DE202004005443U1

DE202004005443U1 - Anordnung für einen Hydraulikfluidkreis einer Kraftfahrzeug-Bremsanlage

Info

Publication number: DE202004005443U1
Application number: DE202004005443U
Authority: DE
Original assignee: Lucas Automotive GmbH
Current assignee: ZF Active Safety GmbH
Priority date: 2003-05-12
Filing date: 2004-04-06
Publication date: 2004-07-22
Anticipated expiration: 2014-04-07

Abstract

Pumpenanordnung (10; 210) für einen Hydraulikfluidkreis einer Kraftfahrzeug-Bremsanlage mit
– einer Saugseite (92; 304), welche Hydraulikfluid mit geringem Ansaugdruck ansaugt,
– einer Druckseite (110; 326), welche Hydraulikfluid mit gegenüber dem Ansaugdruck erhöhtem Abgabedruck abgibt,
– einer die Saugseite (92; 304) mit der Druckseite (110; 326) verbindenden Verdrängeranordnung, mit einem Verdrängervolumen,
– wenigstens einer der Verdrängeranordnung zugeordnete Ventilanordnung (102, 112; 271, 328) und
– einer Antriebseinrichtung (12; 212), wobei die Antriebseinrichtung (12; 212) die wenigstens eine Verdrängeranordnung derart antreibt, dass diese nach Maßgabe ihres Verdrängervolumens Hydraulikfluid von der Saugseite (92; 304) zur Druckseite (110; 326) fördert, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebseinrichtung (12; 212) derart ausgebildet ist, dass sie die wenigstens eine Verdrängeranordnung in Abhängigkeit von dem Abgabedruck antreibt, wobei das Verdrängervolumen bei zunehmendem Abgabedruck abnimmt.

Description

Die vorliegende Endung betrifft eine Pumpenanordnung für einen Hydraulikfluidkreis einer Kraftfahrzeug-Bremsanlage mit einer Saugseite, welche Hydraulikfluid mit geringem Ansaugdruck ansaugt, einer Druckseite, welche Hydraulikfluid mit gegenüber dem Ansaugdruck erhöhtem Abgabedruck abgibt, einer die Saugseite mit der Druckseite verbindenden Verdrängeranordnung mit einem Verdrängervolumen, wenigstens einer der Verdrängeranordnung zugeordneten Ventilanordnung und einer Antriebseinrichtung, wobei die Antriebseinrichtung die wenigstens eine Verdrängeranordnung derart antreibt, dass diese nach Maßgabe ihres Verdrängervolumens Hydraulikfluid von der Saugseite zur Druckseite fördert.
Derartige Pumpenanordnungen sind bekannt und werden bei herkömmlichen Kraftfahrzeug-Bremsanlagen bereits eingesetzt. So ist es beispielsweise bei elektrohydraulischen Bremsanlagen üblich, die Betätigung eines Bremspedals zu erfassen und anhand der erfassten Pedalbetätigung eine Druckquelle anzusteuern. Die Druckquelle liefert dann einen Hydraulikdruck, mit welchem ein Primärkolben in einem Hauptbremszylinder zu Erzielung einer Bremswirkung verlagert wird. Bei herkömmlichen elektrohydraulischen Bremsanlagen wird die Antriebseinrichtung der Druckquelle nach Maßgabe von die Pedalbetätigung charakterisierenden Parametern, wie beispielsweise die Betätigungskraft, die Betätigungsgeschwindigkeit sowie der Betätigungsweg, angesteuert. Dies kann beispielsweise derart erfolgen, dass ein Motor der Antriebseinrichtung entsprechend einem dieser Parameter bestromt wird, so dass die Pumpenanordnung nach Maßgabe der erfassten Parameter Hydraulikfluid fördert und Druck aufbaut. Auch ABS-Systeme werden mit derartigen Pumpenanordnungen ausgestattet. Es hat sich jedoch gezeigt, dass eine derartige Lösung insbesondere hinsichtlich der zum Betrieb der Pumpenanordnung erforderlichen Leistung, das heißt zum Betrieb ihrer Antriebseinrichtung, ineffizient ist, und dass darüber hinaus der Druckaufbau einer derartigen Pumpenanordnung oftmals nicht auf die Druckverhältnisse innerhalb des Hydraulikfluidkreises abgestimmt ist. So ist es beispielsweise bei einem niederen Hydraulikdruck innerhalb des Hydraulikfluidkreises erforderlich, schnell ein großes Hydraulikfluidvolumen zu fördern, um einen schnellen Druckaufbau zu erzielen. Hingegen muss bei einem hohen Hydraulikdruck innerhalb des Hydraulikfluidkreises zur weiteren Druckerhöhung lediglich ein geringes Hydraulikfluidvolumen gefördert werden. Herkömmliche Pumpenanordnungen der eingangs bezeichneten Art weisen jedoch einen konstanten Pumpenhub auf und müssen somit mit einem leistungsstark ausgebildeten Antriebsmotor ausgeführt sein, damit auch bei hohem Hydraulikdruck weiterhin eine Druckerhöhung möglich ist. Dies bedeutet aber, dass der Antriebsmotor für die meiste Zeit seines Betriebs überdimensioniert ist und daher ineffizient arbeitet.
Es ist demgegenüber eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Pumpenanordnung der eingangs bezeichneten Art bereitzustellen, welche in Anpassung an die gegenwärtig in dem Hydraulikfluidkreis herrschenden Druckverhältnisse mit geringem steuerungstechnischem Aufwand effizient betrieben werden kann.
Diese Aufgabe wird durch eine Pumpenanordnung der eingangs bezeichneten Art gelöst, bei welcher die Antriebseinrichtung derart ausgebildet ist, dass sie die wenigstens eine Verdrängeranordnung in Abhängigkeit von dem Abgabedruck antreibt, wobei das Verdrängervolumen bei zunehmendem Abgabedruck abnimmt. Durch die erfindungsgemäße Ausbildung der Pumpenanordnung derart, dass das Verdrängervolumen bei zunehmenden Abgabedruck auf der Druckseite abnimmt, das heißt bei zunehmendem Hydraulikdruck in dem Hydraulikfluidkreis, ist gewährleistet, dass in Betriebssituationen, in welchem im Hydraulikfluidkreis ein geringer Hydraulikdruck herrscht und eine schnelle Druckerhöhung erreicht werden soll, die Pumpenanordnung mit großem Verdrängervolumen arbeitet und somit ein verhältnismäßig großes Hydraulikfluidvolumen von der Saugseite zur Druckseite fördert. Dadurch kann ein schneller Druckanstieg erreicht werden. In Betriebssituationen, in welchen im Hydraulikfluidkreis bereits ein verhältnismäßig hoher Hydraulikdruck auf der Druckseite herrscht, muss dem Hydraulikfluidkreis lediglich ein geringes Hydraulikfluidvolumen zugeführt werden, um den Hydraulikdruck weiter zu erhöhen. Erfindungsgemäß wird dann das Verdrängervolumen in Anpassung an den auf der Druckseite herrschenden Hydraulikfluiddruck reduziert. Dies führt dazu, dass die Antriebseinrichtung die Pumpenanordnung konstant, beispielsweise mit konstanter Drehzahl und konstanter Motorleistung, antreiben kann und dass die Anpassung an die gegenwärtig herrschenden Druckverhältnisse innerhalb des Hydraulikfluidkreises über die Veränderung des Verdrängervolumens erfolgt. Dadurch kann der Steueraufwand zur Steuerung der erfindungsgemäßen Pumpenanordnung im Vergleich zum Stand der Technik verhältnismäßig gering gehalten werden und dadurch die Kraftfahrzeug-Bremsanlage kostengünstig ausgebildet werden. Insbesondere kann ein gegenüber dem Stand der Technik kleiner dimensionierter Elektromotor verwendet werden, der gegenüber dem Stand der Technik weniger Leistung aufnimmt und effizienter arbeitet.
Um zu verhindern, dass bei einer druckabhängigen Veränderung das Verdrängervolumen auf den Wert "0" zurück geht und damit kein weiteres Hydraulikfluid mehr von der Saugseite zur Druckseite gefördert wird, ist in einer Weiterbildung der Erfindung eine Verdrängervolumen-Begrenzungseinrichtung vorgesehen, welche unabhängig von dem Abgabedruck ein minimales Verdrängervolumen vorsieht. Dadurch kann erreicht werden, dass sich das Verdrängervolumen bei zunehmendem Abgabedruck zunächst ausgehend von einem maximalen Verdrängervolumen verkleinert, jedoch bei Erreichen des durch die Verdrängervolumen-Begrenzungseinrichtung vorgesehenen minimalen Verdrängervolumens nicht weiter verkleinert. Es ist somit gewährleistet, dass auch bei hohen Hydraulikdrücken innerhalb des Hydraulikfluidkreises auf der Druckseite weiterhin Hydraulikfluid von der Saugseite zur Druckseite gefördert wird und eine weitere Erhöhung des Hydraulikdrucks im Hydraulikfluidkreis möglich ist. Selbstverständlich muss die Antriebseinrichtung entsprechend leistungsstark ausgebildet sein, um in einem Sollbetriebsbereich, welcher für Kraftfahrzeugbremsanlagen beispielsweise zwischen 0 und 200 bar liegt, Hydraulikfluid fördern zu können. Die Verdrängervolumen-Begrenzungseinrichtung kann beispielsweise mittels eines Anschlags realisiert werden, der das minimale Verdrängervolumen bestimmt.
Hinsichtlich der Adaptierung des Verdrängervolumens in Anpassung an den auf der Druckseite herrschenden Abgabedruck sieht eine Weiterbildung der Erfindung vor, dass das Verdrängervolumen mit zunehmendem Abgabedruck kontinuierlich abnimmt. Dadurch kann eine sanfte Bremskrafterhöhung innerhalb der Bremsanlage erreicht werden, ohne dass unerwünschte Sprünge aufgrund abrupter Veränderungen des Förderverhaltens der Pumpenanordnung auftreten. Eine derartige kontinuierliche Veränderung des Verdrängervolumens kann beispielsweise dadurch erreicht werden, dass eine mit der Antriebseinrichtung zusammenwirkende Federeinrichtung vorgesehen ist, welche vermittels der wenigstens einen Verdrängeranordnung nach Maßgabe des Abgabedrucks zur Reduzierung des Verdrängervolumens komprimierbar ist. Dabei kann die Federeinrichtung Schraubenfedern, Tellerfederpakete oder Blattfederanordnungen aufweisen, die hinsichtlich ihrer Federhärte und ihres Federwegs auf die in der Pumpenanordnung bei Normalbetrieb auftretenden Hydraulikdrücke abgestimmt sind.
Zur Ausbildung der Antriebseinrichtung sieht eine Ausführungsform der Erfindung vor, dass die Antriebseinrichtung eine Antriebswelle aufweist, die vorzugsweise über einen Elektromotor angetrieben ist. Wie vorstehend bereits angedeutet, kann der Elektromotor aufgrund der erfindungsgemäßen Anpassung des Verdrängervolumens an die herrschenden Druckverhältnisse entsprechend einfach ausgebildet werden.
