil 64 die Einlaß- und Auslaß-Mittel. Er kann außerdem Innenkammern und Außenkammern, sowie Trennmittel zwischen ihnen enthalten. Zum Beispiel kann der Bauteil 64 eine einfache Platte sein, die die Einlaß- und Auslaß-Ventile enthält, oder er kann auch der Zusammenbau (das Assembly) einer Mittelplatte 4 zwischen zwei Endplatten 5 sein, wobei die Schrauben 6 diese Teile zusammen halten.

An den Enden des Bauteils 74 sind die Zylinder 65 und 66 angeordnet, in denen die Hochdruckzylinder 67, 68 und die Mitteldruckzylinder 71, 72 die darin reziprokierenden Hochdruck- und Mitteldruck-Kolben 69, 70, 75, 76 aufnehmen. Die Mündungen 77 und 80 bilden die Ein- und Auslässe zu den Mitteldruckzylindern 71, 72, während die Mündungen 78, 79 die Anschlüsse zu den Rückdruck-Zylinderkammern 73, 74 bilden. Die Hochdruck- Kolben (und Zylinder-Kammern) haben den Durchmesser "d", während die Mitteldruck-Kolben und -Zylinder den Durchmesser "D" haben. Die Druckhübe erfolgen in entgegengesetzter Richtung.

Unter den Fig. 13 sind die Diagramm-Fig. 14 und 15 gezeichnet. Die Kolbenhübe der Fig. 13 sind durch Anlauf der Enden der Mitteldruck- Kolben an die Endwände der Mitteldruck-Zylinder begrenzt. Diese Längen der Kolbenhübe sind in den Fig. 13 und 14, dem Maßstab der Fig. 13 entsprechend, durch die senkrechten Linien 81, 84, sowie 81′ und 84′ begrenzt. Nach älteren, noch nicht veröffentlichten Patentanmeldungen des Erfinders unterliegt das Fluid in den Zylindern der inneren Kompression, die bei hohen Drücken von mehreren tausend Bar erheblich ist. Bei Verwendung einer Pumpe nach Fig. 12, also mit Öl in der Außenkammer und Wasser in der Innenkammer, beträgt die Summe der Kompression etwa 24 Prozent der Volumensumme der Kammern bei 4000 Bar. Berücksichtigt man noch die Toträume, mag man auf etwa 28 Prozent kommen. Dadurch entsteht bei Beginn des Kolbenhubes zuerst ein Hubweg, der benötigt wird, die Fluide auf vollen Druck zu komprimieren. Dieser Kompressions-Hubweg sei "CS" genannt und ist in den Fig. 14, 15 zwischen den senkrechten Linien 81-82, sowie 81′-84′ dargestellt.

In den Fig. 13 und 14 ist senkrecht von oben nach unten die Zeit "t" (zum Beispiel Sekunden), dargestellt, während horizontal die Längen der Kolbenhübe erscheinen. Der Druckhub des Kolbens 75-79 erfolgt von links nach rechts, der des Kolbens 76, 70 von rechts nach links. Die Anlage der Fig. 13 startet mit dem Kolben 75, 79. In der Mitte der Fig. 14 und 15 ist zwischen den Bruchlinien der Druckverlauf strichliert und die zeitliche Fördermenge mittels voller Linien dargestellt.

Der erste Kolben-Druckhub ist also der Hub 85 in Fig. 14. Damit der zweite Hub, der Hub 87 des Kolbens 76, 70 in dem Moment die Lieferung übernimmt, in der der erste Kolbenhub 85 beendet ist, muß der zweite Kolbenhub 87 also um die Zeit "CS" vor Ende des ersten Kolbenhubes beginnen. Der zweite Kolbenhub muß also bei der senkrechten Linie 83 beginnen, der dritte Kolbenhub bei der senkrechten Linie 83′ usw. Der Beginn des nächsten Kolbenhubs wird daher nach älteren, noch nicht veröffentlichten Patentanmeldungen des Erfinders durch den Weg (die Zeit) - "CS" vor Ende des vorher drückenden Kolbens gesteuert, also eingeleitet.

Dabei tritt eine Erscheinung ein, die erst durch die jetzige Erfindung erkannt wird. Nach Ende des Kolbenhubs 85 beginnt der Rückhub 86 des Kolbens 75, 69. Da man mit 4000 Bar fahren will, der Durchmesser des Kolbens 69 klein, der des Kolbens 75 aber groß. Der Rückhub ist bedingt durch die Flächendifferenz ("D²-d²) pi/4. Diese Differenz ist relativ gleich zur Fläche D² pi/4, weil der Durchmesser "d" klein ist. In Fig. 13 ist daher angenommen, daß der Rückhub 86 mit der gleichen Geschwindigkeit erfolgt, wie der Druckhub.

Hat der rechte Kolben 76, 70 die senkrechte Linie 83′ beim Hube 87 erreicht, dann muß also der nächste Druckhub des linken Kolbens 75, 69 eingeleitet werden. Die waagerechten dünnen Linien in den Fig. 14 und 15 zeigen die gleichen Zeiten, verbinden also rechts und links, damit man in den Diagrammfiguren die Zeiten rechts und links gleichzeitig erkennt. Die waagerechten Linien sind in den Fig. 14 und 15 also lediglich Hilfslinien, wie auch die senkrechten Linien, strichlierten oder strichpunktierten Linien, 81-84 und 81′-84′.

Mit Hilfe der Fig. 13 bis 15 erkannt die gegenwärtige Erfindung, daß der Rückhub 86 noch nicht vollendet ist, wenn der nächste Hub 85′ bei Durchlaufen des Hubs 87 durch Linie 83′ eingeschaltet wird.

Folglich beginnt der dritte Druckhub 85′ so früh, daß er nur kurz ist und schnell die Linie 83 erreicht, also den vierten Kolbenhub einleitet. In diesem Augenblick aber hat der zweite Kolbenhub 87 gerade seinen Rückhub begonnen und beginnt sofort den vierten Kolbenhub, der fast unendlich kurz ist und in den vierten Rückhub 88 übergeht.

Der nur kurze dritte Druckhub 85′ erreicht schnell sein Ende bei Linie 84 und beginnt den Rückhub 86′ schon kurze Zeit nach Beginn des Rückhubs 88 an der rechten Seite der Fig. 13. Nach Ende des Rückhubs 88 verbleibt der Kolben 75, 70 lange Zeit in seiner rückwärtigen Lage, ohne sich zu bewegen, bis er den nächsten Druckhub beginnt, wenn der Druckhub 85′′ die Linie 83 erreicht.

Die Praxis bringt also lange und kurze Kolbenhübe, sowie sogar Zeiten dazwischen, in denen ein Kolben stillsteht. Daher ist es wichtig, die Kompressions-Drücke "P" und die zeitlichen Fördermengen "Q" in der Mitte der Fig. 14 einzutragen. Während die Steuerung des Beginns des Hubs des später arbeitenden Kolbens durch die Lage des Hubs des vorher arbeitenden Kolbens eine volle Fördergleichmäßigkeit bringen sollte, bringt sie stattdessen eine sehr ungleichmäßige Förderung nach der Linie "Q" in der Mitte der Fig. 14. Man sieht da nur zeitweilig gleiche Fördermenge "Q", dazwischen aber überhöhte Fördermengen Spitzen und lange Täler mit Fördermengen "Q" gleich null.

