SCHWIMMBUCHSENLAGERN

Die Erfindung bezieht sich auf eine Arbeitsmaschine ausgebildet als Radialturbinenrad oder als Radialverdichterrad, die auf einer einteiligen Welle befestigt ist, wobei die Welle über zwei Lager innerhalb eines Gehäuses in radialer Richtung schwimmend gelagert ist, wobei die Welle stirnseitig ein Zahnrad aufweist und über das Zahnrad unmittelbar mit einem Getriebe gekoppelt ist, wobei das Getriebe als Stirnradgetriebe ausgebildet ist und mindestens zwei Stirnzahnräder auf zwei Lagerwellen aufweist, mit denen das Zahnrad direkt im Eingriff steht, wobei das Getriebe mit einem Motor / Generator gekoppelt ist.

Es ist bereits ein mechanisch angetriebener Lader für eine Brennkraftmaschine aus der DE 38 29 700 AI bekannt. Der Lader weist eine von der Brennkraftmaschine über eine Eingangswelle und ein als Planetengetriebe ausgebildetes Übersetzungsgetriebe antreibbare Rotorwelle auf, wobei die Rotorwelle über Wälzkugellager koaxial zur Eingangswelle gelagert ist und ein Sonnenrad des Planetengetriebes aufnimmt .

In anderen technischen Ausführungen werden für hohe Drehzahlen Magnetlagerungen vorgesehen, die jedoch eine hohe Komplexität aufweisen und damit einen wesentlich höheren baulichen Aufwand erfordern.

US 1,165,830 A zeigt eine Dampfturbine, deren Dampfturbinenwelle über ein Stirnradgetriebe mit einem Generator gekoppelt ist. Zusätzlich zu den Lagern der Dampfturbinenwel- le innerhalb der Dampfturbine ist ergänzend hierzu zwischen der Dampfturbine und dem Stirnradgetriebe bzw. dem Stirnrad der Dampfturbinenwelle ein weiteres Lager vorgesehen. Bei allen drei Lagern der Dampfturbinenwelle handelt es sich wohl um Wälzkörperlager oder Gleitlager. Das Stirnrad steht jeweils mit zwei Getrieberädern, die gegenüberliegend angeordnet sind, in Eingriff.

Die DE 601 27 067 T2 zeigt ein Abgasturbinenrad, dessen Welle über zwei hydrodynamische Lager bzw. zwei Schwimmbuchsen innerhalb des Gehäuses radial gelagert ist. Die Schwimmbuchsen sind mechanisch gekoppelt.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Arbeitsmaschine derart auszubilden und anzuordnen, dass ein kompakter Aufbau und eine effiziente Wirkungsweise gewährleistet sind .

Gelöst wird die Aufgabe erfindungsgemäß dadurch, dass die beiden Lager als hydrodynamische Lager ausgebildet sind und mindestens ein Schmiermittelkanal vorgesehen ist, der im Bereich zwischen dem jeweiligen Stirnzahnrad und dem Zahnrad mündet und über den Schmiermittel zwischen das jeweilige Stirnzahnrad und das Zahnrad einbringbar ist und im Betrieb ergänzend zu den hydrodynamischen Lagern eine hydrodynamische Lagerung des Zahnrades innerhalb der Stirnzahnräder vorgesehen ist. Hierdurch wird erreicht, dass zwischen dem Zahnrad und den Stirnrädern ein Anteil hydrodynamischer Lagerung gewährleistet ist, die eine Kombination mit den beiden hydrodynamischen Lagern der Welle gewährleistet. Das Schmiermittel kann hierbei in eine Richtung R tangential zu dem Stirnzahnrad eingespritzt werden, so dass das Schmiermittel unmittelbar vor dem Eingriff der Zahnradpaarung eingegeben werden kann. Hierbei kommt es zu einer regelmäßigen Verteilung des Schmiermittels über die gesamte Breite der Zahnflanken, so dass der damit erreichbare hydrodynamische Effekt voll zum Tragen kommt. Vor dem Hinter- grund der zu leistenden Drehzahlen von derzeit ca. 200.000 U/min einerseits und der nur hydrostatisch gelagerten Welle andererseits, müssen die auf die Welle in radialer Richtung einwirkenden Kräfte auf ein Minimum beschränkt sein. Dies gilt insbesondere für die Aufnahme der Welle im Getriebe.