Zur Erzielung einer kompakten Bauform der erfindungsgemäßen Pumpenanordnung sieht eine Weiterbildung der Erfindung vor, dass die Antriebswelle über ein zwischengeschaltetes Getriebe, insbesondere ein Zahnriemengetriebe, mit dem Elektromotor gekoppelt ist. Dadurch können die Pumpenkomponenten sowie der Elektromotor in beliebiger Raumbeziehung zueinander, vorzugsweise in einer achsparallelen Anordnung zueinander, positioniert werden und somit zu einer kompakten Baugruppe zusammengefasst werden. Gegebenenfalls kann das zwischengeschaltete Getriebe auch eine Übersetzung oder eine Vielzahl verschiedener Übersetzungen bereitstellen, zwischen welchen dann in herkömmlicher Weise umgeschaltet werden kann.
In einer Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass die Verdrängeranordnung von einer Kolben-Zylinder-Anordnung mit wenigstens einem in einem diesen zugeordneten Zylinder bewegbar geführten Kolben gebildet ist, wobei die Antriebseinrichtung den wenigstens einen Kolben derart antreibt, dass dieser innerhalb des ihm zugeordneten Zylinders eine reziprozierende Hubbewegung ausführt und wobei der Kolbenhub bei zunehmendem Abgabedruck abnimmt. Bei dieser Ausführungsvariante wird das Verdrängervolumen mittels des variablen Kolbenhubs in Abhängigkeit von dem Abgabedruck verändert. Im Folgenden soll insbesondere auf die Ausbildung der erfindungsgemäßen Pumpenanordnung mit Kolben-Zylinder-Anordnung eingegangen werden.
Zur Erhöhung des Fördervolumens der erfindungsgemäßen Pumpenanordnung sieht eine Weiterbildung der Erfindung vor, dass die Antriebseinrichtung eine Mehrzahl von Kolben innerhalb diesen zugeordneten Zylindern antreibt. Zu Gunsten eines kompakten und einfach herstellbaren Aufbaus der erfindungsgemäßen Pumpenanordnung kann in diesem Zusammenhang weiter vorgesehen sein, dass die den Kolben zugeordneten Zylinder in einem gemeinsamen Gehäuse ausgebildet sind. Dabei kann jeder Kolben wie eine separate Kolbenpumpe arbeiten. Um dies zu realisieren, ist vorgesehen, dass jedem Kolben und diesem zugeordneten Zylinder eine Ventilanordnung zugeordnet ist. Dabei ist es jedoch möglich, lediglich einen Hydraulikfluidanschluss zur Zufuhr von Hydraulikfluid auf der Saugseite und lediglich einen Hydraulikfluidanschluss zur Abgabe von Hydraulikfluid auf der Druckseite vorzusehen und die einzelnen Zylinder fluidisch miteinander kommunizieren zu lassen. Die jedem Kolben zugeordnete Ventilanordnung ist dann so ausgebildet, dass sich die einzelnen die Kolben führenden Zylinder nicht fluidisch kurzschließen. Vielmehr arbeitet jeder Kolben in dem diesem zugeordneten Zylinder wie eine separat ausgebildete Kolben pumpe und fördert Hydraulikfluid über den gemeinsamen Hydraulikfluidanschluss auf der Saugseite zu dem gemeinsamen Hydraulikfluidanschluss auf der Druckseite.
In einer Ausführungsform der Erfindung kann vorgesehen sein, dass der wenigstens eine Kolben über einen bezüglich einer Pumpenlängsachse exzentrisch verlaufenden von der Antriebseinrichtung drehangetriebenen Exzenterzapfen angetrieben ist. Zur weiteren Beschreibung dieser Ausführungsform sei angenommen, dass die Pumpenlängsachse mit der Längsachse der Antriebswelle zusammenfällt. Bei dieser Ausführungsform der Erfindung wird der Kolbenhub dadurch erreicht, dass der Exzenterzapfen – angetrieben durch die Antriebseinrichtung – seine Lage bezüglich der Pumpenlängsachse verändert und dadurch den Kolben des diesen zugeordneten Zylinders ebenfalls verlagert.
Um eine Anpassung des Kolbenhubs an die gegenwärtigen Druckzustände innerhalb des Hydraulikfluidkreises erreichen zu können, sieht diese Ausführungsform in einer Weiterbildung vor, dass der Exzenterzapfen in seiner Exzentrizität bezüglich der Pumpenlängsachse verlagerbar ist. Dies kann beispielsweise dadurch erreicht werden, dass der Exzenterzapfen an einem Exzenterzapfenträger ausgebildet ist und sich von diesem aus in Richtung parallel zu der Pumpenlängsachse erstreckt, wobei der Exzenterzapfenträger antriebsmäßig mit der Antriebswelle gekoppelt und exzentrisch zu dieser verlagerbar ist. Ferner kann im Rahmen dieser Ausführungsform vorgesehen sein, dass die Antriebswelle an einem Ende einen Exzentertopf aufweist und dass der Exzenterzapfenträger in dem Exzentertopf bezüglich der Pumpenlängsachse exzentrisch aufgenommen ist, wobei der Exzenterzapfenträger mit der Antriebswelle unter Zwischenschaltung eines um die Pumpenlängsachse spannbaren Federelements, insbesondere einer Spiralfeder oder einer Torsionsfeder, antriebsmäßig gekoppelt ist. Mit anderen Worten wird der Exzentertopf über die Antriebswelle drehangetrieben und überträgt diese Antriebsbewegung über das Federelement auf den Exzenterzapfenträger, so dass der Exzenterzapfen um die Pumpenlängsachse herum eine exzentrische Drehbewegung ausführt und dabei den wenigstens einen Kolben reziprozierend innerhalb des diesem zugeordneten Zylinders bewegt. Steigt nun auf der Druckseite des Kolbens der Hydraulikfluiddruck an, so verdreht sich der Exzenterzapfenträger relativ zu dem diesen antreibenden Exzentertopf unter Deformierung des Federelements entgegen dessen Federwirkung. Eine derartige Verlagerung des Exzenterzapfenträgers – bedingt durch die auf den Exzenterzapfen von dem Kolben ausgeübten Kräfte – relativ zu dem Exzentertopf führt zu einer Verkleinerung der Exzentrizität des Exzenterzapfens bezüglich der Pumpenlängsachse, so dass auch der durch die Exzentrizität des Exzenterzapfens bezüglich der Pumpenlängsachse verursachte Kolbenhub reduziert wird. Es ist anzumerken, dass das Federelement zwar in Richtung um die Pumpenlängsachse herum spannbar ist, dass deren Mittelachse jedoch nicht mit der Pumpenlängsachse zusammenfallen muss.
Durch die vorstehend geschilderte konstruktive Ausgestaltung der Erfindung ist es möglich, dass sich der Kolbenhub selbsttätig in Abstimmung auf den gegenwärtig auf der Druckseite herrschenden Hydraulikdruck vermittels einer Veränderung der Exzentrizität des Exzenterzapfens bezüglich der Pumpenlängsachse verkleinert. Der Grad der Veränderung der Exzentrizität in Abhängigkeit von dem gegenwärtig herrschenden Hydraulikdruck auf der Druckseite der Pumpenanordnung kann durch die Federhärte des Federelements bestimmt werden. Dies bedeutet, dass das Federelement auf den Arbeitsbereich der Pumpenanordnung abgestimmt werden muss, so dass erst dann eine allmähliche Reduzierung des Kolbenhubs einsetzt, wenn auf der Druckseite ein Hydraulikfluiddruck herrscht, der zur weiteren Druckerhöhung die Förderung eines geringen Hydraulikfluidvolumens erfordert. Dies kann beispielsweise durch ein vorgespanntes Federelement erreicht werden, welches sich erst nach Erreichen einer bestimmten Mindestkraft weiter deformieren lässt. Darüber hinaus garantiert eine derartige Ausgestaltung der Erfindung eine kontinuierliche Reduzierung des Kolbenhubs, da die Verwendung eines stufenlos deformierbaren Federelements eine kontinuierliche Deformierung bei zunehmendem Hydraulikfluiddruck auf der Druckseite zulässt.
Um eine zuverlässige Führung der einzelnen Komponenten zueinander zu gewährleisten und ein Verkippen und daraus resultierende Hemmungen der erfindungsgemäßen Pumpenanordnung zu verhindern, kann weiter vorgesehen sein, dass der Exzentertopf mit der Antriebswelle über eine Nadellageranordnung in einem Pumpengehäuse gelagert ist. Ferner kann vorgesehen sein, dass der Exzentertopf in dem Exzenterzapfenträger über eine Nadellageranordnung gelagert ist. Schließlich ist auch darauf hinzuweisen, dass aufgrund der Exzentrizität des Exzenterzapfens bezüglich der Pumpenlängsachse erhebliche Relativbewegungen zwischen der Oberfläche des Exzenterzapfens und einer mit diesem in Kontakt tretenden Kontaktfläche des wenigstens einen Kolbens auftreten. Um daraus resultierende Reibungseffekte minimieren zu können, sieht eine Weiterbildung der Erfindung vor, dass auf dem Exzenterzapfen eine Lageranordnung, insbesondere ein Nadellager vorgesehen ist, über welches der Exzenterzapfen an dem wenigstens einen Kolben angreift.
In einer Weiterbildung der vorstehend beschriebenen Ausführungsform ist ein Anschlagelement vorgesehen, welches die Exzentrizität des Exzenterzapfens bezüglich der Pumpenlängsachse beschränkt. Dadurch kann eine minimale und eine maximale Exzentrizität bestimmt werden. Um beispielsweise bei Erreichen der minimalen Exzentrizität einen harten Anschlag zu vermeiden, kann das Anschlagelement federelastisch ausgebildet sein. Darüber hinaus kann vorgesehen sein, dass die Federhärte des Anschlagelements derart bestimmt ist, dass sich dieses erst nach Erreichen eines vorbestimmten Mindestdrucks deformiert und/oder bei Erreichen eines vorbestimmten Überlastdrucks die Exzentrizität des Exzenterzapfens bezüglich der Pumpenlängsachse auf Null reduziert. Letztgenannte Maßnahme dient als Überlastschutz für einen verhältnismäßig leistungsschwach ausgelegten Elektromotor sowie für den Hydraulikfluidkreis. Bei hohen Abgabedrücken reduziert sich somit der Kolbenhub auf den Wert Null, so dass der Elektromotor vor einer Überlastung geschützt wird.
