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Die Erfindung betrifft eine oszillierende Verdrängerpumpe nach dem Oberbegriff des unabhängigen Patentanspruches.
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Beispielhaft werden bei automatischen Kfz-Getrieben wegen der erforderlichen unterschiedlichen Förderdaten für das Öl des Getriebes meist zwei Pumpen eingesetzt. Dabei muß einmal für die Schaltfunktion der Kupplungen ein hoher Druck bei kleiner Fördermenge und zum anderen für die Getriebeschmierung ein geringer Druck bei hoher Fördermenge erzeugt werden. Bisher wurde beispielsweise ein Tandemsystem in Form eines elektromotorischen 2-Wellenantriebes mit je einer anforderungsspezifisch ausgelegten hydraulischen Pumpe an jedem Wellenende eingesetzt.
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Kolbenpumpen – sogenannte oszillierende Verdrängerpumpen – weisen einen periodisch gestaltsveränderlichen Arbeitsraum auf, der mit dem zu fördernden Medium gefüllt ist. Der Druck verändert sich bei einer Kompression steigend, bei einer Expansion fallend. Das Hauptmerkmal ist die Förderleistung, d. h. das Produkt aus Fördervolumen und Druckdifferenz pro Zeiteinheit.
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Bei kleineren Baugrößen von Kolbenpumpen erfolgt die Umlenkung der rotierenden in eine oszillierende Bewegung meist über einen Nocken, der direkt auf einen Gleitschuh wirkt, der am Kolbenkopf angelenkt ist. Diese Bauart erreicht bei hohen Druckkräften die erforderliche Standfestigkeit der Reibpartner nur bei Beaufschlagung mit einem schmierenden Medien bzw. mit ausgewählten Sonderwerkstoffe für die Gleitpartner. Schmierende Eigenschaften beruhen auf der dynamischen Zähigkeit des Mediums. Dabei wird im Spalt der Reibungspartner ein Schmierkeil aufgebaut, der einen Schubspannungstensor bilden und damit Traganteile zwischen den Reibpartnern übernehmen kann.
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Bei nicht schmierenden Medien ist der Aufbau eines derartigen Schmierkeiles nicht möglich. Damit liegt eine „quasi Trockenreibung” vor, die in Abhängigkeit von der Beanspruchung, der Festigkeit und Vergütung der Werkstoffe sowie der Gleitgeschwindigkeit in kürzester Zeit zum Versagen durch Reibverschleiß führen kann.
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In Kenntnis dieses Standes der Technik hat sich der Erfinder das Ziel gesetzt, eine oszillierende Verdrängerpumpe sowohl für schmierende als auch nicht schmierende Medien darzustellen, die durch einen besonderen konstruktiven Aufbau die Möglichkeit bietet, vorzugsweise zwei oder mehr unterschiedliche Förderleistungen darzustellen, wobei die Bedingung zugrundegelegt wird, daß die verschiedenen Förderleistungen bei der jeweils aktuellen Betriebsdrehzahl realisiert werden.
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Zur Lösung dieser Aufgabe führt die Lehre nach dem unabhängigen Patentanspruch, die Unteransprüche geben günstige Weiterbildungen an. Zudem fallen in den Rahmen der Erfindung alle Kombinationen, wie diese beispielhaft in den dargestellten Variationen der 1 bis 8 gezeigt werden.
