CN1875189B - 双泵或者多泵 - Google Patents

双泵或者多泵 Download PDF

Info

Publication number
CN1875189B
CN1875189B CN2004800320396A CN200480032039A CN1875189B CN 1875189 B CN1875189 B CN 1875189B CN 2004800320396 A CN2004800320396 A CN 2004800320396A CN 200480032039 A CN200480032039 A CN 200480032039A CN 1875189 B CN1875189 B CN 1875189B
Authority
CN
China
Prior art keywords
pump
pressure
sealing partition
chamber
suction
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
CN2004800320396A
Other languages
English (en)
Other versions
CN1875189A (zh
Inventor
J·巴赫曼
R·施瓦策
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
GKN Sinter Metals GmbH
Original Assignee
GKN Sinter Metals GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by GKN Sinter Metals GmbH filed Critical GKN Sinter Metals GmbH
Publication of CN1875189A publication Critical patent/CN1875189A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN1875189B publication Critical patent/CN1875189B/zh
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/24—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves
    • F04C14/26—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves using bypass channels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/06—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations specially adapted for stopping, starting, idling or no-load operation
    • F04C14/065—Capacity control using a multiplicity of units or pumping capacities, e.g. multiple chambers, individually switchable or controllable
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/10—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber
    • F04C14/12—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using sliding valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H57/00—General details of gearing
    • F16H57/04—Features relating to lubrication or cooling or heating
    • F16H57/0434—Features relating to lubrication or cooling or heating relating to lubrication supply, e.g. pumps ; Pressure control
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)
  • Details And Applications Of Rotary Liquid Pumps (AREA)
  • Lubrication Of Internal Combustion Engines (AREA)

Abstract

用于产生至少两个具有不同压力的体积流的泵，包括泵盖(1)、泵壳(4)、偏心支承在泵壳中的齿轮组(2)，其中泵壳(4)具有抽吸槽(5)和压力槽(6)，其通过第一密封隔片(7、7.1)和与其相对的第二密封隔片(8、8.1)相互隔开，其中压力槽(6)用至少另一个密封隔片(11、11.1)分成高压腔(12)和低压腔(13)，其中每个压力腔(12、13)具有压力接头(14、15)。

