EP0509077A1 - Piston pump, especially a radial piston pump. - Google Patents

Piston pump, especially a radial piston pump.

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EP0509077A1
EP0509077A1 EP91918718A EP91918718A EP0509077A1 EP 0509077 A1 EP0509077 A1 EP 0509077A1 EP 91918718 A EP91918718 A EP 91918718A EP 91918718 A EP91918718 A EP 91918718A EP 0509077 A1 EP0509077 A1 EP 0509077A1
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EP
European Patent Office
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pressure
groove
piston pump
piston
pump according
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Application number
EP91918718A
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German (de)
French (fr)
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EP0509077B1 (en
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Manfred Kahrs
Gerhard Kunz
Franz Fleck
Hermann Schoellhorn
Gerhard Schudt
Winfried Huthmacher
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.)
Bayerische Motoren Werke AG
ITT Automotive Europe GmbH
Original Assignee
Alfred Teves GmbH
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Publication date
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Publication of EP0509077B1 publication Critical patent/EP0509077B1/en
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/04—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B1/10—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement the cylinders being movable, e.g. rotary
    • F04B1/107—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement the cylinders being movable, e.g. rotary with actuating or actuated elements at the outer ends of the cylinders
    • F04B1/1071—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement the cylinders being movable, e.g. rotary with actuating or actuated elements at the outer ends of the cylinders with rotary cylinder blocks
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/04—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B1/0404—Details or component parts
    • F04B1/0452—Distribution members, e.g. valves
    • F04B1/0456—Cylindrical

Definitions

  • Piston pump in particular radial piston pump
  • the invention relates to a piston pump, in particular a radial piston pump with suction throttling.
  • Piston pumps are often driven by drive units, for example internal combustion engines, whose drive speed is subject to considerable fluctuations. However, the full flow requirement is often already available at a low drive speed and no longer increases as the drive speed increases.
  • drive units for example internal combustion engines
  • the full flow requirement is often already available at a low drive speed and no longer increases as the drive speed increases.
  • it is known from DE-AS 20 61 960 in a radial piston pump with cylinders arranged in a star shape in approximately one plane, and by an eccentric shaft actuated, spring-loaded piston, in which the pump medium extends over the circumference of the Eccentrically arranged grooves are sucked in, pumped through the hollow pistons and conveyed further via at least one check valve in the housing, the pistons being designed as a throttle point, in each case a throttle disc is arranged between a collar in the eccentric end of the pistons and return springs.
  • the pump medium on the suction side with increasing speed is opposed by an increasing resistance, which means that from a certain speed the
  • Hydraulic oils are hardly compressible. The pressures arising during the movement of the piston can therefore become very large, which leads to the pump on the one hand - 2 -
  • a disadvantage of the known types of pumps is thus the non-uniform delivery with steep pressure flanks when the pressure valves and mechanical ones open during operation with effective throttling of the suction flow Noise when opening and closing the pressure valves.
  • These known pumps therefore work relatively loudly and are therefore unsuitable for a number of applications, for example for use in a passenger car.
  • a radial piston pump of the type specified is known from DE 37 00 573 AI.
  • the rotor of the known radial piston pump is rotatably mounted on a control pin which, in the plane of the piston bores, contains two control slots which have a large cross section which is substantially constant over their entire length compared to the piston bores.
  • a throttling connection leads from the high-pressure control slot to a pressure chamber formed in the control pin, from which a channel extends, which is located at the web and approximately at the outer dead center between the low-pressure control slot and the high-pressure control slot, based on the direction of rotation of the rotor, opens and periodically has connection to the piston bores.
  • the invention is therefore based on a piston pump - 5 -
  • the invention therefore consists in largely preventing a backflow from the pressure channel into the cylinder having a low or negative pressure at the beginning of the slot on the pressure side.
  • one solution is to pump the incompressible pressure medium to the pressure connection via a pressure control groove (hereinafter often referred to as the damping groove) and preferably a check valve or to greatly reduce the backflow of the hydraulic pressure medium through a special design of the slot-shaped pressure control opening.
  • a third approach starts on the suction side in order to reduce noise and improve performance.
  • the pressure control groove (or damping groove) used on the pressure side can also be successively connected several times in that, in the direction of movement of the rotor, a plurality of pressure control grooves separated by separating webs are each connected to the pressure connection via a check valve.
  • the pressure control grooves can also be operated individually using check valves be connected to the pressure channel belonging to the pressure bore.
  • the invention provides a particularly simple structure for a pump with the features resulting from claim 3.
  • a pump is essentially characterized in that the pressure medium coming from the cylinder is collected in the pressure channels of a radially inner control pin and the pressure is built up there accordingly.
  • the shape of the pressure control groove according to the invention is not critical, which leads to advantages in the production of such a groove.
  • a pump according to the invention which uses the features resulting from claim 9, has proven to be particularly effective. A further improvement here can be achieved by using the features according to claim 10.
  • Another possibility can be to connect the pressure control groove and the pressure channel of the pressure bore to one another by means of an oblique bore which runs essentially in the radial direction and to insert the check valve into the oblique bore.
  • check valve is particularly advantageously achieved using the features of claim 12, since a backflow behavior is largely prevented here.
  • the check valve can also be used in a separate damping channel.
  • Another possibility according to claim 14 can advantageously consist in connecting the channels leading out of the control pins to the pump outlet only in the pump housing via a check valve.
  • the damping groove thus reduces the gradient of the pressure rise in the piston bores at speeds that are above the cut-off speed.
  • the piston bores in the areas of the pressure-side control opening are partly filled with pressure medium and partly with gas or with vacuum.
  • the damping groove dampens the backflow of the pressure medium from the pressure side into the piston bore, while the pressure medium-gas mixture is pre-compressed there by the retracting movement of the pistons. This leads to an improved pressure adjustment between the piston bores and the pressure connection, which significantly reduces pressure pulsations.
  • the relatively small cross-section of the damping groove can also cause considerable power losses, which are disadvantageous if, as in the case of motor vehicles, for example, the drive unit (motor vehicle engine) is limited in its performance or, for example, is to be designed to be as energy-saving as possible .
  • Cross section of the damping groove is preferably small.
  • Area of use is a ratio of the cross section of the
  • the damping groove preferably extends over an angular range of 30 ° to 50 ° and can be designed as a triangular groove with an opening angle of approximately 60 °.
  • the design of the length and cross section of the damping groove forms a compromise between the increased push-out resistance at low speeds and the desired return flow damping at higher speeds.
  • the pressure in the piston bores must not exceed the permissible maximum value in any operating phase.
  • the cross section of the pressure groove adjoining the damping groove is selected according to the invention only so large that the pistons can push out the sucked-in volume without an impermissibly high pressure increase in the piston bores against the system pressure at the pressure connection. It has proven advantageous here if the cross section of the pressure groove is at least twice as large as the cross section of the damping groove. It has also proven to be advantageous if the distance from the end of the pressure groove to the entry dead center is equal to or less than the radius of the piston foot bores. This avoids pressure peaks at the end of the piston stroke. An additional damping effect is achieved on the pressure side according to the invention in that the pressure bore opens into the end of the pressure groove adjacent to the web.
  • damping groove and the pressure groove by a single groove with continuously increasing Cross-section are formed, which extends over a partial area or the entire length of the control opening assigned to the pressure connection.
  • This solution can be used in parallel or alternatively to the solutions according to claim 1 and claim 15.
  • the inventive design of the suction-side control opening achieves a delivery flow character in a piston pump of the type specified, in which a high degree of filling is achieved below a shutdown speed, while above the shutdown speed the delivery rate is almost independent of the speed and constant.
  • the operating temperature of the pump is minimal due to the ambient temperature, the operating medium and changing operating pressures.
  • the favorable filling behavior at speeds below the cut-off speed allows, at least at a higher cut-off speed, a restriction of the means that support the extension of the pistons, e.g. Springs or increased piston weight.
  • pressure pulsations in the suction area of the pump can be reduced to a minimum by the invention.
  • the throttle groove can according to the invention as
  • Triangular groove with an opening angle of approximately 60 °.
  • the throttle groove allows, especially with low speeds, a defined partial filling of the piston bores in the first part of the suction stroke and thereby prevents an excessive pressure drop until the suction bore is reached.
  • the ends of the piston bores facing the control body are offset in the rotor and with piston foot bores of smaller diameter connectable to the control openings.
  • the diameter of the piston foot holes should be chosen so that the piston foot holes have the effect of a throttle orifice.
  • the ratio of the diameter of the piston foot bore and piston bore is preferably between 1: 4 and 1: 7.
  • the invention is based on
  • FIG. 2 shows a cross section through the rotor of the radial piston pump according to FIG. 1,
  • Fig. 3 shows a cross section in the plane of the control openings through the control pin of the radial piston pump according to - 13 -
  • FIG. 6 in a symbolic representation a section through the control pin with recording advantageous angular extent for the embodiment of FIGS. 5 and
  • the radial piston pump 1 shown in FIG. 1 has an essentially disk-shaped pump housing 2, with a continuous longitudinal bore 3 and a cylindrical recess 4 adjoining it.
  • a control pin 5 is fastened in the longitudinal bore 3, for example by being pressed in the recess 4 protrudes.
  • a rotor 6 is rotatably mounted on the control pin 5 in the recess 4, in which a plurality of radially aligned piston bores 7 are formed, in which pistons 8 slide.
  • the pistons 8 are supported with their ends protruding from the piston bores 7 on the inner surface of a cam ring 9, which is mounted eccentrically to the control pin 5 in the recess 4 by means of a roller bearing.
  • the radially inner ends of the piston bores 7 are offset in the rotor 6 and connected to piston base bores 10 which open into the central bearing bore 11 of the rotor 6. - 14 -
  • control openings 12, 13 are formed in the plane of the piston base bores, which in turn connect to the piston base bores 10 when the rotor 6 rotates.
  • the control opening 12 is located in the suction area of the pistons 8 and is connected via a suction bore 14 to a suction channel 15 which runs in the longitudinal direction in the control pin 5 and which is connected to a suction connection 16.
  • the control opening 13 lies in the pressure region of the pistons 8 and is connected via the pressure bore 17 to a pressure channel 18 formed in the control pin 5 parallel to the suction channel 15.
  • the pressure channel 18 opens into an annular groove 19 which is connected to a pressure connection 20.
  • the rotor 6 is driven via a coupling 21 by a shaft 22 which is in the recess
  • the control opening 12 located in the area of the suction stroke of the pistons 8, the maximum delivery volume and the degree of filling are determined and damping of the pressure pulsations on the suction side is achieved.
  • the control opening 12 is divided into three different areas.
  • the first area begins at a distance of about 30 c in the direction of rotation of the rotor 6, indicated by arrow X, after the entry dead center ET, which results from the smallest distance between the control pin 5 and the cam ring 9.
