DE3913414A1 - Mehrkreis-regelpumpe - Google Patents

Description

Der Erfindungsgegenstand betrifft eine Treibschieberpumpe nach der im Oberbegriff beschriebenen Art.

Er dient zur ökonomischen Druck-Schmier- und Kühlmittel­ versorgung von mehreren Hydraulikkreisen mit unterschied­ lichen und wechselnden Drücken und Mengenbedürfnissen bei unterschiedlichen und wechselnden Pumpenantriebsdrehzahlen. Haupteinsatzgebiete sind KFZ-Antriebsaggregate, wie CVT-An­ triebskonzeptionen, Getriebeschaltautomaten, der Antriebs­ motor selbst oder bzw. und hydraulische Servoeinrichtungen, wie z. B. Lenkhilfen, Niveauregelungen und dergleichen.

Bei dem vorgenannten bevorzugten Einsatzfall, dem CVT, besteht die bekannte Problematik, daß eine Konstant-Hydraulikpumpe einer­ seits bereits bei der niedrigsten Betriebsdrehzahl eine Mindest- bzw. Nennfördermenge erbringen und entsprechend groß dimensio­ niert sein muß, während in oberen Betriebsdrehzahlbereichen Fördermengenüberschuß produziert wird. Diese unter Verbraucher- bzw. Betriebsdruck produzierte, überschüssige Förderung erfor­ dert eine hohe Pumpenantriebsleistung, solche Versorgungskon­ zeptionen sind dadurch verlustreich und unwirtschaftlich. Diese Thematik wird z. B. bereits in Offenlegungsschrift 31 37 001.2 ausgiebig behandelt. Ferner ist der Versorgungsbedarf sehr stark getriebeübersetzungsabhängig.

Außer den stark unterschiedlichen Pumpendrehzahlen - in solchen Einsatzfällen läuft üblicherweise die Pumpe antriebsmotorpropor­ tional - wirken sich die unterschiedlichen Bedarfsmengen bei solchen Einsatzgebieten ebenfalls problematisch aus; d. h. wirt­ schaftliche Konzeptionen erfordern eine Anpassung der Pumpen­ förderung an die momentanen Betriebsbedingungen. Solche uner­ schiedlichen Versorgungsbedürfnisse kommen beim CVT, welche aus bekanntem Kegelscheibenumschlingungsgetriebe bestehen, aus ver­ schiedenen Gründen zustande:

• a) das Verstellvolumen der Kegelscheiben ist, bezogen auf par­ tielle Übersetzungs- und somit Fahrgeschwindigkeitsände­ rungen, nicht gleich,
• b) die Beschleunigungs- und somit Übersetzungsänderungsbedürf­ nisse und -möglichkeiten sind nicht gleich, sondern fahr­ geschwindigkeits- und umfeldabhängig,
• c) weitere mitzuversorgende Hydraulikeinrichtungen, wie Kühler­ systeme, Hydrowandler oder -kupplungen, erfordern last- und betriebszustandsabhängig auch unterschiedliche Versorgungs­ mengen.

Ein gravierender Kontrast im Druckmittelbedarf eines CVT liegt z. B. vor zwischen Oberdrivefahrweise, wobei kaum Verstellvo­ lumen gefordert wird, und bei einer spontanen Bremsaktion, bei der der Wandler in seiner Übersetzung spontan fahrzeuggeschwin­ digkeitsproportional vermindert werden muß, um anschließend wieder zu beschleunigen.

Zur Vergleichmäßigkeit des Nutzförderstromes und zur Verminderung der Pumpenantriebsverluste sind bereits verschiedene Methoden bekannt. Praktisch ausgeführt wurden z. B. in vorliegenden Ein­ satzfällen schon Mehrstufenpumpen mit hydraulischen Schaltein­ richtungen, die bei Fördermengenüberschuß eine bzw. einzelne Pumpenstufen vom Nutzförderstrom abtrennen; diese fördern dann verlustarm im Kreise. Da die Stufenvielfalt aus konstruktiv-wirt­ schaftlichen Gründen ihre Grenze hat, wird auch nach dem Schalt­ punkt bzw. zwischen den Schaltpunkten selbst noch Überschuß pro­ duziert. Solche Lösungen sind bezüglich der Energieeinsparung daher noch nicht optimal. Es sind auch Energiesparlösungen be­ kannt, die einen Teil der im Förderstromüberschuß enthaltenen Energie regenerativ wiederverwenden. Es ist zweifelsohne generell am wirtschaftlichsten, Fördermengenüberschuß erst gar nicht zu produzieren, d. h. die Pumpenförderung dem jeweiligen Bedarf anzupassen. Diese Möglichkeit bieten Verstellpumpen. Hierbei kann es vorteilhaft sein, selbst einen schlechteren Pumpenwir­ kungsgrad in Kauf zu nehmen, als diesbezüglich hochqualitative Konstantpumpen einzusetzen, deren Fördermengenüberschuß nicht verwertet werden kann.