Description

双泵或者多泵
技术领域
本发明涉及一种用于产生至少两个体积流的泵，特别是一种用于内燃机的润滑油泵、变速器泵以及类似应用的泵。
背景技术
在现有技术中已知许多种润滑油泵，其提供比较低的最大压力水平，该压力水平最大为7至8巴。在汽车工业的许多应用领域中，例如凸轮轴调节器领域、发动机润滑以及变速器领域中表明，需要对于这些应用目的成本低廉且最优地构造泵。
凸轮轴调节器例如由润滑油泵驱动，该润滑油泵由于其压力水平有限，在极限区域中不能保证凸轮轴调节器的功能，因为润滑油泵的压力水平太低。作为替代方案已知，使用作为高压泵的第二泵用于凸轮轴调节器的供给。较高的压力使得调节器的调节时间较快。
在变速器领域中已知，使用具有体积流量大约为12至20cm3/U的大排量泵，这种大排量泵将这些体积流量转换为大约10至70巴的压力，尽管只有很小部分具有这种高压的体积流量用于换档过程以及离合器操作。由此产生泵较大的效率损失。
在发动机润滑领域中使用成本昂贵的串联泵，串联泵由两个齿轮组以及两个泵壳半体构成，其中从某个压力和体积流量水平开始通过旁路切断一个泵半体以用于调节该泵，由此也会出现相应的效率损失。基本上由DE-A-196 46 359和DE-A-199 22 792已知啮合转子组，其由一个具有内齿部的外环和一个偏心容纳在其中的具有外齿部的齿轮构成，其中内齿部通过可旋转地支承在外环中的滚子构成，并且具有多于外齿部的齿，其中给齿轮的外齿部叠加具有小的多的模数的精密齿部，并且每个滚子在其圆周上具有相同模数的精密齿部，齿轮的齿与精密齿部啮合。
啮合转子组的功能由此实现，将驱动力矩通过传动轴作用在内转子上并使内转子旋转，其中由啮合的内转子将力传递到行星齿轮上，该力一方面获得穿过行星齿轮的中心的冲击力以及引起行星齿轮转矩的切向力，其中该作用在轴承环上的冲击力使得轴承环旋转。
上述啮合转子组适合实现高的压力。
发明内容
本发明的任务在于提供一种泵，这种泵借助于一种简单的结构构造实现了产生至少两个具有不同压力的体积流，其中这种泵应当具有较小的结构尺寸并且必须简单且成本低廉地制造。
该任务按照本发明通过一种用于产生至少两个具有不同压力的体积流的泵来解决，该泵包括泵盖、泵壳、偏心地支承在泵壳中的齿轮组，其中该泵壳具有抽吸槽和压力槽，抽吸槽和压力槽通过第一密封隔片和与该密封隔片相对的第二密封隔片相互隔开，其中压力槽通过至少另一个密封隔片分成高压腔和低压腔，其中每个压力腔具有一个压力接头。通过将压力槽借助于另一密封隔片分成高压腔和低压腔可以将从抽吸槽输送到压力槽中的体积流分成两个体积流，其中在低压腔中存在例如为5巴的较低的压力，并且在高压腔中存在例如为80巴的较高的压力。5巴的较低的压力足够保证发动机润滑，80巴的较高的压力例如可以用于操作凸轮轴调节器。
在本发明的一种优选的结构方案中，齿轮组是行星转子组。行星转子组是径向自动密封的，也就是说挤流腔通过微齿部相互之间绝对密封地隔开。挤流腔通过内转子的两个精密啮合的齿以及两个与这两个齿啮合的行星齿轮构成，行星齿轮通过密封隔片轴向密封。在齿轮组旋转时，挤流腔的容积关于压力腔1呈正弦减小，由此一部分介质被挤入低压腔。剩余的部分介质在横穿另一个密封隔片后绝对密封地流入行星转子的挤流腔，并且输送到高压腔中，在那里残余的介质一直被挤到齿轮组的“上止点”。
基本上可以通过设置其它密封隔片来分隔压力槽，从而产生其它的压力腔和体积流，其中这种设置只受齿轮组的尺寸和其齿数的限制。通过按本发明的具有行星转子组的泵可以实现低压腔和高压腔之间高达120巴的压力差。
在本发明的有利的结构方案中，该齿轮组是摆线转子组或者双定心齿轮组，其中在使用这种齿轮组类型时在低压腔和高压腔之间只能实现较小的压力差，也就是最大约为20巴的压力差。
在本发明的一种优选的结构方案中，在泵盖中设置抽吸盲槽(Saugblindschlitz)和压力盲槽(Druckblindschlitz)，其与抽吸槽和压力槽相对设置并且具有与其相同的几何形状。两个盲槽避免了轴向力作用在齿轮组上。
