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Die Erfindung betrifft eine mehrstufige Drehschieber-Ölpumpe zur Versorgung mehrerer Ölkreisläufe in einem Kraftfahrzeug, vorzugsweise zur Versorgung eines automatisierten Kraftfahrzeug-Getriebes mit Öl.
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Drehschieberpumpen zählen im Fahrzeugbereich zu den gängigsten Pumpentypen für die Versorgung von Kraftfahrzeug-Antriebsaggregaten mit unter Druck stehendem Öl. Insbesondere automatische Getriebeeinrichtungen, wie automatisierte Schaltgetriebe oder Automatikgetriebe weisen meist mehrere Ölkreisläufe auf, um die Kühlung der mechanischen Komponenten zu gewährleisten, um Bauteile zu schmieren und/oder um die für die automatisierten Schaltvorgänge erforderlichen Stellelemente wie Schaltaktuatoren hydraulisch zu betätigen. Dazu müssen mehrere Druckkreisläufe mit unterschiedlichen Druckniveaus bereitgestellt werden. Zur Kühlung genügt in der Regel ein relativ geringer Druck. Zur Schmierung sind höhere Drücke als bei der Kühlung vorteilhaft. Für die hydraulische Betätigung werden relativ hohe Drücke benötigt, um eine schnelle und zuverlässige Schaltung der Stellelemente sicherzustellen. Besonders in Sportwagen werden moderne automatisierte Schaltgetriebe gefordert, die Gangwechsel in Sekundenbruchteilen durchführen und daher eine präzise und blitzschnell arbeitende Hydraulik benötigen.
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Heutzutage werden hauptsächlich Flügelzellenpumpen oder Pendelschieberpumpen eingesetzt, um die notwendige Versorgung eines automatisierten Kraftfahrzeuggetriebes mit druckbeaufschlagtem Öl zu gewährleisten. Diese Pumpen können entweder mechanisch oder elektrisch angetrieben sein.
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Zur Senkung des Kraftstoffverbrauchs von Fahrzeugen versuchen insbesondere die Motorenentwickler, den Gesamtwirkungsgrad des Fahrzeugantriebs immer weiter zu erhöhen, sodass insbesondere die Effizienz von Hilfsaggregaten wie Pumpen, die nach dem Traktionsmotor den höchsten Leistungsbedarf ausmachen, ständig verbessert wird.
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Die
DE 3 913 414 A1 offenbart eine Flügelzellenpumpe zur Versorgung mehrerer Druckkreisläufe insbesondere eines stufenlosen Kraftfahrzeug-Getriebes mit Öl. Dazu sind auf der Druckseite der Pumpkammer, in dem das Volumen der einzelnen Pumpkammern kontinuierlich verringert und dadurch das Verdrängungsverhältnis erhöht wird, mindestens zwei Ablaufzonen mit jeweils einer Ablauföffnung gebildet, wobei jede Ablauföffnung mit einem separaten Druckkreislauf verbunden ist, sodass eine Pumpe mit mehreren Pumpstufen gebildet ist, mit denen mehrere Kreisläufe versorgt werden können. Durch die auf der Druckseite des Pumpraums in Drehrichtung zunehmende Verdrängung und entsprechende hydraulische Widerstände in den Kreisläufen können durch eine in Umfangsrichtung benachbarte Anordnung der Ablauföffnungen in den separaten Druckkreisläufen unterschiedliche Druckniveaus erzielt werden.
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Zur Schaltung der hydraulischen Getriebe-Stellelemente ist ein sehr hoher Druck erforderlich und ein geringer Volumenstrom ausreichend, sodass die höchste Pumpstufe der Ölpumpe einen entsprechend hohen Druck bei relativ geringer Fördermenge liefern muss. Aufgrund des relativ moderaten Fördermengenunterschieds aller Pumpstufen zueinander, ist der Volumenstrom der höchsten Pumpstufe zu hoch für den Einsatz in einem hydraulischen Schaltkreislauf, sodass der Volumenstrom gedrosselt werden muss. Somit muss unnötig viel Energie aufgewendet und Regelaufwand betrieben werden, um allen Anforderungen des Getriebes gerecht zu werden.
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Zur Steigerung der Effizienz wird in der
DE 10 2010 024 222 A1 eine Pendelschieberpumpe offenbart, die zur Versorgung eines automatischen oder automatisierten Getriebes mit Öl eingesetzt wird. Zusätzlich zu den ersten Pumpkammern, die jeweils von Rotorring, Rotornabe und zwei benachbarten Pendelschiebern begrenzt werden, weist die offenbarte Pendelschieberpumpe mehrere zweite Pumpkammern auf, die jeweils von einem Pendelschieber und der jeweiligen Führungsnut, in der jeder Pendelschieber geführt ist, begrenzt sind. Dadurch wird eine zweite Pumpstufe mit separaten Pumpkammern gebildet, wobei die zweite Pumpstufe ein im Vergleich zur ersten Pumpstufe geringeren Volumenstrom liefert und dadurch vorzugsweise als Hochdruck-Pumpstufe genutzt wird.
