EP0169916B1 - Pumpe, insbesondere Lenkhilfpumpe - Google Patents

Pumpe, insbesondere Lenkhilfpumpe Download PDF

Info

Publication number
EP0169916B1
EP0169916B1 EP19840108976 EP84108976A EP0169916B1 EP 0169916 B1 EP0169916 B1 EP 0169916B1 EP 19840108976 EP19840108976 EP 19840108976 EP 84108976 A EP84108976 A EP 84108976A EP 0169916 B1 EP0169916 B1 EP 0169916B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pump
pressure
passage
pump according
piston
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired
Application number
EP19840108976
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0169916A1 (de
Inventor
René Dr.-Ing. Schulz
Roland Dipl.-Ing. Mott
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Vickers Systems GmbH
Original Assignee
Vickers Systems GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Vickers Systems GmbH filed Critical Vickers Systems GmbH
Priority to EP19840108976 priority Critical patent/EP0169916B1/de
Priority to DE8484108976T priority patent/DE3471722D1/de
Publication of EP0169916A1 publication Critical patent/EP0169916A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0169916B1 publication Critical patent/EP0169916B1/de
Expired legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/24—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves
    • F04C14/26—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves using bypass channels

Definitions

  • the invention relates to a pump, in particular power steering pump, according to the preamble of claim 1.
  • control valve In a known pump of this type (FR-A-1 536 833), the control valve is designed as a flow control valve with a combined, pilot-controlled pressure relief valve and has a slide piston, the front end of which is conical in shape, in the manner of a seat valve with an annular valve seat to work together.
  • the conical annular surface of the slide piston radially outside the valve seat is acted upon by the full pump pressure and corresponds in terms of effective area to the cross-sectional area of the control chamber, the pressure of which counteracts the pressure on the conical surface.
  • the control chamber is connected to the pressure chamber via a helical groove, which runs between the pressure chamber and the control chamber via the sealing collar and which is connected to the outlet line, which is also connected to the pressure chamber via the measuring orifice or throttle.
  • the pressure in the outlet line is thus established in the control room.
  • the pump flow divides in a ring area around the conical ring surface of the slide piston into a regulated flow that goes to the consumer and a regulated flow that relaxes at the ring-shaped valve seat and is fed to the inlet system in the pump.
  • the regulated flow flowing through the metering orifice passes through an outer outlet line to a power steering device, which normally forwards the regulated flow to the tank.
  • the invention has for its object to provide a pump that remains functional despite the curtailment within the pump housing.
  • the laminar throttle acts parallel to the pilot valve and greatly reduces the control pressure of the pump. This prevents further heating of the pump.
  • the steering valve opens again in the case of a power steering pump, oil is exchanged again, the temperature in the pump drops again, the laminar throttle again represents a higher resistance, and the pump can build up the necessary pressure again.
  • the power steering pump shown in Figures 1 and 2 is designed as a vane pump and has a main housing part 1 and a housing cover 2, which enclose an interior pressure-tight. Sitting in the interior - arranged fixed to the housing - a pressure plate 4 and a cam ring 5, which are secured against rotation by pins 6.
  • a rotor 7 is arranged within the cam ring 5 and between the housing cover 2 and the pressure plate 4 and has a number of radial guide slots. Wings 8 are radially displaceably mounted within these guide slots.
  • the rotor 7 can be driven via a shaft 9 which is mounted in a bearing bore in the housing cover 2.
  • the rotor 7 is cylindrical, while the cam ring 5 has an approximately oval inner contour, the small axis of which corresponds approximately to the diameter of the rotor, while the large axis determines the extension length of the vanes 8.
  • the cam ring 5 and the rotor 7 there are two crescent-shaped working areas which are divided by the vanes 8 into a number of cell spaces.
  • the cell spaces increase on the suction side of the system and decrease on the pressure side.
  • a distribution line 16 leads from a tank 14 into two supply channels 17, which are designed as vertical or oblique bores (FIG. 2) and each terminate tangentially in a horizontal, knee-shaped supply channel section 18.
  • the feed channel sections 18 each have a radial leg which opens into an unloading channel 19.
  • the axial legs of the feed channel sections 18 each meet through openings 20 of the pressure plate 4, from where the respective hydraulic flow reaches the assigned working area of the pump.
  • the hydraulic fluid is discharged via channels 33 (FIG. 1) through the pressure plate 4 on its rear side into a pressure chamber 35 and from there into a Venturi nozzle 36.
  • the pump delivery flow is divided into a regulated delivery flow to the outer pump outlet 37 and a regulated flow through a flow control valve 40 into the discharge channels 19.