Die Erfindung erkennt daher, daß weitere Mittel erforderlich sind, um gleichmäßige kontinuierliche Fördermenge "Q" zu verwirklichen. Diese wird nach der Erfindung etwa durch folgende Bedingung erreicht:

(D²-d²) = [100-1,5 GS]D² mit GS = % (6)

Der Kompressionshub (oder Zeit) in Prozent ergibt sich aus dem Druck und dem Fluid oder den Fluiden. Unter Berücksichtigung geringer Toträume bei guter Konstruktion des Aggregates kann man für "CS" bei 4000 Bar (für Öl und Wasser) etwa 28 Prozent setzen. Der Wert "1,5" ergibt sich aus Fig. 15. Darin sieht man die waagerechten Linien "ES". Diese bedeuten den Expansionshub. Die in den Räumen verbliebenen hoch gespannten Fluide expandieren plötzlich, bewirken also einen plötzlichen Rückhub Teilweg "ES". Danach erfolgen dann die Rückhübe 93 und 95 (teilweise mit Zusätzen ′ oder ′′). Durch die Bedingung der Gleichung (6) sind die Rückhübe in Fig. 15 wesentlich schneller, als in Fig. 14. Sie sind so schnell, daß die Rückhübe beendet sind, wenn die folgenden Druckhübe ihre volle Kompression der Fluide erreicht haben. Sieht man die waagerechten Linien und die Druckanstiegs-strichlierten Linien in Fig. 15 an, dann erhält man eine völlig gleichmäßige Förderkurve "Q". Sie ist erreicht durch die Bedingung der Formel (6) der Erfindung. Vorausgesetzt ist, daß die Steuerungen unmittelbaren Effekt ohne Zeitverluste in Steuerleitungen oder Steuerungs-Anlagen haben.

Die anhand der Fig. 13 und 15 und der Formel (6) beschriebenen Erkenntnisse der Erfindung haben ganz wesentliche Auswirkungen für die Praxis. Marktüblich sind 300 Bar Hydropumpen. Sie sind auch leise. Außerdem sind sie als Doppelpumpen erhältlich und das für akzeptable Preise. Hat man einen Hochdruckkolben 69 oder 70 mit z. B. 22 mm Durchmesser und dann einem Querschnitt von 22² pi/4=380 mm² und will man mit 4000 Bar fahren, dann soll der Durchmesser "D" einen Querschnitt von 380×4000/300=ca. 5067 mm² haben, was einem Durchmesser "D" von etwa 80,3 mm entspricht.

Die Flächendifferenz der Kammern 71 und 73 oder 73 und 74 ist dann 5067-380=4687 mm. Kurzum: 4687/5067=0,925. Der Rückhub ist also 1-0,925=0,075=7,5% mal schneller als der Druckhub.

Fig. 25 zeigt die Formel (6) ausgewertet, und zwar den Kompressionsweg (100-1,5 CS) über dem Druck. In Prozenten.

Im obigen Falle eines 22 mm Durchmesser Hochdruck-Kolbens und 4000 Bar Druck müßte die Flächendifferenz (D²-d²) pi/4 also 58 Prozent der Fläche D² pi/4 sein. Der Durchmesser D würde für 4000 Bar dann etwa 33,95 mm. Bei 4000 Bar braucht der 22 mm Durchmesser Kolben die Kraft 3,8 cm² mal 4000 Kg/cm²=etwa 15 205 Kg. Diese müßten durch den Mittelpunkt hinter dem Kolben mit 33,95 mm beschafft werden. 33,95² mal pi/4=905 mm²/100=9,05 cm².
15 205 Kg/9,05 cm²=1680 Kg/cm²=1680 Bar.

Eine solche Anlage kann also nicht mit den üblichen 300 Bar Mitteldruck Hydropumpen betrieben werden. Im Beispiel würden etwa 1680 Bar benötigt. Weitere Einzelheiten dazu werden anhand späterer Figuren beschrieben.

Um nun trotzdem mit den üblichen Mitteldruck Hydropumpen arbeiten zu können, wird eine erfindungsgemäße Lösung in Fig. 16 dargestellt.

Da die Fläche "D²-d²" in der linken Seite der Fig. 16 zu groß ist und der Rückhub daher nach den voraufgegangenen Betrachtungen zu langsam verläuft, ist erfindungsgemäß in der Fig. 16 ein Rückzugkolben 97 hinter dem Deckel des Zylinders 72 angeordnet. Der Zugkolben 97 läuft im Zylinderkörper 99 und ist mittels der Kolbenstange 98, die den genannten Deckel dichtend durchtritt, am Mittelpunkt Kolben 72 befestigt. (In der Figur eingeschraubt). Die Zugzylinderkammer 96 ist zwischen dem Deckel der Kammer 72, dem Kolben 97 und dem Zylinderkörper 99 ausgebildet und mit dem Leitungsanschluß 79′ versehen. Der bisherige Anschluß 79 wird mit einem drucklosen, Fluid aufnehmendem Raum oder dem Tank verbunden, weil die Kammer 74 mit dem zu großem Querschnitt in der erfindungsgemäßen Fig. 16 nicht mehr für Arbeit benutzt wird.

Die Druckleitung der Steuerung wird in Fig. 16 zum Anschluß 80 verbunden, während die Rückhubleitung der Steuerung mit dem Anschluß 79′ verbunden wird. Da für die Ausbildung des Durchmessers "d′" der Kolbenstange 98 und des Durchmessers "D′" des Kolbens 97 jetzt volle Freiheit besteht, kann man der Kammer 96 den richtigen Querschnitt geben.

Zur Querschnittsermittlung und zur Ermittlung der betreffenden Kolbendurchmesser mag man sich der Fig. 25 bedienen. In ihr ist die Formel (6) ausgewertet, und zwar umgewandelt, indem man den Faktor "Fa" derart bildet, daß man den Wert (100-1,5 Cs) durch hundert teilt. Also:

Fa = (100-1,5 Cs)/100. (7)

Dann erhält man folgende Rechnung:

und:

Man sieht hier, daß dem Wert Bedeutung zukommt.

Alle so erhaltenen wichtigen Werte sind in der Fig. 25 im Diagramm dargestellt. Für Wasser und Öl sind die Kurven voll ausgezogen. Für Wasser sind sie strichliert gezeichnet, wobei also keine Öldruckstufe hohen Druckes verwendet. Öl ist dann nur in der Mitteldruckstufe. Für Wasser ist in Fig. 25 ein Kompressionsverlust von 20 Prozent bei 4000 Bar eingesetzt, was relativ hohen Totraum um die Ventile berücksichtigt.

