JP4880817B2

JP4880817B2 - Pump device with two hydro pumps

Info

Publication number: JP4880817B2
Application number: JP2000591333A
Authority: JP
Inventors: ビルケンマイアーエゴン; フィッシャーギュンター
Original assignee: Mannesmann Rexroth AG
Current assignee: Bosch Rexroth AG
Priority date: 1998-12-24
Filing date: 1999-12-16
Publication date: 2012-02-22
Anticipated expiration: 2019-12-16
Also published as: DE59903124D1; DE19952167A1; JP2002533621A

Description

【０００１】
本発明は、請求項１の上位概念部に記載したポンプ装置に関するものである。このポンプ装置は、特に、自動車の流体力学式の伝動装置の調節シリンダに高圧で圧力流体を供給するために用いられるベーン隔室ポンプと、第２のハイドロポンプとを有しており、該第２のハイドロポンプの押し退け部材は強制ガイドされ、低圧のシステム圧を有する循環回路、特に自動車の潤滑油回路に圧力流体を供給するために用いられる。つまり２つのハイドロポンプは、同一の運転媒体で作業する。
【０００２】
ベーン隔室ポンプ及び第２のハイドロポンプを有するポンプ装置で、その押し退け体が強制ガイドされる形式のものは、ヨーロッパ特許公開第０１２８９６９号明細書により公知である。この公知のポンプ装置では、ベーン隔室ポンプのオイル流がパワーステアリングの圧力媒体供給に利用される。第２のハイドロポンプはラジアルピストンポンプであって、該ラジアルピストンポンプの、装置のためのオイル流は、車両の車高調整に利用される。この公知のポンプ装置の２つのハイドロポンプは、共通のオイルタンクを有する２つの圧力流体循環回路に配置されている。
【０００３】
ベーン隔室ポンプは、一般的に１つの吸込み領域を有しており、この吸込み領域内で、ベーン間の第１の圧力室と、ベーンの背後の後ろ側の第２の圧力室とが増大し、その際に圧力流体を受容するようになっている。圧縮領域内で圧力室が縮小し、それによって圧力流体が吐出し口に押しやられる。ベーン隔室ポンプの申し分のない機能を得るために、ロータの半径方向のスリット内でガイドされたベーンがリフトリング若しくは昇降リングに外側が当接するようになっている。このような装置のためには遠心力が利用されており、この遠心力はベーンに働いて、昇降リングに当接する前側とベーンの後ろ側との間のスリット内で、ベーンの作用のために十分な圧力補償を得ることを前提としている。この前提条件は、圧縮領域内で後壁側の圧力室をポンプの吐出し口に接続することによって得られる。吸込み領域内では一般的に第１の圧力室もまた第２の圧力室も、ベーン隔室ポンプの吸込み口に接続されているので、これら２つの圧力室内には同じ圧力が形成されている。
【０００４】
昇降リングにベーンを当接させるために必要な遠心力は、温度の低下に伴って高くなる圧力流体の粘性が高くなるにつれて大きくなる。このことは、一般的な構造のベーン隔室ポンプはまず、圧力流体の温度が低下すればする程、より高い回転数で搬送開始しなければならないということである。特に、自動車それもトラクターのエンジンオイル及び駆動オイルは、周囲温度が低いと、ベーン隔室ポンプがまず受け入れられない程度に高い回転数で作動開始しなければならない程に、ねばねば（粘性が高い）になる。
【０００５】
そこで本発明の課題は、請求項１の上位概念部に記載したポンプ装置を改良して、低い周囲温度においても及びひいては圧力流体の粘性が高くても申し分のない運転が可能となるように改良することである。
【０００６】
この課題は請求項１の特徴部によれば、ベーン隔室ポンプの後ろ側の圧力室が吸込み領域内で第２のハイドロポンプの吐出し口に接続されていることによって解決された。第２のハイドロポンプの押し退け部材は強制ガイドされているので、第２のハイドロポンプは、駆動されると、圧力流体の粘性とは無関係に搬送を開始する。吐出し口に形成される圧力は、ベーン隔室ポンプの後ろ側の圧力室内にも形成され、ベーンに対して、ベーンを遠心力と協働して半径方向外方に向かって昇降リングに押しつける力を加える。第２のハイドロポンプによって供給される、循環回路内のシステム圧は、比較的低く、例えば５バール（ｂａｒ）の範囲内である。従ってベーン隔室ポンプの吸込み領域内における、ベーンと昇降リングとの間の摩擦力はわずかしか上昇しないので、これらの部分における摩擦は十分にわずかに抑えられる。
【０００７】
ドイツ連邦共和国特許出願公告第１７２８２７６号明細書によれば、ベーン隔室ポンプとして構成された第１のハイドロポンプのベーンにおける後ろ側の圧力室がその吸込み領域で第２のハイドロポンプの吐出し口に接続されている、２つのハイドポンプを有するポンプ装置が既に公知である。しかしながらこの公知のポンプ装置においては、第２のハイドロポンプが、粘性の高い圧力流体において作動しないベーン隔室ポンプであるので、ドイツ連邦共和国特許公告第１７２８２７６号明細書により公知のポンプ装置においては、本発明が基づくところの問題点は解決されていない。
【０００８】
本発明によるポンプ装置の別の有利な構成は従属請求項に記載されている。
【０００９】
ベーン隔室ポンプは有利には、可変な押し退け容積を備えている。何故ならば、それによって、一定な押し退け容積を有するベーン隔室ポンプと比較して、利用できないエネルギーが消費されることは減少されるからである。特に自動車に使用する場合には、一次エネルギーによる節約された回転運動の他に、各構成部材が安価であることが重要であるので、請求項３によれば、ベーン隔室ポンプは有利には直接制御され、調節された最大圧力に達した時に、その押し退け容積によって、最大圧力時に、内部の漏れによって失われたわずかな量だけが補われるまで、後退するようになっている。最大圧力と漏れ量とをかけることによって得られる損失率は僅かである。何故ならば漏れ量がわずかだからである。
【００１０】
第２のハイドロポンプは、有利な形式で歯車ポンプ、特に充填材なしの内歯車ポンプである。この内歯車ポンプは静粛に作業し、製造において好都合であって、その構造においても、高い費用をかけることなしに、請求項６に記載したように、ベーン隔室ポンプと共に１つの構成ユニットにまとめられて構成することができる。
【００１１】
このような構造ユニットの有利な実施態様は、その他の従属請求項に記載されている。
【００１２】
本発明によるポンプ装置の３つの実施例が図面に示されている。以下に図面を用いて本発明を詳しく説明する。
【００１３】
図１は、第１実施例の回路図、
図２は、ベーン隔室ポンプと、内歯車ポンプとして構成された第２のハイドロポンプとが、ケーシング固定された共通の制御部を備えた１つの構造ユニットにまとめられている、第２実施例の、駆動軸の軸線を含む縦断面図、
図３は、図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿った断面図、
図４は、図２のＩＶ−ＩＶ線に沿った断面図、
図５は、図２のＶ−Ｖ線に沿った断面図、
図６は、第２実施例とは、主に制御溝の構成及び制御部内の圧力接続部の配置が異なっている第３実施例の、駆動軸の軸線を含む縦断面図、
図７は、図６のＶＩＩ−ＶＩＩ線に沿った断面図、
図８は、図７のＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線に沿った第３実施例の縦断面図、
図９は、制御部分のベーン隔室ポンプ側の端面側の図である。
【００１４】
図１０は、２つの平行な圧力接続部の方向の制御部の図である。
【００１５】
図１によれば、ベーン隔室ポンプ１０が吸込み口１１を介して、また例えばラジアルピストンポンプ（そのラジアルピストンがばね力を受けて偏心体に当接している）として構成された第２のハイドロポンプ１２が吸込み口１３を介してタンク１４から圧力媒体を吸い込む。タンク１４は、自動車例えばトラクターの伝動装置のケーシングによって形成されている。ラジアンピストンポンプ１２のラジアルピストンはばねによって偏心体に押しつけられるので、ラジアルピストンは強制ガイド式の押し退け部材として構成されている。ラジアルピストンポンプは、吐出し口１５を介して圧力液体を自動車伝動装置の潤滑油回路１６に供給し、この場合、圧力液体が運転温度に達した時に、吐出し口１５内の圧力は４ｂａｒ（バール）乃至５ｂａｒである。潤滑油回路１６から伝動装置オイルがタンク１４内に戻し案内される。圧力制限弁１９は、ハイドロポンプ１２の吐出し口１５を保護する。
【００１６】
ベーン隔室ポンプ１０から吐出し口１７を介して種々異なる液圧式の消費器に圧力液体が供給される。この消費器とは、例えば自動車の伝動装置に属するところの流体静力学的な調節シリンダ及びクラッチの液圧式の操作装置である。
【００１７】
ベーン隔室ポンプ１０及び第２のハイドロポンプ１２は、その共通の駆動軸２０を介して駆動せしめられる。駆動軸２０は軸線２１を有していて、この駆動軸２０にロータ２２が相対回動不能に固定されている。ロータの周囲には、半径方向のスリット２３が一様に分配して配置されていて、これらのスリット２３内にベーン２４がガイドされている。これらのベーン２４は、半径方向でロータ２２の外周面を越えて突き出ていて、円筒形の昇降カム面（Ｈｕｂｋｕｒｖｅ）を有する昇降リング（Ｈｕｂｒｉｎｇ）２５に当接している。昇降リング２５の軸線は、駆動軸２０の軸線２１に対して、ゼロと最大値との間で変化する間隔Ｅを有している。ベーン隔室ポンプ１０は、可変な押し退け容積を有するベーン隔室ポンプである。ベーン２４は、これらのベーン２４間で第１の圧力室２７を形成していて、スリット２３の底部側に向いた後ろ側で、スリット２３内に、後ろ側の第２の圧力室２８を形成している。
【００１８】
昇降リング２５及びロータ２２の側方には制御円板３２が配置されており、この制御円板３２は全部で４つの、ロータ２２に向かって開放する制御溝を有している。半径方向で外側に位置する吸込み溝３３は、吸込み口１１と液圧式に接続されて、制御円板３２に取り付けられていて、第１の圧力室２７が吸込み溝３３と合致して、吸込み溝３３が大きくなるようになっている。この場合、図１では、ロータは時計回り方向とは逆方向に駆動せしめられることに注意しなければならない。吸込み溝３３よりもさらに半径方向内側に別の吸込み溝３４が位置しており、この別の吸込み溝３４は第２の圧力室２８と合致して、大きくなるようになっている。ここで重要なことは、吸込み溝３４はベーン隔室ポンプ１０の吸込み口１１に接続されるのではなく、ラジアルピストンポンプ１２の吐出し口１５に接続されているということである。これによって圧力室２８は、容積が増大しているベーン隔室ポンプ１０の吸込み領域において、ラジアルピストンポンプ１２の吐出し口１５で形成された圧力によって負荷されて、外方に向かって昇降リング２５に押しつけられる。圧力室２７及び２８が縮小するベーン隔室ポンプ１０の圧縮領域内では、圧力室２７，２８は半径方向外側に位置する圧力溝３５及び半径方向内側に位置する圧力溝３６と合致する。これら２つの圧力溝は互いに、及び吐出し口１７と液圧式に接続されているので、ベーン２４は圧縮領域内でその前側が負荷され、後ろ側が同じ圧力で負荷される。
【００１９】
ハイドロポンプ１０及び１２並びに液圧式の消費器１６及び１８が存在する車両の長い停止状態並びに低い周囲温度において、処理しようとする圧力液体の粘性は高い。ハイドロポンプ１２の押し退け部材は強制ガイドされるので、このハイドロポンプは、駆動軸２０が回転開始すると直ちに高粘性の圧力液体を搬送開始する。吐出し口１５内では、ベーン隔室ポンプ１０のベーン２４が吸込み領域内で半径方向外方に押しつけられる圧力が形成されるので、ベーン隔室ポンプは、駆動軸の低回転数においても既に同様に圧力液体を搬送する。この場合、ハイドロポンプ１２の吐出し口１５における圧力は、圧力液体の粘性が高くなるにつれて高くなる。何故ならば、潤滑油回路の液圧抵抗によって、圧力液体の粘性が高くなるにつれて負荷力が大きくなるからである。他方では、遠心力の他に、ベーン隔室ポンプ１０のベーン２４を昇降リング２５に確実に当接させるために必要な補助力も、圧力液体の粘性が高くなるにつれて大きくなる。それによって特別な手段なしで、ベーン隔室ポンプ１０のベーン２４に対する、圧力媒体の粘性とは無関係な補助力が得られる。
【００２０】
図２乃至図５に示した実施例においては、ベーン隔室ポンプ１０と、充填材なしの内歯車ポンプ４０として構成された第２のハイドロポンプとは、１つの構造ユニットにまとめられており、この構造ユニットは、多数の部分から成る共通のケーシング４１内に配置されていて、唯一の駆動軸４２を介して駆動せしめられる。ケーシングは、鉢状のケーシング部分４３と蓋状のケーシング部分４４とから組み立てられている。ケーシング部分４３の底部には球軸受４５が設けられており、この球軸受４５に駆動軸４２が支承されている。駆動軸４２は、一端部がケーシング部分４３の底部を越えて突き出ていて、この端部でセレーションを備えている。この端部に、ツインポンプ（Ｄｏｐｐｅｌｐｕｍｐｅ）の駆動装置のための詳しく図示していない歯車を被せ嵌めることができる。駆動軸４２には、互いに相対回動不能に（つまり一緒に回転するように）、ベーン隔室ポンプ１０のロータ２２と内歯車ポンプ４０の外歯列を備えた歯車４７とが、軸方向で間隔を保って固定されている。歯車４７は、円環円筒形（ｋｒｅｉｓｚｙｌｉｎｄｒｉｓｃｈｅｎ）のポンプ室内に配置されており、このポンプ室は、ケーシング部分４３の底部上に載っているサイド円板４８と、このサイド円板４８と同様にケーシング内に堅固に配置された制御部４９との間に配置されている。制御部４９は、ロータ２２と歯車４７との間のスペースをほぼ占めていて、環状円筒形（ｒｉｎｇｚｙｌｉｎｄｒｉｓｃｈｅｎ）のつばがサイド円板４８まで達している。ベーン隔室ポンプ１０のロータ２２は、蓋４４と制御部４９との間に形成された円環円筒形のポンプ室内に位置しており、前記制御部４９は、円環円筒形の延長部が蓋４４まで達していて、この蓋４４のセンタリングつばをブリッジしている。ベーン隔室ポンプ１０のポンプ室内には昇降リング２５が配置されており、この昇降リング２５は、第１の皿ばね５１を介して昇降リング２５で支えられ第２の皿ばね５２を介して最大駆動圧のための調節ねじ５３で支えられている圧縮コイルばね５０を介して、圧縮コイルばね５０とは直径方向で反対側の、最大昇降容積のための調節ねじ５４に対して押しつけられる。駆動中に、ロータは図３に示したように逆時計回り方向の矢印Ａの方向で回転し、この際に、回転方向で連続する圧縮領域が、調節ねじ５４と圧縮コイルばね５０との間に位置する。圧力によって生ぜしめられた、調節ねじ５４と圧縮コイルばね５０とを接続する接続線に対して垂直に作用する分力が、高さ調節ねじ５５によって受容される。この高さ調節ねじ５５は、昇降リングの位置を、調節ねじ５４と圧縮コイルばね５０との間の接続線に対して垂直に規定する。昇降リングの内側には、ロータ２２のスリット２３内で半径方向にガイドされたベーン２４が当接する。図３では、ベーン間に圧力室２７が存在し、ベーンの後ろ側に圧力室２８が存在することが示されている。