  • the regulated flow passes through a measuring orifice or throttle 38 into a discharge channel 39, which is connected to the control chamber 47 of the valve 40 via a throttle 49.
  • the valve 40 has a slide piston 41, which is pushed in the direction of the Venturi nozzle 36 by the force of a spring 42 possibly brought to the plant there.
  • the slide piston 41 has two collar-shaped sealing areas 43 and 44, between which an annular groove 45 extends, which is connected to the discharge channels 19. From the annular groove 45 leads a partially radially and partially axially extending channel 46 through the spool 41 into the control chamber 47, and the channel 46 is dominated by a spring-loaded cone valve 48, which lifts when a limit pressure in the control chamber 47 is exceeded, so that the High pressure via the channel 46, the annular space 45 can relax in the discharge channel 19.
  • the cone valve 48 thus represents a pressure relief valve, which also controls the position of the spool 41, since the pressure in the control chamber 47 drops because of the throttle 49 and the high pressure in the Venturi nozzle 36 outweighs the spring force 42, as shown in FIG. 2 .
  • the hydraulic fluid under pressure injects in a jet into the channels 19, 18, as shown by arrows, and generates a negative pressure in the supply channels 17, which are connected to the tank 14.
  • the supply channels 17 can therefore be referred to as an injector.
  • hydraulic fluid is only sucked in when hydraulic fluid flows out of the outer pump outlet 37 via an outlet line 50, a power steering device 51 and a tank line 51 1. If the power steering device 51 is completely or almost locked, the hydraulic fluid is circulated essentially inside the pump and reaches considerable degrees of temperature, which can even lead to the destruction of the pump.
  • a laminar throttle 60 is provided, which is parallel to the cone valve 48 and connects the control chamber 47 to the annular chamber 45 and thus to the pump inlet system 19, 18, 20.
  • the laminar throttle 60 represents a variable resistance for a leakage oil flow, namely that the resistance value is high in normal operation when the hydraulic fluid has a moderately high temperature value, while when there is a risk of overheating, the viscosity of the oil drops exponentially and thus the leakage current increases, i.e. the resistance value of the laminar choke 60 decreases sharply.
  • Fig. 3 shows a slide piston 41 seen from the side and Fig. 4 shows a section along the line IV-IV in Fig. 3.
  • the slide piston 41 has two piston collars 43 and 44 separated by the groove 45.
  • In the piston collar 44 there is a fine bore 61 of approximately 0.1 mm in diameter and 10 mm in length.
  • the first embodiment of the laminar throttle 60 is formed through this fine bore 61.
  • FIG. 5 shows a side view of the slide piston 41 and FIG. 6 shows a section along the line VI-VI in FIG. 5.
  • a flattening 62 of approximately 0.04 mm depth is created on the piston collar 44, and this flattening 62 forms a second embodiment the laminar throttle 60.
  • Fig. 7 shows a slide piston 41
  • the piston collar 44 is provided with an external channel 63 in the form of a screw thread.
  • a channel cross section of 0.6 mm 2 With a channel cross section of 0.6 mm 2 , a channel length of 160 mm can be accommodated on the piston collar 44.
  • This third embodiment of the laminar throttle is less prone to clogging due to the relatively large cross-sectional area and is therefore particularly advantageous.
  • FIG. 8 shows a labyrinth network 64 on the outside of the piston collar 44.
  • the channel cross section and channel length have values similar to those in the embodiment according to FIG. 7.
  • FIG. 9 and 10 show a concealed embodiment of a helical channel 65, which is housed within the piston collar 44.
  • the piston collar 44 has a screw sleeve 66 which is screwed onto a trapezoidal thread of the slide piston 41.
  • Channel cross section and channel length correspond approximately to the embodiment according to FIG. 7.
  • the viscosity of the oil decreases exponentially with the increase in the temperature of the oil, causing the leakage oil flow through the laminar throttle 60 to be on the order of 0.2 l / min in normal operation (80 ° C oil temperature, 80 bar) to values of 1.4 i / min at about 150 ° C and the limit pressure of about 130 bar increases.
  • the leakage oil flow then corresponds in magnitude to the inflow flow via the feed throttle 49, which is preferably of the type used as an orifice plate of 1.2 mm in diameter such that the turbulent flow form of the hydraulic fluid prevails.
  • the flow through the inlet throttle 49 is therefore hardly dependent on viscosity and is therefore practically independent of temperature.
  • the laminar throttle 60 is dimensioned such that the pressure difference at it at normal operating temperature is approximately 50 times as high as the pressure difference at the feed throttle 49. At a dangerously high temperature, the hydraulic resistance of the laminar throttle 60 drops to about 1/5 and therefore sufficiently far to - together with the valve 48 - bring the control chamber 47 to a pressure value which is far below the set limit pressure for the pressure limiting valve 48.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Details And Applications Of Rotary Liquid Pumps (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)
  • Power Steering Mechanism (AREA)

