EP1172561B1 - Pumpe mit Magnetkupplung - Google Patents

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EP1172561B1
EP1172561B1 EP01116648A EP01116648A EP1172561B1 EP 1172561 B1 EP1172561 B1 EP 1172561B1 EP 01116648 A EP01116648 A EP 01116648A EP 01116648 A EP01116648 A EP 01116648A EP 1172561 B1 EP1172561 B1 EP 1172561B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pump
feed wheel
speed
set forth
drive member
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
EP01116648A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1172561A3 (de
EP1172561A2 (de
Inventor
Hans Dipl.-Ing. Martin
Jürgen Dipl.-Ing. Bohner
Raimund Dr. Ing. Rösch
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.)
Martin Hans
Schwaebische Huettenwerke Automotive GmbH
Original Assignee
Martin Hans
Schwaebische Huettenwerke Automotive GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Martin Hans, Schwaebische Huettenwerke Automotive GmbH filed Critical Martin Hans
Publication of EP1172561A2 publication Critical patent/EP1172561A2/de
Publication of EP1172561A3 publication Critical patent/EP1172561A3/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1172561B1 publication Critical patent/EP1172561B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/0057—Driving elements, brakes, couplings, transmission specially adapted for machines or pumps
    • F04C15/0061—Means for transmitting movement from the prime mover to driven parts of the pump, e.g. clutches, couplings, transmissions
    • F04C15/0069—Magnetic couplings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/102—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member the two members rotating simultaneously around their respective axes

Definitions

  • the invention relates to pumps, in particular positive displacement pumps, for oil and also others Media, preferably liquids.
  • the invention relates to pumps that a Have a delivery volume limitation and / or a delivery volume adjustment.
  • a Have a delivery volume limitation and / or a delivery volume adjustment.
  • On preferred fields of application are land, air and Water vehicles, in particular cars and trucks.
  • Pumps with advantage also in other ways, for example to supply a press Pressure oil, can be used.
  • EP 0 994 257 A1 describes an external gear pump with an adjustment of the specific funding volume, i.e. Delivery volume / pump speed described.
  • the Adjustment is made by changing the length of engagement of two in engagement located gears.
  • one of the gears is mounted on a piston, pump pressure on one side and pump pressure on the other Side spring pressure.
  • EP 0 855 515 A1 a turbomachine in the form of an impeller pump with a magnetic coupling known.
  • the magnetic coupling is a function of a speed that with a Sensor is measured, adjusted to promote the coolant as needed.
  • the Adjustment is effected with an adjustment motor and a mechanical gear.
  • gear pumps for example external gear pumps and Internal gear pumps
  • oil pumps according to the invention form, two gears are in meshing engagement and form together with Walls of a surrounding housing a delivery space through which to pumping medium from a low pressure side to a high pressure side of the pump is promoted.
  • the low pressure side is with a pump inlet and the High pressure side connected to a pump outlet.
  • gear pumps In known gear pumps, one of the two gears of a gear wheel set stored by the pump housing.
  • the other gear is from one Rotary drive member is rotationally driven and for this purpose is non-rotatable with the Rotary drive member connected.
  • the rotary drive member supports this gear. in the generally the gear is torsionally rigid connected directly to the rotary drive member.
  • the rotary drive member is in turn rotatably supported relative to the housing. by virtue of of manufacturing tolerances, assembly inaccuracies and those occurring in operation
  • the rotary drive member "works" under loads relative to the housing. Corresponding also find unwanted movements of the gear wheels of the gear pump relative to each other instead, for example canting.
  • Displacement pumps especially gear pumps, generally have a system-specific constant specific delivery rate [delivery volume / delivery wheel speed] because the geometry of the displacement cells cannot be changed. You point a proportionality of the delivery rate over the speed, as long as the degree of filling of the Is 100%. In many applications, however, this proportionality is annoying and undesirable.
  • a press for example, there is one for rapid traverse high delivery quantity of pressure oil is necessary, however, in the final phase of the working stroke only high pressure is required and the demand for oil production drops to zero. Since the drive speed of such pumps generally remains constant in presses, creates a high pressure oil flow surplus, which with a Loss of energy flows back into the oil tank.
  • a gear pump is known from WO 00/29741, which supplies a Vehicle engine is used with fuel.
  • the gear pump is used as a Synchronous clutch formed magnetic clutch driven.
  • the two coupling halves the magnetic coupling are displaceable relative to one another in order to increase Pump speed to obtain a regulation of the pump pressure.
  • the US-PS 4,747,744 describes an internal gear pump, which also has a Synchronous clutch formed magnetic clutch is driven. Also from the JP 63113192 A is the use of a magnetic synchronous clutch for driving a Gear pump known.
  • a pump preferably a gear pump, via a Magnetic clutch driven.
  • the feed wheel closest to the rotary drive element in the power flow can hereinafter referred to as the first conveyor wheel, regardless of Rotary drive member are stored.
  • the first conveyor wheel there is no mechanical, in particular none positive drive coupling between the rotary drive member and the first Conveyor wheel. Possible, unavoidable frictional forces are considered neglected assumed.
  • the first feed wheel is relative to that Rotary drive element, apart from that caused by the magnetic coupling Drive coupling, freely rotatable.
  • a housing of the pump Form the rotary bearing of the first conveyor wheel.
  • the preferably further driven by the first conveyor wheel, the other combing the first conveyor wheel and forming conveyor cells is also expediently pivoted through the housing. It therefore forms one and the same rigid body, namely the housing, preferably a one-piece housing part, the pivot bearing for the first Conveyor wheel and also the pivot bearing for the other, second conveyor wheel.
  • the axes of rotation of the two feed wheels are therefore relative to one another in the pump according to the invention more precisely aligned than with a storage of the conveyor wheels on or on relative mutually movable bodies.
  • the engagement of the two feed wheels in one another can in particular no more or at least far less than in known pumps the change of loads acting on the rotary drive member are disturbed. It inaccuracies resulting from assembly are also reduced.
  • the Magnetic coupling acts between the rotary drive member and the first feed wheel Attenuator against the transmission of disturbances or irregularities.
  • the magnetic clutch is available as a hysteresis clutch or induction clutch or hysteresis Induction coupling designed.
  • the magnetic coupling has on its drive half or / and on their output half a magnetic rotating body from one permanent magnetic material.
  • the magnetic rotating body is preferably on one Soft iron attached as a carrier.
  • a rotating body of the other half of the coupling, with the magnetic rotary body causes the magnetic torque transmission, by means of Induction material or preferably by means of hysteresis material or Combination of hysteresis and induction material formed.