Die vorstehend beschriebene Ausführungsform der Erfindung kann als Radialpumpenanordnung ausgebildet sein. Dies bedeutet, dass sich der dem wenigstens einen Kolben zugeordnete Zylinder bezüglich der Pumpenlängsachse im Wesentlichen in radialer Richtung erstreckt. Zur Erhöhung der Leistung der erfindungsgemäßen Pumpenanordnung sieht eine Weiterbildung der Erfindung vor, dass eine Mehrzahl von Kolben und diesen zugeordneten Zylindern vorgesehen sind, welche sich bezüglich der Pumpenlängsachse sternförmig nach radial außen erstrecken. Dadurch wird die exzentrische Rotationsbewegung des Exzenterzapfens um die Pumpenlängsachse mehrfach ausgenutzt, um Hydraulikfluid von der Saugseite zur Druckseite zu fördern. Die einzelnen Kolben bewegen sich dementsprechend entlang radialer Achsen, welche sich gemeinsam auf der Pumpenlängsachse und damit auf der Längsachse der Antriebswelle schneiden. Dadurch ist es auch möglich, Unwuchten der Pumpenanordnung auszugleichen, da der Exzenterzapfen zu jedem Zeitpunkt seiner exzentrischen Rotationsbewegung um die Pumpenlängsachse herum eine Verlagerung der Kolben innerhalb der diesen zugeordneten Zylindern bewirkt.
Eine zu der vorstehend beschriebenen Ausführungsform mit Exzenterzapfen alternative Ausführungsform sieht vor, dass der wenigstens eine Kolben mit einer bezüglich einer Pumpenlängsachse verkippten und von der Antriebseinrichtung drehangetriebenen Taumelscheibenanordnung angetrieben ist. Zur Erläuterung dieser Ausführungsform sei wieder angenommen, dass die Pumpenlängsachse mit der Längsachse der Antriebswelle zusammenfällt. Während ihrer Drehbewegung um die Pumpenlängsachse führt die Taumelscheibenanordnung aufgrund ihrer Verkippung eine "Taumelbewegung" aus. Dabei wird der wenigstens eine Kolben in Abhängigkeit von der gegenwärtigen Winkelstellung der Taumelscheibenanordnung innerhalb des diesem zugeordneten Zylinders verlagert. Dies lässt sich dadurch erklären, dass bei Be trachtung einer bestimmten Achse parallel zur Pumpenlängsachse, welche sich durch eine Taumelscheibenanordnung hindurch erstreckt, sich der aktuelle Schnittpunkt zwischen Taumelscheibenanordnung und dieser Achse während der Bewegung der Taumelscheibenanordnung aufgrund ihrer Verkippung reziprozierend hin und her bewegt. Dadurch kann ein Kolben entlang einer derartigen Achse reziprozierend innerhalb einer ihm zugeordneten Zylinderbohrung hin und her bewegt werden.
Zur Veränderung des Kolbenhubs sieht diese Ausführungsform vor, dass die Verkippung der Taumelscheibenanordnung bezüglich der Pumpenlängsachse veränderbar ist. Dies kann beispielsweise dadurch erreicht werden, dass die Taumelscheibenanordnung vermittels einer Kippfeder bezügliche der Pumpenlängsachse verkippt ist, wobei die Verkippung unter Deformation der Kippfeder veränderbar ist. Bei hohen Hydraulikdrücken auf der Druckseite des wenigstens einen Kolbens drückt dieser auf die Taumelscheibenanordnung und damit auf die Kippfeder, so dass diese nachgibt. Dies bedeutet, dass die Taumelscheibenanordnung aus einer maximalen Verkippung bezüglich einer achsorthogonalen Ebene in Richtung zur achsorthogonalen Ebene zurück verkippt wird. Dabei wird die Kippfeder entsprechend deformiert. Vorteilhafterweise ist die Kippfeder von einer Blattformfeder gebildet. Eine derartige Blattformfeder kann verhältnismäßig einfach aus Federstahl durch Stanzen und Umformen hergestellt werden und hat den Vorteil, dass sie bei kostengünstiger Herstellungsweise hohe Federkräfte bietet. Die Blattformfeder kann um die Pumpenlängsachse herum geschwungen ausgebildet sein.
Ähnlich wie bei der vorangehend beschriebenen Ausführungsform, die auch als Radialpumpenanordnung bezeichnet wurde, ist auch bei der aktuell beschriebenen Taumelscheibenpumpenanordnung in einer Weiterbildung ein Anschlagelement vorgesehen, welches die Verkippung der Taumelscheibenanordnung bezüglich der Pumpenlängsachse beschränkt. Dies bedeutet wiederum, dass die Taumelscheibe ausgehend aus ihrer Stellung maximaler Verkippung bezüglich der achsorthogonalen Ebene unter der Wirkung des wenigstens einen Kolbens in eine Stellung geringerer Verkippung verlagert werden kann, wobei das Anschlagelement verhindern kann, dass die Taumelscheibenanordnung sich in die achsorthogonale Ebene bewegt, in welcher eine Kolbenhubbewegung im Wesentlichen unterbleibt.
Um ein abruptes Stoppen der Bewegung der Taumelscheibenanordnung aus ihrer Stellung maximaler Verkippung heraus in Richtung zu ihrer Stellung orthogonal zur Pumpenlängsachse zu verhindern, kann in einer Weiterbildung der Erfindung vorgesehen sein, dass das Anschlagelement federelastisch ausgebildet ist. Sobald die Taumelscheibenanordnung bedingt durch zunehmendem Druck auf der Druckseite des Hydraulikfluidkreises auf das Anschlagelement trifft, gibt dieses zunächst federelastisch nach, so dass die Taumelscheibenanordnung sich in geringem Maße noch weiter Richtung einer Position orthogonal zur Pumpenlängsachse bewegen kann, bis schließlich auch das Anschlagelement nicht weiter nachgibt und eine Position minimaler Verkippung erreicht ist.
Es ist bei dieser Ausführungsform jedoch auch möglich, dass die Federhärte des Anschlagelements derart bestimmt ist, dass sich dieses erst nach Erreichen eines vorbestimmten Mindestdrucks deformiert und/oder bei Erreichen eines vorbestimmten Überlastdrucks die Verkippung der Taumelscheibenanordnung bezüglich der Pumpenlängsachse derart einstellt, dass der Kolbenhub gleich Null wird. Mit anderen Worten kann das Anschlagelement durchaus auch so ausgebildet sein, dass es zwar eine vorbestimmte minimale Verkippung vorsieht, bis zu welcher sich die Taumelscheibenanordnung in Richtung zur achsorthogonalen Ebene zurückverkippen kann. Diese minimale Verkippung wird solange aufrechterhalten, solange die Pumpenanordnung in einem regulären und vorbestimmten Druckbereich arbeitet, beispielsweise im Bereich von 0 bis 200 bar. Sobald jedoch Betriebsdrücke oberhalb dieses Druckbereichs erreicht werden, bei welchen die im Vergleich zum Stand der Technik verhältnismäßig leistungsschwach ausgelegte Antriebseinrichtung gegebenenfalls überlastet werden könnte, lässt ein derart ausgebildetes Anschlagelement eine weitere Verkippung der Taumelscheibenanordnung in die achsorthogonale Ebene zu, so dass sich der Kolbenhub auf Null reduziert. In dieser Situation kann eine Überlastung der Antriebseinrichtung, insbesondere ihres Elektromotors verhindert werden. Ferner kann dadurch eine Überlastung des Hydraulikfluidkreises verhindert werden. Sobald der Druck dann wieder abgefallen ist, relaxiert das Anschlagelement und der Kolbenhub wird größer Null.
Hinsichtlich der konstruktiven Ausgestaltung der Taumelscheibenanordnung sieht eine Weiterbildung der Erfindung vor, dass die Taumelscheibenanordnung eine drehfest mit der Antriebswelle gekoppelte Antriebskomponente aufweist und eine bezüglich der Antriebskomponente von der Antriebswelle drehantriebentkoppelte mit dem wenigstens einen Kolben in Wechselwirkung tretende Kolbenbetätigungskomponente aufweist. Dadurch ist es möglich, die nicht rotierenden Komponenten der Pumpenanordnung, insbesondere den wenigstens einen Kolben von den rotierenden Komponenten der Pumpenanordnung, insbesondere die Antriebswelle sowie die auf die Taumelscheibenanordnung wirkende Kippfeder zu entkoppeln. Mit dieser Maßnahme können unerwünschte Reibungseffekte reduziert werden.
Um Reibungseffekte in der Pumpenanordnung weiter zu reduzieren, sieht eine Weiterbildung der Erfindung vor, dass die Antriebskomponente zusammen mit der Antriebswelle über eine Lageranordnung in einem Pumpengehäuse gelagert ist. Ferner kann konstruktiv vorgesehen sein, dass der wenigstens eine Kolben mit einem Kolbenkopf ausgebildet ist, welcher mit der Taumelscheibenanordnung zusammenwirkt. Eine zuverlässige Umwandlung der von der Taumelscheibenanordnung ausgeübten Taumelbewegung in eine translatorische Bewegung auf den wenigstens einen Kolben kann konstruktiv beispielsweise dadurch erreicht werden, dass der wenigstens eine Kolben mit seinem Kolbenkopf, insbesondere über eine Lagerpfanne, gelenkig an einer Kolbensteuerplatte gelagert ist. Dabei kann weiter vorgesehen sein, dass der wenigstens eine Kolben vermittels einer an der Kolbensteuerplatte angreifenden Druckfeder in Anlage mit der Taumelscheibenanordnung, insbesondere in Anlage mit der Kolbenbetätigungskomponente, gehalten ist.
Zur weiteren Reduzierung der Reibungseffekte kann vorgesehen sein, dass die Antriebskomponente der Taumelscheibenanordnung von der Kolbenbetätigungskomponente der Taumelscheibenanordnung über eine Lageranordnung drehantriebentkoppelt ist. Dies bedeutet, dass der mit dem Kolbenkopf in Wechselwirkung tretende Teil der Taumelscheibenanordnung keine Rotationsbewegung um die Pumpenlängsachse ausführen muss. Dadurch können die an dem Kolbenkopf auftretenden Reibungseffekte lediglich auf die durch die Taumelbewegung der Taumelscheibe hervorgerufenen Relativbewegungen zwischen Taumelscheibenanordnung und Kolbenkopf reduziert werden.
Eine vorteilhafte Ausgestaltung der erfindungsgemäßen Taumelscheibenanordnung sieht vor, dass sich der dem wenigstens einen Kolben zugeordnete Zylinder im Wesentlichen in Richtung parallel zu der Pumpenlängsachse erstreckt. Mit anderen Worten ist die Taumelscheibenpumpenanordnung als Axialpumpenanordnung ausgebildet. Wiederum ist es ähnlich wie bei der vorstehend beschriebenen Radialpumpenanordnung möglich, dass eine Mehrzahl von Kolben und diesen zugeordneten Zylindern vorgesehen ist, welche sich im Wesentlichen parallel zur Pumpenlängsachse erstrecken. Dadurch kann die Förderleistung der Pumpe erhöht werden, da die verschiedenen Verkippungspositionen verschiedener Punkte entlang dem Umfang der Taumelscheibenanordnung einzelnen Kolben zugeordnet werden können, welche dann zur Förderung von Hydraulikfluid von der Saugseite zur Druckseite genutzt werden können. Darüber hinaus ist bei Ausbildung der Pumpenanordnung mit mehreren Kolben und Zylindern auch eine kontinuierlichere und pulsationsarme Förde rung von Hydraulikfluid von der Saugseite zur Druckseite möglich, was zu bevorzugen ist.
