DE19744753A1

DE19744753A1 - Kraftstoffpumpe

Info

Publication number: DE19744753A1
Application number: DE19744753A
Authority: DE
Inventors: Glenn A Moss; Edward J Talaski
Original assignee: Walbro Corp
Current assignee: Walbro Corp
Priority date: 1996-10-08
Filing date: 1997-10-08
Publication date: 1998-04-09
Also published as: BR9704949A; US5702229A; JPH10115265A; FR2754318A1

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft Kraftstoffpumpen mit Elektromotor und insbesondere turbinenartige Kraftstoffpumpen für automobile Kraftstoffzuführsy steme etc.

Elektromotorbetriebene, selbstansaugende Kraftstoffpumpen sind in automobi len Kraftstoffzuführsystemen bekannt und verbreitet. Pumpen dieser Art umfassen typischerweise ein Gehäuse, das geeignet ist, in einem Kraftstofftank eingetaucht zu werden, mit einem Einlaß zum Ansaugen des Kraftstoffes aus dem Tank und einem Auslaß zum Weiterleiten des Kraftstoffes an den Motor unter Druck. Ein Elektro motor hat einen Rotor, der im Gehäuse drehbar gelagert und mit einer elektrischen Energiequelle verbunden ist. Ein Laufrad ist mit dem Rotor zur gemeinsamen Dre hung verbunden und hat an seinem Umfang eine Gruppe von Schaufeln. Ein bogen förmiger Pumpkanal mit Ein- und Auslaß an gegenüberliegenden Seiten umgibt den Laufradumfang, um durch Wirbel zwischen den Zellen, die aus den Laufradschau feln und dem umgebenden Kanal gebildet werden, den Kraftstoffdruck zu erzeugen. Beispiele für Kraftstoffpumpen dieses Typs finden sich in US-PS 3,259,071, 5,257,916 und 5,265,997.

Bei Kraftstoffpumpen dieser Art sind für automobile Anwendungen vielfältige Entwurfskriterien zu berücksichtigen. Es kann z. B. erforderlich sein, daß die Kraft stoffpumpe den Kraftstoff mit einer vorgeschriebenen Mindestflußrate bei vorge schriebenem Druck unter Nenn- oder Normalbedingungen bezüglich Temperatur und Batteriespannung fördert. Es kann ebenso erforderlich sein, daß die Kraftstoff pumpe einen spezifizierten Druck und Mindestfluß bei abgesenkter Batteriespan nung erreicht, wie sie auftreten kann, wenn ein Motor bei sehr niedrigen Temperatu ren gestartet wird. Eine andere Entwurfsanforderung kann sein, daß Kraftstoff bei einer vorgeschriebenen Flußrate und Mindestdruck bei hohen Temperaturen geför dert werden soll, bei denen Dämpfe des heißen Kraftstoffes eine wichtige Rolle spielen können. Entwurfskriterien und Parameter, die die Leistungsfähigkeit bei einigen Betriebszuständen verbessern sollen, können den Betrieb bei anderen Be dingungen stark beeinflussen.

Es ist ein Ziel der vorliegenden Erfindung, eine elektromotorbetriebene Kraft stoffpumpe der vorstehenden Art zu schaffen, die verbesserte Leistung unter ver schiedenen Betriebsbedingungen, insbesondere bei Normalbetrieb, Kaltstart und bei heißem Kraftstoff aufweist. Darüber hinaus soll diese Pumpe leise sein und wirt schaftlich herzustellen und zusammenzubauen sein sowie reproduzierbare und ver läßliche Leistung über eine verlängerte Lebensdauer erreichen.

Die Erfindung sowie vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Ansprüchen definiert.

Erfindungsgemäß weist eine elektromotorbetriebene Kraftstoffpumpe ein Ge häuse mit Kraftstoffein- und -auslaß und einem Elektromotor im Gehäuse auf mit einem Rotor, dem elektrische Leistung zur Ausführung der Drehbewegung zuge führt wird. Ein Pumpmechanismus umfaßt ein Laufrad, das mit dem Rotor zur ge meinsamen Drehung verbunden ist und zwei konzentrische, entlang des Umfangs angeordnete Schaufelgruppen hat. Ein bogenförmiger, torischer Pumpkanal umgibt den Impellerumfang zumindest teilweise und ist mit dem Kraftstoffein- und -auslaß des Gehäuses verbunden, um Kraftstoff unter Druck zum Gehäuseauslaß zu fördern. Der Pumpkanal wird von einem am Umfang angeordneten Paar von Nuten gebildet, die die radial innere und äußere Umfangsreihe von Laufradschaufeln axial begren zen und den laufradgepumpten Kraftstoff in einem torisch schraubenförmigen Pfad in und aus den zwei, in radial beabstandeten konzentrischen Laufradschaufelreihen, die zwischen den Nuten angeordnet sind, führen, während der Kraftstoff entlang des Pumpkanals vom Einlaß zum Auslaß bewegt wird. Es zeigt sich, daß dieser Aufbau verbesserte Pumpleistungen verglichen mit der Pumpe, wie sie in US 5,257,916 be schrieben ist, aufweist.

Obwohl der tiefere Zusammenhang für die verbesserte Leistung der konzentri schen Reihen von Schaufeln und begrenzenden Nuten nicht vollständig verstanden wird, ist anzunehmen, daß die Schaufelanordnung eine schraubenförmige Strömung erzeugt und die Vorwärts- (oder Winkel-)Geschwindigkeit des Kraftstoffes um die Pumpachse verstärkt wird, während der Kraftstoff durch den bogenförmigen Pump kanal gefördert wird und dadurch der Druckaufbau beim Kraftstoffpumpen ver stärkt wird, insbesondere bei geringer Spannung und Pumpgeschwindigkeit. Dies geschieht dadurch, daß die Zahl der Seitwärtsbewegungen (auf dem torischen Pfad in Ebenen, parallel zur Pumpdrehachse), die der Kraftstoff in der Abfolge durch die Laufradschaufeln macht, erhöht wird, während der Kraftstoff vom Einlaß zum Auslaß gefördert wird.

In einer bevorzugten Ausführungsform erstreckt sich ein Paar von Pumpkanal nuten entlang fast des ganzen Kreisumfanges zwischen Kanaleinlaß und -auslaß. Die erste Pumpkanalnut liegt gegenüber dem Einlaß und hat im wesentlichen kon stanten Querschnitt, der größer ist als der der zweiten Pumpkanalnut gegenüber dem Auslaß. Ein herkömmlicher Dampfspülauslaß kann in die erste Pumpkanalnut direkt stromabwärts des Einlasses münden. Die Kanalnuten sind vorzugsweise glatt und gebogen und die Laufradschaufeln zwischen den Nuten haben axial des Laufrades gekrümmte Geometrie. Die innere Laufradschaufelreihe hat im wesentlichen die gleiche radiale Abmessung als die äußere Laufradschaufelreihe und weist eine kon kave Förderfläche bezüglich der Drehrichtung des Laufrades auf, um die Mitführge schwindigkeit des Kraftstoffes zu erhöhen. Die äußere Laufradschaufelreihe ist nach vorne geneigt und asymmetrisch um die laterale Mittenebene des Laufrades ver kippt, um die Tangentialgeschwindigkeit des Kraftstoffflusses gegenüber dem Ge häuse zu erhöhen, wenn der Kraftstoff am äußeren Umfang des Laufrades von der ersten zur zweiten Kanalnut des Laufrades bewegt wird. Die äußeren Schaufeln ver ursachen ein Abnehmen des Schraubenwinkels bezüglich einer Ebene durch die Pumpachse des schraubenförmigen Kraftstoffflusses durch den torischen Pumpka nal. Sowohl innere als auch äußere Schaufeln haben konkave Vorderflächen bezüg lich der Drehrichtung des Laufrades, und ihre vor- bzw. nacheilenden Kanten lie gen an der ersten bzw. zweiten Kanalnut. In einer Abwandlung der ersten und zweiten Pumpkanalnut sind Leitschaufeln zumindest in einer der ersten oder zwei ten Pumpkanalnuten angeordnet, um den Schraubenwinkel des schraubenförmigen Kraftstoffflusses im Pumpkanal weiter zu verringern und gleich automatisch den maximalen Ausgangsdruck der Pumpe zu begrenzen.

