EP0846861B1 - Stufenlos verstellbare Zahnringpumpe - Google Patents

Stufenlos verstellbare Zahnringpumpe Download PDF

Info

Publication number
EP0846861B1
EP0846861B1 EP97112646A EP97112646A EP0846861B1 EP 0846861 B1 EP0846861 B1 EP 0846861B1 EP 97112646 A EP97112646 A EP 97112646A EP 97112646 A EP97112646 A EP 97112646A EP 0846861 B1 EP0846861 B1 EP 0846861B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
adjusting ring
annular gear
pressure
pump
set forth
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP97112646A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0846861A1 (de
Inventor
Siegfried A. Dipl.-Ing. Eisenmann
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.)
Individual
Original Assignee
Individual
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from DE29703369U external-priority patent/DE29703369U1/de
Application filed by Individual filed Critical Individual
Priority to CA002219062A priority Critical patent/CA2219062C/en
Priority to JP9326670A priority patent/JPH10169571A/ja
Priority to CN97120306A priority patent/CN1114041C/zh
Priority to MXPA/A/1997/009436A priority patent/MXPA97009436A/xx
Priority to BR9706122A priority patent/BR9706122A/pt
Priority to KR1019970065854A priority patent/KR100287915B1/ko
Priority to US08/984,794 priority patent/US6126420A/en
Priority to ARP970105700A priority patent/AR010678A1/es
Publication of EP0846861A1 publication Critical patent/EP0846861A1/de
Publication of EP0846861B1 publication Critical patent/EP0846861B1/de
Application granted granted Critical
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/10—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
    • 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
    • F04C2/082—Details specially related to intermeshing engagement type machines or pumps
    • F04C2/084—Toothed wheels
    • 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
    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/05—Speed
    • F04C2270/052—Speed angular
    • 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
    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/20—Flow