Description

  • Die Erfindung bezieht sich auf eine Pumpe, insbesondere Lenkhilfpumpe, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
  • Bei einer bekannten Pumpe dieser Art (FR-A-1 536 833) ist das Regelventil als ein Stromregelventil mit kombiniertem, vorgesteuertem Druckbegrenzungsventil ausgebildet und weist einen Schieberkolben auf, dessen vorderes Ende kegelförmig gestaltet ist, um in der Art eines Sitzventils mit einem ringförmigen Ventilsitz zusammenzuarbeiten. Die kegelförmige Ringfläche des Schieberkolbens radial ausserhalb des Ventilsitzes wird von dem vollen Pumpendruck beaufschlagt und entspricht wirkungsflächenmässig der Querschnittsfläche der Steuerkammer, deren Druck dem Druck auf die Kegelfläche entgegenwirkt. Der Steuerraum ist mit dem Druckraum über eine schraubenförmige Nut verbunden, die über den Dichtbund zwischen dem Druckraum und dem Steuerraum verläuft und die mit der Auslassleitung verbunden ist, welche ausserdem über die Messblende oder Messdrossel mit dem Druckraum in Verbindung steht. In dem Steuerraum stellt sich somit der Druck in der Auslassleitung ein. Unter normalen Betriebsbedingungen teilt sich der Pumpenstrom in einem Ringbereich um die kegelförmige Ringfläche des Schieberkolbens auf in einen geregelten Förderstrom, der zum Verbraucher geht, und in einen abgeregelten Förderstrom, der sich am ringförmigen Ventilsitz entspannt und dem Einlasssystem in der Pumpe zugeführt wird. Der über die Messblende fliessende, geregelte Förderstrom gelangt über eine äussere Auslassleitung zu einer Servolenkeinrichtung, die normalerweise den geregelten Förderstrom zum Tank weiterleitet. Bei extremem Lenkeinschlag kann es aber vorkommen, dass der geregelte Förderstrom fast abgesperrt wird, so dass der Druck stark zunimmt und das Druckbegrenzungsventil anspricht. In dieser Betriebsweise wird eine hohe Leistung im Bereich des ringförmigen Ventilsitzes umgesetzt, die auf die Pumpe begrenzt bleibt, so dass sich die Hydraulikflüssigkeit stark erhitzt, was nach einiger Zeit zur Zerstörung der Pumpe führen kann.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Pumpe zu schaffen, die trotz der Abregelung innerhalb des Pumpengehäuses funktionsfähig bleibt.
  • Dieses Problem wird dadurch gelöst, dass die Laminardrossel zwischen Steuerraum und dem Einlasskanal bzw. einem mit dem Einlasskanal verbundenen Raum angeordnet ist.
  • Bei einem vorgesteuerten Druckbegrenzungsventil wirkt die Laminardrossel dabei parallel zu dem Vorsteuerventil und senkt den Regeldruck der Pumpe stark ab. Damit wird eine weitere Aufheizung der Pumpe vermieden. Wenn das Lenkungsventil im Falle einer Lenkhilfpumpe wieder öffnet, wird wieder Öl ausgetauscht, die Temperatur in der Pumpe sinkt wieder, die Laminardrossel stellt wieder einen höheren Wiederstand dar, und die Pumpe kann wieder den notwendigen Druck aufbauen.
  • Ausführungsbeispiele der Erfindung werden anhand der Zeichnung beschrieben. Dabei zeigt:
    • Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine Flügelzellenpumpe;
    • Fig. 2 einen Querschnitt entlang der Linie 11-11 nach Fig. 1;
    • Fig. 3 und 4 einen Regelkolben mit einer ersten Laminardrossel;