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Durch das zusätzlich nutzbare Arbeitsvolumen wird der Wirkungsgrad der offenbarten Pendelschieberpumpe gegenüber dem Wirkungsgrad der Flügelzellenpumpe aus der
DE 3 913 414 A1 erhöht. Außerdem kann der Auslassdruck der ersten Pumpkammern relativ niedrig sein, sodass ein zur Kühlung und Schmierung erforderlicher relativ großer Volumenstrom unter relativ niedrigem Druck bereitgestellt wird. Der zur Schaltung erforderliche relativ geringe Volumenstrom unter hohem Druck wird entsprechend von den zweiten Pumpkammern bereitgestellt. Im Gegensatz zu der Flügelzellenpumpe der
DE 3 913 414 A1 , in der zur Bereitstellung eines relativ hohen Ausgangsdrucks zur Betätigung der hydraulischen Stellelemente gleichzeitig ein nicht in diesem Maße erforderlicher relativ großer Volumenstrom relativ hohen Drucks gefördert werden muss, wird in der Pendelschieberpumpe der
DE 10 2010 024 222 A1 nur ein relativ geringer Volumenstrom unter relativ hohem Druck gefördert. Daraus ergibt sich eine Senkung des Energieverbrauchs der Pendelschieberpumpe der
DE 10 2010 024 222 A1 gegenüber der Flügelzellenpumpe der
DE 3 913 414 A1 bei gleicher Pumpleistung.
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Nachteilig an der offenbarten Pendelschieberpumpe ist, dass nur zwei Druckkreisläufe versorgt werden können. Somit müssen Kühl- und Schmierkreislauf fluidisch verbunden sein und über dieselbe Pumpstufe gespeist werden, wodurch auch bei dieser Pumpe Kompromisse hinsichtlich des Druck- und Temperaturniveaus und des Volumenstroms des Kühl-Schmierkreislaufs eingegangen werden müssen und zumindest einer der Kreisläufe nicht optimal versorgt wird. Zwar könnte der Kühlkreislauf auch mit einem höheren Druck versorgt werden, müsste aber dementsprechend gegen höhere Drücke abgedichtet werden, was höhere Materialkosten zur Folge hätte. Ferner würde unnötige Verdrängungsarbeit geleistet, die zu einem höheren Energieverbrauch führen würde. Somit ergibt sich hieraus weiteres Einsparpotential hinsichtlich des Energieverbrauchs der Pumpe.
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Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine hinsichtlich ihres Energieverbrauchs besonders sparsame Drehschieber-Ölpumpe zu schaffen, die mehrere Druckkreisläufe effizient und zuverlässig mit Öl versorgt.
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Diese Aufgabe wird durch eine erfindungsgemäße mehrstufige Drehschieber-Ölpumpe mit den Merkmalen des Hauptanspruchs 1 gelöst.
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Die erfindungsgemäße mehrstufige Drehschieber-Ölpumpe umfasst ein Pumpengehäuse, einen Außenring, mehrere Schieber und eine Rotornabe. Die Rotornabe ist drehbar innerhalb des Außenrings angeordnet und weist mehrere radiale Führungsnuten auf, in denen die Schieber geführt sind. Der Außenring, die Rotornabe und das Pumpengehäuse begrenzen einen Pumpraum, wobei das Pumpengehäuse den Pumpraum axial beidseitig begrenzt und der Außenring und die Rotornabe den Pumpraum radial begrenzen. Die radiale Führungsnut weist zumindest eine radial nach außen gerichtete Komponente auf, d.h. die radiale Nut muss nicht ausschließlich in radialer Richtung verlaufen. In einer Flügelzellenpumpe beispielsweise können die radialen Nuten stechend angeordnet sein, d.h. eine radiale und eine tangentiale Komponente aufweisen, wobei die tangentiale Komponente vorzugsweise in Rotordrehrichtung orientiert ist. Die Schieber sind innerhalb des Außenrings angeordnet, wobei die Schieber während der Drehbewegung des Rotors in permanentem Kontakt mit dem Außenring stehen, sodass die Rotornabe, der Außenring, das Pumpengehäuse und die Schieber mehrere Haupt-Pumpkammern innerhalb des Pumpraums begrenzen. Jede Haupt-Pumpkammer wird von zwei in Umfangsrichtung zueinander benachbart angeordneten Schiebern und den zwischen den beiden Schiebern angeordneten Abschnitten des Außenrings und der Rotornabe begrenzt.
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Der Außenring ist in Bezug auf die Rotornabe exzentrisch angeordnet, wodurch innerhalb des Pumpraums in Abhängigkeit von der Drehrichtung der Rotornabe eine Saugseite und eine Druckseite gebildet sind. Aufgrund der Exzentrizität vergrößert sich das Volumen jeder einzelnen Haupt-Pumpkammer auf der Saugseite, wodurch in jeder Haupt-Pumpkammer ein Unterdruck erzeugt wird, während sich die jeweilige Haupt-Pumpkammer durch einen Haupt-Ansaugbereich bewegt. Aufgrund des Unterdrucks wird Öl in die einzelnen Haupt-Pumpkammern gesaugt. Auf der Druckseite verkleinert sich das Volumen jeder einzelnen Haupt-Pumpkammer wieder, wodurch der Druck in jeder Haupt-Pumpkammer erhöht wird, während sich die jeweilige Haupt-Pumpkammer durch einen Haupt-Verdrängungsbereich bewegt. Folglich wird das angesaugte Öl, welches in jeder einzelnen Haupt-Pumpkammer mitgeführt wird, verdrängt. Dazu sind in dem Haupt-Verdrängungsbereich eine erste Pumpstufe und seriell dahinter eine zweite Pumpstufe gebildet. Die beiden Pumpstufen sind in Drehrichtung der Rotornabe aufeinander folgend angeordnet, sodass die zweite Pumpstufe ein höheres Verdrängungsverhältnis gegenüber dem Anfangsdruck aufweist als die erste Pumpstufe. Beide Pumpstufen werden durch ihre Anordnung in dem Haupt-Verdrängungsbereich durch die Haupt-Pumpkammern mit Öl versorgt, sodass ein erster Teil des in den Haupt-Pumpkammern mitgeführten Öls der ersten Pumpstufe bei einem niedrigeren Gesamt-Verdrängungsverhältnis zugeführt wird und der in den Haupt-Pumpkammern verbleibende zweite Teil des mitgeführten Öls der zweiten Pumpstufe bei einem höheren Gesamt-Verdrängungsverhältnis zugeführt wird. Die zweite Pumpstufe wird zumindest teilweise von der ersten Pumpstufe gespeist. Demnach sind die erste Pumpstufe und die zweite Pumpstufe fluidisch zumindest teilweise in Reihe geschaltet, sodass der Eingangsdruck der zweiten Pumpstufe im Wesentlichen dem Ausgangsdruck der ersten Pumpstufe entspricht.