  • An induction material for example Cu or Al, can be one for a hysteresis rotating body Form inference device and a carrier.
  • a hysteresis and Induction rotary body is combined in such a hysteresis and Induction coupling but preferably also on a soft iron as a carrier appropriate. If the rotating body consists only of hysteresis material or only Induction material, a soft iron advantageously also forms the carrier or the inference device.
  • the magnetic coupling can be an end rotary coupling or, more preferably, one Central rotary coupling.
  • a combined face and central rotary coupling also provides a preferred embodiment.
  • a gear pump is preferably an internal gear pump or a External gear pump formed.
  • a gear pump can be formed in a particularly compact manner if the two coupling halves of the magnetic coupling are one Central rotary coupling or central and front rotary coupling form, in which the magnetic interacting, concentric rings that interlock Pump wheels surround the pump, preferably at a radial distance.
  • the combination of an internal gear pump with such a magnetic coupling advantageous.
  • the rotary drive member is formed by a drive shaft, the first one surrounds it Delivery wheel preferably the drive shaft.
  • Delivery wheel preferably the drive shaft.
  • the rotary drive member and the first feed wheel in the axial direction of the drive shaft can be arranged side by side.
  • the rotary drive member can in preferred alternatives Designs can also be a drive wheel, for example a gear of a gear transmission or a chain, belt or toothed belt wheel, which in this case is the first conveyor wheel preferably surrounds.
  • the first feed wheel and the second conveyor wheel on or on circular cylindrical outer surfaces of the housing, these bearing surfaces preferably surrounding one another.
  • the above Magnetic material rings of the magnetic coupling advantageously surround the two Storage areas for the conveyor wheels.
  • the invention is not limited to the field of gear pumps, but in Rotary drive for positive displacement pumps, preferably oil pumps, and basically for Pumps of any type can be used with advantage.
  • By driving torque over a magnetic coupling can be introduced into the pump Delivery volume limitation or a delivery volume adjustment or both in Combination can be achieved.
  • An external gear pump with delivery volume adjustment is from the EP 0 994 257 A1, to which reference is made by way of example with regard to this type of pump.
  • none of the Toothed gears are moved axially to a To obtain a delivery volume limitation and / or delivery volume adjustment.
  • the magnetic coupling is designed that when a predetermined speed of one drive half is reached Magnetic coupling is a design that can be transmitted through the magnetic coupling specified limit torque - in the following also simplified as Maximum torque designated - is reached. With a further increase in Speed of the drive half kinks the speed of the output half compared to that Speed of the drive half. It preferably remains after that Limit torque corresponding limit speed - more specifically, by design according to the specified speed - above that in operation Speed range of the drive half or up to a predetermined higher speed constant as good as this can be approximated due to the magnetic interaction can.
  • the maximum torque depends on the air gap between the magnetic interacting rotating bodies, the shape of the magnetically interacting Rotating body, the magnetically effective materials used and the dimensions the magnetically interacting rotating body, in particular the size of the surface that is covered by these rotating bodies of both coupling halves together, and one Radial distance of the overlap area from the coupling axis of rotation.
  • dimensioning and arrangement of the magnetic interacting rotating body becomes the maximum torque of the clutch and thus the maximum speed of the first delivery wheel of the pump by designing the Magnetic coupling specified.
  • Other influencing factors such as Changes in viscosity of the pumped medium, which the relationship between Influence maximum torque and maximum speed are in this consideration not even considered.
  • a delivery volume can also be limited by moving the delivery pressure-dependent magnetically interacting rotating body of the two coupling halves relative can be reached to each other.
  • One of the two coupling halves is preferably through the pump housing is displaceable relative to the other, preferably along the Axis of rotation, mounted in such a way that with a displacement relative to the other Coupling half that of the magnetically interacting rotating bodies of the two Coupling halves covered area or a distance between each other facing surfaces are changed in size. This changes automatically also the size of the limit torque.
  • a spring member or a spring damping member is the delivery pressure arranged counteractively as a reset element.
  • the magnetic coupling and the reset element are designed, for example, so that a Delivery characteristic is obtained in which the pump within a first Pump speed range or a rapidly growing delivery rate and / or Has delivery pressure, which or in a first approximation proportional to the speed of the Pump is quickly up to within a second, higher speed range Reaches a preset pump speed and regulates itself in this preset pump speed subsequent third, even higher speed range of the Drive half of the magnetic clutch again stronger than in the second speed range the pump speed increases or is essentially constant in the third speed range remains.
  • the reset element can in particular by means of springs connected in series can be set as desired.
  • a funding characteristic of the type mentioned above is used for Motor vehicles advantageous in which a pump according to the invention for the Lubricating oil supply is driven by the internal combustion engine of the motor vehicle the pump speed is therefore in a fixed relationship to the motor speed.
  • motor vehicles need in the lower engine speed range, d. H. Large amounts of oil immediately from the start. After reaching a predetermined engine speed and the associated Pump speed and pump delivery is based on the given Engine speed subsequent speed range no or no appreciable increase the delivery rate of the pump. After driving through this middle one Speed range, generally this is the main operating range of the engine, at higher engine speeds again require a higher oil production rate because with the higher Engine speeds are accompanied by higher centrifugal forces at the points to be lubricated, for example on the crankshaft.
  • On is formed by the series-connected control springs preferably installed under pretension so that it is hardly in the lower speed range gives way. If the preload force is exceeded at the transition between the lower and In the middle 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. If the speed is increased further, the Characteristic then determined by the harder second control spring.
  • the design of the clutch for a flattening of the speed increase of the output half compared to the drive half from a corresponding to the application Limit speed can be advantageous with a for the purpose of changing the Transfer characteristics provided adjustability of the coupling halves for Get involved.
  • the magnetically interacting rotating bodies of the magnetic coupling are preferred arranged together in the housing of the pump so that a temperature control of the Rotary body, preferably cooling, through the medium conveyed by the pump is obtained.
  • the mutually facing outer surfaces of the magnetically interacting rotating bodies face each other directly in the case of the preferred arrangement in the pump housing of the pumped Medium washed around.
  • the magnetic interacting rotating body together in the pump housing and each other are arranged directly facing, the outer surfaces of the rotating body only separated from each other by a thin film of the medium to be conveyed.
  • the several Delivery wheels not only in gear pumps but also in other inventive Pumps, for example worm wheel pumps or vane pumps, preferably from a rigid housing, preferably of a one-piece housing part, stored and not of bodies movable relative to one another, although the latter is not fundamentally should be excluded.
