DE4440782C5

DE4440782C5 - Innenzahnradpumpe mit Verdrängervorsprüngen

Info

Publication number: DE4440782C5
Application number: DE4440782A
Authority: DE
Inventors: Rolf Adamietz
Original assignee: LuK Automobiltechnik GmbH and Co KG
Current assignee: Magna Powertrain Hueckeswagen GmbH
Priority date: 1993-11-18
Filing date: 1994-11-15
Publication date: 2006-05-24
Anticipated expiration: 2014-11-16
Also published as: GB2284638B; ITMI942211A1; IT1271052B; FR2712638A1; GB2284638A; GB9423129D0; DE4440782A1; ITMI942211A0; DE4440782C2

Abstract

Innenzahnradpumpe mit folgendem Merkmal:
– ein Hohlrad (45) mit Innenverzahnung, dessen treibende Flanken radial nach innen durch einen Innen-Kopfkreis (57) begrenzt werden,
– ein Ritzel (46) mit Außenverzahnung, dessen treibende Flanken radial nach außen durch einen Außen-Kopfkreis (50) begrenzt werden,
– das Ritzel (46) ist exzentrisch zum Hohlrad (45) gelagert, die auf der Druckseite eingreifenden Flanken zwischen den Schnittpunkten des Außen-Kopfkreises (50) und des Innen-Kopfkreises (51) stehen in dichtendem Eingriff (Dichtflanke),
– das Hohlrad (45) oder das Ritzel, (46) ist angetrieben,
– die Zähnezahl des Ritzels (46) ist geringer als die Zähnezahl des Hohlrades (45),
– die Zahnform der Verzahnungen weicht von der Idealzahnform ab,
– die Zähne des Ritzels (46) und/oder der Hohlrades (45) ragen über den jeweiligen Kopfkreis hinaus und sind mit einem Vorsprung (41; 40) versehen (Verdrängervorsprung),
– der Vorsprung (41; 40) ist derart ausgebildet, dass er vor dem...

Description

Die Erfindung betrifft eine Innenzahnradpumpe nach den Merkmalen des Anspruchs 1.
Derartige Innenzahnradpumpen dienen als regelbare Förderpumpen für Hydraulikflüssigkeiten. In verschiedenen kinematischen Anordnungen können Außenrad und Innenrad aufeinander abwälzen und durchlaufen während des Abwälzprozesses verschiedene Stationen des Förderprozesses.
Durch Bildung von Bereichen mit darin herrschendem Unterdruck während der Dekompression wird aus einem Ansaugraum Hydraulikflüssigkeit angesaugt. Bei der weiteren Rotation bilden sich abgeschlossene Kammern zwischen den Verzahnungspartnern, die sog. Verdrängungszellen, in denen die Hydraulikflüssigkeit durch Verringerung des Zellenvolumens komprimiert wird. Nach Überschreiten eines vorgegebenen Ausschiebedruckes öffnet das jeder Verdrängungszelle zugeordnete Auslaßventil und die Hydraulikflüssigkeit wird in einen Auslaßbereich ausgeschoben.
Derartige Innenzahnradpumpen sind bekannt durch die DE 34 44 859-C2 und in veränderter Bauform durch die EP 0 474 001 A1 sowie die DE 34 48 253-C2.
In jeder dieser Ausgestaltungen hat die Innenzahnradpumpe vorzugsweise eine Fördercharakteristik, die nur bis zu einer bestimmten Drehzahl drehzahlabhängig ist. Bei Überschreiten dieser Schwelldrehzahl werden die Zellen der Pumpe nur teilgefüllt, der Füllungsgrad nimmt mit Erhöhung der Drehzahl ab. Dadurch ist dann die Fördermenge unabhängig von der tatsächlichen Antriebsdrehzahl der Pumpe begrenzt und konstant. Die Schwelldrehzahl kann vorzugsweise durch Verstellung einer Drossel im Zulauf verstellt werden. Diese Pumpen sind mit mehreren in Umfangsrichtung angeordneten Auslaßöffnungen versehen, die durch Rückschlagventile verschlossen sind. Durch diese Ausgestaltung geraten die nur teilgefüllten Zellen erst dann mit dem Druckraum in Verbindung, wenn der Druck in der teilgefüllten Zelle den Systemdruck erreicht hat.
Bei Innenzahnradpumpen der oben genannten Bauweisen wurde bei bestimmten Betriebsverhältnissen ein Auftreten starker Druckschwankungen im Auslaßbereich sowie eine teilweise daraus resultierende starke Geräuschbildung beobachtet.
Die Druckschwankungen im Auslaßbereich resultieren aus den sich aus der Zahnform der beteiligten Zahnflanken ergebenden Verhältnissen beim Schließen der Verdrängungszelle, die aufgrund der Annäherung der abwälzenden Zähne in einer sehr kurzen Zeit, also während eines nur sehr geringen Drehwinkels der Pumpe, erfolgt und damit eine kurzzeitige, starke Spannungserhöhung der Hydraulikflüssigkeit (sog. Druckpeak) hervorruft.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, Geräusche und Druckschwankungen an der Pumpe herabzusetzen.
Ein Teil der Geräusche und Druckschwankungen entstehen durch die spezifische Form der Verdrängungszelle, die sich aus der jeweils vorliegenden Kinematik der Innenzahnradpumpe ergibt. Hierdurch bilden sich spezifische Zellenformen aus, die Effekte zur Folge haben, die die Geräuschbildung und das Entstehen von Druckpeaks begünstigen.
In der DE-OS 37 37 961-A1 ist ein Verfahren angegeben, mit dem die sich beim Zahneingriff bildenden Doppelkammern hydraulisch besser verbunden werden und damit die Laufruhe der Innenzahnradpumpe verbessert werden kann.
Hierzu wird die in Laufrichtung des Ritzels vorei lende Kammer einer Zahnzelle im Druckbereich, insbesondere im letzten Teil des Druckbereiches, in hydraulisch gut leitende, möglichst ungedrosselte Verbindung mit der nacheilenden Kammer der Zahnzelle gebracht. Die dafür am Ritzel angebrachten Aussparungen können entweder in radialer Richtung mit nur geringer Tiefe an der Stirnseite des Ritzels angebracht sein. Alternativ hierzu kann aber auch die Treibflanke mit einer oder mehreren Nuten von begrenzter radialer Länge versehen werden.
Weiterhin kann vorgesehen werden, die Fußräume des Ritzels und/oder des Hohlrades gegenüber der Normalverzahnung zu vergrößern, indem z. B. Einfräsungen einer zur Zahnradachse parallelen Nut vorgenommen werden. Ebenfalls ist es möglich, daß die kämmenden Flanken der Zähne der Wälzpartner auf der Saugseite der Pumpe einen geringeren Überdeckungsgrad aufweisen als die Flanken der Zähne auf der Druckseite. Hierdurch kann der Leistungsbedarf der Innenzahnradpumpe weiter reduziert werden.
