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QUERVERWEIS AUF VERWANDTE ANMELDUNGEN
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Diese Anmeldung beansprucht die Priorität der vorläufigen US-Anmeldung Nr. 61/370,603, eingereicht am 4. August 2010, publiziert als
US 2012/0 034 123 A1 , die hier in ihrer Gesamtheit durch Bezugnahme mit aufgenommen ist.
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GEBIET
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Die vorliegende Offenbarung bezieht sich auf eine Hydraulikpumpe für ein Automatikgetriebe und insbesondere auf eine hocheffiziente Drehschieberkonstantpumpe für ein Automatikgetriebe, die einen einzelnen Drehschieberring und volle Drehschieberrotor-Stirnflächen aufweist.
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HINTERGRUND
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Die Aussagen in diesem Abschnitt stellen lediglich Hintergrundinformationen in Bezug auf die vorliegende Offenbarung dar und können, müssen jedoch nicht Stand der Technik bilden.
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Hydraulische Kraftfahrzeuggetriebe, d. h. Automatikgetriebe für Personenkraftwagen und leichte Nutzfahrzeuge, die eine Mehrzahl Planetengetriebeanordnungen aufweisen, die durch Kupplungen und Bremsen gesteuert werden, enthalten allgemein eine dedizierte Hydraulikpumpe, die Druckgetriebefluid (Druckhydraulikfluid) für Steuerventile und Aktuatoren liefert. Diese Steuerventile und Aktuatoren sind mit den Kupplungen und Bremsen in Eingriff und stellen die verschiedenen Übersetzungsverhältnisse oder Gänge bereit.
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Solche dedizierten Pumpen sind allgemein Konstantpumpen wie etwa Drehschieberpumpen oder Zahnradpumpen, die mit der Motordrehzahl von der Nabe des Drehmomentwandlers oder von einer anderen zwischen dem Motor und dem Getriebe befindlichen Startvorrichtung angetrieben werden. Diese Pumpen besitzen viele Entwurfsziele. Da die Pumpe ständig mit der Motordrehzahl angetrieben wird, ist es erwünscht, dass sie einen hohen Wirkungsgrad aufweist. Da die Pumpe außerdem am häufigsten konzentrisch zu der Motorachse eingebaut ist, ist eine geringe Größe, insbesondere eine kleine axiale Länge, erwünscht, um die Länge des Getriebes nicht zu erhöhen. Eine solche axiale motorgetriebene Pumpe muss außerdem selbstansaugend sein und muss unter Kaltstartbedingungen, wenn das Getriebefluid eine hohe Viskosität aufweist, annehmbar gut funktionieren, da das Getriebe erst in der Lage sein kann, in irgendeinen Gang zu schalten, wenn der Hydraulikdruck aufgebaut ist.
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Die
US 3,213,803 A offenbart eine Vorrichtung zum Pumpen eines Fluids, wobei die Vorrichtung umfasst: einen Körper, der konzentrisch mit einer ersten Achse X ist, wobei der Körper eine Pumpenkammer definiert, die ein erstes offenes Ende und einen Einlass, der das Fluid empfängt, aufweist; eine abdichtend mit dem Körper verbundene erste Platte, die über dem ersten offenen Ende angeordnet ist, wobei der Körper einen Auslass aufweist, der mit der Pumpenkammer in Verbindung steht; einen Rotor, der innerhalb der Pumpenkammer um eine zweite Achse Y drehbar gestützt ist, wobei die zweite Achse Y zu der ersten Achse X versetzt und parallel ist, wobei der Rotor einen ersten zylindrischen Abschnitt mit einem Ende in Kontakt mit einem zweiten zylindrischen Abschnitt mit offenem Ende aufweist, um eine zentrale Kammer zu definieren, und wobei der Rotor eine Mehrzahl radial und axial verlaufender Schlitze enthält, die durch den ersten zylindrischen Abschnitt und durch den zweiten zylindrischen Abschnitt angeordnet sind; eine Mehrzahl von Drehschiebern, die innerhalb der Mehrzahl von Schlitzen radial gleitfähig angeordnet sind, wobei die Mehrzahl von Drehschiebern jeweils ein inneres Ende und ein äußeres Ende aufweisen; und ein Rad, das radial innerhalb der Mehrzahl von Drehschiebern innerhalb der zentralen Kammer angeordnet ist, wobei das Rad auf einem Wellenstummel drehbar gelagert und mit den Drehschiebern mittels Lenkern gelenkig verbunden ist, so dass das Rad die radiale Bewegung der Mehrzahl von Drehschiebern nach innen und außen beschränkt, und wobei das Fluid von dem Einlass des Körpers zu dem Auslass des Körpers gepumpt wird, während sich der Rotor dreht, was veranlasst, dass die Außenenden der Mehrzahl von Drehschiebern den Körper nicht berühren und die Innenenden der Mehrzahl von Drehschiebern mit dem Rad gelenkig verbunden sind, ohne den Umfang des Rades zu berühren.