Hinsichtlich der Ventilanordnung der vorstehend beschriebenen Ausführungsformen der Erfindung kann vorgesehen sein, dass diese verhältnismäßig einfach mit in den Zylindern ausgebildeten Öffnungen ausgeführt ist, welche von den darin geführten Kolben bei deren Kolbenbewegung wechselweise geöffnet oder verschlossen werden. Alternativ kann die Ventilanordnung – gegebenenfalls jedem Kolben zugeordnet – ein erstes Rückschlagventil aufweisen, welches eine Hydraulikfluidströmung von der Saugseite zur Kolben-Zylinder-Anordnung zulässt, und eine zweites Rückschlagventil aufweisen, welches eine Hydraulikfluidströmung von der Kolben-Zylinder-Anordnung zur Druckseite zulässt. Dadurch ist es möglich, ein unerwünschtes Zurückströmen von Hydraulikfluid von der Druckseite zur Saugseite zu verhindern.
Die Erfindung betrifft ferner eine Fahrzeugbremsanlage, die mit einer Pumpenanordnung der vorstehend beschriebenen Art ausgeführt ist.
Die Erfindung wird im Folgenden beispielhaft anhand der beiliegenden Figuren beschrieben. Es stellen dar:
1 eine teilweise aufgeschnittene dreidimensionale Ansicht einer erfindungsgemäßen Pumpenanordnung, welche als Taumelscheibenpumpenanordnung ausgeführt ist;
2 einen Längsschnitt durch einen Teil der in 1 gezeigten Pumpenanordnung;
3a bis 3d verschiedene Ansichten der Kippfeder aus 2;
4 einen Graph, welcher den Hauptzylinderdruck über der Zeit beim Druckaufbau mit verschiedenen Pumpen zeigt;
5 eine teilweise aufgeschnittene dreidimensionale Ansicht eines als Radialpumpe ausgeführten zweiten Ausführungsbeispiels der vorliegenden Erfindung;
6 einen achsenthaltenden Schnitt der Ausführungsform gemäß 5;
7 einen Schnitt entlang der Schnittlinie VII-VII gemäß 6;
8 einen Schnitt entsprechend der Schnittlinie VIII-VIII aus 6;
9 einen Schnitt entsprechend Schnittlinie IX-IX aus 6;
10 einen Schnitt entsprechend Schnittlinie X-X aus 6 und
11 eine Detailansicht einer Kolbenanordnung mit integriertem Rückschlagventil, wie in 6 eingebaut gezeigt.
In 1 und 2 ist ein erstes Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Pumpenanordnung als Taumelscheibenpumpe ausgeführt und allgemein mit 10 bezeichnet. Dabei zeigt 1 eine teilweise aufgebrochene dreidimensionale Ansicht der gesamten Taumelscheibenpumpe 10 und 2 eine Längsschnittansicht des in 1 oberen aufgebrochen gezeigten Teils.
Die Taumelscheibenpumpe 10 umfasst einen Motor 12, der über ein Zahnriemengetriebe 14 eine Pumpeneinheit 16 antreibt. Der Motor 12 ist ein herkömmlicher Elektromotor. Das Zahnriemengetriebe 14 umfasst ein an dem Motor 12, insbesondere an dessen Ausgangswelle angebrachtes Zahnrad 18, welches über einen Zahnriemen 20 mit einem angetriebenen Zahnrad 22 antriebsmäßig gekoppelt ist. Das angetriebene Zahnrad 22 sitzt auf einer Antriebswelle 24 der Pumpeneinheit 16. Die Antriebswelle 24 ist in einem Gehäuse 26 über eine Radiallageranordnung 28 um eine Pumpenlängsachse A drehbar gelagert.
An dem von dem angetriebenen Zahnrad 22 entfernten Ende der Antriebswelle 24 ist eine Taumelscheibenanordnung 30 über einen Zapfen 32 drehfest angebracht. Die Taumelscheibenanordnung 30 umfasst eine Lagerscheibe 34. Die Lagerscheibe 34 ist über den Zapfen 32 mit der Antriebswelle 24 zur gemeinsamen Drehbewegung verbunden. Sie weist einen Durchbruch 36 auf, in welchen das freie Ende der Antriebswelle 24 hineinragt. Der Durchbruch 36 ist derart dimensioniert, dass die Lagerscheibe 34 sich um den Zapfen 32 herum verschwenken kann. In 2 ist die Stellung maximaler Verschwenkung bezüglich einer zur Pumpenlängsachse A orthogonalen Ebene gezeigt, in welcher die Lagerscheibe 34 mit ihrer Durchbruchkante 38 an der Antriebswelle 24 anliegt.
Die Taumelscheibenanordnung 30 umfasst ferner ein Axialnadellager 40 und ein Radialkugellager 42. Das Axialnadellager 40 und das Radialkugellager 42 sind derart zueinander angeordnet, dass der Lagerring 44 des Axialnadellagers 40 sowohl in axialer als auch in radialer Richtung auf der Lagerscheibe 34 gelagert ist.
Zwischen der Taumelscheibenanordnung 30 und der Radiallageranordnung 28 ist eine Kippfeder 46 angeordnet, welche in verschiedenen Ansichten in den 3a bis 3d gezeigt ist. Die Kippfeder 46 ist aus einem Federstahl hergestellt und weist in ihrem in den 3a bis 3d gezeigten relaxierten Zustand zwei Schenkel 48 und 50 auf, die in einem Scheitelbogen 52 miteinander verbunden sind. Durch beide Schenkel 48 und 50 erstreckt sich ein Durchbruch 54.
Die Kippfeder 46 steht in der Einbausituation gemäß 2 auf ihrer linken Seite in Kontakt mit der Lagerscheibe 34 der Taumelscheibenanordnung 30. Auf ihrer in 2 rechten Seite steht die Kippfeder 46 in Kontakt mit einem Flansch 56, der an der Antriebswelle 24 ausgebildet ist und sich nach radial außen erstreckt. Der Flansch 56 weist in seinem radialen Außenbereich einen Axialringvorsprung 58 auf, der ein radiales Verlagern der Kippfeder 46 verhindert. Durch den Durchbruch 54 der Kippfeder 46 erstreckt sich ein in seinem Durchmesser reduzierter Teil der Antriebswelle 24 und ein Anschlagelement 60, welches in den Flansch 56 eingeschraubt oder eingepresst ist.
Die Taumelscheibenanordnung 30 kann entsprechend Pfeil P unter Deformierung der Kippfeder 46 um den Zapfen 32 herum aus der in 2 gezeigten Stellung maximaler Verkippung bezüglich einer zur Pumpenlängsachse A orthogonalen Ebene in eine Stellung geringerer Verkippung verkippt werden. Dies geschieht in bestimmten Betriebszuständen der Taumelscheibenpumpe 10, die später noch näher spezifiziert werden. Dabei übt sie wie in 3d gezeigt eine Kraft F auf den Schenkel 48 der Kippfeder 46 aus und deformiert diesen Schenkel entsprechend Pfeil P, so dass sich die beiden Schenkel 48 und 50 der Kippfeder 46 einander annähern. Die Taumelscheibenanordnung 30 kann allerdings nur so weit entsprechend Pfeil P um den Zapfen 32 unter Deformierung der Kippfeder 46 verkippt werden, bis die Lagerscheibe 34 in Kontakt mit der Stirnfläche des Anschlagelements 60 gelangt. Ist dies der Fall, so ist keine weitere Verkippung entsprechend Pfeil P mehr möglich. Dadurch bestimmt das Anschlagelement 60 den Grad der minimalen Verkippung der Taumelscheibenanordnung 30 bezüglich einer zur Pumpenlängsachse A orthogonalen Ebene.
Wendet man sich wieder der linken Seite der in 2 gezeigten Taumelscheibenpumpe 10 zu, so erkennt man, dass mit dem Lagerring 44 der Taumelscheibenanordnung 30 mehrere Kolben 62, 64, 65, 66 und 67 in Kontakt stehen. Tatsächlich sind um den Umfang der Pumpenlängsachse A herum fünf derartige Kolben vorgesehen, wobei die Kolben 65 und 67 noch in 1 gezeigt sind. Im einzelnen soll die Funktionsweise der Kolben 62, 64, 65, 66, 67 und deren Wechselwirkung mit der Taumelscheibenanordnung 30 repräsentativ für alle Kolben mit Bezug auf den Kolben 62 erläutert werden. Der Kolben 62 weist einen Kolbenkörper 68 auf, der in seinem in 2 rechten Endbereich über einen Hals 70 mit einem Kolbenkopf 72 verbunden ist. Ferner weist der Kolben 62 Dichtungskerben 73 auf, über welche er dichtend in einer diesem zugeordneten Zylinderbohrung 86 geführt ist. Der Kolbenkopf 72 ist in einer Lagerpfanne 74 gelenkig aufgenommen und in dieser verschwenkbar. Die Lagerpfanne 74 lagert auf einer Kolbensteuerplatte 76, so dass eine Verlagerung des Kolbens 62 in 2 nach links nur unter Mitnahme der Kolbensteuerplatte 76 erfolgen kann. Die Kolbensteuerplatte 76 wird über eine Druckfeder 78 und zwei Lagerkugeln 80 und 82 in 2 nach rechts gedrückt. Die Lagerkugel 82 stützt sich an einem Kolbenführungsgehäuse 84 ab, welches um den Umfang der Längsachse A verteilt fünf Zylinderbohrungen 86 aufweist. Das Kolbenführungsgehäuse 84 ist über ein Außengewinde in ein korrespondierendes Innengewinde des Gehäuses 26 eingeschraubt und über entsprechende Dichtmittel 88 gegenüber diesem abgedichtet. Es ist mit einem Hohlraum 90 versehen, in den ein Zugangskanal 92 mündet. Der Hohlraum 90 und der Zugangskanal 92 bilden die Saugseite der Pumpeneinheit 16. Von dem Hohlraum 90 aus erstrecken sich fünf Fluidkanäle 94 (jeweils einer je Kolben), welche in Fluidkammern 96 münden. Die Fluidkammern 96 sind durch den Kolben 62 sowie durch Verschlussmuttern 98 begrenzt. In dem Fluidkanal 96 ist eine Ventilkugel 100 eines Rückschlagventils 102 aufgenommen. Die Ventilkugel 100 wird über eine auf einem Zapfen 104 geführte Druckfeder 106 in eine Position vorgespannt, in welcher sie den Kanal 94 verschließt. Das Rückschlagventil 102 lässt somit lediglich eine Fluidströmung aus dem Hohlraum 90 durch den Fluidkanal 94 in die Fluidkammer 96 zu, versperrt jedoch eine entgegengesetrte Fluidströmung.