  • This area is designed as a throttle groove 24 of small cross section.
  • the throttle groove 24 has the shape of a triangular groove with an opening angle of approximately 60 °. Your opening width is preferably between 0.7 and 1.2 mm.
  • the throttle groove 24 ensures a defined partial filling of the piston bores 7 and prevents an excessive reduction in pressure before reaching the suction bore 14, thereby reducing pressure pulsations.
  • the narrow throttle groove 24 opens directly into the suction bore 13 which forms the second region of the control opening 12 and is arranged at a distance of approximately 140 ° from the entry dead center ET.
  • the suction hole 14 is followed as a third area by a filling groove 26 with a larger cross section, which ends at the exit emergency point AT.
  • the effective regulating speed of the radial piston pump 14 is determined primarily by the position of the suction bore 14, the filling groove 26 with its comparatively large cross section mainly improving the degree of filling at speeds that are below the regulating speed.
  • the control opening 13 connected to the pressure connection 20 is separated from the filling groove 26 in the area of the exit emergency point AT by a web 27. It is divided into two areas, namely a damping groove 28 and a pressure groove 29. The cross section of the damping groove 28 is small.
  • the length of the damping groove 28 is 40 ° in the described embodiment.
  • the damping groove 28 primarily has the task of avoiding the gradient of the pressure increase in the piston bores 7 at speeds that are above the cut-off speed. At these speeds, the piston bores 7 are partly filled with pressure medium and partly with gas when the connection to the control opening 13 is opened. Due to the high system pressure prevailing in the control opening 13, pressure medium flows back into the piston bores 7, as a result of which these are filled. This results in a pressure drop and shortly thereafter, due to the displacement work of the pistons 8, the pressure rises again to the level of the system pressure.
  • the damping of pressure pulsations is further contributed by the cross section of the pressure groove 29 adjoining the damping groove 28, which cross section is significantly larger, but also limited to a minimum value.
  • the pressure groove 29 extends to the entry dead center ET and thereby allows the pistons 8 to be conveyed until the maximum entry position is reached.
  • the pressure bore 17 opens into the end of the pressure groove 29 which is adjacent to the entry dead center ET and thereby also contributes to the damping effect of the pressure groove - 17th
  • FIG. 5 shows a development corresponding to FIG. 4 for a preferred solution according to claims 1 to 14.
  • the main difference compared to FIG. 4 is that a throttle groove 24 on the suction side has been dispensed with and the pressure control groove 28 on the pressure side Check valve (which roughly corresponds to the previously described damping groove) at the surface of the control pin 5 no longer merges into the pressure groove 29, but is separated from it by a separating web 30.
  • the connection is made via a radial bore 31 indicated in FIG. 5, which is symbolically indicated as line 31 A in FIG. 5.
  • the radial bore 31 and thus the damping groove 28 are connected to the pressure connection 20 via a check valve 32 and a damping channel D.
  • the pressure control opening is designed as a pressure groove 29, which is connected to the pressure connection 20 via the pressure bore 17 and a pressure channel 18, as already described in connection with FIG. 1.
  • the check valve 32 can be arranged in the radial bore 18, in the pressure channel D, but also at the end of the pressure channel D in the connection area to the pressure connection 20 in the housing.
  • the diameter of the radial bore 31 is shown here somewhat smaller than the diameter of the bores 14 and 17.
  • the radial bore can have the same diameter as the bores mentioned.
  • the width and the diameter of the radial groove shown in FIG. 5 is also largely uncritical and can therefore have the same width as the grooves 26 and 29. It is also possible to provide between the grooves 28 and 29 or instead of the groove 28 a plurality of individual grooves lying in line one behind the other, each of which is connected to the pressure connection 20 via its own check valve. This achieves improved performance and reduced noise.
  • the throttle groove 24 has also been dispensed with, since this considerably simplifies the design of the grooves, which now all have the same shape. The resulting reduction in performance or increase in noise is extremely low, so that this must be viewed as an advantageous solution compared to FIG. 4.
  • the position of the suction bore 14 with respect to the filling groove 26 is largely uncritical * as long as only the suction bore 14 is in the region of the filling groove 26.
  • the length of the filling groove largely depends on the desired throttling effect, since the degree of filling of the respective pump cylinder increases with the length of the filling groove 26.
  • the pressure-side control opening 13 according to FIG. 4 has been divided into two grooves separated by a separating web 30, the offset pressure control groove 28 admitting pressure medium from the piston bore 7 (FIGS. 1 and 2) and thus contributes significantly to the pump performance, while a backflow from the groove 29 via the channels 18, D from the groove 29 having a higher pressure into the Pressure control groove 28 is prevented by the check valve 32.

Abstract

Afin d'obtenir une pompe peu bruyante à pistons à régulation de l'aspiration, notamment pour véhicules à moteur, ayant de préférence un téton de commande d'admission interne, avec un courant de refoulement constant dans une large plage de régimes et de pertes en puissance aussi réduites que possible, plusieurs solutions sont décrites. La première solution consiste à subdiviser la fente de commande (13) en plusieurs rainures (27, 28) du côté de la pression, reliées au moins en partie par des soupapes de non retour (32) au raccord de refoulement (20). Une autre solution consiste à adapter la forme de la fente de commande du côté de la pression au mode optimal de fonctionnement; son extrémité d'admission est relativement étroite afin de réduire le bruit (réduction du bruit à des régimes élevés) et son extrémité de sortie a une largeur suffisante pour assurer la puissance requise. Une troisième solution consiste à prévoir une fente (12) du côté d'aspiration ayant une forme analogue et correspondant à celle de la deuxième solution, qui influe en outre par sa longueur sur le degré de remplissage de l'alésage du piston.In order to obtain a low-noise suction-regulated piston pump, in particular for motor vehicles, preferably having an internal intake control nipple, with a constant discharge current over a wide range of speeds and losses in power as small as possible, several solutions are described. The first solution is to subdivide the control slot (13) into several grooves (27, 28) on the pressure side, connected at least in part by non-return valves (32) to the discharge connection (20). Another solution is to adapt the shape of the control slot on the pressure side to the optimum mode of operation; its inlet end is relatively narrow in order to reduce noise (noise reduction at high speeds) and its outlet end has sufficient width to provide the required power. A third solution is to provide a slit (12) on the suction side having a shape similar and corresponding to that of the second solution, which further influences by its length the degree of filling of the piston bore.

Description

Kolbenpumpe, insbesondere Radialkolbenpumpe Piston pump, in particular radial piston pump
Die Erfindung betrifft eine Kolbenpumpe, insbesondere eine Radialkolbenpumpe mit Saugdrosselung.The invention relates to a piston pump, in particular a radial piston pump with suction throttling.
Kolbenpumpen werden häufig von Antriebsaggregaten, beispielsweise Verbrennungsmotoren, angetrieben, deren Antriebsdrehzahl erheblichen Schwankungen unterliegt. Der volle Förderstrombedarf ist aber oft schon bei niedriger Antriebsdrehzahl vorhanden und nimmt mit steigender Antriebsdrehzahl nicht mehr zu. Um die Fördercharakteristik diesem Bedürfnis anzupassen, ist es aus der DE-AS 20 61 960 bekannt, bei einer Radialkolbenpumpe mit in einem Gehäuse sternförmig etwa in einer Ebene angeordneten Zylindern und durch eine Exzenterwelle betätigten, federbelasteten Kolben, bei welcher das Pumpmedium über am Umfang des Exzenters angeordnete Nuten angesaugt, durch die hohlen Kolben gepumpt und über mindestens ein Rückschlagventil im Gehäuse weitergefördert wird, die Kolben als Drosselstelle auszubilden, indem zwischen einem Bund im exzenterseitigen Ende der Kolben und Rückstellfedern jeweils eine Drosselscheibe angeordnet ist. Durch diese Ausbildung wird dem Pumpmedium auf der Saugseite mit zunehmender Drehzahl ein zunehmender Widerstand entgegengesetzt, welcher dazu führt, daß von einer bestimmten Drehzahl ab die Fördermenge nicht mehr linear mit dieser Drehzahl ansteigt, sondern einen maximalen Wert erreicht, welcher nahezu unabhängig von einer weiteren Drehzahlsteigerung ist.Piston pumps are often driven by drive units, for example internal combustion engines, whose drive speed is subject to considerable fluctuations. However, the full flow requirement is often already available at a low drive speed and no longer increases as the drive speed increases. In order to adapt the delivery characteristics to this need, it is known from DE-AS 20 61 960, in a radial piston pump with cylinders arranged in a star shape in approximately one plane, and by an eccentric shaft actuated, spring-loaded piston, in which the pump medium extends over the circumference of the Eccentrically arranged grooves are sucked in, pumped through the hollow pistons and conveyed further via at least one check valve in the housing, the pistons being designed as a throttle point, in each case a throttle disc is arranged between a collar in the eccentric end of the pistons and return springs. With this design, the pump medium on the suction side with increasing speed is opposed by an increasing resistance, which means that from a certain speed the flow rate no longer increases linearly with this speed, but reaches a maximum value that is almost independent of a further speed increase is.
Hydraulische Öle sind kaum kompressibel. Die bei der Bewegung des Kolbens entstehenden Drücke können daher sehr groß werden, was dazu führt, daß die Pumpe zum einen - 2 -Hydraulic oils are hardly compressible. The pressures arising during the movement of the piston can therefore become very large, which leads to the pump on the one hand - 2 -
aufgrund der Überforderung des Materials überbelastet werden kann oder zum anderen der Widerstand des Rotors so groß wird, daß dieser stehenbleibt.can be overloaded due to the excessive demands on the material or, secondly, the resistance of the rotor becomes so great that it stops.
