EP0712997B1 - Sauggeregelte Zahnring-/Innenzahnradpumpe - Google Patents

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EP0712997B1
EP0712997B1 EP95115966A EP95115966A EP0712997B1 EP 0712997 B1 EP0712997 B1 EP 0712997B1 EP 95115966 A EP95115966 A EP 95115966A EP 95115966 A EP95115966 A EP 95115966A EP 0712997 B1 EP0712997 B1 EP 0712997B1
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EP
European Patent Office
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working fluid
internal gear
duct
gear pump
pump according
Prior art date
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EP95115966A
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English (en)
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EP0712997A3 (de
EP0712997A2 (de
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Siegfried A. Dipl.-Ing. Eisenmann
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Original Assignee
Individual
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/10—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber
    • F04C14/12—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using sliding valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/34403—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using helically teethed sleeve or gear moving axially between crankshaft and camshaft
    • F01L1/34406—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using helically teethed sleeve or gear moving axially between crankshaft and camshaft the helically teethed sleeve being located in the camshaft driving pulley
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/24—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by using valves controlling pressure or flow rate, e.g. discharge valves or unloading valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/102—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member the two members rotating simultaneously around their respective axes

Definitions

  • the invention relates to an internal gear pump according to the Preamble of claim 1.
  • VTC valve timing control
  • a multi-phase valve timing mechanism is from the "Motortechnische Zeitschrift” 55 (1994) 6, page 342.
  • the cam set used for a six-cylinder engine has two rocker arms. T-waves control depending on the speed simultaneously the two intake and exhaust valves per cylinder. At high speed hydraulic pistons connect the corresponding rocker arms to the T-shafts. At The T-shafts with the levers for low speed become low speed connected. In addition, with this mechanism there is a cylinder deactivation possible. To do this, the T-shafts of the rocker arms for the high speeds disengaged so that only three of the six cylinders are still working.
  • Ordinary pumps for pumping motor oil convey their working medium with one with the Pump speed constantly increasing delivery pressure or delivery volume flow.
  • the Pumps are usually mechanically driven directly from the motor via a corresponding one Toothed belt drive or another suitable gear driven, so that delivery pressure or volume flow increase with the engine speed.
  • the usable pumps must be in the lower speed range of the motor have a steep increase in their volume flow.
  • the known pumps are therefore large with a correspondingly high power consumption executed. As the engine speed increases, they therefore pump more engine oil than is required by the actuating means of the valve control, so that the excess must be returned directly from the pump outlet to a sump.
  • a pump designed as an internal gear pump is e.g. from DE 39 33 978 known.
  • the drive is usually carried out by the shaft carrying the pinion.
  • the Delivery of such pumps, e.g. the lubrication pump of a motor vehicle engine is only in the lower part of the operating range proportional to the speed. At the top The lubricant or working fluid requirement increases much lower in the speed range than the speed of the engine. This is a suction control of the pump necessary.
  • the cavitation that occurs is disadvantageous in such a suction control.
  • the through the increase in speed expected linear pressure increase can be in the pressure range such pumps are not held, rather the pressure rises from one certain speed not linear with a lower slope.
  • the full geometric delivery rate in the work area above the proportionality area cavitation occurs which leads to implosions of the gaseous components of the cell contents leads, so that unwanted noise and damage to the Cell walls are the result.
  • such pumps have higher Speed ranges relatively low efficiencies.
  • the invention has set itself the task an internal gear pump with minimal cavitation and high efficiency To make available, in particular for valve control can be used.
  • the decisive advantage of the new internal gear pump according to the invention lies in that by the controlled supply of working fluid from the outlet mouth into an inlet mouth and the simultaneous interruption of the supply a working cell from working fluid from the inlet channel into this inlet mouth, in which pressure drop and thus cavitation occur with increasing speed would be brought to the higher outlet pressure. This will Cavitation in this delivery cell avoided.
  • Another big advantage is that because no cavity, i.e. there is no negative pressure in this feed cell, but this is pressurized, this pressure has a positive torque generated on the pinion.
  • This feed cell, which is under higher pressure, is working thus like a hydraulic motor, whereby a very high efficiency can be achieved can.
  • the pump according to the invention connects by means of a device with increasing pressure in the pressure range sequentially the upstream at these adjacent inlet ports with the pressure area.
  • the above-mentioned device advantageously has one with the outlet mouth connected transfer channel, which via a valve device in at least one feed channel opens, which in turn has an inlet opening communicates.
  • the valve device can thus the regulated supply of Working fluid from the outlet mouth, i.e. the pressure area, into the Control inlet mouth and at the same time the supply of working fluid from the First throttle the inlet channel into this inlet mouth and interrupt it later.
  • a valve device preferably has a valve piston which by means of a spring supported in the housing against the pressure of the working fluid stored in the transfer channel and access by means of a heel locks or releases the working fluid into the supply channels.
  • the spring offers, at different choice of their stiffness, a way to control the Operating behavior of the valve device, while the head of the valve piston can be designed so that the pressurized working fluid counter the spring force presses against one of its surfaces while it is with its Side surfaces of the feed channels for the working fluid depending on the position of the Valve piston locks or releases.
  • the valve piston can be in the depressurized state of the transfer channel or up to one predetermined pressure in this against the force of the spring by a stop on Housing in a position where no working fluid from the Transfer channel flows into a feed channel.
  • This state corresponds to the starting position the valve device at low speed or when the Pump.
  • the opposite stop point of the valve piston can thereby be determined that the valve piston in the position where working fluid from flows into all feed channels in its movement against the Direction of the spring force is stopped because the spring is locked.
  • the inlet mouth for those not to be connected to the transition duct The size of the conveyor cells is preferably limited to the area in which these funding cells extend. This ensures that those Conveying cells with increasing speed with pressure from the high pressure chamber should be applied, can be completely cut off from the suction chamber.
  • the outlet mouth can be approximately over the entire area of Extend conveyor cells, which in the conveying direction downstream of the conveyor cells lie, which can be connected to the transition channel. This Formation of the outlet mouth is suitable because of the connection with it standing conveyor cells under high pressure practically during the entire operation stand.