Von der Fluidkammer 96 aus erstreckt sich ein weiterer Fluidkanal 108 zu einem Ausgangskanal 110 zur Druckseite der Pumpeneinheit 16. In den Fluidkanal 108 ist eine Rückschlagventileinheit 112 eingesetzt mit einer Ventilkugel 114 und einer diese in die in 2 gezeigte Stellung drängenden Druckfeder 116. Das Rückschlagventil 112 ist zusammen mit vier weiteren den übrigen vier Kolben zugeordneten Rückschlagventilen (in 2 nicht näher gezeigt) über eine Halteschraube 118 innerhalb des Fluidkanals 108 gehalten. Das Rückschlagventil 112 lässt lediglich eine Fluidströmung idströmung aus der Fluidkammer 96 in den Austrittskanal 110 zu, sperrt jedoch eine entgegengesetzte Fluidströmung aufgrund der Anlage der Ventilkugel 114 an dem im Durchmesser reduzierten Abschnitt des Fluidkanals 108.
Mit Bezug auf 1 und 2 sei ferner darauf hingewiesen, dass an dem Gehäuse 26 an seinem getriebeseitigen Bereich eine Verbindungsplatte 120 vorgesehen ist, welche das Zahnriemengetriebe 14 positioniert und vor Fremdeinwirkung abschirmt. Darüber hinaus sind an der Verbindungsplatte 120 sowie an dem Gehäuse 26 Befestigungsösen 122 vorgesehen, die mittels Befestigungsschrauben 124 eine Befestigung der Taumelscheibenpumpe 10 an einem Fahrzeugchassis ermöglichen.
Die Taumelscheibenpumpe 10 funktioniert wie folgt: Durch den Motor 12 vermittels des Zahnriemengetriebes 14 angetrieben dreht sich die Antriebswelle 24 um die Pumpenlängsachse A. Dabei wird die Lagerscheibe 34 zur Taumelscheibenanordnung 30 ebenfalls drehangetrieben, wobei sich diese in ihrer verkippten Stellung zusammen mit der Kippfeder 46 und dem an der Antriebswelle angeformten Flansch 58 um die Pumpenlängsachse A dreht. Die Lagerscheibe 34 vollzieht somit eine Taumelbewegung um die Pumpenlängsachse A. Diese Taumelbewegung wird auf die einzelnen Kolben 62, 64, 65, 66 und 67 über den Lagerring 44 übertragen, so dass sich die Kolben in den diesen zugeordneten Zylindern (in 2 lediglich Zylinder 86 gezeigt) translatorisch entsprechend der Taumelbewegung verlagern. Die Bewegung der Kolben 62–67 innerhalb der Zylinderbohrungen 86 ist dadurch bedingt, dass die Kolbenköpfe 72 über die Kolbensteuerplatte 76 und die daran anliegenden Lagerpfannen 74 vermittels der Druckfeder 78 permanent in gegenseitiger Anlage an dem Lagerring 44 gehalten werden. Dadurch müssen sie zwangsläufig der Taumelbewegung des Lagerrings 44 folgen.
Es ist darauf hinzuweisen, dass der Lagerring 44 von der Rotationsbewegung der Lagerscheibe 34 entkoppelt ist und lediglich der Taumelbewegung folgt. Bedingt durch die Taumelbewegung der Taumelscheibenanordnung 30 werden also die Kolben 62–67 reziprozierend innerhalb der Zylinder 86 bewegt. Betrachtet man den Kolben 62 so bewegt sich dieser wie folgt. Ausgehend von seiner in 2 gezeigten linken Totpunktstellung bewegt er sich aufgrund der Taumelbewegung der Taumelscheibenanordnung 30 zunächst in 2 nach rechts. Dabei erzeugt der in der Fluidkammer 96 einen Unterdruck, so dass sich die Ventilkugel 100 von der Öffnung des Fluidkanals 94 abhebt und diesen öffnet. Dadurch kann aus dem Hohlraum 90 Hydraulikfluid in die Fluidkammer 96 und in die Zylinderbohrung 86 eingesaugt wer den. Ein derartiges Ansaugen von Hydraulikfluid erfolgt solange, bis der Kolben 62 in eine rechte Totpunktstellung gelangt. Dies ist dann der Fall, wenn sich ausgehend von der Darstellung gemäß 2 die Antriebswelle 24 um 180° gedreht hat. Dreht sich sodann die Taumelscheibenanordnung 30 mit gleicher Drehrichtung weiter, so wird der Kolben 62 wieder aus dieser in 2 nicht gezeigten rechten Totpunktstellung zurück in seine in 2 gezeigte linke Totpunktstellung verlagert. Dies bedeutet, dass sich der Kolben 62 wieder nach links verschiebt. Dabei wird das in der Fluidkammer 96 und der Zylinderbohrung 86 befindliche Hydraulikfluid unter Druck gesetzt, bis es schließlich das Rückschlagventil 112 öffnet, in dem es die Ventilkugel 114 zur Öffnung des Fluidkanals 108 abhebt. Dadurch kann Hydraulikfluid aus der Fluidkammer 96 den Austrittskanal 110 zur Saugseite der Pumpe 10 herausgepresst werden.
Diese reziprozierende Bewegung des Kolbens 62 bedingt durch die Taumelbewegung der Taumelscheibenanordnung 30 wird von jedem der fünf Kolben ausgeführt, jedoch zueinander phasenverschoben. Darüber hinaus ist jedem der fünf Kolben eine Ventilanordnung mit den beiden Rückschlagventilen 102 und 112 zugeordnet, die lediglich eine Strömung von der Saugseite aus dem Hohlraum 90 zu der Druckseite in den Austrittskanal 110 zulässt.
Bei zunehmendem Hydraulikdruck auf der Druckseite im Austrittskanal 110 steigt auch der Druck, bei welchem sich das Rückschlagventil 112 öffnen lässt. Demnach steigt auch der Druck innerhalb der Fluidkammer 96, welcher der reziprozierenden Bewegung des Kolbens 62 entgegen wirkt. Dies bedeutet, dass bei zunehmendem Druck auf der Druckseite im Austrittskanal 110 auch die Kraft steigt, mit welcher der Kolbenkopf 72 auf den Lagerring 44 der Taumelscheibenanordnung 30 drückt. Eine derartige Kraftzunahme führt dazu, dass die Taumelscheibenanordnung 30 entsprechend Pfeil P aus ihrer in 2 gezeigten Stellung maximaler Verkippung gegenüber einer zur Pumpenlängsachse A orthogonalen Ebene in eine Stellung reduzierter Verkippung verschwenkt wird. Eine derartige Verschwenkung der Taumelscheibenanordnung 30 entsprechend Pfeil P erfolgt unter Deformation der Kippfeder 46. Sie führt dazu, dass der Hub der Taumelscheibenanordnung 30 während ihrer Taumelbewegung reduziert wird, so dass auch der Hub der einzelnen Kolben 62 innerhalb der Zylinderbohrungen 86 reduziert wird. Dadurch wird auch das Fördervolumen der Pumpe reduziert, da jeder der Kolben 62–67 aufgrund seines reduzierten Kolbenhubs auch nur noch ein reduziertes Hydraulikvolumen aus dem Hohlraum 90 von der Druckseite her zur Saugseite in den Austrittskanal 110 fördert. Die Pumpe 10 passt sich somit dem auf der Druckseite im Austrittskanal 110 herrschenden Abgabedruck an und fördert bei hohem Abgabedruck zur weiteren Drucksteigerung lediglich ein reduziertes Hydraulikfluidvolumen. Dies reicht allerdings aus, um bei hohen Drücken auf der Druckseite eine weitere Druckerhöhung zu erzielen.
Der Vorteil der erfindungsgemäßen selbstadaptierenden Taumelscheibenpumpe 10 liegt darin, dass diese in einer Betriebssituation, in welcher ein geringer Hydraulikdruck auf der Druckseite herrscht, schnell ein großes Hydraulikvolumen zur Druckerhöhung fördert und bei angestiegenem Hydraulikdruck auf der Druckseite das Hydraulikdruckfördervolumen selbsttätig reduziert.
Dies ist in 4 in der durchgezogenen Kurve gezeigt. Die strichlierte Kurve zeigt hingegen eine Pumpe vergleichbaren Aufbaus gemäß dem Stand der Technik, jedoch ohne Möglichkeit der Selbstadaptierung. Es ist ersichtlich, dass zunächst auch bei niedrigen Hydraulikdrücken auf der Druckseite, beispielsweise im Hauptzylinder einer Bremsanlage, die herkömmliche Pumpe mit konstantem Fördervolumen (strichlierte Kurve) sehr langsam Druck aufbaut und in einer Betriebssituation, in welcher auf der Druckseite ein verhältnismäßig großer Hydraulikdruck herrscht, dann einen steileren Druckaufbau zeigt. 4 ist zu entnehmen, dass die erfindungsgemäße Pumpe (durchgezogene Linie) mit variablem Druckvolumen innerhalb einer erheblich kürzeren Zeit eine Drucksteigerung bis zu einem gewissen Grad erreicht. Legt man die erfindungsgemäße Pumpe gemäß 1 bis 3 so aus, dass ihr Hauptarbeitsbereich p₀ p₁ unterhalb des Schnittpunkts der beiden in 4 gezeigten Kurven liegt, so lassen sich mit der erfindungsgemäßen Pumpe erheblich schneller betriebsbedingt erforderliche Druckveränderungen erreichen. Dies soll jedoch nicht ausschließen, dass die erfindungsgemäße Pumpe 10 auch oberhalb des Drucks p₁ arbeiten kann, wenn dies beispielsweise in Notbetriebssituationen erforderlich ist.
Die erfindungsgemäße Pumpe hat den weiteren Vorteil, dass ein verhältnismäßig leistungsschwach ausgeführter Antrieb, insbesondere ein verhältnismäßig leistungsschwach ausgeführter Motor, verwendet werden kann, der während des gesamten Betriebs der Pumpe immer gleich bestromt wird. Bei geringem Abgabedruck reicht eine geringe Motorleistung aus, um ein verhältnismäßig großes Hydraulikvolumen von der Saugseite zur Druckseite zu fördern. Bei großen Hydraulikdrücken hingegen reduziert sich der Kolbenhub selbsttätig, so dass weiterhin auch trotz geringer Motorleistung eine Druckerhöhung erreicht werden kann.
5 bis 11 zeigen ein zweites Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Pumpenanordnung. Die in 5 bis 11 gezeigte erfindungsgemäße Pumpenanordnung ist als Radialpumpe ausgebildet und allgemein mit 210 bezeichnet.