Definitions

  • the invention relates to an adjustable gerotor pump according to the preamble of Claim 1, in its specific delivery rate [delivery volume / speed] can be changed.
  • a good solution is a gerotor pump as an internal gear pump, which none Crescent moon needed because the tooth shape is chosen so that by tooth head contact each tooth chamber is reliably sealed by the neighboring tooth chambers is, so that a good volumetric efficiency is achieved.
  • Gerotor pumps have the possibility that the center distance of the inner rotor to the external rotor or the angular position of the eccentric axis, in relation to the housing and thus be changed in relation to the inlet and outlet openings in the housing can.
  • a constructive solution could be that the external rotor in one Eccentric ring is mounted, which is rotatably arranged and adjustable in the housing. For a delivery rate adjustment up to An angle adjustment is close to zero, which is very desirable when starting cold the eccentric axis of 90 ° is required.
  • the control spring would also have to do this drive very long distances, which is because of the required soft characteristic would lead to dimensions that are difficult to achieve. Because especially at Motor vehicle engines and automatic transmissions very frequent and fast speed changes would take place, the eccentric ring high spin and Delays experience what leads to large adjustment forces, to large adjustment resistances and would lead to high wear. That too is Large control rooms are at great risk of contamination.
  • the invention solves the problem of small control paths and quick, precise reaction the control of variable gerotor pumps through the characteristic features of Claim 1.
  • the negative ratio of the angle of rotation the eccentric axis or the planet carrier to the angle of rotation of the pinion or Planet gear equal to the number of teeth of the pinion if the number of teeth difference between ring gear and pinion is one.
  • the circumference or the pitch circle of the external toothing on the adjusting ring is proportional is large, e.g. has 16 teeth, is the negative angle adjustment the eccentric axis 16 times the angle of rotation of the adjusting ring around its own Axis. Accordingly, the adjustment ring performs small angular rotations and thus small adjustment paths because it only has a small rolling movement in the housing performs.
  • the toothing of an adjustment gear designed as an internal gear is preferred a trochoid or a between the adjusting ring and the housing Cycloid internal gear.
  • Kidney-shaped housing openings forming low and high pressure openings paint over the danger of cavitation on the suction side and that of the Pinch oil on the pressure side.
  • the adjusting ring seen in the axial direction the opposite side to the kidney-shaped low-pressure and high-pressure openings circumferential, through the housing wall closed connection groove that together with built-in connecting grooves in the area the webs connecting expanding and compressing conveyor cells.
  • a channel connection is proposed between these working chambers allows a compensation oil flow, so that excessive pressure peaks at the pinch oil point and extreme negative pressures at the cavitation point can be avoided.
  • a zero stroke pump reduces the construction effort, because after that only the compression chamber in the gerotor pump itself has the high pressure leads.
  • the momentary pole is when the delivery rate is reduced, that is the pitch point around which the adjusting ring rotates in each rotational position changes in such a way that in the closed position of the adjusting ring hydrostatic force component of the compacting workspace no longer a moment exerts on the adjusting ring, the pump is not quite when using a spring adjust to zero.
  • the high-pressure working area also points the largest cross-sectional area in the axial direction, which may to inadmissibly large axial deflection of the housing and in particular the Lid leads.
  • the external toothing of the adjustment gear is preferably made in one piece with the Adjustment ring, especially by sintering.
  • the external teeth can basically also formed by a stamped sheet metal ring on the adjusting ring become.
  • the internal toothing can advantageously be punched on the housing Sheet metal ring are formed.
  • the internal toothing of the adjustment gearbox made in one piece with the housing, which then is preferably also sintered together with the internal toothing.
  • the inner rotor of the pump can be shrunk onto the shaft, preferably Axial connecting channels are provided between the shaft shrink fit and the inner rotor are.
  • the inner rotor is integral with the Shaft executed.
  • gerotor pump according to the invention is to be used as a high pressure pump, then high demands on the construction must be met.
  • Particularly advantageous is the teeth of the ring gear set to avoid rapid wear to train on one of the two runners as roles. This also works with slow-running high-pressure rotary piston machines.
  • rollers are so that the machine does not become too large in diameter preferably arranged on the inner rotor.
  • the radial compensating force can then also be used to adjust the delivery rate Toothed ring pump can advantageously be used if the chambers in the Interlocking of the adjustment gear via channels and preferably a control rotary valve within limits both in their number and in their rotational position can be changed, as is also slow with the above mentioned running high-pressure rotary piston machines can be used.
  • the control rotary valve can be adjusted in angle to adjust the position of the high and low pressure chambers.
  • Throttles are preferably provided in the channels to the control rotary valve, and the control rotary valve has control bores around the chambers in the leakage spaces to connect to the tank.
  • the adjustment of the adjustment ring is not directly hydraulic as above described, but made mechanically according to claim 6, then serve the high-pressure cells between the teeth of the adjustment gear only the force and thus the tension compensation in the adjusting ring to minimize its deformation.
  • the number and choice of the high pressure cells are selected so that the adjusting ring due to the internal working pressure field, the tooth heads of the toothing of the Adjusting gear keeps in touch contact.
  • both parts, the Adjustment ring with its external teeth and the housing ring with its internal teeth are produced with sufficient accuracy using the sintering process. It can namely enough tooth play will then be provided to bridge the manufacturing tolerances.
  • the axial play of the adjusting ring in the housing is advantageously essential executed smaller than the axial play of the ring gear set.
  • a gerotor pump shown in FIGS. 1 a to 2 has an inner rotor 3 and an external rotor 4, one with their external and internal teeth Form gear ring 5.
  • the external toothing of the inner rotor 3 has one Tooth less than the internal toothing of the external rotor 4.
  • the inner rotor 3 is shrunk onto a rotationally driven shaft 2. Between the shaft shrink fit and the inner rotor 3 are axial connecting channels 48 intended.
  • Both the shaft 2 and thus the inner rotor 3 and the outer rotor 4 are in a pump housing, parts of which are designated 1, 1 'and 1 ", rotatable stored.
  • the axis of rotation of the external rotor 4 is spaced parallel, i.e. eccentric, to the axis of rotation of the inner rotor 3.
  • the eccentricity or the distance between these two axes of rotation is designated 17.
  • the inner rotor 3 and the outer rotor 4 form a fluid delivery space between them.
  • This fluid delivery chamber is sealed off from one another in a pressure-tight manner Conveyor cells 7 divided.
  • the individual conveyor cells 7 are each between two successive teeth of the inner rotor 3 and the internal teeth of the External rotor 4 formed by two successive teeth of the inner rotor Head or flank contact 6 with two successive, opposite Have teeth of the inner toothing of the outer rotor 4.
  • Kidney-shaped adjoining the conveyor cells 7 are located in the housing Except grooves 8 and 9, which a fluid inflow and outflow to and form from the conveyor cells 7.
  • the groove 8 forms the low-pressure opening for supplying the fluid
  • Groove 9 the high pressure opening for the fluid drain.
  • the groove 8 extends from near a location of deepest tooth engagement in the area of a web 11 on the housing side almost semicircular up to close to a place of slight tooth meshing, that of a further housing-side web 10 diametrically opposite the web 11 is covered.
  • the groove 9 on the high pressure side in Figure 1a extends in Housing mirror-symmetrical to groove 8 on the opposite side of the both webs 10 and 11.
  • the external rotor 4 is in a ring 14 added, which in turn can be adjusted relative to the housing.
  • This adjustment ring 14 is the outer rotor 4 by means of its outer circumference 13 a sliding pivot bearing 12 is freely rotatable.
  • the adjusting ring 14 has one External toothing 24 which meshes with an internal toothing 24 '.
  • the internal toothing 24 ' is non-rotatably connected to the housing. Your center falls with the Rotation axis of the inner rotor 3 together.
  • the internal toothing is in the exemplary embodiment 24 'formed on a stamped sheet metal ring 27 on the housing part 1 "or rigidly attached to the housing part 1 (FIG. 2).
  • the internal toothing 24 ' could, however, also be formed directly in one piece on the housing.
  • the housing with the internal toothing 24 'and the adjusting ring 14 with the external toothing 24 form an adjustment gear 20 for adjusting the angular position of the External rotor 4 to inner rotor 3.
  • the internal toothing 24 ' has at least one tooth more than the external teeth 24 of the adjusting ring 14.
  • the tooth difference is exactly one.
  • the Difference in the diameter of the root circle of the internal toothing 24 'and the tip circle the external teeth 24 double the eccentricity 17.
  • the pump of the embodiment according to Figures 1a to 2 is by mechanical Actuating means adjusted.
  • a two-armed rocker arm 41, 43 is around an axis 42 spaced parallel from the axis of rotation of the inner rotor 3 between two end positions, namely those of Figures 1a and 1c, pivotable back and forth.
  • the pivoting movement of the rocker arm 41, 43 is achieved by means not shown motorized.
  • the storage of the rocker arm 41, 43 takes place in the between the two side housing parts 1 'and 1 "clamped middle housing part 1.
  • the axis of rotation 42 of the rocker arm 41, 43 lies in the zero position of FIG.
  • the aforementioned angle ⁇ is the angle around which the adjusting ring 14 is turned its own axis rotates when the rocker arm 41 is actuated.
  • the pump is shown in section A-A of Figure 1b.
  • the rotary drive Shaft 2 is in the two housing halves 1 'and 1 "in the longitudinal direction the shaft 2 are arranged side by side and between them Include rotating parts of the gerotor pump, rotatably slide bearings and by means of sealed with a seal to the outside.
  • the fluid supply and discharge are in the housing part 1 '' provided; the two slot openings 8 and 9 in both housing halves 1 ' and 1 ".
  • the adjusting ring 14 is only at one axial end with the external toothing 24 provided.
  • the sheet metal ring 27 in turn is on a circular ring cylinder 1 attached, which surrounds the adjusting ring 14 and an intermediate housing between the two housing halves 1 'and 1 ".
  • the inner peripheral surface of the Intermediate housing 1 and the outer peripheral surface of the adjusting ring 14 form in their non-toothed areas rolling cylinder surfaces 26 and 29 over which the Adjustment ring 14 due to the adjustment gear 20 slip-free compared to the circular cylindrical Intermediate housing 1 rolls.
  • the pitch circles 15, 16 of the adjustment gear are in the rolling cylinder surfaces 26 and 29.
  • the adjusting ring 14 has seen in the axial direction on the opposite side to the kidney-shaped low pressure and high pressure openings 8, 9 a whole or semicircular all-round connecting groove closed by the housing wall 1 ' 45 which, together with connecting grooves 46 and 47 (FIG. 5) that expand and compress in the area of the webs 10, 11 Conveying cells 7 connects.
  • Figures 3a and 3b show a zero stroke pump, which is between a regulated Position, the zero position, and a single end position for maximum delivery rate is adjustable.
  • measures have been taken to use the delivery rate V ⁇ limit increasing speed of the inner rotor 3. That from adjusting ring 14 and External rotor 4 formed component is against the force of a pressure spring trained control spring 36 adjusted, namely by the high pressure work space 35 of the pump used as a cylinder space above the external rotor 4 as a control piston becomes.
  • the control spring 36 is between a first, torsionally rigid linkage on the outside Scope of the adjusting ring 14 and a second linkage designed as a pivot bearing biased to pressure on the housing such that they always the adjusting ring 14 tries to push it into its end position for maximum promotion.
  • the High-pressure working chamber of the pump which also functions as a cylinder working chamber 35 to be used, lie over the inner peripheral surface of the outer rotor 4 in such a way that the adjusting ring 14 against the force of the control spring 36 in the adjusting mechanism 20 is twisted.
  • the pump regulates itself with increasing speed and thus accompanying increasing pressure on the pressure side automatically to ideally in the zero position shown in Figure 3b.
  • the use of the pump work space 35 as a cylinder space for the adjustment of the Adjusting gear 20 reduces the construction work of the pump.
  • the high-pressure working space 35 is also between at least one space 86 the adjusting ring 14 and the inner wall of the intermediate housing 1, on the the internal toothing of the adjustment gear 20 is also connected.
  • the pressure field 86 thus formed over the high-pressure working space 35 presses the adjusting ring 14 against the radially opposite the pressure field 86 and the working space 35 Teeth 87 of the internal toothing 24 'of the adjustment gear 20.
  • the pressure chambers are such that in the position of Fig. 3b with respect to the instantaneous pole M of the adjusting gear 20, a spring 36 which is sufficiently stressing arises.
  • FIG. 21 Another possibility of reducing a gerotor pump with increasing Figures 4a, 4b and 5 show the rotational speed the adjustment gear, now designated 21, is designed as a partial internal gear with an only partially externally toothed adjusting ring 14 and one accordingly only partially internally toothed sheet metal ring 27.
  • the partial outer toothing is 22 and the partial internal teeth designated 23.
  • the two partial gears 22 and 23 serve for the slip-free rolling of the rolling circular cylinder surfaces 26 and 29 of the adjusting ring 14 and the housing in the control range.
  • the sealing piece 89 On the housing is a sealing piece which extends over the width of the adjusting ring 14 89 arranged.
  • the sealing piece 89 is cylindrical in cross section, in the exemplary embodiment circular cylindrical.
  • the sealing piece 89 presses sealingly against it Opposite on the adjusting ring 14 trained as a counter-seal Thickening or tooth head-like point 88.
  • Sealing piece 89 and thickening 88 are the partial toothings 22 and 23 arranged approximately diametrically opposite, so that between the sealing point 88, 89 formed in this way and the partial toothing 22, 23 over the outer circumferential surface of the adjusting ring 14 within a room 28 can build up a pressure on the outer circumference of the adjusting ring 14 pressing and using the adjusting ring as an adjusting piston against the force of one Control spring 32, which is comparable to the control spring 36 of the previous example, adjusted.
  • the sealing piece 89 is, seen from the control spring 32, on the back the bead-shaped for articulating the control spring 32 on the adjusting ring Thickening 88, pressing against this thickening 88, mounted on the housing.
  • the pressure chamber 28 used as an adjusting cylinder over the outer circumference of the Adjustment ring 14 there is high pump pressure.
  • the room 28 is on the outside
  • the circumference of the adjusting ring 14 is approximately above the high-pressure groove opening 9 and is with the groove opening 9 by radial channels 9a recessed in the housing.
  • the sealing piece 89 formed by a sealing sleeve which is about an axis of rotation of the inner rotor 3rd parallel axis is rotatably mounted in the housing. Also connecting the expanding and compressing delivery cells of the pump by the rotating Connecting groove 45 and the two radial connecting grooves 46 and 47, as in In connection with the embodiment of Figure 1 have been described can be seen very well in FIG.
  • control pumps are shown, which are particularly suitable for use as high pressure pumps.
  • the teeth of the inner rotor 51 by rollers 50 in the embodiment circular cylindrical Rollers formed, which are rotatably supported about axes parallel to the axis of rotation of the inner rotor 51 are.
  • the inner rotor 51 is made in one piece with its drive shaft, as can be seen in particular in FIG. 6b.
  • the Adjustment ring 14 in the area of its outer peripheral surface, which is seen radially extends over the high pressure side of the pump, with the pressure of the high pressure side applied.
  • the outer extending over the low pressure side of the pump
  • the circumferential surface of the adjusting ring 14 is subjected to the low pressure.
  • the adjustment gear 20 by means of its teeth 52, 53 pressure-tight chambers 56 'on the high pressure side and pressure tight chambers 56 "on the low pressure side.
  • the pressure-tight chambers 56 'and 56 are via channels 58 in a housing part 57 ( Figure 6b) with the pressure and suction spaces, i.e. with the high pressure and the Low pressure side of the pump connected.
  • the channels 58 open into the tooth root areas the internal toothing 53 in the intermediate housing 55.
  • 57 are in the housing part at least one connecting channel 60 to a slot opening 9 and one diametrically Opposing further connecting channel 61, which in the other groove opening 8th flows, provided.
  • the connecting channels 60 and 61 are connected by means of a control rotary valve 59 connected to channels 58. As shown in Figures 6b, 7a and 7b, this Control rotary valve 59 on an annular cylindrical rotating body in the housing part 57 rotatably received concentrically to the shaft 2 and in this recording controlled angle adjustable.
  • this Control rotary valve 59 on an annular cylindrical rotating body in the housing part 57 rotatably received concentrically to the shaft 2 and in this recording controlled angle adjustable.
  • By connecting channels 60 and 58 or 61 and 58 are accordingly the two slot openings 8 and 9 each with their rear, pressure chambers formed by the teeth 52, 53 of the adjustment gear 56 'and 56 "connected. These chambers 56' and 56" are thus below the Pressure of the slot opening assigned to them.
  • connection between the channels 60 and 58 or 61 and 58 is via throttles 74 and 75 in channels 60 and 61 and channel end portions 62 and 63, these channel end portions 62 and 63, in the exemplary embodiment simple bores, via connecting channels in the Rotary body of the control rotary valve 59 to the near the root circle of the internal toothing 53 opening channels 58 can be connected.
  • control rotary valve 59 By turning the control rotary valve 59, the position of the high pressure and the low pressure chambers 56 'and 56 " are selectively chambers 56 'corresponding to the angular position of the control rotary valve and 56 ".
  • Control grooves are optionally channels 60 and 61 with their assigned Channels 58 or by means of control bores 76, 78 in the rotating body, the second pair of channels 77 and 79 connected to the leak spaces 80 to the tank 81. hereby the pressure chambers 56 ', 56 "are optionally printed or with the leakage spaces connected.
  • the resultant Force vector can also be changed in a controlled manner, at least with regard to its direction can, such that it laterally at the pivot point of the adjusting ring 14 If the momentary pole M points past, the force vector of the partial pressure field acts of the chambers 56 'and 56 "via the lever arm thus formed as the adjusting moment on the adjusting ring 14.
  • the adjusting ring 14 rotates under the action of this Moments in its equilibrium position, in which the adjusting torque acting from outside and the moment of the working pressure field between the inside and the External rotor 51, 54 in equilibrium with respect to the respective instantaneous pulse M. stand. In this way, a demand-oriented funding rate can be achieved.
  • a flushing and regulating pump 72 is arranged, which in the case of a closed circuit via check valves 73 in the low pressure range greatly reduced pressure replaces the external leak oil.
  • the control rotary valve and the housing part 57 as shown in FIG. 7a, the control bores 76, 77 and 78, 79 on which the chambers 56 'and 56 "with the leakage spaces Connect 80 to the fluid reservoir.
  • This control is known as commutation in orbital rotary piston motors. For example, if there are sixteen chambers 56 ', then thirty commutator holes provided in the control ring 59, which alternate with the suction and Pressure slot openings are connected. Because such controls basically are known, explanations are not required.
  • a rocker arm 64 acts in one the rocker arm 41, 43 for adjusting the adjusting ring 14 in the exemplary embodiment of Figures 1a to 2 comparable way.
  • the rocker arm 64 is in the housing limited pivotable about an axis that is parallel to the axis of rotation of the inner rotor 3 runs. With one free end it is connected to the ball bearing Rotating body of the control rotary valve 59 coupled.
  • the simply straight rocker arm 64 is with its on the opposite side beyond its axis of rotation End hinged to two linear adjustment means 65, which the rocker arm 64 around its Swivel the axis of rotation back and forth. As a result, the rotary body of the control rotary valve 59 adjusted within a limited angular range.
  • FIGS. 8a to 8c show the three essential adjustment phases of the gerotor pump shown in Figures 6a to 7b.
  • the pump according to Figures 8a to 8c is designed as a high-pressure reversing pump.
  • FIGS. 9a to 9c A self-regulating high-pressure pump is shown in FIGS. 9a to 9c.
  • the Embodiment of Figures 9a to 9c is explicitly only a zero stroke pump shown with a spring-loaded pressure piece 93 on one side 94 of the housing. It is only indicated on the side opposite the pressure piece 93 95 of the housing a second mirror image arrangement with a second, spring-loaded Thrust piece 93 '.
  • the pump becomes pressure piece 93 ' a zero stroke pump for both directions of rotation.
  • the adjusting ring 14 is against a flank via the pressure piece 93, on which a control spring 117 acts the external teeth 24 of the adjusting ring 14 in a position for maximum promotion biased in one direction.
  • the control spring 117 acts in the manner of before described control springs 32 and 36.
  • the second pressure piece 93 ' which also together with its control spring from the other side against a tooth flank of the External toothing 24 can be pressed, presses the adjusting ring 14 in the direction of the maximum funding in the opposite direction.
  • a pressure piece 93 or the other pressure piece 93 ' depending on the desired direction of rotation, in side engagement with the external toothing 24.
  • the zero stroke pump can do this be prepared that depending on the conditions at the installation site as left or clockwise pump can be installed by the housing for both directions of rotation is prepared and when installing the pump that for the desired Required direction of rotation including spring is installed.
  • the pump could even be further developed into a reversing pump by using an adjusting means for example an actuating cylinder, pressing the position on the control spring 117 the control spring 117 changes in a controlled manner.
  • the adjustment ring 14 is, as already in connection with Figures 6a to 8c described, pressurized on its outer peripheral surface by the Teeth 24, 24 'of the adjustment gear with the high pressure side and the low pressure side connected chambers 91 'and 91 "are formed High pressure side and the low pressure side via channels 92 'and 92 ", in the foot area the external teeth 24 'open with the respective chambers 91' and 91 ".
  • groove 96 provided in the housing connecting several of the chambers 91 'or 91 "to one another becomes special good, continuous adjustment of the external pressurization of the adjusting ring 14 reached.
  • the force acting on the adjusting ring 14 is smaller than that caused by the pressure in the outer pressure chambers 91 'and 91 "force exerted on the adjusting ring 14, which in in the same way for the others with such pressure fields regulating themselves Pumping applies.
  • This is achieved in that the pressurized acting radially Area in work spaces 90 'and 90 "is smaller than the pressurized radially acting surface of the pressure chambers 91 'and 91' '.
  • the position of the adjustment ring 14 is thus determined by the resulting force vector due to the pressure in the Workrooms 90 'and 90 "and the pressure rooms 91' and 91" determined.
  • FIG. 10 shows a variant of the self-regulating zero stroke or reversing pump 9a-9c, but the teeth of the inner rotor again are integrally formed with the inner rotor.
  • the counter toothing 103 is by means of a high-speed milling cutter shaped, the radius of which is equal to the radius 104 of the external teeth 100.
  • the Rotary axis of the milling cutter i.e.
  • the housing part 102 can thus initially in one piece in the die casting process without intermediate housing getting produced.
  • the toothing 103 is then with the milling operation described worked out. This way it becomes a particularly economical one Production of the housing part having the internal toothing of the adjustment gear 102 possible.
  • the housing is in two parts the housing part 102 having the internal toothing and a cover part 111.
  • the housing part 102 could in principle, as in the previously described exemplary embodiments also, be divided into two yourself again with one of the previously described Housing parts 55 comparable intermediate housing part.
  • the adjusting ring 14 again at least on one of its axial sides on a circumferential groove 45 which over the two other axial grooves 46 and 47, which in turn preferably in the cover-like Housing part 111 are formed in the area of the webs between the suction area 114 and the printing area 115 establishes a channel connection between the Squeeze chamber 112 and the cavitation chamber 113.
  • the pump is in turn by means of a control spring 117 automatically cut off.
  • the control spring 117 acts on the pressure element 93 External teeth 100 of the adjusting ring 14.
  • a second control spring 117 In the formation of a self-regulating Reversing pump can again be provided a second control spring 117.
  • a funding characteristic of this type is particularly useful for motor vehicles advantageous in which a pump according to the invention from the motor vehicle engine is driven, the pump speed in a fixed relationship to the motor speed stands.
  • Motor vehicles require in the lower engine speed range, i.e. from the start, immediately large amounts of oil. After reaching a predetermined engine speed and the associated pump speed and delivery is over the no or no speed range connected to the specified engine speed significant increase in the delivery rate of the pump is required.
  • the funding rate would continue to increase unrestricted with increasing pump speed, would exceed the actual Need are promoted with a corresponding unnecessarily high Power requirement for the pump.
  • a higher oil pressure is required.
  • control spring system 117 To achieve the desired funding characteristics, namely with a steep one Increase in the delivery rate in the lower speed range, one in comparison slow rise or even zero rise in the middle speed range and finally again a steeper increase in the upper speed range, will be a soft one first control spring and a harder second control spring, which together form a control spring system 117, connected in series.
  • the control spring system 117 is under tension installed so that it hardly gives way in the lower speed range.
  • the soft first spring begins to compress until it reaches upper end of the middle speed range against the harder second control spring Stop comes to rest. With a further increase in speed, the delivery characteristic then determined by the harder second control spring.
  • the pump according to the invention can not only be used as a lubricant pump can be used, it can also advantageously be the oil for a hydraulic Valve clearance compensation and / or in particular as a pump for a valve timing adjustment be used. It can be used alone for each of the applications mentioned or used in combination.
  • the invention is suitable for these purposes
  • the pump is basically available in all of the described versions, because, due to their infinitely variable adjustability, everyone desired funding characteristics can be adjusted very precisely.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)
  • Details And Applications Of Rotary Liquid Pumps (AREA)