Als Abhilfe hierzu ist man dazu übergegangen, sowohl auf der Saugseite als auch auf der Druckseite Steuerschlitze vorzusehen, welche sich über einen größeren Winkelbereich längs der Bewegungsrichtung der Kolbenbohrung erstrecken, um somit den Saugvorgang als auch den Pumpvorgang zu verstetigen. Derartige Pumpen arbeiten durchaus zufriedenstellend. Erhebliche Probleme gibt es allerdings . dann, wenn man versucht, derartige mit Steuerschlitzen versehene Pumpen im Saugdrosselbetrieb arbeiten zu lassen. Soweit man noch im niedrigen Umdrehungsbereich arbeitet, die Zylinder also wie bei Pumpen ohne Saugdrosselbetrieb auch, voll mit Druckmittel gefüllt werden, arbeitet eine derartige Pumpe wie eine Pumpe ohne Saugdrosselbetrieb. Wird aber die kritische Umdrehungszahl überschritten, so wird der jeweilige Zylinder während des Saugvorgangs nicht mehr voll mit Hydraulikmittel gefüllt, so daß in dem Zylinder ein sehr niedriger Druck oder ein Unterdruck herrscht, wenn der Kompressionsvorgang des Kolbens beginnt. Wenn nun ein derartiger, Unterdruck aufweisender Zylinder Zugang zu dem unter dem Ausgangsdruck der Pumpe stehenden Druck des druckseitigen Steuerschlitzes hat, wird der Zylinder schlagartig mit Druckmittel gefüllt, welches bei der weiteren Rotationsbewegung des Zylinders in der üblichen Weise verdichtet und vor Erreichen des Endes des druckseitigen Steuerschlitzes wieder aus dem Kolben herausgeschoben wird. Die beschriebenen Vorgänge führen zu einer erheblichen Geräuschbildung, die insbesondere dann sehr nachteilig ist, wenn die Arbeitsumgebung der Pumpe leise ist. Dies gilt beispielsweise für die hinsichtlich Geräuschbedämpfung mit immer mehr Komfort versehenen modernen Kraftfahrzeuge. Im übrigen ist durch die Bewegung des Druckmittels vom Druckkanal über den druckseitigen Steuerschlitz in den Zylinder und wieder zurück ein beachtlicher Leistungsverlust zu verzeichnen, der das Antriebsaggregat der Pumpe unnötig belastet.As a remedy to this, it has become common practice to provide control slots on both the suction side and on the pressure side, which extend over a larger angular range along the direction of movement of the piston bore, in order to thus stabilize the suction process and the pumping process. Such pumps work quite satisfactorily. However, there are considerable problems. then, if one tries to make such pumps provided with control slots work in the suction throttle mode. Insofar as you are still working in the low speed range, that is to say the cylinders are filled with pressure medium as in pumps without suction throttle operation, such a pump works like a pump without suction throttle operation. However, if the critical number of revolutions is exceeded, the respective cylinder is no longer completely filled with hydraulic fluid during the suction process, so that there is a very low pressure or a negative pressure in the cylinder when the compression process of the piston begins. If such a cylinder, which has negative pressure, now has access to the pressure of the pressure-side control slot which is under the outlet pressure of the pump, the cylinder is suddenly filled with pressure medium, which compresses in the usual manner during the further rotational movement of the cylinder and before the end of the pressure-side is reached Control slot is pushed out of the piston. The processes described lead to considerable noise, which is particularly disadvantageous when the working environment of the pump is quiet. This applies, for example, to modern motor vehicles which are provided with more and more comfort with regard to noise reduction. In addition, due to the movement of the pressure medium from the pressure channel via the pressure-side control slot into the cylinder and back again, there is a considerable loss in performance, which unnecessarily stresses the drive unit of the pump.
Die hier beschriebenen Vorgänge gelten mit Abwandlung in Analogie auch saugseitig, so daß auch hier Maßnahmen zu treffen sind, die eine Geräuschverbesserung bedingen und Leistungsverluste mindern. Dabei ist allerdings zu beachten, daß das saugseitig entstehende Vakuum in dem Zylinder leichter zu beherrschen ist als druckseitig das inkompressible Hydraulikmedium. Es ist daher durchaus möglich, durch Verkürzen des saugseitigen Schlitzes eine Drosselwirkung zu erzielen, so daß auf eine gesonderte Drosselstelle verzichtet werden kann. Hierdurch läßt sich eine LeistungsVerbesserung und eine Geräuschverminderung erreichen. Der saugseitige Schlitz beträgt hierbei in seiner Länge nur einen Bruchteil der Länge des druckseitigen Schlitzes. Gegebenenfalls läßt sich auf den saugseitigen Schlitz in seiner Gänze verzichten.The processes described here also apply on the suction side, with a modification in analogy, so that measures must also be taken here which result in an improvement in noise and reduce power losses. It should be noted, however, that the vacuum in the cylinder is easier to control than the incompressible hydraulic medium on the pressure side. It is therefore entirely possible to achieve a throttling effect by shortening the suction-side slot, so that a separate throttling point can be dispensed with. This can improve performance and reduce noise. The length of the suction-side slot is only a fraction of the length of the pressure-side slot. If necessary, the entire suction slot can be dispensed with.
Ein Nachteil der bekannten Pumpenarten ist somit die im Betrieb mit wirksamer Drosselung des Saugstroms auftretende, ungleichförmige Förderung mit steilen Druckflanken beim Öffnen der Druckventile und mechanischen Geräuschen beim Auf- und Zugehen der Druckventile. Diese bekannten Pumpen arbeiten daher verhältnismäßig laut und sind daher für eine Reihe von Anwedungen, beispielsweise für den Einsatz in einem Personenwagen, nicht geeignet.A disadvantage of the known types of pumps is thus the non-uniform delivery with steep pressure flanks when the pressure valves and mechanical ones open during operation with effective throttling of the suction flow Noise when opening and closing the pressure valves. These known pumps therefore work relatively loudly and are therefore unsuitable for a number of applications, for example for use in a passenger car.
Eine Radialkolbenpumpe der eingangs angegebenen Art ist aus der DE 37 00 573 AI bekannt. Der Rotor der bekannten Radialkolbenpumpe ist auf einem Steuerzapfen drehbar gelagert, der in der Ebene der Kolbenbohrungen zwei Steuerschlitze von in Vergleich zu den Kolbenbohrungen großem, über ihre gesamt Länge im wesentlichen konstantem Querschnitt enthält. Zur Reduzierung von Ungleichförmigkeiten des FlüssigkeitStroms führt bei der bekannten Radialkolbenpumpe vom Hochdruck-Steuerschlitz eine drosselnde Verbindung zu einem im Steuerzapfen ausgebildeten Druckraum, von dem ein Kanal ausgeht, der am Steg und etwa am äußeren Totpunkt zwischen dem Niederdrucksteuerschlitz und dem Hochdrucksteuerschlitz, bezogen auf die Drehrichtung des Rotors, mündet und periodisch Verbindung zu den Kolbenbohrungen hat. Hierdurch soll eine verbesserte Umsteuerung von der Niederdruck- zur Hochdruckseite im Totpunkt erreicht werden. Diese Maßnahme ist jedoch nicht geeignet, um bei einer Regelung der Fördermenge durch Drosselung des Saugstroms Druckschläge beim Übergang der während des Saughubs nur teilweise gefüllten Kolbenbohrung auf das hohe Druckniveau des Steuerschlitzes der Druckseite zu vermeiden. Derartige Kolbenpumpen sind daher seither nicht mit einer Drosselregelung auf der Saugseite verwendet worden.A radial piston pump of the type specified is known from DE 37 00 573 AI. The rotor of the known radial piston pump is rotatably mounted on a control pin which, in the plane of the piston bores, contains two control slots which have a large cross section which is substantially constant over their entire length compared to the piston bores. In order to reduce non-uniformity of the liquid flow, in the known radial piston pump a throttling connection leads from the high-pressure control slot to a pressure chamber formed in the control pin, from which a channel extends, which is located at the web and approximately at the outer dead center between the low-pressure control slot and the high-pressure control slot, based on the direction of rotation of the rotor, opens and periodically has connection to the piston bores. This is intended to achieve an improved reversal from the low-pressure side to the high-pressure side at the dead center. However, this measure is not suitable for avoiding pressure surges when regulating the delivery rate by throttling the suction flow when the piston bore, which is only partially filled during the suction stroke, reaches the high pressure level of the control slot on the pressure side. Piston pumps of this type have therefore not been used since then with a throttle control on the suction side.
Die Erfindung geht daher aus von einer Kolbenpumpe der sich - 5 -The invention is therefore based on a piston pump - 5 -
aus dem Oberbegriff des Hauptanspruch ergebenden Gattung und hat sich zur Aufgabe gestellt, die Geräuschbildung und Leistungsaufnahme dieser Pumpe mit vergleichsweise einfachen Mitteln herabzusetzen.from the preamble of the main claim and has set itself the task of reducing the noise and power consumption of this pump with comparatively simple means.
Diese Aufgabe wird durch eine Kombination von Merkmalen gelöst, wie sie sich aus dem kennzeichnenden Teil der nebengeordneten Ansprüche 1, 15 und 20 ergibt.This object is achieved by a combination of features as it results from the characterizing part of the independent claims 1, 15 and 20.
Die Erfindung besteht im Prinzip also darin, druckseitig einen Rückstrom vom Druckkanal in den einen niedrigen oder Unterdruck aufweisenden Zylinder am Beginn des druckseitigen Schlitzes weitgehend zu verhindern. Dabei besteht die eine Lösung im Kern darin, das inkompressible Druckmedium über eine Drucksteuernut (nachfolgend vielfach als Dämpfungsnut bezeichnet) und vorzugsweise ein Rückschlagventil zu dem Dzruckanschluß zu pumpen oder durch eine besondere Ausgestaltung der schlitzförmigen Drucksteueröffnung den Rückfluß des hydraulischen Druckmittels stark herabzusetzen. Ein dritter Lösungsansatz setzt auf der Saugseite an, um hier eine Geräuschverminderung und Leistungsverbesserung zu erreichen.In principle, the invention therefore consists in largely preventing a backflow from the pressure channel into the cylinder having a low or negative pressure at the beginning of the slot on the pressure side. In essence, one solution is to pump the incompressible pressure medium to the pressure connection via a pressure control groove (hereinafter often referred to as the damping groove) and preferably a check valve or to greatly reduce the backflow of the hydraulic pressure medium through a special design of the slot-shaped pressure control opening. A third approach starts on the suction side in order to reduce noise and improve performance.
Die auf der Druckseite angewendete Drucksteuernut (bzw. Dämpfungsnut) läßt sich auch mehrfach mit Erfolg hintereinanderschalten, indem in Bewegungsrichtung des Rotors mehrere durch Trennstege voneinander getrennte Drucksteuernuten jeweils über ein Rückschlagventil mit dem Druckanschluß verbunden sind. Selbstverständlich können auch die Drucksteuernuten über Rückschlagventile einzeln mit dem zur Druckbohrung gehörenden Druckkanal verbunden sein.The pressure control groove (or damping groove) used on the pressure side can also be successively connected several times in that, in the direction of movement of the rotor, a plurality of pressure control grooves separated by separating webs are each connected to the pressure connection via a check valve. Of course, the pressure control grooves can also be operated individually using check valves be connected to the pressure channel belonging to the pressure bore.
Die Erfindung ergibt einen besonders einfachen Aufbau für eine Pumpe mit den sich aus Anspruch 3 ergebenden Merkmalen. Eine derartige Pumpe zeichnet sich im wesentlichen dadurch aus, daß das Druckmittel, vom Zylinder kommend, in den Druckkanälen eines radial innen liegenden Steuerzapfens gesammelt und dort dementsprechend der Druck aufgebaut wird.The invention provides a particularly simple structure for a pump with the features resulting from claim 3. Such a pump is essentially characterized in that the pressure medium coming from the cylinder is collected in the pressure channels of a radially inner control pin and the pressure is built up there accordingly.