    • Fig. 5 und 6 einen Regelkolben mit einer zweiten Laminardrossel;
    • Fig. 7 einen Regelkolben mit einer dritten Laminardrossel;
    • Fig. 8 einen Regelkolben mit einer vierten Laminardrossel;
    • Fig. 9 einen Regelkolben mit einer fünften Laminardrossel;
    • Fig. 10 eine vergrösserte Einzelheit aus Fig. 9.
  • Die in den Figuren 1 und 2 dargestellte Lenkhilfpumpe ist als Flügelzellenpumpe ausgebildet und weist ein Gehäusehauptteil 1 und einen Gehäusedeckel 2 auf, die einen Innenraum druckmitteldicht einschliessen. Im Innenraum sitzen - gehäusefest angeordnet - eine Druckplatte 4 und ein Nockenring 5, die durch Stifte 6 drehgesichert sind. Innerhalb des Nockenringes 5 und zwischen dem Gehäusedeckei 2 und der Druckplatte 4 ist ein Rotor 7 angeordnet, der eine Reihe von radialen Führungsschlitzen besitzt. Innerhalb dieser Führungsschlitze sind Flügel 8 radial verschieblich gelagert. Der Rotor 7 ist über eine Welle 9 antreibbar, die in einer Lagerbohrung des Gehäusedeckels 2 gelagert ist. Der Rotor 7 ist zylindrisch geformt, während der Nockenring 5 einen angenähert ovalen Innenumriss aufweist, dessen kleine Achse etwa dem Durchmesser des Rotors entspricht, während die grosse Achse die Auszugslänge der Flügel 8 bestimmt. Auf diese Weise liegen zwischen dem Nockenring 5 und dem Rotor 7 zwei sichelförmige Arbeitsbereiche, die von den Flügeln 8 in eine Anzahl von Zellenräumen unterteilt werden. Auf der Saugseite des Systems vergrössern sich die Zellenräume und bei der Druckseite verkleinern sie sich.
  • Von einem Tank 14 führt eine Verteilleitung 16 in zwei Zufuhrkanäle 17, die als senkrechte oder schräge Bohrungen (Fig. 2) ausgebildet sind und jeweils tangential in einen waagerechten, knieförmigen Zufuhrkanalabschnitt 18 einmünden. Die Zufuhrkanalabschnitte 18 weisen jeweils einen radialen Schenkel auf, der in einen Entladekanal 19 einmündet. Die axialen Schenkel der Zufuhrkanalabschnitte 18 stossen jeweils auf Durchgangsöffnungen 20 der Druckplatte 4, von wo aus der jeweilige Hydraulikstrom in den zugeordneten Arbeitsbereich der Pumpe gelangt.
  • Die Abfuhr der Hydraulikflüssigkeit erfolgt über Kanäle 33 (Fig. 1) durch die Druckplatte 4 hindurch auf deren Rückseite in einen Druckraum 35 und von dort in eine Venturidüse 36. In der Venturidüse 36 teilt sich der Pumpenförderstrom auf in einen geregelten Förderstrom zum äusseren Pumpenauslass 37 und einen abgeregelten Förderstrom durch ein Stromregelventil 40 in die Entladekanäle 19. Der geregelte Förderstrom gelangt durch eine Messblende oder Drossel 38 in einen Abfuhrkanal 39, der über eine Drossel 49 mit dem Steuerraum 47 des Ventils 40 in Verbindung steht. Das Ventil 40 weist einen Schieberkolben 41 auf, der durch die Kraft einer Feder 42 in Richtung auf die Venturidüse 36 gedrängt und gegebenenfalls dort zur Anlage gebracht wird. Der Schieberkolben 41 weist zwei bundförmige Abdichtbereiche 43 und 44 auf, zwischen denen sich eine Ringnut 45 erstreckt, die mit den Entladekanälen 19 in Verbindung steht. Von der Ringnut 45 führt ein teilweise radial und teilweise axial sich erstreckender Kanal 46 durch den