Die Arbeitsmaschine kann als Radialturbinenrad mit einem Stromgenerator oder als Radialverdichterrad mit einem elektrischen Antriebsmotor kombiniert sein.

Besonders vorteilhaft kann es hierzu sein, wenn das Getriebe drei oder vier Stirnzahnräder aufweist, mit welchen das Zahnrad direkt in Eingriff steht. Bei drei oder mehr Stirnzahnrädern, die das Zahnrad im Eingriff umfassen, ist eine radiale Kraftkomponente, die nicht durch die Stirnzahnräder bzw. die in Verbindung mit dem Schmiermittel aufgebaute hydrodynamische Lagerung aufgefangen wird, ausgeschlossen. Bei Anwendung von lediglich zwei Stirnzahnrädern wäre eine sehr genaue Abstimmung des Aufbaus notwendig, damit keine überhöhte radiale Kraft komponente entsteht, die allein durch die beiden hydrodynamischen Lager innerhalb des Gehäuses aufgenommen werden müsste. Ein Stirnzahnrad wäre auch möglich, jedoch müsste zusätzlich die radial wirkende Zahneingriffskraft durch die beiden hydrodynamischen Lager innerhalb des Gehäuses aufgenommen werden. Dies wiederum macht eine Überdimensionierung dieser beiden hydrodynamischen Lager fast zwingend.

Vorteilhaft kann es hierzu auch sein, wenn das Schmiermittel mit einem Volumenstrom V eingebracht wird, mit

0,5 1/min <= V <= 5 1/min oder 1,5 1/min <= V <= 2 1/min oder V = 1,75 1/min. Der Volumenstrom V muss einerseits den angesprochenen hydrodynamischen Effekt und eine ausreichende Kühlung gewährleisten. Andererseits darf er aber nicht zu hoch sein, dann sonst sind die auf die Lager einwirkenden Kräfte zu hoch, was die Dauerfestigkeit maßgeblich beeinträchtigt. Zudem darf der Volumenstrom V nicht zu hoch sein, da ansonsten Quetschverluste zur Erwärmung führen und somit den Wirkungsgrad verringern. Erhöhte Quetschverluste beeinträchtigen auch die Dauerfestigkeit. Für den Schmiermittelvolumenstrom kommen zwischen 0,5 1/min und 5 1/min in Betracht. Dies hängt maßgeblich von der zu übertragenden Leistung ab.

Ferner kann es vorteilhaft sein, wenn die beiden Lager als hydrodynamische Schwimmbuchsenlager ausgebildet sind. Die Schwimmbuchsenlager gewährleisten die hier maßgeblichen Drehzahlen von derzeit etwa 200.000 U/min einerseits und ausreichende Toleranzen zum Einsatz der Zahnrad— Stirnradgetriebe-Paarung andererseits .

Vorteilhaft kann es auch sein, wenn das Zahnrad und die Stirnräder einen Modul M aufweisen, mit

0,2 mm <= M <= 1 mm oder 0,3 mm <= M <= 0,7 mm oder

0,4 mm <= M <= 0,6 mm oder M = 0,5 mm. Aufgrund der hier in Frage kommenden Leistungsklasse zwischen 1 kW und 30 kW, insbesondere 20 kW - 30 kW und aufgrund der Drehzahlbereiche von 50.000 U/min bis 350.000 U/min, kommen zwecks Gewährleistung eines brauchbaren Wirkungsgrades nur Zahnradpaarungen einer gewissen Größe in Betracht. Mit steigender Größe der Zahnräder wachsen die dynamischen Belastungsanteile überproportional. Gleichzeitig erhöhen sich die Rotationsgeschwindigkeiten, was die Bereitstellung eines genügend großen Schmiermittelfilms erschwert. Durch die geringe Baugröße verringern sich die Trägheitsmomente, womit die Getriebedynamik maßgeblich verbessert wird. Zusätzlich werden die Anforderungen an den Fugendruck der Verbindung zwischen Zahnrad und Welle geringer, denn durch die geringeren Fliehkräfte wird einem Abheben des Zahnrades von der Welle entgegengewirkt .