Viele Hydraulikanlagen und Verbraucher, so auch besonders vor­ liegend relevanter Einsatzfall, das CVT, weisen im Druck- und Mengenbedarf unterschiedliche, zu versorgende Kreise auf. So erfordern z. B. Kühlkreisläufe oder Hydrowandler einen wesentlich niedrigeren Druck als die Anpreß-, Verstell- und Steuersysteme des CVT selbst. Werden solche "Niederdruckkreise" trotz mengenmäßig idealer Abstimmung von einer Verstellpumpe (deren Betriebsdruck vom Verbraucher höchsten Druckpotentials bestimmt wird) mitversorgt, tritt wieder der Antriebsleistungs­ anteil aus dem Mengenanteil des Niederdruckkreises und der Druckdifferenz beider Systeme als Verlustleistung auf. Der Vor­ teil einer Verstellpumpe wird unter solchen Bedingungen wieder zunichte gemacht. Um "Hochdruckkreise" ökonomisch zu versorgen, müssen somit separate Pumpen für die "Niederdruckkreise" instal­ liert werden. Dies bedeutet wiederum einen konstruktiven Mehrauf­ wand, der neben den Mehrkosten auch die im Mobileinsatz aktuelle Gewichtsbilanz verschlechtert. Auch an solchen weiteren Nieder­ druckversorgungssystemen tritt bei variablem Antrieb - wenn auch in geringerem Ausmaße - das Problem der erhöhten Verluste in oberen Betriebsdrehzahlbereichen abermals zu Tage.

Naheliegend ist daher, Treibschieberpumpen mit Anzapfungen für Versorgungskreise mit niedrigeren bzw. unterschied­ lichem Druckniveau zu versehen. Solche Einrichtungen sind für industrielle Einsatzfälle schon bekannt und werden in in- und ausländischen Patentschriften beschrie­ ben; in Oberbegriffen vorliegender Schrift wird darauf Bezug genommen. Solche bekannte Pumpenkonzeptionen teilen die Verdränger- bzw. Förderstrecke in vorbe­ stimmte, feste Abschnitte ein. Damit lassen sich zwar mit einer Pumpeneinrichtung unterschiedliche Hydraulik­ kreise versorgen (ohne druckdifferenzbedingte Förderver­ luste aufbringen zu müssen), doch wird man den Erforder­ nissen des dem Erfindungsgedanken zugedachten Einsatz­ falles unzureichend gerecht. Unterschiedliche Versor­ gungsbedürfnisse der einzelnen Hydraulikkreise und das sehr große und unterschiedliche Betriebsdrehzahlspektrum des Antriebes verursachen - bei leistungsgerechter Aus­ legung der Pumpe für den unteren Drehzahlbereich und für diesbezüglich ungünstige Betriebsbedingungen - erheb­ liche Verluste. Bekannt sind auch Konzeptionen, die zur Leistungseinsparung bei hoher Betriebsdrehzahl solche wie einzelne Pumpenstufen wirkende Anzapfungen vom Nutzförderstrom trennen und der Saugseite zuführen. Bei solchen bekannten Ausführungen, bei denen wenige Anzapfungen bzw. Pumpenstufen nur alternativ einen be­ stimmten Versorgungskreis oder der Saugseite zugeordnet werden, kann nur in relativ engen Betriebspunkten der angestrebte Nutzeffekt erzielt werden. In vom Umschalt­ punkt entfernten Betriebsdrehzahlbereichen oder in Betriebssituationen geringen Druckmittelbedarfes eines Verbraucherkreises kann die Überschußproduktion - wenn z. B. mit Rücksicht auf einen anderen Versorgungs­ kreis auch bei einer Verstellpumpe die Förderung nicht reduziert werden kann - noch recht groß und verlustver­ ursachend sein.

Es beschreiben die Offenlegungsschriften DE 32 10 759.5 und Hauptpatent CH 3 46 435 solche Ausführungen.

Auch bei Verstellpumpen mit mehreren Anzapfungen gemäß Oberbegriff des Anspruches 1 und auch bei festen Pumpen mit "Stufenwegschalten" nach Oberbegriff des Anspruches 2 ist bei einer herkömmlichen festen Zuordnung der Kom­ pressionskammern zu unterschiedlichen Versorgungskreisen keine ökonomisch günstige Betriebsweise möglich.

Diese bekannten Ausführungen unterscheiden sich zusammen­ fassend somit in ihren Funktionsmerkmalen von der erfin­ dungsgemäßen Ausführung dadurch, daß sie feste Abstufungen der unterteilten Kompressions- bzw. Förderbereiche haben und die Nutzfördermengenregelung durch das bekannte "Stufen­ wegschalten" mit "gedrosseltem Abfließen" zur Saugseite hin bewirken, wogegen bei der erfindungsgemäßen Ausführung die den verschiedenen Versorgungskreisen zugeordneten Kompres­ sions- bzw. Förderbereiche kontinuierlich variiert werden können. Erstenfalls wirken sich die bekannten Nachteile der groben Förderstufenabstufung aus, wobei weiterhin eine verlustbehaftete Förderung zwischen den idealen Schalt­ punkten, in denen die Pumpenstufenfördermenge dem Bedarf des Verbrauchers entspricht, vorliegt. Bei der erfindungs­ gemäßen Ausführung hingegen, bei der die Kompressions- bzw. Förderbereiche den Bedürfnissen der Ver­ sorgungskreise angepaßt werden können, entfallen solche überschüssigen Förder- und somit Verlustanteile. Anderer­ seits können auch damit besondere momentane Versorgungs­ bedürfnisspitzen erfüllt bzw. optimal angepaßt werden.