Mit Hilfe der Fig. 25 kann man unmittelbar errechnen, welchen Durchmesser "D" man für einen bestimmten Druck bei einem gegebenem Durchmesser "d" verwenden muß, einfach, indem man "d" mit dem Wert der Fig. 25 multipliziert. Errechnet man dann außerdem noch (d²/D²) und multipliziert diesen Wert mit dem Hochdruck vor dem Kolben mit Durchmesser "d", dann weiß man, wie hoch der Druck sein muß, den man für den Kolben-Druckhub in den Mitteldruckzylinder 71 bzw. 72 herein zu leiten hat.

Alle wichtigen Konstruktions Daten sind jetzt ermittelt und man kann für jeden beliebigen Druck eine Hochdruckpumpe mit gleichmäßiger Fördermenge bauen.

Jedoch immer nur für den einen einzigen Druck, für den man das Aggregat berechnet und gebaut hat. Bei jedem anderem Lieferdruck entsteht dann trotzdem Förderungsungleichförmigkeit, die umso größer wird, je mehr der Lieferdruck vom geplantem abweicht.

Man kann sich für andere Drücke helfen, indem man mittels Niederdruck- oder Mitteldruck Speichern Fluidmengen schnell in die Einlässe 78 bzw. 79 der Fig. 13 oder in den Einlaß 79′ der Fig. 16 leitet. Eine andere Behelfslösung ist, für verschiedene Lieferdrücke den Zylinder 99 mit Kolben 97 der Fig. 16 gegen solche mit anderen Durchmessern auszutauschen. Daher ist die Kolbenstange 98 am Kolben 76 abschraubbar angeordnet. Wenn man auch den Zylinder 99 am Deckel des Zylinders 72 abschraubbar anordnet, kann man das betreffende Aggregat auf andere Lieferdrücke mit gleichmäßiger Förderung umbauen.

Fig. 17 zeigt eine erfindungsgemäße Anordnung, bei der sich das Aggregat für verschiedene Enddrucke mit gleichbleibender Förderkurve stufenlos regeln kann. In dieser Figur ist der Rückzugkolben 107 im Rückzugzylinder 105 reziprokierbar angeordnet. Das Rückzugfluid wird durch Anschluß 104 in die Rückzugkammer 106 geleitet. Das Druckfluid für den Druckhub wird durch Anschluß 102 in die Kammer 101 geleitet, um den Mitteldruck Kolben 103 zum Druckhub anzutreiben. Durch den (die) Deckel sind die Kolbenstangen 108 und 109 abgedichtet erstreckt. Sie haben an ihren äußeren Enden die Augen 118, 119, in denen Stifte 120, 121 angeordnet sind, die in die Ausschnitte 125, 126 der Gabel 124 eingreifen. Die Gabel 124 ist im Schwenklager 123, 122 einer Halterung 114 gelagert. Die Halterung 114 befindet sich an einem Schlitten 113, der in einer Gleitbahn 115 verschiebbar ist. Indem man den Abstand des Lagers 122-123, z. B. mittels Schlitten 113, mehr der Kolbenstange 108 oder der Kolbenstange 109 nähert, entsteht eine Änderung des Verhältnisses der Kolben-Hubwege 103 und 107 relativ zueinander. Die Fig. 17 zeigt also ein Beispiel eines regelbaren Getriebes zu den Kolbenstangen 108 und 109, durch das das Hubwegverhältnis der Kolbenstangen und der ihnen verbundenen Kolben relativ zueinander veränderbar gestaltet ist. Man kann das Getriebe auch benutzen, um es automatisch in Abhängigkeit vom Druck wirken zu lassen, so daß das Hochdruck Aggregat dann gleichmäßige Hochdruckfluid Förderströme automatisch für unterschiedliche Endstufen-Drucke liefert. In Fig. 17 geschieht die Anordnung eines solchen automatischen Hubweg Übersetzungs Getriebes dadurch, daß man durch Leitung 110 Druck aus Kammer 101 in den Zylinder 111 leitet, um diesen Druck gegen den Kolben 112 wirken zu lassen. Kolben 112 drückt gegen den Schlitten 113, der am anderen Ende durch eine Feder 116 an Halterung 117 belastet ist. Das Kräftespiel zwischen Druck im Zylinder 111 und der Federung 116 bestimmt dann die Lage des Schwenkgelenks 122-123 und damit das Hubweg-Übersetzungsverhältnis zwischen den Kolben 103 und 107.

Fig. 18 und 19 zeigen in Längsschnitten durch einen Teil eines Aggregates, daß die Dichtungen 21, 22, 28 der Fig. 5 bis 7 auch durch eine Andrückplatte ersetzt, oder unterstützt werden können. Bei dieser erfindungsgemäßen Ausführung der Fig. 18 und 19 ist in den Deckel 5 eine Ausnehmung mit Durchmesser 139 bis zur Wand (Endfläche) 127 eingearbeitet. In dieser Ausnehmung wird eine bevorzugterweise zylindrische Platte 128 eingelegt. Diese Platte hat genau die Dicke, daß ihre Frontfläche mit der Frontfläche der Endplatte 5 fluchtet. Die Druckplatte 128 wird zwar so dick gemacht, daß sie sich nicht selber verformt und so, daß man sie gut handhaben kann (z. B. 8 bis 30 mm), aber sie wird trotzdem, so dünn wie möglich gehalten. Dünn gehalten wird sie deshalb, daß die Ausnehmung wenig tief wird, so daß an der zylindrischen Fläche 139 keine so hohen Kräfte angreifen, daß der Ringteil radial außerhalb der zylindrischen Sitzfläche 139 zu weit radial aufweiten würde. Erfindungsgemäß wird in die Frontseite der Druckplatte 128 die Membranhub- Begrenzungsfläche 141 eingearbeitet. Sie entspricht der Hubbegrenzungswandfläche 11 der Fig. 1. Radial außerhalb der Hubbegrenzungsfläche 141 bleibt die plane Einspannfläche 142 bestehen, die in Fig. 1 radial außerhalb des Bezugszeichens 13 liegt. Diese bevorzugterweise radial plane Ringfläche liegt an der Membrane 1 an und bildet somit die Dichtfläche zur Membrane 1. Die Druckplatte 128 enthält außerdem die Durchflußbohrung(en) 48 der Fig. 12. Man kann die Platte mit einer Sicherung gegen Verdrehung in der Deckelplatte 5 versehen, indem man z. B. einen Stift 130 in zwei Sackbohrungen 129 einsetzt. Wichtig ist nach der Erfindung, daß die Druckplatte 128 eine Ringnut oder ringförmige Eindrehung 133 erhält. Denn diese wird benötigt, um eine der Dichtungen der Erfindung einzulegen und den Außendurchmesser 140 der Druckplatte 128, z. B. an der Ausnehmungswand 139 gegen die Deckelplatte 5 abzudichten. Dadurch bildet sich zwischen der Wand 127 des Deckels und der Rückseite der Druckplatte 128 eine mit Druckfluid beaufschlagte Anpreßkammer aus, die die Druckplatte 128 fest gegen die Membrane 1 drückt. Der Durchmesser 140 der Druckplatte 128 kann dafür etwas größer sein, als der Innendurchmesser der Leckagesammelnuten 32, 33 ist. Das erhöht die Anpreßkraft der Druckplatte 128. Im oberen Teil der Fig. 18 ist eine Schenkeldichtung 124 in Nut 133 eingezeichnet, im unteren Teil der Fig. 18 eine Dreiecks-Eckendichtung 135, so daß man zwischen beiden Dichtungsarten wählen kann. In Fig. 19 ist die Ringnut 136 im Rücken der Druckplatte 128 angeordnet und im oberen Teil der Figur ist eine Schenkeldichtung, während im unteren Teil der Figur eine Dreiecks-Eckendichtung in die Ringnut 136 eingezeichnet, was wieder besagen soll, daß man zwischen den Dichtungsarten, die ja alle auf die Systeme der Fig. 5 bis 7 oder 29 zurückgehen, wählen kann. Innerhalb der Dichtungen können in die Ringnuten 133 oder 136 wieder plastische Dichtmittel eingesetzt werden.