An sich ist es möglich, die direkt mit dem Druckanschluß der Pumpe verbundene Drucksteueröffnung als eine Bohrung vorzusehen. Die Leistungsaufnahme der Pumpe läßt sich aber besser begrenzen und die Belastung der Pumpenbauteile läßt sich herabsetzen durch die sich aus Anspruch 4 ergebenden Merkmale, da hierdurch die Fördermenge der Pumpe erhöht und die Druckbelastung im Zylinder herabgesetzt wird.As such, it is possible to provide the pressure control opening directly connected to the pressure connection of the pump as a bore. The power consumption of the pump can be better limited and the load on the pump components can be reduced by the features resulting from claim 4, since this increases the delivery rate of the pump and the pressure load in the cylinder is reduced.
Wie weiter oben schon erläutert, läßt sich eine weitere Herabsetzung der Geräuschbildung und eine Verbesserung des Wirkungsgrades durch Maßnahmen erreichen, wie sie in Anspruch 5 dargelegt sind. Hierbei ist allerdings ein etwas höherer Fertigungsaufwand notwendig. In der Praxis kommt man durchaus mit einer einzigen Drucksteuernut aus.As already explained above, a further reduction in noise generation and an improvement in efficiency can be achieved by measures as set out in claim 5. However, a somewhat higher manufacturing effort is necessary here. In practice you can get by with just one pressure control groove.
Für eine korrekte Arbeitsweise der erfindungsgemäßen Drucksteuernut ist die Berücksichtigung der in Anspruch 6 angegebenen Merkmale wichtig, da hier eine optimale Arbeitsweise erreicht wird. - 7 -For a correct operation of the pressure control groove according to the invention, it is important to take into account the features specified in claim 6, since an optimal operation is achieved here. - 7 -
Folgt man diesen Maßnahmen nicht, so muß befürchtet werden, daß über den Zylinder die Druckunterschiede in den einzelnen Drucksteuernuten kurzgeschlossen werden, so daß hier mit einer zusätzlichen Geräuschbildung und mit einer Leistungsaufnahme zu rechnen ist.If you do not follow these measures, it must be feared that the pressure differences in the individual pressure control grooves will be short-circuited via the cylinder, so that additional noise and power consumption can be expected here.
Weiterhin ist es besonders vorteilhaft, zur Optimierung der Arbeitsweise der erfindungsgemäßen Pumpe die in Anspruch 7 angegebenen Merkmale zu berücksichtigen, da andernfalls der Druckunterschied in zwei nacheinander folgenden Zylindern über die Drucksteuernut selbst, möglicherweise aber auch über die zu lang gewählte Drucksteueröffnung, ausgeglichen wird, was wiederum zu Geräuschbildung und zu Leistungsverlust führt.Furthermore, it is particularly advantageous to take into account the features specified in claim 7 in order to optimize the mode of operation of the pump according to the invention, since otherwise the pressure difference in two successive cylinders is compensated for via the pressure control groove itself, but possibly also via the pressure control opening which is selected too long, which again leads to noise and loss of performance.
An sich ist die Form der erfindungsgemäßen Drucksteuernut unkritisch, was zu Vorteilen bei der Fertigung einer derartigen Nut führt. In Verbesserung der Erfindung empfiehlt es sich hierbei, die Merkmale nach Anspruch 8 anzuwenden, da hier durch einen einfachen Fräsvorgang die Dämpfungsnut hergestellt werden kann.As such, the shape of the pressure control groove according to the invention is not critical, which leads to advantages in the production of such a groove. In an improvement of the invention, it is recommended here to apply the features of claim 8, since the damping groove can be produced here by a simple milling process.
Als besonders wirkungsvoll hat sich eine erfindungsgemäße Pumpe erwiesen, die die sich aus Anspruch 9 ergebenden Merkmale anwendet. Eine weitere Verbesserung hierbei läßt sich durch Nutzung der Merkmale gemäß Anspruch 10 erreichen.A pump according to the invention, which uses the features resulting from claim 9, has proven to be particularly effective. A further improvement here can be achieved by using the features according to claim 10.
Eine weitere Vereinfachung ergibt sich durch Anwendung der Merkmale nach Anspruch 11, indem mit dem Arbeitsgang des Bohrens des Druck- und des Saugkanals gleichzeitig auch der Dämpfungskanal gebohrt werden kann. Eine andere Möglichkeit kann darin bestehen, durch eine schräge, im wesentlichen in radialer Richtung verlaufende Bohrung Drucksteuernut und Druckkanal der Druckbohrung miteinander zu verbinden und das Rückschlagventil in die Schrägbohrung einzusetzen.A further simplification results from the application of the features according to claim 11, in that with the operation of drilling the pressure and suction channels at the same time Damping channel can be drilled. Another possibility can be to connect the pressure control groove and the pressure channel of the pressure bore to one another by means of an oblique bore which runs essentially in the radial direction and to insert the check valve into the oblique bore.
Die Wirkung des Ruckschlagventiles wird besonders vorteilhaft unter Anwendung der Merkmale nach Anspruch 12 erreicht, da hier ein Rückströmverhalten weitgehend verhindert wird. In vorteilhafter Weiterbildung der Erfindung kann man auch das Rückschlagventil in einen gesonderten Bedämpfungskanal gemäß Anspruch 11 einsetzen. Eine andere Möglichkeit gemäß Anspruch 14 kann vorteilhaft darin bestehen, die aus den Steuerzapfen herausführenden Kanäle erst in dem Pumpengehäuse über ein Rückschlagventil miteinander zum Pumpenausgang hin zu verbinden.The effect of the check valve is particularly advantageously achieved using the features of claim 12, since a backflow behavior is largely prevented here. In an advantageous development of the invention, the check valve can also be used in a separate damping channel. Another possibility according to claim 14 can advantageously consist in connecting the channels leading out of the control pins to the pump outlet only in the pump housing via a check valve.
Eine weitere Lösung der erfindungsgemäßen Aufgabe läßt sich in einfacher Weise durch die sich aus Anspruch 15 ergebende Merkmalskombination erreichen. Hierbei wird die Drucksteuernut quasi einstückig, ohne gesonderte Verbindung zum Druckanschluß, mit der DrucksteuerÖffnung verbunden, wobei die so gebildete Drucksteuernut aber einen sehr viel geringeren Querschnitt als die Nut der Steueröffnung aufweisen sollte, die nachfolgend vielfach als Drucknut bezeichnet wird. Es ergibt sich hierdurch ein sehr viel einfacherer Aufbau der Pumpe, der allerdings zwei Einschränkungen unterliegt. Zum einen ist die Dimensionierung der einzelnen Nuten von der Pumpenleistung und der gewählten Drehzahl abhängig, ab der die Fördermenge nicht mehr erhöht wird (Abregeldrehzahl) . Somit muß zur Optimierung des Geräusch- und Leistungsverhaltens die Abmessung der Nuten an die jeweilige Pumpe angepaßt werden. (Die anfangs beschriebene Lösung gemäß Anspruch 1 ist hierbei vergleichsweise unkritisch). Die Dämpfungsnut vermindert somit den Gradienten des Druckanstiegs in den Kolbenbohrungen bei Drehzahlen, die über der Abregeldrehzahl liegen. In diesem Drehzahlbereich sind die Kolbenbohrungen bei Bereichen der druckseitigen Steueröffnung teilweise mit Druckmedium und teilweise mit Gas bzw. mit Vakuum gefüllt. Die Dämpfungsnut bedämpft die Rückströmung des Druckmediums von der Druckseite in die Kolbenbohrung, während dort durch die Einfahrbewegung der Kolben das Druckmedium-Gasgemisch vorkomprimiert wird. Dies bewirkt eine verbesserte Druckangleichung zwischen den Kolbenbohrungen und dem Druckanschluß, wodurch Druckpulsationen entscheidend vermindert werden. Dabei ist allerdings zu beachten, daß durch den relativ kleinen Querschnitt der Dämpfungsnut auch beachtliche Leistungsverluste bewirkt werden können, die dann nachteilig sind, wenn, wie beispielsweise bei Kraftfahrzeugen, das Antriebsaggregat (Kraftfahrzeugmotor) in seiner Leistungsfähigkeit beschränkt ist oder z.B. möglicht energiesparend ausgestaltet werden soll.Another solution to the object of the invention can be achieved in a simple manner by the combination of features resulting from claim 15. Here, the pressure control groove is connected in one piece, without a separate connection to the pressure connection, to the pressure control opening, but the pressure control groove formed in this way should have a much smaller cross section than the groove of the control opening, which is often referred to below as the pressure groove. This results in a much simpler construction of the pump, which is, however, subject to two restrictions. On the one hand, the dimensioning of the individual grooves depends on the pump output and the selected speed, from which the flow rate is no longer increased (regulation speed). Thus, the Optimization of the noise and performance behavior, the dimensions of the grooves can be adapted to the respective pump. (The initially described solution according to claim 1 is comparatively uncritical). The damping groove thus reduces the gradient of the pressure rise in the piston bores at speeds that are above the cut-off speed. In this speed range, the piston bores in the areas of the pressure-side control opening are partly filled with pressure medium and partly with gas or with vacuum. The damping groove dampens the backflow of the pressure medium from the pressure side into the piston bore, while the pressure medium-gas mixture is pre-compressed there by the retracting movement of the pistons. This leads to an improved pressure adjustment between the piston bores and the pressure connection, which significantly reduces pressure pulsations. It should be noted, however, that the relatively small cross-section of the damping groove can also cause considerable power losses, which are disadvantageous if, as in the case of motor vehicles, for example, the drive unit (motor vehicle engine) is limited in its performance or, for example, is to be designed to be as energy-saving as possible .
In vorteilhfter Weiterbildung empfiehlt sich hierbei dieIn an advantageous further development, the
Anwendung der Merkmalskombination nach Anspruch 16. DerApplication of the combination of features according to claim 16. The
Querschnitt der Dämpfungsnut ist vorzugsweise klein.Cross section of the damping groove is preferably small.
Versuche haben gezeigt, daß je nach Pumpengröße undTests have shown that depending on the pump size and
Einsatzgebiet ein Verhältnis des Querschnitts derArea of use is a ratio of the cross section of the
2 Dämpfungsnut in mm gemessen zum Hubvolumen eines Kolbens in mm gemessen 1:1000 bis 1:1600, vorzugsweise 1:1300 - 10 -2 damping groove in mm measured to the stroke volume of a piston in mm measured 1: 1000 to 1: 1600, preferably 1: 1300 - 10 -
zweckmäßig ist.is appropriate.
