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Diese Erfindung bezieht sich allgemein auf
Verdrängerzahnradpumpen, die insbesondere, jedoch nicht ausschließlich, in
einem Steuersystem für ein automatisches Getriebe für ein
Kraftfahrzeug verwendbar sind, wobei sich der
Drehzahlbereich der Pumpe von einem niedrigen Drehzahlwert
entsprechend dem Leerlauf der Brennkraftmaschine bis zu einem hohen
Drehzahlwert entsprechend einem Betrieb der Fahrzeugbrenn
kraftmaschine bei Reisegeschwindigkeit erstreckt.
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Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung ist in einer Konstruktion wie z. B. der in der US-A-4
347 765 beschriebenen einsetzbar, welche ein Getriebe mit
einem hydrokinetischen Konverter und einem zusammengesetzten
Mehrgangplanetengetriebe aufweist. Die Relativbewegung der
Glieder des Getriebes wird durch strömungsmittelbetätigte
Kupplungen und Bremsen gesteuert. Druckmittelbetätigte
Servomotoren werden dazu benutzt, die Kupplungen und Bremsen
für einen Gangwechsel wahlweise einzurücken und auszurücken.
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Bei dem in dem '765-Patent offenbarten Getriebe wird der
unterste Gang für eine Beschleunigung aus dem Stillstand
benutzt. Das Gesamtdrehmoment-Multiplikationsverhältnis des
Getriebes nimmt ab, bis ein letzter vierter Gang, der ein
Overdrive-Gang ist, erreicht ist. Die Gangwechsel werden
durch ein automatisches Steuerventilsystem erzielt. Das
System verteilt den Druck einer Pumpe auf die
druckmittelbetätigten Servomotoren zum Einrücken und Ausrücken der
Kupplungen und Bremsen.
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Die in dem '765-Patent offenbarte Getriebepumpe ist eine
Verdrängerzahnradpumpe, die in einem Pumpengehäuse
angeordnet ist, die an dem Getriebegehäuse zwischen dem
hydrokinetischen Drehmomentwandler und dem Mehrgangzahnradgetriebe
befestigt ist. Das Drehmomenteingangsglied der
Verdränger-Pumpe ist mit dem Laufrad des hydrokinetischen
Drehmomentwandlers
treibend verbunden. Es wiederum steht mit einem
zweiten Zahnradglied der Verdrängerpumpe treibend in
Eingriff.
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Der Drehzahlbereich für das Getriebe des '765-Patents
variiert von der Leerlaufdrehzahl bis zu der
Reisegeschwindigkeitsdrehzahl der Brennkraftmaschine, wobei die letztere
üblicherweise ein Mehrfaches bis zu einem Zehnfachen der
Leerlaufdrehzahl ist. Wenn das Fahrzeug bei niedriger
Geschwindigkeit betrieben wird und das
Brennkraftmaschinen-Drosselventil für das Fahrzeug aufgemacht wird, während das
Fahrzeug aus dem Stillstand beschleunigt wird, ist die Drehzahl
des Laufrades des Drehmomentwandlers größer als die
Leerlaufdrehzahl, jedoch immer noch wesentlich kleiner als die
Reisegeschwindigkeitsdrehzahl der Brennkraftmaschine, wie
sie bei stetiger Autobahnreisegeschwindigkeit anzutreffen
ist.
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Ein relativ hoher Steuerleitungsdruck muß von der Pumpe
aufrechterhalten werden, und zwar insbesondere bei einer
Beschleunigung aus dem Stillstand mit aufgemachtem
Drosselventil. Unter diesen Bedingungen sind die
Drehmomentübertragungsanforderungen des Zahnradgetriebes und des
druckmittelbetätigten Servomotors am größten und es wird eine
erhebliche Energie für den Antrieb der Pumpe benötigt. Dies wird
manchmal mit parasitären Verlusten bezeichnet. Die Kapazität
der Pumpe muß daher so ausgelegt werden, daß sie groß genug
ist, um den maximalen Strom- und Druckbedarf zu erfüllen,
wenn die Anforderungen an die Pumpe am größten sind. Dies
hat notwendigerweise eine zu große Kapazität der Pumpe zur
Folge, wenn das Fahrzeug mit Reisegeschwindigkeit betrieben
wird und der Druck- und Strombedarf der Servomotoren
geringer sind.