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Des Weiteren ist in der
US 2,255,783 A eine zweiflutige Flügelzellenpumpe offenbart, deren in Schlitzen in einem zylindrischen Rotor angeordneten Flügel mit ihren äußeren Kanten an der Innenoberfläche eines ovalen Gehäuses unter der Wirkung der Fliehkraft und teilweise unter Fluiddruck anliegen. Der Fluiddruck wird den inneren Enden der Schlitze über Fenster, Bohrungen und Leitungen wenigstens dann zugeführt, wenn die Flügel an den Einlassbereichen der Flügelzellenpumpe vorbeilaufen.
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AUFGABE DER ERFINDUNG
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Vor diesem Hintergrund liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine Fluidpumpe vorzuschlagen, die einen hohen Wirkungsgrad aufweist, eine geringe Größe, insbesondere eine geringe axiale Länge aufweist und unter Kaltstartbedingungen selbstansaugend ist.
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ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG
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Gelöst wird diese Aufgabe durch die Merkmale des Anspruchs 1. Vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den Merkmalen der abhängigen Ansprüche.
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In einem Beispiel für die Prinzipien der vorliegenden Erfindung enthält eine Drehschieberpumpe für ein Automatikgetriebe ein Gehäuse, das von der Achse der Getriebeeingangswellenachse beabstandet sein kann, und wird durch einen Ketten- oder Getriebezug, der durch die Drehmomentwandlernabe angetrieben wird, angetrieben oder ist auf der und um die Achse der Getriebeeingangswelle angeordnet und wird mit der Motordrehzahl angetrieben. Die Drehschieberpumpe enthält ein Paar Steuerplatten, die an den Stirnflächen eines Pumpenkörpers liegen, der eine zylindrische Kammer aufweist, die einen exzentrisch angeordneten Rotor aufnimmt, der mit einem Wellenstumpf gekoppelt ist. Der Rotor enthält zwei Hälften, die eine zentrale Kammer definieren. Außerdem enthält der Rotor eine Mehrzahl radialer Schlitze, die eine gleiche Mehrzahl von Drehschiebern aufnehmen. Die Außenenden der Drehschieber stehen in Kontakt mit der Wand der zylindrischen Kammer, und die Innenenden stehen in Kontakt mit einem einzelnen Drehschieberring, der innerhalb der zentralen Kammer aufgenommen ist.
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In einem Beispiel der vorliegenden Erfindung ist die Drehschieberpumpe zur Verwendung sowohl an Vorderradantriebs- als auch an Hinterradantriebsgetrieben und -antriebssträngen geeignet.
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In einem anderen Beispiel der vorliegenden Erfindung ist die Drehschieberpumpe selbstansaugend.
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Weitere Aspekte, Vorteile und Bereiche der Anwendbarkeit gehen aus der hier gegebenen Beschreibung hervor. Selbstverständlich sind die Beschreibung und die spezifischen Beispiele nur zur Veranschaulichung bestimmt und sollen den Umfang der vorliegenden Offenbarung nicht einschränken.
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ZEICHNUNGEN
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Die hier beschriebenen Zeichnungen dienen nur zur Veranschaulichung und sollen den Umfang der vorliegenden Offenbarung in keiner Weise einschränken.
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1 ist eine perspektivische Vorderansicht eines beispielhaften Automatikgetriebegehäuses, das eine Ausführungsform einer Drehschieberpumpe in Übereinstimmung mit den Prinzipien der vorliegenden Erfindung enthält;
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2 ist eine perspektivische Ansicht einer Ausführungsform einer Drehschieberpumpe in Übereinstimmung mit den Prinzipien der vorliegenden Erfindung;
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3 ist eine Seitenaufrissansicht im Teilquerschnitt einer Ausführungsform einer Drehschieberpumpe in Übereinstimmung mit den Prinzipien der vorliegenden Erfindung;
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3A ist eine seitliche Teilquerschnittsansicht einer Ausführungsform eines Drehschieberrotors, der in der Drehschieberpumpe in Übereinstimmung mit den Prinzipien der vorliegenden Erfindung verwendet ist;
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3B ist eine seitliche Teilquerschnittsansicht einer anderen Ausführungsform eines Drehschieberrotors, der in der Drehschieberpumpe in Übereinstimmung mit den Prinzipien der vorliegenden Erfindung verwendet ist;
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4 ist eine Stirnansicht einer Ausführungsform einer Drehschieberpumpe in Übereinstimmung mit den Prinzipien der vorliegenden Erfindung, wobei eine Steuerplatte entfernt ist;
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5 ist eine Stirnansicht im Teilquerschnitt eines Abschnitts einer Ausführungsform einer Drehschieberpumpe in Übereinstimmung mit den Prinzipien der vorliegenden Erfindung;
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6 ist eine Vorderansicht eines Pumpenkörpers mit einer kettengetriebenen nichtaxialen Konstantpumpe in Übereinstimmung mit den Prinzipien der vorliegenden Erfindung.