Die Radialpumpe 210 umfasst einen Motor 212 der als Innenläufermotor ausgeführt ist. Dieser weist einen Stator 214 und einen Rotor 216 auf. Der Rotor 216 ist auf einer Antriebswelle 218 drehfest angebracht. Die Antriebswelle 218 weist an ihrem in 5 und 6 rechten Ende einen Lagerzapfen 220 auf, der über ein Nadellager 222 in einem Motorgehäuse 224 um die Pumpenlängsachse A drehbar gelagert ist. Die Antriebswelle weist ausgehend von dem Lagerzapfen 220 einen länglichen Schaft 226 auf, auf welchem der Rotor 216 drehbar angebracht ist. Ausgehend von dem Schaft 226 erstreckt sich die Antriebswelle abgestuft zu einem zylindrischen Topf 228, dessen zylindrische Außenumfangsfläche 230 zentrisch um die Pumpenlängsachse A herum verläuft. Auf der zylindrischen Außenoberfläche 230 ist ein Nadellager 232 angebracht, über welches der zylindrische Topf 228 in einem Pumpengehäuse 234 gelagert ist. Das Pumpengehäuse 234 ist fest mit dem Motorgehäuse 224 verbunden, so dass die Nadellager 222 und 232 die Antriebswelle 218 definiert um die Pumpenlängsachse A drehbar lagern.
Der Topf 228 ist im Inneren hohl ausgebildet und von einer kreiszylindrischen Innenoberfläche 236 nach radial außen begrenzt. Allerdings ist die Achse B der kreiszylindrischen Innenoberfläche 236 gegenüber der Pumpenlängsachse A versetzt. Dies bedeutet, dass die kreiszylindrische Innenoberfläche 236 exzentrisch zu der Pumpenlängsachse A und der Antriebswelle 218 verläuft.
Zusätzlich zu dem Topf 228 erstreckt sich von dem Schaft 226 der Antriebswelle 218 aus ein Stützzapfen 238. Innerhalb des Topfes 228 ist ein topfförmiger Exzenterzapfenträger 240 vorgesehen, welcher über ein Nadellager 242 innerhalb des Topfs 228 um die Achse B drehbar gelagert ist. Der Exzenterzapfenträger 230 weist an seinem in 6 linken Ende einen Exzenterzapfen 244 auf. Der Exzenterzapfen 244 weist eine Längsachse C auf, die wiederum zu der Drehachse B des Exzenterzapfenträgers 240 versetzt angeordnet ist. Mit anderen Worten ist der Exzenterzapfen 244 exzentrisch an dem Exzenterzapfenträger 240 angeordnet.
Zwischen der Innenseite des Exzenterzapfenträgers 240 und dem Stützzapfen 238 ist eine Spiralfeder 246 angeordnet. Diese lässt eine Relativverdrehung zwischen dem Exzenterzapfenträger 240 und dem Stützzapfen 238 und damit der Antriebswelle 218 unter Deformation der Spiralfeder 246 zu.
Auf dem Exzenterzapfen 244 ist ein weiteres Nadellager 248 angeordnet und über einen Sicherungsring 249 gesichert. Der Exzenterzapfen 244 kann sich innerhalb einer kreiszylindrischen Öffnung 250 in dem Pumpengehäuse 234 bewegen. Zur Positionierung des Exzenterzapfenträgers 240 ist eine Lagerscheibe 251 aus reibarmem Material vorgesehen. Über den äußeren Lagerring des Nadellagers 248 tritt der Exzenterzapfen 244 mit mehreren Kolbenanordnungen 252 in Kontakt. 5 zeigt zwei derartige Kolbenanordnungen 252. Betrachtet man 7 so erkennt man, dass insgesamtfünf derartige Kolbenanordnungen 252₁ –252₅ sternförmig um die Pumpenlängsachse A herum angeordnet sind. Die Kolbenanordnungen 252₁ –252₅ sind in korrespondierenden Zylinderbohrungen 254 innerhalb des Pumpengehäuses 234 geführt. Die Zylinderbohrungen 254 erstrecken sich ausgehend von der Pumpenlängsachse A sternförmig nach radial außen.
Im einzelnen soll unter Hinzuziehung von 11 der Aufbau der Kolbenanordnung 252 stellvertretend für alle Kolbenanordnungen 252₁-252₅ beschrieben werden. Die Kolbenanordnung 252 umfasst einen Kolbenschaft 256, in welchem zwei ringförmige Einstiche 258, 260 angebracht sind. In den ringförmigen Einstichen 258, 260 liegen gummielastische Dichtungsringe 262, 264. Die Kolbenanordnung 252 steht über eine Stirnfläche 266 in Kontakt mit dem äußeren Lagerring des Nadellagers 248 (siehe 6). An dem von der Stirnfläche 266 abgewandten Ende ist der Kolbenschaft 256 mit einer Axialbohrung 268 versehen. In diese mündet im Bereich ihres inneren Endes eine Radialbohrung 270. An ihrem offenen Ende weist die Axialbohrung 268 ein Rückschlagventil 271 auf. Sie bildet einen Ventilsitz 273, auf welchem eine Ventilkugel 272 aufsitzt. Die Ventilkugel 272 wird über eine Druckfeder 274 auf den Ventilsitz 273 gedrückt, wobei die Druckfeder 274 sich mit ihrem von der Ventilkugel 272 abgewandten Ende an einem Käfig 276 abstützt. Der Käfig 276 liegt wiederum mit einem Flansch 278 an einer Schulter 280 des Kolbenschafts 256 an. Ferner weist der Kolbenschaft 256 einen Ansatz 282 auf, der den maximalen Kolbenhub innerhalb des Pumpengehäuses 234 begrenzt. Zwischen dem Käfig 276 und dem radialen Ansatz 282 liegt eine druckseitige Radialdichtung 281, die für eine fluiddichte Führung des Kolbens 252 zur Druckseite hin sorgt. Der Käfig 276 wird über eine Druckfeder 284 auf die Schulter 280 gedrückt, wobei sich das von dem Käfig entfernte Ende der Druckfeder 284 an einem Stopfen 286 abstützt. Der Stopfen 286 verschließt die radiale Zylinderbohrung 254 innerhalb des Pumpengehäuses 234 nach radial außen.
In dem Pumpengehäuse 234 sind verschiedene Fluidkanäle vorgesehen, die mit Bezug auf 8 und 10 beschrieben werden sollen. Wendet man sich zunächst 10 zu so erkennt man in dem dort gezeigten Schnitt entsprechend Schnittlinie X-X aus 6 fünf zylindrische Fluidkanäle 290, 292, 294, 296 und 298. Diese sind jeweils von der Außenfläche des Pumpengehäuses 234 her nach innen gebohrt. An ihren in der Außenfläche des Pumpengehäuses 234 befindlichen Öffnungen sind sie mit kugelförmigen Dichtungskörpern 300 verschlossen.
Die Fluidkanäle 292-298 bilden im Inneren des Pumpengehäuses 234 einen geschlossenen fünfeckigen Fluidkanalring. In den Fluidkanalring münden an Kreuzungsstellen zweier Fluidkanäle Axialbohrungen 302 (siehe auch 5 und 6), welche an ihren Außenöffnungen im Pumpengehäuse 234 mit Dichtungskörpern 304 dichtend verschlossen sind. Die Axialbohrungen 302 erstrecken sich in die Zylinderbohrungen 254, in welchen die Kolbenanordnungen 252₁–252₅ geführt sind. Der Fluidkanal 298 ist mit einem saugseitigen Anschlusskanal 304 verbunden, über welchen Hydraulikfluid aus einem Reservoir oder einem Hydraulikfluidkreislauf angesaugt werden kann. In 10 erkennt man ferner einen Teil des Stopfens 286 sowie der Druckfeder 284 zum Verschließen einer Zylinderbohrung 254. Schließlich erkennt man in 10 auch die radial inneren Bereiche der Kolben 252₁ , 252₂ , 252₃ und 252₅ .
Wendet man sich nun 8 zu so erkennt man auch darin fünf Fluidkanäle 310, 312, 314, 316 und 318. Die fünf Fluidkanäle 310–318 sind wiederum in das Pumpengehäuse 234 von außen eingebracht und bilden im Inneren des Pumpengehäuses 234 einen fünfeckigen Fluidkanalring. Die fünf Fluidkanäle 310 bis 318 sind an ihren Öffnungen zur Außenseite des Pumpengehäuses 234 wiederum mit kugelförmigen Verschlusskörpern 320 dichtend verschlossen. Sie kommunizieren an ihren Kreuzungsstellen mit Axialbohrungen 322, welche ebenfalls endseitig mit kugelförmigen Dichtkörpern 324 verschlossen sind. Der aus den Fluidkanälen 310 bis 318 gebildete Fluidkanalring kommuniziert über eine weitere Axialbohrung 324 mit einem druckseitigen Austrittskanal 326. In die Axialbohrung 322 ist ein Rückschlagventil 328 eingesetzt, welches eine Ventilkugel 330 und eine diese in Anlage mit einem Ventilsitz drückende Druckfeder 332 aufweist.
In 8 erkennt man ferner, dass sich die Spiralfeder 246 an ihrem radial äußeren Ende an einer Schulter 336 abstützt, die in dem Exzenterzapfenträger 240 ausgebildet ist. An ihrem radial inneren Ende stützt sie sich an einer Schulter 338 ab, die an dem Stützzapfen 238 ausgebildet ist.
Die Schulter 338 des Stützzapfens 238 erkennt man auch in dem Schnitt gemäß 9, welcher zusätzlich ein in dem Topf 228 ausgebildetes Langloch 340 zeigt, in welchem ein Führungsstift 342 geführt ist. Der Führungsstift 342 ist auch in 5 zu erkennen. Er ist in dem Materialbereich der Schulter 336 an dem Exzenterzapfenträger 240 fixiert.
Die Radialpumpe 210 gemäß den 5 bis 11 funktioniert wie folgt: Geht man davon aus, dass die Pumpe 210 in einem Zustand eingeschaltet wird, in welchem auf der Druckseite, das heißt im Bereich des Austrittskanals 326, ein verhältnismäßig kleiner Hydraulikdruck herrscht, so wird die Antriebswelle 218 von dem Motor 212 drehangetrieben. Die Drehbewegung wird über die Schulter 338 des Stützzapfens 238, weiter über die Spiralfeder 246 und über die Schulter 336 des Exzenterzapfenträgers 240 auf den Exzenterzapfenträger 240 übertragen. Aufgrund der exzentrischen Anordnung des Exzenterzapfens 244 an dem Exzenterzapfenträger 240 und aufgrund der exzentrischen Lagerung des Exzenterzapfenträgers 240 innerhalb des Topfs 228 führt der Exzenterzapfen 244 eine exzentrische Drehbewegung um die Pumpenlängsachse A aus. Dabei greift er über das Nadellager 248 an den verschiedenen Stirnflächen 266 der einzelnen Kolbenanordnungen 252₁ bis 252₅ an. Die einzelnen Stirnflächen 266 der Kolbenschäfte 256 werden durch die Druckfedern 284 in Anlage mit dem äußeren Lagerring des Nadellagers 248 gehalten. Aufgrund der Exzentrizität des Exzenterzapfens 244 bezüglich der Pumpenlängsachse A hängt die Position des jeweiligen Kolbenschaftes 256 innerhalb der diesem zugeordneten Zylinderbohrung 254 davon ab, in welcher Winkelposition sich der Exzenterzapfen gerade befindet. Bei einer vollen Umdrehung des Exzenterzapfens um die Pumpenlängsachse A vollzieht jede Kolbenanordnung 252₁ bis 252₅ eine reziprozierende Bewegung innerhalb der ihr zugeordneten Zylinderbohrung 254.