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Wir kennen Versuche, die gemacht wurden, um das Problem
einer zu großen Pumpenkapazität bei Getriebepumpen für
automatische
Getriebe zu lösen. Ein Beispiel ist in der US-A-4
502 845 gezeigt, wo eine Mehrstufen-Zahnradpumpen- und
Steuerventilanordnung vorgesehen ist. Diese Zahnradpumpe
weist ein Hauptantriebszahnrad auf, das mit zwei sekundären
Zahnrädern kämmt, um zwei Pumpenstufen zu bilden. Die
sekundäre Pumpe ist von der Last, Leitungsdruck zu liefern,
dadurch befreit, daß die sekundäre Pumpe durch ein
Reglerventil mit einem Niederdruckbereich verbunden ist. Wenn der
Strombedarf der Pumpe niedriger ist, spricht das Ventil auf
einen Druckaufbau an der stromabwärtigen Seite einer
Steueröffnung an. Bei einer Erhöhung der Pumpendrehzahl regelt das
Ventil den Druck in dem Förderkanal, wodurch die Förderseite
der sekundären Pumpe mit dem gemeinsamen Niederdruckbereich
verbunden wird, wodurch die Pumpenleistung verringert wird,
wenn der Strombedarf geringer ist.
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Ein weiterer Stand der Technik ist in der US-A-4 204 811
gezeigt, die eine zusammengesetzte Pumpe mit zwei unabhängigen
Zahnrädern und einem gemeinsamen Antriebsglied offenbart.
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Die Pumpe ist in der Lage, sowohl einen Hochdruckkreis mit
einem niedrigen Strombedarf und einen Niederdruckkreis mit
einem hohen Strombedarf zu versorgen. Ein Prioritätsventil
in einem Bypass von der Hochdruckseite der Pumpenanordnung
ergänzt den Strombedarf der Niederdrucklast. Die Pumpe
selbst besitzt ein Paar von Zahnradpumpen mit einem
gemeinsamen Antriebsglied wie im Fall der Pumpe der oben erwähnten
US-A-4 502 845.
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Andere vorbekannte Lösungen versuchen, einen verringerten
Pumpbedarf dadurch auszugleichen, daß ein Bypass-Ventil für
eines von zwei Pumpenzahnrädern vorgesehen wird. Das
Bypassventil arbeitet in Abhängigkeit von einem Drehzahlsignal
derart, daß ein verringerter Pumpenleistungsbedarf gegeben
ist, wenn eine der Pumpen gegen einen Nulldruck statt gegen
den Leitungsdruck arbeitet. Ein Bespiel dieser Anordnung ist
in der US-A-4 245 964 gezeigt.
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Weitere relevante vorbekannte Lösungen sind in der US-A-2
887 060 und in der FR-A-1 246 014 gezeigt.
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Das oben erwähnte französische '014-Patent offenbart eine
Zweistrompumpe mit einem ersten Paar und einem zweiten Paar
Verdrängerpumpglieder für einen Betrieb in einem
Drehzahlbereich, wobei jedes dieser Paare eine Einlaßöffnung und eine
Auslaßöffnung aufweist, die Auslaßöffnung für das erste Paar
mit einem Förderkanal für die Pumpe verbunden ist, einem
Einwegventil, das eine Einwegverbindung zwischen den
Auslaßöffnungen bei niedrigen Pumpendrehzahlen herstellt, wodurch
der Strom aus der Auslaßöffnung für das zweite Paar auf den
Förderkanal übertragen wird, und einer
Durchflußsteuerventileinrichtung, die eine Verbindung zwischen der
Einlaßöffnung und der Auslaßöffnung des zweiten Paares der
Pumpglieder bei hohen Pumpdrehzahlen herstellt und diese
Verbindung bei niedrigen Pumpdrehzahlen unterbricht.
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Genauer gesagt, wird die Durchflußsteuerventileinrichtung
der Zweistrompumpe der oben erwähnten FR-A-1 246 014 durch
Strömungsmitteldruck aus dem ersten und zweiten Paar der
Verdrängerpumpglieder betätigt, was ebenfalls ein Merkmal
der in der oben erwähnten US-A-2 887 060 offenbarten
Konstruktion ist.