Die Dämpfungsnut erstreckt sich vorzugsweise über einen Winkelbereich von 30° bis 50° und kann als Dreiecksnut mit ca. 60° Öffnungswinkel ausgebildet sein. Die Auslegung von Länge und Querschnitt der Dämpfungsnut bildet dabei einen Kompromiß zwischen dem erhöhten Ausschiebewiderstand bei niedrigen Drehzahlen und der angestrebten Rückströmdämpfung bei höheren Drehzahlen. Dabei darf der Druck in den Kolbenbohrungen in keiner Betriebsphase den zulässigen Höchstwert überschreiten.The damping groove preferably extends over an angular range of 30 ° to 50 ° and can be designed as a triangular groove with an opening angle of approximately 60 °. The design of the length and cross section of the damping groove forms a compromise between the increased push-out resistance at low speeds and the desired return flow damping at higher speeds. The pressure in the piston bores must not exceed the permissible maximum value in any operating phase.
Der Querschnitt der sich an die Dampfungsnut anschließenden Drucknut wird erfindungsgemäß nur so groß gewählt, daß die Kolben das angesaugte Volumen ohne unzulässig hohen Druckanstieg in den Kolbenbohrungen gegen den Systemdruck am Druckanschluß ausschieben können. Hierbei hat es sich als vorteilhaft erwiesen, wenn der Querschnitt der Drucknut wenigstens doppelt so groß ist wie der Querschnitt der Dämpfungsnut. Es hat sich weiterhin als vorteilhaft erwiesen, wenn der Abstand vom Ende der Drucknut bis zum Einfahrtotpunkt gleich oder kleiner ist als der Radius der Kolbenfußbohrungen. Hierdurch werden Druckspitzen am Ende des Einfahrhubs der Kolben vermieden. Eine zusätzliche dämpfende Wirkung wird auf der Druckseite erfindungsgemäß dadurch erreicht, daß die Druckbohrung in das dem Steg benachbarte Ende der Drucknut mündet.The cross section of the pressure groove adjoining the damping groove is selected according to the invention only so large that the pistons can push out the sucked-in volume without an impermissibly high pressure increase in the piston bores against the system pressure at the pressure connection. It has proven advantageous here if the cross section of the pressure groove is at least twice as large as the cross section of the damping groove. It has also proven to be advantageous if the distance from the end of the pressure groove to the entry dead center is equal to or less than the radius of the piston foot bores. This avoids pressure peaks at the end of the piston stroke. An additional damping effect is achieved on the pressure side according to the invention in that the pressure bore opens into the end of the pressure groove adjacent to the web.
In einer alternativen Ausgestaltung der Erfindung kann weiterhin vorgesehen sein, daß die Dämpfungsnut und die Drucknut durch eine einzige Nut mit stetig zunehmendem Querschnitt gebildet sind, die sich über einen Teilbereich oder die gesamt Länge der dem Druckanschluß zugeordneten Steueröffnung erstreckt.In an alternative embodiment of the invention it can further be provided that the damping groove and the pressure groove by a single groove with continuously increasing Cross-section are formed, which extends over a partial area or the entire length of the control opening assigned to the pressure connection.
Eine weitere Möglichkeit zur Lösung der gestellten Aufgabe ergibt sich durch Anwendung der Merkmale nach Anspruch 24 bei einer Pumpe der sich aus Anspruch 1 ergebenden Gattung. Diese Lösung kann parallel oder auch alternativ zu den Lösungen gemäß Anspruch 1 und Anspruch 15 angewendet werden. Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung der saugseitigen Steueröffnung wird bei einer Kolbenpumpe der angegebenen Art ein Förderstromcharakter erzielt, bei der unterhalb einer Abregeldrehzahl ein hoher Füllungsgrad erreicht wird, während oberhalb der Abregeldrehzahl die Fördermenge nahezu drehzahlunabhängig und konstant ist. Durch die Umgebungstemperatur, das Betriebsmedium und wechselnde Betriebsdrücke bedingte Einflüsse auf die Betriebseigenschaften der Pumpe sind gering. Das günstige Füllverhalten bei Drehzahlen unterhalb der Abregeldrehzahl ermöglicht, zumindest bei höherer Abregeldrehzahl, eine Einschränkung der Mittel, die das Ausfahren der Kolben unterstützen, wie z.B. Federn oder erhöhtes Kolbengewicht. Weiterhin lassen sich durch die Erfindung Druckpulsationen im Saugbereich der Pumpe auf ein Minimum reduzieren.A further possibility for solving the problem arises by using the features according to claim 24 in a pump of the type resulting from claim 1. This solution can be used in parallel or alternatively to the solutions according to claim 1 and claim 15. The inventive design of the suction-side control opening achieves a delivery flow character in a piston pump of the type specified, in which a high degree of filling is achieved below a shutdown speed, while above the shutdown speed the delivery rate is almost independent of the speed and constant. The operating temperature of the pump is minimal due to the ambient temperature, the operating medium and changing operating pressures. The favorable filling behavior at speeds below the cut-off speed allows, at least at a higher cut-off speed, a restriction of the means that support the extension of the pistons, e.g. Springs or increased piston weight. Furthermore, pressure pulsations in the suction area of the pump can be reduced to a minimum by the invention.
Günstig ist es, wenn das Verhältnis des Querschnitts derIt is favorable if the ratio of the cross section of the
2 Drosselnut in mm gemessen zum Hubvolumen eines Kolbens2 throttle groove in mm measured to the stroke volume of a piston
3 in mm gemessen 1:700 bis 1:1200, insbesondere 1:1000 beträgt. Die Drosselnut kann erfindungsgemäß als3 measured in mm is 1: 700 to 1: 1200, in particular 1: 1000. The throttle groove can according to the invention as
Dreiecksnut mit einem Öffnungswinkel von ca. 60° ausgebildet sein. Die Drosselnut erlaubt, insbesondere bei kleinen Drehzahlen, eine definierte Teilbefüllung der Kolbenbohrungen im ersten Teil des Saughubs und verhindert dadurch ein zu starkes Druckgefälle bis zum Erreichen der Saugbohrung.Triangular groove with an opening angle of approximately 60 °. The throttle groove allows, especially with low speeds, a defined partial filling of the piston bores in the first part of the suction stroke and thereby prevents an excessive pressure drop until the suction bore is reached.
Um die Drosselquerschnitte besser variieren und die Abregeldrehzahl entsprechend den jeweiligen Anforderungen festlegen und um die Kolbenbohrungen von den Druckschwingungen im Saugkanal entkoppeln zu können, sind nach einem weiteren Vorschlag der Erfindung die dem Steuerkörper zugekehrten Enden der Kolbenbohrungen im Rotor abgesetzt und über Kolbenfußbohrungen von geringerem Durchmesser mit den Steueröffnungen verbindbar. Der Durchmesser der Kolbenfußbohrungen ist dabei so zu wählen, daß die Kolbenfußbohrungen die Wirkung einer Drosselblende haben. Vorzugsweise liegt das Verhältnis der Durchmesser von Kolbenfußbohrung und Kolbenbohrung zwischen 1:4 und 1:7.In order to better vary the throttle cross-sections and to determine the cut-off speed according to the respective requirements and to be able to decouple the piston bores from the pressure vibrations in the suction channel, according to a further proposal of the invention the ends of the piston bores facing the control body are offset in the rotor and with piston foot bores of smaller diameter connectable to the control openings. The diameter of the piston foot holes should be chosen so that the piston foot holes have the effect of a throttle orifice. The ratio of the diameter of the piston foot bore and piston bore is preferably between 1: 4 and 1: 7.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand vonThe invention is based on
Ausführungsbeispielen näher erläutert, die in der Zeichnung dargestellt sind. Es zeigenEmbodiments explained, which are shown in the drawing. Show it
Fig. 1 einen Axialschnitt einer Radialkolbenpumpe gemäß der Erfindung,1 is an axial section of a radial piston pump according to the invention,
Fig. 2 einen Querschnitt durch en Rotor der Radialkolbenpumpe gemäß Fig. 1,2 shows a cross section through the rotor of the radial piston pump according to FIG. 1,
Fig. 3 einen Querschnitt in der Ebene der Steueröffnungen durch den Steuerzapfen der Radialkolbenpumpe gemäß - 13 -Fig. 3 shows a cross section in the plane of the control openings through the control pin of the radial piston pump according to - 13 -
Fig . 1 undFig. 1 and
Fig. 4 eine Abwicklung der Steueröffnungen gemäß Fig. 3,4 shows a processing of the control openings according to FIG. 3,
Fig. 5 die Abwicklung einer weiteren Ausführungsform der Erfindung mit getrennter Dämpfungsnut,5 shows the handling of a further embodiment of the invention with a separate damping groove,
Fig. 6 in symbolischer Darstellung einen Schnitt durch den Steuerzapfen mit Aufzeichnung vorteilhafter Winkelerstreckung für die Ausführungsform nach Fig. 5 undFig. 6 in a symbolic representation a section through the control pin with recording advantageous angular extent for the embodiment of FIGS. 5 and
Die in Fig. 1 dargestellte Radialkolbenpumpe 1 weist ein im wesentlichen scheibenförmiges Pumpengehäuse 2 auf, mit einer durchgehenden Längsbohrung 3 und einer sich an diese anschließenden, zylindrischen Ausnehmung 4. In der Längsbohrung 3 ist ein Steuerzapfen 5, beispielsweise durch Einpressen, befestigt, der in die Ausnehmung 4 hineinragt. Auf dem Steuerzapfen 5 ist in der Ausnehmung 4 ein Rotor 6 drehbar gelagert, in dem mehrere, radial ausgerichtete Kolbenbohrungen 7 ausgebildet sind, in denen Kolben 8 gleiten. Die Kolben 8 stützen sich mit ihren aus den Kolbenbohrungen 7 herausragenden Enden an der Innenfläche eines Hubrings 9 ab, der mittels eines Wälzlagers exzentrisch zum Steuerzapfen 5 in der Ausnehmung 4 gelagert ist. Die radial inneren Enden der Kolbenbohrungen 7 sind im Rotor 6 abgesetzt und an Kolbenfußbohrungen 10 angeschlossen, die in die mittige Lagerbohrung 11 des Rotors 6 münden. - 14 -The radial piston pump 1 shown in FIG. 1 has an essentially disk-shaped pump housing 2, with a continuous longitudinal bore 3 and a cylindrical recess 4 adjoining it. A control pin 5 is fastened in the longitudinal bore 3, for example by being pressed in the recess 4 protrudes. A rotor 6 is rotatably mounted on the control pin 5 in the recess 4, in which a plurality of radially aligned piston bores 7 are formed, in which pistons 8 slide. The pistons 8 are supported with their ends protruding from the piston bores 7 on the inner surface of a cam ring 9, which is mounted eccentrically to the control pin 5 in the recess 4 by means of a roller bearing. The radially inner ends of the piston bores 7 are offset in the rotor 6 and connected to piston base bores 10 which open into the central bearing bore 11 of the rotor 6. - 14 -
Im Steuerzapfen 5 sind in der Ebene der Kolbenfußbohrungen 10 Steueröffnungen 12,13 ausgebildet, die bei Drehung des Rotors 6 nacheinander mit den Kolbenfußbohrungen 10 in Verbindung treten. Die Steueröffnung 12 befindet sich im Saugbereich der Kolben 8 und ist über eine Saugbohrung 14 an einen in Längsrichtung im Steuerzapfen 5 verlaufenden Saugkanal 15 angeschlossen, der mit einem Sauganschluß 16 in Verbindung steht. Die Steueröffnung 13 liegt im Druckbereich der Kolben 8 und ist über die Druckbohrung 17 an einen parallel zum Saugkanal 15 im Steuerzapfen 5 ausgebildeten Druckkanal 18 angeschlosen. Der Druckkanal 18 mündet in eine Ringnut 19, die mit einem Druckanschluß 20 in Verbindung steht. Der Rotor 6 wird über eine Kupplung 21 von einer Welle 22 angetrieben, die in einem die AusnehmungIn the control pin 5 10 control openings 12, 13 are formed in the plane of the piston base bores, which in turn connect to the piston base bores 10 when the rotor 6 rotates. The control opening 12 is located in the suction area of the pistons 8 and is connected via a suction bore 14 to a suction channel 15 which runs in the longitudinal direction in the control pin 5 and which is connected to a suction connection 16. The control opening 13 lies in the pressure region of the pistons 8 and is connected via the pressure bore 17 to a pressure channel 18 formed in the control pin 5 parallel to the suction channel 15. The pressure channel 18 opens into an annular groove 19 which is connected to a pressure connection 20. The rotor 6 is driven via a coupling 21 by a shaft 22 which is in the recess
4 verschließenden Deckel 23 gelagert ist.4 closing lid 23 is mounted.