在本发明的一种优选的结构方案中，相对于轴线以一个30°至120°的角度α3设置另一密封隔片。
在本发明的另一种优选的结构方案中，另一密封隔片延伸一个20°至80°的角度α2。角度α1和α2是大小相同的。
在本发明的一种特别优选的结构方案中，另一密封隔片可移动地设置在泵盖和泵壳中。由此可以在泵工作期间根据要求的值改变体积流量和压力。可运动的密封隔片将压力槽分成一个低压腔和一个高压腔。该密封隔片例如与相对于内转子的传动轴成直角布置的控制活塞连接，其中通过作用在控制活塞上的预紧的压力弹簧可以调节所要求的极限压力。在第一密封隔片的区域内设置了一个旁路调节装置。旁通孔将高压腔与抽吸槽连接起来。该旁通孔通过布置调节螺纹件关闭或者打开。调节螺纹件的位置打断了旁通孔并且将高压腔通过第一密封隔片与抽吸槽隔开。调节螺纹件的位置打开旁通孔并且建立了高压腔和抽吸槽之间的连接(旁路)。挤入高压腔中的介质由此可以无压力的流入抽吸槽。通过调节螺纹件的调节可以成本低廉地通过二位二通电动旁通阀构造而成，其具有快速的转换时间。由此可以非常快速地接通和关断高压腔的体积流。在旁通孔关闭时在高压腔中建立压力，该压力通过压力管道作用在控制活塞上。在高压腔中超过所调节的极限压力时，控制活塞克服压力弹簧的弹簧力移动。因为控制活塞与密封隔片连接，该密封隔片逆着行星转子组的运行方向推动。高压腔由此变大并且体积流量相应地增加。
在本发明的另一种优选的结构方案中，高压腔的大小和/或低压腔的大小是可以变化的。由此也实现了体积流量或者压力在泵工作期间可以根据所要求的大小改变。
在本发明的一种有利的结构方案中，泵盖、泵壳和/或齿轮组由烧结金属制成。由烧结金属进行制造一方面实现了简单和成本低廉地制造构件，并一方面改善了自润滑性能，因为润滑剂可以装入气孔中。
在本发明的特别优选的结构方案中，泵用于操作凸轮轴调节器、发动机润滑、变速器润滑和/或辅助换档过程和所有其它汽车领域和其它具有类似的要求的领域中的应用。例如可以将低压体积流用于发动机润滑，其中该低压体积流可以具有最大6巴的压力。第二体积流用于运行凸轮轴调节器是必要的，其中该体积流的压力可以在40巴和100巴之间。如果凸轮轴调节器以较高的压力运行，那么就会使调节器的调节时间更快。由此可以在将怠速转速降低到450至500U/min的同时实现平稳的发动机运转。相应的降低了废气总排放和油耗。另外改善了在450至500U/min转速范围内发动机的功率、扭矩和总效率。调节器的结构尺寸可以显著减小。这意味着减小旋转质量，并由此降低了重量。另外可以取消凸轮轴调节器的锁定，并且可以将发动机的怠速转速从650U/min降低到450-500U/min。由此还实现了燃料的节省、更快更有效的调节凸轮轴以及泵更小的结构尺寸。另外由于泵的较小的尺寸可以节省重量并且允许较大的制造公差，由此可以节约成本。
在本发明的另一种优选的结构方案中，两个体积流是可以调节的。
按本发明的泵的另一种应用方案例如在于自动变速器或者双离合器变速器。目前现有技术中必须将所有变速器机油用泵转换到高达20巴压力，尽管只有一小部分具有该压力的变速器机油用于换档过程。使用按本发明的泵可以将体积流和压力进行分配，使得可以调节用于变速器润滑以及用于换档过程的体积流和压力。通过使用按本发明的泵可以显著降低功率损失，并且通过降低怠速转速可以相对降低机油老化。这通过下面的例子来说明：
按现有技术的用于自动变速器的泵：
对泵的要求是，在压力为20巴时应当转换最多28l/min。
P＝Q*p/600＝28l/min*20/600＝0.93KW
用于具有按本发明的泵的自动变速器的泵：
使用25％具有20巴压力的体积流量用于换档过程，并且75％具有3巴压力的体积流量用于变速器润滑。
7l/min*20/600+21l/min*3/600＝0.335KW
由此按本发明的泵节省了大约64％的功率。