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Gemäß der vorliegenden Erfindung ist die oben erwähnte,
allgemein offenbarte Zweistrompumpe, wie beansprucht,
gekennzeichnet durch einen pumpengetriebenen
Drehzahldruck-Signalgeber in Form einer Durchflußsteuerpumpe mit einer
Auslaßöffnung, einem Signalkanal, der mit der Auslaßöffnung der
Durchflußsteuerpumpe verbunden ist, und einer Steueröffnung,
die mit dem Signalkanal in Verbindung steht, um einen
Drehzahldruck in dem Signalkanal zu entwickeln, wobei die
Durchflußsteuerventileinrichtung mit dem Signalkanal verbunden
ist, um die Verbindung zwischen der Einlaßöffnung und der
Auslaßöffnung des zweiten Paares Pumpglieder in Abhängigkeit
von einer Vergrößerung des Drehzahldrucksignals
herzustellen.
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Es wird nun, in etwas allgemeinerer Form, das bevorzugte
Ausführungsbeispiel unserer Erfindung erläutert. Es besitzt
ein vereinfachtes Durchflußsteuerventil und eine zweistufige
Verdrängerpumpenanordnung, bei der die Förderseite einer
Pumpe mit der Förderseite einer zweiten Pumpe bei niedrigen
Fahrzeuggeschwindigkeiten verbunden werden kann. Die
Förderseite der zweiten Pumpe kann jedoch mit seiner Einlaßseite
verbunden werden, wenn das Durchflußsteuerventil aus einer
Stellung in die andere umgeschaltet wird. Bei einer Erhöhung
der Pumpenantriebsdrehzahl arbeitet die zweite Pumpe gegen
eine Nulldruckdifferenz, wodurch die zum Antrieb der
Pumpenanordnung erforderliche Leistung erheblich verringert wird.
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Da überschüssiges Strömungsmittel nicht bei hohen
Pumpendrehzahlen gegen einen hohen Druck gepumpt wird, können die
Strömungskanäle kleiner dimensioniert werden. Dieses Merkmal
hat eine Verringerung des Raumbedarfs und der
Herstellungskosten zur Folge.
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Wir haben auch ein vereinfachtes Mittel zum Erzeugen eines
Pumpendrehzahlsignals geschaffen. Dies umfaßt ein Paar
einfacher Durchflußsteuer-Pumpenräder mit einem minimalen
Leistungsbedarf. Diese Pumpenräder bilden eine Pumpe kleiner
Kapazität, die an ihrer Einlaßseite mit der Einlaßseite der
Hauptverdrängerpumpenstufen verbunden ist. Die Auslaßseite
der Durchflußsteuer-Pumpenräder steht mit einem
Durchflußsteuerventil sowie mit einer Steueröffnung zwischen der
Auslaßseite der Durchflußsteuer-Pumpenräder und dem
Auslaßbereich in Verbindung. Der auf der Förderseite der
Durchflußsteuer-Pumpenräder entwickelte Druck hängt somit von der
Antriebsdrehzahl ab, da die an der Steueröffnung anliegende
Druckdifferenz größer wird, wenn die Drehzahl der
Durchflußsteuer-Pumpenräder
größer wird. Wenn die Drehzahl der
Durchflußsteuer-Pumpenräder größer als ein vorgegebener Wert ist,
wird das Durchflußsteuerventil in eine Stellung verstellt,
in der die Auslaßseite einer der Hauptzahnradpumpenstufen
mit dem gemeinsamen Einlaß der Hauptpumpenstufen in
Verbindung treten kann. Die Durchflußsteuer-Pumpenräder werden mit
einer Drehzahl angetrieben, die der Drehzahl der
Hauptpumpenräder proportional ist.
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Wenn die Pumpendrehzahl über einen geeichten Wert ansteigt,
spricht das Durchflußsteuerventil auf den vergrößerten Strom
an, um eine Seite einer Gruppe der Hauptpumpenräder mit dem
Niederdruckbereich zu verbinden, so daß nur eine einzige
Pumpstufe den erforderlichen Druck liefert.