  • the end facing away from the head heel forms of the valve piston together with the housing a spring chamber, which for Damping the piston movement is filled with working fluid and over a
  • the bore is in fluid communication with the working fluid in the inlet duct.
  • the valve device advantageously acts simultaneously as a safety valve in Form of a bypass valve. If the head is at maximum pressure in the pressure range has exceeded the last supply channel to such an extent that decompression occurs a short circuit flow of the working fluid from the pressure area in the Intake channel occurs, the spring therefore only goes to block when an sufficient discharge cross-section is created.
  • the pinion of the internal gear pump has two teeth less than the toothed ring, and in the place of disengagement of the teeth is a crescent moon Filler piece fixed to the housing.
  • the teeth of the toothed ring be made sufficiently pointed so that the feed cells in the suction area over the Tooth mesh are sealed against each other.
  • the internal gear pump according to the invention can be characterized in that that the head of the valve piston from a heel base and a lengthways to this subsequent paragraph flag with the same outer diameter, the Guide and the sealing function of the valve piston in the housing bore on the Heels on the exterior of the heel base and heel tab occur.
  • An internal gear pump according to the invention can advantageously be a suction-controlled one Pump used for valve control according to this invention become.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of an embodiment of an inventive Internal gear pump shown.
  • the pump has a housing 201 which encloses a gear chamber 206 with a gear ring 202. With the gear ring 202 meshes a pinion 203, which has one tooth less than the toothed ring 202.
  • the pinion 203 forms with the toothed ring 202 successive against each other through the meshing sealing conveyor cells 210, 211, 212, 213, 214, 215 and 216.
  • An inlet channel 204 opens into an inlet opening designed as an inlet kidney 207, which is shown in dashed lines.
  • the inlet duct 204 is in the position shown in Figure 9 via a housing bore 217 with housing shoulders 217a, 217b, 217c and 217d with the feed channels 222a, 222b and 222c connected, which leak into the inlet ports 208a, 208b and 208c.
  • the housing On the outlet side, the housing has an outlet channel 205 which is in line with that in the gear chamber 206 arranged outlet kidney 209, which is also dashed is shown, is connected. Next is the outlet kidney 209 on their the Outlet opening 205 facing away from the side is connected to a transfer duct 220, which on the side of the housing bore opposite the inlet channel 204 217 opens into the housing shoulder 217a.
  • a valve device At the bottom of the case 201 a valve device is provided.
  • a valve piston 221 is located in this position of the valve device in the housing bore 217, a Head shoulder 224 of this valve piston 221 with its front end in the transfer channel 220 strikes against the housing and with its side surfaces the Housing bore 217 on the housing shoulder 217a against the liquid in the transfer channel 220 seals.
  • the valve piston 221 is at its rear end his rear paragraph 229 in a spring chamber 225, in which in a Spring 223 in the direction of the attachment point on the housing (in the left direction in Figure 9) against the pressure in the transfer duct 220 or against the stop of the head heel 224 on the housing 201.
  • the spring chamber 225 is on the right Tightly closed with an unspecified screw plug.
  • a Bore 226 in the valve piston 221 connects its surroundings with that Working fluid filled spring chamber 225, creating a damping effect entry.
  • the pinion 203 is rotated in the direction indicated by the arrow n. Liquid is sucked in via the inlet channel 204 and, on the one hand, fed to the delivery cells 210 and 211 via the inlet kidney 207.
  • working fluid is also supplied via the housing bore 217 in the space between the valve piston 221 and this housing bore to the feed channels 222a, 222b and 222c and via these to the inlet ports 208a, 208b and 208c, which supply the feed cells 212 and 213 with working fluid.
  • the pump delivers in the proportional range, ie the delivery volume increases linearly with an increase in the speed n.
  • the head shoulder 224 seals the housing bore 217 on the housing shoulder 217a against the liquid in the transfer channel 220, only the delivery cells 214, 215 and 216 are under pressure.
  • the spring force F0 exerts a greater or equal pressure on the valve piston 221 as the pressure P 0 against the surface of the head heel 224 labeled AK.
  • the regulation begins when the force exerted by the working fluid in the transfer channel 220 on the head heel 224 becomes greater than the spring force.
  • the pinion 203 rotates at the speed n1, which is already higher than the limit speed in the proportionality range of the pump.
  • the pressure of the working fluid in the pressure range would increase linearly to a pressure P 1 ' , so that the valve piston 221 is moved to the right.
  • the suction angle ⁇ s is reduced from ⁇ s max (see FIG. 1) to ⁇ s1 (see FIG. 2).
  • the pressure P 1 ' that could be achieved linearly cannot hold, but drops to P 1 . This means that the flow rate also drops linearly.
  • a new delivery rate and a new pressure P 1 occur , which is lower than P 1 ' , but higher than P 0 .
  • the setting of a pressure P 1 which is higher than the pressure P 0 , is also structurally dependent on the design of the valve device and the pump. If this pressure were not higher than P 0 , the valve piston 221 would be pushed back into the original position (FIG. 1) by the spring 223, and the process would start again because the speed is increased compared to the initial position.
  • the pressure P 1 must be between P 0 and P 1 '.
  • FIGS. 2 and 3 show what happens when the speed is increased further, here to the speed n 2 in FIG. 3.
  • the process described above for increasing the speed continues, so that the valve piston 221 is pushed further and further to the right by the pressure increase until, for example, as shown in FIG. 3, a state is reached where the valve piston 221 with its head shoulder 224 reaches Seals the housing bore 217 on the housing shoulder 217c, so that the feed cell designated here 212 is not supplied with suctioned working fluid via the inlet channel 204, but rather via the transition channel 220 and the channels 222a and 208a with working fluid under pressure.
  • the working fluid in the delivery cell 212 is at an increased pressure P 2 with the downstream delivery cells, so that no cavity is created in it and no negative pressure can develop even in spite of the increase in space.
  • this pressure cell 212 generates a positive torque on the pinion 203 by the application of pressure P 2 , because its space expands under high pressure and works like a hydraulic motor.
  • This internal differential control thus works with high efficiency.