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AUSFÜHRLICHE BESCHREIBUNG
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Die folgende Beschreibung ist dem Wesen nach lediglich beispielhaft und soll die vorliegende Offenbarung, die vorliegende Anwendung oder die vorliegenden Verwendungen nicht einschränken.
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In 1 ist ein Gehäuse eines typischen Hinterradantriebs-Automatikgetriebes (RWD-Automatikgetriebes) dargestellt und allgemein durch das Bezugszeichen 10 bezeichnet. Das Getriebegehäuse 10 ist allgemein Gussaluminium und enthält Öffnungen, Senker, Flansche, Schultern und andere Merkmale, die die verschiedenen Komponenten des Automatikgetriebes aufnehmen, positionieren und stützen. Eine Antriebs- oder Motorausgangswelle 12 ist mit einem Turbinenrad eines Drehmomentwandlers (nicht gezeigt) gekoppelt und treibt es an. Konzentrisch um die Welle 12 ist eine feststehende Hohlwelle oder ein feststehendes Rohr 14 angeordnet, die bzw. das mit dem Stator des Drehmomentwandlers (nicht gezeigt) verbindet. An dem Ausgang oder an dem Pumpenrad des Drehmomentwandlers 16 ist durch irgendwelche geeigneten Mittel wie etwa z. B. durch komplementäre Abflachungen 18, ineinander eingreifende Keilprofile, einen oder mehrere Mitnehmerstifte oder Stellschrauben, einen reibschlüssigen Sitz oder eine Kombination irgendwelcher dieser Elemente ein erstes, ein Antriebszahnrad 20 befestigt. Das erste, das Antriebszahnrad 20 ist in ständigem Kämmen mit einem zweiten, einem angetriebenen Zahnrad 22 und treibt es an. Das Antriebszahnrad und das angetriebene Zahnrad 20 und 22 können [engl.: ”are may be”] irgendein Zahnradtyp sein, ohne von dem Umfang der vorliegenden Erfindung abzuweichen. Das zweite, das angetriebene Zahnrad 22 ist an einer Eingangswelle 24 einer Hydraulikkonstantpumpe 30 befestigt und treibt sie an. Die Hydraulikpumpe 30 ist in eine Stützplatte 26 eingebaut, die üblicherweise einen Fluideinlass oder einen Saugdurchlass 28 für die Hydraulikpumpe 30 enthält. Wie in 1 dargestellt ist, ist eine Folge der durch die Zahnräder 20 und 22 erzielten Drehrichtungsumkehr (von der Uhrzeigerrichtung zur Gegenuhrzeigerrichtung), dass der Saugdurchlass 28 näher zur Mitte des Getriebegehäuses 10 angeordnet ist, was die Unterstützung verbessert und die Einbauflexibilität der Hydraulikpumpe 30 weiter erhöht.
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Es sollte gewürdigt werden, dass andere achsparallele Leistungsübertragungskomponenten wie etwa ein Getriebezug oder ein Paar Kettenräder und eine Kette, wie etwa in 6 dargestellt ist, genutzt werden können, um die Hydraulikpumpe 30 anzutreiben, oder dass die Hydraulikpumpe 30 durch die Hohlwelle oder das Antriebsrohr 14 direkt angetrieben werden kann. Die letztere Anordnung erfordert allerdings eine wesentliche Vergrößerung des Durchmessers der Hydraulikpumpe 30, wobei dies bestimmte Verbesserungen des Wirkungsgrads gefährdet. Außerdem sollte gewürdigt werden, dass diese Antriebsanordnung leicht eine Drehzahldifferenz zwischen der Drehzahl des Antriebsrohrs 14 und der Drehzahl der Pumpeneingangswelle 24 ermöglicht, während in einer Direktantriebsanordnung die Drehzahl der Hydraulikpumpe 30 immer dieselbe wie die Drehzahl des Motors und der Hohlwelle oder des Antriebsrohrs 14 ist und sein muss. Um den Betrieb mit langsamer Drehzahl und das Ansaugen zu verbessern, kann z. B. das erste, das Antriebszahnrad 20 einen größeren Durchmesser als das zweite, das angetriebene Zahnrad 22 aufweisen, wodurch sich die relative Drehzahl der Hydraulikpumpe 30 erhöht. Wie der Fachmann auf dem Gebiet der Zahnrad- und Kettenantriebsanordnungen leicht feststellt, brauchen lediglich die Antriebselemente mit größerem und kleinerem Durchmesser vertauscht zu werden, falls es erwünscht ist, dass sich die Hydraulikpumpe 30 langsamer als die Hohlwelle oder Antriebswelle 14 dreht.