  • inventive Pumps for example worm wheel pumps or vane pumps, preferably from a rigid housing, preferably of a one-piece housing part, stored and not of bodies movable relative to one another, although the latter is not fundamentally should be excluded.
  • a rotary bearing of both rotary bodies of the magnetic coupling by the is advantageous Casing.
  • the rotating bodies of the magnetic coupling are preferably of the same Housing such as the one feed wheel or the multiple feed wheels rotatably.
  • the pivot bearing is advantageous due to a one-piece housing part.
  • the rotating body of the Half of the drive is secured against rotation with the rotary drive element, but for Pivot bearing connected by the housing with sufficient mobility.
  • a pump according to the invention cannot only be used as a Lubricant pump for the engine and / or an automatic transmission or Manual transmissions are used, they can also be used, for example, for oil promote hydraulic valve lash compensation and / or as a pump for one Valve timing adjustment can be used. Also use as a pump for an automatic transmission or a servo drive, for example a power steering or in a braking system is advantageous.
  • Figure 1 shows an internal gear pump in a cross section.
  • the internal gear pump has an inner rotor 5 with an external toothing 5a and an outer rotor 6 an internal toothing 6i, the one with their external and internal teeth Form the ring gear set.
  • the external toothing 5a has one tooth less than that Internal toothing 6i.
  • the inner rotor 5 and the outer rotor 6 are one in a pump chamber Pump housing 3 rotatably mounted.
  • the axis of rotation 6 'of the outer rotor 6 runs spaced in parallel, i.e. eccentric to the axis of rotation 5 'of the inner rotor 5.
  • Die Eccentricity i.e. the distance between the two axes of rotation 5 'and 6' is "e" designated.
  • the inner rotor 5 and the outer rotor 6 form a fluid delivery space between them.
  • This fluid delivery space is in delivery cells 7 which are sealed off from one another in a pressure-tight manner divided.
  • the individual feed cells 7 are each between two successive ones Teeth of the inner rotor 5 and the inner toothing 6i of the outer rotor 6 formed by two consecutive teeth of the inner rotor with 5 head or flank contact two successive, opposite teeth of the internal toothing 6i to have.
  • the conveyor cells 7 are increasingly larger in the direction of rotation D in order to subsequently move from the location slightest tooth engagement to the place of deepest tooth engagement again.
  • the Feed cells 7 that become larger form a low-pressure side 8 and the smaller ones becoming a high-pressure side 9.
  • the low-pressure side 8 is with a Pump inlet and the high pressure side 9 connected to a pump outlet.
  • Housing 3 are kidney-shaped, laterally adjoining the feed cells 7 Except slot openings. At least one opening covers conveyor cells 7 on the Low-pressure side 8 and at least one further opening covers conveyor cells 7 the high pressure side 9. In the area of the deepest tooth mesh and in the area of the The housing forms the least possible meshing between the adjacent ones Openings.
  • the pump receives its rotary drive from a rotary drive element which is actuated by a Drive shaft 1 is formed.
  • the drive shaft 1 is opposite the housing 3 guided by a pivot bearing 4.
  • the pump as Lubricating oil or engine oil pump to supply an internal combustion engine, especially the reciprocating piston engine with lubricating oil is the drive shaft 1 usually around the output shaft of a transmission, the input shaft of which Crankshaft of the engine is.
  • the drive shaft 1 can in principle also by a Crankshaft are formed immediately. Likewise, it can by a balance shaft for force balancing or torque balancing of the motor.
  • the inner rotor 5 is not seated torsionally rigid on the drive shaft 1, but is rotatable relative to the drive shaft 1 in the Housing 3 and rotatably supported by the housing 3. Since the outer rotor 6 is also relative the drive shaft 1 is rotatably supported in the housing 3 and rotatably supported by the housing 3, becomes a rotary bearing of the ring gear set 5, 6 independently of the drive shaft 1 by the same, at least in the storage area completely rigid housing 3 reached.
  • the conveyor wheels 5 and 6 running in meshing engagement can therefore in particular exact alignment relative to each other.
  • the ring gear set 5, 6 receives its rotary drive from the drive shaft 1 via a Magnetic coupling.
  • the magnetic coupling has two magnetically interacting ones Rotary body 14 and 15. These two rotating bodies 14 and 15 are ring bodies formed and accommodated concentrically surrounding each other in the housing 3.
  • the outer rotating body 14 is formed by magnetic material and has uniform its circumference distributed permanent magnets on an inner surface have alternating polarities N and S in the circumferential direction.
  • the Magnetic material rotating body 14 is made on the inner lateral surface of an annular body 13 Soft iron arranged and secured against rotation with the ring body 13, preferably completely firmly connected.
  • the ring body 13 takes those that occur during operation Powers up.
  • the magnetically interacting rotating body 15 is by a Hysteresis material formed.
  • a ring body 16 made of soft iron forms the carrier for the hysteresis material rotating body 15 and is secured against rotation with this, preferably firmly connected.
  • the hysteresis material rotating body 15 surrounds the ring body 16 and lies on the rotating body 14 with its outer surface facing directly. Between the two rotating bodies 14 and 15 the narrowest possible annular gap remains.
  • the magnetic material rotating body 14 and Ring body 13 form an outer ring and the hysteresis material rotating body 15 and the ring body 16 an inner ring of the magnetic coupling.
  • the magnets can instead the inner ring and the hysteresis material also form the outer ring.
  • the All versions of hysteresis material can be replaced by induction material or can be combined with induction material to create an induction coupling or hysteresis and Form induction coupling. Training only as a hysteresis clutch however preferred.
  • a Drive half of the magnetic coupling which is immediately non-rotatable with the drive shaft 1 is connected and extends up to the magnetic material rotating body 14 by one formed only rigid rotor body, which is also referred to below as a drive rotor becomes.
  • the drive rotor is in Figure 3 in a cross section and a longitudinal section shown individually.
  • the drive rotor has the shape of a ring pot with one inner sleeve body 11, the outer ring 13, 14 and a radial connecting web 12. The sleeve body 11 is pushed onto the drive shaft 1 and secured against rotation the drive shaft 1 connected.
  • the anti-rotation lock is made up of two opposite flats 2 of the drive shaft 1 and corresponding counter surfaces formed in the bearing body 1.
  • the drive shaft 1 forms in the seating area of the Sleeve body 1 thus a double, and the sleeve body 11 forms the corresponding Counterpart.
  • An outer lateral surface of the sleeve body 11 is circular cylindrical and extends from a free outer edge of the sleeve body 11 to directly to the floor, i.e. the connecting web 12, the ring pot-shaped Drive rotor of the magnetic coupling.
  • the inner rotor 5 is mounted on the housing 3 so that it can be rotated at a close distance.