Fig. 19 zeigt noch, daß in der Rückwand der Druckplatte 128 oder in der Wand 127 des Deckels 5 eine Ringnut 131 zur Aufnahme der Druckfeder 132 (z. B. Tellerfeder) eingearbeitet sein kann, damit diese Feder die Druckplatte gegen die Membrane gedrückt hält, wenn das Aggregat montiert ist.

Die Fig. 20 bis 24 zeigen in Diagrammen Ergebnisse aus Berechnungen nach der Formel (4). Im einzelnen zeigen:

Fig. 20 zeigt die radiale Aufweitung des Innendurchmessers eines Zylinders mit 22 mm Innendurchmesser und 42 mm Außendurchmesser, sowie die radialen Aufweitungen der Rundfasern innerhalb des Zylinders bei verschiedenen Radien "ro" und bei verschiedenen Drucken innerhalb des Zylinders.

Fig. 21 zeigt die Zusammendrückung des gleichen Zylinders bei unterschiedlichen Drücken von außen, wenn der Innendruck gleich "null" ist. Und zwar wiederum für alle Rundfasern mit Radien "ro" von innen bis außen.

Fig. 22 zeigt die Verengung (Zusammendrückung) verschiedener Zylinder unter einem Außendruck von 4000 Bar, während der Innendruck gleich "null" ist. Gezeigt sind wieder die Rundfasern innerhalb des Zylinders über verschiedenen Radien innerhalb der Wand des Zylinders. Den Innendurchmesser und den Außendurchmesser des betreffenden Zylinders erkennt man in dieser Figur daran, daß man beim linken Beginn der betreffenden Kurve den Innendurchmesser und rechts beim Ende der betreffenden Kurve den Außendurchmesser (oder Radius) des Zylinders sieht.

Fig. 23 zeigt die Verengung (Zusammendrückung einer Anzahl von Zylindern mit verschiedenen Außendurchmessern, wenn der Druck von außen 4000 Bar ist und der Druck von innen ebenfalls 4000 Bar ist, also wenn außen und innen gleicher Druck herrscht. Zum schnellem Vergleich sind die Kurven der Fig. 22 strichliert auch in Fig. 23 eingezeichnet. In Fig. 23 besteht eine wichtige Neuigkeit, nämlich die, daß die Verengung des Innendurchmessers eine Gerade, nämlich eine Waagerechte 143, ist.

Fig. 24 zeigt die verschiedenen Aufweitungen der Ringfasern innerhalb des Zylinders bei 4000 Bar Innendruck, wenn der Innendurchmesser 22 mm und der Außendurchmesser 136 mm sind.

Für Fig. 20 bis 24 ist vorausgesetzt, daß die Zylinder aus hochqualitativem Stahl bestehen.

Die wichtige Formel (4) wird im Folgenden auf ihre Bedeutung noch weiter untersucht. Da man beim Bau von Höchstdruck-Aggregaten meistens hochwertigen Stahl und bei Wasser hochwertigen nicht rostenden Stahl verwendet, kann man einige Teile der Formel zu Konstanten zusammen fassen. "m" ist die Umkehrung der Poissonschen Zahl, also ist "m"=1/0,3=3,3333. Der Elastizitätsmodul "E": des Stahls ist 21 000 Kg/mm². Folglich erhält man:

(m-1)/mE = 0,000033329 (9)

und:

(m+1)/mE = 0,0000619 (10)

Für die Berechnung der Änderung des Innendurchmessers wird dann:

während für die Berechnung des Außendurchmessers folgt:

Ist der Außendruck=0, so daß man nur Druck von innen her hat, folgt für die Berechnung des Innendurchmessers:

und für die Berechnung des Außendurchmessers:

Hat man nur Druck von außen, innen aber keinen Druck, dann folgt für die Berechnung des Innendurchmesser:

und für die Berechnung des Außendurchmessers:

Für gleiche Drücke innen und außen folgt dann: Po=Pi und:

Für gleiche Drücke von innen und von außen fällt also der rechte Summand der Gleichung (17) fort, weil Po minus Pi gleich O ist, denn beide sind gleich. Folglich bleibt nur der linke Summand übrig.

Darin findet man oben den Faktor (r²-R²) und unter dem Bruchstrich den Faktor (R²-r²). Das gibt gleiche Werte, oben jedoch mit einem Minuszeichen. Man kann also (-1/1) schreiben und das gibt "-1".

Folglich erhält man für die Änderung des Außendurchmessers:

U=0,000033329(-1)PR (18)

und für die Veränderung des Innendurchmessers:

Ist das aber eine Überraschung. Der Außendurchmesser fällt in der Gleichung (19) völlig weg. Es ist also gleichgültig, ob man den Zylinder dickwandig oder dünnwandig macht, wenn innen und außen die gleichen Drücke herrschen. Die Durchmesseränderung ist dann nur eine Funktion (eine lineare Funktion) des Druckes.

Außerdem ist die Änderung des Innendurchmessers dann auch bei extrem hohen Drücken äußerst gering im Vergleich zu allen anderen Belastungsfällen.

Seit 45 Jahren studiert der Erfinder die Hütte, seit 25 Jahren das dicke 12 bändige Luegersche "Lexikon der Technik" und seit 20 Jahren das Handbuch "Elastizität und Festigkeit im Rohrleitungsbau", denn schließlich hat der Erfinder es seit 45 Jahren mit Motoren, Pumpen und Hydraulikaggregaten zu tun. Seit 1981 versucht er eine gute Höchstdruck- Pumpe zu entwickeln.

Wäre die Formel (19) in einem dieser vielen Literaturwerke zu finden gewesen, dann hätten die 1 900 000 DM, die der Erfinder seit 1981 für Kraftstrom, Material für Prototypen und Zahlungen an Patentämter leistete, sowie seine 43 000 in dieser Zeit geleisteten unbezahlten Arbeitsstunden sparen können.

Stattdessen findet man im führenden Handbuch für die Elastizität und Festigkeit im Rohrleitungsbau die Formeln (1) bis (3).