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Unsere vereinfachte Ventilanordnung macht komplexe
Drehzahlfühler und Bypass-Ventilanordnungen der im Stand der Technik
gezeigten Art überflüssig. Die Durchflußsteuer-Pumpenräder
haben einen minimalen Strömungsbedarf und nur einen
minimalen Pumpenverlust im Vergleich zu den Leistungseinsparungen,
die dadurch erzielt werden, daß eine der Hauptpumpenstufen
bei hohen Drehzahlen oberhalb eines Übergangsdrehzahlwertes
außer Betrieb gesetzt wird.
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Die verbesserte Zweistrompumpe des bevorzugten
Ausführungsbeispiels unserer Erfindung gleicht Viskositätsänderungen,
die aus Öltemperaturänderungen herrühren, von selbst aus.
Normalerweise wird bei einem Getriebesystem dieser Art die
Leckage in dem der Getriebepumpe zugeordneten Ventilkreis
größer, wenn die Betriebstemperatur ansteigt. Außerdem wird
der Leckage-Bypass-Strom um die Zahnradpumpe selbst herum
größer, wenn die Betriebstemperaturen größer werden. Die
Durchflußsteuer-Pumpenräder unserer Erfindung können so
ausgelegt werden, daß der thermische Expansionskoeffizient des
Materials, aus dem die Durchflußsteuer-Pumpenräder
hergestellt sind, an den thermischen Expansionskoeffizienten der
Haupträder angepaßt ist. Beispielsweise kann ein geeigneter
gegossener Kunstharz oder Kunststoff verwendet werden. Somit
verzögert eine Temperaturerhöhung das Ansprechen des
Durchflußsteuerventils auf eine Drehzahlerhöhung der
Durchflußsteuer-Pumpenräder. Dies ist eine wünschenswerte
Eigenschaft, da eine Verzögerung im Ansprechverhalten des
Durchflußsteuerventils, das aus einem erhöhten Bypass-Strom an
den Durchflußsteuer-Pumpenrädern vorbei resultiert, unter
den gleichen Bedingungen auftritt, die eine Erhöhung des
Strömungsbedarfs des Getriebekreises selbst und des
Leckagestroms der Hauptpumpenräder hervorrufen. Die Änderung des
Umschaltpunktes, bei dem das Durchflußsteuerventil aus einer
Stellung in die andere umgeschaltet wird, sorgt somit für
einen Ausgleich der Änderungen im Strömungsbedarf wegen der
Viskositätsänderungen.
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Nur ein sehr kleiner Auslaßdruck ist an der Auslaßöffnung
der Durchflußsteuer-Pumpenräder in einem Getriebe
erforderlich. Bei Kraftfahrzeugsgetrieben kann der Druck so niedrig
wie 10-15 psi sein. Die Leistung, die zum Antreiben der
Durchflußsteuer-Pumpenräder erforderlich ist, ist daher sehr
klein.
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Die Möglichkeit einer Fehlfunktion der Pumpenanordnung ist
aufgrund der Einfachheit der Konstruktion im Vergleich zu
den relativ komplexen Konstruktionen des Standes der Technik
verringert, und zwar insbesondere, wenn elektronisch
gesteuerte, magnetbetätigte Bypass-Ventile zu verwenden sind. Die
letzteren erfordern normalerweise einen elektronischen
Drehzahlfühler und ein elektronisches Steuermodul mit einem
elektrischen Impulsgeber und einem Zeitsteuerkreis zum
Entwickeln eines digitalen Signals, das von einem
elektronischen Prozessor dazu verwendet werden kann, ein geeignetes
Drehzahlsignal für das Magnetventil zu erzeugen.
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Für ein besseres Verständnis der Erfindung wird die
bevorzugte Ausführungsform, die als Beispiel gegeben wird, nun
genauer und unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen
beschrieben; in diesen ist:
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Fig. 1 eine Querschnittsansicht in schematischer Form,
die Pumpenräder einer Zweistrompumpe zeigt, wie
sie in einem Getriebekreis verwendet werden
können, insbesondere wie sie in der oben erwähnten
US-A-4 347 765 gezeigt ist; das in Fig. 1
gezeigte Durchflußsteuerventil befindet sich hierbei in
einer Niederdrehzahlstellung;
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Fig. 2 eine der Fig. 1 entsprechende Ansicht, in der
jedoch das Durchflußsteuerventil in seine
Hochdrehzahlstellung umgeschaltet wurde; und
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Fig. 3 ein Diagramm, das den geschätzten Leistungsbedarf
unserer Zweistrompumpe zeigt, und zwar unter der
Annahme eines Gesamtpumpenwirkungsgrades von 50%
bei 10 Atmosphären.