  • the magnetic coupling is formed by a single, rigid output rotor, which is also is ring-shaped.
  • An integral part of the output rotor is the inner rotor 5th figure 4 shows the output rotor individually in a cross section and a longitudinal section.
  • the inner rotor 5 and the ring body 16 form the walls of the pot and are secured against rotation, preferably completely stiff via a connecting web 17 which the bottom of the pot forms, connected with each other.
  • the inner rotor 5 and the ring body 16 and the Connecting bridge 17 can be made from a single piece.
  • the output rotor is also the one-layer or multi-layer hysteresis material rotating body 15th
  • a particularly rigid and compact pump obtained in that the outer ring 13, 14 of the drive half and the Inner ring 15, 16 of the output half of the clutch surrounding the gear wheel set 5, 6 in the housing 3 are arranged.
  • the ring pot which by the drive half 11-14 Magnetic coupling is formed, takes the ring pot through the output half 15-17 the magnetic coupling and the inner rotor 5 is formed.
  • the connecting webs 12 and 17 are closely spaced.
  • the drive half 11-14 of the magnetic coupling and the output half 15-17 with the inner rotor 5 are about the common axis of rotation 5 'rotatable relative to each other.
  • the compactness of the pump also contributes to that the ring gear set 5, 6 surrounds the drive shaft 1; protrudes in the embodiment a shaft end of the drive shaft 1 through the ring gear set 5, 6.
  • the delivery chamber The pump delimits the connecting web 17 at the rear of the pump Fluid inflow and fluid outflow on the low pressure side and the high pressure side of the Pump are on the wall of the housing opposite the connecting web 17 3 embedded or incorporated.
  • Figures 5 and 6 show the housing 3. In particular, the compact and accurate, but easy storage and reception of the gear set 5, 6 and Magnetic coupling recognizable.
  • the Through hole is to the rear of the housing 3 towards a receiving hole 20 expanded for the gear wheel set 5, 6.
  • the receiving bore 20 is one Surrounding ring 22.
  • the retaining ring 22 is radial of two circular cylindrical Shell surfaces 23 and 24 and axially delimited by a rear end face.
  • the lateral surface 23 is concentric with the axis of rotation 5 'and the inner lateral surface 24 concentric to the axis of rotation 6 '.
  • the outer lateral surface 23 forms together with the Inner surface of the ring body 16, a rotary slide bearing for the inner rotor 5.
  • Der Ring body 16 is thus not only the carrier of the hysteresis material rotating body 15, but at the same time also bearing ring for the inner rotor 5.
  • the inner lateral surface 24 forms together with the circular cylindrical outer surface of the outer rotor 6 Rotary sliding bearing of the outer rotor 6, as is also the case with known internal gerotor pumps the case is.
  • annular space 21 In the housing 3 there is also an annular space 21 around the retaining ring 22 concentric to the axis of rotation 5 '.
  • the lateral surface 23 forms a radially inner one Delimitation of the annular space 21.
  • circular cylindrical, radially outer circumferential surface 25 forms an outer boundary of the Annulus 21 and a tread for the outer ring 13, 14.
  • the drive rotor of the Magnetic coupling is from the housing 3, namely on the outer surface 25, rotatably mounted.
  • the annular space 21 are in the assembled state of the pump Outer ring 13, 14 and the inner ring 15, 16 of the magnetic coupling relative to the housing 3 rotatably added.
  • the operation of the pump is as follows: The rotation of the drive shaft 1 around Rotation axis 5 'is transmitted 1: 1 to the drive half 11-14 of the magnetic coupling.
  • the Rotation of the magnetic material rotating body 14 is caused by magnetic flux Torque to the hysteresis material rotating body 15.
  • the inner rotor 5 With the hysteresis material rotating body 15, the inner rotor 5 is also driven in rotation.
  • the inner rotor 5 meshes with the outer rotor 6 in the manner known for internal gerotor pumps, so that the conveyor cells 7 already described at the beginning, which are located on the low-pressure side 8 enlarge and reduce on the high pressure side 9 again, are formed. That on the low-pressure side 8 sucked fluid is conveyed to the high-pressure side 9 and under conveyed higher pressure.
  • the delivery volume of the pump should be according to a preferred funding characteristic, initially from a standstill with the speed increases rapidly and remains constant after reaching a certain value stay.
  • the magnetic coupling is like this designed that a limit torque that it can transmit at engine speed is reached from which the demand for engine oil or lubricating oil flattens or even remains constant or at least no longer increases if the engine speed continues to increase becomes. Due to the design of a magnetic coupling to a predetermined maximum or Limit torque, the magnetic coupling is particularly suitable as Transmission link in the drive train of lubricating oil pumps for internal combustion engines or other uses of oil pumps in which the above Funding behavior is an advantage.
  • a delivery pressure-dependent can advantageously also be used Adjustment or regulation of the pump can be realized without in the ring gear set the pump to intervene.
  • a magnetic coupling can limit the torque by axially shifting the two magnetically interacting rotating body 14 and 15 changed relative to each other become.
  • the limit torque can be set.
  • the limit torque can be determined by means of a Slidable magnetic coupling even when mounting the coupling once and firmly adjusted or even just fine-tuned.
  • the same magnetic coupling can be used on this Way for pumps with different specific delivery volumes to the pure Delivery volume limit can be used. This is particularly preferred Limit torque of the clutch with self-regulation of the pump-magnetic clutch system set by feedback.
  • the physical control loop is shown schematically in FIG. 7.
  • the leader for the controller is the speed of the drive shaft 1.
  • This delivery pressure P forms the controlled variable for the controller by moving the delivery pressure P to the axially displaceable stored coupling half is placed. In the exemplary embodiment, this is the drive half 11-14.
  • the pressure of a Consumer such as the engine oil pressure
  • the sliding coupling half be placed to the pressure that will ultimately be used for the delivery volume adjustment the decisive factor is to use it as a controlled variable.
  • the drive half forms a sliding control piston.
  • the displacement position of the control piston is balanced between the Delivery pressure P and the spring pressure.
  • the spring 27 is at zero delivery preferably installed preloaded between the housing 3 and the control piston.
  • the pumping behavior of the pump can be very precise actual funding needs can be adjusted without adjusting the gears.
  • the delivery behavior on the one hand by appropriate design of the magnetic coupling as such, in particular the design for a limit torque through which Spring characteristic of the spring 27 and also by the initial displacement position, which have the two coupling halves in relation to each other when the pump is at a standstill of an optimal funding behavior.