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Außerdem ist festzustellen, dass sich die Hydraulikpumpe 30 an irgendeinem zweckmäßigen Umfangsort in der Nähe der Hohlwelle oder Antriebswelle 14 befinden kann. Schließlich kann die Hydraulikpumpe 30 durch einen dedizierten Elektromotor (nicht gezeigt) direkt oder indirekt angetrieben werden, eine Anordnung, die eine außerordentliche Freiheit des Einbauorts sowie die Fähigkeit, Druckfluid zu liefern, wenn der Fahrzeugmotor nicht in Betrieb ist, sicherstellt.
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Die Hydraulikpumpe 30 kann ihr eigenes, dediziertes, allgemein zylindrisches Gehäuse 32 enthalten. Das Gehäuse 32 ist an dem Getriebegehäuse 10 befestigt oder einteilig mit ihm gebildet oder innerhalb der Stützplatte 26 aufgenommen, die üblicherweise vorn an dem Getriebegehäuse 10 angeordnet ist.
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Übergehend zu 2 enthält die Hydraulikpumpe 30 einen Stapel oder einen Mehrschichtaufbau von drei Hauptkomponenten, die innerhalb des Gehäuses 32 aufgenommen sind: einer ersten kreisförmigen Steuerplatte 34, eines Pumpenkörpers 36 und einer zweiten kreisförmigen Steuerplatte 38. Die erste Steuerplatte 34 definiert einen ersten Umfangseinlass oder -sauganschluss 40 und einen ersten Auslass oder Druckanschluss 42. Der Pumpenkörper 36 definiert eine zylindrische Kammer 44, die eine Wand- oder Innenoberfläche 46 aufweist. Die zweite kreisförmige Steuerplatte 38 definiert einen zweiten Umfangseinlass oder -sauganschluss 47 und einen zweiten Auslass oder Druckanschluss 48 (am besten in 3 zu sehen). Die drei Hauptkomponenten, die erste kreisförmige Steuerplatte 34, der Pumpenkörper 36 und die zweite kreisförmige Steuerplatte 38 sind durch einen oder mehrere Passstifte oder -stäbe 49, die wenigstens durch Abschnitte aller drei Komponenten verlaufen, in ihren richtigen relativen Drehpositionen gehalten.
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Übergehend zu 3 und 3A und weiter anhand von 2 ist ein Pumpen- oder Drehschieberrotor 50 exzentrisch, d. h. mit seiner Achse 50C zu der Achse 36A der zylindrischen Kammer 44 versetzt, angeordnet. Der Drehschieberrotor 50 ist in zwei getrennte Hälften 50A und 50B geteilt. Die Rotorhälften 50A und 50B sind im Wesentlichen gleich, wobei die Rotorhälfte 50A allerdings ein Ausrichtungsloch 51A enthält und die Rotorhälfte 50B einen Passstift oder -dübel 52, der in einem gleichen Ausrichtungsloch 51B angeordnet ist, enthält. Es sollte gewürdigt werden, dass die Tatsache, welche Rotorhälfte 50A und 50B welches unter dem Ausrichtungsloch 51 und dem Passstift 52 enthält, variieren kann, ohne von dem Umfang der vorliegenden Erfindung abzuweichen. Der Stift 52 ist in die Löcher 51A und 51B pressgepasst, um die zwei Rotorhälften 50A und 50B zusammenzuhalten, um einen inneren Pumpenleckverlust zu verhindern und dadurch den volumetrischen Wirkungsgrad der Pumpe 30 zu verbessern. Außerdem kann die Anzahl der Ausrichtungslöcher und der passenden Stifte variieren, ohne von dem Umfang der vorliegenden Erfindung abzuweichen. Der Passstift 52 ist mit dem Ausrichtungsloch 51 gepaart, um die Rotorhälften 50A und 50B radial und rotatorisch aufeinander auszurichten. Die Rotorhälften 50A und 50B werden dadurch angetrieben, dass sie mit der Welle 24 über Keilnuten 25, Abflachungen oder irgendein anderes geeignetes Verfahren verbunden sind. Somit ist der Drehschieberrotor 50 mit der Welle 24 gekoppelt, wird durch sie angetrieben und dreht sich mit ihr. Die Welle 24 kann wiederum an einem Paar Buchsen 53 oder Wälzlagern wie etwa Kugellageranordnungen gestützt sein. In einer alternativen Ausführungsform, die in 3B gezeigt ist, können die Ausrichtungslöcher 51A und 51B und der Passstift 52 durch eine Presspassungsnabe 55 ersetzt oder ergänzt sein, die den Fluidleckverlust zwischen den Rotorhälften 50A und 50B weiter verringert.