Nicht unproblematisch an dieser Art der Beeinflussung des Verhaltens beim Schließen der Verdrängungszelle sowie der Laufruhe der Innenzahnradpumpe ist die Verschlechterung des Volumenstromes, die sich durch das Rückströmen der Hydraulikflüssigkeit von der Kammer im Druckbereich zur nacheilenden Kammer im Saugbereich und damit aus der noch nicht endgültig geschlossenen Zelle in den Ansaugbereich ergibt. Auch findet weiterhin das endgültige Schließen der Verdrängungszelle in sehr kurzer Zeit, also während eines nur geringen Drehwinkels der Pumpe, statt, so daß sich der Druckaufbau mit Hilfe der Ausnehmungen an den Zahnflanken nur in definierten Grenzen beeinflussen läßt. Während des Rückströmens der Hydraulikflüssigkeit über die Zellenkammern sind die beteiligten Zahnflanken noch zu weit voneinander entfernt, um schon eine Abdichtung der Verdrängungszelle herbeiführen zu können.
Genauer spezifizierte Aufgabe der Erfindung ist es daher, die Eingriffsverhältnisse während des Schließens der Verdrängungszele derart zu beeinflussen, daß neben einer Verminderung der Druckpeaks und der sich daraus ergebenden Geräuschbildung auch der geförderte Volumenstrom gleichbleibt oder sogar verbessert wird.
Die Lösung ergibt sich aus dem Kennzeichen des Anspruches 1.
Eine Veränderung der Eingriffsverhältnisse beim Schließen der Verdrängungszelle läßt sich durch Veränderung der Zahnform der im Eingriff befindlichen Zahnpaarungen erreichen. Zusätzlich und alternativ zur Korrektur von Verzahnungen entsprechend der für den ganzen Zahn geltenden Verzahnungsgesetze (z. B. Evolvente, Zykloide und andere) können durch geeignete Veränderung von Teilbereichen der Zahnflanken gezielt Veränderungen des Abwälzverhaltens in bestimmten Stellungen des Zahneingriffs herbeigeführt werden. Hierbei müssen die Änderungen der Zahnform des einen Wälzpartners entsprechende Änderungen der Zahnform des anderen Wälzpartners nach sich ziehen, um weiterhin ein komplikationsloses Abwälzen der beteiligten Zahnpaarungen zu gewährleisten. Dies kann zu Verringerungen des Zahnvolumens des Gegenrades führen.
Diese Möglichkeit zur partiellen Veränderung der Verzahnungsgeometrie in Teilbereichen einer Zahnflanke wird nun für die erfindungsgemäße Innenzahnradpumpe genutzt, um gezielt die geometrischen Verhältnisse beim Schließen der Verdrängungszelle zu beeinflussen.
Hierzu wird an je einer oder auch beiden beteiligten Verzahnungspartnern der erfindungsgemäße Verdrängervorsprung vorgesehen, der sich über den Kopfkreis des jeweiligen Wälzpartners hinaus erstreckt und folgende Aufgaben hat:

– Vorverlagerung des Beginns des Schließens der Verdrängungszelle auf einen früheren Zeitpunkt bzw. eine frühere Drehwinkelstellung gegenüber der normalen Verzahnung,
– frühzeitige Bildung eines Spaltes zwischen den bei weiterer Drehung der Pumpe in Eingriff kommenden Zahnflankenteilen, derart, daß ein enger Durchlaßspalt entsteht, der einen in jeder Drehstellung definierten Drosselquerschnitt aufweist.

Hierdurch wird zum einen der Vorgang des Schließens der Verdrängungszelle "weicher" gestaltet und gleichzeitig durch den sich bildenden Durchlaßspalt (hier: Hauptfunktion Drosselspaltes), die sich in der Verdrängungszelle befindliche Hydraulikflüssigkeit am ungehinderten Rückströmen in den Ansaugraum gehindert. Durch die erfindungsgemäße Gestaltung des Verdrängervorsprunges kann erreicht werden, daß der Durchlaßspalt während einer definierten Drehwinkelveränderung nahezu gleich bleibt und somit ein definiertes und von der Konstruktion vorher bestimmbares Volumen aus der Verdrängungszelle in den Ansaugraum zurückfließt.
Je nach gewählter Anbringung des Verdrängervorsprunges auf dem Ritzel und/oder dem Hohlrad muß der andere Verzahnungspartner eine korrespondierende Zahnform aufweisen, so daß in allen Drehstellungen der Innenzahnradpumpe ein Abstand zwischen den Vorsprüngen des einen Rades und den entsprechenden Gegenformen des anderen Rades gewahrt bleibt. Neben den rein geometrischen Abwälzbedingungen der gewählten Verdrängervorsprungform können hier auch Überlegungen zur möglichen Belastung eines Zahnes hinsichtlich der Zahnfußfestigkeiten sowie Überlegungen hinsichtlich des Reibverhaltens zwischen den Verzahnungspartnern angestellt werden.
Je nach Art der gewählten Kinematik einer Innenzahnradpumpe, auf die später noch eingegangen wird, sowie im Hinblick auf ein gewünschtes Förderverhalten der Innenzahnradpumpe (z. B. Pulsation des Förderstromes) wird die Verzahnung derart ausgelegt, daß die Zähnezahl des Ritzels kleiner ist als die des Hohlrades. Hierbei wird das Ritzel mit mindestens einem Zahn weniger ausgelegt, vorzugsweise wird die Zähnezahldifferenz aufgrund der Reibungs- und Abwälzverhältnisse jedoch zwei Zähne oder größer gewählt.
Die Wirkungsweise der Verdrängervorsprünge kann weiter dadurch verbessert werden, daß die einzelnen Zähne zur Zahnteilung unsymmetrische Flankenformen erhalten, wobei auf den kämmenden Flanken in der Regel eine hohe Profilüberdeckung, bei den nicht kämmenden Flanken jedoch eine geringe Profilüberdeckung gewählt wird. Durch diese Wahl der Profilüberdeckung, also der gemeinsamen Länge des Abwälzweges zwischen den Verzahnungspartnern, wird das frühe Eintauchen des Verdrängungsvorsprunges in die Verdrängungszelle gefördert und damit das genannte "weiche" Schließungsverhalten der Verdrängungszelle gefördert.
Die Form der Verdrängungszelle, deren Teilung in eine vorlaufende Kammer und eine nacheilende Kammer eine Verschlechterung des Füllungsgrades hervorruft, kann durch gezielte Beeinflussung der Zahnformen in der Nähe des Zahnfußes, eine sogenannte "Hohlkehlenbildung" bzw. ein Einfräsen von Nuten, gezielt beeinflußt werden. Hierbei darf jedoch nicht die resultierende Zahnfestigkeit außer acht gelassen werden, die einer derartigen Veränderung enge Grenzen setzt.