Betrachtet man konkret die in 6 gezeigte Kolbenanordnung 252 so erkennt man, dass sich der Kolben 252 von der in 6 gezeigten bezüglich der Pumpenlängsachse A radial inneren Totpunktstellung aus bei einer weiteren Bewegung des Exzenterzapfens um die Pumpenlängsachse A herum in 6 nach unten, das heißt nach radial außen, bewegt. Dadurch wird in einer zwischen dem Stopfen 286 und dem Kolben 252 eingeschlossenen Fluidkammer 344 befindliches Hydraulikfluid unter Druck gesetzt. Diese Hydraulikfluid drückt die Ventilkugel 272 auf die Öffnung der Bohrung 268 und verschließt somit die Bohrung. Das unter Druck gesetzte Hydraulikfluid in der Fluidkammer 344 drückt auf die Ventilkugel 330 und öffnet diese entgegen der Druckkraft der Druckfeder 232. Dadurch wird Hydraulikfluid aus der Fluidkammer 344 heraus gepresst und gelangt in die Axialbohrung 322. Diese kommuniziert, wie vorstehend beschrieben über die Hydraulikfluidkanäle 310 bis 318 mit dem druckseitigen Austrittskanal 326. Dadurch wird das aus der Fluidkammer 344 heraus gepresste Hydraulikfluid über die Axialbohrungen 322, die Fluidkanäle 310 bis 318 und die Axialbohrung 324 zur Druckseite der Pumpe 210 hin gefördert.
Befindet sich nun der Kolben 252 in seiner radial äußeren Totpunktstellung (bei einer Drehung des Exzenterzapfens 244 ausgehend aus der Stellung gemäß 6 um 180° um die Pumpenlängsachse A) und bewegt sich der Exzenterzapfen 244 weiter, so bewegt er sich zurück in die in 6 gezeigte radial innere Totpunktstellung bezüglich des Kolbens 252. Dabei entsteht in der Fluidkammer 344 ein Unterdruck, welcher die Ventilkugel 272 von der Öffnung der Axialbohrung 268 abhebt. Aufgrund des in der Fluidkammer 344 entstehenden Unterdrucks wird Hydraulikfluid über die Axialbohrung 268 und die Radialbohrung 270, welche mit der Axialbohrung 302 kommuniziert, aus der Axialbohrung 302 angesaugt. Die Axialbohrung 302 kommuniziert wie vorstehend bereits mit Bezug auf 10 erläutert mit dem System der einzelnen Fluidkanäle 290 bis 298, welche über den zur Saugseite hin geöffneten Anschlusskanal 304 mit einem Fluidreservoir in Verbindung stehen. Dadurch kann aus dem Fluidreservoir über die Bohrungen 290 bis 298 Hydraulikfluid in die Fluidkammer 344 eingesaugt werden, bis der Kolben 252 seine radial innere Totpunktposition überschreitet. Danach schließt sich das Rückschlagventil 271 wieder, in dem sich die Ventilkugel 272 an die Öffnung der Axialbohrung 268 anlegt und diese verschließt. Sodann kommt es wieder zu einem Druckaufbau innerhalb der Fluidkammer 344, so dass Hydraulikfluid aus dieser wieder zur Druckseite gefördert wird.
Die vorstehend beschriebenen Ansaug- und Auspressvorgänge finden bei allen der fünf Kolbenanordnungen 252₁ bis 252₅ statt. Dies erkennt man insbesondere in 7, welche die fünf Kolbenanordnungen 252₁ bis 252₅ entsprechend der gegenwärtigen Stellung des Exzenterzapfens 244 zeigt. Der Kolben 252₄ befindet sich bezüglich der Pumpenlängsachse A in seiner radial äußeren Totpunktstellung, das heißt er kann nicht weiter nach radial außen gedrängt werden. Dies bedeutet, dass der Kolben 252 den Punkt erreicht hat, an welchem er kein weiteres Hydraulikfluid mehr zur Druckseite fördert. Die Kolben 252₁ und 252₂ hingegen befinden sich jeweils nahe ihrer radial inneren Totpunktstellung. Nimmt man eine Rotation des Exzenterzapfens 244 um die Pumpenlängsachse A entsprechend Pfeil R an, so hat die Kolbenanordnung 252₁ bereits ihre radial innere Totpunktstellung überschritten und bewegt sich schon wieder in Richtung nach radial außen, wohingegen die Kolbenanordnung 252₂ als nächstes ihre radiale innere Totpunktstellung erreicht.
Bei zunehmenden Hydraulikdruck auf der Druckseite im Bereich des Austrittskanals 326 kommt es jedoch dazu, dass auf die Kolbenanordnungen 252₁ -252₅ hohe Drücke wirken, die einer exzentrischen Rotationsbewegung des Kolbenzapfens 244 entgegen wirken. Dies führt dazu, dass sich der Exzenterzapfen 244 mit dem diesen fest tragenden Exzenterzapfenträger 240 relativ zu dem Topf 228 und damit zu der Antriebswelle 218 verdreht. Eine derartige Verdrehung erfolgt unter Deformation der Spiralfeder 246, auf welche Relativdrehbewegungen vom Topf 228 und Stützzapfen 238 über die Schultern 336 und 338 übertragen werden. Diese Verdrehung ist begrenzt durch das Bewegungsspiel des Führungsstifts 342, welcher fest an dem Exzenterzapfenträger 240 angebracht ist, innerhalb des Langlochs 340, welches in dem Topf 228 ausgebildet ist. Das Winkelmaß einer derartigen Verdrehung ist in 7 dargestellt und mit α bezeichnet. Durch die Verdrehung des Exzenterzapfenträgers 240 relativ zu dem Topf 228 kann das Maß der Exzentrizität wie in 7 dargestellt von E_max zu E_min verändert werden. In 7 erkennt man, dass sich die Mittelachse C des Exzenterzapfens 244 auf einer mit dem Pfeil S bezeichneten kreissegmentförmigen Bahn um die Mittelachse B der Innenoberfläche 236 des Topfs 228 herum um den Winkel α in eine Position C' verschwenken lässt, in welcher sie sich nur noch in minimalem Abstand E_min zur Pumpenlängsachse A befindet. In dieser durch C' gekennzeichneten Position besitzt der Exzenterzapfen 244 bezüglich der Pumpenlängsachse A nur noch minimale Exzentrizität E_min, so dass auch das Pumpenfördervolumen der Radialpumpe 210 gegenüber dem in 7 mit C gezeigten Ausgangszustand erheblich reduziert ist. Mit anderen Worten ist der Hub der einzelnen Kolben 252₁ - 252₅ aufgrund der veränderten Exzentrizitätsverhältnisse entsprechend reduziert.
Der Führungsstift 342 kann auch federelastisch ausgebildet oder gelagert sein, so dass er sich deformieren kann, wenn er an ein Ende des Langlochs anschlägt. Dadurch lässt sich ein „weicher" Anschlag realisieren.
Wie vorstehend auch schon mit Bezug auf die Taumelscheibenpumpe 10 beschrieben, hat dies den Vorteil, dass im Falle von hohen Hydraulikdrücken auf der Druckseite zur weiteren Druckerhöhung nur noch geringe Hydraulikvolumina von der Pumpe gefördert werden müssen. Die Radialpumpe 210 kann somit in einer Betriebssituation, in welcher auf der Druckseite niedrige Hydraulikdrücke herrschen, verhältnismäßig schnell für einen Druckaufbau sorgen, da sie in dieser Betriebssituation hohe Hydraulikfluidvolumina von der Saugseite zur Druckseite fördert. Herrscht allerdings auf der Druckseite bereits ein hoher Hydraulikdruck und soll eine weitere Hydraulikdruckerhöhung stattfinden, so fördert sie – angepasst an die gegenwärtige Drucksituation – nur noch geringe Fluidvolumina von der Saugseite zur Druckseite, erreicht damit jedoch ebenfalls eine schnelle Druckerhöhung. Wiederum hat die Radialpumpe 210 aufgrund ihrer Selbstadaption an gegenwärtig herrschende Druckverhältnisse den Vorteil, dass sie mit geringem steuerungstechnischen Aufwand aufgrund ihrer Selbstadaptierung zuverlässig und schnell für eine Druckerhöhung auf der Druckseite sorgen kann. Passt man die Spiralfeder 246 an den Sollbetriebsbereich der Radialpumpe 210 an, so kann auch mit der erfindungsgemäßen Radialpumpe 210 eine erheblich schnellere Druckerhöhung auf der Druckseite erreicht werden, als mit herkömmlichen Radialpumpen ohne selbstadaptierendem Kolbenhub.
Die vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiele zeigen verschiedene Möglichkeiten auf, wie erfindungsgemäß in einem Bremssystem mit einer selbstadaptierenden Pumpe eine schnelle Druckänderung herbeigeführt werden kann, wobei gleichzeitig der steuerungstechnische Aufwand und die Antriebseinrichtung der jeweiligen Pumpe einfach gehalten werden können.

Claims

Pumpenanordnung (10; 210) für einen Hydraulikfluidkreis einer Kraftfahrzeug-Bremsanlage mit – einer Saugseite (92; 304), welche Hydraulikfluid mit geringem Ansaugdruck ansaugt, – einer Druckseite (110; 326), welche Hydraulikfluid mit gegenüber dem Ansaugdruck erhöhtem Abgabedruck abgibt, – einer die Saugseite (92; 304) mit der Druckseite (110; 326) verbindenden Verdrängeranordnung, mit einem Verdrängervolumen, – wenigstens einer der Verdrängeranordnung zugeordnete Ventilanordnung (102, 112; 271, 328) und – einer Antriebseinrichtung (12; 212), wobei die Antriebseinrichtung (12; 212) die wenigstens eine Verdrängeranordnung derart antreibt, dass diese nach Maßgabe ihres Verdrängervolumens Hydraulikfluid von der Saugseite (92; 304) zur Druckseite (110; 326) fördert, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebseinrichtung (12; 212) derart ausgebildet ist, dass sie die wenigstens eine Verdrängeranordnung in Abhängigkeit von dem Abgabedruck antreibt, wobei das Verdrängervolumen bei zunehmendem Abgabedruck abnimmt.
Pumpenanordnung (10; 210) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass eine Verdrängervolumen-Begrenzungseinrichtung (60; 342) vorgesehen ist, welche unabhängig von dem Abgabedruck ein minimales Verdrängervolumen vorsieht.
Pumpenanordnung (10; 210) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Verdrängervolumen-Begrenzungseinrichtung einen Anschlag (60; 342) aufweist, welcher das minimale Verdrängervolumen bestimmt.
Pumpenanordnung (10; 210) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Verdrängervolumen mit zunehmendem Abgabedruck kontinuierlich abnimmt.