Schieberkolben 41 in den Steuerraum 47, und der Kanal 46 wird von einem federbelasteten Kegelventil 48 beherrscht, welches beim Überschreiten eines Grenzdruckes im Steuerraum 47 abhebt, so dass sich der Hochdruck über den Kanal 46, den Ringraum 45 in den Entladekanal 19 entspannen kann. Das Kegelventil 48 stellt somit ein Druckbegrenzungsventil dar, welches im übrigen auch die Lage des Schieberkolbens 41 steuert, da wegen der Drossel 49 der Druck im Steuerraum 47 abfällt und der Hochdruck in der Venturidüse 36 gegenüber der Federkraft 42 überwiegt, wie in Fig. 2 dargestellt. Die unter Druck stehende Hydraulikflüssigkeit spritzt dabei strahlförmig in die Kanäle 19, 18, wie durch Pfeile dargestellt, und erzeugt einen Unterdruck in den Zufuhrkanälen 17, die mit dem Tank 14 in Verbindung stehen. Die Zufuhrkanäle 17 können deshalb als Injektor bezeichnet werden. Es wird aber nur dann Hydraulikflüssigkeit nachgesaugt, wenn Hydraulikflüssigkeit am äusseren Pumpenauslass 37 über eine Auslassleitung 50, eine Servolenkeinrichtung 51 und eine Tankleitung 51 1 Hydraulikflüssigkeit abströmt. Wenn die Servolenkeinrichtung 51 völlig oder nahezu zugesperrt ist, wird die Hydraulikflüssigkeit im wesentlichen im Inneren der Pumpe umgewälzt und erreicht erhebliche Temperaturgrade, die sogar zur Zerstörung der Pumpe führen können.
  • Es ist eine Laminardrossel 60 vorgesehen, die parallel zum Kegelventil 48 liegt und den Steuerraum 47 mit dem Ringraum 45 und damit mit dem Pumpeneinlasssystem 19, 18, 20 verbindet. Die Laminardrossel 60 stellt einen variablen Widerstand für einen Leckölstrom dar, und zwar ist der Widerstandswert im Normalbetrieb hoch, wenn die Hydraulikflüssigkeit einen mässig hohen Temperaturwert aufweist, während bei Überhitzungsgefahr die Viskosität des Öls exponentiell abfällt und damit der Leckstrom zunimmt, d.h. der Widerstandswert der Laminardrossel 60 stark abnimmt.
  • Wenn die Servolenkeinrichtung 51 absperrt und das Kegelventil 48 wegen Überschreitung des Grenzwertes anspricht, bildet sich ein Entladestromweg 39, 37, 49, 47, 48, 46,45,19, was zur Druckabsenkung im Steuerraum 47 auf den Nennwert oder Grenzwert führt. Am Schieberkolben 41 entspannt sich nahezu die gesamte Hydraulikflüssigkeit vom Nennwert auf etwa den atmosphärischen Druck, und wegen des erheblichen Energieumsatzes nimmt die Temperatur der Hydraulikflüssigkeit stark zu. Die Laminardrossel 60 nimmt infolgedessen ihren niedrigen Widerstandswert an, so dass mehr Hydraulikflüssigkeit aus dem Steuerraum 47 entweichen kann und über den Entladekanal 19 zur Saugseite der Pumpe gelangt. Als Folge davon wird der Druck im Steuerraum 47 vermindert, und der Schieberkolben 41 bewegt sich weiter in öffnender Richtung. Damit wird der Auslassdruck der Pumpe stark abgesenkt. Dadurch wird der Energieumsatz verringert und die weitere Aufheizung der Pumpe verhindert.
  • Fig. 3 zeigt einen Schieberkolben 41 von der Seite gesehen und Fig. 4 einen Schnitt entlang der Linie IV-IV in Fig. 3. Der Schieberkolben 41 weist zwei durch die Nut 45 getrennte Kolbenbunde 43 und 44 auf. Im Kolbenbund 44 liegt eine feine Bohrung 61 von etwa 0,1 mm Durchmesser und 10 mm Länge. Durch diese feine Bohrung 61 wird die erste Ausführungsform der Laminardrossel 60 gebildet.