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Als unabhängige Auslegungsgröße wird eine anwendungsorientierte bzw. anlagenspezifische Betriebsdrehzahl bestimmt. Als weitere Auslegungsgrundlage soll gelten, daß wegen der Wirkungsgrad bestimmenden Dichtgüte beispielsweise für hohe Drücke Rundkolben und für niedrige Drücke bei meist hohen Förderströmen vorzugsweise Flachkolben angewendet werden. Es wird vereinbart, daß der Durchmesser des Pumpenkörpers die Baugröße der Pumpe definiert. Für eine erste Bestimmung des Pumpenkörper-Durchmessers wird bei der Fördereinheit Q1/Δp1, mit Δp1 als höchstem Druck, von einem Rundkolben mit Zylinderlaufbüchse ausgegangen (siehe 2, Fördersystem „A”). Mit der zugehörenden Fördermenge Q1 und einem in erster Näherung vorzugsweise ausgewähltem Kolbenhub-/Kolbendurchmesser-Verhältnis von 1:2 sowie der zuvor festgelegten Betriebsdrehzahl wird der Kolbendurchmesser und Kolbenhub bestimmt. Unter Berücksichtigung der nach dem heutigen Stand der Fertigung machbaren Dichtgüte eines Kolben-/Kolbenbüchse-Systems kann ein relatives Kolbenspiel von vorzugsweise 0,5‰ zugrundegelegt werden. Damit erfoglt eine erste Bestimmung der Kolbendichtlänge unter Vorgabe eines zulässigen Leckagevolumens durch Anwendung der Gleichungen von Hagen-Poiseuille. Der im Pumpenkörper-Schnitt darzustellende erforderliche Flächenbedarf für beispielsweise zwei Rundkolben einschließlich der jeweils dazugehörenden Kolbenbüchsen, dem erforderlichen Abstand beider Kolbenachsen wegen des Zwischenraumes für die Befestigungselemente von Pumpenkörper und Gehäusedeckel, ergänzt um den Flächenbedarf von Arbeitsraum und Sperrventilen für die Saug- und Druckseite führt zum vorläufigen Pumpenkörper-Durchmesser.
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Dieser vorläufig gefundene Pumpenkörper-Durchmesser kann unter Berücksichtigung der Nenndrehzahl mit der Dimensionierung der weiteren Kolbensysteme gemäß Beispöile in 3, 4 und 5 zum Erreichen der Sollfördermengen Q2 – Qi weiter verifiziert werden. Dabei ist es erfindungsgemäß von Vorteil, daß bei großem Unterschied zwischen den Fördervolumen Q1 zu Q2 beispielweise eine Mehrfachkolben-Ausführung für Q2 gemäß 3 realisiert werden kann.
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Die bei großen Fördermengen aber niedrigen Drücken angewendeten Flachkolben sollten vorteilhaft eine Längenausdehnung über die Gesamtlänge des Pumpenkörpers besitzen, d. h. die auslegungsgemäße Länge der Flachkolben bestimmt die Länge des Pumpenkörpers. Dadurch kann bei einer gemeinsamen Endbearbeitung der Kopfflächen von Flachkolben und Pumpenkörper eine optimale Dichtgüte erreicht werden. Die weiteren Kolbenabmessungen wie Breite und Höhe leiten sich dann unter Berücksichtigung des zuvor festgelegten Hubes von den jeweiligen Sollfördermengen und Leckagebetrachtungen ab.
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Die endgültige Dimensionierung des Pumpenkörpers berücksichtigt die Aufnahme der auslegungsgemäßen, mit Kraftspeichern versehenen Förderelemente in Form von Rund- oder Flachkolben. Die in [0008] überschlägig ermittelte Kolbenlänge wird – nach Bestimmung des Spaltverluststromes aus Hagen-Poiseuille- und Couette-Anteil – für ein Erreichen der Sollfördermenge endgültig festgelegt. Die Rundkolben erhalten Kolbenbüchsen, die Flachkolben werden direkt in den Pumpenkörper eingepasst unter Berücksichtigung der notwendigen Werkstoffauswahl. Die Achsen in Hubrichtung der Förderelemente stehen senkrecht aber seitlich diametral versetzt auf der Pumpenkörperachse. Die Länge des Pumpenkörpers wird unter Einbeziehung der Arbeitsräume für die jeweiligen Fördereinheiten und die für den Saug- und Druckbetrieb notwendigen Sperrventile nach [0010] endgültig festgelegt.