【００２１】
制御部４９に設けられた、半径方向に開放する広い切欠６０（この切欠６０を介してケーシング部分４３も開口６１を有している）は、ベーン隔室ポンプ１０のための吸込み口も、また内歯車ポンプ４０のための吸込み口も形成する。軸方向で切欠６０と、ロータ２２側に向いた制御部４９の端面側との間には、ベーン隔室ポンプ１０の外側の吸込み溝３３が延びている。つまり吸込み溝３３はロータ２２のほぼ外周面に配置されている。さらに内側つまりスリット２３の底部の領域では、ベーン隔室ポンプ１０のポンプ室内に内側の吸込み溝３４が、軸方向で見て、切欠６０の中央を越えて制御部４９内まで達している。切欠６０は、半径方向で制御溝３４までは達していない。制御溝３４と切欠６０つまり２つのポンプの吸込み口との間に、液圧式の接続は存在しない。吸込み溝３３及び３４とは反対側に、内側の圧力溝３６が存在しており、この圧力溝３６を越えて後ろ側の圧力室２８が延びており、外側の圧力溝３５（この圧力溝３５に向かって圧力室２７が開放している）が制御部４９内に形成されている。２つの圧力溝も、制御部４９内に深く侵入している。制御部４９内には、切欠６０が存在する半径方向面内に半径方向孔６２が設けられており、この半径方向孔６２は、外方に向かって、ケーシング部分４３に設けられた対応する孔６３を通って連続していて、内方でその一方の端部付近において２つの圧力溝３５及び３６が交差している。孔６２と６３とはベーン隔室ポンプ１０の吐出し口を形成しており、この吐出し口に、２つの圧力溝３５及び３６が液圧式に接続されている。
【００２２】
内歯車ポンプ４０の外歯列を有する歯車４７の外側は、内歯列を有する中空歯車６４によって取り囲まれており、この中空歯車６４は、その外周面で、歯車４７に対して偏心的に回転可能に制御部４９に支承されている。中空歯車６４の歯列６５と歯列６６とは互いに滑動し合い、歯車ポンプ４０の強制ガイド式の押し退け部材として、これらの歯列６５と６６との間で圧力室を形成していて、この圧力室は吸込み領域で大きくなり、圧縮領域で小さくなる。吸込み領域内で圧力室は吸込み溝６７に向かって開放し、この吸込み溝６７は、内歯車ポンプ４０のポンプ室と切欠６０との間に存在する、制御部４９の壁部を貫通している。吸込み溝６７とほぼ反対側において、制御部４９には、ベーン隔室ポンプ１０の圧力溝３５及び３６の半径方向外側に内歯車ポンプ４０の圧力溝６８が設けられている。圧力溝６８は軸方向で、制御部４９の切欠６０及び半径方向孔６２が存在する半径方向面まで達していて、制御部４９内に侵入している。この半径方向面内に存在する、制御部４９の半径方向孔６９は、圧力溝６８に向かって内方に開口していて、半径方向孔６９と合致する、ケーシング部分４３の半径方向孔が内歯車ポンプ４０の吐出し口を形成している。特に図４及び図５に示されているように、圧力溝６８は、周方向で制御部４９の半径方向孔６２に対して間隔を保って終わっており、従って２つのポンプの吐出し口間で液圧的な接続は形成されない。
【００２３】
圧力溝６８の他方の端部付近では、この圧力溝６８から孔７１が延びている。この孔７１は、外部から制御部４９内に接線方向で設けられており、この孔７１はベーン隔室ポンプの圧力溝３５及び６の手前を通って、ベーン隔室ポンプ１０の吸込み溝３４の一方の端部に接線方向で開口している。これによって、ベーン隔室ポンプ１０の吸込み溝３４は、内歯車ポンプ４０の圧力溝６８と液圧式に接続されている。ベーン隔室ポンプ１０の後ろの圧力室２８は、内歯車ポンプ４０の吐出し口の吸込み領域で流体によって満たされるので、この圧力室２８内には、内歯車ポンプ４０の吐出し口内と少なくともほぼ同じ圧力が形成される。このような形式による、吸込み溝３４への孔７１の開口部によって、圧力溝６８と吸込み溝３４との間に場合によっては生じる圧力損失は小さくなる。孔７１は、切欠６０並びに、制御部４９の孔６２及び６９の中央を通って延びる半径方向面内に位置している。孔７１は吸込み溝３４と重なる。何故ならば吸込み溝３４は、軸方向で、前記半径方向面を越えるまで制御部４９内に侵入して延びているからである。しかしながら制御溝３４の深さをやや浅くして、孔７１を、ベーン隔室ポンプのポンプ室付近に位置する半径方向面内に配置するか又は、孔７１の、圧力溝６８における始端部からベーン隔室ポンプ１０のポンプ室までの間隔を、このポンプ室から吸込み溝３４における開口箇所までの間隔よりも大きくなるように、半径方向面を基準にして斜めに延びるように構成してもよい。図４及び図５に、吸込み溝及び圧力溝の種々異なる位置で示されているように、ベーン隔室ポンプ１の吸込み及び圧縮領域は、内歯車ポンプ４０の吸込み及び圧縮領域に対してやや回転されている。これによって一方では吸込み溝３４は、この吸込み溝３４と圧力溝６８との間の接続通路を得るための、より良好な位置を占める。他方ではベーン隔室ポンプ１０の圧力溝３５及び３６は、圧力溝６８の一方の端部からやや遠ざかっているので、圧力溝６８と切欠６０との間に、吸込み溝３４と圧力溝６８との間の接続通路７１を形成するために十分な制御部４９の材料が存在することになる。
【００２４】
図６から図１０に示した実施例においても、調節可能なベーン隔室ポンプ１０と、充填材なしの内歯車ポンプ４０として構成された第２のハイドロポンプとが１つの構成ユニットにまとめられている。２つのポンプは、１つの駆動軸４２を介して駆動される。第２実施例のものとはやや異なり、ケーシング４１は中央の制御部４９を有しており、該中央の制御部４９は、一方の端面側で、スリット２３内に存在するベーン２４を備えたロータ２２の及びベーン隔室ポンプ１０の昇降リング２５のためのポンプ室を有していて、他方の端面側で、外歯列を備えた歯車４７及び内歯車ポンプ４０の内歯列を備えた歯車６４のためのポンプ室を有しており、また、ベーン隔室ポンプのポンプ室を閉鎖する蓋４４と、内歯車のポンプ室を閉鎖する別の蓋７４とを有している。別の蓋７４は、前記第２実施例のものにおいてはサイド円板４８と鉢状のケーシング部分４３の底部とが有していた２つの機能を有している。蓋４７内には球軸受４５が挿入されていて、該球軸受４５内に駆動軸４２が支承されている。さらに、球軸受４５には、第２実施例におけるのと同様に駆動軸４２が滑り軸受７５内に支承されており、滑り軸受７５が、制御部４９の中央孔７６内に挿入されていて、孔７６のベーン隔室ポンプ側の端部から所定の長さだけ制御部内に延びている。２つの蓋４４及び７４及び制御部４９は、詳しく図示してない形式で長い機械ねじによって締付結合されている。
【００２５】
第３実施例のベーン隔室ポンプ１０の調節機構は、第２実施例にものと同じであるので、その説明は省略する。第３実施例において内歯車ポンプ４０のために使用された１組の歯車４７，６４の直径は、第２実施例による１組の歯車の直径よりも小さい。
【００２６】
運転中に駆動軸４２は、図７に示されているように時計回り方向で回転し、また図９に示されているように逆時計回り方向で回転する。
【００２７】
内歯車ポンプ４０のポンプ室手前の蓋７４の構成の他に、第３実施例のものは第２実施例のものに対して、制御部内の中空室の構成が著しく異なっている。２つのポンプ１０及び４０のための吸込み口は、第２実施例のものと同様に制御部４９内の半径方向で開放した広い（大面積の）切欠６０によって形成されているが、この切欠６０は、図７に示した断面図では著しく左右非対称的な形状を有しているので、３つの機械ねじが制御部を貫通する領域内に、孔７７のための中断のない材料が存在している。切欠６０と、ロータ２２側に向いた制御部４９の端面側との間で軸方向に、ベーン隔室ポンプ１０の外側の吸込み溝３３が延びており、この外側の吸込み溝３３は、第２実施例にものとほぼ同じ形状を有していて、やはりローラ２２のほぼ外周面に位置している。さらに内側つまりスリット２３の底部の領域に、ベーン隔室ポンプ１０のポンプ室内に内側の吸込み溝３４が開口している。切欠６０は、半径方向で吸い込み溝３４まで達していない。つまり、吸込み溝３４と切欠６０（つまり２つのポンプの吸込み口）との間の液圧的な接続は形成されていない。特に、内側の吸込み溝３４が破線で表されている図８に示されているように、この第３実施例においては、内側の吸込み溝はその全長に亘って軸方向で、切欠６０の中央を越えて制御部４９内に侵入しているのではない。むしろ内側の吸込み溝３４は（深さが）浅い領域７８と、ロータの回転方向で見て後ろ側の、（深さが）深い領域とを有している。この深い領域だけが、軸方向で切欠６０の中央を越えて制御部４９内に達している（図７の断面図参照）。内側の吸込み溝が全長に亘って深く形成されている構成と比較して、第３実施例の制御部４９は頑丈である。
【００２８】
吸込み溝３３及び３４のほぼ反対側で、ベーン隔室ポンプ１０の内側の圧力溝３６（この圧力溝３６を越えて後ろ側の圧力室２８が延びている）と、圧力溝３５（この圧力溝に向かって圧力室２７が開放している）とが、制御部４９内に設けられている。２つの圧力溝もそれぞれ、深さの浅い領域８２若しくは８３と、ロータの回転方向で見て後ろの、深さの深い領域８４若しくは８５を有している。この深い領域８４若しくは８５内で２つの圧力溝は、吸込み口の中央に延びる半径方向面（図７に示した断面図と同じ）を越えて、制御部４９内に突入している。図１０には、より扁平な領域８３と、より深い領域８５とを備えた内側の圧力溝３６が形成されている。制御部４９内には、前記半径方向面内に、駆動軸４２の軸線に対して接線方向に延びる段付けされた接続孔６２が設けられており、この接続孔６２の機能は、第２実施例における同じ符号を付けた孔の機能と同じであって、この接続孔６２は、２つの圧力溝３５及び３６の深い領域８４，８５と交差している。
【００２９】
第２実施例におけるのと同様に第３実施例においても、内歯車ポンプ４０の歯車４７及び６４の歯は互いに沿っていて、これらの歯の間で、強制ガイドされた押し退け体としての圧力室を形成している。これらの圧力室は、運転中に吸い込み領域が増大し、圧縮領域が縮小する。吸込み領域内では、圧力室は吸込み溝６７に向かって開放しており、この吸込み溝６７は、内歯車ポンプ４０のポンプ室と切欠６０との間に存在する制御部４９の壁部を貫通する。ベーン隔室ポンプ１０の圧力溝３５及び３６も存在する角度範囲とほぼ同じ角度範囲内で、吸込み溝６７とは反対側に、制御部には内歯車ポンプ４０の圧力溝６８が形成されている。この圧力溝６８は、圧力溝３５の半径方向外側に位置しているのではなく、少なくとも部分的に、圧力溝３５及び３６と同じ直径上に位置している。圧力溝３３５及び３６と同様に、圧力溝６８も、浅い領域８６を有しており、この領域８６は、圧力溝３５及び３６の深い領域に軸方向で向き合って位置していて、深い領域８７を有している。この深い領域８７は、軸方向で前記半径方向面を越えて突き出ていて、この領域８７に軸方向で向き合って圧力溝３５及び３６のフラットな領域が位置している。前記半径方向面内に位置していて、ベーン隔室ポンプ１０の接続孔６２に対して平行に延びる、制御部４９に設けられた接続孔６９（この接続孔６９の機能は、同じ符号を記した第２実施例の孔の機能に相当する）は、内方に圧力溝６８の深い領域８７に向かって開放している。圧力溝３５及び３６の深い領域に対して軸方向で反対側に位置する、圧力溝６８のフラットな領域８６は勿論、接続孔６２又は圧力溝３５及び３６の１つと液圧式な接続を形成していない。これによって、２つの接続孔６２及び６９が同じ半径方向面内で互いに近くに隣り合わせに位置する時に、圧力溝３５，３６内に、フラットな領域及び深い領域が存在することによって、一方では圧力溝３５，３６及び６８と接続孔６２及び６９との間に正しい液圧式の接続が形成され、他方では圧力溝６８が圧力溝３５及び３６の直径上に位置することができるので、半径方向で小さい構造スペースしか必要としない。
【００３０】
第２実施例におけるように、圧力溝６８が圧力溝３５の半径方向外側に位置していれば、接続孔６２及び６９の配置では第３実施例におけるように、圧力溝６８だけが異なる深さの領域を有していればよい。圧力溝３５及び３６は、その全長にわたって、前記半径方向面を越えて突き出ていてよい。しかしながらこの場合も圧力溝３５及び３６は異なる深さを有していれば有利である。何故ならば、異なる深さを有していれば制御部４９のより改善された形状安定性が期待されるからである。
【００３１】
第２実施例におけるように、第３実施例においても圧力溝６８から孔７１が延びており、この孔７１は接続孔６９を貫通していて、この接続孔６９に対して平行に延びて、前記半径方向面内に位置して制御部４９内に形成される。これによってこの孔７１は、ベーン隔室ポンプの圧力溝３５及び３６のフラットな領域８２及び８３の手前を通って、ベーン隔室ポンプ１０の吸込み溝３４の端部の深い領域７９内に開口している。これによって、ベーン隔室ポンプ１０の吸込み溝３４は、内歯車ポンプ４０の圧力溝６８と液圧式に接続されている。ベーン隔室ポンプ１０の後ろ側の圧力室２８は、吸込み領域内で内歯車ポンプ４０の吐出し口から流体が満たされるので、この圧力室２８内には、内歯車ポンプ４０の吐出し口におけるのと少なくともほぼ同じ圧力が形成される。接続孔７１が接続孔６９内を通って形成されることによって、作業時間は短縮される。つまり、孔を後作業で閉鎖し、栓をねじ込むために必要なねじ山を切る作業は省かれる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例の回路図である。
【図２】ベーン隔室ポンプと、内歯車ポンプとして構成された第２のハイドロポンプとが、ケーシング固定された共通の制御部を備えた１つの構造ユニットにまとめられている、第２実施例の、駆動軸の軸線を含む縦断面図である。
【図３】図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿った断面図である。
【図４】図２のＩＶ−ＩＶ線に沿った断面図である。
【図５】図２のＶ−Ｖ線に沿った断面図である。
【図６】第２実施例とは、主に制御溝の構成及び制御部内の圧力接続部の配置が異なっている第３実施例の、駆動軸の軸線を含む縦断面図である。
【図７】図６のＶＩＩ−ＶＩＩ線に沿った断面図である。
【図８】図７のＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線に沿った第３実施例の縦断面図である。
【図９】制御部分のベーン隔室ポンプ側の端面側の図である。
【図１０】２つの平行な圧力接続部の方向の制御部の図である。[0001]