另外通过将压力提高到50巴并且将体积流量相应的减小可以缩短换档时间并且可以显著减小用于换档过程的液动活塞，由此节省了结构空间、重量和成本。
按现有技术的用于CVT变速器(无级变速器)的泵：
这里如同自动变速器也是现有技术。对于CVT变速器需要高压用于调节链轮(皮带轮)。使用径向活塞泵。
规格：径向活塞泵：      18.2cm3/U定量泵
      转速：            6000l/min
      压力：            60巴
      体积流量：        30l/min
如下进行简化的对比计算：
1.径向活塞泵：
Md＝V*p(20*pi)＝18.2*60/(20*pi)＝17.37Nm
P＝Md*U/min/9500＝17.37*6000/9500＝10.97KW
2.按本发明的泵：
在60巴时1/3体积流量，在5巴时2/3体积流量。
6.06*60/(20*pi)+12.12*5/(20*pi)＝6.74Nm
6.74Nm*6000/U/min/9500＝4.25KW
由此功率节省了61.2％。
两个计算实例都只是液压功率，没有算入摩擦损失等。另外可以调节两个体积流量，由此还可以进一步节省功率。
在现有技术中，例如使用抽吸调节的径向活塞泵，这会导致介质强烈的乳化以及变热，并且泵的额定需求功率会大大降低CVT变速器的总效率。
在一些应用中(双离合器变速器)，在换档时只是短时需要高压腔的体积流量。非常有利的是，将高压腔(大约30-40巴)的体积流量在不需要的时间内通过旁路无压力的导引到抽吸区，并且在换档过程时重新接通。另外有利的是在换档过程中暂时提高高压腔的体积流量，这会显著缩短换档周期。这通过装入可变密封隔片11可以成本低廉的实现。这些措施显著降低了泵的额定需求功率。
附图说明
根据示意性的附图来详细说明本发明。
附图示出：
图1示出了具有偏心装入的行星转子组的板形结构的泵壳；
图2示出了图1中的剖面A-A，沿线C-C的剖面示出了具有抽吸槽和压力槽的泵壳1(现有技术)；
图3示出了图1中线B-B的剖面图；
图4示出了图3中线D-D的视图(泵盖1)；
图5示出了布置了抽吸盲槽和压力盲槽的泵法兰4的视图；
图6示出了挤流腔20的结构；
图7示出了设计密封隔片可移动的方案；
图8示出了摆线转子组的视图；
图9示出了双定心齿轮组的视图；
图10示出了旁路调节装置。
具体实施方式
图1示出了板形结构的泵壳，其中偏心支承了一个行星转子组2。啮合转子组的功能由此实现，即驱动扭矩沿箭头的方向通过传动轴21作用在内转子2.1上并使其旋转，其中由啮合的内转子2.1将力传递到行星齿轮2.2上，该力一方面给出了穿过行星齿轮中心的冲击力，另一方面给出了切向力，该切向力引起行星齿轮2.2的转矩，其中作用在轴承环2.3上的冲击力使得该轴承环转动。
图2.1示出了图2.2中按现有技术的板形结构的泵壳的关于抽吸槽和压力槽以及密封隔片的剖面C-C。泵盖1具有凹入的抽吸槽5和压力槽6。抽吸槽5和压力槽6通过密封隔片7在行星转子组2的啮合区域和与啮合区域相对的密封隔片8相互隔开。另外抽吸槽5和压力槽6设有一个抽吸接头22和一个压力接头14。
图2.2示出了按现有技术的板形结构的泵壳关于抽吸槽和压力槽以及密封隔片的剖面图。该泵壳包括泵环形板3，其中偏心装入了一个行星转子组2。泵环形板3与偏心支承在其中的行星转子组2通过泵盖1和泵法兰4轴向密封。在泵盖1中凹入地设置了抽吸槽5和压力槽6。另外抽吸槽5和压力槽6设有抽吸接头22和压力接头14。在泵法兰4中凹入地设置了抽吸盲槽9和压力盲槽10。其几何形状与抽吸槽5和压力槽6精确相应。
图3示出了图1中按本发明的板形结构泵壳沿线B-B的剖面图，该泵壳包括泵盖1、泵环形板3、行星转子组2和泵法兰4，其中行星转子组2由内转子2.1、行星齿轮2.2和用于行星转子的轴承环2.3构成。内转子2.1由传动轴21驱动。在泵盖1中凹入设置了抽吸槽5和压力槽6。密封隔片8将抽吸槽5与压力槽6隔开。在泵环形板3中偏心装入行星转子组2。抽吸盲槽9和压力盲槽10凹入地设置在泵法兰4中。密封隔片8.1将抽吸盲槽9与压力盲槽10隔开。另外密封隔片8和密封隔片8.1轴向密封行星转子组2的挤流腔20。