Weiterhin sind beispielsweise in Offenlegungsschrift DE 2 61 902 A1 einer Flügelzellenpumpe mit 2 Druckausgangs­ kanälen Druck- und oder Mengenregelventile nachgeschaltet mit schaltbaren Verbindungskanälen zwischen den Förder­ kreisen untereinander oder zur Saugseite. Damit kann zwar ein Verbraucher optimal versorgt werden, doch muß in dem unter höchstem Druckniveau stehenden Förderkreis auch für die überschüssige Fördermenge die Antriebsleistung auf­ gebracht werden, so daß sich die an den niedrigen Förder­ kreis abgegebene Förderleistungsanteile - anteilmäßig ent­ sprechend derDruckdifferenz beider Kreise - als Verluste auswirken. Von der Antriebsleistungsökonomie her gesehen, sind somit solche Lösungen nicht effizient.

Aufgabe und Zweck vorliegender Erfindung ist die Schaffung einer bedarfsgerechten ökonomisch günstigen Druckmittel­ versorgung für mehrere Hydraulikkreise durch nur eine Pumpeneinrichtung, bevorzugt für KFZ-spezifische Einsatz­ bedingungen.

Die Lösung wird durch die im Haupt- und Nebenanspruch an­ geführten Ausführungsmerkmalen erzielt, ferner ergeben sich weitere Vorteile aus den Unteransprüchen und den beschriebenen Ausführungen.

Ausführungsbeispiele

Fig. 1 zeigt ein Ausführungsschema einer erfindungsgemäßen ver­ stellbaren Treibschieberpumpe mit 2 Abflußbasen für zwei unterschiedliche Versorgungskreise mit einer Verstellein­ richtung zur beliebigen kontinuierlichen Unterteilung in ver­ schiedene Abflußkreise des Kompressionsraumes, wobei die Exzentrizitätsverstellung durch eine nutzfördermengenab­ hängige Druckdifferenz bewirkt wird.

Fig. 2 stellt eine um ein zusätzliches Stellorgan zur Exzentrizi­ tätsverstellung erweiterte Modifikation von Fig. 1 dar, mit dem abweichend von einer Konstantfördermengenregelung gemäß Fig. 1 spontanen Bedarfsspitzen entsprochen werden kann; ferner ist der Verstelleinrichtung zur Aufteilung der Förder­ strecken für die unterschiedlichen Versorgungskreise ein externes Verstellelement schematisch zugeordnet mit eben­ falls einer Konstantregelung für diesen Niederdruckkreis.

Fig. 3 ist eine weitere Modifikation von Fig. 1 mit einer externen Verstelleinrichtung zur Variation der Exzentrizität, sowie einer externen Ansteuerung der Verstelleinrichtung zur Aufteilung der Kompressionsbereiche.

Fig. 4 beinhaltet ebenfalls eine Modifikation von Fig. 1, bei der über eine hydraulische Steuereinrichtung die Pumpenexzentri­ zität entweder nach der in und unter Fig. 1 dargestellten und beschriebenen Art (konstante Mengenregelung) oder durch einen externen Regler bzw. Steuerung angesteuert auf servo­ hydraulischem Wege beliebig verstellt wird.

Fig. 5 zeigt eine feste Flügelzellenpumpe, bei der der Kompressions­ raum zwischen jedem Flügel mit einer im Pumpengehäuse inte­ grierten hydraulischen Steuereinrichtung verbunden ist, welche die in der Förderaktivität unterschiedlichen Kompres­ sions- bzw. Förderkammern nutzförderstromgeregelt vom Hoch­ druckförderkreis zweckentsprechend den unterschiedlichen Förderkreis oder der Saugbasis zuordnet.

Fig. 6 stellt eine Modifikation von Fig. 5 dar mit einer von dieser abweichenden Steuerstrategie, mit extern steuerbaren, für die unterschiedlichen Kreise zuständigen Stellelementen.

Fig. 7 ist eine Abwandlung der Fig. 5 und 6 derart, daß jeden Kom­ pressionsräumen oder -gruppen einzelne, einzeln extern ansteuerbare Strömungsschalter zugeordnet sind.