In einer Ausführung des Laufrades ist dieser eine zweistückige Anordnung, in einer anderen ist er einstückig gegossen. In der ersten Ausführung erstrecken sich die inneren Schaufelreihen entlang des Umfangs einer inneren Laufradscheibe und die äußeren Schaufeln entlang des Umfangs eines äußeren Laufradrings, der mit seinem inneren Umfang in Preßpassung mit den äußeren Kanten der Schaufeln der Scheibe ist. Vorzugsweise sind die ersten und zweiten Pumpkanalnuten an entspre chenden Ein- und Auslaßkappen gebildet, die Seitenplatten zur Begrenzung des Laufrades im Pumpgehäuse darstellen. Ein Führungsring ist zwischen den Kappen angeordnet und hat eine zylindrische innere Wand, die den äußeren Laufradring an seinen äußeren Schaufelkanten eng umgibt. Die Kombination dieses dünnen Laufrads mit zwei konzentrischen Schaufelreihen für axialen Fluß und die schrau benförmige Rezirkulation bewirkenden begrenzenden Kanalnuten der Kap pen/Seitenplatten führte - wie sich zeigt - zu einem verbesserten Wirkungsgrad ge genüber der Pumpe des erwähnten U.S. Patentes. Die angestrebten Mindestlei stungsparameter dieser Pumpe werden bei Normalbedingungen erreicht, ohne daß diskrete, selbstansaugende Zellen in den Seitenplatten gegenüber der Nut geformt werden müssen, wie es U.S. Patent 5,257,961 vorschreibt. So konnte eine verein fachte, verstopfungsunanfällige Geometrie erhalten werden, die wirtschaftlich zu fertigen und zu betreiben ist, ohne an Leistung einzubüßen.

Die Erfindung wird im folgenden anhand der Zeichnungen, zusammen mit zusätzlichen Ausbildungen, Eigenschaften und Vorteilen in Form von Ausführungs beispielen beschrieben. Es zeigen:

Fig. 1 eine teilweise Sektordarstellung (der Sektor wird durch die Linien 1-1 von Fig. 2 und 3 beschrieben) einer Kraftstoffpumpeneinrichtung mit Elektroantrieb nach einer ersten Ausführungsform;

Fig. 2 einen Querschnitt entlang der Linie 2-2 aus Fig. 1 mit der Unterseite der Auslaßkappe der Pumpeneinrichtung aus Fig. 1;

Fig. 3 in einem Querschnitt entlang der Linie 3-3 aus Fig. 1 die Oberseite der Pumpeneinlaßkappe der Einrichtung aus Fig. 1;

Fig. 4 eine stark vergrößerte Teildarstellung entlang der Linie 4-4 aus Fig. 2 und 3;

Fig. 5 bei verkleinertem Maßstab eine Explosionsdarstellung nur des inneren und äußeren Laufrades der Pumpeneinrichtung aus Fig. 1;

Fig. 6 eine Draufsicht auf die Untereinheit aus innerem und äußerem Laufrad der Pumpeneinrichtung aus Fig. 1;

Fig. 7 in einer Seitenansicht das äußere Laufrad aus Fig. 6;

Fig. 8 einen vergrößerten Ausschnitt des Rings 8 aus Fig. 7;

Fig. 9 eine Schnittdarstellung entlang der Linie 9-9 aus Fig. 6:

Fig. 10 eine Seitenansicht des inneren Laufrades aus Fig. 6;

Fig. 11 den stark vergrößerten Ausschnitt des Kreises 11 in Fig. 10;

Fig. 12 eine perspektivische Darstellung des Führungsrings der Pumpenein richtung aus Fig. 1;

Fig. 13 eine perspektivische Darstellung eines modifizierten einstückigen Laufrades für die Pumpeneinrichtung aus Fig. 1;

Fig. 14 eine Draufsicht des Laufrades aus Fig. 13;

Fig. 15 eine Seitenansicht des Laufrades aus Fig. 13 und 14;

Fig. 16 einen stark vergrößerten Teilausschnitt entlang der Linie 16-16 aus Fig. 14;

Fig. 17 einen stark vergrößerten Teilausschnitt des Kreises aus Fig. 17;

Fig. 18 in Draufsicht die Pumpeneinlaßkappe der Pumpeneinrichtung aus Fig. 1 und 3;

Fig. 19 eine Seitenansicht der Kappe aus Fig. 18;

Fig. 20, 21 und 22 stark vergrößerte Schnittansichten entlang der Linien 20-20, 21-21 bzw. 22-22 aus Fig. 18, wobei die Darstellung in Fig. 20 stark vergrößert ist.

Fig. 23 eine Ansicht der Einlaßkappe aus Fig. 18 von unten;

Fig. 24 und 25 Ausschnitte von Schnittdarstellungen entlang der Linie 24-24 bzw. 25-25 aus Fig. 18, wobei Fig. 24 stark vergrößert ist;

Fig. 26 eine Ansicht der Pumpenauslaßkappe der Pumpeneinrichtung aus Fig. 1 und 2 von unten;

Fig. 27, 28 und 29 Schnittansichten entlang der Linien 27-27, 28-28 bzw. 29-29 aus Fig. 26;

Fig. 30 eine Draufsicht der Kappe aus Fig. 26;

Fig. 31, 32 und 33 Ausschnitte von Schnittdarstellungen entlang der Linie 31-31, 32-32 bzw. 33-33 aus Fig. 26, wobei Fig. 31 und 33 stark vergrößert sind;

Fig. 34 eine Draufsicht auf eine modifizierte Pumpeneinlaßkappe mit Stator leitschaufeln, die als Einlaßkappen für die Pumpe aus Fig. 21 dient;

Fig. 35 eine Ausschnittvergrößerung des Kreises 35 in Fig. 34;

Fig. 36 eine Schnittdarstellung entlang der Linie 36-36 aus Fig. 34;

Fig. 37 eine Draufsicht auf einen modifizierten Leitrings für die Pumpe aus Fig. 1;

Fig. 38 eine Schnittansicht entlang der Linie 38-38 aus Fig. 37.

Fig. 1 zeigt eine elektrisch betriebene Kraftstoffpumpeneinrichtung 20 nach einem ersten Ausführungsbeispiel. Ein zylindrischer Behälter 24 bildet ein Gehäuse 22, das Ein- und Auslaßkappen 26 und 28 axial ausgerichtet im Abstand zueinander verbindet. Ein Rotor 32 und eine Welle 34, die sich im Gehäuse 22 dreht, bilden zusammen mit einem dem Rotor umgebenden Permanentmagneten als Stator 36 einen elektrischen Motor 30. Geeignete Kommutatorbürsten (nicht dargestellt) sind in der Auslaßkappe 28 angeordnet und elektrisch mit Anschlüssen 40 außerhalb der Kappen 28 verbunden. Die Bürsten werden von dazugehörigen Federn (nicht darge stellt) auf Gleitkontakte einer Kommutatorplatte 44 gedrückt, die auf dem Rotor 32 und der Welle 34 drehbar im Gehäuse 22 befestigt ist. Soweit wie bisher beschrie ben, entspricht die Pumpe 10 im wesentlichen den in US-PS 4,352,641; 4,500,270 und 4,596,519 offenbarten.