图4示出了沿图3中的线D-D的剖面图。该视图示出了具有凹入地设置的抽吸槽5和压力槽6的泵盖1。抽吸槽5设有抽吸接头22。压力槽6通过另一个密封隔片11分成低压腔13和高压腔12。与行星转子组2的啮合区域相对的密封隔片8将抽吸槽5与低压腔13隔开。密封隔片11将低压腔13与高压腔12隔开。高压腔12通过位于行星转子组2的啮合区域的密封隔片7与抽吸槽5隔开。低压腔13配有压力接头15并且高压腔12配有压力接头14。密封接片8和11的夹角α1和α2的大小必须如此构造，使得其覆盖位于啮合的内转子2.1和两个行星齿轮2.2之间的两个接触点。夹角α1和α2是大小相同的(图6细节X)。夹角α3确定了密封隔片11的位置并且由此确定了低压腔13和高压腔12的大小，由此可以实现体积流量的分配。
图5示出了泵法兰4，其中凹入地设置了抽吸盲槽9和压力盲槽10，其通过密封隔片11.1隔开。这种布置与图4中的布置相同。
图6示出了位于低压腔13和高压腔12的抽吸槽5上方的挤流腔20的视图和位置。在低压腔13和高压腔12的区域内示出挤流腔20的体积是连续减小的，由此实现了压力升高。最高压力出现在高压腔12的压力接头14上。细节X示出了内转子2.1和行星齿轮2.2之间的接触点(径向表面)，其通过微齿部的啮合径向密封挤流腔20。
图7以俯视图示出了具有凹入的抽吸槽5和压力槽6的泵盖1。压力槽6通过设置可运动的密封隔片11分成低压腔13和高压腔12。剖面A-A示出了一种可移动的密封隔片11的方案。密封隔片11与一个与传动轴21成直角布置的控制活塞25连接，其中通过预紧的作用在控制活塞25上的压力弹簧26调节所要求的极限压力。在高压腔13中超过极限压力时，控制活塞25通过压力管道24在端面加载压力并且使控制活塞克服弹簧力并且逆着行星转子组2的运行方向移动。同时与控制活塞25连接的密封隔片11逆着行星转子组的运行方向移动，由此高压腔12变大并且低压腔13缩小。这也使得高压腔12的体积流量变大并且低压腔13的体积流量变小。为了使控制活塞25密封设置了密封件。
图8示出了具有内转子16.1和外转子16.2的摆线转子组，其中摆线转子组工作原理与行星转子组类似。抽吸槽、压力槽、盲槽和密封隔片的按本发明的构造和布置类似于图4、5和7中所示。
图9示出了具有内转子18.1和外转子18.2的双定心齿轮组，其中双定心转子组的工作原理类似于行星转子组。抽吸槽、压力槽、盲槽和密封隔片的按本发明的构造和布置与图4、5和7中所示的类似。
图10示出了具有凹入的抽吸槽5和压力槽6的泵盖1。压力槽6通过设置可运动的密封隔片11分成低压腔13和高压腔12。密封隔片11与相对于传动轴21成直角布置的控制活塞25连接，其中通过作用在控制活塞25上的预紧的压力弹簧26来调节所要求的极限压力。在密封隔片7的区域内设置了一个旁路调节装置。旁通孔28将高压腔12与抽吸槽5连接起来。旁通孔28通过布置调节螺纹件29和29.1关闭或者打开。调节螺纹件29的位置打断了旁通孔28并通过密封隔片7将高压腔12与抽吸槽5隔开。调节螺纹件29.1的位置打开了旁通孔28并且建立了高压腔12和抽吸槽5之间的连接(旁路)。挤入高压腔12中的介质由此可以无压力的流入抽吸槽5。通过调节螺纹件29、29.1的调节可以成本低廉地通过二位二通电动旁通阀构造，其具有快速的转换时间。由此可以非常快速的接通和切断高压腔12的体积流量。在旁通孔28关闭时，在高压腔12中建立压力，其通过压力管道24作用在控制活塞25上。在高压腔12中超过调节的极限压力时，控制活塞25克服压力弹簧26的弹簧力移动。因为控制活塞25与密封隔片11连接，该密封隔片11也逆着行星转子组2的运行方向移动。高压腔12由此变大并且体积流量也相应上升。