Beschreibungen

Zu Fig. 1: Im Pumpengehäuse (1) ist innerhalb des schwenkbaren Ringes (2) der Rotor (3) gelagert mit seinen radialen Schlitzen (4). In diesen befinden sich die Dichtflügel (5), welche in ihren Führungen (4) in dem äußeren Ring (2) und axial im Gehäuse (1) dichtend anliegen. Bei der angedeuteten Dreh­ richtung des Rotors (3) bildet der Raum (7) zwischen dem schwenkbaren Ring (2) und Rotor (3) zwischen Flügelposi­ tion (5 e und 5 a) die Expansionszone mit dem Ansaug- bzw. Zuflußkanal (8) und der Zwischenraum (9) im Bereich der Flügel (5 g bis 5 l) die Kompressionszone der Pumpe. Innerhalb dieser befindet sich der Abflußkanal (10) mit einer sich auf in Umfangs- oder Längsrichtung verschiebbaren Dichtungskulisse (11), die den Kompressionsraum in zwei Zonen und somit zwei Abflüsse (12, 13), die zu unter­ schiedlichen Versorgungskreisen führen, aufteilt. So kann z. B. die Kompressions- und Förderstrecke zwischen Flügel (5 g und 5 i) einen Niederdruckkreis versorgen, wobei die Förderleistung dieser Partie sich aus dem darin vom Ver­ braucher dieses Kreises bestimmten Druck und der in dieser Förderstrecke geförderten Menge zusammensetzt. Dabei wird die Förderleistung des durch diesen ersten Abfluß (12) ausgeschiedenen Druckmediums durch dessen Verbrauchsmenge und dem Betriebsdruck bestimmt; der Rest der in dieser Förderstrecke aufgebrachten Förderleistung wird an die nächste Stufe übergeben. Die Förderleistung der quasi auf­ geladenen nächsten Stufe setzt sich aus dem Produkt der darin erhöhten Druckdifferenz und der Verbrauchsmenge des Verbraucherkreises (13) zusammen.

Der Vorteil dieser erfindungsgemäßen Ausführung besteht darin, daß mit nur einer Pumpeneinrichtung mehrere Ver­ braucher mit unterschiedlichen Drücken und Mengenbedürf­ nissen beliefert werden können, wobei nur immer die wirk­ lichen Förderleistungen der Verbraucher aufgebracht werden müssen.

Abweichend von der Darstellung können natürlich noch mehrere Stufen (Unterteilungen) angeordnet sein.

Die Variation der Aufteilung des Kompressionsbereiches in zwei Zonen erfolgt durch Verschieben der Kulisse (11). Dies kann in einer nicht dargestellten Weise durch externe oder im Gehäuse integrierte Stelleinrichtungen erfolgen. Dabei könnte z. B. die Verbrauchsmenge des ersten Verbraucher­ kreises (12) als Meß- oder Stellgröße dienen. Die Fördermenge der zweiten Stufe (13), der Restmenge der Gesamtförderung, kann dann durch Verändern der Exzentrizität vom Rotor (3) und Ring (2) angepaßt werden. In vorliegendem Ausführungs­ beispiel werden dazu die Stirnseiten (14, 15) des Ringes (2) mit einer durchflußmengenabhängigen Druckdifferenz beaufschlagt, deren auswirkende Kraft gegen die Feder (16) wirkt und den Ring (gemäß einer Hydraulikkraft-Federkennlinie abstimmt) ent­ sprechend positioniert und somit die Gesamtfördermenge der Pumpe bestimmt. Dazu ist in den Abfluß des Verbraucherkreises (13) eine Drosselstelle (17) angeordnet, deren durchflußmengen­ abhängig unterschiedlichen Druckseiten (18 und 19) über die Verbindungsleitungen (20 und 21) zu den Druckkammern (22 und 23) geleitet werden.

In der dargestellten Ausführung wird somit durch die durch­ flußmengenabhängige Druckdifferenz in Drosselstelle (17) des Förderkreises (13) durch Schwenken des Ringes (2) um seinen Drehpunkt (24), wobei die Dichtungen (25 und 26) die Druckkammern (22 und 23) voneinander dichtend trennen, die Pumpenexzentrizität und somit die gesamte Förderleistung eingeregelt. Dieser ausschlagende Förderanteil ist die Dif­ ferenz aus Gesamtförderung abzüglich der Förder- bzw. Ver­ brauchsmenge der ersten Stufe mit ihrem stilisierten Abfluß (12).

Fig. 2 ergänzt Fig. 1 um ein bevorzugt extern ansteuerbares Stellelement (27), welches auf den Ring (2) einwirkt. Bei erhöhtem Druckmittelbedarf kann die ansonsten auf eine konstant eingeregelte Fördermenge beliebig erhöht werden. Damit können CVT-Bedürfnissen - wobei in der meisten Be­ triebszeit eine ökonomisch günstige Minimalversorgung ausreicht - für manche Betriebszustände erhöhte Druck­ mittelmengen zur Verfügung zu stellen, auf einfache Weise erfüllt werden.

Weiterhin ist die bezugnehmende Fig. 1 um eine schema­ tische Darstellung eines auf den Trennschieber (11) ein­ wirkenden Stellelementes (28) ergänzt, ausgestattet als Hydraulikzylinder zum Einregeln einer konstanten För­ dermenge des Kreises (12). Dabei wird der Druckkolben (29) von der Druckdifferenz einer in dieser Förderstrecke (12) angeordneten Drosselblende (30) über die Verbin­ dungsleitungen (31 und 32) beaufschlagt. Wegen des höheren Druckpotentials im Versorgungskreis (13) kann es zweck­ mäßig sein, zur Kompensation dieses sich daraus ergebenden Kraftungleichgewichtes eine Feder (33) anzu­ ordnen. Aus regeltechnischen Gesichtspunkten erscheint es auch vorteilhaft, in die Leitung(en) zum Stellelement (28) ein Dämpfungsglied, z. B. in Form einer Drossel­ blende (47) anzuordnen.