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Die Schieber sind im Wesentlichen verschiebbar in den Führungsnuten geführt. Die Schieber, das Pumpengehäuse und die Führungsnuten begrenzen mehrere Fuß-Pumpkammern innerhalb des Pumpraums, wobei jeder Schieber mit seiner korrespondierenden Führungsnut eine einzelne Fuß-Pumpkammer bildet. Aufgrund der Exzentrizität des Rotorrings in Bezug auf die Rotornabe führt jeder Schieber während der Drehbewegung der Rotornabe eine hubartige Bewegung in seiner korrespondierenden Führungsnut aus, wodurch sich das Volumen jeder Fuß-Pumpkammer analog zu den Volumina der Haupt-Pumpkammern auf der Saugseite in einem Fuß-Ansaugbereich des Pumpraums vergrößert und auf der Druckseite in einem Fuß-Verdrängungsbereich verkleinert. Entsprechend arbeiten die Fuß-Pumpkammern nach dem gleichen Volumenänderungs-Prinzip wie die Haupt-Pumpkammern, wodurch die Fuß-Pumpkammern auf der Druckseite in dem Fuß-Verdrängungsbereich eine dritte Pumpstufe innerhalb des Pumpraums bilden. Im Vergleich zu der ersten und der zweiten Pumpstufe weist die dritte Pumpstufe vorzugsweise das geringste Verdrängungsverhältnis auf, kann aber auch gleich groß oder größer sein als eines der Verdrängungsverhältnisse der anderen Pumpstufen.
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Die drei Pumpstufen ermöglichen die Versorgung von drei separaten Ölkreisläufen mit einer einzigen Pumpe, beispielsweise die Versorgung von drei Ölkreisläufen eines automatisierten Kraftfahrzeug-Schaltgetriebes, wobei die drei Ölkreisläufe drei unterschiedliche Druckniveaus aufweisen können.
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Vorzugsweise wird die erste Pumpstufe durch eine erste Auslassöffnung auf der Druckseite des Pumpraums in dem Haupt-Verdrängungsbereich der Haupt-Pumpkammern gebildet, in dem sich das Volumen der Haupt-Pumpkammern stetig verkleinert. Die erste Auslassöffnung ist derart angeordnet, dass die sich an der ersten Auslassöffnung vorbeibewegende Haupt-Pumpkammer einen Teil ihres mitgeführten Öls durch stetige Verkleinerung ihres Volumens durch die erste Auslassöffnung beispielsweise in einen sich an die erste Auslassöffnung anschließenden ersten Pumpenauslasskanal ausschiebt. Dieser erste Pumpenauslasskanal kann mit einem ersten Druckkreislauf, beispielsweise mit dem eines Kraftfahrzeug-Getriebes, verbunden sein.
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Die zweite Pumpstufe wird vorzugsweise durch eine zweite separate Auslassöffnung auf der Druckseite des Pumpraums in dem Haupt-Verdrängungsbereich der Haupt-Pumpkammern gebildet. Die zweite Auslassöffnung ist in Bezug auf die Drehrichtung der Rotornabe vorzugsweise beabstandet hinter der ersten Auslassöffnung angeordnet, d.h. die beiden Auslassöffnungen sind in Umfangsrichtung benachbart zueinander und im Wesentlichen nebeneinander aber nicht aneinander angrenzend angeordnet. Vorzugsweise ist der Winkel zwischen beiden Auslassöffnungen größer als der Haupt-Pumpkammerwinkel, der von zwei benachbarten Schiebern definiert ist, sodass kein Kurzschluss, d.h. keine direkte fluidische Verbindung zwischen der ersten und der zweiten Auslassöffnung gebildet wird. Die zweite Auslassöffnung ist derart angeordnet, dass die sich an der zweiten Auslassöffnung vorbeibewegende Haupt-Pumpkammer, die zuvor die erste Auslassöffnung passiert hat, das in der Haupt-Pumpkammer verbliebene von der ersten Pumpstufe unter Druck gesetzte Öl aufgrund der Volumenverkleinerung durch die zweite Auslassöffnung ausschiebt, wodurch der Druck des Öls weiter erhöht ist. Ein sich an die zweite Auslassöffnung anschließender zweiter Pumpenauslasskanal leitet das Öl in einen zweiten Druckkreislauf. In Abhängigkeit des Druckkreislaufwiderstands ist aufgrund des höheren Verdrängungsverhältnisses im Bereich der zweiten Auslassöffnung das Druckniveau in dem zweiten Druckkreislauf vorzugsweise höher als in dem ersten Druckkreislauf.
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Die dritte Pumpstufe ist vorzugsweise durch eine separate dritte Auslassöffnung auf der Druckseite des Pumpraums in dem Fuß-Verdrängungsbereich der Fuß-Pumpkammern gebildet. Durch das sich in Drehrichtung der Rotornabe kontinuierlich verkleinernde Volumen der Fuß-Pumpkammern, schiebt die jeweilige sich an der dritten Auslassöffnung vorbeibewegende Fuß-Pumpkammer das in dem Saugbereich angesaugte Öl in den sich anschließenden dritten Pumpenauslasskanal. Von dem dritten Pumpenauslasskanal wird ein sich anschließender dritter Druckkreislauf versorgt, der aufgrund des vorzugsweise relativ geringen Verdrängungsverhältnisses der Fuß-Pumpkammern die geringste Fördermenge und aufgrund des Druckkreislaufwiderstands das höchste Druckniveau und somit den höchsten Ausgangsdruck aufweist.