  • the working fluid under pressure P 2 is not decompressed to atmospheric pressure, but instead returns its potential energy as mechanical power to the pump drive shaft with a certain loss of flow through the channels.
  • the suction angle in this position is designated ⁇ s2 .
  • the speed n 3 is now increased to such an extent that the valve piston 221 has moved so far to the right that it seals the entire housing bore 217 with its head shoulder 224 against the working fluid in the inlet channel 204 on the housing shoulder 217d.
  • the delivery chamber designated 212 and all of the downstream delivery chambers from it are now supplied with pressurized working fluid either via the outlet kidney 209 or via the transfer channel 220 and the supply and inlet channels 222a, 222b, 208a and 208b crossing them.
  • the spring 223 is pressed onto the block.
  • valve piston 221 If, as in FIG. 4, the valve piston 221 is pressed to the right up to the spring block, no further internal regulation can take place. With further speed increases the flow rate with reduced slope increases proportionally to the speed rise until in the remaining remaining suction tooth chambers in the area of the short suction kidney 207 cavitation occurs.
  • the pump described above is mainly suitable for the supply of automatic transmissions with a pressure level up to 25 bar or higher.
  • the stiffness of the spring 223 determines the steepness of the conveyor line in the regulated one Range and must be adapted to the hydraulic resistance of the consumer become.
  • FIG. 5 shows a further embodiment of the invention Internal gear pump in two further aspects of the present invention emerge.
  • a first aspect relates to the design of the pump with a Pinion 203, which has two teeth less than the toothed ring 202.
  • teeth of the pinion 203 with the ring gear 202 except Intervention here is a crescent-shaped, housing-fixed filler 227 intended.
  • the teeth 228 of the toothed ring 202 are designed to be sufficiently pointed, to ensure that the feed cells are sufficiently counter to each other in the suction area for meshing to seal.
  • FIG. 5 Another aspect of the invention, which is clear from FIG. 5, relates to the safety valve effect of the valve device.
  • This works as a bypass valve, if at maximum pressure in the pressure area the head attachment 224 the last feed channel 222c has exceeded so far that, under decompression, short circuit from the pressure area enters the inlet channel 204.
  • the spring 223 may only block go if there is a sufficient discharge cross-section at this point is reached.
  • the Head attachment 224 may be longer than the width of the cutout 230. In FIG Head attachment 224 designed accordingly. If the head base is too short, it loses Pistons his lead.
  • the head shoulder 224 of the valve piston 221 here from a sales base 224a and a sales flag adjoining it longitudinally 224b with the same outside diameter.
  • the leadership and sealing function of the Find valve piston 221 in the housing bore 217 on the housing shoulders the outer surfaces of the heel base 224a and the heel tab 224b.
  • the Heel base 224a itself is made narrow, in particular narrower than the width of the feed channels 222 can be a good one through the milled out shoulder 224b Guidance and sealing are guaranteed.

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Description

Die Erfindung betrifft eine Innenzahnradpumpe nach dem Oberbegriff von Anspruch 1.
Im Zuge der fortschreitenden Entwicklung im Automobilbau steigen die Anforderungen an die Motorleistung ständig. Die Motoren sollen über einen weiten Drehzahlbereich optimal gesteuert werden. Um diese Anforderung sowohl im unteren als auch im oberen Drehzahlbereich des Motors erfüllen zu können, sind Ventilsteuerungen entwickelt worden, mit denen die Überlappungszeiten von Einlaß- und Auslaßventilen drehzahlabhängig verändert werden können. Bei Steuerungen zum Verstellen der Ventilüberlappungszeiten, bekannt als sogenannte VTC (valve timing control)-Steuerungen werden die Nockenwellen für jeweils die Einlaßventile und die Auslaßventile gegeneinander verstellt, so daß die Nocken der beiden Nockenwelle eine Phasenverschiebung erfahren.
Zusätzlich zu dieser Nockenwellenverstellung durch gegenseitiges Verdrehen der Nockenwellen können auch die Ventilhübe verändert werden. Dabei werden große Ventilhübe mit entsprechend längeren Überlappungszeiten im oberen Drehzahlbereich und geringere Ventilhübe mit kurzen oder gar keinen Überlappungszeiten im unteren Drehzahlbereich des Motors eingestellt. Ferner ist eine Verstellung des Ventilhubs und/oder der Überlappungszeiten vom Warmlaufbetrieb zum Normalbetrieb wünschenswert.
Ein Mehrphasen-Ventileinstellmechanismus ist aus der "Motortechnische Zeitschrift" 55 (1994) 6, Seite 342, bekannt. Der dabei verwendete Nockensatz eines Sechszylindermotors verfügt über zwei Kipphebel. T-Wellen steuern je nach Drehzahl gleichzeitig die beiden Einlaß- und Auslaßventile pro Zylinder. Bei hoher Drehzahl verbinden Hydraulikkolben die entsprechenden Kipphebel mit den T-Wellen. Bei niedriger Drehzahl werden die T-Wellen mit den Hebeln für geringe Drehzahlen verbunden. Zusätzlich ist mit diesem Mechanismus eine Zylinderabschaltung möglich. Dazu werden die T-Wellen von den Kipphebeln für die hohen Drehzahlen ausgeklinkt, so daß nur noch drei der sechs Zylinder arbeiten.
Gewöhnliche Pumpen zum Fördern von Motoröl, beispielsweise Flügelzellenpumpen oder übliche Zahnradpumpen, fördern ihr Arbeitsmedium mit einem mit der Pumpendrehzahl ständig steigenden Förderdruck bzw. Fördervolumenstrom. Die Pumpen werden üblicherweise direkt mechanisch vom Motor über einen entsprechenden Zahnriemenantrieb oder ein sonstiges geeignetes Getriebe angetrieben, so daß Förderdruck bzw. Volumenstrom mit der Motordrehzahl steigen. Um die erforderlichen Ventilsteuervorgänge bereits bei niedrigen Motordrehzahlen durchführen zu können, müssen die verwendbaren Pumpen im unteren Drehzahlbereich des Motors einen steilen Anstieg ihres geförderten Volumenstroms aufweisen. Die bekannten Pumpen sind daher groß mit einer entsprechend hohen Leistungsaufnahme ausgeführt. Bei steigender Motordrehzahl fördern sie deshalb mehr Motoröl als von den Stellmitteln der Ventilsteuerung benötigt wird, so daß der Überschuß direkt von dem Pumpenausgang in einen Sumpf zurückgeleitet werden muß.