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Anhand von 3, 3A, 4 und 5 enthält der Rotor 50 eine Mehrzahl radialer Schlitze oder Kanäle 54, die eine gleiche Mehrzahl von Schaufeln oder Drehschiebern 56 aufnehmen. Die radialen Schlitze 54 und die entsprechenden Drehschieber 56 verlaufen durch beide Rotorhälften 50A und 50B. Vorzugsweise enthält der Rotor 50 neun der Schlitze oder Kanäle 54 und eine gleiche Anzahl von Drehschiebern 56, obgleich diese Anzahl in Abhängigkeit von der Größe (von dem Durchmesser) des Rotors 50 und anderen Entwurfsbeschränkungen und Betriebsparametern nach oben oder unten angepasst werden kann. Aus Gründen des Pumpwirkungsgrads ist es erwünscht, dass die Dicke der Drehschieber 56 so dünn wie möglich ist. Mit Drehschiebern in der Größenordnung von 1,25 Millimetern und dünner sind gute Ergebnisse erzielt worden. Allerdings sollte gewürdigt werden, dass die Dicke der Drehschieber 56 üblicherweise über die eben erwähnte Dicke hinaus zunimmt, während die Gesamtgröße (der Durchmesser) der Pumpe 30 zunimmt, um sie z. B. an eine Drehmomentwandlernabe oder an eine große Welle anzupassen. Dünne Drehschieber 56 erhöhen nicht nur das Volumen des pro Umdrehung des Drehschieberrotors 50 gepumpten Fluids relativ zu einer Pumpe mit dickeren Drehschiebern, sondern verringern relativ zu Drehschiebern mit höheren Massen auch die Energie, die erforderlich ist, um die Drehschieber 56 radial zu verlagern.
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Die exzentrische Anordnung des Drehschieberrotors 50 innerhalb der Pumpenkammer 44 erzeugt eine gekrümmte oder halbmondförmige Pumpenkammer 60, die der aktive Abschnitt der zylindrischen Kammer 44 ist. Die gekrümmte oder halbmondförmige Pumpenkammer 60 weist eine verschwindende radiale Entfernung oder Dimension, bei der der Drehschieberrotor 50 der Wand oder Innenoberfläche 46 der Zylinderkammer 44 am nächsten, aber von ihr getrennt ist, und eine maximale radiale Entfernung oder Dimension, die nominal gleich der Differenz zwischen dem Durchmesser der zylindrischen Kammer 44 und dem Durchmesser des Drehschieberrotors 50 ist, auf. In der Nähe jedes Endes der gekrümmten oder halbmondförmigen Pumpenkammer 60 befinden sich Fluidanschlüsse. Unter der Annahme, dass die Drehung des Rotors 50 wie in 4 gesehen in Uhrzeigerrichtung erfolgt, sind die Anschlüsse 40 und 47 in der Nähe des zunehmenden Abschnitts des gekrümmten Gebiets 60 der Einlass-, Saug- oder Zufuhranschluss und sind die Anschlüsse 42 und 48 in der Nähe des abnehmenden Abschnitts der Pumpenkammer 60 in der ersten kreisförmigen Steuerplatte 34 bzw. in der zweiten kreisförmigen Steuerplatte 38 der Auslass-, Druck- oder Zufuhranschluss. Es wird gewürdigt werden, dass die Anschlüsse 42 und 48 mehrere Öffnungen definieren können und dass sie alternativ in der Wand- oder Innenoberfläche 46 der Zylinderkammer 44 angeordnet sein können.