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Wie in den Figuren 1 und 2 gezeigt ist, ist ein
Pumpengehäuse allgemein mit dem Bezugszeichen 10 bezeichnet. Die
Figuren 1 und 2 der Zeichnungen zeigen eine schematische
Darstellung eines Pumpengehäuses für ein Getriebe der Gattung,
wie es in dem '765-Patent gezeigt ist, wenngleich die Pumpe
des '765-Patentes eine Zahnradpumpe mit Innen- und
Außenverzahnung statt einer in den Zeichnungen gezeigten
außenverzahnten Zahnradpumpe ist. Das Gehäuse unserer Pumpe ist mit
drei Zahnradaufnahmeräumen 12, 14 und 16 versehen, welches
zylindrische Räume sind, deren geometrische Mittelachsen
beabstandet und parallel zueinander verlaufen. Die
Aufnahmeräume überlappen sich, wie in den Zeichnungen angedeutet, so
daß die Aufnahmeräume 14 und 12 gemeinsame Abschnitte haben.
Das gleiche gilt für das Paar von Aufnahmeräumen 14 und 16,
die sich in einem gemeinsamen Bereich überlappen.
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In dem Aufnahmeraum 14 ist ein außenverzahntes Pumpenglied
18 angeordnet. Entsprechende außenverzahnte Pumpenglieder 20
und 22 sitzen in dem Aufnahmeraum 12 bzw. 16. Das Glied 18
dient als Pumpenantriebsglied, welches mit einem
Drehmomenteingangsglied des Getriebes wie z. B. dem Laufrad eines
Drehmomentwandlers verbunden ist, welches von der
Brennkraftmaschine angetrieben wird.
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Das Glied 18 steht treibend mit den Gliedern 20 und 22 in
Eingriff, um eine Pumpwirkung zu erzeugen. Es wird in der
Richtung des Pfeils in den Figuren 1 und 2 angetrieben.
Jedes Paar der Zahnräder 18, 20 und 22 besitzt einen
Pumpeneinlaß und einen Pumpenauslaß. Der Pumpeneinlaß für das Paar
der Pumpenglieder 18 und 22 ist bei 24 gezeigt, und der
entsprechende Pumpeneinlaß für das Paar der Pumpenglieder 18
und 20 ist bei 26 gezeigt.
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Ein Niederdruckbereich 28 ist mit dem Einlaß 24 durch einen
Kanal 30 verbunden, der mit dem Einlaß 26 durch einen Kanal
32 verbunden ist.
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Der Hochdruckauslaß für das Pumpengliederpaar 18 und 22 ist
bei 34 gezeigt. Ein entsprechender Hochdruckauslaß für das
Pumpengliederpaar 20 und 18 ist bei 36 gezeigt. Die
Auslaßöffnung 34 steht mit dem Auslaßkanal 38 in Verbindung, der
mit einem Steuerventilsystem für ein automatisches Getriebe
oder dergleichen in Verbindung stehen kann. Die
Auslaßöffnung 36 für das Pumpengliederpaar 18 und 20 ist über den
Kanal 40 mit dem Kanal 38 verbunden, und zwar über ein Einweg
Rückschlagventil 42. Dieses Ventil besitzt ein Ventilglied,
das auf einem ringförmigen Ventilsitz so angeordnet ist, daß
eine Strömung von dem Kanal 38 zu dem Kanal 40 unterbunden
ist, während eine Strömung in der entgegengesetzten Richtung
aus dem Kanal 40 in den Kanal 38 möglich ist.
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Der Kanal 40 ist mit der Ventilkammer 44 eines
Durchflußsteuerventils verbunden, das allgemein bei 46 gezeigt ist.
Das Ventil 46 besitzt einen Ventilschieber 48 mit
beabstandeten Ventilbunden 50 und 52. Eine Verbindung zwischen der
Ventilkammer 44 und dem Kanal 40 wird durch einen Zweigkanal
54 geschaffen.