Die Kraftstoffpumpeneinrichtung 20 umfaßt einen Pumpmechanismus ("Pumpe") 46 für flüssigen Kraftstoff, der am unteren Ende des Behälters 24 befe stigt ist, der wiederum eine Kappe 26 als Pumpeneinlaß aufweist. Gemäß einem Merkmal der vorliegenden Erfindung umfaßt der Pumpmechanismus 46 ein zwei schaufeliges Laufrad 48 mit axialem Gegenstrom, der an der Welle 34 über einen U-förmigen Federkeilclip 50 befestigt ist, so daß er sich mit der Welle 34 dreht. Ge mäß einem weiteren Merkmal der vorliegenden Erfindung flankiert ein bogenförmi ger Pumpkanal 52 die axial gegenüberliegenden Ränder zweier konzentrischer Gruppen von inneren und äußeren Schaufeln des Laufrades 48 axial und schafft eine Flußverbindung. Der Pumpkanal 52 wird von einer einen Teilquerschnitt des Pump kanals bildenden Nut als unteren Kanalabschnitt 62 in der Einlaßkappe 26 und von einer einen weiteren Teilquerschnitt des Pumpkanals bildenden Nut als oberen Ka nalabschnitt 70 in einer Auslaßkappe 56 auf den axial gegenüberliegenden Seiten des Laufrades 48 gebildet, so daß die Einlaß- und Auslaßkappen 26 und 54 die Sei tenplatten des Laufrades bilden. Der radial äußere Umfang des Pumpkanals wird von einem Führungsring 80 gebildet, der axial zwischen den Kappen/Platten 26, 54 angeordnet ist, um eine zylindrische Wand zu bilden, die die Außenkanten der äuße ren Schaufeln des Laufrades 48 eng umgibt. Der Pumpkanal 42 hat einen axial offe nen Einlaß 56 an seinem Einlaßende, der mit einer Einlaßverbindung 58 verbunden ist, die sich abwärts von der Endkappe/Seitenplatte 26 erstreckt. Der Pumpkanal 52 hat einen axialen Auslaß 60 an seinem am Umfang gegenüberliegenden Auslaß ende, der durch die Auslaßkappe/Platte 54 eine Verbindung ins Innere des Gehäuses 22 schafft. Dadurch wird Kraftstoff vom Laufrad 48 von der Einlaßverbindung 58 durch den Pumpkanal 52 ins Gehäuse 22 gepumpt, von wo er zu einem Auslaß 29 in der Auslaßkappe 28 fließt.

Auslaß- und Einlaßkappen/Platten 54 und 26 sind detaillierter in Ansichten von unten und oben in Fig. 2 bzw. 3 sowie in einer Ausschnittsvergrößerung in Fig. 4 dargestellt. Eine gegenwärtig bevorzugte Ausbildung der Einlaßkappe 26 ist noch detaillierter in den Fig. 18 und 25, der Auslaßkappe 54 in den Fig. 26 bis 33 darge stellt. Wie in den Fig. 3, 18, 20, 22 bis 24 und 25 gut zu sehen ist, besteht der tori sche Pumpkanal 52 zum Teil aus einem unteren Kanalabschnitt 62, der von einer bogenförmigen Nut in der ebenen Deckfläche 64 der Einlaßkappe/Seitenplatte 26 gebildet ist. Wie in Fig. 3 und 18 gezeigt ist, erstreckt sich der untere Kanalabschnitt 62 vom Einlaß 56 entlang der Strecke 64 bei konstantem Radius bezüglich der Achse 66 der Pumpe/des Motors zu einer Ausgangsschräge 68 (Fig. 24), die als Flüssigkeitsauslaß dient und in einem benachbarten Segment, aber getrennt durch die Deckfläche 64 vom Einlaß 56 angeordnet ist. Bei Bedarf kann ein Dampfauslaß (nicht dargestellt) in Form einer Öffnung im Kanalabschnitt 62 nahe des Einlasses 56, jedoch ausreichend stromabwärts davon, bis zur abwärts gelegenen Einlaßkappe 26 vorgesehen werden, um - wie in der Praxis üblich - Gas aus dem Pumpkanal nach außerhalb der Pumpe/des Motors auszulassen. Vorzugsweise weist der Kanal abschnitt 62 auf seinem bogenförmigen Verlauf einen gleichförmigen Querschnitt auf (in jeder beliebigen radial und axial gewählten Schnittebene der Einlaßkappe 26) und ist bezüglich des Querschnittes so ausgebildet, wie in den vergrößerten An sichten von Fig. 24 zu sehen. Einlaß 56 ist im wesentlichen gebogen mit kasten förmigem Profil, wobei die Hauptachse dem Umfang des Laufrades 48 folgt und zu den beiden Schaufeln 104 und 120 paßt.

Um den Strömungswiderstand durch die Strömungsrichtungsänderung zu ver ringern, ist der Strömungskanal am Flüssigkeitseintritt, wie in den Fig. 18 und 25 sehr gut zu sehen, vom Einlaß 56 in den unteren Kanal 62 vorzugsweise von einem rechtwinkligen Übergang zu einer schrägen Eintrittsrampe 57, die sich stromabwärts zur Deckfläche 64 der Kappe absenkt, abgeschrägt. Die Eintrittsrampe 57 steigt mit einem Winkel E von ungefähr 5° (Fig. 25) bezüglich der Deckfläche 64, um die Tiefe D₂ (Fig. 2) des Kanalabschnittes 62 vorzugsweise ungefähr 68° stromabwärts vom Mittelpunkt des Einlasses 56 zu erreichen.

Ebenso ist, wie in den Fig. 26 und 32 sehr gut zu sehen, die Flußstrecke am Flüssigkeitsauslaß vom oberen Kanalabschnitt 70 in den Auslaß 60 vorzugsweise über eine abgeschrägte Austrittsrampe 59, die sich von der Tiefe D₁ (Fig. 4) des oberen Kanalabschnitts 70 mit einem Winkel E von ungefähr 15° (Fig. 32) strö mungsabwärts von Unterfläche 72 ansteigt. Das stromaufwärts gelegene Ende der Austrittsrampe 59 liegt vorzugsweise um ungefähr 18° versetzt zu der stromabwärts gelegenen Verbindung der Austrittsrampe 59 mit dem Ausgang 60.

In der Pumpenanordnung sind die Vertiefungen 76, 78 und 81 in der Auslaß kappe/Seitenplatte 54 passend zu den Vertiefungen 82, 84 und 86 der Einlaß kappe/Seitenplatte 26 ausgerichtet, so daß die Eintrittsrampe 74 in der Auslaßkappe/ Seitenplatte 54 axial dem Einlaß 56 und der Eintrittsrampe 57 in der Einlaßkappe/ Seitenplatte 26 gegenüberliegt. Entsprechend liegt die Austrittsrampe 68 in der Sei tenplatte 26 der Austrittsrampe 59 und dem Auslaß 60 in Seitenplatte 54 axial ge genüber. Somit sind die Rampen- und Tiefenabmessungen parallel zur Achse 66, der Kanalabschnitte 62 und 70 im wesentlichen spiegelbildlich, mit Ausnahme ihrer Auslässe, und definieren die axial gegenüberliegenden Seitenbegrenzungen des tori schen Pumpkanals 52.