  • Fig. 5 zeigt eine Seitenansicht des Schieberkolbens 41 und Fig. 6 einen Schnitt entlang der Linie VI-VI in Fig. 5. Am Kolbenbund 44 ist eine Abflachung 62 von etwa 0,04 mm Tiefe geschaffen, und diese Abflachung 62 bildet eine zweite Ausführungsform der Laminardrossel 60.
  • Fig. 7 zeigt einen Schieberkolben 41, dessen Kolbenbund 44 mit einem aussen liegenden Kanal 63 in Schraubegewindeform versehen ist. Bei einem Kanalquerschnitt von 0,6 mm2 kann eine Kanallänge von 160 mm auf dem Kolbenbund 44 untergebracht werden. Diese dritte Ausführungsform der Laminardrossel ist wegen der relativ grossen Querschnittsfläche weniger verstopfungsanfällig gegenüber Verschmutzungen und ist deshalb besonders vorteilhaft.
  • Fig. 8 zeigt ein Labyrinthnetz 64 auf der Aussenseite des Kolbenbundes 44. Der Kanalquerschnitt sowie Kanallänge weisen ähnliche Werte auf wie in der Ausführungsform nach Fig. 7.
  • Fig. 9 und 10 zeigen eine verdeckte Ausführungsform eines schraubenförmigen Kanals 65, der innerhalb des Kolbenbundes 44 untergebracht ist. Zu diesem Zweck weist der Kolbenbund 44 eine Schraubhülse 66 auf, die auf ein Trapezgewinde des Schieberkolbens 41 aufgeschraubt ist. Kanalquerschnitt und Kanallänge entprechen etwa der Ausführungsform nach Fig. 7.
  • Ausser den dargestellten Formen von Laminardrosseln kann jeder hydraulische Widerstand verwendet werden, bei dem eine turbulente Strömung vermieden wird, d.h. die Strömung durch den hydraulischen Widerstand immer laminar bleibt und der Gleichung:
    Figure imgb0001
    folgt mit
    • J = Gefälle (insbesondere y.l
    • g = y/p = Erdbeschleunigung
    • r = Drosselradius
    • u = kinematische Zähigkeit.
  • Die Viskosität des Öls sinkt exponentiell mit der Erhöhung derTemperaturdes Öls, wodurch der Leckölstrom durch die Laminardrossel 60 in der Grössenordnung von 0,2 I/min bei normalem Betrieb (80°C Öltemperatur, 80 bar) auf Werte von 1,4 i/min bei etwa 150°C und dem Grenzdruck von etwa 130 bar zunimmt. Der Leckölstrom entspricht dann grössenordnungsmässig dem Zuflussstrom über die Zuleitungsdrossel 49, welche vorzugsweise als eingesetzte Lochblende von 1,2 mm Durchmesser von einer solchen Bauart ist, dass die turbulente Strömungsform der Hydraulikflüssigkeit vorherrscht.
  • Dabei gilt:
    Figure imgb0002
    mit a = Querschnitt der Drossel
    • ζ = Widerstandsbeiwert
    • p = Dichte
    • Ap = Druckdifferenz an der Drossel 49.
  • Die Strömung durch die Zuleitungsdrossel 49 ist somit kaum viskositätsabhängig und damit praktisch temperaturunabhängig.
  • Die Laminardrossel 60 ist so bemessen, dass die Druckdifferenz an ihr bei normaler Betriebstemperatur ungefährt 50 mal so hoch ist wie die Druckdifferenz an der Zuleitungsdrossel 49. Bei gefährlich hoher Temperatur senkt sich der hydraulische Widerstand der Laminardrossel 60 auf etwa 1/5 und damit genügend weit ab, um - zusammen mit dem Ventil 48 - den Steuerraum 47 auf einen Druckwert zu bringen, der weit unterhalb des eingestellten Grenzdrucks für das Druckbegrenzungsventil 48 liegt.