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Um den Pumpenkörper ist gemäß 1 eine Rotorbüchse so angeordnet, daß diese vorzugsweise über Wälzlager an beiden Pumpenkörperenden eingespannt und dadurch mit dem Pumpenkörper form- und kraftschlüssig verbunden ist. Die Achse der Innenbohrung der Rotorbüchse ist mit dem halben Kolbenhub um die Exzentrizität „e” parallel versetzt zur Pumpenkörperachse angeordnet. In dieser exzentrischen Bohrung kann bei schmierenden Medien vorzugsweise ein mit Borden versehener Außenring eines Nadellagers kraftschlüssig eingepresst werden. Bei nicht schmierenden Medien kommt zur Erhöhung der Traglinienanzahl in Abhängigkeit der Kolbendruck-Belastung für das Tragelement am Kolbenkopf ein Nadellager ohne Innenring zum Einsatz. Der innere Durchmesser dieses Nadellagers mit und ohne Nadelkranz beschreibt bei Drehung des Rotors eine Kreisbahn mit dem Radius „e” um die Pumpenkörperachse und wird daher auf die im Pumpenkörper angeordneten Förderelemente am Umlenkpunkt von der rotierenden in die oszillierende Bewegung einen Kolbenhub von „2e” bewirken.
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Wegen der Kreisbahn des Innendurchmessers der Rotorbüchse ergibt sich bei Drehung um die Achse des Pumpenkörpers eine wechselnde Richtung der Belastungsnormale am Umlenkpunkt von der rotierenden in die oszillierende Bewegung. Bei schmierenden Medien trägt daher jeder Kolben am Kopf einen Wälzkörper in einer entsprechend ausgeführten Aufnahme. Bei nichtschmierenden Medien wird diese Richtungsänderung der Belastungsnormale durch eine drehbare Anlenkung eines Tragelementes gemäß 5 erreicht. Bei beiden Ausführungsvarianten ist daher die Relativbewegung zwischen Kolbenkopf und Rotorbüchse als Rollreibung verwirklicht.
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Durch die Kraftspeicher bei Rundkolben bzw. bei Flachkolben ist sowohl beim Expansions- als auch beim Kompressionshub eine spielfreie kraftschlüssige Anlage gegeben. Zusätzlich verhindert vorteilhaft bei Rundkolben die Einspannung über der Traglinie des Wälzkörpers eine Drehung im Betrieb. Ein möglicher seitlicher Versatz dieses Wälzkörpers in Richtung der Wälzkörperachse wird durch die Borde des Nadellager-Außenringes verhindert.
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Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung kann bei hohen Kolben-Druckkräften und schlecht oder nicht schmierenden Medien durch die Gestaltung eines hydrostatischen Lagers ein Reibverschleiß an den Wälzkörpern in der Aufnahme am Kolbenkopf gemäß 6 bzw. des Gelenkbolzens für das Tragelement gemäß 7 minimiert werden. Dies erfolgt mit einer Bohrung über der gesamten Länge des Kolbens, wobei vor der Wälzkörper- bzw. Gelenkbolzen-Aufnahme diese Bohrung in eine Düsenbohrung übergeht. Dadurch erfolgt eine direkte Beaufschlagung aus dem Arbeitsraum was zu einem hydraulischen Last-Aquivalent im Spalt der Relativbewegung am Kolbenkopf führt.
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Zur Erreichung einer ausreichenden Tragfilmdicke im Spalt sollte der Durchmesser „d” und die Länge „l” der Düsenbohrung vorzugsweise mittels CFD-Analyse bestimmt werden. Dabei ist auf der einen Seite ein Minimum der Verlustmenge und auf der anderen Seite eine ausreichende Tragfilmdicke anzustreben. Bei Flachkolben kann auslegungsgemäß eine Ausführung mit vorzugsweise zwei oder mehr Düsenbohrungen erfolgen.
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Um beim Saughub des Kolbens bei Anwendung eines zusätzlichen hydrostatischen Lagers einen Bypassstrom zurück durch die Kolbenbohrung zu vermeiden, ist in der Bohrung auf der Arbeitsraumseite des Kolbens ein Sperrventil eingesetzt.