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In einer bevorzugten Ausführung der Erfindung ist die dritte Pumpstufe fluidisch parallel zu der ersten Pumpstufe und zu der zweiten Pumpstufe geschaltet, d.h. auf der Druckseite ist die dritte Pumpstufe fluidisch von der ersten Pumpstufe und der zweiten Pumpstufe getrennt. Dadurch wird ein fluidisch vollständig separierter Druckkreislauf gebildet, der völlig unabhängig von der ersten und zweiten Druckstufe arbeitet. Lediglich auf der Saugseite können alle drei Pumpstufen fluidisch durch eine gemeinsame Einlassöffnung verbunden, durch die Öl aus einem gemeinsamen Öltank unter atmosphärischem Druck in die jeweiligen Pumpkammern gesaugt wird.
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Alternativ können die erste und zweite Pumpstufe mit einem ersten Öltank verbunden sein und die dritte Pumpstufe mit einem zweiten Öltank verbunden sein. Dadurch können zwei verschiedene Ölsorten gefördert werden, wobei die Haupt-Pumpkammern ein erstes Öl fördern und die Fuß-Pumpkammern ein zweites von dem ersten Öl verschiedenes zweites Öl fördern. Beispielsweise können zwei Ölsorten mit unterschiedlichen Eigenschaften gefördert werden.
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In einer weiteren alternativen Ausgestaltung der Erfindung kann die dritte Pumpstufe in Serie zu den beiden ersten Pumpstufen, d.h. seriell hinter die zweite Pumpstufe geschaltet sein. Dazu ist die zweite Pumpstufe derart angeordnet, dass nur ein Teil des mitgeführten Öls, durch die sich an der zweiten Auslassöffnung vorbeibewegenden Haupt-Pumpkammern ausgeschoben wird und der in der Haupt-Pumpkammer verbleibende Teil des Öls in einen Verbindungskanal gelangt. Der Verbindungskanal führt von der Druckseite auf die Saugseite und mündet in einer separaten Einlassöffnung, durch die ausschließlich die Fuß-Pumpkammern gespeist werden. Im Gegensatz zu der parallel geschalteten dritten Pumpstufe wird die in Serie geschaltete dritte Pumpstufe nicht mit unter atmosphärischem Druck stehendem Öl versorgt, sondern die Fuß-Pumpkammern saugen das bereits unter Druck stehende Öl an, welches auf der Druckseite nicht ausgestoßen wurde, sodass das Druckniveau der dritten in Serie geschalteten Pumpstufe gegenüber einer parallel geschalteten dritten Pumpstufe deutlich erhöht ist. Die Haupt-Pumpkammern der ersten und zweiten Pumpstufe werden über eine separate Einlassöffnung mit unter atmosphärischem Druck stehendem Öl aus einem Öltank versorgt.
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Vorzugsweise ist die erste Pumpstufe eine Niedrigdruckstufe und die zweite Pumpstufe eine Mitteldruckstufe. Die Niedrigdruckstufe versorgt besonders bevorzugt einen Kühlkreislauf beispielsweise einen Kühlkreislauf eines automatisierten Kraftfahrzeug-Schaltgetriebes. Durch das für die Versorgung eines Kühlkreislaufs relativ geringe Druckniveau müssen an Dichtstellen die Dichtmittel nur gegen relativ geringe Drücke dichten, woraus relativ geringe Materialkosten für die Dichtmittel resultieren. Zusätzlich ist der Energieverbrauch der ersten Pumpstufe aufgrund des relativ geringen Verdrängungsverhältnisses relativ niedrig, wodurch eine besonders gute Gesamteffizienz der Pumpe erreicht wird. Die Mitteldruckstufe speist vorzugsweise einen Schmiermittelkreislauf, beispielsweise den eines automatisierten Kraftfahrzeug-Getriebes, der idealerweise ein höheres Druckniveau als der Kühlkreislauf benötigt, um die erforderlichen Ölfilme an den Schmierstellen auszubilden. Dabei bilden sowohl die erste Pumpstufe als auch die zweite Pumpstufe den jeweils für die Kühlung und Schmierung erforderlichen Volumenstrom aus.
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Besonders bevorzugt ist die dritte Pumpstufe eine Hochdruckpumpstufe, die aufgrund ihres vergleichsweise hohen Drucks und ihres relativ geringen Volumenstroms vorzugsweise zur Versorgung eines hydraulischen Steuerkreislauf genutzt wird, beispielsweise zur Betätigung der hydraulischen Stellelemente in einem automatisierten Kraftfahrzeuggetriebe. Durch die relativ geringe Fördermenge eignet sich die dritte Pumpstufe besonders gut für die schnelle hydraulische Betätigung von Stellelementen eines automatisierten Kraftfahrzeug-Schaltgetriebes.
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In einer bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung ist der Außenring durch einen drehbaren Rotorring gebildet, der drehbar in dem Pumpengehäuse gelagert ist. Die Schieber sind vorzugsweise als Pendelschieber ausgebildet, die schwenkbar in dem Rotorring gelagert sind. Die Pendelschieber sind derart angeordnet, dass sie den Rotorring drehfest mit der Rotornabe verbinden, sodass die Rotornabe den Rotorring antreibt. Alternativ kann auch der Rotorring die Rotornabe antreiben. Grundsätzlich kann die Pumpe entweder elektrisch oder mechanisch angetrieben sein. Entsprechend ist die Drehschieber-Ölpumpe vorzugsweise als elektrisch oder mechanisch angetriebene Pendelschieberpumpe ausgebildet.