Der Pumpkanal 52 wird auch teilweise vom Laufradführungsring 80 (Fig. 1, 4 und 12) festgelegt, der in der Anordnung zwischen der Deckfläche 64 der Einlaß kappe/Seitenplatte 26 und der Unterfläche 72 der Auslaßkappe/Seitenplatte 54 ein gefaßt ist, so daß das Laufrad 48 an seinem äußeren Umfang kreisförmig umfaßt wird. Die radial innere Fläche 90 des Laufradführungsringes 80 ist eine flache zy lindrische Oberfläche, die sich parallel zur Achse 66 erstreckt und dadurch die äußere Wand des Pumpkanals 52 festlegt. Sie ist mit den radial äußeren Kanten der flankierten Kanalabschnitte 62 und 70 ausgerichtet. Vertiefungen 94, 96 und 98 (Fig. 12) des Ringes 80 passen mit den entsprechenden Vertiefungen 76, 78 und 81 der Seitenplatte 54 und den Vertiefungen 82, 84 und 86 der Seitenplatte 26 zusam men, um diese drei Komponenten beim Zusammenbau zueinander auszurichten.

Aus den Fig. 5 bis 11 ist zu sehen, daß das Laufrad 48 in einer ersten Ausfüh rungsform als zweiteilige Anordnung aus zwei Laufrädern zusammengesetzt ist, die aus einem inneren Laufrad 100 und einem äußeren Laufrad 102 bestehen. Wie in den Fig. 6, 10 und 11 sehr gut zu sehen ist, ist das Laufrad 100 vorzugsweise eine feste, dünne flache Scheibe mit rechteckigem radialem Querschnitt und radial aus wärts ragenden Schaufeln 104 von gleicher Dicke und im gleichen Winkelabstand, die die innere Reihe von Laufradschaufeln bilden. Die inneren Schaufeln 104 haben alle in Frontansicht eine rechteckige Kontur, und die äußeren Kanten 106 der Schaufeln 104 bilden gemeinsam einen unterbrochenen, zylindrischen Umfang des Laufrades um die Achse 66. Wie in Fig. 11 sehr gut zu sehen ist, ist jede Schaufel 104 in Endansicht löffelförmig mit einer um die laterale Mittenebene 108 des Laufrades 100 symmetrischen Krümmung. Diese Form wird von einer konkaven Vorderfläche 110 und einer konvexen Hinterfläche 112 gebildet, die sich jeweils von einer konkaven Fußfläche 114 zwischen benachbarten Schaufeln 104 bezüglich der Achse 66 radial nach außen erstrecken. Die Vorderfläche 110 der Schaufeln weist einen konstanten Krümmungsradius bezüglich eines Mittelpunkts 116 auf, der etwas größer ist als der konstante Krümmungsradius der Hinterfläche 112 bezüglich deren Mittelpunkt 118, wie in der Abwicklung in Fig. 11 zu sehen ist. Es ist klar, daß der Querschnitt der Schaufeln 104 von einem Fachmann durch bekannte Tech niken, wie z. B. geschärfte Kanten mit gerundeten Spitzen, noch weiter verbessert werden kann.

Das äußere Laufrad 102 hat die Form eines Ringes mit rechteckigem Quer schnitt und radial nach außen weisenden Schaufeln 20 an seinem äußeren Umfang (Fig. 6, 7 und 8), die in Dicke und Winkelabstand gleich sind und die äußere Reihe von Laufradschaufeln bilden. Die äußeren Schaufeln 120 haben jede eine äußere Kante 122, die sich parallel zur Achse 66 erstreckt und insgesamt einen unterbro chenen zylindrischen Umfang des äußeren Laufrades 102 bezüglich der Achse 66 bilden. Jede Schaufel 120 hat eine konkave Vorderfläche 124 und eine konkave Hinterfläche 126. Der konstante Krümmungsradius der Vorderfläche 124 um den Mittelpunkt 128 (Fig. 8) ist größer als der feste Krümmungsradius der Hinterfläche 126 um Mittelpunkt 130, wie in der Abwicklung in Fig. 8 zu sehen ist. Die Schau feln 120 erstrecken sich ebenso bezüglich der Achse 66 radial nach außen mit fla chen dazwischenliegenden Fußflächen 132 des Laufrades. Jedoch sind die äußeren Schaufeln 120 verkippt und lehnen sich nach vorne, um Kraftstoff von der radialen äußeren Region des oberen Kanalabschnitts 70 nach unten in die radial äußere Re gion des unteren Kanalabschnitts 62 zu drücken. Da ihre konkaven Flächen verkippt sind, legen sie Strömungskanäle fest, deren Auslaß im wesentlichen axial in den unteren Kanalabschnitt 62 weist und damit die Fließgeschwindigkeit des Kraftstof fes bezüglich der Schaufeln verringern, aber die tangentiale Geschwindigkeit des Kraftstoffflusses bezüglich des Gehäuses vergrößern.

Im einzelnen ist die Betriebsdrehrichtung des Laufrades 48 durch den Pfeil R in Fig. 6 bzw. in Fig. 7, 8, 10 und 11 angezeigt. Somit sind - wie in Fig. 8 sehr gut zu sehen - die Schaufeln 120 des äußeren Laufradrings 102 bezüglich der Rotations richtung R des Laufrades um den in Fig. 8 gezeigten Winkel geneigt, so daß die Kanten der Vorderflächen 124 jeder äußeren Schaufel 120 im wesentlichen mit der Oberseite 126 des äußeren Laufradrings 102 fluchtet und die axial gegenüberlie gende nachfolgende Kante 138 einer jeden äußeren Schaufel 120 im wesentlichen mit der flachen Unterseite 140 des Laufradrings 102 fluchtet. Im Gegensatz dazu sind die Ober- bzw. Unterkanten 142 bzw. 144 der inneren Schaufeln 104 der inne ren Laufradscheibe 100 (Fig. 11) axial zueinander ausgerichtet, fluchten aber ebenso im wesentlichen mit der flachen Ober- und Unterseite 146 und 148 der Laufrad scheibe 100.

Ist die innere Laufradscheibe 100 in den äußeren Laufradring 102 eingebaut, haben die äußeren Schaufelkanten 106 der inneren Laufradschaufel 104 eine Preß passung mit der zylindrischen Innenfläche 150 des äußeren Laufradrings 102 (Fig. 5). In einer solchen Anordnung bilden Scheibe bzw. Ring 100 und 102 eine Laufradeinheit 48, wobei die zwei Teile fest zusammengehalten werden und ihre Oberseiten 136 und 146 fluchten, ebenso die Unterseiten 140 und 148.

Die Außenkanten 122 der Schaufeln 120 des Laufradrings 102 der Laufrad anordnung 48 im Pumpenmechanismus 46 rotieren, wie in den Fig. 1 und 4 zu sehen ist, mit einem schmalen Spalt gegenüber der inneren zylindrischen Oberfläche 152 des Führungsrings 80 (Fig. 12). Die Fußflächen 114 der inneren Laufradscheibe 100 sind bezüglich der Pumpe zu den Innenkanten der Kanalabschnitte 62 und 70 axial ausgerichtet, wie in Fig. 1 sehr gut zu sehen ist. Die Führungsringfläche 90 ist axial bezüglich der äußersten Kante dieser Kanalabschnitte ausgerichtet, wie ebenso in Fig. 4 zu sehen ist.