Eine als Innenzahnradpumpe ausgestaltete Pumpe ist z.B. aus der DE 39 33 978 bekannt. Der Antrieb erfolgt in der Regel durch die das Ritzel tragende Welle. Das Liefersoll solcher Pumpen, z.B. der Schmierpumpe eines Kfz-Motors, ist nur im unteren Teil des Betriebsbereiches etwa der Drehzahl proportional. Im oberen Drehzahlbereich steigt der Schmiermittel- bzw. Arbeitsflüssigkeitsbedarf weitaus geringer als die Drehzahl des Motors. Damit wird eine Saugregelung der Pumpe notwendig.
Nachteilig bei einer solchen Saugregelung ist die auftretende Kavitation. Der durch die Erhöhung der Drehzahl zu erwartende lineare Druckanstieg kann im Druckbereich solcher Pumpen nicht gehalten werden, vielmehr steigt der Druck ab einer bestimmten Drehzahl nicht linear mit geringerer Steigung an. Beim Unterschreiten der vollen geometrischen Fördermenge im Arbeitsbereich über dem Proportionalitätsbereich tritt Kavitation auf, die zu Implosionen der gasförmigen Bestandteile der Zelleninhalte führt, so daß unerwünschte Geräusche und Schädigungen der Zellenwände die Folge sind. Des weiteren weisen solche Pumpen in höheren Drehzahlbereichen verhältnismäßig geringe Wirkungsgrade auf.
Aus der US-A-2,509,321 ist eine Innenzahnradpumpe mit den Merkmalen aus dem Oberbegrift des Anspruchs 1 bekannt. Die zufuhregelung für die Arbeitsflüssigkeit erfolgt hier über einem grift manuell, sowie über eine Buchse und Stege.
Die Erfindung hat es sich zur Aufgabe gemacht, eine Innenzahnradpumpe mit minimaler Kavitation und hohem Wirkungsgrad zur Verfügung zu stellen, welche insbesondere für eine Ventilsteuerung verwendet werden kann.
Diese Aufgabe wird durch den Gegenstand des Anspruchs 1 gelöst.
Bevorzugte Ausführungsformen werden durch die Unteransprüche beschrieben.
Der entscheidende Vorteil der neuen erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpe liegt darin, daß durch die geregelte Zuführung von Arbeitsflüssigkeit aus der Auslaßmündung in eine Einlaßmündung und die gleichzeitige Unterbrechung der Zufuhr von Arbeitsflüssigkeit aus dem Einlaßkanal in diese Einlaßmündung eine Förderzelle, in welcher bei steigender Drehzahl Druckabfall und damit Kavitation auftreten würde, auf den höheren Auslaßdruck gebracht wird. Hierdurch wird Kavitation in dieser Förderzelle vermieden. Weiterhin entsteht ein großer Vorteil dadurch, daß, weil kein Hohlraum, d.h. kein Unterdruck in dieser Förderzelle entsteht, sondern diese mit Druck beaufschlagt wird, dieser Druck ein positives Drehmoment am Ritzel erzeugt. Diese unter dem höheren Druck stehende Förderzelle arbeitet somit wie ein Hydromotor, wodurch ein sehr hoher Wirkungsgrad erreicht werden kann.
Die erfindungsgemäße Pumpe verbindet mittels einer Einrichtung bei steigendem Druck im Druckbereich nacheinander die Stromäufwarts an diesen angrenzenden Einlaßmündungen mit dem Druckbereich. Hierdurch wird bei steigender Drehzahl gewährleistet, daß jeweils diejenige Förderzelle, in der Druckabfall und damit Kavitation auftreten könnte, rechtzeitig mit Druck beaufschlagt wird, so daß Geräuschentwicklung und Schäden vermieden werden können.
Vorteilhafterweise weist die oben genannte Einrichtung einen mit der Auslaßmündung verbundenen Übertrittskanal auf, der über eine Ventilvorrichtung in mindestens einen Zufuhrkanal mündet, welcher wiederum mit einer Einlaßmündung in Verbindung steht. Die Ventilvorrichtung kann damit die geregelte Zufuhr der Arbeitsflüssigkeit aus der Auslaßmündung, also dem Druckbereich, in die Einlaßmündung steuern und gleichzeitig die Zufuhr von Arbeitsflüssigkeit aus dem Einlaßkanal in diese Einlaßmündung zunächst drosseln und später unterbrechen. Hierzu weist eine solche Ventilvorrichtung vorzugsweise einen Ventilkolben auf, der mittels einer im Gehäuse abgestützen Feder gegen den Druck der Arbeitsflüssigkeit im Übertrittskanal angestellt gelagert ist und mittels eines Kopfabsatzes den Zugang der Arbeitsflüssigkeit in die Zufuhrkanäle sperrt oder freigibt. Die Feder bietet, bei unterschiedlicher Auswahl ihrer Steifigkeit, eine Möglichkeit zur Steuerung des Betriebsverhaltens der Ventilvorrichtung, während der Kopfabsatz des Ventilkolbens so ausgebildet sein kann, daß die unter Druck stehende Arbeitsflüssigkeit entgegen der Federkraft gegen eine seiner Oberflächen drückt, während er mit seinen Seitenflächen die Zuführkanäle für die Arbeitsflüssigkeit je nach Stellung des Ventilkolbens sperrt oder freigibt.
