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Die Erfindung betrifft Ölpumpen, die beispielsweise zur Versorgung von Verbrennungsmotoren mit Fördermenge und Öldruck zur Anwendung kommen. Ölpumpen werden in unterschiedlichen Bauarten als Außenzahnradpumpen, Innenzahnradpumpen sowie Flügelzellenpumpen und Pendelschieberpumpen eingesetzt. Während bei konventionellen Pumpen mit drehzahlproportionaler Fördermenge der Öldruck von Bypassventilen begrenzt wird, fördern moderne Ölpumpen für Verbrennungsmotoren einen hinsichtlich Öldruck und Fördermenge bedarfsabhängig variabel geregelten Ölstrom. Hierdurch wird durch eine minimierte Antriebsleistung von Ölpumpen ein Beitrag zur Verbrauchs- bzw. CO2-Reduzierung von Verbrennungsmotoren geleistet.
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Bei Förderzahnrädern von Innenzahnradpumpen stehen ein Außenläufer und ein Innenläufer über entsprechend ausgebildete Zahnkonturen miteinander in Zahneingriff. Bei Duocentric- bzw. Gerotorpumpen werden Bogenverzahnungen verwendet. Da ein üblicherweise an seinem relativ großen Außendurchmesser drehgelagerter Außenläufer entsprechende Reibungsverluste mit Wirkungsgradnachteilen verursacht und eine bedarfsabhängige Regelung der Fördermenge bei Innenzahnradpumpen eher schwierig ist, sind Innenzahnradpumpen mit variabler Fördermenge bei Verbrennungsmotoren kaum in Anwendung.
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Zur Vermeidung einer hohen Verlustleistung von Innenzahnradpumpen sind Lösungen bekannt, bei denen der Außenläufer drehfest in einer endseitigen Ausnehmung einer Welle oder aber auch in einem angetriebenen Hohlzapfen angeordnet ist. Dadurch werden die nachteiligen Reibungsverluste eines konventionell an seinem Außendurchmesser drehgelagerten Außenläufers vermieden.
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Hierzu zeigt die
DE 3504306 A1 ein erstes Ausführungsbeispiel einer Innenzahnradpumpe. In einem endseitig hohlen Zapfen einer Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors ist drehfest ein Außenläufer und exzentrisch zu ihm ein auf einem Bolzen eines stirnseitig abschließenden Deckels drehgelagerter Innenläufer angeordnet. Sie weisen ein relativ großes Axialspiel auf, dass zum einen das erforderliche Kurbelwellenaxialspiel berücksichtigt und zum anderen auch alle axialspielwirksamen verschleiß- und temperaturbedingten Veränderungen während des Motorbetriebs erlauben muss. Durch das relativ große Axialspiel von Außen- und Innenläufer ergibt sich nachteilig eine erhöhte Pumpenleckage. Alternativ hierzu ist eine Innenzahnradpumpe in einem von einer Kurbelwelle angetriebenen Zahnrad angeordnet.
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Als zweites Ausführungsbeispiel zeigt die
DE 3506928 C2 für eine in einer Kurbelwelle angeordnete Innenzahnradpumpe eine Lösung, bei der der Außenläufer und der Innenläufer zwischen einem äußeren Pumpengehäuse und einem mit diesem verbundenen inneren Deckel rotieren. Das Axialspiel von Außen- und Innenläufer kann gegenüber der
DE 3504306 A1 vorteilhaft niedrig gehalten werden. Der nicht mit der Kurbelwelle rotierende Deckel führt gegenüber der
DE 3504306 A1 jedoch zu einer erhöhten Reibung von Außen- und Innenläufer. Die Drehkraftübertragung von der Kurbelwelle zum Außenläufer erfolgt über einen Stift. Alternativ hierzu wird eine Schlupfverbindung angesprochen, jedoch in keiner Weise dargestellt.
