EP0509077B1

EP0509077B1 - Kolbenpumpe, insbesondere radialkolbenpumpe

Info

Publication number: EP0509077B1
Application number: EP91918718A
Authority: EP
Inventors: Manfred Kahrs; Gerhard Kunz; Franz Fleck; Hermann SCHÖLLHORN; Gerhard Schudt; Winfried Huthmacher
Original assignee: Bayerische Motoren Werke AG; ITT Automotive Europe GmbH; Alfred Teves GmbH
Current assignee: Bayerische Motoren Werke AG; ITT Automotive Europe GmbH
Priority date: 1990-11-06
Filing date: 1991-11-05
Publication date: 1996-05-15
Anticipated expiration: 2011-11-05
Also published as: EP0509077A1; JPH05503336A; DE59107817D1; DE4135904A1; WO1992008051A1; US5295797A

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Kolbenpumpe mit Saugdrosselung, insbesondere für Kraftfahrzeuge und vorzugsweise mit einem Steuerzapfen zur inneren Beaufschlagung. Aufgabe der Erfindung ist es, eine derartige Pumpe mit im weiten Drehzahlbereich konstanten Förderstrom und möglichst geringer Verlustleistung und geringer Geräuschbelastung zu schaffen. Die vorliegende Erfindung schlägt hierzu mehere Lösungen vor. Eine erste Lösung besteht darin, druckseitig den Steuerschlitz (13) in mehrere Nuten (27, 28) zu unterteilen, die zumindest zum Teil über Rückschlagventile (32) mit dem Druckanschluß (20) verbunden sind. Eine andere Lösung besteht darin, den druckseitigen Steuerschlitz in seiner Formgebung an die optimale Arbeitsweise anzupassen, indem er zur Herabsetzung der Geräuschbelästigung an seinem einführenden Ende vergleichsweise schmal gemacht wird (Geräuschverminderung bei hoher Drehzahl) und an seinem auslaßseitigen Ende eine für die benötigte Leistung hinreichende Breite erhält. Ein dritter Lösungsvorschlag besteht darin, eine der zweiten Lösung entsprechende und analoge Ausgestaltung für den saugseitigen Schlitz (12) vorzusehen, der mit seiner Länge auch Einfluß auf den Füllungsgrad der Kolbenbohrung nimmt.