Die Ausgestaltung der SteuerÖffnungen 12,13 im SteuerzapfenThe design of the control openings 12, 13 in the control pin
5 ist aus den Fig. 3 und 4 ersichtlich. Durch die Auslegung der Strömungsquerschnitte der im Bereich des Saughubs der Kolben 8 liegenden Steueröffnung 12 wird das maximale Fördervolumen und der Füllungsgrad bestimmt sowie eine Dämpfung der Druckpulsationen auf der Saugseite erreicht. Die Steueröffnung 12 ist in drei unterschiedliche Bereiche gegliedert. Der erste Bereich beginnt in einem Abstand von etwa 30c in der durch Pfeil X gekennzeichneten Drehrichtung des Rotors 6 gesehen nach dem Einfahrtotpunkt ET, der sich aus dem geringsten Abstand zwischen dem Steuerzapfen 5 und dem Hubring 9 ergibt. Dieser Bereich ist als Drosselnut 24 von geringem Querschnitt ausgebildet. Die Drosselnut 24 hat die Form einer Dreiecksnut mit einem Öffnungswinkel von etwa 60°. Ihre Öffnungsbreite liegt vorzugsweise zwischen 0,7 und 1,2 mm. Vor allem bei kleinen Drehzahlen sorgt die Drosselnut 24 für eine definierte Teilbefüllung der Kolbenbohrungen 7 und sie verhindert eine zu starke Druckabsenkung vor dem Erreichen der Saugbohrung 14, wodurch Druckpulsationen vermindert werden. Die enge Drosselnut 24 mündet unmittelbar in die den zweiten Bereich der Steueröffnung 12 bildende Saugbohrung 13, die in einem Abstand von etwa 140° vom Einfahrtotpunkt ET angeordnet ist. An die Saugbohrung 14 schließt sich als dritter Bereich eine Füllnut 26 mit größerem Querschnitt an, die im Ausfahrtotpunkt AT endet. Vor allem durch die Lage der Saugbohrung 14 wird die wirksame Abregeldrehzahl der Radialkolbenpumpe 14 bestimmt, wobei die Füllnut 26 mit ihren vergleichsweise großen Querschnitt hauptsächlich den Füllungsgrad bei Drehzahlen verbessert, die unter der Abregeldrehzahl liegen. Durch eine kurze Füllnut 26 kann andererseits auf eine starke Drosselung des Saugstroms, in den Kolbenfußbohrungen 10 weitgehend verzichtet werden, wodurch eine Schmutzempfindlichkeit der Pumpe reduziert wird. Soll eine niedrige Abregeldrehzahl erreicht werden, so kann die Saugbohrung 14 unmittelbar vor dem Ausfahrtotpunkt AT angeordnet sein und auf eine Füllnut 26 verzichtet werden.5 can be seen from FIGS. 3 and 4. By designing the flow cross-sections of the control opening 12 located in the area of the suction stroke of the pistons 8, the maximum delivery volume and the degree of filling are determined and damping of the pressure pulsations on the suction side is achieved. The control opening 12 is divided into three different areas. The first area begins at a distance of about 30 c in the direction of rotation of the rotor 6, indicated by arrow X, after the entry dead center ET, which results from the smallest distance between the control pin 5 and the cam ring 9. This area is designed as a throttle groove 24 of small cross section. The throttle groove 24 has the shape of a triangular groove with an opening angle of approximately 60 °. Your opening width is preferably between 0.7 and 1.2 mm. Especially at low speeds, the throttle groove 24 ensures a defined partial filling of the piston bores 7 and prevents an excessive reduction in pressure before reaching the suction bore 14, thereby reducing pressure pulsations. The narrow throttle groove 24 opens directly into the suction bore 13 which forms the second region of the control opening 12 and is arranged at a distance of approximately 140 ° from the entry dead center ET. The suction hole 14 is followed as a third area by a filling groove 26 with a larger cross section, which ends at the exit emergency point AT. The effective regulating speed of the radial piston pump 14 is determined primarily by the position of the suction bore 14, the filling groove 26 with its comparatively large cross section mainly improving the degree of filling at speeds that are below the regulating speed. A short filling groove 26, on the other hand, can largely dispense with a strong throttling of the suction flow in the piston base bores 10, thereby reducing the sensitivity of the pump to dirt. If a low regulation speed is to be achieved, the suction bore 14 can be arranged immediately before the exit emergency point AT and a filling groove 26 can be dispensed with.
Die mit dem Druckanschluß 20 verbundene Steueröffnung 13 ist im Bereich des Ausfahrtotpunkts AT durch einen Steg 27 von der Füllnut 26 getrennt. Sie ist in zwei Bereiche, nämlich eine Dämpfungsnut 28 und eine Drucknut 29 unterteilt. Der Querschnitt der Dämpfungsnut 28 ist klein. Versuche haben gezeigt, daß Dreiecksnuten mit ca. 60° Öffnungswinkel und einer Öffnungsbreite zwischen 0,6 und - 16 -The control opening 13 connected to the pressure connection 20 is separated from the filling groove 26 in the area of the exit emergency point AT by a web 27. It is divided into two areas, namely a damping groove 28 and a pressure groove 29. The cross section of the damping groove 28 is small. Experiments have shown that triangular grooves with an opening angle of approximately 60 ° and an opening width between 0.6 and - 16 -
1,0 mm in vielen Anwendungsfällen ausreichend sind. Die Länge der Dämpfungsnut 28 beträgt bei der beschriebenen Ausführungsform 40°. Die Dämpfungsnut 28 hat in erster Linie die Aufgabe, den Gradienten des Druckanstiegs in den Kolbenbohrungen 7 bei Drehzahlen zu vermeiden, die über der Abregeldrehzahl liegen. Bei diesen Drehzahlen sind die Kolbenbohrungen 7 bei Öffnung der Verbindung zur Steueröffnung 13 teils mit Druckmedium und teils mit Gas gefüllt. Durch den in der Steueröffnung 13 herrschenden hohen Systemdruck strömt Druckmedium in die Kolbenbohrungen 7 zurück, wodurch diese gefüllt werden. Hierbei kommt es zu einem Druckabfall und kurz darauf durch die Verdrängungsarbeit der Kolben 8 erneut zu einem Druckanstieg auf das Niveau des Systemdrucks. Durch die Drosselwirkung der Dämpfungsnut 28 wird die Rückströmung in die Zylinderbohrung 7 gedämpft, während dort durch die Einfahrbewegung der Kolben 8 das Druckmedium komprimiert wird. Auf diese Weise wird eine vergleichsweise langsame Druckangleichung zwischen den Kolbenbohrungen 7 und dem Druckanschluß 20 erreicht, und die Druckpulsationen werden erheblich vermindert.1.0 mm is sufficient in many applications. The length of the damping groove 28 is 40 ° in the described embodiment. The damping groove 28 primarily has the task of avoiding the gradient of the pressure increase in the piston bores 7 at speeds that are above the cut-off speed. At these speeds, the piston bores 7 are partly filled with pressure medium and partly with gas when the connection to the control opening 13 is opened. Due to the high system pressure prevailing in the control opening 13, pressure medium flows back into the piston bores 7, as a result of which these are filled. This results in a pressure drop and shortly thereafter, due to the displacement work of the pistons 8, the pressure rises again to the level of the system pressure. The backflow into the cylinder bore 7 is damped by the throttling action of the damping groove 28, while the pressure medium is compressed there by the retracting movement of the pistons 8. In this way, a comparatively slow pressure adjustment between the piston bores 7 and the pressure connection 20 is achieved, and the pressure pulsations are considerably reduced.
Zur Dämpfung von Druckpulsationen trägt weiterhin der zwar deutlich größere, jedoch ebenfalls auf einen Minimalwert begrenzte Querschnitt der sich an die Dämpfungsnut 28 anschließenden Drucknut 29 bei. Die Drucknut 29 erstreckt sich bis zum Einfahrtotpunkt ET und erlaubt dadurch ein Fördern der Kolben 8 bis zur Erreichung der maximalen Einfahrposition. Die Druckbohrung 17 mündet in das dem Einfahrtotpunkt ET benachbarte Ende der Drucknut 29 und trägt dadurch ebenfalls zur Dämpfungswirkung der Drucknut - 17The damping of pressure pulsations is further contributed by the cross section of the pressure groove 29 adjoining the damping groove 28, which cross section is significantly larger, but also limited to a minimum value. The pressure groove 29 extends to the entry dead center ET and thereby allows the pistons 8 to be conveyed until the maximum entry position is reached. The pressure bore 17 opens into the end of the pressure groove 29 which is adjacent to the entry dead center ET and thereby also contributes to the damping effect of the pressure groove - 17th
29 bei .29 at.