Dabei kann es vorteilhafterweise vorgesehen sein, dass das Zahnrad und die Stirnräder eine Geradverzahnung, eine Schrägverzahnung, eine Doppel-Schrägverzahnung oder eine Pfeilverzahnung aufweisen. Hiermit sind Axialkräfte der Welle im Getriebe aufnehmbar, so dass ggf. auf ein Axiallager der Welle verzichtet werden kann.

Das Getriebe ist planetenumlauffrei ausgebildet, d.h. die Stirnräder sind auf einer Achse des Gehäuses gelagert und laufen nicht um das Zahnrad herum. Mithin ist auch kein umlaufender Käfig notwendig, der die Ölversorgung aus radialer Richtung erschweren würde.

Im Zusammenhang mit der erfindungsgemäßen Ausbildung und Anordnung kann es von Vorteil sein, wenn das Zahnrad auf der Welle durch Anwendung eines Press- und/oder Klebeverbandes oder durch Aufschweißen befestigt ist. Andere Befestigungsalternativen, die eine ausreichend präzise Ausrichtung zwischen der Welle und dem Zahnrad zulassen, sind auch anwendbar. Im Vordergrund stehen hierbei sehr enge Toleranzen bei der Ausführung der Verbindung. Letzteres vor dem Hintergrund der zu leistenden Drehzahlen einerseits und der insgesamt nur hydrostatisch gelagerten Welle andererseits. Die auf die Welle einwirkenden Kräfte in radialer Richtung müssen auf ein Minimum beschränkt sein.

Vorteilhaft kann es auch sein, wenn das das Zahnrad einen Teilkreisdurchmesser D aufweist, mit 5 mm <= D <= 20 mm oder 5 mm <= D <= 15 mm oder 6 mm <= D <= 14 mm oder

D = 10 mm. Die Größe des Zahnrades ist nach oben beschränkt, damit die im Betrieb einhergehenden Flankenkräfte einerseits und die Lagerkräfte andererseits nicht übermäßig ansteigen. Dies, insbesondere vor dem Hintergrund der eingesetzten Lager für die Welle.

Vorteilhaft kann es ferner sein, wenn dass mindestens eine Lagerwelle direkt mit dem Leistungswandler gekoppelt ist. Auf weitere Getriebemittel kann somit verzichtet werden. Je nach Bauart können auch mehrere oder alle Lagerwellen direkt mit einem Leistungswandler gekoppelt sein. Somit lässt sich die Leistungsübertragung symmetrisch auf die Stirnräder und das zentrisch gefasste Zahnrad verteilen.

Außerdem kann es vorteilhaft sein, wenn das direkt mit dem Leistungswandler gekoppelte Stirnrad einen Teilkreisdurchmesser Ds aufweist, mit 10 mm <= Ds <= 75 mm oder

10 mm <= Ds <= 30 mm oder 25 mm <= Ds <= 75 mm oder

Ds = 39,5 mm. Für den hier maßgebenden Drehzahlbereich des Genarators von ca. 50.000 U/min und den genannten Leistungsbereich von 1 kW bis 30 kW, hat sich ein solcher Teilkreisdurchmesser Ds als sehr vorteilhaft erwiesen. Somit können für die Zahnräder handelsübliche Härteklassen verwendet werden, die in einem vertretbaren Preisniveau liegen. Wie schon ausgeführt sind die mit einem solchen Teilkreisdurchmesser Ds einhergehenden Lagerkräfte für die Welle hydrodynamisch aufnehmbar. Auch hier kommen die oben genannten Vorteile aufgrund der geringeren Baugröße zusätzlich zum Tragen.

Ferner kann es vorteilhaft sein, wenn ein oder mehrere Stirnräder über ein Getriebemittel mit dem Leistungswandler gekoppelt sind. Somit lässt sich bei nur einem Leistungswandler die Leistungsübertragung symmetrisch auf die Stirnräder und das zentrisch gefasste Zahnrad verteilen.

Dabei kann es von Vorteil sein, wenn das Zahnrad und die Stirnräder ein Übersetzungsverhältnis Ü aufweisen, mit 2:1 <= Ü <= 5:1 oder 7:2 <= Ü <= 9:2. Ausgehend von Drehzahlen der Arbeitsmaschine von 200000 U/min kann durch dieses Übersetzungsverhältnis Ü ein Leistungswandler eingesetzt werden, der ein optimales Verhältnis von Baugröße zu Preis aufweist. Insbesondere die Baugröße ist für mobile Anwendungen von tragender Bedeutung.