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Der Ventilschieber 48 wird in aufwärtiger Richtung (in den
Zeichnungen) von einer Ventilfeder 56 vorgespannt. Wenn er
sich in der in Fig. 1 gezeigten Stellung befindet, wird der
Niederdruck-Zufuhrkanal 32 durch den Ventilbund 52 gesperrt.
Somit gibt es keine Strömungsverbindung zwischen der
Einlaß-Seite des Pumpengliederpaares 18 und 20 und dem Kanal 54.
Wenn der Ventilschieber nach unten (in Fig. 2) umgeschaltet
wird, wird eine Strömungsverbindung zwischen der Einlaßseite
der Pumpenglieder 18 und 20 und dem Kanal 54 hergestellt.
Die Hochdruckseite der Pumpenglieder 18 und 20 steht somit
mit dem Niederdruckbereich in Verbindung, und von den
Pumpengliedern 18 und 20 gepumptes Strömungsmittel wird unter
minimalem Druck von der Öffnung 36 zu der Öffnung 26
gefördert. Es wird nur eine minimale Druckdifferenz aufgrund der
Pumpwirkung der Pumpenglieder 18 und 20 erzeugt.
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Ein Paar Durchflußsteuer-Pumpenräder 58 und 60 ist mit dem
Laufrad oder mit dem treibenden Pumpenglied treibend
verbunden, so daß sie mit einer Drehzahl angetrieben werden, die
der Drehzahl der Brennkraftmaschine proportional ist. Diese
Pumpenräder sitzen in zusammenwirkenden Aufnahmeräumen 62
und 63. Wenn die Durchflußsteuer-Pumpenräder in der durch
den Pfeil angedeuteten Richtung umlaufen, wird
Strömungsmittel zu der Auslaßöffnung 64 und dem Steuerdruckkanal 66
gefördert. Die Einlaßöffnung 68 für die
Durchflußsteuer-Pumpenräder
ist mit dem Niederdruckkanal 32 verbunden, der mit
dem Niederdruckbereich 28 verbunden ist.
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Der Steuerdruckkanal 66 ist mit der Ventilkainmer 44 an der
Oberseite des Bundes 50 verbunden, wodurch eine
Steuerdruckkraft erzeugt wird, die der Kraft der Feder 56
entgegenwirkt. Der Steuerdruckkanal 66 ist mit einer verstellbaren
Steueröffnung 69 verbunden. Ein verstellbares Ventilglied 70
ist zu der Öffnung 69 ausgerichtet, so daß die wirksame
Größe der Öffnung gesteuert werden kann.
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Wenn die Antriebsgeschwindigkeit der
Durchflußsteuer-Pumpenräder größer wird, wird der Strom durch den Steuerdruckkanal
66 größer. Eine Vergrößerung des Stroms in dem Kanal 66 hat
wegen der Strömungsdrosselung an der verstellbaren
Steueröffnung 69 eine Druckerhöhung in dem Kanal 66 zur Folge. Die
Druckerhöhung bewirkt eine Vergrößerung der auf das
Ventilglied 48 ausgeübten Kraft. Wenn die Kraft der Feder 56 von
der Druckkraft in dem Steuerdruckkanal 66 überwunden wird,
gibt die Feder nach, wodurch eine Verbindung zwischen dem
Druckzuführkanal 32 und dem Kanal 54 hergestellt wird. Diese
umgeht das Strömungsmittel, das von den zwei Pumpengliedern
bei 18 und 20 abgegeben wird.
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Sobald der Kanal 54 mit dem Niederdruckkanal 32 verbunden
ist, schließt das Rückschlagventil 42, so daß
Strömungsmittel an den druckbeaufschlagten Förderkanal 38 nur durch das
einzelne Paar Pumpenglieder 18 und 22 abgegeben wird. Dieser
Zustand ist in Fig. 2 zu sehen.