  • the The maximum coverage for zero funding As indicated in FIG. 7, the overlap of the two magnetic material rotating bodies 14 and 15 in Pump standstill below 100%, based on the maximum coverage.
  • the pressure control can be replaced by a temperature control.
  • the Control piston is in this case by a temperature-dependent actuator replaced.
  • the temperature-dependent actuator is formed by an element that changes shape depending on its temperature.
  • the shape-changing element can be, for example, a bimetal spring or a Expansion element. There can also be several shape-changing elements Form actuator.
  • the shape-changing actuator can be in the pumped medium immersed or only thermally conductive connected to the housing, so that the Regulation in direct dependence on the temperature of the working medium or the Housing is done.
  • an advantage of the invention is that the single feed wheel or the several delivery wheels of a pump for a delivery volume limitation and / or - adjustment does not have to or need to be adjusted, such an adjustment in Combination with the installation of a magnetic coupling according to the invention advantageous be provided.
  • a gear pump for example, in addition to an adjustable or non-adjustable Magnetic coupling an adjustment of the specific delivery volume can be provided, for example by adjusting the engagement length of the gears External gear pump.
  • FIG 8 is the course of the torque over the speed of the rotary drive member applied to a test pump with a hysteresis clutch according to the invention.
  • the Magnetic coupling of the test pump has a limit torque of approximately 1.5 Nm designed that under the conditions of the test at a drive speed of about 700 rpm is reached.
  • the torque curve has one at the limit torque Bend and flatten out significantly after reaching the limit torque.
  • the slope From the limit torque, ⁇ 2 of the torque curve is advantageously in all Embodiments of the invention at most half as large as the slope ⁇ 1 before reaching of the limit torque.
  • the one transmitted by the clutch increases Torque no longer increases after reaching the limit torque, but instead remains constant as indicated by the dashed line.
  • the one for the torque is also qualitative with the course of the speed of the Output half of the magnetic coupling coincides, i.e. up to the limit torque Speed of the output half 1: 1 with the speed of the drive half and kinks at the limit torque obtained by design. Also applies to the speed curve, that the curve of the output speed after reaching the limit speed at most half as much should be as large as before the limit speed was reached. A smaller slope, ideally a zero slope is preferred.

Description

Die Erfindung betrifft Pumpen, insbesondere Verdrängerpumpen, für Öl und auch andere Medien, vorzugsweise Flüssigkeiten. Insbesondere betrifft die Erfindung Pumpen, die eine Fördervolumenbegrenzung und/oder eine Fördervolumenverstellung aufweisen. Ein bevorzugtes Einsatzgebiet sind mit Motorkraft betriebene Land-, Luft- und Wasserfahrzeuge, insbesondere PKW und LKW. Allerdings sind erfindungsgemäße Pumpen mit Vorteil auch anderweitig, beispielsweise zur Versorgung einer Presse mit Drucköl, einsetzbar.
In der EP 0 994 257 A1 ist eine Außenzahnradpumpe mit einer Verstellung des spezifischen Fördervolumens, d.h. Fördervolumen/Pumpendrehzahl, beschrieben. Die Verstellung erfolgt durch Veränderung der Eingriffslänge von zwei im Eingriff befindlichen Zahnrädern. Hierfür ist eines der Zahnräder an einem Kolben durch gelagert, auf den an einer Seite ein Pumpendruck und dem Pumpendruck entgegen auf die andere Seite ein Federdruck wirken.
Für den Einsatz als regelbare Kühlmittelpumpe für Kraftfahrzeuge ist aus der EP 0 855 515 A1 eine Strömungsmaschine in Form einer Flügelradpumpe mit einer Magnetkupplung bekannt. Die Magnetkupplung wird in Abhängigkeit von einer Drehzahl, die mit einem Sensor gemessen wird, verstellt, um das Kühlmittel bedarfsorientiert zu fördern. Die Verstellung wird mit einem Verstellmotor und einem mechanischen Getriebe bewirkt.
Bei Zahnradpumpen allerdings, beispielsweise Außenzahnradpumpen und Innenzahnradpumpen, die nach der Erfindung bevorzugte Beispiele von Ölpumpen bilden, stehen zwei Zahnräder in einem kämmenden Eingriff und bilden zusammen mit Wandungen eines umgebenden Gehäuses einen Förderraum, durch den hindurch das zu fördernde Medium von einer Niederdruckseite zu einer Hochdruckseite der Pumpe gefördert wird. Die Niederdruckseite ist mit einem Pumpeneinlass und die Hochdruckseite mit einem Pumpenauslass verbunden.
Bei bekannten Zahnradpumpen wird eines der beiden Zahnräder eines Zahnradlaufsatzes durch das Pumpengehäuse gelagert. Das andere Zahnrad wird von einem Drehantriebsglied drehangetrieben und ist zu diesem Zweck verdrehsicher mit dem Drehantriebsglied verbunden. Das Drehantriebsglied lagert dieses Zahnrad. Im allgemeinen ist das Zahnrad drehsteif unmittelbar mit dem Drehantriebsglied verbunden. Das Drehantriebsglied ist seinerseits relativ zu dem Gehäuse drehbar gelagert. Aufgrund von Fertigungstoleranzen, Montageungenauigkeiten und der im Betrieb auftretenden Belastungen "arbeitet" das Drehantriebsglied relativ zu dem Gehäuse. Entsprechend finden auch unerwünschte Bewegungen der Zahnräder der Zahnradpumpe relativ zueinander statt, beispielsweise Verkantungen.
Verdrängerpumpen, insbesondere Zahnradpumpen, weisen im allgemeinen eine systembedingt konstante spezifische Fördermenge [Fördervolumen / Förderraddrehzahl] auf, weil die Geometrie der Verdrängerzellen nicht verändert werden kann. Sie weisen eine Proportionalität der Fördermenge über der Drehzahl auf, solange der Füllgrad der Förderzellen 100% ist. In vielen Anwendungsfällen ist diese Proportionalität jedoch störend und unerwünscht. Bei einer Presse beispielsweise ist zwar für den Eilgang eine hohe Liefermenge an Drucköl notwendig, in der Endphase des Arbeitshubs jedoch wird nur noch hoher Druck gefordert, und der Bedarf an Ölfördermenge geht auf Null zurück. Da die Antriebsdrehzahl solcher Pumpen bei Pressen in der Regel konstant bleibt, entsteht ein unter hohem Druck stehender Ölstromüberschuss, der mit einem Energieverlust behaftet in den Öltank zurückströmt. Besonders störend ist solch ein Ölstromüberschuss beispielsweise bei Motorschmierpumpen für Kraftfahrzeuge und bei Ölversorgungspumpen für automatische Getriebe. Diese Aggregate 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.