Schließlich kann es von Vorteil sein, wenn das Zahnrad und/oder das Stirnrad eine Breite B aufweisen, mit

4 mm <= B <= 25 mm oder 4 mm <= B <= 21 mm oder

5 mm <= B <= 20 mm oder B = 12 mm. Eine ausreichend große Breite B ist wichtig für die eingangs genannte hydrodynamische Lagerung zwischen dem jeweiligen Stirnzahnrad und dem Zahnrad der Welle. Wenn das Schmiermittel mit Bezug zur axialen Breite B etwa mittig aufgegeben wird, so ergeben sich bezüglich der hydrodynamischen Lagerung symmetrische Verhältnisse der angreifenden Lagerkräfte. Dies jedoch setzt voraus, dass kein umlaufender Käfig für etwaige Planetenräder vorgesehen ist, der den Einbau eines entsprechend radial ausgerichteten Schmiermittelkanals nicht zuließe. Die erfindungsgemäße Breite B unterstützt zudem die Tragfähigkeit des Zahnrades.

Gelöst wird die Aufgabe auch durch ein System, bestehend aus einer Arbeitsmaschine, wie vorgehend beschrieben, eingebettet in einen Dampfkreislauf . Rest-Abwärme-Mengen von technischen Anlagen oder Motoren mit einem niedrigeren Temperaturniveau von weniger als 90°, können somit noch in elektrische Energie umgewandelt werden.

Gelöst wird die Aufgabe zudem auch durch Verwendung einer Arbeitsmaschine oder eines Systems, wie vorgehend beschrieben, in einem Drehzahlbereich der Arbeitsmaschine zwischen 50.000 U/min und 350.000 U/min und einem Leistungsbereich des elektrischen Generators zwischen 1 kW und 30 kW oder zwischen 10 kW und 20 kW.

Ein wesentlicher Verwendungszweck der erfindungsgemäßen Arbeitsmaschine ist die Entspannung von Prozessdampf oder anderen dampfförmigen Medien. So kann die Turbine beispielsweise in industriellen Anwendungen dazu eingesetzt werden, um Heizdampf von einem hohen Druckniveau auf ein tieferes Druckniveau zu entspannen. Auch eine serielle oder parallele Verschaltung mehrerer Turbinenaggregate ist hierfür denkbar. Vorteilhaft kann es sein, wenn die Druckdifferenz je Turbinenaggregat 0,1 bar <= dp =< 10 bar oder 0,5 bar <= dp <= 5 bar oder 1 bar <= dp <= 3 bar oder dp = 1,5 bar beträgt. Bei der Entspannung wird ein Teil der im Heizdampf enthaltenen thermischen Energie in elektrische oder mechanische Energie umgewandelt. Die Kondensationswärme des Niederdruckdampfes kann anschließend für Heizzwecke weiter verwendet werden (Kraft-Wärme-Kopplung) . Durch die kompakte und wartungsarme Bauweise ergeben sich hierdurch maßgebliche Vorteile gegenüber bestehender Entspannungssysteme.

Die erfindungsgemäße Ausbildung kann ferner dazu verwendet werden, gasförmige oder dampfförmige Medien zu verdichten. Ein Anwendungsfall hierfür ist beispielsweise die Brüdenverdichtung von Prozessdampf oder anderen chemischen Dämpfen. Im Gegensatz zur Brüdenentspannung wird bei der Brüdenverdichtung Dampf von einem niedrigen Druckniveau auf ein höheres Druckniveau gebracht. Es kann entsprechend von Vorteil sein mehrere Aggregate seriell oder parallel zu verschalten .

Die hohe Leistungsdichte der erfindungsgemäßen Ausbildung und die hieraus folgende geringe Baugröße ermöglichen eine vorteilhafte Montage gegenüber bestehender Systeme. Insbe- sondere bestehende chemische Anlage können einfach mit einem solchen System nachgerüstet werden. Zudem ermöglicht die geringe Baugröße, mithin die erreichte Leistungsdichte einen mobilen Einsatz in beispielsweise Kraft- oder Nutzfahrzeugen, Schiffen, Flugzeugen oder Raketen. Eine größere Baugröße schließt diese Anwendung technisch aus.