Die Abstände zwischen den gegenüberliegenden Vorder- und Hinterflächen 110, 112 jedes benachbarten Paares innerer Schaufeln 104 bestimmen zusammen mit der dazwischenliegenden Fußfläche 114 und der von der Innenfläche 150 des äußeren Laufradrings 102 gebildeten Wand einzelne Schaufeltaschen, die mit dem unteren Kanalabschnitt 62 und dem oberen Kanalabschnitt 70 der Pumpe axial ver bunden sind. Diese Taschen bilden Schöpfzellen, die die Tangentialgeschwindigkeit gegenüber dem Gehäuse vergrößern und die tangentiale Flußrichtung im Pumpkanal 52 bezüglich dieser Zellen umkehren. Die Abstände zwischen gegenüberliegenden Vorder- und Hinterflächen 124, 126 gegenüberliegender äußerer Schaufel 120 des Laufradrings 102 bilden zusammen mit den dazugehörigen Fußflächen 132 und der inneren Fläche 90 des Führungsrings 80 einzelne Schaufeltaschen, die sich axial zwischen oberem Kanalabschnitt 70 und unterem Kanalabschnitt 62 am äußeren Umfang des Laufrads 48 erstrecken, so daß eine Vergrößerung der Tangentialge schwindigkeit des Kraftstoffes bei vermehrter schraubenförmiger Umwälzung im Pumpkanal bewirkt wird.

Somit bildet das konzentrische Feld innerer und äußerer Schaufeln 104 und 120 zusammen mit oberem und unterem Kanalabschnitt 62 und 70 sowie Führungs ring 80 den torisch gekrümmten Pumpkanal 52. Dieser Pumpkanal 52 ist vorzugs weise im radialen Querschnitt dergestalt asymmetrisch, daß die Tiefe D₁ des oberen Kanalabschnittes geringer ist als die Tiefe D₂ des unteren Kanalabschnittes 62. Der untere Kanalabschnitt 62 hat - wie aus Vergleich der Fig. 20 und 33 sehr gut zu er kennen ist - im radialen Querschnitt einen konstanten Krümmungsradius, während der radiale Querschnitt des oberen Kanals 70 vorzugsweise halbovales Profil mit einem abgeflachten Mittelteil aufweist. Die radiale Tiefe der Schaufeltaschen zwi schen den Leitschaufeln 104 der inneren Laufradscheibe 100 ist vorzugsweise unge fähr gleich der der Schaufeltaschen zwischen den Schaufeln 120 des äußeren Laufradrings 102.

Im Betrieb des Pumpenmechanismus 46, wenn er vom Motor 30 in Rotations richtung R angetrieben wird, drehen sich innere und äußere Laufradscheibe 100 und -ring 102 gemeinsam, um Kraftstoff vom Einlaß 56 entlang des Pumpkanals 52 zum Auslaß 60 mit einer für diesen Pumpentyp im allgemeinen charakteristische Wirbel pumpenbewegung zufördern. Das heißt, der Pumpenmechanismus 46 arbeitet im wesentlichen ähnlich einer turbinenartigen Pumpe mit Laufradschaufeln, die sowohl einen Vorwärtsschub als auch Zentrifugalkräfte auf den Kraftstoff, der am Einlaß 56 den Schaufeln zugeführt wird, ausüben, diesen dann unter Druck setzen und am Auslaß 60 ausstoßen.

Zusätzlich zu dieser Pumpbewegung bewirkt der torische Pumpenkanal 42 zusammen mit den in radialem Abstand konzentrisch angeordneten Paaren axialer Laufradschaufeln mit Gegenströmung 104 und 120 eine spiralförmige Pumpstrecke des Kraftstoffes im Pumpkanal 52. Die radiale Komponente dieser schraubenförmi gen Strecke ist in Fig. 4 durch kleine Pfeile veranschaulicht. Wenn das Laufrad 48 rotiert und durch den Pumpkanal 52 zwischen Einlaß 56 und Auslaß 60 durchläuft, wird eintretender Kraftstoff beschleunigt und zunehmend unter Druck gesetzt, so daß er in tangentiale Richtung gezwängt wird und damit axial nach oben austritt, während er aus den Schaufeltaschen der inneren Schaufeln 104 nach vorne in den oberen Kanalabschnitt 70 beschleunigt wird und dadurch die tangentiale Kraftkom ponente relativ zur Bewegung des Laufrades vergrößert wird. Die geringere Tiefe des oberen Kanalabschnittes hat eine geringere Reduktion der Tangentialgeschwin digkeit als beim tieferen unteren Kanalabschnitt zur Folge und fördert somit die Ge schwindigkeitszunahme zum selbstansaugenden Pumpbetrieb. Die Flüssigkeit wird in Kanalabschnitt 70 von der Zentrifugalkraft radial nach außen und von der Träg heit entlang des Umfangs getrieben und wird an der äußeren Kante des Kanalab schnitts 70 von den äußeren Schaufeln 120 des Laufrades 48 aufgenommen.

Die gegen den Uhrzeigersinn gerichtete Zirkulation dieses schraubenförmigen Kraftstoffflusses, der in Fig. 4 zu sehen ist, wird von der Verkippung der äußeren Schaufeln 120 des Laufrades 48 verursacht oder verstärkt. Diese äußeren Schaufeln wiederum treiben den Kraftstoff hauptsächlich abwärts gerichtet aus den Schaufel taschen axial in die äußere Region des unteren Kanalabschnitts 62 und erhöhen die tangentiale bzw. dem Umfang folgende Fließgeschwindigkeit in den Kanalabschnitt 62 hinein. Die so erzeugten Druckunterschiedes verursachen eine Bewegung des Kraftstoffes sowohl radial nach innen als auch entlang des Umfangs (z. B. schrau benförmig) zurück in die Taschen der inneren Schaufeln 104 des Laufrades 48. Diese radial nach innen gerichtete Bewegung der Flüssigkeit während ihrer torisch schraubenförmigen Zirkulation hat eine Beschleunigung im unteren Kanalabschnitt 62 zur Folge (anschaulich kann das verglichen werden mit dem bekannten Anblick eines eine Pirouette ausführenden Schlittschuhläufers, der die Rotationsgeschwin digkeit erhöht, indem er die ausgestreckten Arme gegen den Körper bewegt).

Die im Pumpkanal 52 während des zunehmenden Flüssigkeitsflusses vom Einlaß 56 zum Auslaß 60 erzeugten, ansteigenden, durch Druckdifferenz bedingten Widerstandskräfte wirken der tangentialen Bewegung der Flüssigkeit entgegen und leiten diese radial aus den beiden Schaufeln 104 und 120 aus, wodurch die schrau benförmige Strömung auf Kosten der entlang des Umfangs des Laufrades 48 und Kanals 52 verstärkt wird. Dieser torische Strömungspfad hat den Vorzug, daß der geförderte Kraftstoff während der zirkularen Förderstrecke zwischen Eintritt in Ka nal 52 beim Einlaß 56 und Ausgang aus dem Kanal beim Auslaß 60 so viele innere und äußere Schaufeltaschen wie möglich durchläuft, um den Energieeintrag durch die Bewegung der Schaufeln und damit insgesamt die Kraftstoffpumpeffizienz zu maximieren.

Darüber hinaus ist die vorwärts geneigte Form der Schaufeltaschen der inneren Laufradschaufeln 104 so, daß die Austrittsgeschwindigkeit des Kraftstoffes aus die sen Taschen, während er axial in den oberen Kanalabschnitt 20 gedrückt wird, ma ximiert wird, wobei die Form der äußeren Taschen eine tangentiale Austrittsge schwindigkeit, die der des Blattes entspricht, mitteilt. Die inneren und äußeren Schaufeln verringern somit gemeinsam den Schraubenwinkel des torischen Strö mungsverlaufs und verstärken damit das Ausmaß der Zirkulation des Kraftstoffes auf dem torischen Strömungsweg während der Bewegung durch den Pumpkanal 52. Zusätzlich, da die Tiefe D₁ des oberen Kanals 70 vorzugsweise flacher gehalten ist als die Tiefe D₂ des unteren Kanals 62, erhöht die durch diese örtliche Verengung des schraubenförmigen Strömungsweges bewirkte Erhöhung der Strömungsge schwindigkeit die radialen Zentrifugalkräfte, die auf den Kraftstoff wirken, während er nach oben aus den Taschen der Schaufeln 104 des inneren Laufrades in den Ka nalabschnitt 70 bewegt wird. Diese Form von Schaufel und Kanalabschnitt gleicht somit zusammen den gegenläufigen Effekt der Vorwärtsbewegung aus, der von der gegenüber der inneren Schaufelreihe 104 größeren Tangentialgeschwindigkeit der äußeren Schaufelreihe 120 verursacht wird.