Der Ventilkolben kann im drucklosen Zustand des Übertrittskanals bzw. bis zu einem vorbestimmten Druck in diesem gegen die Kraft der Feder durch einen Anschlag am Gehäuse in einer Stellung gehalten werden, wo keine Arbeitsflüssigkeit aus dem Übertrittskanal in einen Zufuhrkanal fließt. Dieser Zustand entspricht der Ausgangsstellung der Ventileinrichtung bei geringer Drehzahl oder beim Stillstand der Pumpe. Der entgegengesetzte Anschlagpunkt des Ventilkolbens kann dadurch festgelegt werden, daß der Ventilkolben in der Stellung, wo Arbeitsflüssigkeit aus dem Übertrittskanal in alle Zufuhrkanäle einfließt, in seiner Bewegung gegen die Richtung der Federkraft angehalten wird, weil die Feder blockiert wird.
Die Einlaßmündung für die nicht mit dem Übertrittskanal zu verbindenden Förderzellen ist bevorzugt in ihrer Größe auf etwa den Bereich beschränkt, in dem sich diese Förderzellen erstrekken. Hierdurch wird sichergestellt, daß diejenigen Förderzellen, die mit steigender Drehzahl mit Druck aus dem Hochdruckraum beaufschlagt werden sollen, völlig vom Saugraum abgeschnitten werden können. Demgegenüber kann sich die Auslaßmündung etwa über den gesamten Bereich der Förderzellen erstrecken, welche in Förderrichtung stromabwärts von den Förderzellen liegen, die mit dem Übertrittskanal verbunden werden können. Diese Ausbildung der Auslaßmündung ist deshalb geeignet, weil die mit ihr in Verbindung stehenden Förderzellen praktisch während des gesamten Betriebs unter Hochdruck stehen.
Bei einer bevorzugten Ausführungsform bildet das dem Kopfabsatz abgewandte Ende des Ventilkolbens zusammen mit dem Gehäuse eine Federkammer, die zur Dämpfung der Kolbenbewegung mit Arbeitsflüssigkeit gefüllt ist und über eine Bohrung in Flüssigkeitsverbindung mit der Arbeitsflüssigkeit im Einlaßkanal steht.
Die Ventilvorrichtung wirkt vorteilhafterweise gleichzeitig als Sicherheitsventil in Form eines Bypaß-Ventils. Wenn bei Höchstdruck im Druckbereich der Kopfabsatz den letzten Zufuhrkanal soweit überschritten hat, daß unter entstandender Dekompression eine Kurzschlußströmung der Arbeitsflüssigkeit vom Druckbereich in den Einlaßkanal auftritt, geht die Feder deshalb erst dann auf Block, wenn ein ausreichender Abströmquerschnitt geschaffen ist.
Bei einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung weist das Ritzel der Innenzahnradpumpe zwei Zähne weniger auf als der Zahnring, und an der Stelle des Außereingriffkommens der Zähne ist ein mondsichelförmiges gehäusefestes Füllstück vorgesehen. Hierbei sollten die Zähne des Zahnrings ausreichend spitz ausgeführt sein, so daß im Saugbereich die Förderzellen über den Zahneingriff gegeneinander abgedichtet sind.
Ferner kann die erfindungsgemäße Innenzahnradpumpe dadurch gekennzeichnet sein, daß der Kopfabsatz des Ventilkolbens aus einer Absatzbasis und einer längs an diese anschließenden Absatzfahne mit gleichem Außendurchmesser besteht, wobei die Führung und die Dichtfunktion des Ventilkolbens in der Gehäusebohrung an den Gehäuseabsätzen an den Außenflächen der Absatzbasis und der Absatzfahne stattfinden.
Vorteilhafterweise kann eine erfindungsgemäße Innenzahnradpumpe als sauggeregelte Pumpe für eine Ventilsteuerung gemäß dieser Erfindung verwendet werden.
Nachfolgend wird die Erfindung anhand von in Figuren dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1
eine Querschnittsansicht einer erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpe, bei der die Stellung der Ventileinrichtung im Anlaufzustand der Pumpe wiedergegeben ist;
Figur 2
eine Querschnittsansicht der erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpe in einem Zustand mit gegenüber der Figur 9 erhöhter Drehzahl;
Figur. 3
eine Querschnittsansicht der erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpe, wobei die Drehzahl soweit angestiegen ist, daß die Ventileinrichtung bereits eine von der Zufuhr durch ihre Einlaßmündung abgetrennte Förderzelle zur Druckbeaufschlagung vom Druckbereich her freigibt;
Figur 4
eine Querschnittsansicht der erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpe, bei der die Ventilvorrichtung eine Stellung eingenommen hat, in welcher alle Einlaßmündungen und Zufuhrkanäle die mit ihnen verbundenen Förderzellen mit unter Hochdruck stehender Arbeitsflüssigkeit versorgen; und
Figur 5
eine weitere Ausführungsform der erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpe, wobei das Ritzel zwei Zähne weniger aufweist als der Zahnring und an der Stelle des Außereingriffkommens der Zähne ein mondsichelförmiges, gehäusefestes Füllstück vorgesehen ist.
In der Figur 1 ist eine Querschnittsansicht einer Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpe dargestellt. Die Pumpe weist ein Gehäuse 201 auf, das eine Zahnradkammer 206 mit einem Zahnring 202 umschließt. Mit dem Zahnring 202 kämmt ein Ritzel 203, welches einen Zahn weniger aufweist als der Zahnring 202. Das Ritzel 203 bildet mit dem Zahnring 202 aufeinanderfolgende gegeneinander durch den Zahneingriff abdichtende Förderzellen 210, 211, 212, 213, 214, 215 und 216. Ein Einlaßkanal 204 mündet in einer als Einlaßniere ausgebildeten Einlaßmündung 207, die gestrichelt dargestellt ist. Weiterhin ist der Einlaßkanal 204 in der in Figur 9 gezeigten Stellung über eine Gehäusebohrung 217 mit Gehäuseabsätzen 217a, 217b, 217c und 217d mit den Zufuhrkanälen 222a, 222b und 222c verbunden, die in die Einlaßmündungen 208a, 208b und 208c auslaufen.