The present invention relates to a pump device described in the superordinate conceptual part of claim 1. This pump device is especially suitable for transmission of automotive hydrodynamic equations. Movement A vane compartment pump used to supply pressure fluid to the adjustment cylinder of the apparatus at high pressure, and a second hydropump, the displacement member of the second hydropump being forcibly guided, It is used to supply pressure fluid to a circulation circuit having system pressure, in particular an automobile lubricating oil circuit. That is, the two hydropumps work with the same operating medium.
[0002]
A pump device having a vane compartment pump and a second hydropump in which the displacement body is forcibly guided is known from EP 0 129 969 A1. In this known pump device, the oil flow of the vane compartment pump is used for supplying the pressure medium of the power steering. The second hydro pump is a radial piston pump, and the oil flow for the device of the radial piston pump is used for adjusting the vehicle height. The two hydropumps of this known pump device are arranged in two pressure fluid circulation circuits having a common oil tank.
[0003]
The vane compartment pump generally has one suction area in which the first pressure chamber between the vanes and the second pressure chamber behind the vane increase. At this time, the pressure fluid is received. The pressure chamber shrinks within the compression region, thereby causing the pressure fluid to be discharged into the outlet. In order to obtain the perfect function of the vane compartment pump, the vanes guided in the radial slits of the rotor are adapted to abut the lift ring or lift ring on the outside. Centrifugal force is used for such devices, and this centrifugal force acts on the vane to cause the action of the vane in the slit between the front side that contacts the lifting ring and the rear side of the vane. It is assumed that sufficient pressure compensation is obtained. This precondition is obtained by connecting the pressure chamber on the rear wall side to the discharge port of the pump in the compression region. In the suction region, since both the first pressure chamber and the second pressure chamber are generally connected to the suction port of the vane compartment pump, the same pressure is formed in the two pressure chambers.
[0004]
The centrifugal force required to bring the vane into contact with the elevating ring increases as the viscosity of the pressurized fluid increases as the temperature decreases. This means that a vane compartment pump having a general structure must first start conveying at a higher rotational speed as the temperature of the pressure fluid decreases. In particular, automotive and tractor engine oils and drive oils are so sticky (highly viscous) that the vane compartment pump must start at a speed that is initially unacceptable at low ambient temperatures. become.
[0005]
Accordingly, an object of the present invention is to improve the pump device described in the superordinate conceptual part of claim 1 so that a satisfactory operation is possible even at a low ambient temperature and even if the pressure fluid has a high viscosity. It is to be.
[0006]
According to the characterizing part of claim 1, this problem has been solved by the fact that the pressure chamber behind the vane compartment pump is connected to the outlet of the second hydro pump in the suction area. Since the displacement member of the second hydropump is forcibly guided, when the second hydropump is driven, the second hydropump starts conveying regardless of the viscosity of the pressure fluid. The pressure formed in the discharge port is also formed in the pressure chamber on the rear side of the vane compartment pump, and presses the vane against the lifting ring radially outward in cooperation with the centrifugal force. Apply power. The system pressure in the circulation circuit supplied by the second hydropump is relatively low, for example in the range of 5 bar. Therefore, the frictional force between the vane and the lifting ring in the suction area of the vane compartment pump rises only slightly, so that the friction in these parts is sufficiently suppressed.
[0007]
Federal Republic of Germany Patent Application Publication No. 1728276 In writing According to the invention, the first hydropump vane configured as a vane compartment pump has two hide pumps whose back pressure chamber is connected to the discharge port of the second hydropump in its suction region. Pump devices are already known. However, in this known pump device, the second hydropump is a vane compartment pump which does not operate in a viscous fluid, so in the known pump device according to German Patent Publication No. 1728276, The problem on which the present invention is based has not been solved.
[0008]
Further advantageous configurations of the pump device according to the invention are described in the dependent claims.
[0009]
The vane compartment pump advantageously has a variable displacement volume. This is because it reduces the consumption of unusable energy as compared to a vane compartment pump with a constant displacement volume. Especially for use in automobiles, in addition to the rotational movement saved by primary energy, it is important that each component is inexpensive, so according to claim 3, the vane compartment pump is advantageously When the maximum pressure, which is directly controlled and adjusted, is reached, the displacement volume is set back so that at the maximum pressure, only a small amount lost due to internal leakage is compensated. The loss rate obtained by multiplying the maximum pressure and the amount of leakage is small. This is because the amount of leakage is small.
[0010]
The second hydropump is advantageously a gear pump, in particular an internal gear pump without filler. This internal gear pump works quietly and is convenient in manufacturing, and even in its construction, it is combined into one component unit together with the vane compartment pump as claimed in claim 6 without high costs. Can be configured.
[0011]
Advantageous embodiments of such a structural unit are described in the other dependent claims.
[0012]
Three embodiments of the pump device according to the invention are shown in the drawing. Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0013]
FIG. 1 is a circuit diagram of the first embodiment.
FIG. 2 shows a second embodiment in which the vane compartment pump and the second hydro pump configured as an internal gear pump are combined into one structural unit with a common control unit fixed to the casing. A longitudinal sectional view including the axis of the drive shaft,