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Die
DE 10337847 A1 zeigt eine Hochdruck-Einspritzpumpe, bei der in einem vergrößerten Zapfen einer Pumpenwelle ein Außenläufer und ein Innenläufer einer Niederdruckpumpe angeordnet sind. Der stirnseitig axial abschließende Deckel ist am Gehäuse der Hochdruckpumpe befestigt. Gegenüberliegend zum Deckel liegt eine von einer Feder vorgespannte Platte axial am Außenläufer und am Innenläufer an. Die an die Förderräder angedrückte, mit der Pumpenwelle rotierende Platte minimiert gegenüber der
DE 3504306 A1 die Leckagen und gegenüber der
DE 3506928 C2 die Reibung.
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Die
DE 102018000533 A1 zeigt für eine sog. Hohlzapfenpumpe eine Lösung, bei der ein drehfest in einem rotierenden Hohlzapfen angeordneter Außenläufer einen auf einem exzentrisch zum Außenläufer auf einem Bolzen drehgelagerten Innenläufer antreibt. Ein den Bolzen aufnehmender Pumpendeckel ist im Hohlzapfen drehgelagert. In einer ersten Ausbildung stützt sich der Pumpendeckel durch Formschluss drehfest an einem Gehäusedeckel ab.
In einer zweiten Ausbildung stützt sich der Pumpendeckel in Drehrichtung durch eine Reibkupplung mit Reibschluss am Gehäusedeckel ab. Bei geschlossener Reibkupplung fördert die Hohlzapfenpumpe eine maximale Fördermenge entsprechend der ersten Ausbildung. Bei geregeltem Schlupf der Reibkupplung dreht sich der den Bolzen tragende Pumpendeckel mit anteiliger Drehzahl des Außenläufers, so dass die Fördermenge entsprechend abgesenkt wird. Ein drehfest mit dem Pumpendeckel verbundener Kolben regelt den Schlupf der Reibkupplung. Da der im Hohlzapfen angeordnete Pumpendeckel wie auch der mit ihm verbundene Kolben den Förderstrom der Hohlzapfenpumpe durch bauraumbedingt enge Kanalquerschnitte durchleiten, ergeben sich erhöhte Strömung- bzw. Druckverluste. Weiterhin ist auch die Regelung der Reibkupplung über den mit dem Pumpendeckel rotierenden Kolben sehr aufwendig.
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Es ist Aufgabe der Erfindung eine Hohlzapfenpumpe so ausbilden, dass sie gegenüber dem Stand der Technik vereinfacht ist, die Strömungs- und Druckverluste reduziert und die Antriebsleistung durch einen hohen Wirkungsgrad sowie eine bedarfsabhängige Fördermengen- und Öldruckregelung minimiert.
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Gelöst wird diese Aufgabe durch eine Ölpumpe nach Anspruch 1.
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In einer bevorzugten Lösung ist die erfindungsgemäße Hohlzapfenpumpe an einem Antriebszahnrad angeordnet, das beispielsweise auch eine Nebenwelle eines Verbrennungsmotors antreibt. Ein mit dem Antriebszahnrad und einem Flansch der Nebenwelle verschraubter Hohlzapfen umschließt die Förderzahnräder der Hohlzapfenpumpe, wobei der Außenläufer durch Reibschluss am Hohlzapfen- und am Flansch der Nebenwelle angetrieben ist. Der Außenläufer steht über seine Innenverzahnung mit einer Außenverzahnung eines exzentrisch zum Außenläufer angeordneten Innenläufers in Zahneingriff. Ein im Hohlzapfen drehgelagerter Pumpendeckel verschließt die Förderzahnräder. Der Innenläufer ist auf einem exzentrisch zur Drehachse des Außenläufers angeordneten Bolzen des Pumpendeckels drehgelagert. Der Pumpendeckel stützt sich stirnseitig in Drehrichtung über eine regelbare Reibkupplung an einem Gehäusedeckel des Verbrennungsmotors ab.