Claims (7)

1.用于产生至少两个具有不同压力的体积流的泵，具有泵壳体，该泵壳体包括泵盖(1)、泵法兰(4)、泵环形板(3)、偏心支承在泵环形板(3)中的齿轮组(2)，其中泵盖(1)中设置抽吸槽和压力槽，所述抽吸槽和压力槽通过第一密封隔片(7、7.1)和与所述第一密封隔片相对的第二密封隔片(8、8.1)相互隔开，其中压力槽(6)用另外的至少一个密封隔片(11、11.1)分成高压腔(12)和低压腔(13)，其中每个压力腔(12、13)具有压力接头(14、15)，其特征在于：在所述泵法兰(4)中设置了抽吸盲槽和压力盲槽，所述抽吸盲槽和压力盲槽与抽吸槽(5)和压力槽(6)相对布置并且具有与所述抽吸槽和压力槽相同的几何形状，所述齿轮组是行星转子组(2)，该行星转子组(2)由内转子(2.1)、行星齿轮(2.2)和用于行星转子的轴承环(2.3)构成。
2.按权利要求1所述的泵，其特征在于：所述另一密封隔片(11)相对于泵盖的轴线(23)以一个30°至120°的角度α3布置。
3.按权利要求1所述的泵，其特征在于：所述第二密封隔片(8)和所述另一密封隔片(11)延伸一个20°至80°的角度α1、α2，其中角度α1和α2相等。
4.按权利要求1所述的泵，其特征在于：所述另一密封隔片(11、11.1)可移动地设置在泵盖(1)和泵环形板(3)中。
5.按权利要求1所述的泵，其特征在于：所述高压腔(12)和/或低压腔(13)的大小是可变的。
6.按权利要求1所述的泵，其特征在于：所述泵盖(1)、泵环形板(3)和/或齿轮组由烧结金属制成。
7.按权利要求1所述的泵的应用，用于凸轮轴调节器的操作、发动机润滑、变速器润滑和/或辅助换档过程。 
CN2004800320396A 2003-10-29 2004-10-28 双泵或者多泵 Expired - Fee Related CN1875189B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE10350632A DE10350632A1 (de) 2003-10-29 2003-10-29 Doppel- oder Mehrfachpumpe
DE10350632.2 2003-10-29
PCT/EP2004/012222 WO2005042976A1 (de) 2003-10-29 2004-10-28 Doppel- oder mehrfachpumpe