Description

Die Erfindung betrifft eine verstellbare Zahnringpumpe nach dem Oberbegriff von Anspruch 1, die in ihrer spezifischen Fördermenge [Fördervolumen/Drehzahl] verändert werden kann.
Bekannte Zahnradpumpen weisen eine systembedingt konstante spezifische Fördermenge auf, weil die Geometrie der Verdrängerzellen nicht verändert werden kann. Die expandierenden und die komprimierenden Förderzellen schwanken während der Drehung des Zahnradsatzes von einem Minimum zu einem Maximum und wieder zurück zum Minimum, weil die Zähne starr und nicht veränderbar sind. Aus dieser Konstanz der spezifischen Fördermenge ergibt sich automatisch eine Proportionalität der Fördermenge der Pumpe über der Drehzahl, solange der Füllgrad der Förderzellen 100 % ist.
In vielen Anwendungsfällen ist jedoch diese Proportionalität störend und unerwünscht. Bei einer Presse beispielsweise ist zwar für den Eilgang eine hohe Liefermenge an Drucköl notwendig, in der Endphase des Arbeitshubes jedoch wird nur noch hoher Druck gefordert, der Bedarf an Öl-Fördermenge geht jedoch auf Null zurück. Da die Antriebsdrehzahl solcher Pumpen in der Regel konstant bleibt, entsteht ein unter hohem Druck stehender Ölstromüberschuß, der energieverlustbehaftet in den Öltank zurückströmt.
Besonders störend ist dieser Ölstromüberschuß beispielsweise bei Motorschmierpumpen, bei Kraftfahrzeugen und bei den Ölversorgungspumpen von automatischen Getrieben. Diese benötigen zwar bei niedriger Motor- und damit niedriger Pumpendrehzahl eine bei Leerlauf erforderliche Mindestfördermenge und bei hoher Drehzahl einen Mindestöldruck, der Ölmengenbedarf bei höherer Drehzahl liegt aber weit unterhalb der Proportionalitätslinie, bei maximalen Drehzahlen meistens unter einem Drittel der Proportionalitätsmenge.
Abgesehen von vielen Bemühungen, dieses Problem durch Saugdrosselung zu lösen, hat man Lösungen mit verstellbaren Flügelzellenpumpen vorgeschlagen. Lösungen mit Zweiregisterpumpen zur Erzielung von wenigstens zwei Förderstufen oder mit zwei variabel gegeneinander arbeitenden Laufsätzen sind auch bekannt geworden.
Ein guter Lösungsansatz ist eine Zahnringpumpe als Innenzahnradpumpe, die keine Mondsichel benötigt, weil die Zahnform so gewählt ist, daß durch Zahnkopfberührung jede Zahnkammer von den benachbarten Zahnkammern zuverlässig abgedichtet ist, so daß ein guter volumetrischer Wirkungsgrad erzielt wird. Bei derartigen Zahnringpumpen besteht die Möglichkeit, daß der Achsabstand des Innenläufers zum Außenläufer bzw. die Winkellage der Exzenterachse, gegenüber dem Gehäuse und somit gegenüber den Zu- und Abflußöffnungen im Gehäuse verändert werden kann.
Eine konstruktive Lösung könnte darin bestehen, daß der Außenläufer in einem Exzenterring gelagert ist, der im Gehäuse drehbar angeordnet und verstellbar ist. Für eine für die praktische Anwendung notwendige Fördermengenverstellung bis nahe an den Wert Null heran, was beim Kaltstart sehr erwünscht ist, ist eine Winkelverstellung der Exzenterachse von 90° erforderlich. Dies bedeutet, daß der Exzenterring zur Verstellung der Exzentrizitätsachse des Laufsatzes um 90° und somit um große Umfangswege verdreht werden muß. Damit müßte auch die Regelfeder sehr große Wege durchfahren, was wegen der erforderlichen weichen Kennlinie zu schwierig zu realisierenden Abmessungen führen würde. Da speziell bei Kraftfahrzeugmotoren und Automatikgetrieben sehr häufige und schnelle Drehzahlwechsel stattfinden, müßte der Exzenterring hohe Drehbeschleunigungen und Verzögerungen erfahren, was zu großen Verstellkräften, zu großen Verstellwiderständen und zu hohem Verschleiß führen würde. Auch ist die Verschmutzungsgefahr der großen Regelräume groß.
Eine gattungsgemäße Zahnringpumpe geht aus der DE 42 31 690 A1 hervor.
Die Erfindung löst das Problem kleiner Regelwege und schneller, präziser Reaktion der Regelung variabler Zahnringpumpen durch die kennzeichnenden Merkmale von Anspruch 1.
Nach den Gesetzen der Innengetriebe ist das negative Verhältnis des Drehwinkels der Exzenterachse bzw. des Planetenträgers zum Drehwinkel des Ritzels bzw. des Planetenrades gleich der Zähnezahl des Ritzels, wenn die Zähnezahldifferenz zwischen Hohlrad und Ritzel gleich eins ist. Da gemäß Anspruch 1 der Umfangskreis bzw. der Teilkreis der Außenverzahnung am Verstellring verhältnismäßig groß ist, z.B. eine Zähnezahl von 16 aufweist, ist die negative Winkelverstellung der Exzenterachse das 16-fache des Drehwinkels des Verstellringes um seine eigene Achse. Dementsprechend führt der Verstellring kleine Winkeldrehungen und somit kleine Verstellwege aus, weil er lediglich eine kleine Abrollbewegung im Gehäuse ausführt.
Hierbei ist lediglich die Forderung zu erfüllen, daß die Durchmesserdifferenz der innen aneinander abrollenden Kreise gleich der doppelten Exzentrizität des Zahnradlaufsatzes ist, damit der Achsabstand der Zahnräder während des ganzen Regelweges genau konstant bleibt. Ferner rollen die Kreise schlupffrei aneinander ab.
Um dieses schlupffreie Abrollen zu gewährleisten, wird erfmdungsgemäß eine Ausführung gemäß Anspruch 2 vorgeschlagen.
Wegen der kleinen Verstellbewegung des Verstellringes besteht nunmehr auch die Möglichkeit, daß mit vertretbarem Bauaufwand eine Reversierpumpe realisiert werden kann gemäß Unteranspruch 6, eine Voraussetzung für den Bau hydrostatischer Antriebe und Steuerungen, die stets auch eine Drehrichtungsumkehr verlangen.
Vorzugsweise ist die Verzahnung eines als Innengetriebe ausgebildeten Verstellgetriebes zwischen dem Verstellring und dem Gehäuse eine Trochoiden- oder eine Zykloiden-Innenverzahnung.
Im Exzenterwinkelbereich mit stark reduzierter Schluckmenge der Pumpe entsteht in dem Bereich, wo die Zähne des Zahnringlaufsatzes der Pumpe die Stege zwischen Nieder- und Hochdrucköffnungen bildenden nierenförmigen Gehäuseöffnungen überstreichen, die Gefahr der Kavitation auf der Saugseite und die des Quetschöles auf der Druckseite. Um die damit verbundenen unerwünschten Begleiterscheinungen zu mindern, weist der Verstellring in axialer Richtung gesehen auf der Gegenseite zu den nierenförmigen Niederdruck- und Hochdrucköffnungen eine umlaufende, durch die Gehäusewand geschlossene Verbindungsnut auf, die zusammen mit in der Gehäusewand eingearbeiteten Verbindungsnuten die im Bereich der Stege expandierenden und komprimierenden Förderzellen miteinander verbindet. Es wird zwischen diesen Arbeitskammern eine Kanalverbindung vorgeschlagen, die einen Ausgleichölfluß ermöglicht, so daß übermäßige Druckspitzen an der Quetschölstelle und extreme Unterdrücke an der Kaviationsstelle vermieden werden.
Besonders bei Pumpen, die sehr niedrigviskose Flüssigkeiten, beispielsweise Motorenöl im heißen Zustand, fördern sollen, ist eine gute Abdichtung aller Arbeits-, Regel- und Druckausgleichsräume unerläßlich. Soll beispielsweise, wie in Anspruch 5 offenbart, der Raum zwischen dem inneren Umfangskreis des Gehäuses und dem äußeren Umfangskreis des Verstellringes als Regelkolben dienen, ist es vorteilhaft, besondere Vorkehrungen entsprechend Anspruch 7 und/oder 8 zu treffen.
Die Ausführung einer Nullhubpumpe gemäß Anspruch 9 reduziert den Bauaufwand, weil danach nur der Verdichtungsraum in der Zahnringpumpe selbst den Hochdruck führt. Da sich jedoch beim Abregeln der Fördermenge der Momentanpol, das ist der Wälzpunkt, um den sich bei jeder Drehstellung der Verstellring dreht, verändert, in der Weise, dass in der abgeregelten Stellung des Verstellringes die hydrostatische Kraftkomponente des verdichtenden Arbeitsraums kein Moment mehr auf den Verstellring ausübt, wird die Pumpe bei Anwendung einer Feder nicht ganz auf Null abregeln. In diesem Falle weist auch der unter Hochdruck stehende Arbeitsraum die größte Querschnittsfläche in axialer Richtung auf, was unter Umständen zu unzulässig großer axialer Ausbiegung des Gehäuses und insbesondere des Deckels führt. Deshalb werden vorzugsweise Abdichtungsmaßnahmen nach den Ansprüchen 7 und/oder 8 vorgenommen. Diese Merkmale der erfindungsgemäßen Zahnringpumpe sind, unter Umständen auch noch mit bekannten Mitteln, um so vorteilhafter, als im Motorenbau aus Kostengründen das Gehäuse meist in Leichtmetalldruckguß, der Laufsatz und der Verstellring mittels Sinterverfahren und der Deckel oftmals als Blechteil ausgeführt sind. Ferner sollte der Bearbeitungaufwand am Gehäuse minimal gehalten werden, der sich weitgehend auf Dreh- und Bohrsowie auf Fräsbearbeitungen mit angetriebenen Werkzeugen auf NC-Drehmaschinen beschränken sollte.
Die Außenverzahnung des Verstellgetriebes wird vorzugsweise einstückig mit dem Verstellring, insbesondere durch Sintern, hergestellt. Die Außenverzahnung kann grundsätzlich auch durch einen gestanzten Blechring am Verstellring gebildet werden. Die Innenverzahnung kann vorteilhaft am Gehäuse durch einen gestanzten Blechring gebildet werden. In einer anderen Ausführungsform wird die Innenverzahnung des Verstellgetriebes einstückig mit dem Gehäuse ausgeführt, das dann vorzugsweise zusammen mit der Innenverzahnung ebenfalls gesintert ist. Der Innenläufer der Pumpe kann auf die Welle aufgeschrumpft sein, wobei vorzugsweise zwischen Wellenschrumpfsitz und Innenläufer axiale Verbindungskanäle vorgesehen sind. In einer alternativen Ausführungsform ist der Innenläufer einstückig mit der Welle ausgeführt.
Soll die erfindungsgemäße Zahnringpumpe als Hochdruckpumpe eingesetzt werden, dann müssen hohe Ansprüche an die Konstruktion erfüllt werden. Besonders vorteilhaft ist es, die Zähne des Zahnringlaufsatzes zur Vermeidung von schnellem Verschleiß an einem der beiden Läufer als Rollen auszubilden. Dies bewährt sich auch bei langsam laufenden Hochdruck-Kreiselkolben-Maschinen.
Damit die Maschine dabei im Durchmesser nicht zu groß wird, sind die Rollen bevorzugt am Innenläufer angeordnet.
Dabei entstehen besonders robuste Verhältnisse und kleine, kompakte Abmessungen dann, wenn der Innenläufer als Lagerung für die Rollen einstückig mit der Welle ausgeführt wird.
Beim Betrieb solcher Zahnringpumpen treten durch die großen Flächen, auf die der Hochdruck einwirkt, beträchtliche Verformungskräfte auf, insbesondere am Verstellring. Da dieser zugleich das radiale Gleitlager für den hochbelasteten Außenläufer bilden muss, wird die hydrostatische, von innen nach außen wirkende Kraft von außen her nach innen zu so weit als möglich kompensiert. Dies kann dadurch erreicht werden, dass sich der Verstellring und damit die Verzahnung des Verstellgetriebes über die ganze Breite des Pumpenlaufsatzes erstrecken und die Verzahnung des Verstellgetriebes druckdichte Kammern bildet, die vom Arbeitsdruck oder von einem Hochdruck partiell beaufschlagt werden können. Dadurch werden am Verstellring radial die Kräfte ausgeglichen, so dass die Verformungen zumindest stark reduziert werden können.
Die radiale Ausgleichskraft kann dann auch zum Verstellen der Fördermenge der Zahnringpumpe vorteilhafterweise herangezogen werden, wenn die Kammern in der Verzahnung des Verstellgetriebes über Kanäle und vorzugsweise ein Steuer-Drehventil in Grenzen beliebig sowohl in ihrer Anzahl als auch in ihrer Verdrehlage verändert werden können, wie dies ebenfalls bei den oben erwähnten langsam laufenden Hochdruck-Kreiskolben-Maschinen zum Einsatz kommen kann. Das Steuer-Drehventil ist über Verstellmittel winkelverstellbar zur Verstellung der Lage der hochdruck- und niederdruckbeaufschlagten Kammern. Das zur Verstellung des Verstellringes notwendige Verstellmoment entsteht dadurch, dass der resultierende Kraftvektor des partiellen Druckfeldes in den unter Druck, vorzugsweise unter Hochdruck, stehenden Kammern der Verzahnung des Verstellgetriebes seitlich am Momentanpol M als Drehpunkt vorbeiweist, so dass durch die Drehung des Druckfeldes gleichzeitig ein Hebelarm entsteht. Der Verstellring wird sich dann so weit in der Verzahnung des Verstellgetriebes drehen, bis Momentengleichgewicht herrscht zwischen dem Verstellmoment und dem Moment, das das Arbeitsdruckfeld bezüglich des neuen Momentanpols M in Gegendrehrichtung ausübt.