Es zeigt sich, daß die hier beschriebene Kraftstoffpumpe gegenüber der Pum penkonstruktion der erwähnten US 5,257,916 einen höheren Wirkungsgrad, ver gleichbare Starteigenschaften und Leistung beim Betrieb mit heißem Kraftstoff zeigt, ohne einen wesentlichen Leistungsabfall bei Normalbedingungen aufzuwei sen. Dies wurde erreicht, ohne selbstansaugende Zellen in den Seitenplatten zu bil den, wie nach der erwähnten U.S. Schrift erforderlich. Statt dessen wird der Pumpbetrieb mit leicht herstellbaren Kanalabschnitten 62 und 70 erreicht, die in den beiden Seiten des Pumpmechanismus gebildet sind. Die glattwandigen, ring förmigen oder bogenförmigen Kanalabschnitte 62 und 70 haben somit eine verstop fungsunanfällige Geometrie und verbessern dadurch Wirkungsgrad, Zuverlässigkeit und Lebensdauer der Pumpe. Darüber hinaus wurde eine verringerte Dicke der Laufräder 48 erreicht, ohne Leistungsverlust gegenüber einer Pumpe nach US 5,257,916 bei vergleichbaren Leistungsdaten. Die Geometrie des Führungsrings 80 wurde ebenso vereinfacht und sorgt für eine glatte, verstopfungsunanfällige äußere Wand 152 im ringförmigen Pumpkanal 52. Es zeigte sich, daß der Pumpmechanis mus 46 im Betrieb leise ist und wirtschaftlich herstell- und zusammenbaubar ist.

Eine erfolgreich arbeitende Verwirklichung einer elektrisch betriebenen Kraftstoffpumpeinrichtung 20 nach der vorstehenden Beschreibung und den Zeich nungen 1 bis 12 sowie 18 bis 22 kann beispielsweise folgende Parameter haben:

Parameter
Werte
Durchmesser des äußeren Impellers 102\|32 mm
Durchmesser des inneren Impellers 100	28 mm
Dicke der Impeller 100 und 102	2 mm
Material der Impeller 100 und 102 und der Kappen 26 und 54	PPS
Abmessung D₁ des oberen Kanalabschnitts 70	0,88 mm
Abmessung D₂ des unteren Kanalabschnitts 62	1,39 mm
Bogenradius von @	Schaufelfläche 124	2,67 mm
Schaufelfläche 126	2,23 mm
Schaufelfläche 110	1,58 mm
Schaufelfläche 112	1,21 mm
Abmessungen in Fig. 8 und 11 @	A	0,37 mm
B	0,12 mm
C	2,08 mm
D	1,18 mm
E	1,58 mm
F	0,79 mm
G	1,00 mm
Winkel in den Fig. 18 und 25 @	A	40°
B	12°
C	22°
D	36°
E	5°
Winkel in den Fig. 26 und 32 @	A	12°
B	40°
C	12°
D	42°
E	15°

Fig. 13 bis 17 veranschaulichen eine zweite Ausführungsform eines Laufrades 48′, der dem vorstehend beschriebenen Laufrad 48 ähnelt, mit der Ausnahme, daß er einstückig aus einem geeigneten Kunststoffe wie z. B. FORTRON 6165A4 der Firma Celanese spritzgegossen ist. Die Konstruktion ist aus der maßstäblichen Zeichnung ersichtlich, entsprechende Elemente des ersten Ausführungsbeispiels des Laufrades sind mit gleichen Bezugszeichen bezeichnet, hier jedoch mit einem. Es ist zu sehen, daß die Schaufelreihen 104′ und 120′ einen größeren Blattabstand ha ben als die entsprechenden Schaufeln 104 und 120 des Laufrades 102. Wie in der Zeichnung zu sehen, hat das Laufrad 48′ 75 im gleichen Abstand angeordnete Schaufeln 104′ in der inneren Reihe und 86 im gleichen Abstand angeordnete Schaufeln 120′ in der äußeren Reihe, verglichen mit 80 Schaufeln 104 der inneren Reihe und 90 Schaufeln 120 der äußeren Reihe des Laufrades 102 (vgl. Fig. 17 und 18). Schaufeln 104′ und 120′ entsprechen den Entwurfszeichnungen aus Fig. 16 und 18 mit den folgenden beispielhaften Abmessungen:

In Fig. 16:

Krümmungsradius 110′\|1,58 mm
Krümmungsradius 112′	1,21 mm
Abmessung E′	1,58 mm
Abmessung F′	0,79 mm
Abmessung G′	1,00 mm
In Fig. 17: @	Krümmungsradius 124′	2,67 mm
Krümmungsradius 126′	2,23 mm
Abmessung A′	0,38 mm
Abmessung B′	0,17 mm
Abmessung C′	0,71 mm

Beim gegenwärtigen Erkenntnisstand kann angenommen werden, daß das Laufrad 102′ verbesserte Leistungsdaten und/oder geringere Herstellungskosten bei großen Stückzahlen als die zweistückige Laufradversion 102 aufweist und wird des halb bevorzugt.

Fig. 34 bis 36 veranschaulichen einen beispielhaften Testaufbau einer modifi zierten Einlaßkappe/Seitenplatte 26′, ähnlich der vorstehend beschriebenen Einlaß kappe 26 mit dem Unterschied, daß kreisförmig im gleichen Abstand angeordnete Leitschaufeln 160 vorgesehen sind, die vom Boden des unteren Kanalabschnittes 62 aufragen und mit dem Boden durch ein Guß- oder Druckgußverfahren verbunden wurden. Die Ausrichtung der Schaufeln 160 kann experimentell zum Trennen und Lenken des Flüssigkeitsflusses so gefunden werden, daß der Fluß axial nach unten von den äußeren Schaufeln 120, 120′ in den Kanalabschnitt 62 austritt und weiter radial nach innen vom normalen, ungestörten Verlauf zu den inneren Schaufeln 104, 104′ des Laufrades geleitet wird (z. B. Erniedrigen des Schraubenwinkels zur Erhö hung der Schraubenzahl). Der Schaufelanstellwinkel, um diese Fließführung zu er reichen, wird somit empirisch bestimmt, um die Zunahme der Anzahl schrauben förmiger Flußwindungen, die ein Kraftstoffelement während seines Weges vom Einlaß 56 zum Auslaß 60 durch den Pumpkanal 52 durchläuft, zu optimieren, ohne unnötigen Flußwiderstand zu erzeugen, und dadurch die Effizienz der Pumpe 46 zu variieren. Es ist jedoch darauf hinzuweisen, daß der Anstellwinkel der Leitschaufeln 160 in Fig. 34 und 35 neutral ist, d. h. keine Flußaufteilung bewirkt. Die Vorderflä che 162 und Hinterfläche 164 jeder Schaufel 160 sind konkave bzw. konvexe Flä chen und können durch die in Fig. 35 gezeigte Konstruktion gewonnen werden.