Das genannte Fachbuch betrachtet nur den Innendruck. Über Außendruck wird nicht berichtet. U-Boote haben ja schließlich eine Schweiß- Konstruktion. Rechnen wir mal als Beispiel einen Zylinder mit 34 mm Innendurchmesser und 136 mm Außendurchmesser nach.

Wir wollen die Aufweitung des Innendurchmessers erfahren und benutzen Formel (13). Der Innendruck sei 4000 Bar, also 40 Kg/mm².

Die Ausrechnung bringt:

δ = 0,00151 + 0,0449 = 0,0464 mm Radial-Aufweitung

also 0,0928 mm Aufweitung des Innendurchmessers.

Rechnen wir zum Vergleich mit den Formeln (1) bis (3) des beschriebenen Handbuchs über den Rohrleitungsbau:

δ = 12,97556 + 0,00000523 = 12,97556 mm.

Nach dem Rohrleitungslehrbuch wäre die Aufweitung des Innendurchmessers also rund 280mal größer.

Berechnet man auf gleiche Weise einen Zylinder mit Innendurchmesser 22 und Außendurchmesser bei ebenfalls 4000 Bar, dann erhält man nach Formel (13) die Aufweitung δ=0,04308, während man nach dem Rohrleitungshandbuch δ=4,45/7 enthält, also einen rund 103mal größeren Wert.

Wenn man allerdings die Constanten in Gleichung (1), der aus dem Rohrleitungsbau Lehrbuch, vertauscht, weil man annimmt, daß sie im Buche verwechselt wird, dann wandelt sich die Gleichung (1) um zu:

y = C2 · r + C1/R (20)

und die obigen Rechenbeispiele für die beiden Zylinder brächten
dann für den mit 34-136 mm Durchmessern: δ=0,044892
sowie für den mit 22-42 mm Durchmesser: δ=0,0430797.

Die Ergebnisse lägen dann nicht mehr weit von denen der Gleichung (13) entfernt. Daher die Vermutung, daß das Lehrbuch den beschriebenen Fehler enthalten könnte. Die so geänderte Formel (1) aus dem Jürgensonnschen Lehrbuch wäre dann Formel (20) und sie wäre inhaltlich gleich mit der in diesem Bericht gebrachten Formel (13). "δ" ist in RER Berichten die radiale Durchmessererweiterung.

Aus der Formel (4) kann man auch die aus den Eickmann'schen deutschen und europäischen Offenlegungsschriften bekannte Formel (20) herleiten, die lautet:

Um damit die Rohraufweitung des Innenradius bei Innendruck zu erhalten, multipliziert man mit dem Druck und dem Innenradius, während man durch den Elastizitätsmodul dividiert. Die höchste Spannung erhält man, indem man Gleichung (21) mit dem Druck multipliziert. Also erhält man:

und:

Die letzteren Formeln sind bereits in anderen Eickmann'schen Patentanmeldungen gebracht und mit ihnen wird hier oft gerechnet.

Mit dem Wissen, das sich aus Gleichung (19) ergibt, hat man jetzt eine gute Stütze und Grundlage für die Fig. 12 dieser Patentanmeldung.

Man kann die hohe Reibung der Kolben der Achsial-Booster und der Bridgman Dichtung aber durch die gegenwärtige Erfindung noch einfacher überwinden. Das zeigen die Fig. 27 bis 30.

Fig. 26 ist ein Ausschnitt aus der Fig. 1 der deutschen Patentanmeldung P 40 17 068 und der europäischen Patentanmeldung 9 01 10 004 des Erfinders. In dieser Fig. 1 der genannten Patentanmeldungen sollte der Kolben 405 oder 406 dicht im Zylinder 411 bzw. 412 laufen und die Dichtung sollte eine Passungsspalt-Dichtung durch engen Passungsspalt sein. Weil noch vermutet wurde, daß man die Wand so dick machen könne, daß der Innendurchmesser des Zylinders sich bei Hochdruck nicht aufweiten würde. Aus der gegenwärtigen Erfindung wird aber bekannt, daß der Innendurchmesser des Zylinders sich bei hohem Druck immer wesentlich aufweitet (Fig. 9, 10), gleichgültig, wie dick man die Wand des Zylinders auch bauen mag.

Damit erkennt die gegenwärtige Erfindung auch, daß die Lehre der genannten Fig. 1 der Patentanmeldungen (jetzt Fig. 26) noch Mängel hat, die der weiteren Vervollkommnung durch die gegenwärtige Erfindung bedürfen.

Im Rahmen der Erfindung wird daher in Fig. 27 die Fig. 26 dadurch vervollkommnet, daß die Buchse(n) 459, 360 eine innere Ausnehmung 144 zur Aufnahme einer Dichtung 146 und zum Einsetzen einer den Kolben umgebenden und ihn abdichtenden Hülse 172 erhält. Die Ausnehmung kann stellenweise radial zur Ausnehmung 147 erweitert sein und darin kann eine Dichtung 148 angeordnet werden. Die Dichtung 146 kann man zusätzlich mittels einer Halterung 136 halten. Die wichtige Dichthülse kann mit ihren achsialen Enden 161 und 162 zwischen den planen Sitzflächen 160 und 152 gegen Verschiebung gehalten werden. Man versieht die Dichthülse 172 vorteilhafterweise mit einer Radialausnehmung 149, um den Innendruck in ihr auch außen um sie herum zu leiten (siehe auch Fig. 12).

In Fig. 28 ist eine dieser Anordnungen der Fig. 27 vergrößert dargestellt, damit man die Einzelheiten besser erkennen kann. Im Körper 464 ist die Zylinderbohrung 411 ausgebildet, in die der in ihr reziprokierende Hochdruck-Kolben 405 eng eingepaßt ist. Der Körper ist am Hochdruckende durch die Endfläche 412 begrenzt und auf sie ist der Ventilkopf- Deckel 489 mittels der Schrauben 490 der Fig. 26 aufgeschraubt. Im Ventilkopf 489 sieht man das Einlaßventil 150 und das Auslaßventil 151, die zu den Anschlüssen (Mündungen) 464 bzw. 465 des Kopfdeckels 489 führen. Die Ausnehmung 144 bildet eine oder mehrere Bodenfläche(n) 160, 161. In sie ist eine Dichthülse, die ein zylindrisches Rohr 172 sein kann, eingesetzt. Sie mag zwischen den Flächen 160 und 162 achsial fixiert sein. Auf einer der Bodenflächen, z. B. 153, liegt eine Dichtung 146, die mit ihrem innerem Schenkel (Lippe) 166 die Dichthülse 172 umgreift und an ihrer radial äußeren Umfangsfläche dichtet, während der radial äußere Schenkel (Lippe) 165 der Dichtung 146 an der Innenwand der Ausnehmung 14 anliegt und an ihr dichtet. Die Dichtung 136 mag außerdem durch den Einsatz 156 in achsialer Richtung gegen Verschiebung gehalten sein. Ein Durchlaß 149 ist in der Dichthülse angeordnet und läßt die Verteilung des Fluiddrucks um die Innenfläche und die Außenfläche der Buchse 172 zu, so daß ein von innen und von außen mit gleichem Druck beaufschlagter Zylinder wird. Die Dichthülse unterliegt daher der Gleichung (19). In die radial erweiterte Ausnehmung 147 ist eine Eckendichtung nach dem System der Fig. 5 bis 7 eingebaut und dichtet die Ausnehmung 144 gegen den Ventilkopfdeckel 489 ab. Man kann die Bodenflächen 160 und 161 voneinander achsial distanzieren und die Dichthülse 172 auf der Bodenfläche 161 lagern, die Dichtung 146 dann auf der Bodenfläche 153. Das innere Ende der Dichthülse 172 mag von einem Ringspalt 157 im Körper 464 umgeben sein, damit die Dichthülse 172 sich radial etwas verlagern und Achsfehler des Kolbens oder relativ zum Zylinder 411, 312 im Körper 464 ausgleichen kann.