Bei Rotation des Antriebsrades fördern die in Zahneingriff befindlichen Zähne des Außenläufers und des Innenläufers in bekannter Weise Öl für die Schmierölversorgung des Verbrennungsmotors. Das Öl wird durch einen Saugkanal des Pumpendeckels, eine erste hydraulische Verbindung der Reibkupplung und eine Saugleitung des Gehäusedeckels aus einer Ölwanne des Verbrennungsmotors angesaugt. Das geförderte Öl fließt über einen Druckkanal des Pumpendeckels, eine zweite hydraulische Verbindung der Reibkupplung und eine Druckleitung des Gehäusedeckels unter Öldruck in den zu versorgenden Verbrennungsmotor.
Die Reibkupplung weist als ersten Reibpartner einen von einer Feder vorgespannten Kolben auf, der drehfest in einer Kammer des Gehäusedeckels angeordnet ist. Als zweiter Reibpartner ist am Pumpendeckel eine Reibplatte befestigt. Saugseitig ist zentral auf der Drehachse eine hydraulische Verbindung zwischen Kolben und Reibplatte vorgesehen, die unabhängig vom Schlupf der Reibkupplung immer einen Ölzufluss gewährleistet. Druckseitig ist sowohl an der Reibfläche der Reibplatte wie auch vorzugsweise an der Reibfläche des drehfesten Kolbens je ein Ringkanal angeordnet, um unabhängig vom Schlupf der Reibkupplung immer einen Ölabfluss zu gewährleisten. Der in den Ringkanälen der Reibfläche auf den Kolben herrschende Öldruck wirkt der Kraft der den Kolben belastenden Feder entgegen. Die drehfeste Verbindung zwischen Kolben und Gehäusedeckel ist durch mindestens eine exzentrisch zur Drehachse im Gehäusedeckel fixierte Hülse mit Schiebesitz im Kolben gewährleistet, die den Ringkanal des Kolbens hydraulisch mit dem Druckkanal des Gehäusedeckels verbindet.
In einer ersten Anwendung ist die den Kolben und die Feder aufnehmende Kammer drucklos. Bei niedrigem Öldruck im Ringkanal des Kolbens verursacht die entgegenwirkende Feder eine hohe Reibkraft mit Reibschluss der Reibkupplung, so dass der mit der Reibplatte verbundene Pumpendeckel und damit auch der den Innenläufer lagernde Bolzen in einer Ruheposition verbleiben. Steigender Öldruck reduziert entsprechend die Reibkraft, so dass ab einem bestimmten Öldruck an der Reibkupplung Schlupf einsetzt. Hierdurch beginnt der den Innenläufer lagernde Bolzen mit dem Pumpendeckel durch das vom Außenläufer auf ihn übertragene Drehmoment um die Drehachse zunehmend zu rotieren. Durch entsprechend abnehmende Relativdrehzahl des Innenläufers zum Außenläufer reduziert sich die Fördermenge, bis der Öldruck einen von der Feder bestimmten Maximalwert erreicht. Ein auftretender Öldruckabfall verringert wieder den Schlupf der Reibkupplung, so dass durch Fördermengenanhebung dem Öldruckabfall entgegen gewirkt wird. Diese erste Anwendung führt zu einer automatischen Öldruckregelung mit durch die Kraft der Feder bestimmtem Öldruckniveau. Alternativ hierzu kann in einer zweiten Anwendung durch einen Regler eine elektronisch variable Öldruckregelung erzielt werden, indem die die Feder aufnehmende Kammer des Kolbens vom Regler mit einem verstellbaren Regeldruck beaufschlagt wird. Ein den Öldruck des Verbrennungsmotors erfassendes Steuergerät wirkt hierbei abhängig vom Bedarf hinsichtlich Ölfördermenge und Öldruck auf den Regler ein. Die am Kolben wirkenden Kräfte aus Öldruck, Regeldruck und Federkraft bestimmen die Reibkraft und damit den Schlupf der Reibkupplung.
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Die erfindungsgemäße Hohlzapfenpumpe benötigt aufgrund einer bedarfsgerechten Regelung von Fördermenge und Öldruck sowie geringer Reibungsverluste gegenüber einer herkömmlichen Innenzahnradpumpe eine deutlich reduzierte Antriebsleistung.