3 is a sectional view taken along line III-III in FIG.
4 is a sectional view taken along line IV-IV in FIG.
FIG. 5 is a cross-sectional view taken along line VV in FIG.
FIG. 6 is a longitudinal sectional view including the axis of the drive shaft of the third embodiment, which is different from the second embodiment mainly in the configuration of the control groove and the arrangement of the pressure connection portions in the control unit,
7 is a cross-sectional view taken along line VII-VII in FIG.
FIG. 8 is a longitudinal sectional view of the third embodiment along the line VIII-VIII in FIG.
FIG. 9 is a view of an end face side of the control portion on the vane compartment pump side.
[0014]
Figure 10 shows two flats line It is a figure of the control part of the direction of a proper pressure connection part.
[0015]
According to FIG. 1, a second hydrostatic pump is constructed in which a vane compartment pump 10 is configured via a suction port 11, for example as a radial piston pump (the radial piston is in contact with an eccentric body under a spring force). The pump 12 sucks the pressure medium from the tank 14 through the suction port 13. The tank 14 is formed by a casing of a transmission device of an automobile, for example, a tractor. Since the radial piston of the radiant piston pump 12 is pressed against the eccentric body by a spring, the radial piston is configured as a forced guide type displacement member. The radial piston pump supplies the pressure liquid to the lubricating oil circuit 16 of the automobile transmission device via the discharge port 15, and in this case, when the pressure liquid reaches the operating temperature, the pressure in the discharge port 15 is 4 bar ( Bar) to 5 bar. Transmission oil from the lubricating oil circuit 16 is supplied to the tank 14. Inside Guided back to The pressure limiting valve 19 protects the discharge port 15 of the hydro pump 12.
[0016]
Pressure fluid is supplied from the vane compartment pump 10 through the discharge port 17 to different hydraulic consumers. The consumer is, for example, a hydrostatic adjustment cylinder and a hydraulic operating device for a clutch belonging to a transmission device of an automobile.
[0017]
The vane compartment pump 10 and the second hydropump 12 are driven via a common drive shaft 20. The drive shaft 20 has an axis 21, and a rotor 22 is fixed to the drive shaft 20 so as not to be relatively rotatable. Radial slits 23 are uniformly distributed around the rotor, and vanes 24 are guided in these slits 23. These vanes 24 are low in the radial direction. T It protrudes beyond the outer peripheral surface of 22 and is in contact with a lifting ring (Hubring) 25 having a cylindrical lifting cam surface (Hubkurve). The axis of the lifting ring 25 has an interval E that varies between zero and a maximum value with respect to the axis 21 of the drive shaft 20. The vane compartment pump 10 is a vane compartment pump having a variable displacement volume. The vane 24 forms a first pressure chamber 27 between these vanes 24, and a rear second pressure chamber 28 is formed in the slit 23 on the rear side facing the bottom side of the slit 23. is doing.
[0018]
A control disk 32 is arranged on the side of the elevating ring 25 and the rotor 22, and the control disk 32 has a total of four control grooves that open toward the rotor 22. The suction groove 33 located radially outward is hydraulically connected to the suction port 11 and is attached to the control disk 32. The first pressure chamber 27 matches the suction groove 33, and the suction groove 33 33 becomes large. In this case, it should be noted that in FIG. 1 the rotor is driven in the opposite direction to the clockwise direction. Another suction groove 34 is located further radially inward than the suction groove 33, and this other suction groove 34 is aligned with the second pressure chamber 28 so as to be larger. What is important here is that the suction groove 34 is not connected to the suction port 11 of the vane compartment pump 10 but to the discharge port 15 of the radial piston pump 12. As a result, the pressure chamber 28 is loaded by the pressure formed at the discharge port 15 of the radial piston pump 12 in the suction region of the vane compartment pump 10 whose volume is increasing, and the elevating ring 25 faces outward. Pressed against. Within the compression region of the vane compartment pump 10 where the pressure chambers 27 and 28 shrink, the pressure chambers 27, 28 coincide with a pressure groove 35 located radially outward and a pressure groove 36 located radially inward. Since these two pressure grooves are hydraulically connected to each other and to the discharge port 17, the vane 24 is loaded on the front side in the compression region and on the rear side with the same pressure.
[0019]
In the long stop state of the vehicle where the hydropumps 10 and 12 and the hydraulic consumers 16 and 18 are present and at low ambient temperatures, the viscosity of the pressure liquid to be treated is high. Since the displacement member of the hydropump 12 is forcibly guided, the hydropump starts conveying the highly viscous pressure liquid as soon as the drive shaft 20 starts to rotate. In the discharge port 15, a pressure is formed so that the vane 24 of the vane compartment pump 10 is pressed radially outward in the suction region. Therefore, the vane compartment pump is already in the same manner even at a low rotational speed of the drive shaft. The pressure liquid is conveyed to In this case, the pressure at the discharge port 15 of the hydropump 12 increases as the viscosity of the pressure liquid increases. This is because the load force increases as the viscosity of the pressurized liquid increases due to the hydraulic resistance of the lubricating oil circuit. On the other hand, in addition to the centrifugal force, the auxiliary force required to reliably bring the vane 24 of the vane compartment pump 10 into contact with the lifting ring 25 also increases as the viscosity of the pressure liquid increases. Thereby, without special means, an auxiliary force is obtained on the vane 24 of the vane compartment pump 10 independent of the viscosity of the pressure medium.
[0020]