Description

Die Erfindung betrifft eine Kolbenpumpe, insbesondere eine Radialkolbenpumpe mit Saugdrosselung.
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.
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 aufgrund der Überforderung des Materials überbelastet werden kann oder zum anderen der Widerstand des Rotors so groß wird, daß dieser stehenbleibt.
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.
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.
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.
Eine Radialkolbenpumpe der eingangs angegebenen Art ist aus der DE 37 00 573 A1 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.
Aus der US-A-2,529,309 ist eine ähnliche Kolbenpumpe bekannt, die einen Steuerkörper mit Saug- und Druckkanal aufweist, welche mit Steueröffnungen verbunden sind. Die Steueröffnungen sind durch Stege voneinander getrennt, wobei in den Stegen Drucksteuerbohrungen angeordnet sind, die über ein zum Druckkanal hin öffnendes Rückschlagventil mit diesem verbunden sind.
Ein auf dem Steuerkörper umlaufender Rotor ist mit in Kolbenbohrungen gleitenden Kolben versehen, wodurch Arbeitsräume gebildet werden, deren Volumen im Betrieb der Kolbenpumpe saugkanalseitig zu- sowie druckkanalseitig abnimmt.
Die in den Drucksteuerbohrungen angeordeten Rückschlagventile bewirken, daß das zu fördernde Medium erst dann in den Druckkanal gelangen, wenn in der Arbeitskammer ein Druck herrscht, der demjenigen im Druckkanal entspricht.
Die oben genannte Pumpe ist ebenfalls nicht dazu geeignet, mit einer Saugdrosselung versehen zu werden, da ein zur Vermeidung von Druckschlägen bei während des Saughubs nur teilweise gefüllten Kolbenbohrungen erforderlicher Druckaufbau in den Kolbenbohrungen nicht erreicht werden kann.
Die Erfindung geht daher aus von einer Kolbenpumpe der sich aus dem Oberbegriff des Hauptanspruch ergebenden Gattung und hat sich zur Aufgabe gestellt, die Geräuschbildung und Leistungsaufnahme dieser Pumpe mit vergleichsweise einfachen Mitteln herabzusetzen.
Diese Aufgabe wird durch eine Kombination von Merkmalen gelöst, wie sie sich aus Anspruch 1 und dem kennzeichnenden Teil des nebengeordneten Anspruchs 15 ergibt.
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 Druckanschluß 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.
Die auf der Druckseite angewendete Dämpfungsnut läßt sich auch mehrfach mit Erfolg hintereinanderschalten, indem in Bewegungsrichtung des Rotors mehrere durch Trennstege voneinander getrennte Dämpfungsnuten jeweils über ein Rückschlagventil mit dem Druckanschluß verbunden sind. Selbstverständlich können auch die Dämpfungsnuten über Rückschlagventile einzeln mit dem zur Druckbohrung gehörenden Druckkanal verbunden sein.
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.
An sich ist es möglich, die direkt mit dem Druckanschluß der Pumpe verbundene Steueröffnung 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.
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.
Für eine korrekte Arbeitsweise der erfindungsgemäßen Dämpfungsnut ist die Berücksichtigung der in Anspruch 6 angegebenen Merkmale wichtig, da hier eine optimale Arbeitsweise erreicht wird.
Folgt man diesen Maßnahmen nicht, so muß befürchtet werden, daß über den Zylinder die Druckunterschiede in den einzelnen Dämpfungsnuten kurzgeschlossen werden, so daß hier mit einer zusätzlichen Geräuschbildung und mit einer Leistungsaufnahme zu rechnen ist.
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 Dämpfungsnut selbst, möglicherweise aber auch über die zu lang gewählte druckseitige Steueröffnung, ausgeglichen wird, was wiederum zu Geräuschbildung und zu Leistungsverlust führt.
An sich ist die Form der erfindungsgemäßen Dämpfungsnut 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.
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.
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.
Die Wirkung des Rückschlagventiles 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 Dämpfungskanal gemäß Anspruch 13 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.
Eine weitere Lösung der erfindungsgemäßen Aufgabe läßt sich in einfacher Weise durch die sich aus Anspruch 15 ergebende Merkmalskombination erreichen. Hierbei wird die Dämpfungsnut quasi einstückig, ohne gesonderte Verbindung zum Druckanschluß, mit der Drucksteueröffnung verbunden, wobei die so gebildete Dämpfungsnut aber einen sehr viel geringeren Querschnitt als die der Drucksteueröffnung zugeordnete Nut 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 dämpft 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. möglichst energiesparend ausgestaltet werden soll.
In vorteilhafter Weiterbildung empfiehlt sich hierbei die Anwendung der Merkmalskombination nach Anspruch 16. Der Querschnitt der Dämpfungsnut ist vorzugsweise klein. Versuche haben gezeigt, daß je nach Pumpengröße und Einsatzgebiet ein Verhältnis des Querschnitts der Dämpfungsnut in mm gemessen zum Hubvolumen eines Kolbens in mm³ gemessen 1:1000 bis 1:1600, vorzugsweise 1:1300 zweckmäßig ist.
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.
Der Querschnitt der sich an die Dämpfungsnut 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.
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.
Eine weitere Möglichkeit zur Lösung der gestellten Aufgabe ergibt sich durch Anwendung der Merkmale nach Anspruch 24. 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.
Günstig ist es, wenn das Verhältnis des Querschnitts der Drosselnut in mm gemessen zum Hubvolumen eines Kolbens in mm³ gemessen 1:700 bis 1:1200, insbesondere 1:1000 beträgt. Die Drosselnut kann erfindungsgemäß als 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.
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.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand von Ausführungsbeispielen näher erläutert, die in der Zeichnung dargestellt sind. Es zeigen

Fig. 1: einen Axialschnitt einer Radialkolbenpumpe gemäß der Erfindung,
Fig. 2: einen Querschnitt durch en Rotor der Radialkolbenpumpe gemäß Fig. 1,
Fig. 3: einen Querschnitt in der Ebene der Steueröffnungen durch den Steuerzapfen der Radialkolbenpumpe gemäß Fig. 1 und
Fig. 4: eine Abwicklung der Steueröffnungen gemäß Fig. 3,
Fig. 5: die Abwicklung einer weiteren Ausführungsform der Erfindung mit getrennter Dämpfungsnut,
Fig. 6: in symbolischer Darstellung einen Schnitt durch den Steuerzapfen mit Aufzeichnung vorteilhafter Winkelerstreckung für die Ausführungsform nach Fig. 5 und

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.
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 Ausnehmung 4 verschließenden Deckel 23 gelagert ist.
Die Ausgestaltung der Steueröffnungen 12,13 im Steuerzapfen 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 30° 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 1 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.
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 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.
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 29 bei.
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 Dämpfungsnut 28 mit Rückschlagventil 32 (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, als Radialbohrung ausgebildete Drucksteuerbohrung 31, die als Linie 31 A in Fig. 5 symbolisch angedeutet ist. Die Drucksteuerbohrung 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.
Das Rückschlagventil 32 kann dabei in der Radialbohrung 31, in dem Dämpfungskanal D, aber auch am Ende des Dämpfungskanals D im Verbindungsbereich zu dem Druckanschluß 20 im Gehäuse angeordnet sein.
Der Durchmesser der Drucksteuerbohrung 31 ist hier etwas kleiner dargestellt als der Durchmesser der Bohrungen 14 und 17. Die Drucksteuerbohrung 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.
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.
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 Druckmittel über die Kanäle 18 und D von der einen höheren Druck aufweisenden Drucknut 29 in die Ducksteuernut 28 durch das Rückschlagventil 32 verhindert wird.
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°.