Fig. 30 zeigt, daß wahlweise eine Dreiecks-Ecken- Dichtung nach dem System der Fig. 5 oder 6 eingebaut werden kann. Eine der Dichtkanten liegt dann auf der Bodenfläche 153 auf, die andere umgreift die Umfangsfläche der Dichthülse 172, wobei die Dichtkanten, Dichtlinien, die Abdichtung zu den Flächen bilden, die sie berühren. Plastische Dichtmittel 162, 169, 170 usw. können zur Unterstützung der Dichtwirkung den genannten Dichtungen zugeordnet sein. Der Ausbildung und Produktion der genannten Dichtungen kommt besondere Bedeutung zu, so daß man sie günstiger Weise nach den Regeln der einschlägigen RER Berichte herstellt.

In Fig. 29 ist der Dichtring 146 der Fig. 27, 28 stark vergrößert im Schnitt gezeigt. Vom Boden (der Wurzel) 163 mit der Rückfläche 164 aus erstrecken sich etwa achsial, jedoch unter dem Winkel "alpha" ausgeschwenkt, der äußere Schenkel 165 und der innere Schenkel 166. Die Dichtung der Fig. 29 entspricht also im wesentlichem der der Fig. 9, jedoch sind in Fig. 29 die Schenkel prinzipiell etwa achsial statt radial gerichtet. Außerdem kann der innere Schenkel in Fig. 29 kürzer als der äußere sein.

Die Schenkel können der Wurzel zu, wie in Fig. 29 strichliert gezeichnet, an ihren Außenflächen etwas verjüngt werden, um scharfe Dichtlippenkanten 171, 173 zu bilden. Außerdem kann sich die Dicke der Schenkel nach den Spitzen zu verjüngen, um die notwendige Geschmeidigkeit bei ausreichender Festigkeit für die Schwenkungen im Betrieb des Aggregates zu haben. Der Dichtring der Fig. 29 mag innen mit einem plastischem Dichtmittel 162′ versehen sein, daß nach außen über die Dichtlippen 171, 173 herausragen mag, um dort schon vor den Lippenspitzen 171, 173 zu dichten. Während das Dichtmittel 162′ noch ein relativ festes sein mag, z. B. Jurikon, Nerima, nicht rostende Bleiart, Kupfer usw., Nylon 66 oder dergleichen; mag diesem Dichtmittel ein etwas weicheres, wie Positionen 169 und 150 beispielsweise zeigen, vorgeordnet sein, um Dichtung zu gewährleisten. Die Lebensdauer solcher Dichtmittel ist beschränkt, kann u. U. aber ausreichende Lebensdauer für das Hochdruck- Aggregat geben. In Fig. 28 ist durch strichlierte Linien 174 noch angedeutet, daß die Halterung 156 eine Totraum füllende Konfiguration haben kann.

Durch diese Erfindung wird also eine hocheinfache, sehr wirksame Dichtung für Hoch- und Höchst-Drücke geschaffen. Die Dichthülse 172 ist ein sehr einfaches und billiges Bau-Element, daß auch Kleinbetriebe herstellen können. Zum Beispiel kann man den Hochdruck-Kolben in der Dichthülse läppen. Bei den beschriebenen 22 mm Durchmessern entsteht dann ein Radialspiel von z. B. 0,015 mm. Die Zusammendrückung der Dichthülse ist nach den Berechnungen dieser Schrift etwa 0,01466 mm, ebenfalls radial. Siehe Gleichung (19). Während bei Niederdruck das Durchmesserspiel des Kolbens in der Dichthülse 0,03 mm war (und einfach mittels Läppen hergestellt wurde) ist das Durchmesserspiel bei 4000 Bar nur noch 2×(0,015-0,01466)=0,00068 mm. Der Passungsspalt ist also so stark verengt, daß er noch gut gegen Wasser bei 4000 Bar abdichten kann. Angepreßt ist aber immer noch nichts. Ein Passungs-Spalt ist immer noch vorhanden. Die Reibung ist reine Fluidreibung ohne daß metallische Flächen aneinander reiben. (Theoretisch natürlich, die Praxis ist nicht ganz so einfacht) Ein weiterer erheblicher Vorteil der Erfindung ist, daß man die Dichthülse beliebig dick machen kann. Es spielt keine Rolle, ob sie eine dicke oder eine dünne Wand hat, denn die Durchmesser-Verengung unter Druck bleibt immer gleich. Sie ist nach Gleichung (19) so einfach zu berechnen, daß jeder Volksschüler die Durchmesser Verengung berechnen kann. Schade, daß Lehrer Klauenberg in Garmissen das dem Schüler nicht 1935 im Schulunterricht gelernt hat.

Statt stählerne Dichthülsen 172 zu verwenden, mögen solche aus anderen Materialien verwendet werden. Zum Beispiel Gußeisen, Bronzen usw. Dann ändert sich in Gleichung (19) lediglich der Faktor 0,000033329, weil die anderen Materialien ja andere Elastizitätsmodulen haben. Bronzen oder Gußeisen verengen ihre Spalte also etwa 1,4- bis 2mal mehr, als Stahl.

Wenn man bei der Bearbeitung (z. B. beim Läppen) in der drucklosen Atmosphäre ein beliebiges Durchmesser-Spiel zwischen Dichthülse 172 und dem Hochdruck-Kolben herstellt, kennt man mit Hilfe der Gleichung (19) das unter jedem Druck zu erwartende Durchmesser-Spiel. Baute man z. B. nicht 0,03 mm, sondern 0,04 mm Durchmesserspiel, dann wird das Durchmesser-Spiel bei 4000 Bar=0,01068. Das ist schon ein ziemlich idealer Wert für Abdichtung gegen Wasser. Man wird die Wahl des Herstellungs-Innendurchmessers noch weiter verfeinern, um das ideale Spiel bei hohem Druck zu erreichen.