Insbesondere bei einer Zahnringpumpe für einen geschlossenen Kreislauf ist es vorteilhaft, auf dem dem Antriebsstummel gegenüberliegenden Ende der Welle der Pumpe eine Spül- und Regelpumpe vorzusehen, die in bekannter Weise über Rückschlagventile in den Niederdruckbereich mit stark vermindertem Druck das externe Lecköl ersetzt.
Vorzugsweise sind in den Kanälen zum Steuer-Drehventil Drosseln vorgesehen, und das Steuer-Drehventil weist Steuerbohrungen auf, um die Kammern in die Leckräume zum Tank zu verbinden.
Diese Art der Druckkompensation und Verstellung der erfindungsgemäßen, regelbaren Zahnringpumpe erfordert eine genaue Fertigung der Verzahnung des Verstellgetriebes, damit die Leckverluste aus dem Kompensations- und Regelfeld in den Ansaugbereich bzw. in die Leckräume, die sogenannten äußeren Leckverluste der Zahnringpumpe, in zulässigen Grenzen bleiben. Dies ist bei einer Verstellpumpe umso bedeutsamer, weil bei abgeregelter Pumpe bei gleichem Druck der prozentuale Leckanteil an der wirksamen Fördermenge ohnehin ansteigt, so dass der volumetrische Wirkungsgrad entsprechend stark abfällt.
Wird hingegen die Verstellung des Verstellringes nicht direkt hydraulisch wie oben beschrieben, sondern mechanisch vorgenommen gemäß Anspruch 6, dann dienen die hochdruckbeaufschlagten Zellen zwischen der Verzahnung des Verstellgetriebes lediglich dem Kräfte- und somit dem Spannungsausgleich im Verstellring, um dessen Verformung zu minimieren. In diesem Fall kann die Anzahl und die Auswahl der hochdruckbeaufschlagten Zellen so gewählt werden, dass der Verstellring durch das interne Arbeitsdruckfeld stets dichtend die Zahnköpfe der Verzahnung des Verstellgetriebes auf Berührungskontakt hält. In diesem Fall können beide Teile, der Verstellring mit seiner Außenverzahnung und der Gehäusering mit seiner Innenverzahnung, ausreichend genau im Sinterverfahren hergestellt werden. Es kann nämlich dann genügend Zahnspiel vorgesehen werden zur Überbrückung der Fertigungstoleranzen.
Bei einer Hochdruckpumpe ist eine äußerst kompakte Ausführung unerläßlich. Die druckbelasteten Räume dürfen keine großen druckbelasteten Wirkungsflächen aufweisen. Deshalb wird im Falle einer Nullhubpumpe eine Ausführung mit dem Merkmal von Anspruch 15 bevorzugt. Auch hier besteht das Problem, dass die Fördermenge nicht ganz auf Null abgeregelt werden kann, falls lediglich der Druckraum der Innenzahnringpumpe als Verstellkraft in Richtung Nullhub genutzt wird, da in dieser Stellung kein Verstellmoment bezüglich des Momentanpols des Verstellrings mehr zur Verfügung steht. Als Abhilfe steht das Mittel zur Verfügung, dass mit zunehmender Verdrehung des Verstellrings dieser geeignete Kanäle oder wenigstens einen solchen Kanal freigibt, die bzw. der den Hochdruck in solche Zellen in der Hilfsverzahnung zwischen Verstellring und Gehäuseteil leiten bzw. leitet, die das Verdrehen des Verstellringes in Richtung Nullhub begünstigen.
Bei einer im Sinterverfahren hergestellten Verzahnung zwischen dem Verstellring und dem Gehäuseteil ist man darauf angewiesen, wie bereits erwähnt, dass eine optimale Abdichtung stattfindet durch Zahnkopfberührung in der Verzahnung. Diese wird nicht nur durch das Arbeitsdruckfeld bei Unterkompensation, sondern auch durch die Radialkomponente der Zahnkraft am Momentanpol M bewirkt. Es ist deshalb vorteilhaft, wenn man für die Verzahnung des Verstellgetriebes eine Zahnform auswählt, die an der Stelle tiefsten Zahneingriffs einen großen Eingriffswinkel aufweist. Diese Bedingung ist bei einer Trochoiden-Verzahnung mit kreisförmigen oder hypozykloiden-förmigen Zähnen im Hohlrad erfüllt.
Vorteilhafterweise ist das Axialspiel des Verstellringes im Gehäuse wesentlich kleiner ausgeführt als das Axialspiel des Zahnringlaufsatzes.
Bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nachfolgend anhand von Zeichnungen erläutert. Es zeigen:
Figur 1a
ein erstes Ausführungsbeispiel einer Reversierpumpe in einer ersten Endstellung maximalen Fördervolumens,
Figur 1b
die Reversierpumpe der Figur 1a in ihrer Nullstellung,
Figur 1c
die Reversierpumpe der Figuren 1a und 1b in einer zweiten Endstellung maximalen Fördervolumens,
Figur 2
einen Längsschnitt der Pumpe nach den Figuren 1a-1c,
Figur 3a
ein erstes Ausführungsbeispiel einer Nullhubpumpe in ihrer Endstellung für maximales Fördervolumen,
Figur 3b
die Nullhubpumpe der Figur 3a in ihrer Nullstellung,
Figur 4a
ein zweites Ausführungsbeispiel für eine Nullhubpumpe in ihrer Endstellung für maximales Fördervolumen,
Figur 4b
die Nullhubpumpe der Figur 4a in ihrer Nullstellung,
Figur 5
einen Längsschnitt durch die Pumpe der Figur 4a,
Figur 6a
ein weiteres Ausführungsbeispiel einer Regelpumpe, insbesondere für Hochdruck Anwendungen,
Figur 6b
einen Längsschnitt der Pumpe nach Figur 6a,
Figur 7a
einen Querschnitt der Pumpe nach den Figuren 6a und 6b,
Figur 7b
eine Ansicht der Pumpe nach den Figuren 6a bis 7a mit teilweisem Schnitt,
Figur 8a
die Regelpumpe nach Fig. 6a in einer ersten Endstellung maximalen Fördervolumens mit positiver Förderrichtung,
Figur 8b
die Pumpe nach Figur 8a in ihrer Nullstellung,
Figur 8c
die Pumpe nach den Figuren 8a und 8b in ihrer zweiten Endstellung für maximales Fördervolumen mit negativer Förderrichtung,
Figur 9a
ein weiteres Ausführungsbeispiel einer Nullhubpumpe,
Figur 9b
die Pumpe nach Figur 9a in ihrer Nullstellung und
Figur 9c
einen Längsschnitt der Pumpe nach Figur 9a und 9b,
Figur 10
eine Variante des Ausführungsbeispiels nach Fig. 9a,
Figur 11
den Schnitt A-A nach Figur 10,
Figur 12
den Schnitt B-B nach Figur 10,
Figur 13
die Ansicht X nach Figur 11.
Eine in den Figuren 1a bis 2 dargestellte Zahnringpumpe weist einen Innenläufer 3 und einen Außenläufer 4 auf, die mit ihrer Außen- und Innenverzahnung einen Zahnringlaufsatz 5 bilden. Die Außenverzahnung des Innenläufers 3 weist einen Zahn weniger als die Innenverzahnung des Außenläufers 4 auf.
Der Innenläufer 3 ist auf eine drehangetriebene Welle 2 aufgeschrumpft. Zwischen dem Wellenschrumpfsitz und dem Innenläufer 3 sind axiale Verbindungskanäle 48 vorgesehen.
Sowohl die Welle 2 und damit der Innenläufer 3 als auch der Außenläufer 4 sind in einem Pumpengehäuse, wovon Teile mit 1, 1' und 1" bezeichnet sind, drehbar gelagert. Die Drehachse des Außenläufers 4 verläuft parallel beabstandet, d.h. exzentrisch, zur Drehachse des Innenläufers 3. Die Exzentrizität bzw. der Abstand zwischen diesen beiden Drehachsen ist mit 17 bezeichnet.
Der Innenläufer 3 und der Außenläufer 4 bilden zwischen sich einen Fluidförderraum. Dieser Fluidförderraum ist in gegeneinander druckdicht abgeschlossene Förderzellen 7 unterteilt. Die einzelnen Förderzellen 7 sind jeweils zwischen zwei aufeinanderfolgenden Zähnen des Innenläufers 3 und der Innenverzahnung des Außenläufers 4 gebildet, indem je zwei aufeinanderfolgende Zähne des Innenläufers Kopf- oder Flankenberührung 6 mit je zwei aufeinanderfolgenden, gegenüberliegenden Zähnen der Innenverzahnung des Außenläufers 4 haben.
Im Gehäuse sind seitlich an die Förderzellen 7 sich anschließende nierenförmige Nuten 8 und 9 ausgenommen, die einen Fluidzufluss und einen Fluidabfluss zu und von den Förderzellen 7 bilden. In der in Figur 1a dargestellten Stellung des Außenläufers 4 bildet die Nut 8 die Niederdrucköffnung zum Zuführen des Fluids und die Nut 9 die Hochdrucköffnung für den Fluidabfluss. Die Nut 8 erstreckt sich von nahe eines Ortes tiefsten Zahneingriffs im Bereich eines gehäuseseitigen Stegs 11 nahezu halbkreisringförmig bis nahe an einen Ort geringsten Zahneingriffs, der von einem dem Steg 11 diametral gegenüberliegenden weiteren gehäuseseitigen Steg 10 überdeckt wird. Die Nut 9 auf der Hochdruckseite in Figur 1a erstreckt sich im Gehäuse spiegelsymmetrisch zur Nut 8 auf der gegenüberliegenden Seite von den beiden Stegen 10 und 11. Vom Ort tiefsten Zahneingriffs beim Steg 11 bis zum Ort geringsten Zahneingriffs beim Steg 10 werden die Förderzellen 7 in Drehrichtung D zunehmend größer, um anschließend vom Ort geringsten Zahneingriffs bis zum Ort tiefsten Zahneingriffs wieder abzunehmen. Beim Drehantreiben des Innenläufers 3 wird somit durch die expandierenden Förderzellen 7 im Bereich der Niederdrucköffnung 8 Fluid angesaugt, über den Ort geringsten Zahneingriffs transportiert und durch die Hochdrucköffnung 9 unter höherem Druck wieder abgefördert. In der in Figur 1a gezeigten Stellung liegt die Drehachse des Außenläufers 4 auf der vom Ort tiefsten Zahneingriffs über die Drehachse des Innenläufers 3 zum Ort geringsten Zahneingriffs gezogenen Geraden, und zwar zum Ort geringsten Zahneingriffs hin gegenüber der Drehachse des Innenläufers 3 versetzt. In dieser Lage der Exzentrizität 17 und Drehrichtung D wird die maximale Förderrate bzw. maximale Fördervolumen von der Niederdruckseite 8 zur Hochdruckseite 9 erreicht.
Um die Förderrate "V ˙" verändern zu können, ist der Außenläufer 4 in einem Ring 14 aufgenommen, der seinerseits dem Gehäuse gegenüber verstellt werden kann. In diesem Verstellring 14 ist der Außenläufer 4 über seinen äußeren Umfang 13 mittels eines Gleitdrehlagers 12 frei drehbar gelagert. Der Verstellring 14 weist eine Außenverzahnung 24 auf, die mit einer Innenverzahnung 24' kämmt. Die Innenverzahnung 24' ist drehfest mit dem Gehäuse verbunden. Ihr Zentrum fällt mit der Drehachse des Innenläufers 3 zusammen. Im Ausführungsbeispiel ist die Innenverzahnung 24' an einem gestanzten Blechring 27 ausgebildet, der am Gehäuseteil 1" oder am Gehäuseteil 1 (Fig. 2) starr befestigt ist. Die Innenverzahnung 24' könnte jedoch auch unmittelbar einstückig am Gehäuse ausgebildet sein.
Das Gehäuse mit der Innenverzahnung 24' und der Verstellring 14 mit der Außenverzahnung 24 bilden ein Verstellgetriebe 20 zum Verstellen der Winkellage des Außenläufers 4 zum Innenläufer 3. Hierzu weist die Innenverzahnung 24' wenigstens einen Zahn mehr auf als die Außenverzahnung 24 des Verstellrings 14. Im Ausführungsbeispiel beträgt die Zähnedifferenz genau eins. Darüberhinaus ist die Differenz der Durchmesser des Fußkreises der Innenverzahnung 24' und des Kopfkreises der Außenverzahnung 24 das Doppelte der Exzentrizität 17.
Indem nun der Verstellring 14 im Drehsinn D des Innenläufers 3 um den vergleichsweise kleinen Winkel γ unter ständigem gegenseitigen Eingriff der beiden Verzahnungen 24 und 24' des Verstellgetriebes 20 gedreht wird, so dass der Kopfkreis 15 des Verstellrings 14 und der Fußkreis 16 der Innenverzahnung 24' schlupffrei aneinander abrollen, wandert die Drehachse des Außenläufers 4 aus der Stellung von Figur 1a entgegen dem Drehsinn des Innenläufers 3 um 90° um die Drehachse des Innenläufers 3 zunächst in die in der Figur 1b gezeigte Stellung. Die in Figur 1b gezeigte Stellung ist die Nullstellung der Pumpe, in der im Idealfall kein Fluid gefördert wird. In der Nullstellung erstrecken sich die Nutöffnungen 8 und 9 symmetrisch zu beiden Seiten der Orte tiefsten und geringsten Zahneingriffs.
In Figur 1c ist die Pumpe der Figuren 1a und 1b in ihrer zweiten Endstellung gezeigt. In dieser Stellung wird das Fluid von der dann als Niederdrucköffnung wirkenden Nutöffnung 9 zur entsprechend als Hochdrucköffnung wirkenden Nutöffnung 8 gefördert. Hierzu wurde der Verstellring 14 ein weiteres Mal um den Winkel γ im Uhrzeigersinn weitergedreht.
Die Pumpe des Ausführungsbeispiels nach den Figuren 1a bis 2 wird durch mechanische Betätigungsmittel verstellt. Hierzu ist ein zweiarmiger Kipphebel 41, 43 um eine von der Drehachse des Innenläufers 3 parallel beabstandete Achse 42 zwischen zwei Endstellungen, nämlich denen der Figuren 1a und 1c, hin und her schwenkbar. Die Schwenkbewegung des Kipphebels 41, 43 wird über nicht dargestellte Mittel motorisch bewirkt. Die Lagerung des Kipphebels 41, 43 erfolgt in dem zwischen den beiden seitlichen Gehäuseteilen 1' und 1" geklemmten mittleren Gehäuseteil 1. Die Drehachse 42 des Kipphebels 41, 43 liegt, in der Nullstellung der Figur 1b gesehen, in der gleichen Ebene wie die Drehachse des Außenläufers 3 und die Drehachse des Innenläufers 4. Der vordere, von der Kipphebel-Drehachse 42 zu den beiden genannten Drehachsen weisende Kipphebelarm 41 ist an seinem vorderen Ende drehbar um eine zur Kipphebelachse 42 parallele Achse 44, die in der Nullstellung der Figur 1b ebenfalls in der bereits genannten Ebene liegt, mit dem Verstellring 14 gekoppelt. Aus dieser Nullstellung heraus ist der vordere Arm 41 des Kipphebels nach beiden Seiten schwenkbar.