Die Schaufeln 160 sind zusätzlich als Experimentierhilfe nützlich, da sie in verschiedenen Anstellwinkeln für eine Testserie von Pumpen vorgesehen werden können und durch Messen der Pumpleistung der neutrale Winkel für die Schaufeln bei gegebener Pumpenkonstruktion bestimmt werden kann. Somit kann die Über prüfung der torischen Flußstrecke des Kraftstoffes durch einen gegebenen Pumpka nal und dem entsprechenden Laufradentwurf erreicht werden. Beispielsweise zeigte der Leitschaufelaufbau aus Fig. 34 und 35 in der beschriebenen Pumpeinrichtung aus Fig. 2 und 12 keine Verbesserung hinsichtlich Pumpleistung oder Effizienz und bestätigte damit, daß im Pumpmechanismus 46 solche Leitschaufeln nicht nötig sind.

Es sei auch darauf hingewiesen, daß die Parallelität der Schaufeln 160 in Fig. 34 und 35 durch experimentelle Versuche in ringförmigen Vor- oder Rücksprüngen entlang des Umfangs des Pumpkanals 52 abgewandelt werden kann, um die Pumpleistung zu optimieren. Schaufeln 160, parallel oder abgestuft angeordnet, können entweder mit den Läufrädern 48 oder 48′ mit innerer und äußerer Schaufel reihe und der Schaufelanzahl aus Fig. 6 bzw. 14, oder mit Laufrädern in jeder Reihe, die weniger Schaufeln (bis zu 50%) und entsprechend größeren Schaufelabstand haben, kombiniert werden, um die Produktionskosten zu reduzieren.

Die Hinzunahme von Leitschaufeln 160 kann nützlich sein, um die Leistungs charakteristik eines gegebenen Pumpentwurfs, wie z. B. Pumpmechanismus 46, zu ändern, ohne einen Neuentwurf der restlichen Pumpenkomponenten mit damit ver bundenen neuen Herstellwerkzeugen erforderlich zu machen.

Darüber hinaus können die Leitschaufeln 160 zur Begrenzung des Drucks am Pumpenausgang eingesetzt werden. Es hat sich gezeigt, daß die Schaufeln 160 den maximalen Enddruck des Pumpmechanismus 46 auf einen empirisch bestimmbaren Wert begrenzen. Wird während des Betriebs des Pumpmechanismus 46 der maxi male Druck erreicht, kommt die Förderleistung der Pumpe zum Stillstand, indem sie Kraftstoffzufluß beim Einlaß 56 und -abfluß beim Auslaß 60 einstellt. Die der Pumpe über den Motor 30 zugeführte Energie wird in Wärme umgewandelt, die - je nach Anwendungsbedingung - über den umgebenden Kraftstofftank für eine ge wisse Zeitdauer sicher abgeführt werden kann. Dieser druckbegrenzende Einfluß der Schaufeln 160 kann genutzt werden, wenn das in der Anwendung erwünscht ist, um ein Unterdruckventil, das üblicherweise in der Pumpe und/oder dem Kraftstoffver sorgungssystem vorgesehen ist, überflüssig zu machen.

Fig. 37 und 38 zeigen einen modifizierten Führungsring 200, der den Füh rungsring 80 im ersten Ausführungsbeispiel des Pumpmechanismus 46 ersetzen kann. Wie Führungsring 80 hat Führungsring 200 die Form eines zylindrischen Rin ges mit rechteckigem Querschnitt, gleichem äußerem Durchmesser und gleicher Dicke. Am äußeren Umfang des Führungsrings 200 ist eine Nut 202 vorgesehen, die an einer Nase in Einlaß- und Auslaßkappen aus Fig. 18 und 26 justiert wird.

Der innere Umfang des Führungsrings 200 bildet eine zylindrische Wandflä che 204 zwischen den parallelen, flachen Ober- und Unterseiten 206 und 208 des Führungsrings.

Der Führungsring 200 unterscheidet sich vom Führungsring 80 durch drei, in gleichem Winkelabstand angebrachte Laufradleitstege 210, 212 und 214, die von der Wandfläche 204 radial nach innen ragen. Steg 210 ist zur Nut 202 zentriert und erstreckt sich eine kurze Strecke entlang des Umfangs, z. B. 24° und axial entlang der vollen Strecke zwischen Ober- und Unterseite 206 und 208. Es stellt damit einen Verstärkungsabschnitt des Ringes in der Umgebung der Nut 202 dar und bildet da durch eine Abstreifstelle für Kraftstoff zwischen hohen und niedrigen Druck im Pumpkanal 52. In dieser Hinsicht wirkt er mit den Teilen 65 und 62 (Fig. 2 bzw. 3) der Deckfläche 64 der Einlaßkappe und der Unterfläche 72 der Auslaßkappe zu sammen, die in der Anordnung in Kontakt stehen, um die Sperre zwischen Ein- und Auslaß des Pumpkanals zu bilden.

Die anderen beiden Stege 212 und 214 des Führungsrings 200 sind axial sehr dünn mit einer Axialabmessung von ungefähr 0,2 mm, und sind axial zwischen den Seiten 206 und 208 des Führungsrings zentriert. Die Stege 212 und 214 erstrecken sich je entlang ungefähr 15° des Ringumfanges. Jeder der drei Stege 210, 212 und 214 hat die gleichen radialen Abmessungen, z. B. 0,2 mm und weist eine innere ge bogene Oberfläche, konzentrisch mit Oberfläche 204, auf.

Der äußere Durchmesser der Laufräder 48 oder 48′ ist so gewählt, daß kein Spiel zu den drei am Umfang angeordneten kurzen Führungsflächen der Stege 210, 212 und 214 verbleibt, so daß die Stege ein vorbestimmtes radiales Spiel von unge fähr 0,2 mm zwischen dem Außendurchmesser des Laufrades und dem Hauptinnen durchmesser der Fläche 204 des Führungsrings 200 während der Drehbewegung des Laufrades im Führungsring aufrechterhalten. Die drei äquidistant angeordneten Stege 210, 212 und 214 weisen minimale Reibung zwischen den äußeren Kanten der Laufradschaufeln und dem Führungsring auf halten aber das Laufrad innerhalb des Führungsrings konzentrisch und stellen gleichmäßiges radiales Spiel zwischen den Außenkanten der äußeren Schaufelreihe 120, 120′ und der Ringwandfläche 204 sicher. Es hat sich gezeigt, daß durch das sehr geringe radiale Spiel die Pumpeffizi enz ungefähr 1,5% auf 20% gegenüber einer Pumpkonstruktion ohne Spiel zwi schen äußerem Laufraddurchmesser und innerer Umfangsfläche 90 des Führungs rings 80 verbessert. Es ist anzunehmen, daß dies seine Ursache in der Herabsetzung von Reibungsverlusten zwischen Laufrad und Führungsring aufgrund des radialen Spiels hat. Eventuell gegenläufige Leckströme werden durch eine hydrodynamische Flüssigkeitsdichtung im radialen Spalt verhindert.

Führungsring 200 ist wie Führungsring 80 axial sehr dünn mit einer axialen Abmessung von 2,025 mm in einem Testexemplar. Vorzugsweise ist das gesamte axiale Spiel zwischen axial gegenüberliegenden Ober- und Unterseiten der Laufrä der 48 und 48′ und den flankierten flachen Deck- und Unterflächen 72 und 64 von Auslaß- und Einlaßkappe 54 und 26 in der Größenordnung von 0,026 mm (0,013 mm pro Seite).