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Die Pendelschieber weisen vorzugsweise jeweils einen Pendelschieberfuß und einen Pendelschieberschaft auf, wobei jeder Pendelschieberfuß in der korrespondierenden Führungsnut geführt wird. Somit begrenzen jeder Pendelschieberfuß und die korrespondierende Führungsnut die Fuß-Pumpkammer. Ein Ende des Pendelschieberschafts ist mit dem Pendelschieberfuß verbunden, während das andere Ende des Pendelschieberschafts gelenkartig mit dem Rotorring verbunden ist. Die Rotornabe, der Rotorring, das Pumpengehäuse und die Pendelschieber begrenzen demnach die Haupt-Pumpkammern. Die Pendelschieberpumpe zeichnet sich insbesondere durch einen relativ geringen Verschleiß aus und eignet sich aufgrund ihrer üblicherweise kolbenartig geformten Pendelschieber besonders gut als mehrstufige Ölpumpe.
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In einer besonders vorteilhaften Ausführung der Erfindung ist der Außenring verschiebbar ausgeführt, sodass die Exzentrizität des Außenrings in Bezug auf die Rotornabe variabel ist. Die Drehschieber-Ölpumpe ist vorzugsweise als mechanische Ölpumpe ausgeführt, die beispielsweise durch einen Verbrennungsmotor angetrieben ist. Dazu ist die Drehschieber-Ölpumpe üblicherweise unmittelbar oder mittelbar mit der Kurbelwelle des Verbrennungsmotors gekoppelt. Durch eine Variation der Exzentrizität des Außenrings kann trotz der Drehzahlabhängigkeit der Pumpe von dem Verbrennungsmotor der gesamte Volumenstrom der Pumpe bedarfsgerecht und drehzahlunabhängig geregelt werden. Der Außenring kann entweder verschiebbar in dem Pumpengehäuse gelagert sein oder drehbar innerhalb eines verschiebbaren Rotorgehäuses gelagert, das verschiebbar innerhalb des Pumpengehäuses gelagert ist.
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Die erfindungsgemäße Drehschieber-Ölpumpe ermöglicht eine Versorgung von drei unterschiedlichen Druckkreisläufen mit einer einzigen Pumpe. Die Pumpe eignet sich insbesondere für ein automatisiertes Kraftfahrzeug-Getriebe zur Versorgung des Kühl-, Schmier- und Hydraulikkreislaufs, wobei jede Pumpstufe nur den für den jeweiligen Druckkreislauf erforderlichen Druck bzw. Volumenstrom erzeugt, sodass keine unnötige Verdrängungsarbeit geleistet wird, wodurch die Pumpe besonders effizient und energiesparend betreibbar ist. Ferner erzeugt die dritte Pumpstufe einen besonders hohen Druck, der sich besonders gut zur hydraulischen Betätigung von Stellelementen in einem Hydraulikkreislauf eignet.
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Nachfolgend werden zwei bevorzugte Ausführungsbeispiele der erfindungsgemäßen Drehschieber-Ölpumpe anhand von Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
- 1 eine erfindungsgemäße mehrstufige Drehschieber-Ölpumpe in geöffnetem Zustand in einer Frontalansicht,
- 2 einen hydraulischen Schaltplan eines ersten Ausführungsbeispiels einer hydraulischen Getriebeanordnung mit einer erfindungsgemäßen mehrstufigen Drehschieber-Ölpumpe mit einer zu den ersten beiden Pumpstufen parallel geschalteten dritten Pumpstufe,
- 3 einen hydraulischen Schaltplan eines zweiten Ausführungsbeispiels einer hydraulischen Getriebeanordnung mit einer erfindungsgemäßen mehrstufigen Drehschieber-Ölpumpe mit drei in Serie geschalteten Pumpstufen, und
- 4 die erfindungsgemäße mehrstufige Drehschieber-Ölpumpe der 1 ohne den Rotor in geöffnetem Zustand in einer Frontalansicht.
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1 zeigt eine erfindungsgemäße mehrstufige Drehschieber-Ölpumpe 10, die als Pendelschieberpumpe ausgebildet ist und zur Versorgung mehrerer Druckkreisläufe K1, K2, K3 eines automatisierten Kraftfahrzeug-Getriebes 110 mit unter Druck stehendem Öl eingesetzt wird. Die Drehschieber-Ölpumpe 10 weist ein Pumpengehäuse 12 auf, in dem ein linear verschiebbares Rotorgehäuse 13 gelagert ist. Ferner weist die Drehschieber-Ölpumpe 10 einen Außenring 16 auf, der als drehbarer hohlzylindrischer Rotorring 18 ausgebildet ist und drehbar in dem verschiebbaren Rotorgehäuse 13 gelagert ist. Weiterhin weist die Drehschieber-Ölpumpe 10 eine drehbare und im Wesentlichen zylindrische Rotornabe 20 auf, die innerhalb des Rotorrings 18 angeordnet ist und mechanisch durch einen Verbrennungsmotor angetrieben wird. Die Rotornabe 20 weist mehrere gleichmäßig entlang des Umfangs verteilte radiale Führungsnuten 22 mit geraden und parallel zueinander angeordneten Seitenwänden auf.
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Die Drehschieber-Ölpumpe 10 weist einen Pumpraum 40 auf, der radial nach außen von dem Rotorring 18 begrenzt wird und radial nach innen von der Rotornabe 20 begrenzt wird. Axial wird der Pumpraum 40 beidseitig von dem Pumpengehäuse 12 begrenzt.