In the embodiment shown in FIGS. 2 to 5, the vane compartment pump 10 and the second hydro pump configured as an internal gear pump 40 without a filler are combined into one structural unit, This structural unit is arranged in a common casing 41 consisting of a number of parts and is driven via a single drive shaft 42. The casing is assembled from a pot-shaped casing portion 43 and a lid-shaped casing portion 44. A ball bearing 45 is provided at the bottom of the casing portion 43, and the drive shaft 42 is supported on the ball bearing 45. One end of the drive shaft 42 protrudes beyond the bottom of the casing portion 43 and is provided with serrations at this end. This end can be fitted with a gear (not shown in detail) for a drive device for a twin pump. The drive shaft 42 includes a rotor 22 of the vane compartment pump 10 and a gear 47 provided with an external tooth row of the internal gear pump 40 in an axial direction so that they cannot rotate relative to each other (that is, rotate together). It is fixed at an interval. The gear 47 is arranged in an annular cylindrical pump chamber. The pump chamber has a side disk 48 mounted on the bottom of the casing part 43 and a casing similar to the side disk 48. It arrange | positions between the control parts 49 arrange | positioned firmly in the inside. The controller 49 substantially occupies the space between the rotor 22 and the gear 47, and a ring-shaped cylinder brim reaches the side disk 48. The rotor 22 of the vane compartment pump 10 is located in an annular cylindrical pump chamber formed between the lid 44 and the control unit 49, and the control unit 49 has an annular cylindrical extension portion. The lid 44 is reached and the centering collar of the lid 44 is bridged. An elevating ring 25 is arranged in the pump chamber of the vane compartment pump 10, and this elevating ring 25 is a first dish plate. Right A compression coil spring 50 is supported in a diametrical direction via a compression coil spring 50 supported by an elevating ring 25 via 51 and supported by an adjustment screw 53 for maximum driving pressure via a second disc spring 52. The other side is pressed against the adjusting screw 54 for maximum lifting volume. During driving, the rotor rotates in the direction of the arrow A in the counterclockwise direction as shown in FIG. 3, and at this time, a compression region continuous in the rotation direction is between the adjusting screw 54 and the compression coil spring 50. Located in. The component force generated by the pressure and acting perpendicularly to the connecting line connecting the adjusting screw 54 and the compression coil spring 50 is received by the height adjusting screw 55. The height adjusting screw 55 defines the position of the elevating ring perpendicular to the connecting line between the adjusting screw 54 and the compression coil spring 50. A vane 24 guided in the radial direction in the slit 23 of the rotor 22 is in contact with the inside of the elevating ring. FIG. 3 shows that the pressure chamber 27 exists between the vanes, and the pressure chamber 28 exists behind the vanes.
[0021]
A wide notch 60 provided in the control unit 49 that opens in the radial direction (the casing part 43 also has an opening 61 through this notch 60) is also a suction port for the vane compartment pump 10, A suction port for the internal gear pump 40 is also formed. A suction groove 33 outside the vane compartment pump 10 extends between the notch 60 in the axial direction and the end face side of the control unit 49 facing the rotor 22 side. That is, the suction groove 33 is disposed on the substantially outer peripheral surface of the rotor 22. Further, in the inner region, that is, in the bottom region of the slit 23, the inner suction groove 34 extends into the control unit 49 beyond the center of the notch 60 when viewed in the axial direction in the pump chamber of the vane compartment pump 10. The notch 60 does not reach the control groove 34 in the radial direction. There is no hydraulic connection between the control groove 34 and the notch 60, ie the inlet of the two pumps. An inner pressure groove 36 exists on the opposite side of the suction grooves 33 and 34, and a rear pressure chamber 28 extends beyond the pressure groove 36, and an outer pressure groove 35 (this pressure groove 35). The pressure chamber 27 is open in the direction toward the top of the control portion 49. The two pressure grooves also penetrate deep into the control unit 49. In the control part 49, radial holes 62 are provided in the radial plane in which the notches 60 are present, and these radial holes 62 correspond to the corresponding holes provided in the casing part 43 towards the outside. Two pressure grooves 35 and 36 intersect inward and near one end thereof inward. The holes 62 and 63 form a discharge port of the vane compartment pump 10, and two pressure grooves 35 and 36 are hydraulically connected to the discharge port.
[0022]
The outer side of the gear 47 having an external tooth row of the internal gear pump 40 is surrounded by a hollow gear 64 having an internal tooth row, and this hollow gear 64 rotates eccentrically with respect to the gear 47 on its outer peripheral surface. It is supported by the control part 49 as possible. The tooth row 65 and the tooth row 66 of the hollow gear 64 slide with each other, and a pressure chamber is formed between these tooth rows 65 and 66 as a forced guide type displacement member of the gear pump 40. The pressure chamber increases in the suction area and decreases in the compression area. In the suction region, the pressure chamber opens toward the suction groove 67, and the suction groove 67 passes through the wall portion of the control unit 49 that exists between the pump chamber of the internal gear pump 40 and the notch 60. . On the side substantially opposite to the suction groove 67, the controller 49 is provided with a pressure groove 68 of the internal gear pump 40 on the radially outer side of the pressure grooves 35 and 36 of the vane compartment pump 10. The pressure groove 68 extends in the axial direction to the radial surface where the notch 60 and the radial hole 62 of the control unit 49 exist, and enters the control unit 49. The radial hole 69 of the control 49 present in this radial plane opens inwardly towards the pressure groove 68 and is coincident with the radial hole of the casing part 43, which is aligned with the radial hole 69. A discharge port of the gear pump 40 is formed. As shown in particular in FIGS. 4 and 5, the pressure groove 68 ends in a circumferential direction spaced from the radial hole 62 of the control section 49, and thus between the outlets of the two pumps. A hydraulic connection is not formed.
[0023]