Vornehmliches Beeinflussungsmittel des volumetrischen Füllungsgrades einer erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpe ist die Geometrie des Durchlaßspaltes zwi schen den Wälzpartnern vor dem Schließen der Verdrängungszelle.
Mit diesen hängt wiederum der geometrische Wirkungsgrad der Gesamtpumpe zusammen. Durch die geometrische und zeitliche Veränderung des entstehenden Durchlaßspaltes wird während einer fortschreitenden Drehung der Innenzahnradpumpe festgelegt, wieviel Hydraulikflüssigkeit aus dem Verdrängungsraum in den Ansaugbereich zurückströmen kann. Hierdurch werden sich im Verdrängungsraum aufbauende Druckspitzen (Druckpeaks) auf eine definierte Art und Weise abgebaut und somit gar nicht erst in den Druckraum übertragen.
Schließt die Verdrängungszele nach dieser für einen bestimmten Zeitraum bzw. Drehwinkel gebildeten Drosselstrecke endgültig, so ist durch die nur noch geringe notwendige Annäherung der Wälzpartner der Spannungspeak ebenfalls minimiert. Durch die Bildung des Drosselspaltes mit seinen definierten Rückströmverhältnissen kann auch bei noch nicht endgültig geschlossener Verdrängungszelle schon Hydraulikflüssigkeit über das Auslaßventil in den Auslaßbereich gelangen, wenn der dort herrschende Systemdruck in der Verdrängungszelle überschritten wird. Auch hierdurch werden Spannungsschwankungen auf der Auslaßseite der Pumpe reduziert.
Alle diese Maßnahmen und Effekte tragen dazu bei, daß die Bildung von Geräuschen aufgrund von Spannungsspitzen und Spannungsschwankungen beim Betrieb einer Innenzahnradpumpe deutlich reduziert werden kann. Hierzu gehört auch die Verringerung der mechanischen Belastungen der Pumpenbauteile, die ebenfalls den sonst auftretenden Spannungsspitzen ausgesetzt sind.
Der Volumenstrom der Innenzahnradpumpe kann unabhängig von der Pumpendrehzahl durch Einstellung von Drosselelementen auf der Einlaßseite der Pumpe auf einen Maximalwert begrenzt werden, so daß oberhalb dieser Pumpendrehzahl der Volumenstrom konstant bleibt.
Der während der Dekompression der Verdrängungszelle nach dem Ausschieben der Hydraulikflüssigkeit entstehende Unterdruck saugt die neu zu fördernde Hydraulikflüssigkeit in einen sichelförmigen, sich über mehrere Zahnteilungen von Hohlrad und Ritzel erstreckenden Ansaugraum.
Gegenüber anderen bekannten Regelpumpen, deren Fördercharakteristik keine drehzahlabhängige Förderung zeigt bzw. deren Förderung drehzahlunabhängig einstellbar ist, haben die bekannten Innenzahnradpumpen den Vorteil der robusten Bauweise, bei der die Fördercharakteristik ohne zusätzlichen mechanischen Aufwand einstellbar ist. Mit besonderem Vorteil werden derartige Regelpumpen zum Antrieb durch Kraftfahrzeugmotoren eingesetzt, deren Drehzahl stark schwankt. Sie dienen dort als Hydraulikpumpen oder Schmierölpumpen, da bei diesen Pumpen die maximale Fördermenge ohne Leistungsverlust bei einer bestimmten, relativ niedrigen Drehzahl begrenzt werden kann.
Dient die Pumpe nach dieser Erfindung zur Speisung eines Hydrauliksystems, so münden sämtliche Auslaßkanäle in einen gemeinsamen Druckraum. Die Pumpen können vorteilhafterweise auch als Mehrkreispumpen verwendet werden, bei denen unterschiedliche Drucksysteme mit Öl gespeist werden. Dazu werden die Auslaßkanäle gruppenweise zusammengefasst und mit den unterschiedlichen Drucksystemen verbunden. Hierzu werden auf dem Umfang der Pumpe zwei oder mehr Druckräume vorgesehen. Diese Druckräume haben – der Natur der Rotatianskolbenpumpen gemäß – sodann unterschiedliche Fördermengen und vorzugsweise auch unterschiedlichen Förderdruck. Es besteht hierdurch die Möglichkeit, mit nur einer einzigen Pumpe mehrere, zumindest aber zwei Betriebssysteme mit unter schiedlichem Druck und unterschiedlicher Fördermenge zu speisen, ohne daß Energieverluste auftreten.
Die erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpen können in verschiedenen kinematischen Zuordnungen von Innenrad und Außenrad gebaut werden:

– mit drehbar gelagertem und angetriebenem Innenrad auf einer stationären Drehachse und umlaufendem, drehbar gelagerten Außenrad sowie Abdichtung über ein Sichelelement (DE 34 44 859-C2), das den freien Raum zwischen den sich nicht überlappenden Bereichen der Kopfkreise von Innenrad und Außenrad ausfüllt und damit eine Zellenbildung ermöglicht. Derart gestaltete Innenzahnradpumpen haben ihren Einlaßkanal vor der Sichel. Um eine gleichmäßige Füllung der Zahnräume zu erzielen und um die Füllung der Zahnlücken nicht nur durch die Drosselung, sondern auch durch die Begrenzung der Füllzeit genau dosieren zu können, können auch zwei Einlaßkanäle im Bereich der Sichel jeweils für den Außenzahnkranz und für das Ritzel vorgesehen werden. wobei die Öffnungsweite dieser Einlaßkanäle vorzugsweise kleiner als die Zahnteilung ist.
– mit ortsfestem Außenrad und umlaufendem, auf einem angetriebenen Rotorelement drehbar gelagertem Innenrad, wobei das Rotorelement den gesamten durch den Kopfkreis der Außenverzahnung und die Stirnplatten beschriebenen Innenraum der Pumpe ausfüllt (DE 34 48 253-C2). Auf dem Rotor ist in einer Aussparung das Innenrad gelagert. Die Aussparung umschreibt wiederum den Kopfkreis der Verzahnung des Innenrades. Die Verzahnung des Innenrades kämmt in der Verzahnung des Außenrades bei Umlauf des Rotors. Stirnseitig vor dem Rotor liegt eine Ölzufuhrkammer auf dem Drehkreis der Drosselbohrung, die in den Rotor eingebracht ist. Diese Drosselbohrung steht wiederum mit der Verzahnung in Verbindung. Die Auslaßkanäle sind auf dem Umfang des Außenrades bzw. einem der Gehäusedeckel mit einem derartigen Abstand verteilt, daß die durch die Verzahnung entstehenden Zellen stets einen Auslaß in den gemeinsamen Druckraum haben.