Claims (9)

1. Pumpe, insbesondere Lenkhilfpumpe, mit einem Gehäuse (1), welches über Leitungen oder Kanäle (16, 17) mit einem Tank (14) verbunden ist, mit einer Auslassleitung (50), die mit einem Verbraucher, insbesondere einer Servolenkeinrichtung (51), ), in Verbindung steht, der wiederum mit dem Tank (14) verbunden ist, mit einem Regelventil (40, 41, 47, 48) mit Druckbegrenzungsverhalten, welches ein Verschlusselement (41) und einen Steuerraum (47) aufweist und den erzeugten Pumpenstrom innerhalb des Pumpengehäuses (1) in einen geregelten Förderstrom zur Auslassleitung (50) und einen abgeregelten Förderstrom in einen Entlade- oder Bypasskanal (19) aufteilt, der einem internen Einlasskanalsystem (18, 19) der Pumpe angehört, wobei der Steuerraum (47) mit dem Druck des geregelten Förderstroms beaufschlagt ist und bei Überschreiten eines Grenzdrucks das Verschlusselement (41) zur Freigabe eines Entladestromweges in den Entlade-oder Bypasskanal (19) gesteuert wird und mit einer mit dem Steuerraum verbundenen Laminardrossel, dadurch gekennzeichnet, dass die Laminardrossel (60) zwischen Steuerraum (47) und dem internen Einlasskanalsystem (18, 19) bzw. einem mit diesem verbundenen, druckniedrigen Raum (45) angeordnet ist.
2. Pumpe nach Anspruch 1 mit einem Schieberkolben (41) als Verschlusselement des Regelventils, dadurch gekennzeichnet, dass die Laminardrossel (60) aus einem am Schieberkolben (41) angebrachten, engen und langen Kanal (61, 62, 63, 64, 65) besteht.
3. Pumpe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (61, 62, 63, 64) an einem Kolbenbund (44) des Schieberkolbens (41) angebracht ist.
4. Pumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (63) Schraubgewindeform aufweist.
5. Pumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (62) als Abflachung des Kolbenbundes (44) ausgebildet ist.
6. Pumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (61) als feine Bohrung durch den Kolbenbund (44) ausgebildet ist.
7. Pumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (64) als Labyrinthnetz auf der Aussenseite des Kolbenbundes (44) ausgebildet ist.
8. Pumpe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (65) mittels einer Hülse (66) gebildet wird, die auf dem Schieberkolben (41) aufgeschraubt ist.
9. Pumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Regelventil (40, 41, 47, 48) als ein Stromregelventil (40) mit kombiniertem, vorgesteuertem Druckbegrenzungsventil (41, 47, 48) ausgebildet ist.
EP19840108976 1984-07-28 1984-07-28 Pumpe, insbesondere Lenkhilfpumpe Expired EP0169916B1 (de)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP19840108976 EP0169916B1 (de) 1984-07-28 1984-07-28 Pumpe, insbesondere Lenkhilfpumpe
DE8484108976T DE3471722D1 (en) 1984-07-28 1984-07-28 Pump, especially power steering pump

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP19840108976 EP0169916B1 (de) 1984-07-28 1984-07-28 Pumpe, insbesondere Lenkhilfpumpe

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP0169916A1 EP0169916A1 (de) 1986-02-05
EP0169916B1 true EP0169916B1 (de) 1988-06-01

Family

ID=8192078

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP19840108976 Expired EP0169916B1 (de) 1984-07-28 1984-07-28 Pumpe, insbesondere Lenkhilfpumpe

Country Status (2)

Country Link
EP (1) EP0169916B1 (de)
DE (1) DE3471722D1 (de)

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3623421A1 (de) * 1986-07-11 1988-01-14 Vickers Systems Gmbh Lenkhilfpumpe
DE4112868C2 (de) * 1991-04-19 1999-02-25 Zahnradfabrik Friedrichshafen Verdrängerpumpe
DE4135221C2 (de) * 1991-10-25 2000-04-06 Zahnradfabrik Friedrichshafen Flügelzellenpumpe