A hole 71 extends from the pressure groove 68 in the vicinity of the other end of the pressure groove 68. This hole 71 is provided tangentially in the control unit 49 from the outside, and this hole 71 passes through the pressure grooves 35 and 6 of the vane compartment pump and passes through the suction groove 34 of the vane compartment pump 10. One end is opened in the tangential direction. As a result, the suction groove 34 of the vane compartment pump 10 is hydraulically connected to the pressure groove 68 of the internal gear pump 40. Since the pressure chamber 28 behind the vane compartment pump 10 is filled with fluid in the suction region of the discharge port of the internal gear pump 40, the pressure chamber 28 is at least approximately within the discharge port of the internal gear pump 40. The same pressure is formed. Due to the opening of the hole 71 in the suction groove 34 in this manner, the pressure loss that may occur between the pressure groove 68 and the suction groove 34 is reduced. The hole 71 is located in a radial plane extending through the notch 60 and the center of the holes 62 and 69 of the controller 49. The hole 71 overlaps the suction groove 34. This is because the suction groove 34 extends in the control portion 49 in the axial direction until it exceeds the radial surface. However, the depth of the control groove 34 is made slightly shallow so that the hole 71 is arranged in a radial plane located in the vicinity of the pump chamber of the vane compartment pump, or the vane 71 extends from the beginning of the pressure groove 68 to the vane. You may comprise so that the space | interval to the pump chamber of the compartment pump 10 may extend diagonally on the basis of a radial direction surface so that it may become larger than the space | interval from this pump chamber to the opening location in the suction groove 34. 4 and 5, the suction and compression regions of the vane compartment pump 1 are slightly rotated relative to the suction and compression regions of the internal gear pump 40, as shown at different positions of the suction and pressure grooves. Has been. Thereby, on the one hand, the suction groove 34 occupies a better position for obtaining a connection path between the suction groove 34 and the pressure groove 68. On the other hand, the pressure grooves 35 and 36 of the vane compartment pump 10 are slightly away from one end of the pressure groove 68, so that the suction groove 34 and the pressure groove 68 are between the pressure groove 68 and the notch 60. There will be sufficient material for the control 49 to form a connection passage 71 therebetween.
[0024]
Also in the embodiment shown in FIGS. 6 to 10, the adjustable vane compartment pump 10 and the second hydropump configured as an internal gear pump 40 without filler are combined into one component unit. Yes. The two pumps are driven via one drive shaft 42. Unlike the second embodiment, the casing 41 has a central control unit 49, and the central control unit 49 includes a vane 24 existing in the slit 23 on one end face side. It has a pump chamber for the lifting ring 25 of the rotor 22 and the vane compartment pump 10, and on the other end face side, it has a gear 47 with an external tooth row and an internal tooth row of an internal gear pump 40. It has a pump chamber for the gear 64 and has a lid 44 for closing the pump chamber of the vane compartment pump and another lid 74 for closing the pump chamber of the internal gear. The other lid 74 has the two functions that the side disk 48 and the bottom of the bowl-shaped casing portion 43 had in the second embodiment. A ball bearing 45 is inserted into the lid 47, and the drive shaft 42 is supported in the ball bearing 45. Further, in the ball bearing 45, the drive shaft 42 is supported in the sliding bearing 75 as in the second embodiment, and the sliding bearing 75 is inserted into the central hole 76 of the control unit 49, A predetermined length extends from the end of the hole 76 on the vane compartment pump side into the control unit. The two lids 44 and 74 and the control unit 49 are fastened together by long machine screws in a manner not shown in detail.
[0025]
Since the adjusting mechanism of the vane compartment pump 10 of the third embodiment is the same as that of the second embodiment, the description thereof is omitted. The diameter of the set of gears 47 and 64 used for the internal gear pump 40 in the third embodiment is smaller than the diameter of the set of gears according to the second embodiment.
[0026]
During operation, the drive shaft 42 rotates in the clockwise direction as shown in FIG. 7 and in the counterclockwise direction as shown in FIG.
[0027]
In addition to the configuration of the lid 74 in front of the pump chamber of the internal gear pump 40, the configuration of the third embodiment is significantly different from that of the second embodiment in the configuration of the hollow chamber in the control unit. The suction ports for the two pumps 10 and 40 are formed by a wide (large area) notch 60 opened in the radial direction in the control unit 49 as in the second embodiment. 7 has a remarkably asymmetric shape in the cross-sectional view shown in FIG. 7, and there is an uninterrupted material for the hole 77 in the region where the three machine screws penetrate the control. Yes. A suction groove 33 outside the vane compartment pump 10 extends in the axial direction between the notch 60 and the end face side of the control unit 49 facing the rotor 22 side. It has substantially the same shape as that in the embodiment, and is also located on the substantially outer peripheral surface of the roller 22. Further, an inner suction groove 34 is opened in the pump chamber of the vane compartment pump 10 in the inner region, that is, the bottom region of the slit 23. The notch 60 does not reach the suction groove 34 in the radial direction. That is, the hydraulic connection between the suction groove 34 and the notch 60 (that is, the suction ports of the two pumps) is not formed. In particular, as shown in FIG. 8 in which the inner suction groove 34 is represented by a broken line, in this third embodiment, the inner suction groove is in the axial direction over its entire length, and the center of the notch 60. It does not penetrate into the control unit 49 beyond. Rather, the inner suction groove 34 has a shallow region 78 (depth) and a deep region (depth) on the rear side in the rotational direction of the rotor. Only this deep region reaches the inside of the control unit 49 beyond the center of the notch 60 in the axial direction (see the sectional view of FIG. 7). Compared with the configuration in which the inner suction groove is formed deep along the entire length, the control unit 49 of the third embodiment is more robust.