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Die Drehschieber-Ölpumpe 10 weist mehrere Schieber 30 auf, die als T-förmige Pendelschieber 31 ausgebildet sind. Die Pendelschieber 31 umfassen jeweils einen Pendelschieberfuß 32 und jeweils einen Pendelschieberschaft 33, wobei jeder Pendelschieberfuß 32 in einer der korrespondierenden Führungsnuten 22 dichtend geführt ist. Der Pendelschieberschaft 33 ist an einem Ende mit dem Pendelschieberfuß 32 verbunden. An seinem anderen Ende weist jeder Pendelschieberschaft 33 einen zylindrischen Gelenkkopf auf, der jeweils schwenkbar in einer korrespondierenden zylindrischen Gelenkpfanne in dem Rotorring 18 gelagert ist. Folglich verbinden die Pendelschieber 31 den Rotorring 18 und die Rotornabe 20 mechanisch, sodass die mechanisch angetriebene Rotornabe 20 den Rotorring 18 gleichdrehend antreibt.
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Die Pendelschieber 31 unterteilen den Pumpraum 40 fluidisch in mehrere Pumpkammern 45, 48. Zwei zueinander benachbarte Pendelschieber 31, das Pumpengehäuse 12 und jeweils ein zwischen zwei zueinander benachbarten Pendelschiebern 31 angeordneter Teilabschnitt sowohl des Rotorrings 18 als auch der Rotornabe 20 begrenzen jeweils eine von mehreren gleichmäßig entlang des Umfangs verteilten Haupt-Pumpkammern 45. Ferner begrenzen die Pendelschieberfüße 32 und die jeweiligen korrespondierenden Führungsnuten 22 mehrere Fuß-Pumpkammern 48 innerhalb des Pumpraums 40.
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Der Rotorring 18 ist exzentrisch in Bezug auf die Rotornabe 20 angeordnet, wodurch in Abhängigkeit von der Drehrichtung der Rotornabe 20 eine Saugseite S und eine Druckseite D innerhalb des Pumpraums 40 definiert sind. Während der Drehung der Rotornabe 20 bewegen sich die Haupt-Pumpkammern 45 durch den Pumpraum 40. Das Volumen jeder Haupt-Pumpkammer 45 vergrößert sich auf der Saugseite S in einem sichelförmigen und sich in Drehrichtung aufweitenden Haupt-Ansaugbereich S1 stetig, wodurch in der jeweiligen Haupt-Pumpkammer 45 ein Unterdruck erzeugt wird, sodass unter atmosphärischem Druck stehendes Öl durch eine auf der Saugseite S angeordnete Einlassöffnung 17 in die einzelnen Haupt-Pumpkammern 45 gesaugt wird.
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Aufgrund der Exzentrizität des Rotorrings 18 führen die Pendelschieber 31 während einer vollen Umdrehung der Rotornabe 20 eine Schwenkbewegung aus. Zusätzlich führt jeder Pendelschieberfuß 32 eine hubartige Bewegung in seiner korrespondierenden Führungsnut 22 aus. Dadurch bildet der Pendelschieberfuß 32 eine Art Hydraulikkolben der das jeweilige Volumen der einzelnen Fuß-Pumpkammern 48 verändert. Das Volumen der einzelnen Fuß-Pumpkammern 48 vergrößert sich auf der Saugseite S in einem Fuß-Ansaugbereich S2 analog zu dem Volumen der Haupt-Pumpkammern 45 kontinuierlich, sodass durch den erzeugten Unterdruck unter atmosphärischem Druck stehendes Öl durch die sich bis in den Fuß-Ansaugbereich S2 erstreckende Einlassöffnung 17 in die einzelnen Fuß-Pumpkammern 48 gesaugt wird.
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Das Volumen jeder einzelnen Haupt-Pumpkammer 45 verkleinert sich auf der Druckseite D in einem sichelförmigen und sich in Drehrichtung verjüngenden Haupt-Verdrängungsbereich D1 stetig. In dem sichelförmigen Haupt-Verdrängungsbereich D1 sind eine erste Auslassöffnung 51, und ein zweite separate Auslassöffnung 52 angeordnet, die in Umfangsrichtung bzw. in Drehrichtung der Rotornabe 20 aufeinander folgend und beabstandet zueinander angeordnet sind. Der Abstand in Umfangsrichtung zwischen den beiden Auslassöffnungen 51, 52 wird durch einen Winkel beschrieben, der größer ist als der von zwei benachbarten Pendelschiebern 31 definierte Winkel einer einzelnen Haupt-Pumpkammer 45. Dadurch wird eine fluidische Trennung der beiden Auslassöffnungen 51, 52 sichergestellt. Durch die erste Auslassöffnung 51, die von der jeweiligen sich durch den Haupt-Verdrängungsbereich D1 bewegenden Haupt-Pumpkammer 45 zuerst passiert wird, wird ein Teil des in der jeweiligen Haupt-Pumpkammer 45 mitgeführten Öls aufgrund der Volumenverkleinerung ausgeschoben. Dadurch wird eine erste Pumpstufe P1 gebildet, die eine Niederdruckstufe bildet und das Öl unter relativ geringem Druck in den ersten Druckkreislauf K1 pumpt, der zur Kühlung der Komponenten in dem automatisierten Kraftfahrzeug-Schaltgetriebe 110 genutzt wird.