In Fig. 3 ist das Stellglied (35) zum Verstellen des Trennschiebers (11) zum Aufteilen der Förderstrecken extern steuerbar durch eine Regeleinrichtung (36) schematisch dargestellt. Ferner wird der verstellbare Pumpenring (2) durch ein ebenfalls extern steuerbares Stellelement (37) positio­ niert. Solche Konzeptionen sind günstig für moderne, bzw. zukunftsorientierte Regelmanagements durch Regel- und Steuereinrichtungen mit Mikroprozessoren.

Fig. 4 ergänzt Fig. 1 durch das unter Fig. 3 beschriebene Stell­ element (35) für den Trennschieber (11). Ferner ist eine Verstellkonzeption für den Pumpenring (2) schematisch derart angeordnet, daß sowohl mittels eines hydraulischen Steuerelementes (38) die Verstellung nach der unter Fig. 1 beschriebenen Weise bewirkt wird, oder im Zusammenspiel mit einem weiteren hydraulischen Steuerelement (39) der Pumpen­ ring (2) durch eine speziell auf die Druckkammern (22 und 23) einwirkende Druckreguliereinrichtung erfolgt: im ersten Fall werden durch Schaltposition (38 a) die Druckkammern (22 und 23) mit dem Differenzdruck der Drossel­ blende (17) des Förderkreises (13) über die Verbindungslei­ tungen (41, 42 und 43, 44) beaufschlagt;
im zweiten Fall werden die Druckkammern (22 und 23) über Verbindungsleitung (43) dem Steuerelement (38) mit Schalt- Stellung (38 b) und Steuerelement (39) mit Schaltstel­ lung (39 b), den Verbindungsleitungen (45, 44 und 46, 42) versorgt. Die Steuerkommandos werden durch das Stellele­ ment (40) eingeleitet, gesteuert von Regel- und Steuerein­ richtung (36), für die wie unter Fig. 3 Beschriebenes gilt.

Natürlich kann das zweite Verstellkonzept alleine wirkend ausgeführt werden. Aus Sicherheitsgründen - für den Fall, daß die Elektronik ausfällt - erscheint es vorteilhaft, das relativ einfache und sichere mechanisch-hydraulische Ver­ stellmanagement mit zu integrieren.

Fig. 5 findet bevorzugt für Versorgungskreise mit höheren Drücken Anwendung. Während vorstehende Verstellpumpen CVT's und Getriebeschaltautomaten zugedacht sind, die Maximaldrücke von etwa 40 bis 50 bzw. 20 bar aufweisen, können z. B. bei Lenkhilfpumpen über 200 bar gefordert werden. Bei solchen Anforderungen werden Verstellpumpen relativ auf­ wendig.

Im Pumpengehäuse (50) mit einem eingesetzten Ring (51) befindet sich exzentrisch dazu gelagert der Rotor (52) mit seinen darin radial angeordneten schematisch dar­ gestellten Dichtflügeln (52 a bis 52 p). Zwischen den Dichtflügeln (52 a und 52 g) erstreckt sich axial im Ge­ häuse (50) der Saugspalt (54), der in den Pumpensaugan­ schluß (55) übergeht. Von letzterem ausgehend, führt ein Verbindungskanal (56) zu einem hydraulischen, im Pumpen­ gehäuse integrierten Schaltelement in Form eines Steuer­ schiebers (57). Der Pumpenring (51) weist in der im Be­ reich der Dichtflügel (52 i bis 52 p) sich erstreckenden Kompressionszone (58) radiale Durchbrüche, z. B. in Form von Bohrungen (59) auf, die im Abstand und Stärke so ab­ gestimmt sind, daß jeweils eine solche Bohrung eine Kom­ pressionskammer zwischen zwei Dichtflügeln (52) erschließt. Daran anschließend sind weitere Verbindungskanäle (60 bis 66) zum hydraulischen Schaltelement geführt. Der im Steuer­ gehäuse (67) axial verschiebbare Steuerschieber (57) wird in Ruheposition durch die Kraft der Feder (68) in einer unteren Lage gehalten. Er weist verschiedene Steuerkanäle und -kanten auf.

Ringnut (69) führt die letzten, von den Kompressionskammern herführenden Verbindungskanäle (in der Darstellung 63 bis 66) zusammen, weiter durch eine Querbohrung (70), durch eine Drosselblende (71) zum Abfluß (72), der einem Haupt­ verbraucher mit höchstem Druckniveau zugeordnet ist. Im Kolben (57) besteht durch Längsbohrung (73) eine Verbindung zur unteren Stirnseite (74). So wirken auf den Kolben von unten gegen die Federkraft hydraulische Kräfte entsprechend dem Druckniveau der Ringnut (69), und von oben die um den Druckabfall der Drosselblende (71) verminderten hydrau­ lischen Kräfte ein. Die sich aus dieser durchflußmengenab­ hängigen Druckdifferenz ergebenden, mit der Federkraft im Gleichgewicht stehenden hydraulischen Kraft bewirkt somit die (Konstant-)- Mengenregelung des dominanten Versorgungskreises (72). Eine weitere Ringnut (75) im Kolben (57), die in der Dar­ stellung die Verbindungskanäle (60 bis 62) erschließt, führt diese zusammen zu einem Niederdruck- bzw. zweitran­ gigem Versorgungskreis über den Pumpenabfluß (76). Mit zunehmender Pumpendrehzahl und zunehmender Förderleistung werden durch Verschieben des Kolbens im oberen Gebiet nach­ einander einzelne Kompressionskammern vom Hochdruckversor­ gungskreis entbunden. - Im Niederdruckversorgungskreis werden Kammern aus dem Bereich höherer Läuferexzentrizität durch solche niedrigerer Exzentrizität gruppiert. Erste Kammern z. B., die der Verbindungskanäle (60, 61 und 62), können gänzlich von der Förderung entbunden werden, in dem sie durch den weiteren Ringspalt (77) des Kolbens (57) über Kanal (56) mit der Saugbasis (54, 55) wieder in Verbindung kommen.