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN1875189A CN1875189A (zh) 2006-12-06
CN1875189B true CN1875189B (zh) 2012-11-28

Family

ID=34529907

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN2004800320396A Expired - Fee Related CN1875189B (zh) 2003-10-29 2004-10-28 双泵或者多泵

Country Status (11)

Country Link
US (1) US8485802B2 (zh)
EP (1) EP1685328B1 (zh)
JP (1) JP4564494B2 (zh)
KR (1) KR101125136B1 (zh)
CN (1) CN1875189B (zh)
AT (1) ATE373173T1 (zh)
BR (1) BRPI0416113A (zh)
DE (2) DE10350632A1 (zh)
MX (1) MXPA06004637A (zh)
PL (1) PL1685328T3 (zh)
WO (1) WO2005042976A1 (zh)

Families Citing this family (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102005032644B4 (de) * 2005-07-13 2018-06-21 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Zahnradpumpe, insbesondere Zahnradölpumpe für Fahrzeuge
DE102006033428A1 (de) * 2006-07-19 2008-01-31 Knorr-Bremse Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH System mit einem Verdichter und einem Verbraucher in einem Kraftfahrzeug
KR20140045302A (ko) * 2010-12-15 2014-04-16 알리손 트랜스미션, 인크. 차량 변속기용 듀얼 펌프 조절기 시스템
DE102011079671A1 (de) * 2011-07-22 2013-01-24 Robert Bosch Gmbh Zahnradpumpe und Verfahren zum Betreiben einer Zahnradpumpe
USD723063S1 (en) * 2013-08-22 2015-02-24 Eaton Corporation Hydraulic control unit having unitary sump and accumulator housing
JP6319056B2 (ja) * 2014-11-11 2018-05-09 株式会社デンソー 燃料ポンプ
USD779561S1 (en) 2015-07-17 2017-02-21 Eaton Corporation Hydraulic control unit
USD779560S1 (en) 2015-07-17 2017-02-21 Eaton Corporation Hydraulic control unit
CN109373167B (zh) * 2018-12-19 2020-06-09 自贡市川力科技股份有限公司 一种双出油道结构的机油泵
US11795948B2 (en) 2022-01-21 2023-10-24 Hamilton Sundstrand Corporation Stacked gerotor pump pressure pulsation reduction

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2689185A1 (fr) * 1992-03-24 1993-10-01 Unisia Jecs Corp Ensemble à pompe à huile pour moteur.
US5547349A (en) * 1994-08-25 1996-08-20 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Oil pump system
DE19622688A1 (de) * 1996-06-05 1997-12-11 Bayerische Motoren Werke Ag Brennkraftmaschine mit mittels schmierölversorgten gesonderten Hydraulikkreisen
WO2000061947A1 (en) * 1999-04-13 2000-10-19 Grube Glenn M Dual path hydraulic pump

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2898862A (en) * 1955-03-29 1959-08-11 Robert W Brundage Variable volume internal chamber type hydraulic pump
US3026809A (en) * 1956-04-06 1962-03-27 Borg Warner Internal-external gear pump
US2948229A (en) * 1957-04-24 1960-08-09 Robert W Brundage Method and arrangement for cooling variable volume hydraulic pumps at low volumes
US3106897A (en) * 1959-05-25 1963-10-15 Double A Products Company Fixed displacement variable discharge pump
US3045778A (en) * 1960-03-10 1962-07-24 Roper Hydraulics Inc Lube pumping system
DE1962769A1 (de) * 1969-12-15 1971-12-30 Danfoss As Zahnradmaschine
DE2140569C3 (de) * 1971-08-13 1974-04-18 Danfoss A/S, Nordborg (Daenemark) Steuervorrichtung für eine parallel- und innenachsige Rotationskolbenmaschine
JPH0196484A (ja) * 1987-10-06 1989-04-14 Kubota Ltd 内接歯車ポンプ
JPH0736141Y2 (ja) * 1988-01-19 1995-08-16 カヤバ工業株式会社 ギヤポンプ
US6474751B1 (en) * 1995-12-26 2002-11-05 Denso Corporation Hydraulic circuit having a rotary type pump and brake apparatus for a vehicle provided with the same
DE19646359C2 (de) * 1996-11-09 2001-12-06 Gkn Sinter Metals Gmbh Schmierölpumpe mit einem Verzahnungsrotorsatz
JP4019500B2 (ja) * 1998-05-26 2007-12-12 マツダ株式会社 エンジンのオイルポンプ
JP2000045728A (ja) * 1998-08-03 2000-02-15 Unisia Jecs Corp 内燃機関の油圧回路
DE19922792A1 (de) * 1999-05-18 2000-11-23 Gkn Sinter Metals Holding Gmbh Verzahnungsrotorsatz
US6481991B2 (en) * 2000-03-27 2002-11-19 Denso Corporation Trochoid gear type fuel pump
DE10025723A1 (de) * 2000-05-25 2001-11-29 Gkn Sinter Metals Gmbh Geregelte Pumpe
JP2002257052A (ja) * 2001-03-05 2002-09-11 Denso Corp トロコイドギヤポンプ
US6685437B2 (en) * 2001-09-21 2004-02-03 Borgwarner, Inc. Hydraulic transmission pump assembly having a differential actuation and integrated line pressure control
JP2004245151A (ja) * 2003-02-14 2004-09-02 Hitachi Unisia Automotive Ltd オイルポンプ
JP4366645B2 (ja) * 2003-11-06 2009-11-18 アイシン精機株式会社 エンジンの油供給装置