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Die 1 zeigt ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Hohlzapfenpumpe für die Ölversorgung eines Verbrennungsmotors. In einer Wand eines Kurbelgehäuses 1 ist eine Nebenwelle 2 mit zugehöriger Drehachse 3 drehgelagert. Die Nebenwelle 2 wird über einen Flansch 4 von einem Antriebszahnrad 5 angetrieben, das beispielsweise mit einem Zahnrad einer Kurbelwelle in Zahneingriff steht. Konzentrisch zur Drehachse 3 ist ein Hohlzapfen 6 am Flansch 4 befestigt, der ein als Außenläufer 7 ausgebildetes erstes Förderzahnrad an den Flansch 4 drückt und mit Reibschluss antreibt. Ein als Innenläufer 8 ausgebildetes zweites Förderzahnrad steht über eine Verzahnung 9 mit dem Außenläufer 7 in Zahneingriff. Der Innenläufer 8 ist auf einem exzentrisch zur Drehachse 3 angeordneten Bolzen 10 drehgelagert. Der Bolzen 10 ist Bestandteil eines die Förderzahnräder axial verschließenden Pumpendeckels 11, der über ein Kugellager 12 im Hohlzapfen 6 sowie einen Zapfen 13 im Flansch 4 drehgelagert ist. Der Pumpendeckel 11 ist wie auch eine Reibplatte 14 der Reibkupplung in den Innenring des Kugellagers 12 eingepresst, wobei ein Stift 15 den Pumpendeckel 11 und die Reibplatte 14 zueinander ausrichten.
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Die Reibplatte 14 steht in Reibschluss zu einem Kolben 16, der in Formschluss zu einem am Kurbelgehäuse 1 befestigten Gehäusedeckel 17 steht. Eine als Tellerfeder ausgebildete Feder 18 drückt den Kolben 16 gegen die Reibplatte 14, wobei bei hohem Reibschluss zwischen Kolben 16 und Reibplatte 14 bei laufendem Verbrennungsmotor der Pumpendeckel 11 keine Rotation ausführt und der den Innenläufer 8 lagernde Bolzen 10 in einer Ruheposition verbleibt. Der Außenläufer 7 treibt über die Verzahnung 9 den Innenläufer 8 an, wodurch in bekannter Weise eine Ölförderung erfolgt. Das Öl wird aus einer nicht dargestellten Ölwanne über eine ersten Bohrung 19 des Kurbelgehäuses 1, eine Saugleitung 20 des Gehäusedeckels 17 und einen Saugkanal 21 von Pumpendeckel 11 und Reibplatte 14 angesaugt. Unter Öldruck wird das Öl über mindestens einen Druckkanal 22, eine Druckleitung 23 des Gehäusedeckels 17 und eine zweite Bohrung 24 des Kurbelgehäuses 1 dem Verbrennungsmotor zugeführt.
Der Formschluss des Kolbens 16 mit dem Gehäusedeckel 17 erfolgt vorzugsweise über eine zentral auf der Drehachse 3 angeordnete erste Hülse 25 für den Ölzufluss aus der Saugleitung 20 und mindestens eine radial versetzte zweite Hülse 26 für den Ölabfluss in die Druckleitung 23. Um bei allen Schlupfpositionen der Reibkupplung eine hydraulische Verbindung zwischen dem Druckkanal 22 und der Druckleitung 23 zu gewährleisten, weisen die Reibplatte 14 einen ersten Ringkanal 27 und gegenüberliegend der Kolben 16 einen zweiten Ringkanal 28 auf, aus dem das geförderte Öl über die Hülse 26 in die Druckleitung 23 abfließt. Die druckseitig hydraulische Verbindung ist dadurch unabhängig vom Schlupf zwischen der Reibplatte 14 und dem Kolben 16 gewährleistet.