Fig. 6 weist zwei Steuerkolben (80 und 81) auf, diese werden durch extern ansteuerbare Stellelemente (82 und 83) betätigt. Der Ringspalt (84) in Steuerkolben (80) führt die Förder­ mengen der letzten Kompressionskammern über Ausgangsbohrung (85) einem vorrangigen Hochdruckverbraucherkreis zu. Sammelraum (86), dessen Einzugsbereich von der axialen Stel­ lung der Steuerkolben (80 und 81) bestimmt wird, führt die Fördermengen der jeweilig zugeordneten Kompressionskammern über Ausgangsbohrung (76) einem Niederdruckverbraucher­ kreis zu. Nicht erforderliche Fördervolumina der Zuführ­ kanäle (60, 61 und 62) werden über Ringspalt (87) des Steuerkolbens (81) über Rückführkanal (56) der Saugbasis (55/54) zugeführt. Mit vorliegenden Steuermanagement können somit beide Förderkreise in ihrer Förderleistung indivi­ duell auf die Mengenbedürfnisse der Verbraucher optimal abgestimmt werden.

Letzte Pumpenkonzeption - entsprechend der Fig. 5 und 6, kann natürlich auch auf noch mehrere Versorgungskreise erweitert oder auf einen beschränkt ausgeführt werden.

Zu Fig. 7: Der eigentliche mechanische Pumpenteil entspricht Fig. 5 und 6. Die Verbindungskanäle (61 bis 65) von den Kompres­ sionskammern ausgehend führen zu den einzelnen Kompres­ sionskammern zugeordneten Strömungsschaltern (90 bis 94). Erstere weisen eine 2-Wege-Schaltfunktion auf und ver­ binden alternativ je nach Betriebsbedingung diese Kompres­ sionskammern mit einem Niederdruckversorgungskreis (96) oder über Sammelkanal (95) mit der Pumpensaugseite (54). Den mittleren Kompressionskammern zugeordnete Strömungs­ schalter (92, 93) weisen eine 3-Wegeschaltfunktion auf und können alternativ Verbindungen zu einem Hochdruck- (97) oder Niederdruck- (96) -Versorgungskreis oder über Sammelkanal (95) zur Pumpensaugseite (54) herstellen. Letzter(e) Strömungsschalter (94) weist wiederum eine 2-Wegeschaltfunktion für die alternative Versorgung eines Hoch- oder Niederdruckverbraucherkreises (97 bzw. 96) auf. Kanal (66) vom letzten Kompressionsraum ist konstant mit dem Hochdruckversorgungskreis (97) verbunden. Die An­ steuerung dieser Strömungsschalter (90-94) erfolgt vor­ teilhafterweise durch eine microprozessorbestückte Steuereinrichtung (98), die in zukunftsorientierten An­ triebskonzeptionen obligatorisch für das gesamte KFZ-An­ triebsmanagement Einsatz finden wird.

Von dieser können, durch ein vorgegebenes Programm auf die einzelnen Betriebsbedingungen abgestimmt, die Druckmittelversorgungsbedürfnisse der einzelnen Versor­ gungskreise (96, 97) mit der richtigen Versorgungs­ menge beschickt werden. Die überschüssige Förderung wird druck- und somit verlustarm der Pumpensaugseite zurück­ geführt.

Claims (28)

1. Mehrkreis-Regelpumpe zur Druckmittelversorgung mehrerer im Druckniveau und Bedarfsmenge unterschiedlicher Versorgungskreise, bevorzugt für CVT-Antriebskonzep­ tionen im KFZ,
bestehend aus einer Triebschieberpumpe (Flügel- oder Rollenzellenpumpe) mit einem in einer exzentrischen Gehäusebohrung drehbar gelagerten, an seinen Axialenden gegenüber dem Gehäuse abgedichtet umfangenen Rotor, auf dessen Zylindermantel sich in achsparalleler Richtung erstreckende Radialnuten gleichmäßig über den Umfang verteilt vorhanden sind, in denen Rollen, Walzen oder Schieber als Dicht- und Trennmittel radial beweglich gelagert sind, die sich in reibschlüssiger Anlage an der Gehäusebohrung befinden, das Gehäuse an der Stelle, an der bei Drehung des Rotors expandierende Kammern positioniert sind eine Saugöffnung zur Zuführung des Druckmittels und im anschließenden Kompressionsbereich mehrere, zu unterschiedlichen Versorgungskreisen füh­ rende Abflußkanäle aufweist, mit Einrichtungen zum Ver­ ändern der Rotorexzentrizität und zweckentsprechenden zugeordneten Verstelleinrichtungen,
dadurch gekennzeichnet, daß der Kompressionsbereich in mindestens zwei Abfluß­ zonen (9, 10) mit getrennten Abflußkanälen (12, 13) unterteilt und mit einer Einrichtung versehen ist, die die Er­ fassungsbereiche der durch die Dichtelemente (5 g-5 l) begrenzten Kompressionskammern am Rotorumfang variier­ bar erschließt, so, daß einzelne oder benachbarte Gruppen der in ihrem Verdrängungsverhältnis unterschiedlichen Kompressionskammern wahl- bzw. wechselweise den ver­ schiedenen Versorgungskreisen zugeführt werden.