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Der in der Haupt-Pumpkammer 45 verbleibende Teil des Öls wird mit der sich weiterbewegenden Haupt-Pumpkammer 45 nach dem Passieren der ersten Auslassöffnung 51 durch einen auslassfreien Bereich zwischen der ersten Auslassöffnung 51 und der zweiten Auslassöffnung 52 transportiert. Nachdem die Haupt-Pumpkammer 45 die zweite Auslassöffnung 52 erreicht hat, wird der in der Haupt-Pumpkammer 45 mitgeführte verbliebene Teil des Öls aufgrund der stetigen Volumenverkleinerung durch die zweite Auslassöffnung 52 in einen zweiten Druckreislauf K2 ausgeschoben. Die dadurch gebildete seriell hinter die erste Pumpstufe P1 geschaltete zweite Pumpstufe P2 erreicht aufgrund des höheren Eingangsdrucks und aufgrund des Druckkreislaufwiderstands ein gegenüber der ersten Pumpstufe P1 höheres Druckniveau, sodass eine Mitteldruckstufe gebildet wird, die zur Versorgung des Schmierkreislaufs des automatisierten Kraftfahrzeug-Schaltgetriebes 110 genutzt wird. Der höhere Druck der Mitteldruckstufe erleichtert die Ausbildung eines konstanten und gleichmäßigen Schmierfilms innerhalb des Getriebes 110, wodurch eine zuverlässige Schmierung der reibungsbehafteten Getriebekomponenten gewährleistet wird.
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Auf gleiche Weise wie in dem Haupt-Verdrängungsbereich D1 verkleinert sich aufgrund der hubartigen Bewegung der Pendelschieberfüße 32 in den Führungsnuten 22 das Volumen der Fuß-Pumpkammern 48 in einem Fuß-Verdrängungsbereich D2 auf der Druckseite D kontinuierlich. Dadurch wird das in den Fuß-Pumpkammern 48 mitgeführte Öl unter Druck gesetzt und durch die in dem Fuß-Verdrängungsbereich angeordnete dritte separate Auslassöffnung 53 ausgeschoben, wodurch eine dritte Pumpstufe P3 gebildet wird. Diese dritte Pumpstufe P3 ist fluidisch parallel zu den anderen beiden Pumpstufen P1, P2 geschaltet. Durch das relativ kleine verdrängte Volumen des sich hubartig bewegenden Pendelschieberfußes 32 erreicht die dritte Pumpstufe ein im Vergleich zu den anderen beiden Pumpstufen P1, P2 relativ geringen Volumenstrom und aufgrund des Druckkreislaufwiderstands ein relativ hohes Druckniveau und versorgt dementsprechend als Hochdruckstufe einen dritten Druckkreislauf K3, der zur Versorgung eines Schaltaktuators 115 des automatisierten Kraftfahrzeug-Schaltgetriebes 110 eingesetzt wird. Der hohe Druck und der geringe Volumenstrom der dritten Pumpstufe P3 ermöglichen eine schnelle und präzise Ansteuerung des Schaltaktuators 115, wodurch relativ schnelle Schaltvorgänge in dem Getriebe 110 realisiert werden können.
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Der Rotorring 18 kann durch Verschieben des Rotorgehäuses 13 relativ zu der Rotornabe 20 verschoben werden, wodurch die Exzentrizität des Rotorrings 18 in Bezug auf die Rotornabe 20 variiert werden kann. Eine Verkleinerung der Exzentrizität verringert beispielsweise das Verdrängungsverhältnis, wodurch bei steigender Pumpendrehzahl der Druck und die Fördermenge relativ konstant gehalten werden können. Dadurch können die Fördermenge der Drehschieber-Ölpumpe 10 und die Druckniveaus der drei Pumpstufen P1, P2, P3 unabhängig von der Drehzahl des Verbrennungsmotors geregelt werden, wodurch eine effiziente und bedarfsgerechte Steuerung der Drehschieber-Ölpumpe 10 in allen Betriebspunkten ermöglicht wird.
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2 zeigt einen hydraulischen Schaltplan einer hydraulischen Kraftfahrzeug-Getriebeanordnung 100 mit einer erfindungsgemäßen mehrstufigen Drehschieber-Ölpumpe 10 und einem automatisierten Kraftfahrzeug-Schaltgetriebe 110. Der Schaltplan zeigt die Verschaltung der einzelnen Pumpstufen P1, P2, P3 in dem Gesamtsystem. Die erste Pumpstufe P1 und die zweite Pumpstufe P2 sind in Serie geschaltet. Das Öl wird aus einem Öltank T1 in die Pumpe 10 gesaugt. Ein Teil des angesaugten Ölvolumenstroms wird von der ersten Pumpstufe P1 in einen ersten Niederdruckkreislauf K1 gepumpt, der den Kühlkreislauf des Kraftfahrzeug-Schaltgetriebes 110 bildet. Der andere bereits unter dem Ausgangsdruck der ersten Pumpstufe P1 stehende Teil des Ölvolumenstroms versorgt die zweite Pumpstufe P2, wodurch sich die zweite Pumpstufe P2 aufgrund des höheren Eingangs-Druckniveaus als Mitteldruckstufe eignet, die einen zweiten Mitteldruckkreislauf K2 speist, der den Schmierkreislauf des automatisierten Kraftfahrzeug-Schaltgetriebes 110 bildet. Beide Druckkreisläufe K1, K2 führen zurück in den Öltank T1.
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Die zu der ersten Pumpstufe P1 und der zweiten Pumpstufe P2 parallel geschaltete dritte Pumpstufe P3 saugt einen separaten Ölvolumenstrom an und pumpt diesen unter hohem Druck als Hochdruckpumpstufe in einen dritten Hochdruckkreislauf K3. Der Hochdruckkreislauf K3 speist einen hydraulischen Schaltaktuator 115 des Kraftfahrzeug-Getriebes 110, der die Schaltvorgänge vollzieht. Anschließend fließt das Öl zurück in den Öltank T1. Der Vorteil dieses bevorzugten Ausführungsbeispiels ist, dass der Druck und der Volumenstrom der dritten Pumpstufe P3 nicht von dem Druck und dem Volumenstrom der ersten beiden Pumpstufen P1, P2 abhängt. Dadurch zeichnet sich die parallel geschaltete dritte Pumpstufe P3 durch ein für einen hydraulischen Kreislauf vorteilhaftes relativ konstantes Druckniveau mit einem relativ konstantem Volumenstrom aus.