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Bei Direktschaltgetrieben wird beispielsweise der Hochdruck-Volumenstrom von einem Druckbehälter aufgenommen, von welchem die Stellglieder für die Getriebeschaltungen gespeist werden. Während die Niederdruck-Schmierung einen kontinuierlichen Betrieb erfordert, ist der Verbrauch des Hochdruck-Volumenstroms abhängig von der Häufigkeit der Getriebeschaltungen beim Fahrbetrieb. Das bedeutet, daß beim kontinuierlichen Pumpenbetrieb für die Niederdruck-Schmierung der Hochdruck-Volumenstrom einen Intervallbetrieb erfordert. Erfindungsgemäß wird dabei das saugseitige Sperrventil beispielsweise über ein elektromagnetisches Stellglied für eine Nullförderung offen gehalten, bis der Flüssigkeitsstand des Druckbehälters eine Wiederbefüllung erfordert. Dies vermeidet vorteilhaft eine unzulässige Erwärmung des Getriebeöles bei Volumenstromregelung der Hochdruckseite durch Absteuerung mittels eines Druckbegrenzungsventils.
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Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele sowie anhand der Zeichnungen, diese zeigen:
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1 eine geschnittene Ansicht senkrecht auf die Drehachse einer möglichen Ausführung der beispielhaft dargestellten Verdrängerpumpe 10;
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2 eine geschnittene Teilansicht in Richtung der Drehachse einer derartigen Verdrängerpumpe mit zwei unterschiedlichen Förderelementen für Hochdruck;
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3 eine geschnittene Teilansicht in Richtung der Drehachse einer derartigen Verdrängerpumpe mit einem Hochdruck- und einem Niederdruckteil mit zwei Flachkolben für hohe Fördermengen;
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4 eine geschnittene Teilansicht in Richtung der Drehachse einer derartigen Verdrängerpumpe mit einem Hochdruckteil und zwei unterschiedlichen Niederdruckteilen;
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5 eine geschnittene Teil-Ansicht in Richtung der Drehachse einer derartigen Verdrängerpumpe mit der Ausführung eines am Kolbenkopf angelenkten Tragelementes für den Betrieb mit schlecht oder nicht schmierenden Medien;
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6 eine geschnittene Teilansicht einer derartigen Verdrängerpumpe mit hydrostatischer Lagerung der Wälzkörper am Kolbenkopf sowohl bei Rund- als auch Flachkolben;
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7 eine geschnittene Teilansicht einer derartigen Verdrängerpumpe mit hydrostatischer Lagerung des Tragelement-Schwenkbolzens für den Einsatz bei nicht schmierenden Medien;
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8 eine geschnittene Teilansicht einer derartigen Verdrängerpumpe beispielhaft mit einem elektromagnetischen Stellglied für eine Fördermengen-Steuerung währens des Betriebes.
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Bei einer Kolbenpumpe 10 in der beispöielhaften Darstellung gemäß 1 wird ein Pumpenkörper 12 mit Gehäusedeckeln 13 und 14 abgeschlossenen. Der Pumpenkörper 12 fixiert über zwei an seinen Enden angelenkte Wälzlager 15 eine drehbare Rotorbüchse 16. Die für jedes dargestellte Förderelement notwendigen saugseitigen Sperrventile 19, 19a und druckseitigen Sperrventile 20, 20a sind beidseits der Arbeitsräume 18 angeordnet. Die Innenbohrung der Rotorbüchse 16, deren Achse um die Exzentrizität „e” parallel zur Achse des Pumpenkörpers 12 versetzt ist, trägt gemäß 2, 3 und 4 kraftschlüssig einen Nadellager-Außenring 17 mit Borden bzw. in 5 ein Nadellager ohne Innenring 17a. Die Exzentrizität „e” bildet bei Drehung der Rotorbüchse beispielhaft in 2 und 5 einen Spalt 27 mit dem sich bei Drehung verändernden Spaltmaß „t”.