Der zuvor genannte Winkel γ ist der Winkel, um den sich der Verstellring 14 um seine eigene Achse dreht bei Betätigung des Kipphebelarms 41.
In Figur 2 ist die Pumpe im Schnitt A-A der Figur 1b dargestellt. Die drehangetriebene Welle 2 ist in den beiden Gehäusehälften 1' und 1", die in Längsrichtung der Welle 2 gesehen nebeneinander angeordnet sind und zwischen sich die drehenden Teile der Zahnringpumpe einschließen, drehbar gleitgelagert und mittels einer Dichtung nach außen abgedichtet. Die Fluidzu- und abführung sind im Gehäuseteil 1'' vorgesehen; die beiden Nutöffnungen 8 und 9 in beiden Gehäusehälften 1' und 1". Der Verstellring 14 ist lediglich an einem axialen Ende mit der Außenverzahnung 24 versehen. Der Blechring 27 seinerseits ist an einem Kreisringzylinder 1 angebracht, der den Verstellring 14 umgibt und ein Zwischengehäuse zwischen den beiden Gehäusehälften 1' und 1" bildet. Die innere Umfangsfläche des Zwischengehäuses 1 und die äußere Umfangsfläche des Verstellrings 14 bilden in ihren nicht gezahnten Bereichen Abrollzylinderflächen 26 und 29, über die der Verstellring 14 infolge des Verstellgetriebes 20 schlupffrei gegenüber dem kreisringzylindrischen Zwischengehäuse 1 abrollt. Die Teilkreise 15, 16 des Verstellgetriebes liegen in den Abrollzylinderflächen 26 und 29.
Der Verstellring 14 weist in axialer Richtung gesehen auf der Gegenseite zu den nierenförmigen Niederdruck- und Hochdrucköffnungen 8, 9 eine ganz oder halbkreisförmig umlaufende, durch die Gehäusewand 1' geschlossene Verbindungsnut 45 auf, die zusammen mit in der Gehäusewand eingearbeiteten Verbindungsnuten 46 und 47 (Figur 5) die im Bereich der Stege 10, 11 expandierenden und komprimierenden Förderzellen 7 miteinander verbindet.
Die Figuren 3a und 3b zeigen eine Nullhubpumpe, die zwischen einer abgeregelten Stellung, der Nullstellung, und einer einzigen Endstellung für maximale Förderrate verstellbar ist. Zusätzlich sind Maßnahmen getroffen, um die Förderrate V ˙ mit steigender Drehzahl des Innenläufers 3 zu begrenzen. Das aus Verstellring 14 und Außenläufer 4 gebildete Bauteil wird dazu gegen die Kraft einer als Druckfeder ausgebildeten Regelfeder 36 verstellt, und zwar indem der Hochdruck-Arbeitsraum 35 der Pumpe als Zylinderraum über dem Außenläufer 4 als Regelkolben genutzt wird.
Die Regelfeder 36 ist zwischen einer ersten, drehstarren Anlenkung am äußeren Umfang des Verstellrings 14 und einer zweiten als Drehlager ausgebildeten Anlenkung am Gehäuse auf Druck vorgespannt, derart, daß sie den Verstellring 14 stets in seine Endstellung für maximale Förderung zu drücken trachtet. Um den Außenläufer 4 bzw. den Verstellring 14 als Regelkolben verwenden zu können, muß der Hochdruck-Arbeitsraum der Pumpe, der gleichzeitig als Zylinderarbeitsraum 35 genutzt werden soll, über der inneren Umfangsfläche des Außenläufers 4 so liegen, dass der Verstellring 14 gegen die Kraft der Regelfeder 36 im Verstellgetriebe 20 verdreht wird. Die Pumpe regelt sich dadurch mit zunehmender Drehzahl und damit einhergehendem zunehmenden Druck auf der Druckseite selbsttätig bis idealerweise in die in Figur 3b dargestellte Nullstellung ab.
Die Nutzung des Pumpenarbeitsraums 35 als Zylinderraum für die Verstellung des Verstellgetriebes 20 reduziert den Bauaufwand der Pumpe.
Der Hochdruck-Arbeitsraum 35 ist ferner mit wenigstens einem Raum 86 zwischen dem Verstellring 14 und der inneren Wandung des Zwischengehäuses 1, an dem auch die Innenverzahnung des Verstellgetriebes 20 ausgebildet ist, verbunden. Das so über dem Hochdruck-Arbeitsraum 35 gebildete Druckfeld 86 drückt den Verstellring 14 gegen die dem Druckfeld 86 und dem Arbeitsraum 35 radial gegenüberliegenden Zähne 87 der Innenverzahnung 24' des Verstellgetriebes 20. Die Druckräume liegen so, daß in der Stellung von Fig. 3b bezüglich des Momentanpols M des Verstellgetriebes 20 ein die Feder 36 ausreichend belastendes Moment entsteht.
Eine andere Möglichkeit der Abregelung einer Zahnringpumpe mit steigender Drehzahl zeigen die Figuren 4a, 4b und 5. In diesem Ausführungsbeispiel ist ferner das jetzt mit 21 bezeichnete Verstellgetriebe als partielles Innengetriebe ausgebildet mit einem nur teilweise außenverzahnten Verstellring 14 und einem entsprechend nur zum Teil innenverzahnten Blechring 27. Die Teilaußenverzahnung ist mit 22 und die Teilinnenverzahnung mit 23 bezeichnet. Die beiden Teilverzahnungen 22 und 23 dienen zum schlupffreien Abrollen der Abroll-Kreiszylinderflächen 26 und 29 des Verstellrings 14 und des Gehäuses im Regelbereich.
Am Gehäuse ist ein sich über die Breite des Verstellrings 14 erstreckendes Dichtstück 89 angeordnet. Das Dichtstück 89 ist im Querschnitt zylindrisch, im Ausführungsbeispiel kreiszylindrisch. Das Dichtstück 89 drückt dichtend gegen eine ihm gegenüberliegend am Verstellring 14 ausgebildete als Gegendichtstück wirkende Verdickung bzw. zahnkopfähnliche Stelle 88. Dichtstück 89 und Verdickung 88 sind den Teilverzahnungen 22 und 23 in etwa diametral gegenüberliegend angeordnet, so dass sich zwischen der derart gebildeten Dichtstelle 88, 89 und der Teilverzahnung 22, 23 über der äußeren Umfangsfläche des Verstellrings 14 innerhalb eines Raums 28 ein Druck aufbauen kann, der auf den äußeren Umfang des Verstellrings 14 drückend und den Verstellring so als Verstellkolben nutzend gegen die Kraft einer Regelfeder 32, die der Regelfeder 36 des vorhergehenden Beispiels vergleichbar ist, verstellt. Das Dichtstück 89 ist, von der Regelfeder 32 aus gesehen, an der Rückseite der zum Anlenken der Regelfeder 32 am Verstellring ausgebildeten wulstförmigen Verdickung 88, gegen diese Verdickung 88 drückend, am Gehäuse gelagert. Auf den Rücken 85 des Dichtstücks 89 wirkt ein Fluiddruckfeld, das zwischen dem Dichtstückrücken 85 und dem Gehäuse aufgebaut wird und das Dichtstück 89 fest an das Gegendichtstück 88 auch bei dessen Bewegung unter dem Dichtstück 85 hindurch im Zuge der Verstellung des Verstellrings 14 fest und dicht andrückt.
In dem als Verstellzylinder genutzten Druckraum 28 über dem äußeren Umfang des Verstellrings 14 herrscht der Pumpenhochdruck. Der Raum 28 liegt am äußeren Umfang des Verstellrings 14 in etwa über der Hochdruck-Nutöffnung 9 und ist mit der Nutöffnung 9 durch im Gehäuse ausgenommene, radiale Kanäle 9a verbunden.
Wie am besten im Längsschnitt der Figur 5 zu erkennen ist, wird das Dichtstück 89 durch eine Dichtbüchse gebildet, die um eine zur Drehachse des Innenläufers 3 parallele Achse im Gehäuse drehbar gelagert ist. Auch die Verbindung der expandierenden und komprimierenden Förderzellen der Pumpe durch die umlaufende Verbindungsnut 45 und die beiden radialen Verbindungsnuten 46 und 47, wie sie im Zusammenhang mit dem Ausführungsbeispiel der Figur 1 beschrieben wurden, sind in Figur 5 sehr schön zu erkennen.
In den nachfolgenden Figuren 6a bis 9c sind Regelpumpen dargestellt, die sich insbesondere für den Einsatz als Hochdruckpumpen eignen. Die Zähne des Innenläufers 51 werden durch Rollen 50, im Ausführungsbeispiel kreiszylindrische Rollen, gebildet, die um Achsen parallel zur Drehachse des Innenläufers 51 drehgelagert sind. Der Innenläufer 51 ist mit seiner Antriebswelle einstückig ausgeführt, wie insbesondere in Figur 6b zu erkennen ist.
Um die Verformungskräfte auf den Verstellring 14 weiter zu reduzieren, erstreckt sich die Verzahnung 52, 53 des Verstellgetriebes 20 über die gesamte Breite des Verstellrings 14. Gleichzeitig bildet dadurch das hohlradähnliche Gehäuseteil 55 mit der Innenverzahnung 53 das Zwischengehäuse zwischen den beiden Gehäuseteilen 1' und 1".
Um die Belastung insbesondere des Verstellrings 14 weiter zu verringern, wird der Verstellring 14 im Bereich seiner äußeren Umfangsfläche, die sich radial gesehen über der Hochdruckseite der Pumpe erstreckt, mit dem Druck der Hochdruckseite beaufschlagt. Die sich über der Niederdruckseite der Pumpe erstreckende äußere Umfangsfläche des Verstellrings 14 wird mit dem Niederdruck beaufschlagt. Hierzu bildet das Verstellgetriebe 20 mittels seiner Verzahnung 52, 53 druckdichte Kammern 56' auf der Hochdruckseite und druckdichte Kammern 56" auf der Niederdruckseite.
Die druckdichten Kammern 56' und 56" sind über Kanäle 58 in einem Gehäuseteil 57 (Figur 6b) mit den Druck- und Saugräumen, d.h. mit der Hochdruck- und der Niederdruckseite der Pumpe verbunden. Die Kanäle 58 münden in die Zahnfußbereiche der Innenverzahnung 53 im Zwischengehäuse 55. Im Gehäuseteil 57 sind wenigstens ein Verbindungskanal 60 zur einen Nutöffnung 9 und ein diametral gegenüberliegender weiterer Verbindungskanal 61, der in die andere Nutöffnung 8 mündet, vorgesehen.
Die Verbindungskanäle 60 und 61 werden mittels eines Steuer-Drehventils 59 mit den Kanälen 58 verbunden. Wie in den Figuren 6b, 7a und 7b gezeigt, weist das Steuer-Drehventil 59 einen kreisringzylindrischen Drehkörper auf, der im Gehäuseteil 57 konzentrisch zur Welle 2 verdrehbar aufgenommen und in dieser Aufnahme gesteuert winkelverstellbar ist. Durch Verbinden der Kanäle 60 und 58 bzw. 61 und 58 sind dementsprechend die beiden Nutöffnungen 8 und 9 jeweils mit ihren rückwärtigen, durch die Verzahnung 52, 53 des Verstellgetriebes gebildeten Druckkammern 56' und 56" verbunden. Diese Kammern 56' und 56" stehen somit unter dem Druck der ihnen zugeordneten Nutöffnung. Die Verbindung zwischen den Kanälen 60 und 58 bzw. 61 und 58 wird über Drosseln 74 und 75 in den Kanälen 60 und 61 und Kanalendabschnitte 62 und 63 hergestellt, wobei diese Kanalendabschnitte 62 und 63, im Ausführungsbeispiel einfache Bohrungen, über Verbindungskanäle im Drehkörper des Steuer-Drehventils 59 an die nahe dem Fußkreis der Innenverzahnung 53 mündenden Kanäle 58 anschließbar sind.
Durch Verdrehung des Steuer-Drehventils 59 wird die Lage der mit dem Hochdruck und dem Niederdruck beaufschlagten Kammern 56' und 56" verändert, d.h. es werden der Winkellage des Steuer-Drehventils entsprechend selektiv Kammern 56' und 56" beaufschlagt. Im Ausführungsbeispiel ist, wie in Figur 7a zu erkennen ist, je in der Nachbarschaft der Kanäle 60 und 61 ein weiterer Kanal 77 und 79 vorhanden. Durch das Steuer-Drehventil 59 bzw. dessen Drehkörper und darin vorgesehenen Steuernuten werden wahlweise die Kanäle 60 und 61 mit den ihnen zugeordneten Kanälen 58 oder mittels Steuerbohrungen 76, 78 im Drehkörper das zweite Paar von Kanälen 77 und 79 mit den Leckräumen 80 zum Tank 81 verbunden. Hierdurch werden die Druckkammern 56', 56" wahlweise bedruckt oder mit den Leckräumen verbunden. Indem das Druckfeld in der Verzahnung 52, 53 des Verstellgetriebes veränderbar ist und mittels des Steuer-Drehventils 59 der daraus resultierende Kraftvektor zumindest bzgl. seiner Richtung ebenfalls gesteuert verändert werden kann, derart, daß er seitlich an dem den Drehpunkt des Verstellrings 14 darstellenden Momentanpol M vorbeiweist, wirkt der Kraftvektor des partiellen Druckfeldes der Kammern 56' und 56" über den derart gebildeten Hebelarm als Verstellmoment auf den Verstellring 14. Der Verstellring 14 dreht sich unter der Einwirkung dieses Moments in seine Gleichgewichtslage, in der das von außen angreifende Verstellmoment und das Moment des Arbeitsdruckfeldes zwischen dem Innen- und dem Außenläufer 51, 54 bezüglich des jeweiligen Momentanpuls M im Gleichgewicht stehen. Hierdurch kann eine bedarfsorientierte Förderrate erzielt werden.