Pumpenanordnung (10; 210) nach einem der vorangehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch eine mit der Antriebseinrichtung (12; 212) zusammenwirkende Federeinrichtung (46; 246), welche vermittels der wenigstens einen Verdrängeranordnung nach Maßgabe des Abgabedrucks zur Reduzierung des Verdrängervolumens komprimierbar ist.
Pumpenanordnung (10; 210) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebseinrichtung eine Antriebswelle (24; 218) aufweist.
Pumpenanordnung (10) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (24) über ein zwischengeschaltetes Getriebe (14), insbesondere ein Zahnriemengetriebe (14), mit einem Elektromotor (12) gekoppelt ist.
Pumpenanordnung (10; 210) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Verdrängeranordnung von einer Kolben-Zylinder-Anordnung mit wenigstens einem in einem diesem zugeordnetem Zylinder (86; 254) bewegbar geführten Kolben (62; 252) gebildet ist, wobei die Antriebseinrichtung (12; 212) den wenigstens einen Kolben (62; 252) derart antreibt, dass dieser innerhalb des ihm zugeordneten Zylinders (86; 254) eine reziprozierende Hubbewegung ausführt und wobei der Kolbenhub bei zunehmendem Abgabedruck abnimmt.
Pumpenanordnung (10; 210) nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebseinrichtung (12; 212) eine Mehrzahl von Kolben (62, 64, 65, 66, 67; 252₁ , 252₂ , 252₃ , 252₄ , 252₅ ) innerhalb diesen zugeordneten Zylindern antreibt.
Pumpenanordnung (10; 210) nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die den Kolben (62; 252) zugeordneten Zylinder (86; 254) in einem gemeinsamen Gehäuse (84; 234) ausgebildet sind.
Pumpenanordnung (10; 210) nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass jedem Kolben (62; 252) und diesem zugeordneten Zylinder (86; 254) eine Ventilanordnung (102, 112; 271, 328) zugeordnet ist.
Pumpenanordnung (210) nach einem der Ansprüche 8 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Kolben (252) über einen bezüg lich einer Pumpenlängsachse (A) exzentrisch verlaufenden von der Antriebseinrichtung (212) drehangetriebenen Exzenterzapfen (244) angetrieben ist.
Pumpenanordnung (210) nach Anspruch 6 oder 7 und Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpenlängsachse (A) mit der Längsachse der Antriebswelle (24) zusammenfällt.
Pumpenanordnung (210) nach Anspruch 12 oder 13, dadurch gekennzeichnet, dass der Exzenterzapfen (244) in seiner Exzentrizität bezüglich der Pumpenlängsachse (A) verlagerbar ist.
Pumpenanordnung (210) nach einem der Ansprüche 12 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass der Exzenterzapfen (244) an einem Exzenterzapfenträger (240) ausgebildet ist und sich von diesem aus in Richtung parallel zu der Pumpenlängsachse (A) erstreckt, wobei der Exzenterzapfenträger (240) mit der Antriebswelle (18) antriebsmäßig gekoppelt und exzentrisch zu dieser verlagerbar ist.
Pumpenanordnung (210) nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (218) an einem Ende einen Exzentertopf (228) aufweist und dass der Exzenterzapfenträger (240) in dem Exzentertopf (228) bezüglich der Pumpenlängsachse (A) exzentrisch aufgenommen ist, wobei der Exzenterzapfenträger (240) mit der Antriebswelle (218) unter Zwischenschaltung eines um die Pumpenlängsachse (A) spannbaren Federelements (246), insbesondere einer Spiralfeder oder einer Torsionsfeder, antriebsmäßig gekoppelt ist.
Pumpenanordnung (210) nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, dass der Exzentertopf (228) mit der Antriebswelle (218) über eine Nadellageranordnung (232) in einem Pumpengehäuse (234) gelagert ist.
Pumpenanordnung (210) nach Anspruch 16 oder 17, dadurch gekennzeichnet, dass der Exzentertopf (228) in dem Exzenterzapfenträger (240) über eine Nadellageranordnung (242) gelagert ist.
Pumpenanordnung (210) nach einem der Ansprüche 12 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass auf dem Exzenterzapfen (244) eine Lageranordnung (248), insbesondere ein Nadellager vorgesehen ist, über welches der Exzenterzapfen (244) an dem wenigstens einen Kolben (252) angreift.
Pumpenanordnung (210) nach Anspruch 3 und einem der Ansprüche 12 bis 19, gekennzeichnet durch ein Anschlagelement (342), welches die Exzentrizität des Exzenterzapfens (244) bezüglich der Pumpenlängsachse (A) beschränkt.
Pumpenanordnung (210) nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass das Anschlagelement (342) federelastisch ausgebildet ist.
Pumpenanordnung (210) nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, dass die Federhärte des Anschlagelements (342) derart bestimmt ist, dass sich dieses erst nach Erreichen eines vorbestimmten Mindestdrucks deformiert und/oder bei Erreichen eines vorbestimmten Überlastdrucks die Exzentrizität des Exzenterzapfens (244) bezüglich der Pumpenlängsachse (A) auf null reduziert.
Pumpenanordnung (210) nach einem der Ansprüche 12 bis 22, dadurch gekennzeichnet, dass sich der dem wenigstens einen Kolben (252) zugeordnete Zylinder (254) bezüglich der Pumpenlängsachse (A) im Wesentlichen in radialer Richtung erstreckt.
Pumpenanordnung (210) nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, dass eine Mehrzahl von Kolben (252₁ , 252₂ , 252₃ , 252₄ , 252₅ ) und diesen zugeordneten Zylindern (254) vorgesehen sind, welche sich bezüglich der Pumpenlängsachse (α) sternförmig im Wesentlichen nach radial außen erstrecken.
Pumpenanordnung (10) nach einem der Ansprüche 8 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Kolben (62) mit einer bezüglich einer Pumpenlängsachse (A) verkippten und von der Antriebseinrichtung (12) drehangetriebenen Taumelscheibenanordnung (30) angetrieben ist.
Pumpenanordnung (10) nach Anspruch 6 oder 7 und Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpenlängsachse (A) mit der Längsachse der Antriebswelle (218) zusammenfällt.
Pumpenanordnung (10) nach Anspruch 25 oder 26, dadurch gekennzeichnet, dass die Verkippung der Taumelscheibenanordnung (30) bezüglich der Pumpenlängsachse (A) veränderbar ist.
Pumpenanordnung (10) nach Anspruch 27, dadurch gekennzeichnet, dass die Taumelscheibenanordnung (30) vermittels einer Kippfeder (46) bezüglich der Pumpenlängsachse (A) verkippt ist, wobei die Verkippung unter Deformation der Kippfeder (46) veränderbar ist.
Pumpenanordnung (10) nach Anspruch 28, dadurch gekennzeichnet, dass die Kippfeder (46) von einer Blattformfeder gebildet ist.
Pumpenanordnung (10) nach Anspruch 3 und einem der Ansprüche 27 bis 29, gekennzeichnet durch ein Anschlagelement (60), welches die Verkippung der Taumelscheibenanordnung (30) bezüglich der Pumpenlängsachse (A) beschränkt.
Pumpenanordnung (10) nach Anspruch 30, dadurch gekennzeichnet, dass das Anschlagelement (60) federelastisch ausgebildet ist.
Pumpenanordnung (210) nach Anspruch 31, dadurch gekennzeichnet, dass die Federhärte des Anschlagelementes (60) derart bestimmt ist, dass sich dieses erst nach Erreichen eines vorbestimmten Mindestdrucks deformiert, und/oder bei Erreichen eines vorbestimmten Überlastdrucks die Verkippung der Taumelscheibenanordnung bezüglich der Pumpenlängsachse (A) derart einstellt, dass der Kolbenhub gleich null wird.
Pumpenanordnung (10) nach einem der Ansprüche 25 bis 32, dadurch gekennzeichnet, dass die Taumelscheibenanordnung (30) eine drehfest mit der Antriebswelle (24) gekoppelte Antriebskomponente (34) aufweist und eine bezüglich der Antriebskomponente (34) von der Antriebswelle (24) drehantriebentkoppelte mit dem wenigstens einen Kolben (62) in Wechselwirkung tretende Kolbenbetätigungskomponente (44) aufweist.
Pumpenanordnung (10) nach Anspruch 33, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebskomponente (34) zusammen mit der An triebswelle (24) über eine Lageranordnung (28) in einem Pumpengehäuse (26) gelagert ist.
Pumpenanordnung (10) nach einem der Ansprüche 25 bis 34, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Kolben (62) mit einem Kolbenkopf (72) ausgebildet ist, welcher mit der Taumelscheibenanordnung (30) zusammenwirkt.
Pumpenanordnung (10) nach Anspruch 35, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Kolben (62) mit seinem Kolbenkopf (72), insbesondere über eine Lagerpfanne (74) gelenkig an einer Kolbensteuerplatte (76) gelagert ist.
Pumpenanordnung (10) nach Anspruch 36 und insbesondere nach Anspruch 33, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Kolben (62) vermittels einer an der Kolbensteuerplatte (76) angreifenden Druckfeder (78) in Anlage mit der Taumelscheibenanordnung (30), insbesondere in Anlage mit der Kolbenbetätigungskomponente (44), gehalten ist.
Pumpenanordnung (10) nach einem der Ansprüche 25 bis 37, dadurch gekennzeichnet, dass sich der dem wenigstens einen Kolben (62) zugeordnete Zylinder (86) im Wesentlichen in Richtung parallel zu der Pumpenlängsachse (A) erstreckt.
Pumpenanordnung (10) nach Anspruch 38, dadurch gekennzeichnet, dass eine Mehrzahl von Kolben (62, 64, 65, 66, 67) und diesen zugeordneten Zylindern (86) vorgesehen ist, welche sich im Wesentlichen parallel zur Pumpenlängsachse (A) erstrecken.
Pumpenanordnung (10; 210) nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere nach einem der Ansprüche 8 bis 39, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilanordnung (102, 112; 271, 328) ein erstes Rückschlagventil (102; 271) aufweist, welches eine Hydraulikfluidströmung von der Saugseite (92; 304) zur Verdrängeranordnung, insbesondere zur Kolben-Zylinder-Anordnung, zulässt, und ein zweites Rückschlagventil (112; 328) aufweist, welches eine Hydraulikfluidströmung von der Verdrängeranordnung, insbesondere von der Kolben-Zylinder-Anordnung, zur Druckseite (110; 326) zulässt.
Pumpenanordnung (10; 210) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass lediglich ein Hydraulikfluidanschluss (92; 304) zur Zufuhr von Hydraulikfluid auf der Saugseite und lediglich ein Hydraulikfluidanschluss (110; 326) zur Abgabe von Hydraulikfluid auf der Druckseite aufweist.
Pumpenanordnung (10; 210) nach einem der Ansprüche 9, 24 oder 39, dadurch gekennzeichnet, dass die Zylinder (86; 254) fluidisch miteinander kommunizieren.
Fahrzeugbremsanlage mit wenigstens einer Pumpenanordnung (10; 210) nach einem der vorangehenden Ansprüche.