Fig. 5 zeigt eine der Fig. 4 entsprechende Abwicklung für eine bevorzugte Lösung gemäß den Ansprüchen 1 bis 14. Der wesentliche Unterschied gegenüber Fig. 4 besteht darin, daß auf eine Drosselnut 24 auf der Saugseite verzichtet wurde und auf der Druckseite die Drucksteuernut 28 mit Rückschlagventil (die grob gesehen der vorher beschriebenen Dämpfungsnut entspricht) an der Oberfläche des Steuerzapfens 5 nicht mehr in die Drucknut 29 übergeht, sondern von dieser durch einen Trennsteg 30 getrennt ist. Die Verbindung erfolgt über eine in Fig. 5 angedeutete Radialbohrung 31, die als Linie 31 A in Fig. 5 symbolisch angedeutet ist.' Die Radialbohrung 31 und damit die Dämpfungsnut 28 sind über ein Rückschlagventil 32 und einen Dämpfungskanal D mit dem Druckanschluß 20 verbunden. Die Drucksteueröffnung ist als Drucknut 29 ausgestaltet, die über die Druckbohrung 17 und einen Druckkanal 18, wie schon im Zusammenhang mit Fig. 1 beschrieben, mit dem Druckanschluß 20 in Verbindung steht.FIG. 5 shows a development corresponding to FIG. 4 for a preferred solution according to claims 1 to 14. The main difference compared to FIG. 4 is that a throttle groove 24 on the suction side has been dispensed with and the pressure control groove 28 on the pressure side Check valve (which roughly corresponds to the previously described damping groove) at the surface of the control pin 5 no longer merges into the pressure groove 29, but is separated from it by a separating web 30. The connection is made via a radial bore 31 indicated in FIG. 5, which is symbolically indicated as line 31 A in FIG. 5. ' The radial bore 31 and thus the damping groove 28 are connected to the pressure connection 20 via a check valve 32 and a damping channel D. The pressure control opening is designed as a pressure groove 29, which is connected to the pressure connection 20 via the pressure bore 17 and a pressure channel 18, as already described in connection with FIG. 1.
Das Rückschlagventil 32 kann dabei in der Radialbohrung 18, in den Druckkanal D, aber auch am Ende des Druckkanals D im Verbindungsbereich zu dem Druckanschluß 20 im Gehäuse, angeordnet sein.The check valve 32 can be arranged in the radial bore 18, in the pressure channel D, but also at the end of the pressure channel D in the connection area to the pressure connection 20 in the housing.
Der Durchmesser der Radialbohrung 31 ist hier etwas kleiner dargestellt als der Durchmesser der Bohrungen 14 und 17. Die Radialbohrung kann aber den gleichen Durchmesser wie die genannten Bohrungen besitzen. Auch die Breite und der Durchmesser der in Fig. 5 gezeigten Radialnut ist weitgehend unkritisch und kann somit die gleiche Breite wie die Nuten 26 und 29 besitzen. Es ist auch möglich, zwischen die Nuten 28 und 29 oder anstatt der Nut 28 mehrere einzelne, in Linie hintereinander liegende Nuten vorzusehen, welche jeweils über ein eigenes Rückschlagventil mit dem Druckanschluß 20 verbunden sind. Es wird hierdurch eine verbesserte Leistung und eine verminderte Geräuschentwicklung erreicht. Gegenüber Fig. 4 wurde weiterhin noch auf die Drosselnut 24 verzichtet, da sich hierdurch eine erhebliche Vereinfachung der Ausgestaltung der Nuten ergibt, die nunmehr alle die gleiche Form haben. Die hierdurch bedingte LeistungsVerminderung bzw. Geräuscherhöhung ist äußerst gering, so daß dies als vorteilhafte Lösung gegenüber Fig. 4 angesehen werden muß.The diameter of the radial bore 31 is shown here somewhat smaller than the diameter of the bores 14 and 17. However, the radial bore can have the same diameter as the bores mentioned. The width and the diameter of the radial groove shown in FIG. 5 is also largely uncritical and can therefore have the same width as the grooves 26 and 29. It is also possible to provide between the grooves 28 and 29 or instead of the groove 28 a plurality of individual grooves lying in line one behind the other, each of which is connected to the pressure connection 20 via its own check valve. This achieves improved performance and reduced noise. Compared to FIG. 4, the throttle groove 24 has also been dispensed with, since this considerably simplifies the design of the grooves, which now all have the same shape. The resulting reduction in performance or increase in noise is extremely low, so that this must be viewed as an advantageous solution compared to FIG. 4.
Die Lage der Saugbohrung 14 gegenüber der Füllnut 26 ist dabei weitgehend unkritisch*, solange sich nur die Saugbohrung 14 im Bereich der Füllnut 26 befindet. Die Länge der Füllnut hängt weitgehend von der erwünschten Drosselwirkung ab, da der Füllungsgrad des jeweiligen Pumpenzylinders mit der Länge der Füllnut 26 zunimmt.The position of the suction bore 14 with respect to the filling groove 26 is largely uncritical * as long as only the suction bore 14 is in the region of the filling groove 26. The length of the filling groove largely depends on the desired throttling effect, since the degree of filling of the respective pump cylinder increases with the length of the filling groove 26.
Vom Prinzip her ist aus Fig. 5 deutlich ersichtlich, daß die druckseitige Steueröffnung 13 gemäß Fig. 4 in zwei durch einen Trennsteg 30 getrennte Nuten unterteilt wurde, wobei die abgesetzte Drucksteuernut 28 zwar Druckmittel aus der Kolbenbohrung 7 (Fig. 1 und 2) übernimmt und damit erheblich zur Pumpenleistung beiträgt, während ein Rückströmen von der Nut 29 über die Kanäle 18, D von der einen höheren Druck aufweisenden Nut 29 in die Ducksteuernut 28 durch das Rückschlagventil 32 verhindert wird.In principle, it can be clearly seen from FIG. 5 that the pressure-side control opening 13 according to FIG. 4 has been divided into two grooves separated by a separating web 30, the offset pressure control groove 28 admitting pressure medium from the piston bore 7 (FIGS. 1 and 2) and thus contributes significantly to the pump performance, while a backflow from the groove 29 via the channels 18, D from the groove 29 having a higher pressure into the Pressure control groove 28 is prevented by the check valve 32.
Die in Fig. 5 gezeigte Winkellage der Nuten und Bohrungen ist nicht zwingend. Vielmehr hat sich auch eine Lageverteilung bewährt, wie sie in Fig. 6 dargestellt ist. Darin sind entsprechend Fig. 3 die senkrecht zur Betrachterebene laufenden Kanäle 15,18 und D gezeigt, wobei die einzelnen dargestellten Winkel folgende Werte haben: a=110°; b=70°; c,d=20°. The angular position of the grooves and bores shown in FIG. 5 is not mandatory. Rather, a position distribution, as shown in FIG. 6, has also proven itself. 3, the channels 15, 18 and D running perpendicular to the viewer plane are shown, the individual angles shown having the following values: a = 110 °; b = 70 °; c, d = 20 °.

Claims

Patentansprüche Claims
1. Sauggedrosselte Kolbenpumpe, insbesondere Radialkolbenpumpe, mit in Kolbenbohrungen (7) eines Rotors (6) gleitenden Kolben (8), die mit einem Ende an einem huberzeugenden Glied (9) abgestützt sind und einem mit dem Rotor (6) in Wirkverbindung stehenden Steuerkörper (5), wie beispielsweise einem Steuerzapfen (5), in dem mit einem Saugkanal (15) bzw. einem Druckkanal (18) verbundene, durch Stege voneinander getrennte SteuerÖffnungen (12,13) ausgebildet sind, die bei Drehung des Rotors (6) nacheinander mit den Kolbenbohrungen (7) in Verbindung treten, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß der Druckanschluß (20) außer mit der Drucksteueröffnung (29) über ein richtungsabhängiges, zum Druckanschluß (20) hin durchlässiges Widerstandsglied (32) mit mindestens einer Drucksteuernut (28) verbunden ist, welche in Drehrichtung des Rotors (6)vor der Drucksteueröffnung1. Suction-throttled piston pump, in particular radial piston pump, with pistons (8) sliding in piston bores (7) of a rotor (6), which are supported at one end on a stroke-generating member (9) and a control body that is operatively connected to the rotor (6) (5), for example a control pin (5), in which control openings (12, 13), which are connected to a suction channel (15) or a pressure channel (18) and are separated from one another by webs, are formed, which when the rotor (6) rotates connect in succession to the piston bores (7), characterized in that the pressure connection (20) is connected to at least one pressure control groove (28) in addition to the pressure control opening (29) via a directional resistance element (32) which is permeable to the pressure connection (20) which is in the direction of rotation of the rotor (6) in front of the pressure control opening
(29) liegt und von dieser und der Säugsteueröffnung (26) durch Trennstege (27,30) im wesentlichen getrennt ist.(29) and is essentially separated from this and the nursing control opening (26) by separating webs (27, 30).
2. Kolbenpumpe nach Anspruch 1, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß das Widerstandsglied ein Rückschlagventil (32) ist. - 21 -2. Piston pump according to claim 1, characterized in that the resistance member is a check valve (32). - 21 -
3. Kolbenpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß sie eine mit einem Steuerzapfen (5) versehene innenbeaufschlagte Pumpe ist.3. Piston pump according to claim 1 or 2, characterized in that it is an internally pressurized pump provided with a control pin (5).
4. Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß die Drucksteueröffnung (29) ein in Rotationsrichtung des Kolbens (8) sich erstreckende Drucknut (29) ist.4. Piston pump according to one of the preceding claims, characterized in that the pressure control opening (29) is a pressure groove (29) extending in the direction of rotation of the piston (8).
5. Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß mehrere voneinander getrennte, in Drehrichtung des Rotors (6) hintereinanderliegende Drucksteuernuten (28) vorgesehen sind, die über diesen jeweils fest zugeordnete Rückschlagventile (32) mit dem Druckanschluß (20) verbunden sind.5. Piston pump according to one of the preceding claims, characterized in that a plurality of separate, in the direction of rotation of the rotor (6) one behind the other pressure control grooves (28) are provided, which are respectively assigned non-return valves (32) with the pressure connection (20) .
6. Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß die Länge des jeweiligen Tennstegs (25,27,30) zwischen den Drucksteuernuten (28) bzw. der Drucksteuernut (28) vor der Drucksteueröffnung (29) und dieser selbst in Bewegungsrichtung des Kolbens (8) größer ist als der Durchmesser der Kolbenfußbohrung.6. Piston pump according to one of the preceding claims, characterized in that the length of the respective Tennstegs (25,27,30) between the pressure control grooves (28) or the pressure control groove (28) in front of the pressure control opening (29) and this itself in the direction of movement of Piston (8) is larger than the diameter of the piston foot bore.
7. Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß die Länge der Drucksteuernut (28) kleiner ist als der kürzeste Abstand der Ränder zweier aneinander folgender7. Piston pump according to one of the preceding claims, characterized in that the length of the pressure control groove (28) is smaller than the shortest distance between the edges of two successive ones
Kolbenfußbohrungen (10). Piston foot holes (10).
8. Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß der Querschnitt der Drucksteuernut (28) rechteckförmig ist.8. Piston pump according to one of the preceding claims, characterized in that the cross section of the pressure control groove (28) is rectangular.
9. Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß vier in gleichem Abstand im Rotor (6) angeordnete Kolben (8) vorgesehen sind, eine Drucksteuernut (28) vorgesehen ist, die sich über einen Winkel von ca. 70° erstreckt, die Drucksteueröffnung (29) sich vorzugsweise über einen Winkel von etwa 45° erstreckt und die Trennstege (27,30) zwischen Drucksteueröffnung (29) und Drucksteuernut (28) sowie dieser und der Saugsteueröffnung (26) bevorzugt 20° betragen.9. Piston pump according to one of the preceding claims, characterized in that four pistons (8) arranged at the same distance in the rotor (6) are provided, a pressure control groove (28) is provided which extends over an angle of approximately 70 °, the pressure control opening (29) preferably extends over an angle of approximately 45 ° and the separating webs (27, 30) between the pressure control opening (29) and the pressure control groove (28) and this and the suction control opening (26) are preferably 20 °.
10. Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß der Winkel zwischen Ausfahrtotpunkt (AT) und dem zur Drucköffnung (29) gerichteten Rand der Drucksteuernut (28) etwa 110° beträgt.10. Piston pump according to one of the preceding claims, characterized in that the angle between the emergency exit point (AT) and the edge of the pressure control groove (28) directed towards the pressure opening (29) is approximately 110 °.
11. Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 3 bis 10, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß der Rotor (6) auf einem Steuerzapfen (5) drehbar gelagert ist, in dem koaxial der Druckkanal (18) und der Saugkanal (15) verlaufen und daß parallel zu diesen ein Dämpfungskanal (D) verläuft, der über eine vorzugsweise radiale Dämpfungsbohrung (31) mit der Drucksteuernut (28) verbunden ist.11. Piston pump according to one of claims 3 to 10, characterized in that the rotor (6) on a control pin (5) is rotatably mounted, in which the pressure channel (18) and the suction channel (15) run coaxially and that parallel to these A damping channel (D) runs, which is connected to the pressure control groove (28) via a preferably radial damping bore (31).
12. Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß das Widerstandsglied (32) in unmittelbarer Nähe zur Drucksteuernut (28) angebracht ist.12. Piston pump according to one of the preceding claims, characterized in that the resistance member (32) is mounted in close proximity to the pressure control groove (28).
13. Kolbenpumpe nach Anspruch 11 und 12, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß der Dämpfungskanal (D) zur Aufnahme des Rückschlagventils (32) dient.13. Piston pump according to claim 11 and 12, characterized in that the damping channel (D) serves to receive the check valve (32).
14. Kolbenpumpe nach Anspruch 11, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß das Rückschlagventil (32) im Übergangsbereich zwischen dem Steuerzapfen (5) und dem diesen umgebenden Gehäuse (2) angeordnet ist.14. Piston pump according to claim 11, characterized in that the check valve (32) is arranged in the transition region between the control pin (5) and the housing (2) surrounding it.
15. Kolbenpumpe gemäß Oberbegriff von Anspruch 1. dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß die dem Druckanschluß (20) zugeordnete Drucksteueröffnung (13) entgegen der Drehrichtung des Rotors in eine benachbarte Dämpfungsnut (28) von kleinem Querschnitt übergeht.15. Piston pump according to the preamble of claim 1, characterized in that the pressure control opening (13) associated with the pressure connection (20) merges into an adjacent damping groove (28) of small cross-section against the direction of rotation of the rotor.
16. Kolbenpunpe nach Anspruch 15, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß die Drucksteueröffnung durch eine Drucknut (29) gebildet ist, in die eine zum Druckkanal (20) führende Druckbohrung (17) mündet und einen erheblich größeren Querschnitt als die Dämpfungsnut aufweist.16. Piston pump according to claim 15, characterized in that the pressure control opening is formed by a pressure groove (29) into which a pressure bore (17) leading to the pressure channel (20) opens and has a considerably larger cross section than the damping groove.
17. Kolbenpumpe nach Anspruch 16, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß das Verhältnis des17. Piston pump according to claim 16, characterized g e k e n n z e i c h n e t that the ratio of
2 Querschnitts der Dämpfungsnut (28) in mm gemessen2 Cross section of the damping groove (28) measured in mm
3 zum Hubvolumen eines Kolbens (8) in mm gemessen3 to the stroke volume of a piston (8) measured in mm
1:1000 bis 1:1600, vorzugsweise 1:1300 beträgt. - 24 -1: 1000 to 1: 1600, preferably 1: 1300. - 24 -
18. Kolbenpumpe nach Anspruch 15 bis 17, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß die Dämpfungsnut (28) als Dreiecksnut mit einem Öffnungswinkel von ca. 60° ausgebildet ist.18. Piston pump according to claim 15 to 17, characterized in that the damping groove (28) is designed as a triangular groove with an opening angle of approximately 60 °.
19. Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 15 bis 18, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß die Dämpfungsnut (28) sich über einen Winkelbereich von 30° bis 50° erstreckt.19. Piston pump according to one of claims 15 to 18, characterized in that the damping groove (28) extends over an angular range of 30 ° to 50 °.
20. Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 15 bis 19, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß der Querschnitt der Drucknut (29) wenigstens doppelt so groß ist wie der Querschnitt der Dämpfungsnut (28).20. Piston pump according to one of claims 15 to 19, characterized in that the cross section of the pressure groove (29) is at least twice as large as the cross section of the damping groove (28).
21. Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 15 bos 20, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß der Abstand vom Ende der Drucknut (29) bis zum Einfahrtotpunkt (ET) gleich oder kleiner ist als der Radius der Kolbenfußbohrungen (10).21. Piston pump according to one of claims 15 bos 20, characterized in that the distance from the end of the pressure groove (29) to the entry dead center (ET) is equal to or less than the radius of the piston foot bores (10).
22. Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 15 bis 21, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß die Druckbohrung (17) in das dem Steg (25) benachbarte Ende der Drucknut (29) mündet.22. Piston pump according to one of claims 15 to 21, characterized in that the pressure bore (17) opens into the end of the pressure groove (29) which is adjacent to the web (25).
23. Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 15 bis 22, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß die Dämpfungsnut (28) und die Drucknut (29) durch eine sich über einen Teilbereich oder die gesamte Länge der dem Druckanschluß zugeordneten Steueröffnung erstreckende - 25 -23. Piston pump according to one of claims 15 to 22, characterized in that the damping groove (28) and the pressure groove (29) by extending over a portion or the entire length of the control port associated with the pressure connection - 25 -
Nut (13) mit stetig zunehmendem Querschnitt gebildet sind.Groove (13) are formed with a continuously increasing cross section.
24. Saugdrosselkolbenpumpe, insbesondere Kolbenpumpe nach dem Oberbegriff von Anspruch 1, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß die dem Sauganschluß zugeordnete Steueröffnung (12) eine Drosselnut (24) von kleinem Querschnitt ist, die in Drehrichtung gesehen bei einem Winkel von 20° bis 60° bezogen auf den Einfahrtotpunkt (ET) beginnt und eine sich an die Drosselnut (24) anschließende Saugbohrung (14) aufweist, die zwischen einem Winkel von 120° bezogen auf den Einfahrtotpunkt (ET) und dem Ausfahrtotpunkt (AT) liegt und daß bei einem Abstand der Saugbohrung (14) von dem Ausfahrtotpunkt (AT) sich eine Füllnut (26) mit größerem Querschnitt von der Saugbohrung (14) bis zum Ausfahrtotpunkt (AT) erstreckt.24. Suction throttle piston pump, in particular piston pump according to the preamble of claim 1, characterized in that the control port associated with the suction port (12) is a throttle groove (24) of small cross-section, which is seen in the direction of rotation at an angle of 20 ° to 60 ° the entrance dead center (ET) begins and has a suction hole (14) adjoining the throttle groove (24), which lies between an angle of 120 ° with respect to the entrance dead center (ET) and the exit emergency point (AT) and that the suction hole is at a distance (14) from the exit emergency point (AT) a filling groove (26) with a larger cross section extends from the suction hole (14) to the exit emergency point (AT).
25. Kolbenpumpe nach Anspruch 24, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß das Verhältnis des25. Piston pump according to claim 24, characterized in that the ratio of the
22
Querschnitts der Drosselnut (24) in mm gemessen zumCross section of the throttle groove (24) measured in mm
3 Hubvolumen eines Kolbens (8) in mm gemessen 1:700 bis 1:1200, vorzugsweise 1:1000 beträgt.3 stroke volume of a piston (8) measured in mm is 1: 700 to 1: 1200, preferably 1: 1000.
26. Kolbenpumpe nach Anspruch 24 oder 25, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß die Drosselnut (24) als Dreiecksnut mit einem Öffnaungswinkel von ca. 60° ausgebildet ist.26. Piston pump according to claim 24 or 25, characterized in that the throttle groove (24) is designed as a triangular groove with an opening angle of approximately 60 °.
27. Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 24 bis 26, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß die dem Steuerkörper (5) zugekehrten Enden der Kolbenbohrungen (7) im Rotor27. Piston pump according to one of claims 24 to 26, characterized in that the control body (5) facing ends of the piston bores (7) in the rotor
(6) abgesetzt und über Kolbenfußbohrungen (10) von geringerem Durchmesser mit den Steueröffnungen (12,13) verbindbar sind.(6) and can be connected to the control openings (12, 13) via piston foot bores (10) of smaller diameter.
28. Kolbenpumpe nach Anspruch 27, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß in die dem Steuerkörper (5) zugekehrten Enden der Kolbenbohrungen28. Piston pump according to claim 27, characterized in that the ends of the piston bores facing the control body (5) are in the control body (5)
(7) Büchsen eingesetzt sind, die eine Kolbenfußbohrung aufweisen.(7) bushings are used which have a piston foot bore.
29. Kolbenpumpe nach Anspruch 4 oder 5, dadurch g e k e n n z e i c h n e t, daß das Verhältnis der Durchmesser von Kolbenfußbohrung (10) und Kolbenbohrung (7) zwischen 1:4 und 1:7 liegt. 29. Piston pump according to claim 4 or 5, characterized in that the ratio of the diameter of the piston foot bore (10) and piston bore (7) is between 1: 4 and 1: 7.
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