Aus der WO 00/29741 ist eine Zahnradpumpe bekannt, die der Versorgung eines Fahrzeugmotors mit Brennstoff dient. Die Zahnradpumpe wird über eine als Synchronkupplung gebildete Magnetkupplung angetrieben. Die beiden Kupplungshälften der Magnetkupplung sind relativ zueinander verschiebbar, um bei zunehmender Pumpendrehzahl eine Abregelung des Pumpendrucks zu erhalten.
Die US-PS 4,747,744 beschreibt eine Innenzahnringpumpe, die ebenfalls über eine als Synchronkupplung gebildete Magnetkupplung angetrieben wird. Auch aus der JP 63113192 A ist der Einsatz einer Magnetsynchronkupplung für den Antrieb einer Zahnradpumpe bekannt.
Es ist eine Aufgabe der Erfindung, bei einer mittels Magnetkupplung angetriebenen Pumpe auf einfache Weise eine bedarfsgerechte Fördervolumenbegrenzung oder Fördervolumenverstellung oder beides in Kombination zu erhalten, vorzugsweise bei Ölpumpen und hydrostatischen Pumpen im allgemeinen.
Diese Aufgabe wird durch die Gegenstände der Ansprüche 1 und 2 gelöst. Die Unteransprüche beschreiben besonders bevorzugte Ausführungsformen von Pumpen.
Nach der Erfindung wird eine Pumpe, vorzugsweise eine Zahnradpumpe, über eine Magnetkupplung angetrieben. Indem ein Drehantrieb der Pumpe von einem Drehantriebsglied über eine Magnetkupplung auf eines der wenigstens zwei Förderräder der Pumpe erfolgt, kann das im Kraftfluss dem Drehantriebsglied nächste Förderrad, das im folgenden als erstes Förderrad bezeichnet wird, unabhängig von dem Drehantriebsglied gelagert werden. Es existiert keine mechanische, insbesondere keine formschlüssige Antriebskopplung zwischen dem Drehantriebsglied und dem ersten Förderrad. Möglicherweise auftretende, nicht vermeidbare Reibungskräfte seien als vernachlässigt angenommen. In diesem Sinne ist das erste Förderrad relativ zu dem Drehantriebsglied, abgesehen von der durch die Magnetkupplung bewirkten Antriebskopplung, frei drehbar. Insbesondere kann ein Gehäuse der Pumpe die Drehlagerung des ersten Förderrads bilden.
Das vorzugsweise nur von dem ersten Förderrad angetriebene weitere Förderrad, das mit dem ersten Förderrad kämmt und Förderzellen bildet, wird zweckmäßigerweise ebenfalls durch das Gehäuse drehgelagert. Es bildet somit ein und derselbe steife Körper, nämlich das Gehäuse, vorzugsweise ein einstückiges Gehäuseteil, das Drehlager für das erste Förderrad und auch das Drehlager für das weitere, zweite Förderrad. Die Drehachsen der beiden Förderräder sind bei der erfindungsgemäßen Pumpe daher relativ zueinander exakter ausgerichtet als bei einer Lagerung der Förderräder auf oder an relativ zueinander beweglichen Körpern. Der Eingriff der beiden Förderräder ineinander kann insbesondere nicht mehr oder zumindest weit weniger als bei bekannten Pumpen durch den Wechsel von auf das Drehantriebsglied wirkenden Belastungen gestört werden. Es werden auch von der Montage herrührende Ungenauigkeiten verringert. Die Magnetkupplung wirkt zwischen dem Drehantriebsglied und dem ersten Förderrad als Dämpfungsglied gegen die Übertragung von Störungen bzw. Unregelmäßigkeiten.
Die Magnetkupplung ist als Hysteresekupplung oder Induktionskupplung oder Hystereseund Induktionskupplung ausgebildet. Die Magnetkupplung weist an ihrer Antriebshälfte oder/und an ihrer Abtriebshälfte einen Magnetdrehkörper aus einem permanentmagnetischen Werkstoff auf. Vorzugsweise ist der Magnetdrehkörper an einem Weicheisen als Träger angebracht. Ein Drehkörper der anderen Kupplungshälfte, der mit dem Magnetdrehkörper die magnetische Drehmomentübertragung bewirkt, wird mittels Induktionswerkstoff oder vorzugsweise mittels Hysteresewerkstoff oder einer Kombination aus Hysterese- und Induktionswerkstoff gebildet. Ein Induktionswerkstoff, beispielsweise Cu oder Al, kann für einen Hysteresedrehkörper eine Rückschlusseinrichtung und einen Träger bilden. Ein Hysterese- und Induktionsdrehkörper wird in solch einer kombinierten Hysterese- und Induktionskupplung aber vorzugsweise ebenfalls an einem Weicheisen als Träger angebracht. Besteht der Drehkörper nur aus Hysteresewerkstoff oder nur aus Induktionswerkstoff, so bildet ein Weicheisen vorteilhafterweise ebenfalls den Träger bzw. die Rückschlusseinrichtung.
Die Magnetkupplung kann eine Stirndrehkupplung oder bevorzugter eine Zentraldrehkupplung sein. Auch eine kombinierte Stirn- und Zentraldrehkupplung stellt eine bevorzugte Ausführungsform dar.
Eine Zahnradpumpe wird vorzugsweise durch eine Innenzahnradpumpe oder eine Außenzahnradpumpe gebildet. Besonders kompakt kann eine Zahnradpumpe gebildet werden, wenn die beiden Kupplungshälften der Magnetkupplung eine Zentraldrehkupplung oder Zentral- und Stirndrehkupplung bilden, bei der die magnetisch wechselwirkenden, zueinander konzentrischen Ringe die ineinandergreifenden Förderräder der Pumpe umgeben, vorzugsweise in einem radialen Abstand. Insbesondere die Kombination einer Innenzahnradpumpe mit solch einer Magnetkupplung ist vorteilhaft.
Wird das Drehantriebsglied durch eine Antriebswelle gebildet, so umgibt das erste Förderrad die Antriebswelle vorzugsweise. Grundsätzlich wäre es jedoch auch möglich, das Drehantriebsglied und das erste Förderrad in Achsrichtung der Antriebswelle gesehen nebeneinander anzuordnen. Das Drehantriebsglied kann in bevorzugten alternativen Bauformen auch ein Antriebsrad sein, beispielsweise ein Zahnrad eines Zahnradgetriebes oder ein Ketten-, Riemen- oder Zahnriemenrad, das in diesem Falle das erste Förderrad vorzugsweise umgibt.