Auf der Auslaßseite weist das Gehäuse einen Auslaßkanal 205 auf, der mit der in der Zahnradkammer 206 angeordneten Auslaßniere 209, die ebenfalls gestrichelt dargestellt ist, verbunden ist. Weiter ist die Auslaßniere 209 auf ihrer der Auslaßmündung 205 abgewandten Seite mit einem Übertrittskanal 220 verbunden, welche an der dem Einlaßkanal 204 gegenüberliegenden Seite der Gehäusebohrung 217 beim Gehäuseabsatz 217a in diese einmündet. Am unteren Teil des Gehäuses 201 ist eine Ventileinrichtung vorgesehen. Ein Ventilkolben 221 befindet sich in dieser Stellung der Ventileinrichtung in der Gehäusebohrung 217, wobei ein Kopfabsatz 224 dieses Ventilkolbens 221 mit seinem vorderen Stirnende im Übertrittskanal 220 gegen das Gehäuse anschlägt und mit seinen Seitenflächen die Gehäusebohrung 217 am Gehäuseabsatz 217a gegen die Flüssigkeit in dem Übertrittskanal 220 abdichtet. An seinem hinteren Ende ist der Ventilkolben 221 mit seinem hinteren Absatz 229 in einer Federkammer 225 geführt, in welcher in eine Feder 223 in Richtung des Anschlagpunkts am Gehäuse (in Linksrichtung in Figur 9) gegen den Druck im Übertrittskanal 220 bzw. gegen den Anschlag des Kopfabsatzes 224 am Gehäuse 201 anstellt. Die Federkammer 225 ist an ihrem rechten Ende mit einer nicht bezeichneten Verschlußschraube dicht verschlossen. Eine Bohrung 226 im Ventilkolben 221 verbindet dessen Umgebung mit der mit Arbeitsflüssigkeit gefüllten Federkammer 225, wodurch eine Dämpfungswirkung eintritt.
Ausgehend von dieser alle Bauteile bezeichnenden Figur 1 wird nunmehr die Arbeitsweise der erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpe mit Hilfe der weiteren Figuren beschrieben. Gleiche Bauteile sind in allen Figuren mit entsprechenden Bezugszeichen versehen. In den Figuren 2 bis 5 werden allerdings der besseren Übersichtlichkeit halber nicht mehr sämtliche, sondern nur die relevanten Bauteile bezeichnet.
Im in Figur 1 dargestellten Zustand wird das Ritzel 203 in der durch den Pfeil n angezeigten Richtung gedreht. Flüssigkeit wird über den Einlaßkanal 204 angesaugt und einerseits über die Einlaßniere 207 den Förderzellen 210 und 211 zugeführt. Andererseits wird Arbeitsflüssigkeit aber auch über die Gehäusebohrung 217 im Zwischenraum zwischen dem Ventilkolben 221 und dieser Gehäusebohrung den Zuführkanälen 222a, 222b und 222c und über diese den Einlaßmündungen 208a, 208b und 208c zugeführt, welche die Förderzellen 212 und 213 mit Arbeitsflüssigkeit beliefern. Im in Figur 1 gezeigten Zustand fördert die Pumpe im Proportionalbereich, d.h. die Fördermenge steigt linear mit einer Erhöhung der Drehzahl n an. Da der Kopfabsatz 224 die Gehäusebohrung 217 am Gehäuseabsatz 217a gegen die Flüssigkeit im Übertrittskanal 220 abdichtet, stehen nur die Förderzellen 214, 215 und 216 unter Druck. Die Federkraft F0 übt einen stärkeren oder gleichgroßen Druck auf den Ventilkolben 221 aus wie der Druck P0 gegen die mit AK bezeichnete Fläche des Kopfabsatzes 224.
Bei der nun folgenden Funktionsbeschreibung wird davon ausgegangen, daß an den Auslaßkanal 205 ein Verbraucher angeschlossen ist, dessen hydraulischer Widerstand R = ΔPΔQ etwa konstant ist.
Die Regelung beginnt, wenn die von der Arbeitsflüssigkeit im Übertrittskanal 220 auf den Kopfabsatz 224 ausgeübte Kraft größer wird als die Federkraft. In Figur 2 dreht sich das Ritzel 203 mit der Drehzahl n1, die bereits höher ist als die Grenzdrehzahl im Proportionalitätsbereich der Pumpe. Der Druck der Arbeitsflüssigkeit im Druckbereich würde sich linear hierbei auf einen Druck P1' erhöhen, so daß der Ventilkolben 221 nach rechts bewegt wird. Dadurch wird der Ansaugwinkel αs von αs max (siehe Figur 1) auf αs1 (siehe Figur 2) reduziert. Der Druck P1', der linear zu erreichen wäre, kann sich jedoch nicht halten, sondern fällt auf P1 ab. Damit fällt auch die Fördermenge linear ab. Es stellen sich bei der gesteigerten Drehzahl n1 eine neue Fördermenge und ein neuer Druck P1 ein, der niedriger ist als P1', jedoch höher als P0. Die Einstellung eines Druckes P1, der höher ist als der Druck P0, ist auch konstruktiv durch die Ausgestaltung der Ventileinrichtung und der Pumpe bedingt. Wäre dieser Druck nämlich nicht höher als P0, dann würde der Ventilkolben 221 durch die Feder 223 wieder in die Ursprungslage (Figur 1) zurückgedrückt, und der Prozeß würde von neuem beginnen, weil die Drehzahl gegenüber der Ausgangslage erhöht ist. Wäre der Druck P1 im Druckbereich auf dem Wert P1' geblieben, dann wäre die Drosselwirkung des nach rechts rückenden Kolbens 221 durch den in den Zufuhrkanal 222a eindringenden Kopfabsatz 224 auf die Befüllung der Förderzelle 212 unwirksam geblieben. Somit muß der Druck P1 zwischen P0 und P1' liegen.