Der den Schlupf der Reibkupplung regelnde Kolben 16 wird einerseits an seinem Ringkanal 28 mit Öldruck und andererseits von der Kraft der Feder 18 und einem Regeldruck beaufschlagt, der in einer Kolben 16 und Feder 18 aufnehmenden Kammer 29 wirkt. Diese ist über eine Bohrung 30 mit einem Regler 31 verbunden. Der den Regeldruck verstellende Regler 31 wird von einem Motorsteuergerät angesteuert, wodurch Fördermenge und Öldruck des Verbrennungsmotors über die Schlupfregelung der Reibkupplung bedarfsgerecht einstellt werden können.
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In 2 ist ein Schnitt durch die Förderzahnräder der Hohlzapfenpumpe dargestellt. Der vom antreibenden Hohlzapfen 6 umschlossene Außenläufer 7 steht mit dem Innenläufer 8 in Zahneigriff, wobei die zwischen den Verzahnungen 9 bei Rotation sich periodisch verändernden Zwischenräume 9a in bekannter Weise das Öl fördern. Der Innenläufer 8 ist auf dem exzentrisch angeordneten Bolzen 10 drehgelagert. In der gezeigten Ruheposition des Bolzens 10 fördern die Förderräder eine maximale Fördermenge. Stellt die elektronische Regelung jedoch einen gewissen Schlupf der Reibkupplung ein, so rotiert der Bolzen 10 mit dem ihn tragenden Pumpendeckel mit einer Teildrehzahl des Außenläufers 7 um die Drehachse 3. Hierdurch reduzieren sich entsprechend Fördermenge und Öldruck, so dass eine bedarfsgerechte Öldruckregelung möglich ist.
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Die 3 zeigt eine Ansicht auf die Reibflächen von Kolben 16, der aus einem speziellen Reibwerkstoff bestehen kann. Der unter Öldruck stehende Ringkanal 28 ist zur saugseitigen Öldurchleitung über die zentrale Hülse 25 durch eine erste ringförmige Reibfläche 32 abgedichtet. Eine zweite ringförmige Reibfläche 33 dichtet den Ringkanal 28 radial nach außen ab. Die Hülse 26 leitet aus dem Ringkanal 28 das unter Öldruck stehende Öl in die nicht sichtbare Druckleitung 23 des Gehäusedeckels 17. Aufgrund eines bauraumbedingt relativ kleinen Innenquerschnitts 26a der Hülse 26 ist es vorteilhaft, beispielsweise eine zweite Hülse 34 und eine dritte Hülse 35 anzuordnen, um das geförderte Öl drosselarm vom Ringkanal 28 in den Gehäusedeckels 17 zu leiten. Die drei Hülsen 26, 34 und 35 gewährleisten auch einen guten Formschluss zwischen dem Gehäusedeckel 17 und dem Kolben 16. Alle Hülsen 25, 26, 34 und 35 sind in den Gehäusedeckel 17 eingepresst, während sie im axial beweglichen Kolben16 jeweils eine Spielpassung aufweisen.
Die Reibfläche 33 kann mehrere Nuten 36 zur Vergrößerung der Wirkfläch des Öldrucks auf den Kolben 16 aufweisen. Durch mehrere Stege 37 mit resultierenden Taschen im Ringkanal 28 kann bei Schlupf der Reibkupplung der rotierende Ölzufluss in den Kolben 28 abgebremst und dadurch der Ölabfluss über die Hülsen 26, 34 und 35 verbessert werden.
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Mit der erfindungsgemäßen Hohlzapfenpumpe mit einer Reibkupplung zur Fördermengenregelung für die Ölversorgung eines Verbrennungsmotors wird durch einen in einem Gehäusedeckel angeordneten Kolben zur Betätigung der Reibkupplung ein wesentlicher Vorteil hinsichtlich Entdrosselung des geförderten Öls, Bauteilvereinfachung und Schlupfregelung der Reibkupplung erzielt.
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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- DE 3504306 A1 [0004, 0005, 0006]
- DE 3506928 C2 [0005, 0006]
- DE 10337847 A1 [0006]
- DE 102018000533 A1 [0007]