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Ehe das Durchflußsteuerventilglied 48 umgeschaltet wird,
tragen beide Paare Pumpenglieder zu der Strömung am Kanal 38
bei. Nachdem der Umschaltpunkt erreicht ist, an dem das
Ventilglied 48 verstellt wird, wird die Pumpenleistung, die für
den Antrieb des Pumpengliederpaares 18 und 20 benötigt wird,
auf praktisch Null verringert. Dies ist der Zustand, der in
Fig. 2 dargestellt ist. Der Punkt, an dem die Umschaltung
erfolgt, kann dadurch gesteuert werden, daß das Ventilglied
70 entsprechend verstellt wird, um die Größe der
Steueröffnung 68 zu ändern.
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Wenn die Temperatur des Öls hoch ist, ist die Leckage an den
Durchflußsteuer-Pumpenrädern größer als wenn das Öl kalt
ist. Die Durchflußsteuer-Pumpenräder müssen daher mit
höherer Drehzahl angetrieben werden, um einen ausreichenden
Druck an dem Durchflußsteuerventil herzustellen und dadurch
das Ventilglied 48 in die in Fig. 2 gezeigte Stellung zu
verschieben. Die effektive Temperatur des von den
Durchflußsteuer-Pumpenrädern gepumpten Strömungsmittels ist im
wesentlichen die gleiche wie die effektive Temperatur des
Strömungsmittels an den Hauptpumpenraßdern. Bei hohen
Temperaturen erhöht sich somit der Bypass-Strom an den
Pumpengliedern 20, 18 und 22 vorbei. Außerdem ist die Leckage in
dem Ventilkreis des Getriebes größer, wenn die Temperatur
höher ist, so daß bei hoher Temperatur ein größerer
Volumenstrom an den Kanal 38 abgegeben werden muß als wenn es kalt
ist. Es ist daher wünschenswert, daß der Umschaltpunkt, bei
dem das Ventilglied 48 verstellt wird, höher ist, wenn die
Temperatur höher ist. Dies ist genau der erzielte Effekt,
da, wie oben erwähnt, die Durchflußsteuer-Pumpenräder mit
einer höheren Drehzahl angetrieben werden müssen, um eine
Umschaltung von dem Zweistrompumpenzustand zu dem
Einstufenpumpenzustand bei hohen Temperaturen zu bewirken.
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Idealerweise sollte der thermische Expansionskoeffizient des
Materials, aus dem die Durchflußsteuer-Pumpenräder
hergestellt sind, geringfügig größer sein als der thermische
Expansionskoeffizient des Materials, aus dem die
Hauptpumpenräder hergestellt sind. Dann ergibt sich eine
Überkompensation der Temperaturänderung, um bei einem Temperaturanstieg
die erhöhte Leckage in dem Steuerventilsystem aufzufangen.
Die Durchflußsteuer-Pumpenräder können durch ein billiges
Kunststoffgießverfahren hergestellt werden, da der
Differenzdruck, bei dem sie arbeiten müssen, ziemlich klein ist.
Beispielsweise kann der von den Durchflußsteuer-Pumpenrädern
entwickelte maximale Druck lediglich 10 oder 15 psi
betragen, wogegen der von den Hauptpumpenrädern entwickelte
maximale Druck so hoch wie 300 psi sein kann.
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In Fig. 3 haben wir eine Schätzung des Leistungsbedarfes
unserer verbesserten Zweistrompumpe gezeigt, und zwar unter
der Annahme eines Gesamtpumpenwirkungsgrades von 50% bei
einem Druck von 10 Atmosphären. Fig. 3 zeigt die Beziehung
zwischen der in Kilowatt gemessenen Pumpenleistung und der
Maschinendrehzahl. Wenn beide Pumpenstufen aktiv sind,
stellt die Linie A die lineare Pumpenkennlinie dar. Der
Umschaltpunkt für die Änderung von dem Zweistromzustand zu dem
Einstromzustand ist bei B gezeigt. Nachdem der Punkt B
erreicht ist, fällt die Pumpleistung auf einen Wert ab, der
durch das Symbol C gekennzeichnet ist. Eine anschließende
Drehzahlerhöhung, bei der nur die einzelne Pumpenstufe aktiv
ist, ist durch die Linie D dargestellt. Wiederum ist diese
Beziehung im wesentlichen linear; sie fällt jedoch deutlich
unter den entsprechenden Abschnitt der Linie A. Die
effektive Leistungsersparnis ist somit durch den schattierten
Bereich E in Fig. 3 angedeutet.