Wie in Figur 6b dargestellt, ist an dem dem Antriebsstummel gegenüberliegenden Ende der Welle 2 eine Spül- und Regelpumpe 72 angeordnet, die im Falle eines geschlossenen Kreislaufs über Rückschlagventile 73 in dem Niederdruckbereich mit stark vermindertem Druck das externe Lecköl ersetzt. Ferner weisen das Steuer-Drehventil und das Gehäuseteil 57, wie in Figur 7a eingezeichnet, die Steuerbohrungen 76, 77 sowie 78, 79 auf, die die Kammern 56' und 56" mit den Leckräumen 80 zum Fluidreservoir verbinden.
Diese Steuerung ist als Kommutierung bei Orbit-Kreiskolbenmotoren bekannt. Liegen beispielsweise sechzehn Kammern 56' vor, dann werden dreißig Kommutatorbohrungen im Regelring 59 vorgesehen, die abwechselnd mit den Saug- und Druck- Nutöffnungen in Verbindung stehen. Da solche Steuerungen grundsätzlich bekannt sind, sind Erläuterungen hierzu nicht erforderlich.
Die Winkelverstellung des Steuer-Drehventils 59 erfolgt mittels des in den Figuren 7a und 7b zu erkennenden Verstellmechanismus. Ein Kipphebel 64 wirkt in einer dem Kipphebel 41, 43 zur Verstellung des Verstellrings 14 im Ausführungsbeispiel der Figuren 1a bis 2 vergleichbaren Weise. Der Kipphebel 64 ist im Gehäuse begrenzt schwenkbar um eine Achse gelagert, die parallel zur Drehachse des Innenläufers 3 verläuft. Mit einem freien Ende ist er über eine Kugellagerung mit dem Drehkörper des Steuer-Drehventils 59 gekoppelt. Der einfach gerade Kipphebel 64 ist mit seinem zur gegenüberliegenden Seite über seine Drehachse hinaus stehenden Ende an zwei Linearverstellmittel 65 angelenkt, die den Kipphebel 64 um seine Drehachse hin und her verschwenken. Hierdurch wird der Drehkörper des Steuer-Drehventils 59 innerhalb eines begrenzten Winkelbereichs verstellt.
In den Figuren 8a bis 8c sind die drei wesentlichen Verstellphasen der Zahnringpumpe nach den Figuren 6a bis 7b dargestellt. Die Pumpe nach den Figuren 8a bis 8c ist als Hochdruck-Reversierpumpe ausgebildet.
In den Figuren 9a bis 9c ist eine selbstabregelnde Hochdruckpumpe dargestellt. Im Ausführungsbeispiel der Figur 9a bis 9c ist explizit lediglich eine Nullhubpumpe dargestellt mit einem federbelasteten Druckstück 93 auf einer Seite 94 des Gehäuses. Lediglich angedeutet ist auf der dem Druckstück 93 gegenüberliegenden Seite 95 des Gehäuses eine zweite spiegelbildliche Anordnung mit einem zweiten, federbelasteten Druckstück 93'. Durch die Anordnung des zweiten federbelasteten Druckstücks 93' wird die Pumpe, wie sie in den Figuren 9a bis 9c dargestellt ist, zu einer Nullhubpumpe für beide Drehrichtungen weitergebildet. Der Verstellring 14 wird über das Druckstück 93, auf das eine Regelfeder 117 wirkt, gegen eine Flanke der Außenverzahnung 24 des Verstellrings 14 in eine Lage für maximale Förderung in eine Richtung vorgespannt. Die Regelfeder 117 wirkt in der Art der bereits zuvor beschriebenen Regelfedern 32 bzw. 36. Das zweite Druckstück 93', das ebenfalls mitsamt seiner Regelfeder von der anderen Seite her gegen eine Zahnflanke der Außenverzahnung 24 andrückbar ist, drückt den Verstellring 14 in Richtung auf die maximale Förderung in Gegenrichtung zu. Dabei ist wahlweise das eine Druckstück 93 oder das andere Druckstück 93', je nach gewünschter Drehrichtung, im Flankeneingriff mit der Außenverzahnung 24. Indem die Druckstücke 93 und 93' federnd nachgiebig gegen ihre jeweiligen Zahnflanken der Außenverzahnung 24 gedrückt werden, entsteht eine selbstabregelnde Nullhubpumpe entsprechend den Ausführungsbeispielen der Figuren 3a bis 4a. Die Nullhubpumpe kann herstellerseitig so vorbereitet sein, daß sie je nach den Gegebenheiten am Einbauort als links- oder rechtsdrehende Pumpe eingebaut werden kann, indem das Gehäuse für beide Drehrichtungen vorbereitet ist und beim Einbau der Pumpe das für die gewünschte Drehrichtung erforderliche Druckstück samt Feder eingebaut wird. Die Pumpe könnte sogar zu einer Reversierpumpe weitergebildet werden, indem ein Verstellmittel, beispielsweise ein Stellzylinder, auf die Regelfeder 117 drückend die Lage der Regelfeder 117 gesteuert verändert.
Der Verstellring 14 wird, wie bereits im Zusammenhang mit den Figuren 6a bis 8c beschrieben, an seiner äußeren Umfangsfläche druckbeaufschlagt, indem durch die Verzahnung 24, 24' des Verstellgetriebes mit der Hochdruckseite und der Niederdruckseite verbundene Kammern 91' und 91" gebildet werden. Hierzu sind die Hochdruckseite und die Niederdruckseite über Kanäle 92' und 92", die im Fußbereich der Außenverzahnung 24' münden, mit den jeweiligen Kammern 91' und 91" verbunden. Durch wenigstens eine auf der Hochdruckseite, im Falle einer Reversierpumpe somit auf beiden Seiten, im Gehäuse vorgesehene Nut 96, die mehrere der Kammern 91' bzw. 91" miteinander verbindet, wird eine besonders gute, kontinuierliche Abstimmung der äußeren Druckbeaufschlagung des Verstellrings 14 erreicht.
Die infolge des in den Pumpenarbeitsräumen 90' und 90" herrschenden Drucks auf den Verstellring 14 wirkende Kraft ist kleiner als die durch den Druck in den äußeren Druckräumen 91' und 91" auf den Verstellring 14 ausgeübte Kraft, was in gleicher Weise auch für die anderen mit solchen Druckfeldern sich abregelnden Pumpen gilt. Dies wird dadurch erreicht, daß die druckbeaufschlagte radial wirkende Fläche in den Arbeitsräumen 90' und 90" kleiner ist als die druckbeaufschlagte radial wirkende Fläche der Druckräume 91' und 91''. Die Stellung des Verstellrings 14 wird somit durch den resultierenden Kraftvektor infolge des Drucks in den Arbeitsräumen 90' und 90" und den Druckräumen 91' und 91" bestimmt.
In Figur 10 ist eine Variante der selbstabregelnden Nullhub- bzw. Reversierpumpe der Figuren 9a - 9c dargestellt, wobei die Zähne des Innenläufers jedoch wieder einstückig mit dem Innenläufer ausgebildet sind. Um die Fertigung der Verzahnung zwischen dem Verstellring 14 und dem Gehäuseteil 102 zu erleichtern, sind die Außenzähne 100 im Querstschnitt des Verstellrings 14 kreis- bzw. teilkreisförmig. Hierdurch wird insbesondere die Fertigung der Gegenverzahnung 103 am Gehäuse 102 erleichtert. Die Gegenverzahnung 103 wird mittels eines hochtourigen Walzenfräsers geformt, dessen Radius gleich dem Radius 104 der Außenzähne 100 ist. Die Drehachse des Walzenfräsers, d.h. dessen Mittellängsachse, wird auf einer Hypozykloide mit derselben Exzentrizität 17 wie der Verstellring 14 geführt. Das Gehäuseteil 102 kann so zunächst im Druckgußverfahren einteilig ohne Zwischengehäuse hergestellt werden. Die Verzahnung 103 wird dann mit dem beschriebenen Fräsarbeitsgang herausgearbeitet. Auf diese Weise wird eine besonders wirtschaftliche Herstellung des die Innenverzahnung des Verstellgetriebes aufweisenden Gehäuseteils 102 möglich.
Im Ausführungsbeispiel nach den Figuren 10 bis 13 ist das Gehäuse zweiteilig mit dem die Innenverzahnung aufweisenden Gehäuseteil 102 und einem Deckelteil 111. Das Gehäuseteil 102 könnte grundsätzlich, wie bei zuvor beschriebenen Ausführungsbeispielen auch, selbst nochmals zweigeteilt sein mit einem den zuvor beschriebenen Gehäuseteilen 55 vergleichbaren Zwischengehäuseteil.
Im Ausführungsbeispiel nach den Figuren 10 bis 13 weist der Verstellring 14 wieder zumindest auf einer seiner Axialseiten eine Umfangsnut 45 auf, die über die beiden weiteren Axialnuten 46 und 47, die wiederum vorzugsweise im deckelartigen Gehäuseteil 111 ausgebildet sind, im Bereich der Stege zwischen dem Saugbereich 114 und dem Druckbereich 115 eine Kanalverbindung herstellt zwischen dem Quetschraum 112 und dem Kaviationsraum 113. Die Pumpe wird wiederum mittels einer Regelfeder 117 selbsttätig abgeregelt. Wie bereits im Ausführungsbeispiel nach den Figuren 9a - 9c wirkt die Regelfeder 117 über ein Druckstück 93 auf die Außenverzahnung 100 des Verstellrings 14. In Ausbildung einer selbstabregelnden Reversierpumpe kann wieder eine zweite Regelfeder 117 vorgesehen sein.
Die Regelfeder 117 kann vorteilhafterweise zu einem Regelfedersystem mit wenigstens zwei seriell geschalteten Federn weitergebildet werden. Auf diese Weise kann die erfindungsgemäße Pumpe mit einer Fördercharakteristik gebildet werden, bei der die Pumpe
  • inerhalb eines ersten Pumpendrehzahlbereichs eine schnell anwachsende Förderrate aufweist, die in erster Näherung proportional zur Drehzahl der Pumpe ist,
  • innerhalb eines zweiten höheren Drehzahlbereichs sich schnell bis zum Erreichen einer voreingestellten Pumpendrehzahl abregelt und
  • in einem sich an diese voreingestellte Pumpendrehzahl anschließenden dritten, noch höheren Drehzahlbereich wieder stärker als im zweiten Drehzahlbereich mit der Pumpendrehzahl steigt.
Eine Fördercharakteristik dieser Art ist insbesondere beim Einsatz für Kraftfahrzeuge vorteilhaft, bei denen eine erfindungsgemäße Pumpe vom Kraftfahrzeugmotor angetrieben wird, die Pumpendrehzahl also in fester Beziehung zur Motordrehzahl steht. Kraftfahrzeuge benötigen im unteren Motordrehzahlbereich, d.h. ab Start, unmittelbar große Ölmengen. Nach Erreichen einer vorgegebenen Motordrehzahl und der damit einhergehenden Pumpendrehzahl und- förderung wird über den sich an die vorgegebene Motordrehzahl anschließenden Drehzahlbereich keine oder keine nennenswerte Erhöhung der Förderrate der Pumpe benötigt. Würde die Förderrate mit steigender Pumpendrehzahl ungedrosselt weiter steigen, würde über den tatsächlichen Bedarf hinausgefördert werden mit einem entsprechenden unnötig hohen Leistungsbedarf für die Pumpe. Nach Durchfahren dieses mittleren Drehzahlbereichs, im allgemeinen ist dies der Hauptbetriebsbereich des Motors, wird bei höheren Motordrehzahlen wieder eine höhere Ölförderrate benötigt, da mit den höheren Motordrehzahlen höhere Fliehkräfte an den zu schmierenden Stellen einhergehen, beispielsweise an der Kurbelwelle. Zur Überwindung dieser an Bedeutung gewinnenden Fliehkräfte wird ein höherer Öldruck benötigt. Im allgemeinen handelt es sich bei den drei zu unterscheidenen Drehzahlbereichen im Falle von Personenkraftfahrzeugen um den unteren Motordrehzahlbereich von 0 bis etwa 1.500 U/min, dem sich daran anschließenden Hauptbetriebsbereich von etwa 1.500 bis etwa 4.000 U/min und dem dritten, darüber liegenden Motordrehzahlbereich ab etwa 4.000 U/min.
Zur Erzielung der gewünschten Fördercharakteristik, nämlich mit einem steilen Anstieg der Förderrate im unteren Drehzahlbereich, einem dagegen vergleichsweise langsamen Anstieg oder gar Nullanstieg im mittleren Drehzahlbereich und schließlich wieder einem steileren Anstieg im oberen Drehzahlbereich, werden eine weiche erste Regelfeder und eine demgegenüber härtere zweite Regelfeder, die zusammen ein Regelfedersystem 117 bilden, seriell hintereinander geschaltet. Die Regelfeder 117 in den Figuren 9a - 9c oder Figur 10, grundsätzlich auch die Regelfeder 36 der Figuren 3a bis 4b, werden zur Erzielung dieser Fördercharakteristik durch die beiden genannten Regelfedern ersetzt. Das Regelfedersystem 117 wird unter Vorspannung eingebaut, so daß es im unteren Drehzahlbereich kaum nachgibt. Bei Überschreiten der Vorspannkraft am Übergang zwischen dem unteren und dem mittleren Drehzahlbereich beginnt die weiche erste Feder einzufedern, bis sie am oberen Ende des mittleren Drehzahlbereichs gegen die härtere zweite Regelfeder auf Anschlag zu liegen kommt. Bei weiterer Erhöhung der Drehzahl wird die Fördercharakteristik dann durch die härtere zweite Regelfeder bestimmt.
Bei ihrem Einsatz als Ölpumpe für Verbrennungskraftmaschinen, insbesondere für Kraftfahrzeuge, kann die erfindungsgemäße Pumpe nicht nur als Schmiermittelpumpe eingesetzt werden, sie kann mit Vorteil auch das Öl für einen hydraulischen Ventilspielausgleich und/oder insbesondere als Pumpe für eine Ventilsteuerzeitenverstellung eingesetzt werden. Sie kann für jede der genannten Anwendungen allein oder in Kombination eingesetzt werden. Für diese Zwecke eignet sich die erfindungsgemäße Pumpe jedoch grundsätzlich in allen beschriebenen Ausrührungsvarianten, da sie aufgrund ihrer stufenlosen Verstellbarkeit grundsätzlich jeder gewünschten Fördercharakteristik sehr genau angepaßt werden kann.