2. Mehrkreis-Regelpumpe zur Druckmittelversorgung mehrerer im Druckniveau und Bedarfsmenge unterschiedlicher Versorgungskreise, bevorzugt für CVT-Antriebskonzeptio­ nen im KFZ, bestehend aus einer Triebschieberpumpe (Flügel- oder Rollenzellenpumpe) mit einem in einer exzentrischen Gehäusebohrung drehbar gelagerten, an seinen Axialenden gegenüber dem Gehäuse abgedichtet umfangenen Rotor, auf dessen Zylindermantel sich in achsparalleler Richtung erstreckende Radialnuten gleich­ mäßig über den Umfang verteilt vorhanden sind, in denen Rollen, Walzen oder Schieber als Dicht- und Trennmittel radial beweglich gelagert sind, die sich in reibschlüs­ siger Anlage an der Gehäusebohrung befinden, das Gehäuse an der Stelle, an der bei Drehung des Rotors die expan­ dierenden Kammern positioniert sind, eine Saugöffnung zur Zuführung des Druckmittels angeordnet ist, und im anschließenden Kompressionsbereich mehrere Auslässe angeordnet sind, wobei diese Auslässe über Verbindungs­ kanäle zu einer Strömungssteuereinrichtung führen, welche diese Auslässe mit Versorgungskreisen oder mit der Saugbasis der Pumpe verbindet, dadurch gekennzeichnet, daß die Strömungssteuereinrichtung (57, 67, 80, 91 u. 90-94) Funktions­ merkmale derart aufweist, daß die in ihrem Verdrängungs­ verhältnis unterschiedlichen, von den Dichtelementen (53 h bis 53 p) begrenzten Kompressionskammern am Umfang des Rotors (52) einzeln oder in Gruppen variierbar mit unterschiedlichen Versorgungskreisen (72, 76, 85, 96, 67) oder mit der Pumpensaugbasis (54) verbunden werden.

3. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung zum Aufteilen der abfließenden Förder­ ströme aus einer in im Pumpengehäuse (1) angeordneten Nut (10) und einem oder mehreren darin angeordneten verschiebbaren Dichtsegmenten (11) besteht, und von diesem unterteilten Kompressionsbereich ausgehend, Ab­ flußkanäle (12, 13) zu unterschiedichen Versorgungs­ kreisen angeordnet sind.

4. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die in Rotorumfangsrichtung sich erstreckende Länge des in der Nut (10) verschiebbar angeordneten Dichtsegmentes (11) dem lichten Abstand der Dichtelemente (5) entspricht.

5. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der den Rotor (2) umschließende Rahmen (3) drehbar im Pumpengehäuse (1) angeordnet ist, dieser Rahmen (3) Dichtstellen (25, 26) zum Pumpengehäuse (1) dermaßen aufweist, daß 2 Druckräume (22 und 23) gebildet werden.

6. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1 und 5, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem verstellbaren Rahmen (3) und dem Gehäuse (1) ein Federelement (16) angeordnet ist, dessen Kraft­ wirkung den Rahmen (2) in eine Betriebsstellung großer Pumpenexzentrizität und somit maximaler Förderleistung drückt.

7. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1, 2 und 5, dadurch gekennzeichnet, daß im Abfluß (13) eines Versorgungskreises (12) eine Drosselstelle (17) angeordnet und Verbindungskanäle (20, 21) von Basen vor und nach dieser Drosselstelle (17) zu den Druckräumen (22, 23) angeordnet sind.

8. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1, 5 und 6, dadurch gekennzeichnet, daß ein zusätzlich extern ansteuerbares Stellelement (27) zum Verstellen der Pumpenexzentrizität angeordnet ist.

9. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1 und 5, dadurch gekennzeichnet, daß zur Druckbeaufschlagung der die Pumpenexzentrizität bestimmenden Druckräume (22, 23) ein hydraulisches Steuerelement (28, 39) angeordnet ist.

10. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1, 5, 7 und 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Drucksteuerelement (22, 23) eine Funktionsweise derart aufweist, daß sowohl eine fördermengenabhängige, durch die Drosselstelle (17) verursachte Druckdifferenz auf die Druckkammern (22, 23) einwirkt, als auch wahl­ weise das Druckpotential in den Druckkammern (22, 23) durch ein extern abgesteuertes Stellorgan (40) be­ stimmt werden kann.

11. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1 und 3, dadurch gekennzeichnet, daß dem die Kompressions- und Abflußzone unterteilenden Dichtsegment (11) ein Stellelement zugeordnet ist, be­ vorzugt in Form eines Hydrozylinders (28), der vom Differenzdruck einer im Förderstrom eines Versorgungs­ kreises (12) angeordneten Drosselstelle (30) beauf­ schlagt wird.

12. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1, 3 und 11, dadurch gekennzeichnet, daß in mindestens einer Zuleitung (31) zum Hydraulikzy­ linder (28) eine Dämpfungsdrossel (47) angeordnet ist.

13. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1 und 11, dadurch gekennzeichnet, daß das dem verschiebbaren Dichtsegment (11) zugeord­ nete Stellelement ein Hub- oder Proportionalmagnet (35) ist.

14. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die den Rotor (52) radial umschließenden, die Außen­ kontur der Kompressionskammern bildende Wand aus einem im Pumpengehäuse (50) eingefügten Ring (51) besteht, der im Kompressionsbereich radiale Bohrungen (59) aufweist, die in Querschnitt und Position so ausgeführt sind, daß jeweils nur eine Kompressions­ kammer oder ganze mehrfache von einer Bohrung erfaßt werden, ferner anschließend im Gehäuse (50) bevor­ zugt eingegossene Verbindungskanäle (59-66) zur Strömungssteuereinrichtung (67, 57, 88, 81) führen.

15. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 2 und 14, dadurch gekennzeichnet, daß die hydraulische Steuereinrichtung aus als Steuer­ kanten ausgebildeten Kanalenden der Verbindungska­ näle (60-66) und einem oder mehreren quer dazu an­ geordneten Steuerschieber (57, 80, 81) besteht.

16. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 2, 9 und 15, dadurch gekennzeichnet, daß Steuerschieber in einer im Pumpengehäuse (1) sitzenden Zwischenhülse angeordnet ist, welche einerseits den Verbindungskanälen (60-66) zugeordnete radiale und andererseits den Abflußbasen (76, 85) zugeord­ nete Schlitze aufweist.

17. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1, 2, 14 und 15, dadurch gekennzeichnet, daß der Steuerkolben (57) eine Kanalführung derart auf­ weist, daß er von einem seine Steuercharakteristik bestimmenden Förderstrom durchströmt wird, in ihm eine Drosselstelle (71) angeordnet ist, ferner Druckaus­ gleichsverbindungen (73) von beiden Seiten der Drossel­ strecke (71) zu den Stirnseiten dieses Kolbens bestehen und abflußseitig dieses Kolbens (72) ein Federelement (68) auf diesen Kolben (57) einwirkend angeordnet ist.

18. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1, 3, 8 und 17, dadurch gekennzeichnet, daß dem Steuerkolben (80, 81) extern ansteuerbare Stell­ elemente (82, 83) zugeordnet sind.

19. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß der oder die ersten Abflußbasen (12, 76) Versorgungs­ kreisen niedrigen Druckpotentials und die le Abflußbase(n) der kleineren Kompressionsräume Versor­ gungskreisen hohen Druckes zugeordnet sind.

20. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die letzte Abflußbasis (13, 72, 85) einem CVT-Versor­ gungskreis zugeordnet ist.

21. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 2, 19 und 20, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaltelemente (90-94) durch Hubmagnete be­ tätigt werden.

22. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 2 und 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerung der einzelnen Schaltelemente (90-94) durch eine microprocessorgesteuerte Steuereinrichtung (98) erfolgt, welche bevorzugt das gesamte Antriebs­ management steuert.

23. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 2 und 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerelemente (90-94) im Pumpengehäuse (50) integriert sind.

24. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 2 und 19, dadurch gekennzeichnet, daß die den ersten Verdrängerkammern (von der Saugseite ausgehend) zugeordneten Schaltelemente (90, 91) min­ destens eine Entweder-Oder-Schaltfunktion aufweisen, die wahlweise den Abfluß mit einem Niederdruckversor­ gungskreis (96) oder einem der Pumpensaugseite (54) zuführenden Kanal (95) verbinden.

25. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 2 und 19, dadurch gekennzeichnet, daß die den mittleren Verdrängerkammern zugeordneten Schaltelemente (z. B. 92, 93) eine 3. Wegschaltfunktion und Verbindungen derart aufweisen, daß diese Ver­ drängerkammern wahlweise mit unterschiedlichen Ver­ sorgungskreisen oder mit der Pumpensaugseite verbunden werden können.

26. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 2 und 19, dadurch gekennzeichnet, daß die den letzten Verdrängerkammern zugeordneten Schalt­ elemente (94) mindestens eine Entweder-Oder-Schalt­ funktion und Verbindungen derart aufweisen, daß diese Verdrängerkammern wahlweise mit den druck­ unterschiedlichen Verbraucherkreisen (96, 97) verbun­ den werden können.

27. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß der oder die ersten Abflußbasen (12, 76) Versorgungs­ kreisen niedrigen Druckpotentials und die letzte(n) Abflußbase(n) der kleineren Kompressionsräume Versor­ gungskreisen hohen Druckes zugeordnet sind.

28. Mehrkreis-Regelpumpe nach Anspruch 2, 19 bis 27, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerelemente (90-94) bei nicht aktiver Schalt­ kommandogabe durch die sie steuernde Einrichtung (98) eine Strömungssteuerfunktion aufweisen, daß beide Versorgungskreise (96, 97) nach einer vorbestimmten Weise ausgewogen mit der gesamten Förderung versorgt werden.