Claims

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, und die Kolbenpumpe eine saugseitige Drosselung aufweist und die druckseitige Steueröffnung (13) aus einer Drucknut (29) und mindestens einer Dämpfungsnut (28) besteht, wobei der Druckanschluß (20) außer mit der Drucknut (29) über ein richtungsabhängiges, zum Druckanschluß (20) hin durchlässiges Widerstandsglied (32) mit mindestens einer Dämpfungsnut (28) verbunden ist, welche in Drehrichtung des Rotors (6) vor der Drucknut (29) liegt und von dieser und der saugseitigen Steueröffnung (12) durch Trennstege (27,30) im wesentlichen getrennt ist.
Kolbenpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Widerstandsglied ein Rückschlagventil (32) ist.
Kolbenpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß sie eine mit einem Steuerzapfen (5) versehene innenbeaufschlagte Pumpe ist.
Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Drucksteueröffnung (29) ein in Rotationsrichtung des Kolbens (8) sich erstreckende Drucknut (29) ist.
Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, 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.
Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, 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.
Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Länge der Drucksteuernut (28) kleiner ist als der kürzeste Abstand der Ränder zweier aneinander folgender Kolbenfußbohrungen (10).
Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Querschnitt der Drucksteuernut (28) rechteckförmig ist.
Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, 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.
Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Winkel zwischen Ausfahrtotpunkt (AT) und dem zur Drucköffnung (29) gerichteten Rand der Drucksteuernut (28) etwa 110° beträgt.
Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 3 bis 10, dadurch gekennzeichnet, 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.
Kolbenpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Widerstandsglied (32) in unmittelbarer Nähe zur Drucksteuernut (28) angebracht ist.
Kolbenpumpe nach Anspruch 11 und 12, dadurch gekennzeichnet, daß der Dämpfungskanal (D) zur Aufnahme des Rückschlagventils (32) dient.
Kolbenpumpe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das Rückschlagventil (32) im Übergangsbereich zwischen dem Steuerzapfen (5) und dem diesen umgebenden Gehäuse (2) angeordnet ist.
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 gekennzeichnet, daß die Kolbenpumpe eine saugseitige Drosselung aufweist, und eine einem Druckanschluß (20) zugeordnete Drucknut (29) der druckseitigen Steueröffnung (13) entgegen der Drehrichtung des Rotors in eine benachbarte Dämpfungsnut (28) von deutlich kleinerem Querschnitt übergeht.
Kolbenpunpe nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, 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.
Kolbenpumpe nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis des Querschnitts der Dämpfungsnut (28) in mm gemessen zum Hubvolumen eines Kolbens (8) in mm³ gemessen 1:1000 bis 1:1600, vorzugsweise 1:1300 beträgt.
Kolbenpumpe nach Anspruch 15 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfungsnut (28) als Dreiecksnut mit einem Öffnungswinkel von ca. 60° ausgebildet ist.
Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 15 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfungsnut (28) sich über einen Winkelbereich von 30° bis 50° erstreckt.
Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 15 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß der Querschnitt der Drucknut (29) wenigstens doppelt so groß ist wie der Querschnitt der Dämpfungsnut (28).
Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 15 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß der Abstand vom Ende der Drucknut (29) bis zum Einfahrtotpunkt (ET) gleich oder kleiner ist als der Radius der Kolbenfußbohrungen (10).
Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 15 bis 21, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckbohrung (17) in das dem Steg (25) benachbarte Ende der Drucknut (29) mündet.
Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 15 bis 22, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfungsnut (28) und die Drucknut (29) durch eine sich über einen Teilbereich oder die gesamte Länge der dem Druckanschluß zugeordneten Steueröffnung erstreckende
Kolbenpumpe, nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, 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. Nut (13) mit stetig zunehmendem Querschnitt gebildet sind.
Kolbenpumpe nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis des Querschnitts der Drosselnut (24) in mm gemessen zum Hubvolumen eines Kolbens (8) in mm³ gemessen 1:700 bis 1:1200, vorzugsweise 1:1000 beträgt.
Kolbenpumpe nach Anspruch 24 oder 25, dadurch gekennzeichnet, daß die Drosselnut (24) als Dreiecksnut mit einem Öffnaungswinkel von ca. 60° ausgebildet ist.
Kolbenpumpe nach einem der Ansprüche 24 bis 26, dadurch gekennzeichnet, daß die dem Steuerkörper (5) zugekehrten Enden der Kolbenbohrungen (7) im Rotor (6) abgesetzt und über Kolbenfußbohrungen (10) von geringerem Durchmesser mit den Steueröffnungen (12,13) verbindbar sind.
Kolbenpumpe nach Anspruch 27, dadurch gekennzeichnet, daß in die dem Steuerkörper (5) zugekehrten Enden der Kolbenbohrungen (7) Büchsen eingesetzt sind, die eine Kolbenfußbohrung aufweisen.
Kolbenpumpe nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis der Durchmesser von Kolbenfußbohrung (10) und Kolbenbohrung (7) zwischen 1:4 und 1:7 liegt.