Weitere Vorteile und Einzelheiten der Erfindung sind in den Patentansprüchen und in der Beschreibung erläutert und in den Figuren dargestellt. Es zeigen:

Figur 1-5 eine perspektivische Ansicht der Arbeitsmaschine mit Getriebe und Motor in verschiedenen Ausgestaltungsvarianten;

Figur 6 eine Prinzipskizze des Getriebes mit Schmiermittelkanal;

Figur 7 einen Dampfkreislauf .

Nach Fig. 1 ist die als Turbinenrad ausgebildete Arbeitsmaschine 1 auf einer einteiligen Welle 2 stirnseitig befestigt. Die Welle 2 ist innerhalb eines Gehäuses 4 über zwei Lager 3.1, 3.2 gelagert. Das Gehäuse 4 kann über eine Befestigungsrippe 4.2 angebaut werden. An ihrem der Arbeitsmaschine 1 gegenüberliegenden Ende weist die Welle 2 ein Zahnrad 5 mit einem Teilkreisdurchmesser D von 10 mm auf, welches mit einem Getriebe 6 in Eingriff steht. Zwecks Versorgung der beiden Lager 3a, 3b mit Öl, weist das Gehäuse 4 zudem eine Schmiermitteldüse 4.1 auf, über die das jeweilige als Schwimmbuchsenlager ausgebildete Lager 3.1, 3.2 mit Schmiermittel versorgbar ist. Das jeweilige Lager 3.1, 3.2 weist eine Schwimmbuchse 3a, 3b auf, die innerhalb des Gehäuses 4 auf hydrodynamischer Basis gelagert ist. Gleich- falls ist die Welle 2 innerhalb der jeweiligen Schwimmbuchse 3a, 3b hydrodynamisch gelagert.

Das Getriebe 6 weist drei auf jeweils einer Lagerwelle 7, 7 ^λ , 7 ^,λ angeordnete Stirnzahnräder 8, 8 8 ^{, λ} auf, die um die Welle 2 bzw. das Zahnrad 5 herum angeordnet sind, so dass sich in Umfangsrichtung zur Welle 2 ein Versatz von jeweils 120° ergibt. Das Zahnrad 5 und die Stirnzahnräder 8 weisen einen Modul von 0,5 mm auf. Das Übersetzungsverhält ^¬ nis U beträgt 79:20 bzw. 3,95:1. Die jeweilige Lagerwelle 7, 7 , 7 ^{, Λ} ist innerhalb des Gehäuses 6 fest gelagert. Zwecks Gewährleistung einer ausreichend flexiblen Lagerung einerseits und einer ausreichend dynamischen Lagerung andererseits, wird das so ausgebildete Getriebe gemäß Fig. 6 über zwei Schmiermittelkanäle 9, 9 ^λ mit Schmiermittel, wie Getriebeöl oder Motoröl versorgt. Die beiden Schmiermittelkanäle 9, 9 sind dabei vorzugsweise tangential in eine Richtung R zum jeweiligen Stirnrad 8, 8 ^λ , 8 ^{, λ} bzw. zum Zahnrad 5 angeordnet (in Fig. 1-5 nicht dargestellt). Die beiden Schmiermittelkanäle 9, 9 ^λ befinden sich dabei innerhalb der durch die drei Stirnräder 8, 8 8 ^{, Λ} gespannten Ebene, vorzugsweise mittig betreffend eine Breite B des jeweiligen Stirnrads 8, 8 ^Λ , 8 ^, gemäß Fig. 1. Somit muss das mittig aufgebrachte Schmiermittel aufgrund des Eingriffes zwischen Stirnrad 8 und Zahnrad 5, von der Mitte ausgehend, nach außen in axiale Richtung verdrängt werden, was letztlich den gewünschten hydrodynamischen Effekt erzielt.

Gemäß Fig. 1 ist direkt an die Lagerwelle 7 ein elektri ^¬ scher Generator 10 angekoppelt. Mithin weist der Genera ^¬ tor 10 die Drehzahl des Stirnrades 8 bzw. der Lagerwelle 7 auf. In dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Lager 3.1, 3.2 und das Getriebe 6 ausgelegt auf eine Drehzahl der Arbeitsmaschine 1 von etwa 200.000 U/min und einer Drehzahl des elektrischen Generators 10 von etwa 50.000 U/min. Das Stirnzahnrad 8 weist einen Teilkreisdurchmesser Ds von 39,5 mm auf.