[0028]
A pressure groove 36 (a pressure chamber 28 on the rear side extends beyond the pressure groove 36) and a pressure groove 35 (the pressure groove 35) on the inner side of the vane compartment pump 10 on substantially opposite sides of the suction grooves 33 and 34. The pressure chamber 27 is open toward the upper side). Each of the two pressure grooves also has a shallow region 82 or 83 and a deep region 84 or 85 that is behind in the rotational direction of the rotor. Within this deep region 84 or 85, the two pressure grooves protrude into the control unit 49 beyond a radial surface (same as the cross-sectional view shown in FIG. 7) extending in the center of the suction port. In FIG. 10, an inner pressure groove 36 having a flatter region 83 and a deeper region 85 is formed. A stepped connection hole 62 extending in the tangential direction with respect to the axis of the drive shaft 42 is provided in the control surface 49 in the radial plane, and the function of the connection hole 62 is the second embodiment. This connection hole 62 intersects the deep regions 84 and 85 of the two pressure grooves 35 and 36 in the same way as the function of the same numbered hole in the example.
[0029]
In the third embodiment as well as in the second embodiment, the teeth of the gears 47 and 64 of the internal gear pump 40 are along each other, and a pressure chamber as a forced guided displacement member between these teeth. Is forming. These pressure chambers increase the suction area and reduce the compression area during operation. In the suction region, the pressure chamber opens toward the suction groove 67, and the suction groove 67 passes through the wall of the control unit 49 that exists between the pump chamber of the internal gear pump 40 and the notch 60. . The pressure groove 68 of the internal gear pump 40 is formed in the control unit on the side opposite to the suction groove 67 within the same angular range where the pressure grooves 35 and 36 of the vane compartment pump 10 also exist. . The pressure groove 68 is not located radially outside the pressure groove 35, but at least partially on the same diameter as the pressure grooves 35 and 36. Similar to the pressure grooves 335 and 36, the pressure groove 68 has a shallow region 86, which is located axially facing a deep region of the pressure grooves 35 and 36, and has a deep region 87. have. The deep region 87 protrudes beyond the radial surface in the axial direction, and flat regions of the pressure grooves 35 and 36 are located facing the region 87 in the axial direction. A controller located in the radial plane and extending parallel to the connection hole 62 of the vane compartment pump 10 49 The connection hole 69 provided in the hole (the function of the connection hole 69 corresponds to the function of the hole of the second embodiment denoted by the same reference numeral) is opened inward toward the deep region 87 of the pressure groove 68. ing. It forms a hydraulic connection with the connecting hole 62 or one of the pressure grooves 35 and 36 as well as the flat area 86 of the pressure groove 68 which is axially opposite to the deep area of the pressure grooves 35 and 36. Not. Thereby, when the two connection holes 62 and 69 are located close to each other in the same radial plane, the pressure grooves 35, 36 have a flat region and a deep region, on the one hand. The correct hydraulic connection is made between 35, 36 and 68 and the connecting holes 62 and 69, while the pressure groove 68 can be located on the diameter of the pressure grooves 35 and 36, so that it is small in the radial direction. Only structural space is required.
[0030]
If the pressure groove 68 is located radially outside the pressure groove 35 as in the second embodiment, only the pressure groove 68 differs in the arrangement of the connection holes 62 and 69 as in the third embodiment. It suffices to have the following area. The pressure grooves 35 and 36 may protrude beyond the radial surface over their entire length. In this case, however, it is advantageous if the pressure grooves 35 and 36 have different depths. This is because the improved shape stability of the control unit 49 is expected if the depths are different.
[0031]
As in the second embodiment, also in the third embodiment, a hole 71 extends from the pressure groove 68. The hole 71 passes through the connection hole 69 and extends parallel to the connection hole 69. It is located in the radial plane and is formed in the controller 49. As a result, this hole 71 opens in front of the flat regions 82 and 83 of the pressure grooves 35 and 36 of the vane compartment pump and into a deep region 79 at the end of the suction groove 34 of the vane compartment pump 10. ing. As a result, the suction groove 34 of the vane compartment pump 10 is hydraulically connected to the pressure groove 68 of the internal gear pump 40. Since the pressure chamber 28 on the rear side of the vane compartment pump 10 is filled with fluid from the discharge port of the internal gear pump 40 in the suction region, the pressure chamber 28 is filled with the fluid at the discharge port of the internal gear pump 40. At least about the same pressure is formed. By forming the connection hole 71 through the connection hole 69, the working time is shortened. In other words, the work of closing the hole in a later operation and cutting the thread necessary for screwing the plug is omitted.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram of a first embodiment.
FIG. 2 shows a second embodiment in which a vane compartment pump and a second hydro pump configured as an internal gear pump are combined into one structural unit having a common control unit fixed to the casing. It is a longitudinal cross-sectional view including the axis line of a drive shaft.
3 is a cross-sectional view taken along line III-III in FIG.
4 is a cross-sectional view taken along line IV-IV in FIG.
5 is a cross-sectional view taken along line VV in FIG.
FIG. 6 is a longitudinal sectional view including an axis of a drive shaft of a third embodiment mainly different from the second embodiment in the configuration of the control groove and the arrangement of the pressure connection portions in the control unit.
7 is a cross-sectional view taken along line VII-VII in FIG.
8 is a longitudinal sectional view of a third embodiment taken along line VIII-VIII in FIG.
FIG. 9 is a view of an end face side of a control portion on a vane compartment pump side.
FIG. 10 is a diagram of a control unit in the direction of two parallel pressure connections.