– mit ortsfestem Außenrad und auf einem Exzenter drehbar gelagerten und über den Exzenter angetriebenen Innenrad ohne Abdichtung durch ein Rotorelement ( EP 0 474 001 A1 ). Dabei liegt der Einlaß der Pumpe so, daß der gesamte Eingriffsbereich der Verzahnung auf der Druckseite ohne Kurzschluß zum Einlaßbereich ist und daher in seiner gesamten Erstreckung als Pump- und Druckraum zur Verfügung steht. Es wird hierzu ein mit dem Exzenter umlaufender Einlaßraum geschaffen, der einerseits unmittelbar oder über im Exzenter angeordnete Axialkanäle mit dem Einlaßbereich verbunden ist und der andererseits nur mit dem mit dem Exzenter umlaufenden Füllraum der Pumpe in Verbindung steht. Die Verzahnung der Pumpe ist vorzugsweise so ausgebildet, daß im Eingriffsbereich zwischen den Schnittpunkten der Kopfkreise jeweils mehrere Zahnpaarungen im dichtenden Eingriff sind und geschlossene Zahnzellen bilden. Durch diese Zellen sind Auslaß- und Einlaßbereich voneinander getrennt.

Im folgenden wird ein vorteilhaftes Ausführungsbeispiel anhand der 1 und 2 sowie die Funktionsweise der Verdrängervorsprünge anhand der 3 bis 6 beschrieben. Die gewählte Kinematik der dargestellten Innenzahnradpumpe ist lediglich als eine denkbare Variante dargestellt.
Es zeigen:
1 einen Axialschnitt durch die Pumpe,
2 einen Radialschnitt durch die Pumpe,
3 Verzahnungskombinationen mit Verdrängervorsprung,
4 Bildung der Verdrängerzelle mit Verdrängervorsprung (auf der Seite der Dichtflanke),
5 Austritt der Verdrängervorsprünge aus dem Schnittbereich der Kopfkreise,
6 Verlauf des Drucks im Auslaßbereich der Pumpe mit und ohne Verdrängervorsprung.
In der 1 wird das Pumpengehäuse gebildet durch den Pumpenmantel 1 und die Stirnplatten 2 und 3, die aufeinandergeschichtet sind. Der Gehäusemantel 1 weist einen kreiszylindrischen Innenraum auf, in dessen zylindrischen Innenmantel eine umlaufende Nut 4 eingestochen ist. Auf den seitlich stehen bleibenden Stegen 5 ist das Außenrad 6 befestigt. Das gesamte Paket aus Gehäusemantel 1, Stirnplatten 2 und 3 sowie Außenrad 6 wird durch eine Verschraubung 7 zusammengehalten. Die Verschraubung 7 durchdringt mit Löchern 8 das Außenrad im Bereich der Zahnköpfe.
Das Außenrad weist eine Innenverzahnung auf. Der Innenraum der Pumpe wird also durch die Innenverzahnung mit Kopfkreis 9 des Außenrades umschrieben. In der Stirnplatte 3 ist ein Zapfen 10 mit einem Ende fest eingefügt. Das andere Ende des Zapfens 10 ragt in den Innenraum der Pumpe. Auf dem Zapfen 10 ist ein Exzenter 11 frei drehbar gelagert. Die axiale Breite des Exzenters entspricht im wesentlichen der axialen Breite des Gehäusemantels 1 und des Außenrades 6. Der Exzenter besitzt einen kreiszylindrischen Außenumfang, dessen Mittelachse bei 12 angedeutet ist und der mit der Exzentrizität E um die Achse 13 des Zapfens 10 umläuft. Auf dem Exzenter 1 ist das Innenrad 14 frei drehbar gelagert. Das Innenrad 14 weist eine Außen Verzahnung auf. Die Exzentrizität E des Exzenters und die Außenverzahnung des Innenrades sind so dimensioniert und die Verzahnungen sind so ausgeführt, daß die Außenverzahnung des Innenrades mit der Innenverzahnung des Außenrades kämmt.
Daher schneiden sich die Kopfkreise 9 und 15 der Verzahnung in den umlaufenden Schnittpunkten 21 und 22. Auf dem Innenumfang des Kopfkreises 9 des Außenrades entstehen dadurch zwischen den Schnittpunkten 21 und 22 einerseits auf der Seite der Achse 13, in die die Exzentrizität E weist, der umlaufende Eingriffsbereich und andererseits auf der Seite der Achse 13, die von der Exzentrizität abgewandt ist, der umlaufende Innen-Sichelraum oder Füllraum 23 der Pumpe.
Die Verzahnung ist so ausgeführt, daß die Zähne des Außen- und Innenrades zwischen den Schnittpunkten 21 und 22 der Kopfkreise 9 und 15 mit ihren Flanken in dichtendem Eingriff sind. Es entstehen daher zwischen den Schnittpunkten 21 und 22 im Eingriffsbereich eine oder mehrere Zahnzellen, die durch Berührung ihrer Flanken zueinander und zu dem von der Exzentrizität abgewandten Innensichelraum 23 abgedichtet sind.
Zum Antrieb der Pumpe dient die Antriebswelle 16. Die Antriebswelle 16 ist konzentrisch zur Mittelachse 13 des Zapfens 10 in der anderen Stirnplatte 2 drehbar gelagert und schließt mit ihrem Ende im wesentlichen bündig mit der Innenseite der Pumpenkammer ab. Dort bildet die Welle 16 eine Stirnfläche, an der exzentrisch ein Kupplungslappen 17 befestigt ist. Dieser Kupplungslappen 17 ragt axial in eine Mitnehmertasche 18, die in die benachbarte Stirnfläche des Exzenters 11 im Bereich der Exzentrizität eingebracht ist.
Als Einlaß besitzt die Pumpe einen im wesentlichen radialen Einlaßkanal 19 in der Stirnplatte 3. Der Ein laßkanal mündet in einen Verteilerraum 20 ein, der den Zapfen 10 konzentrisch umgibt. Der Verteilerraum ist als kreiszylindrische Ausnehmung der Stirnfläche der Stirnplatte ausgebildet, die den Pumpenraum begrenzt. Ihr Radius ist kleiner als der Radius Fi des Fußkreises des Innenrades, vermindert um die Exzentrizität E.