Claims (24)

  1. Stufenlos verstellbare Zahnringpumpe mit
    a) einem feststehenden Gehäuse,
    b) einem in dem Gehäuse mittels einer Welle (2) drehbar gelagerten und angetriebenen Innenläufer (3) und
    c) einem ebenfalls drehbar gelagerten, mit dem Innenläufer (3) kämmenden Außenläufer (4),
    d) wobei die Zähnezahldifferenz des den Innenläufer (3) und den Außenläufer (4) umfassenden Zahnringlaufsatzes (5) gleich eins ist, mit einer Zahnform, bei der durch Zahnkopfberührung (6) eine Vielzahl von gegeneinander abgedichteten, expandierenden und komprimierenden Förderzellen (7) entsteht,
    e) mit im Gehäuse feststehenden, seitlich im Bereich der Förderzellen (7) angeordneten nierenförmigen Niederdruck- und Hochdrucköffnungen (8, 9), die durch Stege (10, 11) voneinander getrennt sind,
    f) und mit einem Verstellring (14), in dem der Außenläufer (4) an seinem Außendurchmesser (13) gelagert ist und der mit seinem äußeren Umfangskreis oder Teilkreis (15) an einem inneren Umfangskreis oder Teilkreis (16) abrollbar ist, um die Winkellage der Exzenterachse (Exzentrizität 17) des Zahnringlaufsatzes (5) gegenüber dem Gehäuse zu verändern,
    g) wobei die Differenz der Durchmesser der beiden Umfangs- oder Teilkreise (15, 16) gleich der doppelten Exzentrizität (17) des Zahnringlaufsatzes (5) ist,
    dadurch gekennzeichnet, daß
    h) ein vollständiges oder partielles Innengetriebe (24, 24'; 22, 23; 52, 53; 100, 103) von einer Außenverzahnung (24; 22; 52; 100) am Verstellring (14) und einer gehäuseseitigen Innenverzahnung (24'; 23; 53; 103) gebildet wird, die miteinander in einem kämmenden Zahnfeingriff stehen, so daß die Umfangs- oder Teilkreise (15, 16) des Verstellrings (14) und des Gehäuses schlupffrei aneinander abrollen.
  2. Zahnringpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die aneinander schlupffrei abrollenden Umfangs- oder Teilkreise (15, 16) des Verstellringes (14) und des Gehäuses durch die Teilkreise des Innengetriebes (24, 24'; 22, 23; 52, 53; 100, 103) gebildet werden und diese Teilkreise die gleiche Exzentrizität wie der Zahnringlaufsatz (5) aufweisen.
  3. Zahnringpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenverzahnung (24'; 23; 53; 103) für den Zahneingriff mit der Außenverzahnung (24; 22; 52; 100) wenigstens, vorzugsweise genau, einen Zahn mehr als die Außenverzahnung (24; 22; 52; 100) aufweist, wobei diese Differenz im Falle nur partieller Verzahnungen auf vollumlaufend gedachte Verzahnungen bezogen ist.
  4. Zahnringpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß Zähne (24; 22; 52; 100) der Außenverzahnung zur Bildung des Innengetriebes nur seitlich am Verstellring (14) angeordnet sind und daß die Restbreite des Verstellrings (14) als Abroll-Zylinder-fläche (26, 29) dient.
  5. Zahnringpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zur Bildung einer Nullhubpumpe auf der Druckseite ein Raum (28) zwischen einer den inneren Umfangskreis (16) bildenden Wandung des Gehäuses und einer den äußeren Umfangskreis (15) bildenden Wandung des Verstellringes (14) druckbeaufschlagt und der Verstellring (14) als Verstellkolben (31) gegen eine Regelfeder (32) genutzt wird zur Betätigung der Regel-Abrollbewegung des Verstellringes (14).
  6. Zahnringpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß zur Bildung einer Reversierpumpe Mittel (40, 41, 42, 43, 44) vorgesehen sind, die die mechanische Betätigung der Regel-Abrollbewegung des Verstellringes (14) in beide Richtungen aus der abgeregelten Stellung (Nullstellung) der Zahnringpumpe in die Förderstellung ermöglichen.
  7. Zahnringpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Verstellring (14) und dem Gehäuse wenigstens ein abgedichtetes, mit dem Hochdruck verbundenes, radial wirkendes Druckfeld (86) angeordnet ist, das den Verstellring (14) auf der radial gesehenen Gegenseite mit seinen Zahnköpfen (87) oder zahnkopfähnlichen Stellen (88) gegen die Zahnköpfe oder zahnkopfähnlichen Stellen (89) des Gehäuses dichtend andrückt.
  8. Zahnringpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß am Gehäuse wenigstens ein Dichtstück (89) vorgesehen ist, das an seinem Rücken (85) zwischen dem Gehäuse und dem Dichtstück wenigstens ein abgedichtetes Druckfeld aufweist, welches das wenigstens eine Dichtstück (89) gegen den oder die Zahnköpfe oder zahnkopfähnlichen Stellen (88) des Verstellrings (14) dichtend andrückt, vorzugsweise indem es mit Hochdruck beaufschlagt wird.
  9. Zahnrinpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zur Bildung einer Nullhubpumpe der druckaufbauende Arbeitsraum (35) als Verstellzylinder über den Außenläufer (4) auf den Verstellring (14) wirksam ist und eine Regelfeder (36) vorgesehen ist, die bestrebt ist, den Verstellring (14) in Richtung maximales Fördervolumen zu bewegen.
  10. Zahnringpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, insbesondere für hohen Arbeitsdruck, dadurch gekennzeichnet, daß die Förderzellen bildenden Zähne des Zahnringlaufsatzes (5) an einem der beiden Läufer (51, 54) als Rollen (50) ausgebildet sind, die in dem jeweiligen Läufer (51, 54) drehbar gelagert sind.
  11. Zahnringpumpe nach einem der Ansprüche 2 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß sich die Verzahnung (24, 24'; 22, 23; 52, 53; 100, 103) des Verstellgetriebes (20; 21) über die gesamte Breite des Zahnringlaufsatzes (5) erstreckt.
  12. Zahnringpumpe nach einem der Ansprüche 2 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß das Verstellgetriebe druckdichte Kammern (56', 56") bildet, die in einem Gehäuseteil (57) über Kanäle (58) mit den Druck- bzw. den Saugräumen der Pumpe in Verbindung stehen.
  13. Zahnringpumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß die Kammern (56', 56") sowohl in ihrer Zahl als auch in ihrer Lage jeweils gegenüberliegend über ein Steuer-Drehventil (59) mit dem Hochdruck und dem Niederdruck über Kanäle (58, 60, 61, 62, 63) beaufschlagbar sind.
  14. Zahnringpumpe nach Anspruch 12 oder 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Summe der hochdruckbeaufschlagten Flächen in den Druckkammern (56', 56") zwischen dem Verstellring (14) und dem Gehäuse in ihrer Kraftwirkung kleiner ausgeführt sind als die Summe der druckbeaufschlagten Flächen der Arbeitskammern (35) in der Pumpenverzahnung.
  15. Zahnringpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß zur Bildung einer Nullhubpumpe eine Federkraft bestrebt ist, den Verstellring (14) in Richtung maximale Förderrichtung zu verdrehen; vorzugsweise wird die Federkraft mittels eines Druckstücks (93) auf eine Zahnflanke (94) der Außenverzahnung (24; 100) des Verstellrings (14) übertragen.
  16. Zahnringpumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß mehrere auf der Druckseite liegende Zahnkammern (91'') zwischen dem die Innenverzahnung des Verstellgetriebes bildenden Gehäuseteil (55) und der Außenverzahnung des Verstellringes (14) über Kanäle (92') mit dem Hochdruck und die gegenüberliegenden, korrespondierenden Zahnkammern (91'') über Kanäle (92'') mit dem Niederdruck verbunden sind.
  17. Zahnringpumpe nach Anspruch 15 oder 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Kanäle (92') so angeordnet sind, daß sie nacheinander mit abnehmender Fördermenge durch die Drehbewegung des Verstellringes (14) vom Hochdruck abgeschnitten und/oder zugeschaltet werden.
  18. Zahnringpumpe nach einem der Ansprüche 15 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß auf beiden Seiten (94, 95) des Gehäuses Druckstücke (93) angeordnet sind und zur Bildung einer Reversierpumpe die Druckstücke (93) durch Verstellzylinder betätigbar sind.
  19. Zahnringpumpe nach einem der Ansprüche 15 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß im Bereich des Verstellgetriebes (20; 21) zwischen dem Verstellring (14) und dem Gehäuse (1; 55) in dem seitlich angeordneten Gehäuseteil (1') in Umfangsrichtung verlaufende Nuten (96) eingearbeitet sind, die auf der Hochdruckseite oder auf der Niederdruckseite oder auf beiden in geeigneter Länge für die Abstimmung der hydraulischen Kräfte in diesen Bereichen Zahnkammern (91', 91'') der Verzahnung (24, 24') miteinander verbinden.
  20. Zahnringmpumpe nach einem der Ansprüche 15 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß ein Regelfedersystem (117) zur Erzeugung der Federkraft wenigstens zwei Federn aufweist und in einem ersten Mengenabregelbereich eine weiche Federkennlinie mit einem kleinen Kraftzuwachs und in einem folgenden zweiten Mengenabregelbereich eine andere Kennlinie mit einem größeren Kraftzuwachs über dem Regelweg gegeben ist.
  21. Zahnringpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Verstellring (14) wenigstens auf einer Axialseite eine Umfangsnut (45) aufweist, die über wenigstens zwei weitere Axialnuten (46, 47), die vorzugsweise in einem deckelartigen Gehäuseteil (111) angeordnet sind, eine Kanalverbindung herstellt zwischen dem Quetschraum (112) und dem Kavitationsraum (113) in den Stegbereichen zwischen dem Saugbereich (114) und dem Druckbereich (115).
  22. Zahnringpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Verstellring (14) an seinem Außendurchmesser zur Bildung des Verstellgetriebes kreisförmige Außenzähne (100) aufweist und das Gehäuse (102) als Innenverzahnung (103) durch Abrollen des Verstellrings (14) mit der mit dem Zahnringlaufsatz (5) gemeinsamen Exzentrizität (17) gebildet wird.
  23. Verfahren zur Herstellung der Zahnringpumpe nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, daß das Gehäuse (102) im Druckgußverfahren hergestellt ist und die Zahnform der Innenverzahnung (103) mittels eines Walzenfräsers geformt wird.
  24. Zahnringpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß sie als Pumpe zur Versorgung eines hydraulisch betätigten Stellmittels zur Ein- und Verstellung der Steuerzeiten von Ventilen eines ventilgesteuerten Verbrennungsmotors verwendet wird.
EP97112646A 1996-12-04 1997-07-23 Stufenlos verstellbare Zahnringpumpe Expired - Lifetime EP0846861B1 (de)