In Ausführungsform Fig. 2 ist das Stirnradgetriebe 6 im Unterschied zu der geraden Verzahnung nach Ausführungsbeispiel Fig. 1 als Pfeilverzahnung ausgebildet. Hierdurch ist das Getriebe 6 in der Lage Axialkräfte der Welle 2 aufzunehmen, so dass ein separates Axiallager für die Welle 2 nicht notwendig ist.

Ähnliches gilt für die Ausführungsform nach Fig. 3, wo es sich um doppelt-schrägverzahnte Stirnräder bzw. Doppel- schrägverzahntes Zahnrad 5 handelt. Nach Ausführungsform Fig. 3 ist jede der drei Lagerwellen 7, 7 7 ^{, x} an einen elektrischen Generator 10, 10 ^λ , 10 ^Λ gekoppelt, so dass sich insgesamt eine symmetrische Lastverteilung innerhalb des Getriebes 6 ergibt.

Alternativ hierzu ist es gemäß Fig. 4 auch möglich, einen elektrischen Generator 10 über ein weiteres Getriebemittel 11, wie einen Riementrieb bzw. Keilriementrieb mit allen drei Lagerwellen 7, 7 7 ^λ zu koppeln, um letztlich eine symmetrische Antriebslast zu gewährleisten. Nach Ausführungsform Fig. 4 ist jedoch die durch den Riementrieb und der damit verbunden Vorspannung entstehende Lagerbelastung der drei Lagerwellen 7, 7 , 7 ^{, Λ} unsymmetrisch.

Nach Ausführungsform Fig. 5 weist wiederrum jede Lagewelle 7, Ί 7 einen daran direkt angekoppelten elektrischen Generator 10, 10 10 ^{, Λ} auf. Die Verzahnung ist jedoch als Einfach-Schrägverzahnung ausgebildet, so dass die durch die Arbeitsmaschine 1 bzw. die Turbine 1 generierten Axialkräfte über die Schrägverzahnung des Getriebes 6 aufgenommen werden können. Nach Ausführungsform Fig. 7 ist die Arbeitsmaschine 1 mit dem Getriebe 6 und den elektrischen Generatoren 10 in einen Dampf reislauf 12, wie beispielsweise einen ORC-Kreislauf eingebunden. Der DampfKreislauf 12 weist einen als Kondensator ausgebildeten Wärmetauscher 12.1 und einen weiteren Wärmetauscher 12.2 zur Aufnahme der zu nutzenden Restwärme auf. Ferner weist der DampfKreislauf 12 eine Pumpe 12.3 zur Gewährleistung des Kreislaufes auf. Nach dem Entspannen des Mediums über die Arbeitsmaschine 1 bzw. die Turbine 1 wird das Medium im Wärmetauscher 12.1 kondensiert und wird nach dem erneuten Erhitzen über den Wärmetauscher 12.2 wiederum der Turbine 1 zwecks Expansion zugeführt.

Bezugszeichenliste

Arbeitsmaschine, Radialturbinenrad,

Radialverdichterrad, Turbine

Welle

.1 Lager, Schwimmbuchsenlager

.2 Lager, Schwimmbuchsenlager

a Schwimmbuchse

b Schwimmbuchse

4 Gehäuse

4.1 Schmiermitteldüse

4.2 Befestigungsrippe

5 Zahnrad

6 Getriebe, Stirnradgetriebe

7 Lagerwelle

7 ^ Lagerwelle

7 ^{λ λ} Lagerwelle

8 Stirnzahnrad

8 Stirnzahnrad

8 ^Λ Stirnzahnrad

9 Schmiermittelkanal

9 ^λ Schmiermittelkanal

10 Leistungswandler, Motor, Generator

10 ^Λ Leistungswandler, Motor, Generator

10 ^Λ Leistungswandler, Motor, Generator

11 Getriebemittel, Keilriemen

12 Dampfkreislauf

12. 1 Wärmetauscher

12. 2 Wärmetauscher

12. 3 Pumpe

Β Breite D Teilkreisdurchmesser

Ds Teilkreisdurchmesser

M Modul

R Richtung von 9

Ü Übersetzungsverhältnis

V Volumenstrom