Zu beachten ist allerdings noch, daß der Druck im Passungsspalt zwischen Dichthülse und Kolben vom Hochdruck-Ende her dem Niederdruck- Ende zu abnimmt. Dann stimmt Gleichung (19) nicht mehr und man muß wieder die Gleichung (4) verwenden. Daraus ergibt sich u. a., daß man die Dichthülse 172 nicht beliebig lang bauen soll, wenn man zylindrischen Innendurchmesser der Dichthülse 172 verwenden will. Sinngemäß baut man auch den Frontteil 56 des Hochdruck-Zylinders der Fig. 12 nicht beliebig lang. Baut man diese Teile sehr lang, dann sollte der Innendurchmesser leicht konisch sein, entsprechend der Druckabnahme im Passungsspalt.

In Fig. 12 liegt der Kolben 47 in der Lage seines Hub-Beginns. Er brauch etwa 24 Prozent seines Hubwegs (nach links) bis der volle Druck von 4000 Bar erreicht ist (Kompressions-Hub). Er hat dann etwa die Lage der Dichtung 62 erreicht. Der Front-Teil 56 ist durch den Mittelteil 49 an seiner Wurzel radial gestützt. Das rückwärtige Ende des Frontteils 56 kann sich also nicht voll, wie die Dichthülse 172 der Fig. 29 verengen. Nach der Spitze zu gibt der Frontteil 56 aber nach, etwa wie ein einendig eingespannter Träger unter Streckenlast. Seine Verengung ist daher eine Kurve mit höchster Verengung der vorderen Spitze zu. Im Dichtspalt zwischen Kolben 47 und Zylinder 56, 49, 55 nimmt der Druck von der Kammer 46 her bis zum hinteren Ende des Zylinders 56, 49, 55 vom Hochdruck bis herunter zu null oder zu Niederdruck ab. Daher sind die Teile 49 und 55 nicht mehr mit vollem Hochdruck von innen her belastet. Die Dichtung 72 und der Druckabfall im Passungs-Spalt zwischen Kolben und Zylinder verringern also die Radial-Ausdehnung der Teile 49 und 55, wodurch auch die Radialausdehnung des Deckels 5 verringert wird. Daraus ergibt sich, daß die Radialausweitung desjenigen Teils des Innendurchmessers der Ausnehmung 63 in Fig. 12, an dem der Schenkel 59 der Dichtung 62 anliegt, geringer ist, als im voraufgegangenem berechnet. Das erhöht die Lebensdauer der Dichtung 62, weil die Ausschwenkung der Schenkel sich entsprechend verringert.

Die Erfindung ist nicht auf die Ausführungsbeispiele und nicht auf Hochdruckaggregate beschränkt. Man mag sie auch im allgemeinen Maschinenbau, Fahrzeugbau usw., verwenden, zum Beispiel in Einspritzpumpen, Kompressoren, Expandoren und dergleichen.

Die Patentansprüche, die jetzigen und die eventuell späteren, sollen mit als Teil der Beschreibung der Erfindung oder ihrer Ausführungsbeispiele angesehen werden.

Claims (32)

1. Hochdruckaggregat, insbesondere für Drücke bis über 1000 Bar, mit in Zylindern reziprokierenden Kolben und Steuerung der Hubbewegung der Kolben, nach Hauptanmeldung P 40 17 068 oder Europa Patentanmeldung 90 110 004, dadurch gekennzeichnet, daß Mittel zur Verbesserung der Leistung, des Wirkungsgrades, der Vereinfachung, der Erhöhung des Druckes, der Verbesserung der Abdichtung oder zur Überwindung von Mängeln angeordnet sind.

2. Aggregat nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß dem Hochdruckkolben 67, 70, 411, 47 ein Mitteldruckkolben 75, 76 in einem Mitteldruckzylinder 71, 72 reziprokierend zugeordnet ist und dem Mitteldruckzylinder ein Fluid unter Druck von mehr als 500 Bar zugeleitet wird.

3. Aggregat insbesondere nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß einem einen Hochdruckkolben treibendem Mitteldruckkolben 75, 76 ein in einem Rückzugzylinder 99 reziprokierender Rückzug­ kolben 97 verbunden ist und der Rückzugkolben einen geringeren Durchmesser als der Mitteldruckkolben hat.

4. Aggregat nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Hochdruckkolben und dem Mitteldruckkolben eine Rückzug-Kammer 73, 84 angeordnet ist und der Durchmesser des Mitteldruckkolbens um den Wert aus der Wurzel "-Fa+1" größer als der Durchmesser des Hochdruckkolben ist.

5. Aggregat nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwei zeitlich nacheinander arbeitende Mitteldruck- und Hochdruck­ kolben eingebaut und eine Steuerung angeordnet ist, die den Beginn des Druckhubes des anschließend arbeitenden Kolbensatzes in Abhängigkeit von der Kolbenhublage des zuerst arbeitenden Kolbensatzes einleitend, ausgebildet ist.

6. Aggregat nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß ein gesonderter, in einem gesondertem Rückzugzylinder reziprokierender Rückzugkolben einem Mitteldruck und Hochdruck-Kolbensatz zugeordnet und zwischen dem Mitteldruck-Kolben 75, 76 und dem Rückzugkolben 107 ein Hubweg-Übersetzungsgetriebe angeordnet ist.

7. Aggregat nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Übersetzungsgetriebe, z. B. 108 bis 120, regelbar ausgebildet ist.

8. Aggregat nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Übersetzungsgetriebe eine auf den Druck im Mitteldruck- Zylinder reagierende Automatik, z. B. 110, 111, 112, 113, 114, 116, 117, das Übersetzungsverhältnis der Kolbenhübe zueinander automatisch verstellend, angeordnet ist.

9. Aggregat nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Lage des Kolbenhubs nicht abnehmende Steuerungsmittel vermieden und dadurch der Kolbenhub als Signalgeber zur Umsteuerung verwendet ist.

10. Aggregat insbesondere nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen zwei Platten eine Membrane 1 eingespannt ist, eine der Platten eine Außenkammer mit einem schmierendem Fluide bildet, die andere der Platten eine Innenkammer mit ihren zugeordneten Einlaß- und Auslaß-Ventilen enthält, die Kammern mit Membranhub Begrenzungswänden versehen sind, die Kammern 2, 3 durch die Kammern 2, 3 umgebende Ringflächen 142 abgedichtet sind, mit denen die Platten 4, 5 an der Membrane 1 anliegen und in die dichtenden Ringflächen 142 Ringnuten 14, 15 zur Aufnahme von Dichtringen angeordnet sind.

11. Aggregat nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Dichtringnuten als Dichtringbetten 19 und 20 radial zueinander versetzt ausgebildet sind.

12. Aggregat nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß in die Dichtringbetten Eckendichtungen nach Fig. 5, 6 oder Schenkeldichtungen nach Fig. 7 eingesetzt sind.