Aus einer Zusammenschau der Figuren 2 und 3 wird ersichtlich, was bei einer weiteren Erhöhung der Drehzahl, hier auf die Drehzahl n2 in Figur 3, geschieht. Der bei der Drehzahlsteigerung oben beschriebene Prozeß setzt sich weiter fort, so daß der Ventilkolben 221 durch die Druckerhöhung immer weiter nach rechts geschoben wird, bis, wie in Figur 3 dargestellt, beispielsweise ein Zustand erreicht wird, wo der Ventilkolben 221 mit seinem Kopfabsatz 224 die Gehäusebohrung 217 am Gehäuseabsatz 217c abdichtet, so daß die hier mit 212 bezeichnete Förderzelle nicht über den Einlaßkanal 204 mit angesaugter Arbeitsflüssigkeit versorgt wird, sondern über den Übertrittskanal 220 und die Kanäle 222a und 208a mit unter Druck stehender Arbeitsflüssigkeit. Die Arbeitsflüssigkeit in der Förderzelle 212 steht mit den stromabwärts liegenden Förderzellen auf dem erhöhten Druck P2, so daß in ihr kein Hohlraum entsteht und sich auch trotz der Raumvergrößerung kein Unterdruck ausbilden kann. Im Gegenteil erzeugt diese Förderzelle 212 durch die Druckbeaufschlagung mit dem Druck P2 ein positives Drehmoment auf das Ritzel 203, weil ihr Raum unter Hochdruck expandiert und wie ein Hydromotor arbeitet. Diese innere Differentialregelung arbeitet somit mit hohem Wirkungsgrad. Die unter dem Druck P2 stehende Arbeitsflüssigkeit wird nicht auf Atmosphärendruck dekomprimiert, sondern gibt unter einem gewissen Strömungsverlust durch die Kanäle seine potentielle Energie wieder als mechanische Leistung an die Pumpenantriebswelle zurück. Der Ansaugwinkel in dieser Stellung ist mit αs2 bezeichnet.
Im in Figur 4 gezeigten Zustand ist nunmehr die Drehzahl n3 soweit gesteigert, daß der Ventilkolben 221 soweit nach rechts gerückt ist, daß er die gesamte Gehäusebohrung 217 mit seinem Kopfabsatz 224 gegen die Arbeitsflüssigkeit im Einlaßkanal 204 am Gehäuseabsatz 217d abdichtet. Die mit 212 bezeichnete Förderkammer und alle von ihr aus stromabwärts gerichteten Förderkammern werden nunmehr entweder über die Auslaßniere 209 oder über den Übertrittskanal 220 und die sie kreuzenden Zufuhr- und Einlaßkanäle 222a, 222b, 208a und 208b mit unter Druck stehender Arbeitsflüssigkeit versorgt. Hierbei ist die Feder 223 auf Block gedrückt. Die Hälfte der im Anfangsstadium zur Ansaugung verwendeten Förderzellen sind von dem Einlaßkanal 204 abgetrennt und gleichzeitig mit dem Hochdruck P3 verbunden, so daß sie als Hydromotor, wie oben beschrieben, wirksam sind. Vor allen Dingen arbeitet die Pumpe in dem gesamten abgeregelten Bereich praktisch ohne Kavitation, so daß keine Geräusche entstehen. Im Drehzahlbereich von n0 bis n3 ist im Einlaßkanal 204 wegen der gerade beschriebenen inneren Regelung keinerlei Blende oder sonstige Drossel notwendig.
Ist, wie in Figur 4, der Ventilkolben 221 bis auf Federblock nach rechts gedrückt, kann keine weitere innere Regelung stattfinden. Bei weiteren Drehzahlsteigerungen wird die Fördermenge mit verminderter Steilheit proportional zur Drehzahl weiter ansteigen, bis in den verbleibenden restlichen Saugzahnkammern im Bereich der kurzen Saugniere 207 Hohlraumbildung auftritt.
Die oben beschriebene Pumpe eignet sich hauptsächlich zur Versorgung von automatischen Getrieben mit einem Druckniveau bis 25 Bar oder höher. Die Steifigkeit der Feder 223 bestimmt die Steilheit der Förderlinie im abgeregelten Bereich und muß an den hydraulischen Widerstand des Verbrauchers angepaßt werden.
Die Figur 5 zeigt eine weitere Ausführungsform der erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpe, bei der zwei weitere Aspekte der vorliegenden Erfindung hervortreten. Ein erster Aspekt betrifft hierbei die Ausbildung der Pumpe mit einem Ritzel 203, welches zwei Zähne weniger aufweist als der Zahnring 202.
An der Stelle, an der die Zähne des Ritzels 203 mit dem Zahnring 202 außer Eingriff kommen, ist hier ein mondsichelförmiges, gehäusefestes Füllstück 227 vorgesehen. Die Zähne 228 des Zahnrings 202 sind ausreichend spitz ausgeführt, um im Saugbereich die Förderzellen für den Zahneingriff genügend gegeneinander abzudichten.
Der Betrieb der in Figur 5 dargestellten Innenzahnradpumpe und die Funktion der Ventileinrichtung entsprechen den in den Figuren 1 bis 4 beschnebenen.
Ein weiterer Aspekt der Erfindung, der anhand der Figur 5 deutlich wird, betrifft die Sicherheitsventilwirkung der Ventileinrichtung. Dieses arbeitet als Bypaß-Ventil, wenn bei Höchstdruck im Druckbereich der Kopfansatz 224 den letzten Zufuhrkanal 222c soweit überschritten hat, daß unter Dekompression Kurzschluß vom Druckbereich in den Einlaßkanal 204 eintritt. Die Feder 223 darf hierbei erst auf Block gehen, wenn ein für diesen Zweck ausreichender Abströmquerschnitt an dieser Stelle erreicht ist. Für die Funktion des Ventilkolbens 221 als Sicherheitsventil muß der Kopfansatz 224 länger sein als die Breite der Aussparung 230. In Figur 5 ist der Kopfansatz 224 demgemäß ausgestaltet. Ist der Kopfansatz zu kurz, so verliert der Kolben seine Führung.
Wie ferner in Figur 5 gezeigt ist, besteht der Kopfabsatz 224 des Ventilkolbens 221 hier aus einer Absatzbasis 224a und einer längs an diese anschließenden Absatzfahne 224b mit gleichem Außendurchmesser. Die Führung und die Dichtfunktion des Ventilkolbens 221 in der Gehäusebohrung 217 an den Gehäuseabsätzen finden an den Außenflächen der Absatzbasis 224a und der Absatzfahne 224b statt. Obwohl die Absatzbasis 224a selbst schmal ausgeführt ist, insbesondere schmaler als die Breite der Zufuhrkanäle 222, kann durch die ausgefräste Absatzfahne 224b eine gute Führung und Abdichtung gewährleistet werden.