In der Stirnfläche der gegenüberliegenden Seite des Exzenters 11 ist eine kreiszylindrische Ausnehmung konzentrisch zu der Mittelachse 12 des Exzenters eingebracht. Diese Ausnehmung dient als Einlaßkammer 28. Der Verteilerraum 20 und die Einlaßkammer 28 sind durch Kanäle, welche den Exzenter axial durchdringen, miteinander verbunden. Diese Kanäle sind vorzugsweise als Nuten der Innenbohrung des Exzenters ausgebildet und dienen der Schmierung des Gleitlagers des Exzenters auf dem Zapfen 10 wie auch der Kühlung des Exzenters 11. Als ein solcher Kanal dient die Mitnehmertasche 18, die. deshalb den Exzenter 11 axial durchdringt und mit ihrer äußeren Kante auf einem Radius umläuft, der etwas größer ist als der Radius der Welle. Es können auch mehrere solcher Kanäle vorgesehen sein. Aus 2 ergeben sich zwei weitere solcher Schmierkanäle 29 und 30 im Gleitlagerbereich des Innenrades, die in Umfangsrichtung des Mantels des Exzenters 11 jeweils um 60° versetzt sind. Entsprechende Kanäle können auch in der Innenbohrung des Exzenters angelegt sein, so daß durch den in diesen Kanälen 29, 30 und in der Mitnehmertasche 18 fließenden Ölstrom eine symmetrische Verteilung des Öls und gleichzeitig hydrodynamische Abstützung des Exzenters bewirkt wird. Dabei kommt diesen Ölströmen aber insbesondere auch die Funktion der Kühlung des Exzenters zu. Diese Funktion der Kühlung ist deswegen von besonderer Wichtigkeit, weil der Exzenter selbst in seiner Innenbohrung drehbar gelagert ist und auf seinem Außenmantel als drehbare Lagerung des Innenrades dient.
Die Ausnehmung 28 ist gegenüber dem Innenumfang des Innenrades durch stehenbleibende Rippe 34 verschlossen. Diese Rippe muß sich im wesentlichen über den gesamten Eingriffsbereich erstrecken. Das heißt mit anderen Worten, daß die Ausnehmung lediglich auf der von der Exzentrizität abgewandten Seite der Exzenterlagerung bis auf den Innenumfang des Innenrades reichen darf. Dieser Öffnungsbereich darf sich lediglich maximal über den Zentriwinkel erstrecken, der an der Pumpenachse 13 gemessen wird und nicht größer ist als die Summe aus Teilungswinkel und dem an der Pumpenachse 13 gemessenen Zentriwinkel des Innen-Sichelraums 23 (Öffnungsbereich).
In 2 ist dargestellt, daß die Rippe 34 auch im Öffnungsbereich lediglich eine kleine Verbindungsöffnung 35 in Form einer in die Stirnseite der Rippe eingebrachten Nut aufweist. Diese Nut liegt auf dem Durchmesser des Exzenters, der die Pumpenachse und die Exzenterachse schneidet, jedoch auf der von der Exzenterachse abgewandten Seite.
Das Innenrad ist auf der Stirnseite, die in der Radialebene der Ausnehmung 28 liegt, mit Verbindungsnuten 36 versehen. Jeweils eine Verbindungsnut 36 verbindet je einen Zahngrund radial mit dem Innenumfang.
Der Auslaßkanal 24 liegt radial im Gehäusemantel 2 und ist mit der Umfangsnut 4 des Gehäusemantels verbunden. Diese Umfangsnut wird nach innen durch den Außenumfang des Außenrades begrenzt und bildet eine Außenkammer.
Das Außenrad weist im Bereich jeder Zahnlücke mindestens eine Auslaßbohrung 25 auf. In 1 ist gezeigt, daß in axialer Richtung pro Zahnlücke jeweils zwei Auslaßbohrungen 25.1 und 25.2 nebeneinander liegen. Dabei sind die Auslaßbohrungen jeweils in parallelen Radialebenen angeordnet. Jede Radialebene wird überdeckt von einem ela stischen Ventilring 26.1 und 26.2, der die sämtlichen Auslaßbohrungen einer Normalebene überdeckt und dabei in einer Axialebene durchtrennt ist. Das eine Ende ist z. B. durch einen Niet festgehalten, das andere Ende ist frei beweglich. Diese Ventilringe 26.1, 26.2 dienen als Rückschlagventile für jede der Auslaßbohrungen.
Zur Funktion
Die Antriebswelle 16 wird mit Drehrichtung 31 angetrieben. Dabei greift der Kupplungslappen 17 in die Mitnehmertasche 18 des Exzenters ein und nimmt den Exzenter mit. Das Innenrad 14 führt dadurch eine taumelnde Bewegung im Innenraum der Pumpe aus, wobei es sich infolge des Eingriffs seiner Verzahnung mit der Verzahnung des Außenrades mit Drehrichtung 32 dreht. Dabei bildet es mit der Verzahnung des Außenrades in dem Eingriffsbereich zwischen den Schnittpunkten 21, 22 der beiden Kopfkreise eine oder mehrere Zahnzellen, die sich fortlaufend vergrößern und verkleinern. In dem nachlaufenden Bereich vergrößern sich die Zellen, bis sie sich öffnen und mit dem mit Öl gefüllten Innensichelraum 23 in Verbindung kommen. Auf der vorlaufenden Seite des Innenrades verkleinern sich die Zellen. Hier wird also das Öl unter Druck gesetzt. Wenn der Druck in einer Zelle den in der Umfangsnut 4 herrschenden Systemdruck übersteigt, werden dort die Ventilringe 26.1 und 26.2 von den Auslaßbohrungen 25.1, 25.2 infolge der Druckdifferenz abgehoben, so daß das Öl aus der Zelle ausgestoßen werden kann.
Infolge des auf der Einlaßseite entstehenden Unterdrucks wird Öl aus dem Einlaßkanal 19 angesaugt. Hierbei gelangt das Öl zunächst in den Verteilerraum 20. Der Verteilerraum steht durch die den Exzenter axial durchdringende Mitnehmertasche 18 und/oder durch Verbindungskanäle 29 mit der Ausnehmung 28 in Verbindung. Die Verbindungskanäle 29 sind als Nuten im Innenumfang des Gleitlagers des Exzenters ausgeführt. Im Bereich der Gleitlagerung des Exzenters 11 entsteht hierdurch ein guter Schmierfilm, der gleichzeitig zur Schmierung und zur hydrodynamischen Abstützung dient.
Infolge der Drehung des Exzenters mit Drehrichtung 31 dreht sich das Innenrad mit Drehrichtung 32. Daher führt das Zahnrad eine Relativbewegung zu dem Exzenter und zu der radialen Verbindungsöffnung 35 in der Außenrippe 34 des Exzenters aus. Daher wird über die Verbindungsnuten 36 in der Stirnfläche des Innenrades eine intermittierende Verbindung zwischen der Ausnehmung 28 und dem Innen-Sichelraum (gleich Füllraum) 23 der Pumpe hergestellt. Die Verbindungsöffnung 35 und/oder die Verbindungsnuten 36 sind nun so dimensioniert, daß sie lediglich eine drosselnde Verbindung bewirken. Außerdem wird die in den Füllraum 23 gelangende Ölmenge begrenzt durch die drehzahlabhängige Zeit, in der die Verbindungsöffnung 35 und die Verbindungsnuten 36 jeweils fluchten.