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Jede Rotorhälfte 50A und 50B enthält ein inneres Ende, das eine Schulter oder eine axial vorstehende Lippe 62A bzw. 62B enthält, die einen flachen, kreisförmigen einspringenden Abschnitt oder eine flache, kreisförmige einspringende Aussparung 64A bzw. 64B definiert. Die Ausrichtungslöcher 51A und 51B befinden sich in der Lippe 62A bzw. 62B. Die Rotorhälften 50A und 50B sind in der Weise gepaart, dass die Lippen 62A und 62B einander berühren und zusammenwirken, um eine zentrale Kammer 63 zu definieren, die sich innerhalb des Drehschieberrotors 50 befindet. Wie am besten in 4 zu sehen ist, enthält dementsprechend jede Rotorhälfte 50A und 50B eine volle, flache Rotorfläche oder äußere Endoberfläche 65A bzw. 65B, die im Wesentlichen planar und glatt ist. Der Einschluss des Drehschieberrings 66 zwischen den zwei Rotorhälften 50A und 50B ermöglicht, dass die vollen Rotorflächen 65A und 65B an beiden Enden des Rotors 50 die Steuerplatten 34 bzw. 38 dichtend berühren und dadurch über weniger inneren Pumpenleckverlust den volumetrischen Wirkungsgrad verbessern. Wie im Folgenden ausführlicher beschrieben wird, ermöglichen die vollen Rotorflächen 65A und 65B außerdem die Druckbeaufschlagung unter den Drehschiebern 56, um den Leckverlust um die Spitzen der Drehschieber 56 zu verringern.
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Die axiale Länge des Drehschieberrotors 50 zwischen den Flächen der Schultern oder Lippen 62A, 62B ist vorzugsweise gleich der Breite (oder axialen Dimension) der Drehschieber 56 (und nur wenig kleiner als die Dicke des Pumpenringraums oder -körpers 36), und die axiale Entfernung zwischen den kreisförmigen, einspringenden Abschnitten oder Aussparungen 64A, 64B ist wesentlich kleiner. Innerhalb der zentralen Kammer 63 des Drehschieberrotors 50 ist ein Drehschieberring oder Drehschieberringrad 66 aufgenommen. Der Drehschieberring 66 schwebt oder ist frei innerhalb der zentralen Kammer 63 angeordnet. Der Außendurchmesser des Drehschieberrings 66, der vorzugsweise kreisförmig ist, zuzüglich der radialen Länge zweier der Drehschieber 56 ist insgesamt sehr wenig kleiner als der Durchmesser der zylindrischen Kammer 44. Somit sind die Drehschieber 56 sowohl an ihren inneren Kanten oder Enden durch den Drehschieberring 66 als auch an ihren äußeren Kanten oder Enden durch die Wand- oder Innenoberfläche 46 der zylindrischen Kammer 44 beschränkt. Vorzugsweise weist der Drehschieberring 66 Enden 67 auf, die am besten in 3B zu sehen sind, die gegen die Oberflächen 64A und 64B abgedichtet sind oder einen minimalen Zwischenraum aufweisen, um einen Leckverlust über den Drehschieberring 66 zu verhindern.
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Dadurch, dass die Drehschieber 56 in der Nähe der Wand- oder Innenoberfläche 46 der zylindrischen Kammer 44 gehalten werden, verbessert der Drehschieberring 66 durch das Selbstansaugen der Drehschieber 56 bei kalten Temperaturen so niedrig wie näherungsweise minus 40 Grad Celsius stark die Kaltleistung der Konstantpumpe 30. Da die beschränkten Drehschieber 56 wieder eine enge Passung von näherungsweise 0,1 bis 0,2 mm Zwischenraum oder irgendeiner Dimension, die gerade zulässt, dass sich der Rotor 50 bei niedrigen Drehzahlen, wenn die Zentrifugalkraft minimal ist und wenn die hohe Viskosität des Fluids die radiale Verlagerung der Drehschieber 56 nach außen hemmt, relativ zu der Wand- oder Innenoberfläche 46 frei dreht, liefern, verbessert dieses Merkmal darüber hinaus stark die Selbstansaug- und Kaltstartleistung,
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Wieder in 3 verbessert das Gehäuse 32, das die erste kreisförmige Steuerplatte 34, den Pumpenringraum oder -körper 36 und die zweite kreisförmige Steuerplatte 38 aufnimmt und ein ausgespartes Gebiet 72 enthält, das eine Wellenscheibe oder Tellerfeder 74 aufnimmt, die auf diese drei Komponenten des Mehrschichtaufbaus oder Stapels eine Druckkraft oder Vorbelastung ausübt, insbesondere bei niedrigen Drehzahlen, Anfangs- oder Startdrehzahlen und bei niedrigen Drücken, Anfangs- oder Startdrücken, die Fluiddichtung dazwischen und verbessert somit den Wirkungsgrad der Pumpe 30 weiter. Die volle Rotorfläche 65B sichert einen größeren Oberflächeninhalt des Kontakts mit der zweiten Steuerplatte 38 und verringert dadurch den Verschleiß zwischen dem Rotor 50 und der zweiten Steuerplatte 38 wegen der Druckkraft der Feder 74. Das ausgesparte Gebiet 72 sammelt, ist gefüllt mit und steht in Verbindung mit einem Fluidauslassdurchlass 76.