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3 zeigt einen hydraulischen Schaltplan der hydraulischen Kraftfahrzeug-Getriebeanordnung 100 mit der Drehschieber-Ölpumpe 10 und dem automatisierten Kraftfahrzeug-Schaltgetriebe 110 mit einer alternativen Verschaltung der drei Pumpstufen P1, P2, P3. In dieser Verschaltung sind die erste Pumpstufe P1, die zweite Pumpstufe P2 und die dritte Pumpstufe P3 in Serie geschaltet. Im Gegensatz zu der Verschaltung der 2 wird die dritte Pumpstufe P3 in dieser Verschaltung von der zweiten Druckstufe D2 gespeist, d.h. analog zu der ersten Pumpstufe P1 wird nur ein Teilvolumenstrom des in die zweite Pumpstufe P1 eingebrachten Ölvolumenstroms in den Mitteldruckkreislauf K2 gepumpt. Der andere Teil des Ölvolumenstroms wird der dritten Pumpstufe P3 zugeführt, wodurch eine serielle dritte Pumpstufe P3 gebildet wird, die im Vergleich zu der parallel geschalteten dritten Pumpstufe P3 der 2 aufgrund des höheren Eingangsdrucks einen deutlich höheren Ausgangsdruck erreichen kann. Dadurch, dass die dritte Pumpstufe P3 von der zweiten Pumpstufe P2 gespeist wird, kann der Druck bzw. der Volumenstrom in dem Hochdruckkreislauf K3 weniger konstant sein als in dem Hochdruckkreislauf K3 der parallel geschalteten dritten Pumpstufe P3 der 2. Außerdem ist der Gesamt-Volumenstrom Drehschieber-Ölpumpe 10 geringer, da die dritte Pumpstufe P3 nicht separat ansaugt, sondern einen Teil des Volumenstroms der zweiten Pumpstufe P2 entnimmt. Allerdings können mit dieser Verschaltung deutlich höhere Stellkräfte des Schaltaktuators 115 erreicht werden.
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4 zeigt die mehrstufige Drehschieber-Ölpumpe 10 der 1 ohne den Rotor, d.h. ohne die Rotornabe 20, die Pendelschieber 31 und den Rotorring 18. Dementsprechend zeigt 4 die Anordnung der Einlassöffnung 17 und der drei Auslassöffnungen 51, 52, 53, die die drei Pumpstufen P1, P2, P3 innerhalb des Rotorgehäuses 13 bilden. Die Einlassöffnung 17 weist auf der Saugseite S zwei Teilbereiche 171, 172 auf, die jeweils als Kreisringsektoren geformt sind und konzentrisch zu der Rotornabe 20 (nicht gezeigt) angeordnet sind. Beide kreisringsektorförmigen Teilbereiche 171, 172 sind in Umfangsrichtung zentrisch auf der Saugseite S angeordnet und erstrecken sich jeweils über einen Winkel von ca. 130°. Die Haupt-Pumpkammern 45 saugen durch den äußeren Teilbereich 171 der Einlassöffnung 17 Öl an und die Fuß-Pumpkammern 48 saugen durch den inneren Teilbereich 172 der Einlassöffnung 17 Öl an. Beide Teilbereiche 171, 172 sind durch fünf radiale Verbindungskanäle 173 fluidisch verbunden. Die drei Auslassöffnungen 51, 52, 53 sind als Kreisringsektoren geformt und analog zu den beiden Teilbereichen 171, 172 der Einlassöffnung 17 konzentrisch zu der nicht gezeigten Rotornabe 20 angeordnet. Die erste Auslassöffnung 51 ist in Umfangsrichtung zentrisch in einem ersten Quadranten der Druckseite D angeordnet, der sich in Bezug auf die Drehrichtung der Rotornabe 20 an die Saugseite S anschließt. In dem zweiten Quadranten der Druckseite D ist die zweite separate Auslassöffnung 51 in Umfangsrichtung zentrisch angeordnet. Sowohl die erste Auslassöffnung 51 als auch die zweite Auslassöffnung 52 erstrecken sich jeweils über einen Winkel von ca. 35° und sind am radial äußeren Rand des Pumpraums 40 angeordnet, der dem Haupt-Verdrängungsbereich D1 der Haupt-Pumpkammern 45 entspricht, wie in 1 gezeigt ist. Der Abstand in Umfangsrichtung zwischen der ersten Auslassöffnung 51 und der zweiten Auslassöffnung 52 entspricht einem Winkel von ca. 55°. Die dritte Auslassöffnung 53 erstreckt sich auf der Druckseite D in Umfangsrichtung zentrisch über einen Winkel von ca. 130°, wobei die dritte Auslassöffnung 53 in dem Fuß-Verdrängungsbereich D2 der Fuß-Pumpkammern 48 angeordnet ist.
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Durch die gezeigte Anordnung der drei separaten Auslassöffnungen 51, 52, 53 werden drei separate Pumpstufen P1, P2, P3 gebildet wobei alle Pumpstufen P1, P2, P3 Öl durch eine gemeinsame Einlassöffnung 17 ansaugen, sodass die erste Pumpstufe P1 und zweite Pumpstufe P2 fluidisch in Serie geschaltet sind und die dritte Pumpstufe P3 fluidisch parallel zu der ersten Pumpstufe P1 und zweiten Pumpstufe P2 geschaltet ist und demzufolge der Verschaltung der 2 entsprechen.
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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- DE 3913414 A1 [0005, 0008]
- DE 102010024222 A1 [0007, 0008]