Die Verbindungsöffnung 35 kann auch größer als dargestellt sein, so daß jeweils mehrere der Verbindungsnuten des Innenrades mit der Verbindungsöffnung 35 der Ausnehmung fluchten und daher eine ständige Verbindung zwischen der Ausnehmung 28 und dem Füllraum 23 besteht. Die Größe der Verbindungsöffnung 35 ist jedoch so begrenzt, daß sie niemals eine der geschlossenen Zahnzellen des Eingriffsbereiches überdeckt. Dadurch wird ein Totweg dieser Zahnzellen im Druckbereich vermieden und der hydraulische Wirkungsgrad erhalten bzw. verbessert. Daher darf die Weite der Verbindungsöffnung 35 nur um eine Teilung größer sein als die Weite des sichelförmigen Innenraumes 23, welcher durch die beiden Fußkreise begrenzt wird. Die Weite des sichelförmigen Innenraumes 23 der Öffnung 35 und der Teilung wird dabei jeweils als Zentriwinkel um die zentrische Achse 13 der Pumpe gemessen.
Die Pumpe ist vorzugsweise auch als sauggedrosselte Pumpe verwendbar. Durch eine Drosselung der eingelassenen Ölmenge kann pro Zeiteinheit nur eine begrenzte Ölmenge angesaugt werden. Diese zeitlich begrenzte Ansaugmenge reicht nur bis zu einer bestimmten Drehzahl zur vollständigen Füllung der Pumpe aus. Nur bis zu dieser Drehzahl ist daher die Fördermenge der Pumpe proportional zur Drehzahl. Bei Erhöhung der Drehzahl erfolgt keine weitere Steigerung der Fördermenge. Daher ist die Erhöhung der Drehzahl auch nicht mit einer erhöhten Leistungsaufnahme verbunden. Die Pumpe ist daher insbesondere für Verbraucher in Kraftfahrzeugen geeignet, die einen Ölbedarf haben, der nicht von der stark schwankenden Motordrehzahl abhängig ist.
Die Drosselung kann – wie bereits geschildert – vorteilhaft durch eine enge Dimensionierung der Verbindungsöffnung 35 der Ausnehmung 28 und/oder durch eine enge Dimensionierung der Verbindungsnuten 36 in der Stirnfläche des Innenrades erfolgen. Es ist alternativ oder zusätzlich jedoch auch möglich, im Einlaßkanal 19 eine Drossel vorzusehen, durch die die pro Zeiteinheit durchgelassene Ölmenge begrenzt wird.
Die konstruktive Ausbildung einer erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpe ist in den 1 und 2 anhand einer unkorrigierten Verzahnung als Prinzip dargestellt worden. Durch das Verändern der Verzahnungsgeometrie durch die Verdrängervorsprünge wird die Grundfunktion der dargestellten Innenzahnradpumpe nicht verändert. Es ändern sich nur die Bildung der Verdrängungszelle sowie das Rückströmen der Hydraulikflüssigkeit in den Ansaugbereich.
In 3 sind die möglichen Kombinationen dargestellt, die sich durch die Anbringung der Verdrängervorsprünge auf den beiden Verzahnungspartnern ergeben können. Die Drehrichtungen entsprechen der Darstellung aus 2.
In 3a ist eine unkorrigierte Verzahnung dargestellt, bei der das Innenrad bei einer Zähnezahldifferenz von 2 im Hohlrad abwälzt. In dieser Darstellung sowie in den folgenden Prinzipbildern wird nichts über den Antrieb der Wälzpartner ausgesagt, dies kann entsprechend der vorstehend genannten Kinematikvarianten erfolgen.
In 3b sind die Verdrängervorsprünge am Hohlrad, in 3c am Ritzel angebracht. Durch die Korrekturen nur eines Verzahnungspartners wird die Form der Verdrängungszelle deutlich verändert, das Schließen der Verdrängungszelle sowie die Bildung eines Durchlaßspaltes ist jedoch nur teil Weise realisiert.
In 3d sind beide Verzahnungspartner mit Verdrängervorsprüngen versehen, so daß hier ein besseres Förderverhalten gegenüber der Varianten der 3b bzw. 3c erwartet werden kann. Die 3d entsteht durch Überlagern der jeweils korrigierten Verzahnungspartner aus den 3b bzw. 3c.
In 4 ist dargestellt, wie die korrigierte Verzahnung des sich in Drehrichtung 49 drehenden Ritzels 46 in die korrigierte Verzahnung des feststehenden Hohlrades eintaucht. Das Ritzel 46 dreht sich um die Drehachse 47, die relativ zur Symmetrieachse 48 des Hohlrades 45 versetzt ist, um den Wert der Exzentrizität. Hierdurch ergeben sich sowohl für das Ritzel 46 der Kopfkreis 50 als auch für das Hohlrad 45 der Kopfkreis 51. Die beiden Kopfkreise schneiden sich in dem Eintrittspunkt in die Überdeckung 44 sowie dem Austrittspunkt aus der Überdeckung 52. Dieses sind die Punkte, bei denen der erste bzw. letzte Kontakt der Verzahnungspartner im Überdeckungsbereich stattfindet.
In der Verlängerung des Zahnfusses einer jeden Verzahnung des Hohlrades 45 sind Auslaßkanäle 43 mit hier nicht dargestellten Drosselrückschlagventilen vorgesehen. Durch diese wird im Verlauf der Komprimierung der Hydraulikflüssigkeit bei Überschreiten des Auslaßdruckes die Hydraulikflüssigkeit ausgeschoben.
In der dargestellten Konstellation tragen sowohl das Hohlrad 45 als auch das Ritzel 46 Verdrängervorsprünge 40, 41 und Bereiche, die zum einwandfreien Abwälzen der Verzahnungspartner entsprechende Ausnehmungen vorsehen.
Bei der gezeigten Drehrichtung 49 des Ritzel 46 nähert sich der Zahn mit dem Verdrängervorsprung 41 dem Punkt, an dem die Verdrängungszelle gebildet wird. Dieser Punkt ist dadurch gekennzeichnet, daß noch keine mechanische Berührung zwischen dem Zahn des Ritzels und dem entsprechenden Gegenzahn des Hohlrades besteht. Ist der Zahn des Ritzels mit dem Verdrängervorsprung 41 um eine Zahnteilung weiter rotiert, so sieht man deutlich die Bildung eines engen Durchlaßspaltes 53, der das Volumen der Verdrängungszelle 42 in definierter Weise gegenüber dem Ansaugraum abschließt. Bei weiterer Rotation des Ritzels gegenüber dem Hohlrad wird nun das Volumen an Hydraulikflüssigkeit, die sich in der Verdrängungszelle befindet, weiter komprimiert. Da die Verdrängungszelle 42 über den engen Durchlaßspalt 53 mit dem Ansaugraum in Verbindung steht, wird Hydraulikflüssigkeit in definierter Weise in den Ansaugraum 54 zurückströmen.