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2340196A (en) * 1941-06-16 1944-01-25 Houdaille Hershey Corp Rotary hydraulic pump and pressure control valving therefor
US3059832A (en) * 1954-05-11 1962-10-23 Chicago Pneumatic Tool Co Unloader control for a rotary compressor
FR1129777A (fr) * 1955-08-12 1957-01-25 Dowty Hydraulic Units Ltd Appareil hydraulique de commande
US3356032A (en) * 1966-01-13 1967-12-05 Emerson Electric Co Hydraulic circuit
DE1653811A1 (de) * 1967-08-23 1971-05-19 Bosch Gmbh Robert Verdraengerpumpe
FR1536833A (fr) * 1967-09-15 1968-08-16 Hobourn Eaton Mfg Co Ltd Pompe pour l'alimentation d'un système utilisant un fluide
US3720483A (en) * 1971-07-23 1973-03-13 Sanders Associates Inc Hydraulic power supply system

Also Published As

Publication number Publication date
DE3471722D1 (en) 1988-07-07
EP0169916A1 (de) 1986-02-05

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE4428667C2 (de) Kombiniertes Stromregel- und Druckregelventil für eine Pumpe und mit patronenförmigem Ventilgehäuse
EP0835173A1 (de) Werkzeugaufnahme für kühl- bzw. schmiermittelversorgte werkzeuge und zugeordneter kühl- bzw. schmiermittelspeicher
DE2939405C2 (de)
DE3226696C2 (de)
DE2748079A1 (de) Wasserdruck-verstaerkungssystem und steuerventil sowie steuerverfahren
DE2923571C2 (de) Selbstreinigendes Ventil
DE3625428A1 (de) Proportional-drosselventil
DE3214688A1 (de) Fluegelradpumpe
EP0169916B1 (de) Pumpe, insbesondere Lenkhilfpumpe
EP0151657A1 (de) Flügelzellenpumpe, insbesondere zur Lenkhilfe
DE2317016C3 (de) Brennstoffregelsystem für die einzelnen Brenner einer Nachbrennereinrichtung eines Gasturbinenstrahltriebwerks
DE69406742T2 (de) Hydraulische Servolenkung
DE2300194C3 (de) Brennstoffzuführeinrichtung für eine Brennkraftmaschine
DE3117743C2 (de) Ölpumpe
DE2656032B2 (de) Hydraulisches System mit mindestens zwei Verbrauchern
DE2319762C3 (de) Differenzdruck-Regelventil für eine Brennstoffversorgungsanlage
DE102011107273A1 (de) Regelventileinrichtung mit Differenzdruckregler
DE4419404A1 (de) Rotordüse
DE19541220C1 (de) Förderpumpe
EP0153968B1 (de) Lenkhilfpumpe
EP0199833B1 (de) Hydraulikpumpe
DE3107915A1 (de) "hydraulische steuereinrichtung, insbesondere lenkeinrichtung"
DE2052912C3 (de) Steuereinrichtung für Flüssigkeitskreisläufe
DE60013162T2 (de) Kompakte Pumpeinheit
EP0224156A2 (de) Hydrauliksystem mit einem hydraulischen Motor und einem druckgesteuerten Ventil

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

AK Designated contracting states

Designated state(s): DE FR GB IT SE

17P Request for examination filed

Effective date: 19860307

17Q First examination report despatched

Effective date: 19870413

ITF It: translation for a ep patent filed
GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): DE FR GB IT SE

REF Corresponds to:

Ref document number: 3471722

Country of ref document: DE

Date of ref document: 19880707

GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)
ET Fr: translation filed
PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

26N No opposition filed
PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: SE

Payment date: 19890613

Year of fee payment: 6

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Payment date: 19890628

Year of fee payment: 6

ITTA It: last paid annual fee
PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Payment date: 19890731

Year of fee payment: 6

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Payment date: 19890923

Year of fee payment: 6

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Effective date: 19900728

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: SE

Effective date: 19900729

GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee
PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Effective date: 19910329

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Effective date: 19910403

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: ST

EUG Se: european patent has lapsed

Ref document number: 84108976.6

Effective date: 19910402