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Im Pumpenkörper 12 befinden sich gemäß 2 beispielhaft zwei diametral versetzte Bohrungen senkrecht zur Pumpenachse zur Aufnahme von vorzugsweise kraftschlüssig eingesetzten Kolbenbüchsen 21 in denen Kolben 22, 22a mit Kraftspeichern 26 eingesetzt sind. An jedem Rundkolben ist ein entsprechend ausgeformter Kolbenkopf angearbeitet, der vorzugsweise einen Wälzkörper 24 oder ein Tragelement 25 trägt. Bei Flachkolben 23, 23a ist die Aufnahme für den Wälzkörper 24 im Kolben eingearbeitet. Erfindungsgemäß wird über diese Wälzkörper die Umlenkung von rotierender Bewegung der Rotorbüchse 16 mit Nadellager-Außenring 17 bzw. Nadellager 17a in oszillierende Bewegung der Rundkolben 22, 22a, bzw. Flachkolben 23, 23a über eine Rollreibung ermöglicht. Durch die Kraftspeicher 26 sind die Kolben mit den Wälzkörpern 24 bzw. dem Tragelement 25 sowohl beim Expansions- als auch beim Kompressionshub kraftschlüssig mit der Lauffläche des Innendurchmessers des Nadellager-Außenrings 17 bzw. des Innendurchmessers des Nadellagers 17a verbunden.
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Weiterhin ist aus 2 ersichtlich, daß der zur Pumpenkörper 12 um „e” versetzte Innendurchmesser des Nadellagers 17 in der Rotorbüchse 16 bei Drehung eine Kreisbahn mit dem Radius „e” erzeugt, wie dies beispielhaft in 7 durch die Kreisgeometrie mit Kennzeichnung („e” Indizes 32–35) dargestellt ist. Bezogen auf die Wälzkörper 24 bzw. das Tragelement 25 überträgt diese Kreisbahn eine oszillierende Bewegung mit dem Hub „2e”.
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Mit der Kolbenfläche der Kolben 22, 22a und dem Hub „2e” in 2 ergibt sich das Kompressionsvolumen für jeden Kolben. Der jeweilige Förderstrom ergibt sich aus dem Kompressionsvolumen und der Hubfrequenz bei Betriebsdrehzahl.
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In 3 und 4 sind beispielhaft Variationen der Kolbensysteme dargestellt. Gleichartige Teile besitzen gemäß 1 und 2 gleiche Teilenummern, die wo erforderlich alphabetisch indiziert sind.
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Zur Vermeidung von Reibverschleiß bei hohen Druckkräften und in Abhängigkeit der Schmierfähigkeit des Fördermediums zeigt 6 und 7 beispielsweise eine hydrostatische Lagerung im Spalt 28 zwischen Wälzkörper 24 und Kolben 22, 22a bzw. 23, 23a bzw. im Lagerspalt 28 zwischen Tragelement-Gelenbolzen 25a und Kolbenkopf. Hierbei wird in den Rund- bzw. Flachkolben eine durchgehende Bohrung 29 eingebracht, die vor dem Lagerspalt 28 in eine Düsenbohrung 30 übergeht. Die Auslegung dieser Düsenbohrung mit dem Durchmesser „d” und der Düsenlänge „l” erfolgt gemäß [0016].
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Um beim Saughub bei Anwendung einer hydrostatischen Lagerung einen Bypassstrom zurück durch die Kolbenbohrung zu vermeiden, ist in den Kolbenenden arbeitsraumseitig ein Sperrventil 31 eingesetzt.
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8 zeigt beispielsweise die Verwendung eines elektromagnetischen Stellgliedes 45, womit durch gesteuertes Offenhalten des saugseitigen Sperrventils die Förderung des jeweiligen Förderelementes abgeschaltet werden kann bei gleichzeitig fortlaufendem Betrieb der anderen Förderelemente in der Pumpe.