Durch die spezielle Geometrie des Verdrängervorsprunges 41 auf dem Ritzel sowie der entsprechenden Gegenform des Hohlrades 40 bleibt der enge Durchlaßspalt während einer definieren Drehung des Ritzels in nahezu unveränderter Weise aufrecht erhalten. Wird während dieser Drehwinkeländerung des Ritzels in der Verdrängungskammer 42 schon der Systemdruck im Auslaßbereich erreicht, so kann zeitgleich zum Rückströmen der Hydraulikflüssigkeit über den engen Durchlaßspalt 53 auch schon Hydraulikflüssigkeit über den Auslaßkanal 43 in den Austrittsraum gelangen, wenn das nicht dargestellte Drosselrückschlagventil geöffnet hat.
Bei weiterer Rotation des Zahnes auf dem Ritzel mit dem Verdrängervorsprung 41 wird am Schnittpunkt der Kopfkreise von Hohlrad und Innenrad 44 der mechanische Kontakt zwischen den beteiligten Wälzpartnern erreicht. Hierdurch wird die Verdrängungszelle endgültig gegenüber dem Ansaugraum abgeschlossen. Der enge Durchlaßspalt 53 ist dann selbstverständlich ebenfalls geschlossen. Diese während der Änderung der Drehstellung des Ritzels ausgeführte Schließbewegung führt jedoch nur zu einer relativ geringen Volumenänderung der Verdrängungszelle 42, wo durch die Druckerhöhung in der Verdrängungszelle 42 gegenüber einer unkorrigierten Verzahnung eher "weich" erfolgt. Die dadurch auftretende Druckerhöhung in der Verdrängungszelle liegt deutlich unter der, die beim nahezu schlagartigen Schließen einer Verdrängungszelle bei unkorrigierter Verzahnung auftritt.
Ist die Verdrängungszelle endgültig geschlossen, so wird bei weiterer Rotation des Ritzels die Verdrängungszelle von ihrem Volumen her reduziert, es wird weitere Hydraulikflüssigkeit ausgeschoben, bis der untere Totpunkt der Ausschiebebewegung erreicht ist.
Neben der in 4 dargestellten Eintauchbewegung eines Zahnes mit Verdrängervorsprung in den entsprechend ausgebildeten Verzahnungsbereich des Gegenrades ist auch noch die in der 5 dargestellte Austauchbewegung desselben Zahnes aus der Verzahnung des Hohlrades von Wichtigkeit.
Nach dem Erreichen des unteren Totpunktes der Relativbewegung von Verzahnung des Ritzels und Verzah nung des Hohlrades wird bei weiterer Drehung des Ritzels in Richtung auf den Endpunkt der Überdeckung der beiden Kopfkreise 52 der Verdrängervorsprung 41 des Ritzelzahnes aus der Zahnlücke der Hohlradverzahnung austauchen. Bei der erfindungsgemäßen Verzahnungsgeometrie müssen hierzu beim jeweils anderen Verzahnungspartner entsprechende Korrekturen der Zähne vorgenommen werden, um ein einwandfreies Austauchen unter definierten Wälzbedingungen zu erreichen. Hieraus ergibt sich die korrigierte Verzahnungsgeometrie des Hohlrades, die aus einem Verdrängervorsprung mit daran anschließenden Ausnehmungsbereich besteht.
Am Endpunkt 52 der Überdeckung der Kopfkreise löst sich der mechanische Kontakt der Wälzpartner, so daß sich der sichelförmige Ansaugbereich der Innenzahnradpumpe öffnet.
Die dargestellte Form der Verdrängervorsprünge bzw. Ausnehmungen an Hohlrad und Ritzel ergeben sich zum einen aus den Wälzbedingungen, zum anderen auch aus fertigungstechnischen Begebenheiten, die zu Nachkorrekturen der Grundform eines Verdrängervorsprunges Anlaß geben.
In der 6a ist ein typischer Druckverlauf für eine Innenzahnradpumpe dargestellt, deren Verzahnung dem bisher üblichen Standard entspricht. Man sieht sehr deutlich den steilen Druckanstieg beim Beginn des Schließens der Verdrängungszelle, also beim ersten mechanischen Kontakt der beteiligten Wälzpartner. Nach einigen relativ stark gedämpften Schwingungen des Druckverlaufes pendelt sich der Zellendruck auf einen nahezu konstanten Wert ein und fällt dann beim Öffnen des Auslaßventiles auf einen Sockelwert ab.
In Bild 6b ist dargestellt, wie dieser Druckverlauf bei Verwendung einer erfindungsgemäßen Verzahnung mit Verdrängervorsprüngen aussieht. Der Spannungspeak zu Beginn des Schliesvorganges ist deutlich (auf etwa die Hälfte) reduziert, der sonstige Verlauf gleicht weitgehend der unkorrigierten Verzahnung.
Man kann damit eine deutliche Verbesserung des Pumpenverhaltens in Bezug auf den Druckverlauf beim Schließen der Verdrängungszelle erkennen, der hauptsächlich auch für die Geräuschbildung während des Pumpenbetriebes verantwortlich ist.