Claims (12)

  1. Innenzahnradpumpe mit
    a) einem Gehäuse (201) mit einer Zahnradkammer (206),
    b) einem Zahnring (202) im Gehäuse (201),
    c) einem im Zahnring (202) angeordneten, mit diesem kämmenden Ritzel (203), das mindestens einen Zahn weniger aufweist als der Zahnring (202) und mit diesem zusammen aufeinanderfolgende gegeneinander durch den Zahneingriff abdichtende Förderzellen (210, 211, 212, 213, 214, 215, 216) für die Arbeitsflüssigkeit ausbildet, und
    d) mindestens einem Einlaßkanal (204) und mindestens einem Auslaßkanal (205) für die Arbeitsflüssigkeit im Gehäuse (201),
    e) wobei die Arbeitsflüssigkeit aus dem Einlaßkanal über mindestens eine Einlaßmündung (207, 208a, 208b, 208c) in den Ansaugbereich der Zahnradkammer (206) zugeführt wird und über mindestens eine Auslaßmündung (209) aus dem Druckbereich der Zahnradkammer (206) in den Auslaßkanal (205) abgeführt wird, sowie mit
    f) einer Einrichtung (220, 221, 222), welche eine geregelte Menge der Arbeitsflüssigkeit aus der Auslaßmündung (209) in mindestens eine Einlaßmündung (208a, 208b, 208c) zuführt, während sie gleichzeitig die Zufuhr von Arbeitsflüssigkeit aus dem Einlaßkanal (204) in diese Einlaßmündung (208a, 208b, 208c) unterbricht.
    dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung (220, 221, 222) bei steigendem Druck im Druckbereich die an diesen stromaufwärts nacheinander angrenzenden Einlaßmündungen (208a, 208b, 208c) mit diesem verbindet.
  2. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung (220, 221, 222) einen mit der Auslaßmündung (209) verbundenen Übertrittskanal (220) aufweist, der über eine Ventilvorrichtung (221, 222, 223) in mindestens einen Zufuhrkanal (222a, 222b, 222c) mündet, welcher wiederum mit einer Einlaßmündung (208a, 208b, 208c) in Verbindung steht.
  3. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventilvorrichtung (221, 223, 224) einen Ventilkolben (221) aufweist, der mittels einer im Gehäuse (201) abgestützten Feder (223) gegen den Druck der Arbeitsflüssigkeit im Übertrittskanal (220) angestellt gelagert ist und mittels eines Kopfabsatzes (224) den Zugang der Arbeitsflüssigkeit in die Zufuhrkanäle (222a, 222b, 222c) sperrt oder freigibt.
  4. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Ventilkolben (221) im drucklosen Zustand des Übertrittskanals (220), bzw. bis zu einem vorbestimmten Druck in diesem, gegen die Kraft der Feder (223) durch einen Anschlag am Gehäuse (201) in einer Stellung gehalten wird, wo keine Arbeitsflüssigkeit aus dem Übertrittskanal (220) in einen Zufuhrkanal (222) fließt.
  5. Innenzahnradpumpe nach einem der Anprüche 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Ventilkolben (221) in der Stellung, wo Arbeitsflüssigkeit aus dem Übertrittskanal (220) in alle Zufuhrkanäle (222) einfließt, dadurch in seiner Bewegung gegen die Richtung der Federkraft angehalten wird, daß die Feder (223) blockiert wird.
  6. Innenzahnradpumpe nach einem der Anprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Einlaßmündung (207) für die nicht mit dem Übertrittskanal (220) zu verbindenden Förderzellen (210, 211) in ihrer Größe auf etwa den Bereich beschränkt ist, in dem sich diese Förderzellen erstrecken.
  7. Innenzahnradpumpe nach einem der Anprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Auslaßmündung (209) sich etwa über den gesamten Bereich der Förderzellen (214, 215, 216) erstreckt, die in Förderrichtung stromabwärts von den Förderzellen (212, 213) liegen, die mit dem Übertrittskanal (220) verbunden werden können.
  8. Innenzahnradpumpe nach einem der Anprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß das dem Kopfabsatz (224) abgewandte Ende des Ventilkolbens (221) zusammen mit dem Gehäuse (201) eine Federkammer (225) ausbildet, die zur Dämpfung der Kolbenbewegung mit Arbeitsflüssigkeit gefüllt ist und über eine Bohrung (226) in Flüssigkeitsverbindung mit der Arbeitsflüssigkeit im Einlaßkanal (204) steht.
  9. Innenzahnradpumpe nach einem der Anprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Ventilvorrichtung (221, 223, 224) gleichzeitig als Sicherheitsventil in der Form eines Bypaßventils wirkt, wenn bei Höchstdruck im Druckbereich der Kopfabsatz (224) den letzten Zufuhrkanal (222c) soweit überschritten hat, daß unter entstandener Dekompression eine Kurzschlußströmung der Arbeitsflüssigkeit vom Druckbereich in den Einlaßkanal (204) auftritt.
  10. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Ritzel (203) zwei Zähne weniger aufweist als der Zahnring (202) und an der Stelle des Außer-Eingriff-Kommens der Zähne ein mondsichelförmiges, gehäusefestes Füllstück vorgesehen ist.
  11. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Zähne des Zahnringes ausreichend spitz ausgeführt sind, so daß im Saugbereich die Förderzellen (210, 211, 212) über den Zahneingriff gegeneinander abgedichtet sind.
  12. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 3 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß der Kopfabsatz (224) des Ventilkolbens (221) aus einer Absatzbasis (224a) und einer längs an diese anschließenden Absatzfahne (224b) mit gleichem Außendurchmesser besteht, wobei die Führung und die Dichtfunktion des Ventilkolbens (221) in der Gehäusebohrung (217) an den Gehäuseabsätzen (217a, 217b, 217c, 217d) an den Außenflächen der Absatzbasis (224a) und der Absatzfahne (224b) stattfinden.
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