Priority Applications (8)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CA002219062A CA2219062C (en) 1996-12-04 1997-10-27 Infinitely variable ring gear pump
JP9326670A JPH10169571A (ja) 1996-12-04 1997-11-27 無限可変リングギアポンプ
BR9706122A BR9706122A (pt) 1996-12-04 1997-12-03 Bomba de engrenagem com coroa de aro dentado infinitamente variável
MXPA/A/1997/009436A MXPA97009436A (en) 1996-12-04 1997-12-03 Infinated regulation gear pump infin
CN97120306A CN1114041C (zh) 1996-12-04 1997-12-03 可无限变化的环形齿轮泵
KR1019970065854A KR100287915B1 (ko) 1996-12-04 1997-12-04 무한 가변 링 기어 펌프
US08/984,794 US6126420A (en) 1996-12-04 1997-12-04 Infinitely variable ring gear pump
ARP970105700A AR010678A1 (es) 1996-12-04 1997-12-04 Bomba de engranajes anulares de regulacion infinita

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE29621073U 1996-12-04
DE29621073 1996-12-04
DE29703369U DE29703369U1 (de) 1996-12-04 1997-02-25 Stufenlos verstellbare Zahnringpumpe
DE29703369U 1997-02-25

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP0846861A1 EP0846861A1 (de) 1998-06-10
EP0846861B1 true EP0846861B1 (de) 2003-03-19

Family

ID=26059702

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP97112646A Expired - Lifetime EP0846861B1 (de) 1996-12-04 1997-07-23 Stufenlos verstellbare Zahnringpumpe

Country Status (3)

Country Link
EP (1) EP0846861B1 (de)
AT (1) ATE235003T1 (de)
ES (1) ES2192242T3 (de)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE202007018987U1 (de) 2006-04-19 2010-05-27 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Verstellbare Rotationspumpe mit Verschleißminderung
DE202014106121U1 (de) 2014-12-17 2015-01-15 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Rotationspumpe mit kompakter Stellstruktur zur Verstellung des Fördervolumens

Families Citing this family (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE29816658U1 (de) 1998-09-16 2000-02-03 Trochocentric (International) AG, Jona, Schweiz Massenausgleichssystem mit einer Schmierölpumpe für Hubkolbenmotoren
ITBO20020275A1 (it) * 2002-05-10 2003-11-10 Pierburg Spa Pompa rotativa a portata variabile , in particolare per olio
DE10338212A1 (de) * 2003-08-20 2005-03-10 Zahnradfabrik Friedrichshafen Volumenstromvariable Rotorpumpe
DE202004004231U1 (de) * 2004-03-17 2005-07-28 Härle, Hermann Volumenstromveränderbare Verdrängerpumpe
JP5141993B2 (ja) * 2008-08-01 2013-02-13 アイシン精機株式会社 オイルポンプ
UA119134C2 (uk) 2012-08-08 2019-05-10 Аарон Фьюстел Роторні пристрої з розширюваними камерами, що мають регульовані проходи для робочого плинного середовища, а також системи, що мають такі пристрої
JP5814218B2 (ja) * 2012-11-30 2015-11-17 株式会社山田製作所 内接歯車式ポンプ

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH01104991A (ja) * 1986-08-27 1989-04-21 Sumitomo Electric Ind Ltd 可変容量歯車ポンプ
DE4231690A1 (de) * 1992-09-22 1994-03-24 Walter Schopf Innenzahnradpumpe mit variierbarer Förderleistung

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE202007018987U1 (de) 2006-04-19 2010-05-27 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Verstellbare Rotationspumpe mit Verschleißminderung
DE202014106121U1 (de) 2014-12-17 2015-01-15 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Rotationspumpe mit kompakter Stellstruktur zur Verstellung des Fördervolumens
EP3034780A1 (de) 2014-12-17 2016-06-22 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Rotationspumpe mit kompakter stellstruktur zur verstellung des fördervolumens

Also Published As

Publication number Publication date
EP0846861A1 (de) 1998-06-10
ES2192242T3 (es) 2003-10-01
ATE235003T1 (de) 2003-04-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE3333647C2 (de) Schmiermittelpumpe für die Druckerzeugung bei einem druckumlaufgeschmierten Verbrennungsmotor
EP0362906B1 (de) Innenzahnradpumpe
DE19542653C2 (de) Automatikgetriebe für ein motorbetriebenes Fahrzeug
DE19545492A9 (de) Drehmomentfühler sowie damit ausgestattetes Kegelscheibenumschlingungsgetriebe
EP1776525A1 (de) Hydrostatischer kreiskolbenmotor
EP0712997A2 (de) Ventilsteuerung mit sauggeregelter Zahnring-/Innenzahnradpumpe
WO2005116403A1 (de) Spaltverluststromsteuerung einer zahnradmaschine
EP2208890A2 (de) Rotationsverdrängerpumpe
EP2235374A2 (de) Volumenveränderbare innenzahnradpumpe
EP0846861B1 (de) Stufenlos verstellbare Zahnringpumpe
EP1685328B1 (de) Doppel- oder mehrfachpumpe
EP1735534A1 (de) Volumenstromveränderbare verdrängerpumpe
DE4421255C1 (de) Füllstücklose Innenzahnradpumpe
DE4135904A1 (de) Kolbenpumpe, insbesondere radialkolbenpumpe
DE29703369U1 (de) Stufenlos verstellbare Zahnringpumpe
DE4224075A1 (de) Hydraulisches Antriebs- und Bremssystem
AT504984B1 (de) Ein- und auslasssteuerung für eine axialkolbenmaschine
DE4304897A1 (en) Continuously variable-ratio gearbox - has rotary vane pump with double rotor and adjustment mechanism to compensate eccentricity.
EP2119869A2 (de) Hydromaschine
DE3737961A1 (de) Innenzahnradpumpe
EP1074740B1 (de) Hydrostatische Kreiskolbenmaschine
DE19520405C2 (de) Hydraulischer Kreiskolbenmotor
WO2008125106A1 (de) Gerotormotor
DE102010005984B4 (de) Regelölpumpe
DE10230407B4 (de) Innenzahnradpumpe mit variabler Abdichtung

Legal Events

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

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AT DE ES FR GB IT SE

AX Request for extension of the european patent

Free format text: AL;LT;LV;RO;SI

17P Request for examination filed

Effective date: 19980709

AKX Designation fees paid

Free format text: AT DE ES FR GB IT SE

RBV Designated contracting states (corrected)

Designated state(s): AT DE ES FR GB IT SE

17Q First examination report despatched

Effective date: 20010622

GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Designated state(s): AT DE ES FR GB IT SE

REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: FG4D

Free format text: NOT ENGLISH

GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)

Effective date: 20030319

REF Corresponds to:

Ref document number: 59709557

Country of ref document: DE

Date of ref document: 20030424

Kind code of ref document: P

REG Reference to a national code

Ref country code: SE

Ref legal event code: TRGR

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FG2A

Ref document number: 2192242

Country of ref document: ES

Kind code of ref document: T3

ET Fr: translation filed
PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

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

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

26N No opposition filed

Effective date: 20031222

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: PLFP

Year of fee payment: 20

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

Ref country code: IT

Payment date: 20160725

Year of fee payment: 20

Ref country code: GB

Payment date: 20160721

Year of fee payment: 20

Ref country code: DE

Payment date: 20160722

Year of fee payment: 20

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

Ref country code: SE

Payment date: 20160720

Year of fee payment: 20

Ref country code: FR

Payment date: 20160721

Year of fee payment: 20

Ref country code: AT

Payment date: 20160721

Year of fee payment: 20

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

Ref country code: ES

Payment date: 20160715

Year of fee payment: 20

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R071

Ref document number: 59709557

Country of ref document: DE

REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: PE20

Expiry date: 20170722

REG Reference to a national code

Ref country code: AT

Ref legal event code: MK07

Ref document number: 235003

Country of ref document: AT

Kind code of ref document: T

Effective date: 20170723

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

Ref country code: GB

Free format text: LAPSE BECAUSE OF EXPIRATION OF PROTECTION

Effective date: 20170722

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FD2A

Effective date: 20180508

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

Ref country code: ES

Free format text: LAPSE BECAUSE OF EXPIRATION OF PROTECTION

Effective date: 20170724