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Die Axialdruckkompensation verringert den Leckverlust in der Pumpe 30 weiter und verbessert ihren Wirkungsgrad weiter. Die Außenoberfläche (hintere Oberfläche) der zweiten Steuerplatte 38 ist dem Druck des gepumpten Fluids ausgesetzt und ist somit in Richtung des Pumpenhohlraums oder -körpers 36 proportional zu dem Pumpenauslassdruck vorbelastet und verbessert dadurch weiter die Abdichtung zwischen den drei Komponenten des Mehrschichtaufbaus. Eine Mehrzahl von O-Ring-Dichtungen 78, die zwischen verschiedenen Elementen der Pumpe 30 und dem Gehäuse 32 angeordnet sind, verringern den Fluidleckverlust weiter und verbessern den Wirkungsgrad. Eine Stirnplatte 80, die die Buchse oder das Lager 53 stützt und die geeignete Öffnungen für Gewindebefestigungselemente (nicht gezeigt) enthalten kann, dichtet das offene Ende des Gehäuses 32 ab und verschließt es.
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Wieder in 2 und weiter anhand von 3 kann die erste Steuerplatte 34 ein Fenster 81 enthalten, das durch die Steuerplatte 34 verläuft. Das Fenster 81 ist über den Drehschieberschlitzen 54 angeordnet, die vorzugsweise entgegen der Uhrzeigerrichtung von dem Ausgangsanschluss 42 sind. In der zweiten Steuerplatte 38 kann gleichfalls ein Fenster (nicht gezeigt) enthalten sein, das auf das Fenster 81 ausgerichtet ist. Wie in 5 zu sehen ist, sind die Drehschieberschlitz-Enden 83 der Drehschieberschlitze 54, die entgegen der Uhrzeigerrichtung von dem Anschluss 48 angeordnet sind, nach außerhalb des Drehschieberrings 66 freiliegend. Somit steht das Druckhydraulikfluid durch die Fenster 81 in Verbindung und tritt in die Drehschieberschlitz-Enden 83 ein, um dadurch eine Druckbeaufschlagung unter den Drehschiebern zu ermöglichen, während der axiale Druck des Fluids in dem ausgesparten Gebiet 72 zunimmt. Die Druckbeaufschlagung unter den Drehschiebern drängt die Drehschieber 56 gegen die Innenwand 46, sodass weniger Fluid entgegen der Drehrichtung des Drehschieberrotors 50 und der Drehschieber 56 um die Drehschieberspitzen strömt.
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In 6 ist nun eine alternative Antriebsanordnung, üblicherweise für ein Vorderradgetriebe (FWD-Getriebe), das eine Kettenantriebsanordnung aufweist, dargestellt. In 6 ist die Hydraulikpumpe 30 der vorliegenden Erfindung in einem prismatischen Gehäuse 90 angeordnet, das an irgendeinem zweckmäßigen Ort innerhalb des Getriebegehäuses 10, z. B. innerhalb der Ölwanne oder auf einer Ebene über der Ölwanne, angeordnet sein kann. Üblicherweise enthält das prismatische Gehäuse 90 Hydrauliksteuerventil-Durchlässe 92 sowie andere Durchlässe und nimmt eine Antriebswelle 94 oder ein anderes Antriebselement wie etwa eine Drehmomentwandlernabe (nicht gezeigt) auf. An der Antriebswelle 94 ist durch irgendwelche herkömmlichen Mittel wie etwa Mitnehmer, Keilnuten und Abflachungen 96 ein Kettenrad 102 befestigt. Das Kettenrad 102 ist mit einer Kette 104 in Eingriff und treibt sie an, wobei diese wiederum mit einem Kettenrad 106 in Eingriff ist und es antreibt. Das angetriebene Kettenrad 106 ist durch geeignete Mittel an der Antriebswelle 24 der Hydraulikpumpe 30 der vorliegenden Erfindung befestigt. Ein Fluideinlasskanal 108 verbindet zwischen einer Ölwanne (nicht gezeigt) und den Einlassanschlüssen 40 und 48 (in 2 gezeigt). Es wird gewürdigt werden, dass diese kettengetriebene nichtaxiale Anordnung durch Einstellen der relativen Durchmesser des Antriebskettenrads 102 und des angetriebenen Kettenrads 106 wieder eine relative Drehzahleinstellung zwischen der Antriebswelle 94 und der Pumpeneinlasswelle 24 zulässt.