Claims

A pump device comprising a vane compartment pump (10) for supplying high pressure liquid to one or a number of consumers (18), the vane compartment pump (10) being a suction A first pressure chamber (27) between the vanes (24) in the suction area and a radius provided in the rotor (22) for guiding the vanes (24) in the suction area The second pressure chamber (28) on the retreat side of the vane (24), which faces the bottom side of the directional slit (23), increases, and the two pressure chambers (27, 28) in the compression region In addition, the two pressure chambers (27, 28) are hydraulically connected to the discharge ports (62, 63) in this compression region,
A second hydro pump (40) driven in common with the vane compartment pump (10) is provided, and the displacement member (65, 66) of the second hydro pump is forcedly guided by mechanical restraint. The second hydropump (40) has a second outlet in the lubricating oil circuit of the motor vehicle transmission as a circulation circuit having a lower system pressure than in the consumer supplied with high pressure liquid In the type used to supply pressure fluid via (69,70),
The second pressure chamber (28) of the vane compartment pump (10) on the retreating side of the vane (24) is connected to the discharge port (69, 70) of the second hydro pump (40) in the suction region. The pump apparatus provided with two hydro pumps characterized by the above-mentioned.

2. The pumping device according to claim 1, wherein the vane compartment pump (10) has a variable displacement volume.

The pump device according to claim 1 or 2, wherein the second hydropump (40) is a pump having two gears (47, 64).

The pump device according to claim 3, wherein the second hydro pump (40) is an internal gear pump in which no filler is interposed between the two gears (47, 64).

The pump device according to claim 3 or 4 , wherein the vane compartment pump (10) and the second hydropump (40) are combined into one component unit and arranged one after the other in the axial direction.

A control unit (49) fixed to the casing is disposed between the vane compartment pump and the displacement member (65, 66) of the second hydro pump (40), and the control unit (49) A suction port (60) common to the hydropumps (10, 40), a first discharge port (62) assigned to the vane compartment pump (10), and a second hydropump (40). A second discharge port (69) and an outer suction groove (33) located radially outward and open toward the rotor (22) of the vane compartment pump (10), The outer suction groove (33) is hydraulically connected to the suction port (60), and the outer suction groove (33) is connected to the first pressure chamber (27) of the vane compartment pump (10). And the control unit 49) has an inner suction groove (34) located radially inwardly opening towards the rotor (22) of the vane compartment pump (10) and a connecting passage (71), The inner suction groove (34) overlaps the second pressure chamber (28) of the vane compartment pump (10) and is located radially inward via the connection passage (71). The pump device according to claim 5, wherein the inner suction groove (34) is connected to a discharge port (69) of the second hydropump (40).

The control unit (49) has a pressure space (68) that opens toward the gears (47, 64) of the second hydropump (40), and the suction space inside the pressure space (68) The pump device according to claim 6, wherein a hole extending straight is provided as the connection passage (71) between the groove (34).

The inner suction groove (34) located on the inner side is formed in an arc shape, and the connection passage (71) opens in an almost tangential direction to the suction groove at the end of the inner suction groove (34). The pump device according to claim 7 .

The inner suction groove (34) located radially inward of the vane compartment pump (10) comprises a region (79) having a large axial depth and a region (78) having a small axial depth. and has the connecting passage (71) is open to the said greater axial said inner suction groove depth is located radially inwardly in the region (79) having (34), according to claim 7 or 8. The pump device according to 8 .

10. A pumping device according to claim 9, wherein the connecting passage (71) extends in a radial plane located substantially perpendicular to the axis of the two pumps (10, 40).

The vane compartment pump (10) has a pressure groove (35) positioned radially outward and a pressure groove (36) positioned radially inward, and the control unit (49) includes a second hydrostatic pump. pump has a gear pressure space which opens toward the (47,64) (68) (40), said pressure space (68) comprises two pressure grooves (35 of the vane compartment pump (10) 36), which extends radially over the angular range in which the two pressure grooves (35, 36) of the vane compartment pump (10) are also present, Extends into the inner suction groove (34) located radially inward of the vane compartment pump (10) near one end of the pressure space (68) of the second hydro pump (40), Pressure groove (3) of the chamber pump (10) , 36) of which extends to the groove suction through the side of the end portion (34), the pump device according to any one of claims 7 to 10.

The other end portions of the two pressure grooves (35, 36) of the vane compartment pump (10) are open toward the pressure passage, and the pressure passage is the pressure of the second hydro pump (40). 12. A pumping device according to claim 11, which passes by the space (68) and leads to the discharge port of the vane compartment pump (10) on the radially outer surface of the control part (49).

The pressure groove (35, 36) of the vane compartment pump (10) and the pressure space (68) of the second hydropump (40) overlap in the axial direction when viewed in the radial direction. Item 13. The pump device according to Item 11 or 12 .

The control unit (49) has a pressure space (68) that opens toward the gears (47, 64) of the second hydropump (40), and most of the pressure space (68) A region in which the pressure groove (35, 36) of the vane compartment pump (10) also extends over an existing angular range, and the pressure groove (35, 36) of the vane compartment pump (10) has a large axial depth. (84, 85) and a region (82, 83) having a small axial depth, the pressure groove (35, 36) and the discharge port (62) of the vane compartment pump (10). The pump device according to any one of claims 11 to 13 , wherein the pressure grooves (35, 36) intersect within a region (84, 85) having a large axial depth.

The control unit (49) has a pressure space (68) that opens toward the gears (47, 64) of the second hydropump (40), and most of the pressure space (68) The pressure groove (35, 36) of the vane compartment pump (10) also extends over an angular range in which the pressure space (68) of the second hydropump (40) has a large axial depth ( 87) and a region (86) having a small axial depth, the pressure space (68) and the discharge port (69) of the second hydropump (40) are connected to the pressure space ( intersect in a region (87) having a greater axial depth of 68), the pump device according to any one of claims 11 to 14.

A region (87) having a large axial depth of the pressure space (68) of the second hydropump (40) is located in the pressure groove (35) at least radially outward of the vane compartment pump (10). 16. The pumping device according to claim 15, wherein the control device (49) is located facing each other in the axial direction with respect to the region (82) having a small axial depth .

A region (84) with a large axial depth of the pressure groove (35) located at least radially outward of the vane compartment pump (10) is said to be the pressure space (68) of the second hydropump (40). The pump device according to claim 15 or 16, wherein the control device (49) is located opposite to each other in the axial direction with respect to the region (86) having a small axial depth.

From the region (87) in which the connecting passage (71) has a large axial depth of the pressure space (68) of the second hydropump (40), the two pressure grooves (35) of the vane compartment pump (10) 36) extends beyond the region (82, 83) having a small axial depth, respectively, into an inner suction groove (34) located radially inward of the vane compartment pump (10). The pump device according to any one of 15 to 17.