Bei einer besonders bevorzugten Innenzahnradpumpe werden das erste Förderrad und das zweite Förderrad an oder auf kreiszylindrischen Mantelflächen des Gehäuses drehgelagert, wobei diese Lagerflächen vorzugsweise einander umgeben. Die genannten Magnetwerkstoff-Ringe der Magnetkupplung umgeben vorteilhafterweise die beiden Lagerflächen für die Förderräder.
Die Erfindung ist nicht auf das Gebiet der Zahnradpumpen beschränkt, sondern im Drehantrieb für Verdrängerpumpen, vorzugsweise Ölpumpen, und grundsätzlich für Pumpen jeglicher Bauart mit Vorteil einsetzbar. Indem das Antriebsdrehmoment über eine Magnetkupplung in die Pumpe eingeleitet wird, kann eine Fördervolumenbegrenzung oder eine Fördervolumenverstellung oder beides in Kombination erreicht werden. Ist eine hydrostatische Pumpe oder Ölpumpe als Zahnradpumpe ausgebildet, wie dies bevorzugten Ausführungen entspricht, so kann eine bedarfsorientierte Fördervolumenbegrenzung und/oder Fördervolumenverstellung mittels der Magnetkupplung ohne Verstellung der im Eingriff befindlichen Pumpenzahnräder bewirkt werden. Eine Außenzahnradpumpe mit Fördervolumenverstellung ist aus der EP 0 994 257 A1 bekannt, auf die hinsichtlich dieser Pumpenart beispielhaft verwiesen wird. Allerdings muss bei einer erfindungsgemäß ausgebildeten Zahnradpumpe keines der im Zahneingriff befindlichen Zahnräder axial verschoben werden, um eine Fördervolumenbegrenzung und/oder Fördervolumenverstellung zu erhalten.
Im Falle einer reinen Fördervolumenbegrenzung wird die Magnetkupplung so ausgelegt, dass bei Erreichen einer vorgegebenen Drehzahl einer Antriebshälfte der Magnetkupplung ein durch die Magnetkupplung übertragbares, durch die Auslegung vorgegebenes Grenzdrehmoment - im folgenden vereinfacht auch als Maximaldrehmoment bezeichnet - erreicht wird. Bei einem weiteren Anstieg der Drehzahl der Antriebshälfte knickt die Drehzahl der Abtriebshälfte im Vergleich zu der Drehzahl der Antriebshälfte ab. Vorzugsweise bleibt sie nach Erreichen der dem Grenzdrehmoment entsprechenden Grenzdrehzahl - genauer gesagt, der durch Auslegung entsprechend vorgegebenen Drehzahl - über den im Betrieb darüber hinausgehenden Drehzahlbereich der Antriebshälfte oder bis zu einer vorgegebenen höheren Drehzahl konstant, so gut dies aufgrund der magnetischen Wechselwirkung angenähert werden kann. Das Maximaldrehmoment ist abhängig vom Luftspalt zwischen den magnetisch wechselwirkenden Drehkörpern, der Gestalt der magnetisch wechselwirkenden Drehkörper, den verwendeten magnetisch wirksamen Werkstoffen und den Abmessungen der magnetisch wechselwirkenden Drehkörper, insbesondere der Größe der Fläche, die von diesen Drehkörpern beider Kupplungshälften gemeinsam überdeckt wird, und einem Radialabstand der Überdeckungsfläche von der Kupplungsdrehachse. Durch entsprechende Werkstoffauswahl, Dimensionierung und Anordnung der magnetisch wechselwirkenden Drehkörper wird das Maximaldrehmoment der Kupplung und damit die Maximaldrehzahl des ersten Förderrads der Pumpe durch Auslegung der Magnetkupplung vorgegeben. Andere Einflussfaktoren wie beispielsweise Viskositätsänderungen des gepumpten Mediums, welche die Beziehung zwischen Maximaldrehmoment und Maximaldrehzahl beeinflussen, seien in dieser Betrachtung einmal nicht berücksichtigt. Durch den Einsatz der Magnetkupplung kann daher bereits aufgrund der kupplungsimanenten Drehmomentbegrenzung ohne Verstellbewegung der Kupplung eine Fördervolumenbegrenzung mit fail-safe Eigenschaft auf sehr einfache Weise und ohne zusätzliche Maßnahmen bei dem Förderrad oder den mehreren Förderrädern erreicht werden. Dadurch kann z. B. im Falle einer Motorölpumpe das sogenannte Kaltstartventil eingespart werden, da die Magnetkupplung vorteilhaft als Druckbegrenzer wirkt und sogar direkt auf den Ersatz solch eines Druckbegrenzungsventils ausgelegt sein kann.
Eine Fördervolumenbegrenzung kann auch durch förderdruckabhängiges Verschieben der magnetisch wechselwirkenden Drehkörper der beiden Kupplungshälften relativ zueinander erreicht werden. Vorzugsweise wird eine der beiden Kupplungshälften durch das Pumpengehäuse relativ zu der anderen verschiebbar, vorzugsweise entlang der Drehachse, derart gelagert, dass bei einer Verschiebung relativ zu der anderen Kupplungshälfte die von den magnetisch wechselwirkenden Drehkörpern der beiden Kupplungshälften überdeckte Fläche oder ein Abstand zwischen den einander zugewandten Flächen der Größe nach verändert wird. Hierdurch ändert sich automatisch auch die Größe des Grenzdrehmoments. Im Wege einer Rückkopplung wird der Förderdruck der Pumpe an die verschiebbar gelagerte Kupplungshälfte gelegt. Vorzugsweise ist ein Federglied oder ein Federdämpfungsglied dem Förderdruck entgegenwirkend als Rückstellglied angeordnet. Die den Kupplungshälften imanente, in Richtung auf Vollüberdeckung rückstellende Magnetkraft kann allein oder in Ergänzung zu einer mechanischen oder pneumatischen Feder genutzt werden, um eine bestimmte Fördercharakteristik zu erhalten. Ein Verstellmotor mit Verstellgetriebe wird vorteilhafterweise nicht benutzt.
Die Magnetkupplung und das Rückstellglied sind beispielsweise so ausgelegt, dass eine Fördercharakteristik erhalten wird, bei der die Pumpe innerhalb eines ersten Pumpendrehzahlbereichs eine bzw. einen schnellanwachsende Förderrate und/oder Förderdruck aufweist, die bzw. der 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 voreingestellt Pumpendrehzahl anschließenden dritten, noch höheren Drehzahlbereich der Antriebshälfte der Magnetkupplung wieder stärker als im zweiten Drehzahlbereich mit der Pumpendrehzahl steigt oder in dem dritten Drehzahlbereich im wesentlichen konstant bleibt. Das Rückstellglied kann insbesondere durch seriell geschaltete Federn wunschgemäß eingestellt werden.