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Die Konstruktion und die Konfiguration der Hydraulikpumpe 30 sichern einen hohen Pumpwirkungsgrad. Dieser Wirkungsgrad ist das Ergebnis mehrerer Aspekte der Pumpe 30 der vorliegenden Erfindung. Zunächst ist sie in ihrer bevorzugten Konfiguration und Anordnung nichtaxial in ein Getriebe eingebaut. Auf diese Weise kann die Welle 24, die den Drehschieberrotor 50 antreibt, anstatt an der viel größeren Drehmomentwandlernabe, gelegentlich nicht kleiner als fünfzig Millimeter, angeordnet zu sein, was den Durchmesser der Pumpe 30 wesentlich vergrößern kann, klein, in der Größenordnung von neun bis zwölf Millimetern, sein. Der insgesamt kleinere Pumpendurchmesser und die insgesamt kleinere Komponentengröße der nichtaxialen Pumpe verringern die Rotations- und Gleitreibung, verringern inneren Rotationsleckverlust und ermöglichen engere Toleranzen, alles Faktoren, die den Betriebswirkungsgrad verbessern. Außerdem ermöglicht ein nichtaxialer Entwurf andere Antriebsanordnungen wie etwa durch einen dedizierten Elektromotor, der die zusätzliche Fähigkeit aufweist, die Pumpe anzutreiben, wenn der Motor, z. B. in Motor-Start-Stopp-Anwendungen (ESS-Anwendungen), nicht läuft.
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Darüber hinaus ermöglichen ein nichtaxialer Entwurf und die notwendige begleitende Antriebsanordnung wie etwa Kettenräder und eine Kette oder Zahnräder oder ein Getriebezug eine Drehzahlerhöhung oder -verringerung relativ zu der Drehzahl des Motors. Dies ist nützlich, da die typische beschränkende (minimale) Pumpenströmung bei niedrigerer Drehzahl wie etwa bei der Motorleerlaufdrehzahl auftritt und es erwünscht sein kann, diese Drehzahl zu erhöhen, sodass die Pumpenströmung bei niedrigen Motordrehzahlen höher ist.
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Die Aufnahme des einzelnen Drehschieberrings 66 innerhalb der Rotorhälften 50A und 50B macht die Pumpe der vorliegenden Erfindung selbstansaugend. Die Einhaltung enger Toleranzen verringert den internen Pumpenleckverlust entlang der Rotorflächen und benachbart zu allen Oberflächen und Kanten der Drehschieber, was den volumetrischen Wirkungsgrad verbessert. Somit kann die Pumpe 30 über einer Ölwanne und ihrem Fluidpegel oder an irgendeinem gewünschten nichtaxialen Ort entweder innerhalb der Ölwanne, unter oder über dem Nennfluidpegel, oder an einem anderen Ort über der oder fern von der Ölwanne angeordnet sein. Diese Orts-/Einbauflexibilität erleichtert die Verwendung einer Pumpe in Übereinstimmung mit der vorliegenden Erfindung sowohl in Vorderradantriebsgetrieben (FWD-Getrieben) als auch in Hinterradantriebsgetrieben (RWD-Getrieben) und -Antriebssträngen.
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Ein zusätzlicher Aspekt der verringerten Größe, der engen Toleranzen und der resultierenden Selbstansaugfähigkeit ist, dass die Pumpe 30 wegen der positiv gesteuerten Radialbewegung der Drehschieber 56 eine gute Kaltstartströmung und einen guten Kaltstartdruck sicherstellt. Darüber hinaus werden diese Vorteile dadurch erzielt, dass die Pumpenkonfiguration der vorliegenden Erfindung herkömmliches Getriebefluid nutzt.
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Die Beschreibung der Erfindung ist dem Wesen nach lediglich beispielhaft, und Änderungen, die nicht vom Hauptgegenstand der Erfindung abweichen, sollen im Umfang der Erfindung liegen. Solche Abweichungen werden nicht als Abweichung von dem Erfindungsgedanken und Umfang der Erfindung angesehen.