Es ist darauf hinzuweisen, daß entlang des Umfangs verlaufende Nuten oder Rücksprünge (nicht dargestellt) in den Deck- und Unterflächen 64 und 72 der Ein- und Auslaßkappen 26 bzw. 54 vorgesehen sein können. Diese Nuten sind radial nach innen im Abstand von den Nuten des Kanalabschnittes 62 und 70 angeordnet und davon durch die kontaktierenden Deck- und Unterflächenflächen der Kappe isoliert. Solche Nuten erhöhen das axiale Spiel zwischen den Kappenflächen im Be reich der Nuten und reduzieren dadurch Reibung beim Betrieb der Pumpe 46. Insbe sondere verringern sie Scherkräfte der Flüssigkeit, wenn geringes axiales Spiel zwi schen Kappenflächen und Laufrad vorliegt.

Claims

1. Pumpe mit:
einem Gehäuse mit Einlaß und Auslaß;
einem elektrischen Motor mit einem Rotor und einer Einrichtung zum Zuführen elektrischer Energie;
einem Pumpmechanismus mit einem Laufrad, das von dem Motor an getrieben wird und am Umfang eine Gruppe von Schaufeln hat, die in einer radial äußeren und einer radial inneren kreisförmigen Reihe konzentrisch zur Drehachse des Laufrades angeordnet sind;
einem bogenförmigen Pumpkanal, der zumindest einen Teil des Laufrad umfangs umgibt und an einem ersten und zweiten Ende seines Umfangs mit dem Ein- und Auslaß verbunden ist;
wobei der Pumpkanal einen ersten und zweiten Kanalabschnitt mit bo genförmigen Nuten aufweist, die so gerichtet sind, daß sie jeweils einander axial gegenüberliegen und den Abschnitt des Laufradumfangs seitlich begrenzen, wobei die Nuten in radialer Richtung die gleiche Ausdehnung wie die Schaufelreihen ha ben und mit ihnen axial verbunden sind, um einen toroidförmigen Strömungsweg in Umfangsrichtung des Laufrades zwischen den Enden des Pumpkanales zu bilden.

2. Pumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Pumpkanal Ein- und Auslaßöffnungen an den Enden des Pumpkanals bildet, die mit der ersten und der zweiten Nut am ersten bzw. zweiten Ende des Pumpkanals verbunden sind.

3. Pumpe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Nuten des Pumpkanals jeweils einen bogenförmigen Bereich axial gegenüber den Schaufel reihen, mit im wesentlichen konstanter Querschnittsform in radialen Ebenen durch die Rotationsachse des Laufrades aufweisen, der sich zumindest über den größten Teil des Umfanges erstreckt.

4. Pumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnitts fläche des bogenförmigen Bereichs der ersten Nut größer ist als die Querschnitts fläche des bogenförmigen Bereichs der zweiten Nut.

5. Pumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekenn zeichnet, daß die innere Schaufelreihe des Laufrades axial offene Schaufeltaschen bildet, die radial von Wänden an den äußeren Schaufelkanten umschlossen sind.

6. Pumpe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaufel taschen entlang des Umfangs angeordnete, axial ausgerichtete Durchflußzellen bil den, die an gegenüberliegenden axialen Seitenflächen des Laufrades offen sind und an jeder Laufradfläche am Laufradumfang in der axial gegenüberliegenden Nut des Kanalabschnittes münden.

7. Pumpe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß jede Schaufel einen gebogenen Verlauf hat, mit einer konvexen hinteren Stirnfläche, die der Dreh richtung des Laufrades entgegengesetzt ist, und einer konkaven vorderen Stirnflä che, die in Drehrichtung des Laufrades zeigt.

8. Pumpe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaufeln der inneren Reihe eine symmetrische Krümmung bezüglich einer lateralen Mittelebene des Laufrades, die senkrecht zur Drehachse des Laufrades verläuft, haben.

9. Pumpe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaufeln der äußeren Reihe gekrümmt ausgebildet sind, wobei ihre Seitenflächen asymmetrisch zur Mittelebene gekippt sind und ihre Kanten bei der zweiten Nut bezüglich der Drehrichtung des Laufrades vor ihren axial gegenüberliegenden Kanten bei der ersten Nut liegen.

10. Pumpe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Laufrad eine innere Laufradscheibe mit einer inneren Schaufelreihe an ihrem Umfang und einen äußeren Laufradring mit einer äußeren Schaufelreihe an seinem Umfang aufweist, wobei der Laufradring die Laufradscheibe umgibt und mit dieser drehfest verbunden ist.

11. Pumpe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Ring an sei nem zylindrischen inneren Umfang einen Preßsitz mit den radial äußeren Kanten der inneren Schaufelreihe aufweist und der innere zylindrische Umfang die radial äußere Wand der einzelnen Schaufeltaschen zwischen zwei gegenüberliegenden Schaufeln der inneren Reihe und dadurch einen Teil der Wände bildet.

12. Pumpe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Pumpkanal eine Einlaßkappe mit einer Deckfläche, die eine Seitenplatte für das Laufrad bildet und die Nut des ersten Kanalabschnittes enthält, und eine Auslaßkappe mit einer Bodenfläche, die eine weitere Seitenplatte für das Laufrad bildet und die Nut des zweiten Kanalabschnitts enthält, aufweist.

13. Pumpe nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß der Pumpkanal einen Führungsring zwischen den Kappen aufweist, der die äußere Schaufelreihe umgibt und dessen innerer Umfang gegenüber den radial äußeren Kanten der äußeren Schaufelreihe liegt.

14. Pumpe nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß der Führungs ring äquidistant am Umfang angeordnete Laufrad-Führungsstege hat, die radial nach innen ragen und jeweils eine radial nach innen gerichtete Fläche konzentrisch zu dem inneren Ringumfang hat und die eine unterbrochene zylindrische Führungs fläche für die radial äußersten Kanten der äußeren Schaufelreihen bildet, wobei zwischen dem inneren Umfang des Führungsrings und den äußersten Kanten der Schaufeln ein radiales Spiel in der Größenordnung von 0,2 mm vorgesehen ist.

15. Pumpe nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Nut des ersten Kanalabschnitts von einer glatten Oberfläche gebildet wird, deren Querschnitt radial zu der Einlaßkappe mit einem konstanten Krümmungsradius im wesentlichen zentrisch zur Ebene der Deckfläche der Einlaßkappe verläuft und sich zumindest entlang des größeren Teils des Umfangs der Nut des ersten Kanalabschnitts er streckt, und daß die Nut des zweiten Kanalabschnitts von einer glatten Oberfläche begrenzt wird, die einen halbovalen Querschnitt radial bezüglich der Auslaßkappe aufweist und eine axiale Tiefe hat, die geringer ist als der Krümmungsradius der ersten Nut.

16. Pumpe nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest eine der Nuten eine Reihe von Leitschaufeln entlang des Umfangs hat, die gebogen sind und in Richtung des toroidförmigen Strömungsweges ausgerichtet sind, um die Strömung von den äußeren Schaufelreihen zu den inneren Schaufelreihen zu leiten.

17. Pumpe nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß die erste und zweite Nut jeweils eine Ausstoß- und eine Ansaugrampe hat, die dem Kanalauslaß bzw. -einlaß axial gegenüberliegen und eine vordere sowie eine hintere Kante ha ben, die in die glatten Flächen der ersten bzw. zweiten Nut übergehen.

18. Pumpe nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß die erste und zweite Nut jeweils eine Einlaßausgleichsrampe und eine Auslaßausgleichsrampe haben, die axial gegenüber der Ansaugrampe bzw. der Ausstoßrampe angeordnet sind, wobei die Einlaß- und Auslaßausgleichsrampen jeweils vordere und hintere Kanten haben, die in die glatten Flächen der ersten und zweiten Nut übergehen.