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2689185A1 (fr) * 1992-03-24 1993-10-01 Unisia Jecs Corp Ensemble à pompe à huile pour moteur.
US5547349A (en) * 1994-08-25 1996-08-20 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Oil pump system
DE19622688A1 (de) * 1996-06-05 1997-12-11 Bayerische Motoren Werke Ag Brennkraftmaschine mit mittels schmierölversorgten gesonderten Hydraulikkreisen
WO2000061947A1 (en) * 1999-04-13 2000-10-19 Grube Glenn M Dual path hydraulic pump

Also Published As

Publication number Publication date
EP1685328B1 (de) 2007-09-12
KR101125136B1 (ko) 2012-03-19
US8485802B2 (en) 2013-07-16
CN1875189A (zh) 2006-12-06
WO2005042976A1 (de) 2005-05-12
BRPI0416113A (pt) 2007-01-02
KR20060094977A (ko) 2006-08-30
DE502004004983D1 (de) 2007-10-25
JP2007509284A (ja) 2007-04-12
DE10350632A1 (de) 2005-06-16
JP4564494B2 (ja) 2010-10-20
ATE373173T1 (de) 2007-09-15
MXPA06004637A (es) 2006-12-14
US20060280636A1 (en) 2006-12-14
EP1685328A1 (de) 2006-08-02
PL1685328T3 (pl) 2008-02-29

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN100532841C (zh) 可变输出转子泵
US4892469A (en) Compact scroll-type fluid compressor with swing-link driving means
US6126420A (en) Infinitely variable ring gear pump
CN1875189B (zh) 双泵或者多泵
EP2274503B1 (en) Device with rotary pistons that can be used as a compressor, a pump, a vacuum pump, a turbine, a motor and as other driving and driven hydraulic-pneumatic machines
US5842449A (en) Valve train with suction-controlled ring gear/internal gear pump
EP3097325A1 (en) Hydromechanical continuously variable transmission
CN1865706B (zh) 开放式驱动涡旋机
CN103339409A (zh) 传动单元
KR0153522B1 (ko) 흡입제어형 기어 링펌프
CN1078839C (zh) 驱动搅拌筒的流体静力学－机械式传动装置
CN108105359A (zh) 一种无级变速器
US8834140B2 (en) Leakage loss flow control and associated media flow delivery assembly
CN1851271A (zh) 三角形转子液压泵
CN207796021U (zh) 一种无级变速器
CN202090959U (zh) 一种齿轮式同步分流马达及其构成的液压系统
CN104421149A (zh) 可变流量液压机器
CN1361356A (zh) 输送液体、特别是燃料的装置
CN103423150A (zh) 转子流体机械变容机构
CN105650234B (zh) 液压无级变速装置及其叶片泵、叶片马达
CN218325261U (zh) 一种用于小排量内啮合齿轮泵的径向间隙补偿结构
CN1851269A (zh) 滑块式液压装置
EP2163764A2 (en) High efficiency lubrication pump
CN101660577A (zh) 一种超越离合器装置
CN208535542U (zh) 一种二级压力变排量机油泵控制结构

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
C17 Cessation of patent right
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20121128

Termination date: 20131028