13. Aggregat insbesondere nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen zwei Platten 4, 5 eine Membrane 1 eingespannt ist, die Plattenkammern zur Aufnahme von Druckfluid bilden, die Kammern 2, 3 von sie radial umgebenden Ringflächen 142 durch Andrücken dieser Ringflächen an die Membrane 1 verschlossen werden und in eine der Platten eine Ausnehmung 133 zur Aufnahme einer Druckplatte 127 ausgebildet ist, die Endflächen 127 und 128 der Ausnehmung und der Druckplatte durch Verbindung mit einem Hochdruck-Zylinder 46 mit Hochdruckfluid verbunden sind und zwischen der betreffenden Platte 5 und der Druckplatte ein Dichtringbett 133, 136 zur Aufnahme eines metallischen Dreieck- oder Schenkel-Dichtrings nach dem System der Fig. 5 bis 7 oder 29 angeordnet sind.

14. Aggregat nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß das vordere Ende der Druckplatte mittels der Dichtringfläche 142, die sie bildet, mit der vorderen Fläche der Platte 5 fluchtet, in das Vorderteil der Druckplatte 128 eine Außenkammer 2 mit Membranhub Begrenzungswand 11, 141 eingearbeitet ist und der Dichtring mindestens eine Wand der Ausnehmung, also eine der Wände 127 oder 139, und eine Fläche der Druckplatte 128 berührt.

15. Aggregat nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Wand 139 der Ausnehmung über die radiale Außenkante 32, 33 der dichtenden Ringfläche 142 heraus verlagert ist.

16. Aggregat insbesondere nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß ein in einem Körper angeordneter Hochdruckzylinder 46 stellenweise von einem vorderem Hochdruck-Zylinderteil 56 umgeben ist, und ein den genannten Vorderteil 56 umgebender, mit dem Zylinder 46 kommunizierender Ringspalt (Raum) 57 angeordnet ist.

17. Aggregat nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß der Ringspalt (Raum) 57 in achsial rückwärtiger Richtung durch eine Fläche (einen Bund) 60′ verschlossen ist, den ein Teil eines dem Spalt (Raum) 57 zugewandten Dichtrings 82 berührt und ein weiterer Teil des Dichtrings 62 mindestens eine Fläche des Körpers z. B. 5, oder des vorderen Hochdruck-Zylinderteils 56 berührt.

18. Aggregat nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß die Dichtung 62 als Schenkeldichtung ausgebildet ist, deren Außenschenkel 59 innerhalb des elastischen Materialbereichs der radialen Erweiterung des Raumes 57 unter Druck folgend mit seiner Schenkelspitze dichtend ausgebildet ist, während der Innenschenkel 61 innerhalb des elastischen Materialbereichs der Zusammendrückung des vorderen Zylinderteils 56 unter Druck folgend und mit seiner Dichtspitze zum vorderem Zylinderteil 56 dichtend, ausgebildet ist.

19. Aggregat nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß der Schenkeldichtring 62 durch eine Ecken-Dreiecksdichtung nach den Fig. 5 bis 6 ersetzt ist.

20. Aggregat nach einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß eine Schenkeldichtung mit einem kürzerem und einem längerem Schenkel 59, 61, 165, 166 versehen ist und die Schenkel unter einem Winkel "alpha" nach außen ausgewinkelt sind, der so klein ist, daß der Schenkel bei voller Plandrückung den elastisch verformbaren Bereich, der dem Hookschen Gesetz unterliegt, nicht verlassen werden kann.

21. Aggregat insbesondere nach Anspruch 1 oder einem der Ansprüche und dadurch gekennzeichnet, daß in einem Körper 5, 464 ein Hochdruckzylinder mit darin reziprokierendem Kolben 405, 47 vorhanden ist, der Zylinder an dem den Einlaß- und Auslaß-Mitteln (Ventilen 150, 151) oder der Kammer 3 zugewandtem Ende, mindestens eine Schulter 160, 153 bildend im Durchmesser erweitert ist, im dadurch zwischen dem Kolben und einem Teil des Körpers gebildetem Raum eine den Kolben 405, 47 teilweise umgreifende, mit einem Radialdurchtritt, z. B. 149 versehene und radial von außen mit dem Fluiddruck des Zylinders 411, 47 umgebene, zwischen zwei Flächen 160 und 152 achsial gehaltene Hülse 172 angeordnet ist.

22. Aggregat nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, daß die Hülse 172 als Dichtmittel zur Abdichtung des Kolbens 47, 405 angeordnet oder ausgebildet ist.

23. Aggregat nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, daß der Körper 5, 464 stellenweise eine zylindrische Fläche als radiale Begrenzung der radial erweiterten vorderen Ausnehmung bildet, und ein Dichtringmittel diese zylindrische Fläche und die Schulter 153 oder 160 berührend, sowie ein Dichtmittel die Schulter 153 oder 160 berührend und den Umfang der Dichthülse 172 berührend zur Abdichtung des radial erweiterten vorderen Raumes und der Dichthülse 172 angeordnet sind.

24. Aggregat nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, daß die Dichtmittel als Schenkeldichtung 136 mit den Schenkeln 165, 166 an dem Wurzelboden 163 ausgebildet sind.

25. Aggregat nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Schultern 153, 160 angeordnet sind, von denen die Schulter 160 achsial tiefer liegt und die Hülse 172 trägt, während die Schulter 153 den Dichtring 146 trägt und der Kammerteil zwischen den beiden Schultern einen größeren Durchmesser als die Hülse 172 haben mag, damit die Hülse 172 sich relativ zum Körper 5, 464 Achsengleichheiten ausgleichend bewegen kann.

26. Aggregat nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, daß die Hülse 172 ein zylindrisches Rohr ist, deren Innendurchmesser bei gleichem Druck immer gleich bleibt, gleichgültig, wie dick die Zylinderwand der Dichthülse ist.

27. Aggregat nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, daß der Innendurchmesser der Dichthülse 172 im drucklosen Zustand so groß fabriziert ist, daß das Passungs-Spiel zwischen dem Innendurchmesser der Hülse 172 und dem Außendurchmesser des Kolbens 405, 47 beim Lieferdruck des Aggregates gerade das gewünschte Passungsspiel infolge der Zusammendrückung der Hülse durch den Druck von radial außen und innen her, erreicht.

28. Aggregat nach Anspruch 27, dadurch gekennzeichnet, daß das Herstellungs-Passungsspiel, also der Innendurchmesser der Dichthülse 172 nach der Gleichung 19 dieser Patentanmeldung berechnet ist oder den Werten dieser Rechnung entspricht.

29. Aggregat nach mindestens einem der Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die beschriebenen Dichtringe aus Werkstoffen bestehen, deren Festigkeit 50 Kg/mm² übersteigt.

30. Aggregat nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß die Schenkel der Dichtringe innerhalb des elastischen Material- Bereichs für Winkelschwenkungen bemessen sind, deren Schenkelspitzen eine Bewegung von 0,03 plus/minus 0,02 mm zulassen.

31. Aggregat nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß Ecken-Dichtungen mit dreieckigem Querschnitt an ihren planen und zylindrischen Flächen mit Abschrägungen versehen sind, deren Winkel "alpha" 8 Grad plus/minus 7 Grad betragen.

32. Aggregat nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß die Dichtringe Belastungen mit mehreren tausend Bar tragend ausgebildet sind.