1: Gehäusemantel, Pumpenmantel
2: Stirnplatte
3: Stirnplatte
4: Nut, Druckraum
5: Stege
6: Außenrad
7: Verschraubung der Pumpe
8: Löcher
9: Kopfkreis, Außenrad
10: Zapfen
11: Exzenter
12: Mittelachse
13: Achse
14: Innenrad
15: Kopfkreis, Innenrad
16: Antriebswelle der Pumpe
17: Kupplungslappen
18: Mitnehmertasche, Loch
19: Einlaßkanal der Pumpe
20: Verteilerraum
21: ein Schnittpunkt, Kopfkreise
22: and. Schnittpunkt, Kopfkreise
23: Innensichelraum
24: Auslaßkanal
25.1: Auslaßbohrung
25.2: Auslaßbohrung
26.1: Ventilring
26.2: Ventilring
27: Einlaßfläche
28: Einlaßkammer, Ausnehmung
29: Schmierkanal, Verbindungskanal
30: Schmierkanal, Verbindungskanal
31: Drehrichtung, Exzenter
32: Drehrichtung, Innenrad
33: Drossel
34: Rippe
35: Verbindungsöffnung
36: Verbindungsnut
40: Verdrängervorsprung und korrigierter Bereich der Ver
: zahnung des Hohlrades
41: Verdrängervorsprung und korrigierter Bereich der Ver
: zahnung des Ritzels
42: Verdrängungszelle
43: Auslaßbohrung mit Drossellrückschlagventil (hier nicht
: dargestellt)
44: Schnittpunkt der Kopfkreise von Hohlrad und Ritzel am
: Beginn der Überdeckung
45: Hohlrad
46: Ritzel
47: Drehachse des Ritzels
48: Symmetrieachse des Hohlrades
49: Umdrehungsrichtung des Ritzels
50: Kopfkreis des Ritzels
51: Kopfkreis des Hohlrades
52: Schnittpunkt der Kopfkreise von Hohlrad und Ritzel am
: Ende der Überdeckung
53: enger Durchlaßspalt
54: sichelförmiger Ansaugraum der Innenzahnradpumpe

Claims

Innenzahnradpumpe mit folgendem Merkmal: – ein Hohlrad (45) mit Innenverzahnung, dessen treibende Flanken radial nach innen durch einen Innen-Kopfkreis (57) begrenzt werden, – ein Ritzel (46) mit Außenverzahnung, dessen treibende Flanken radial nach außen durch einen Außen-Kopfkreis (50) begrenzt werden, – das Ritzel (46) ist exzentrisch zum Hohlrad (45) gelagert, die auf der Druckseite eingreifenden Flanken zwischen den Schnittpunkten des Außen-Kopfkreises (50) und des Innen-Kopfkreises (51) stehen in dichtendem Eingriff (Dichtflanke), – das Hohlrad (45) oder das Ritzel, (46) ist angetrieben, – die Zähnezahl des Ritzels (46) ist geringer als die Zähnezahl des Hohlrades (45), – die Zahnform der Verzahnungen weicht von der Idealzahnform ab, – die Zähne des Ritzels (46) und/oder der Hohlrades (45) ragen über den jeweiligen Kopfkreis hinaus und sind mit einem Vorsprung (41; 40) versehen (Verdrängervorsprung), – der Vorsprung (41; 40) ist derart ausgebildet, dass er vor dem Bereich, in dem sich die Kopfkreise überdecken, in die durch den Kopfkreis begrenzte Zahnlücke des anderen Rades eintaucht und mit der Seite des Zahnes des anderen Rades, an der auch die Dichtflanke liegt, einen engen Durchlasspalt (53) mit in jeder Drehstellung definiertem Drosselquerschnitt bildet, dadurch gekennzeichnet, dass – die Zähne zur Zahnteilung unsymmetrische Flankenformen aufweisen, wobei auf den kämmenden Flanken eine hohe Profilüberdeckung und bei den nicht kämmenden Flanken eine geringe Profilüberdeckung vorliegt.
Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß auch die Zähne des anderen Rades jeweils einen Verdrängervorsprung (40; 41) aufweisen und daß sich der enge Durchlaßspalt (51) auch auf der Seite des jeweiligen Verdrängervorsprungs ergibt, an welcher Seite auch die Dichtflanke liegt.
Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das andere Rad (an seinen nicht kämmenden Flanken (Gegenflanken)) Aussparungen aufweist, welche in allen Drehstellungen einen Abstand von den Vorsprüngen der Zähne des einen Rades haben.
Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Hohlrad (45) ortsfest ist daß in dem Hohlrad und exzentrisch zu diesem eine Welle drehbar angetrieben ist, daß an der Welle ein Exzenter befestigt ist und daß auf dem Exzenter drehbar das Ritzel (46) gelagert ist und korrespondierend mit der Antriebsdrehzahl umläuft.
Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Hohlrad ortsfest ist, daß in dem Hohlrad (45) und zentrisch zu diesem eine Welle drehbar angetrieben ist, daß an der Welle ein Rotor befestigt ist und daß auf dem Rotor drehbar ein Kitzel (46) exzentrisch galagert ist und mit der Verzahnung des Hohlrades kämmt.
Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Ritzel ortsfest und angetrieben ist, daß das Kitzel (46) mit einem Hohlrad (45) kämmt, daß die Drehachse des Hohlrades entsprechend der Verzahnungsverhältnisse exzentrisch umläuft und daß ein feststehendes sichelförmiges Element (54) den Hohlraum zwischen Ritzel und Hohlrad dichtend ausfüllt.
Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der vor dem Schließen der Verdrängungszelle zwischen den kämmenden Flanken von Hohlrad (45) und Ritzel (46) gebildete Durchlaßspalt (53) während einer definierten Zeit bzw. eines definierten Drehwinkels der Pumpe seine Geometrie wenig ändert und sich die Verhältnisse beim Rückströmen der Hydraulikflüssigkeit aus der sich bildenden Verdrängungszelle in den Ansaugraum nur wenig ändern.
Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Verdrängungsraum durch Beeinflussung der Zahnform in der Nähe des Zahnfußes auf der kämmenden Seite des Zahnes (Hohlkehlenbildung) vergrößert ist.
Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Volumetrische Wirkungsgrad als Verhältnis von Effektivem Füllungsgrad zum Theoretischen Füllungsgrad vornehmlich von der Geometrie des Durchlaßspaltes (53) vor dem Schließen der Verdrängungszelle (42) abhängt.
Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß für den Druckaufbau in der sich bildenden Verdrängungszelle (42) die geometrische und zeitliche Veränderung des entstehenden Durchlaßspaltes (53) während der fortschreitenden Drehung der Innenzahnradpumpe weitgehend bestimmend ist.
Innenzahnradpumpe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die sich bildende Spannungsspitze beim Schließen einer Verdrängungszelle (42) mit unkorrigierter Verzahnung durch die Korrektur mittels Zahnvorsprüngen verringert wird.
Innenzahnradpumpe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausschieben der Hydraulikflüssigkeit aus der Verdrängungszelle (42) auch schon bei nicht geschlossenem Drosselspalt erfolgt, wenn der Druck in der Verdrängungszelle den Systemdruck der Druckseite überschreitet.
Innenzahnradpumpe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Geräuschbildung beim Betrieb der Innenzahnradpumpe sowie die mechanische Belastung der Pumpenbauteile durch Korrektur der Verzahnung mittels Verdrängervorsprüngen (40; 41) erheblich verringert werden können.
Innenzahnradpumpe nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß der Volumenstrom der Innenzahnradpumpe unabhängig von der Pumpendrehzahl durch Einstellung der Drosselelemente auf der Einlaßseite auf einen Maximalwert begrenzt werden kann.
Innenzahnradpumpe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Saugöffnungen die Hydraulikflüssigkeit in einen sichelförmigen, sich über mehrere Zahnteilungen von Hohlrad (45) und Ritzel (46) erstreckenden Ansaugraum (54) einströmen lassen.
Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die kämmenden Zähne von Hohlrad (45) und Ritzel (46) mindestens eine abgeschlossene Zahnzelle bilden, wobei jede dieser Zahnzellen über einen zugehörigen Auslaß, der durch ein Auslaßventil verschlossen ist, mit einem gemeinsamen Druckkanal in Verbindung steht.