Eine Fördercharakteristik der vorstehend genannten Art ist beim Einsatz für Kraftfahrzeuge vorteilhaft, bei denen eine erfindungsgemäße Pumpe für die Schmierölversorgung von dem Verbrennungsmotor des Kraftfahrzeugs 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 Pumpenförderung wird über den sich an die vorgegebene Motordrehzahl anschließenden Drehzahlbereich keine oder keine nennenswerte Erhöhung der Förderrate der Pumpe benötigt. 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 unterscheidenden 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, darüberliegenden 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 Null-Anstieg im mittleren Drehzahlbereich und schließlich wieder einem steileren Anstieg im oberen Drehzahlbereich, werden vorzugsweise eine weiche erste Regelfeder und eine demgegenüber härtere zweite Regelfeder seriell hintereinander geschaltet. Ein durch die seriell geschalteten Regelfedern gebildetes Regelfedersystem wird vorzugsweise 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 einer weiteren Erhöhung der Drehzahl wird die Charakteristik dann durch die härtere zweite Regelfeder bestimmt.
Die Auslegung der Kupplung auf ein Abflachen des Drehzahlanstiegs der Abtriebshälfte im Vergleich zu der Antriebshälfte ab einer dem Verwendungsfall entsprechenden Grenzdrehzahl kann vorteilhaft mit einer zum Zwecke der Änderung der Übertragungscharakteristik vorgesehenen Verstellbarkeit der Kupplungshälften zum Einsatz gelangen.
Die magnetisch wechselwirkenden Drehkörper der Magnetkupplung sind vorzugsweise gemeinsam in dem Gehäuse der Pumpe so angeordnet, dass eine Temperierung der Drehkörper, vorzugsweise Kühlung, durch das von der Pumpe geförderte Medium erhalten wird. Besonders bevorzugt sind die einander zugewandten Außenflächen der magnetisch wechselwirkenden Drehkörper einander unmittelbar zugewandt und werden im Falle der bevorzugten Anordnung in dem Pumpengehäuse von dem zu fördernden Medium umspült. In besonders bevorzugter Ausführung, in der die magnetisch wechselwirkenden Drehkörper gemeinsam in dem Pumpengehäuse und einander unmittelbar zugewandt angeordnet sind, werden die Außenflächen der Drehkörper nur von einem dünnen Film des zu fördernden Mediums voneinander getrennt.
Wird die Pumpe von mehreren Förderrädern gebildet, so werden die mehreren Förderräder nicht nur bei Zahnradpumpen sondern auch bei anderen erfindungsgemäßen Pumpen, beispielsweise Schneckenradpumpen oder Flügelzellenpumpen, bevorzugt von einem steifen Gehäuse, vorzugsweise von einem einstückigen Gehäuseteil, gelagert und nicht von relativ zueinander beweglichen Körpern, obgleich letzteres nicht grundsätzlich ausgeschlossen sein soll.
Vorteilhaft ist eine Drehlagerung beider Drehkörper der Magnetkupplung durch das Gehäuse. Bevorzugt werden die Drehkörper der Magnetkupplung von dem gleichen Gehäuse wie das eine Förderrad oder die mehreren Förderräder drehgelagert. Besonders vorteilhaft ist die Drehlagerung durch ein einstückiges Gehäuseteil. Der Drehkörper der Antriebshälfte ist mit dem Drehantriebsglied zwar verdrehgesichert, aber für die Drehlagerung durch das Gehäuse ausreichend beweglich verbunden.
Bei ihrem Einsatz als Ölpumpe für Verbrennungskraftmaschinen, insbesondere für Kraftfahrzeuge, kann eine erfindungsgemäße Pumpe jedoch nicht nur als Schmiermittelpumpe für den Motor und/oder ein automatisches Getriebe oder Schaltgetriebe eingesetzt werden, sie kann mit Vorteil beispielsweise auch das Öl für einen hydraulischen Ventilspielausgleich fördern und/oder als Pumpe für eine Ventilsteuerzeitenverstellung eingesetzt werden. Auch eine Verwendung als Pumpe für ein Automatikgetriebe oder einen Servoantrieb, beispielsweise eine Servolenkung oder in einem Bremssystem, ist vorteilhaft.
Nachfolgend wird die Erfindung anhand eines bevorzugten Ausführungsbeispiels beschrieben. Anhand des Ausführungsbeispiels offenbarte Merkmale bilden in jeder offenbarten Merkmalskombination und auch je einzeln die beanspruchte Erfindung vorteilhaft weiter. Es zeigen:
Figur 1
eine Innenzahnradpumpe mit Magnetkupplung in einem Querschnitt
Figur 2
die Pumpe in einem Längsschnitt,
Figur 3
die Antriebshälfte der Magnetkupplung,
Figur 4
die Abtriebshälfte der Magnetkupplung,
Figur 5
das Gehäuse der Pumpe in einer Ansicht,
Figur 6
das Gehäuse in einem Längsschnitt,
Figur 7
eine förderdruckabhängig verstellbare Pumpe in schematischer Darstellung und
Figur 8
einen über der Antriebsdrehzahl aufgetragenen Drehmomentverlauf einer Versuchspumpe.
Figur 1 zeigt eine Innenzahnradpumpe in einem Querschnitt. Die Innenzahnradpumpe weist einen Innenrotor 5 mit einer Außenverzahnung 5a und einen Außenrotor 6 mit einer Innenverzahnung 6i auf, die mit ihrer Außen- und Innenverzahnung einen Zahnringlaufsatz bilden. Die Außenverzahnung 5a weist einen Zahn weniger als die Innenverzahnung 6i auf.
Der Innenrotor 5 und der Außenrotor 6 sind in einer Pumpenkammer eines Pumpengehäuses 3 drehbar gelagert. Die Drehachse 6' des Außenrotors 6 verläuft parallel beabstandet, d.h. exzentrisch, zur Drehachse 5' des Innenrotors 5. Die Exzentrizität, d.h. der Abstand zwischen den beiden Drehachsen 5' und 6', ist mit "e" bezeichnet.
Der Innenrotor 5 und der Außenrotor 6 bilden zwischen sich einen Fluidförderraum. Dieser Fluidförderraum ist in gegeneinander druckdicht abgeschlossene Förderzellen 7 unterteilt. Die einzelnen Förderzellen 7 sind jeweils zwischen zwei aufeinander folgenden Zähnen des Innenrotors 5 und der Innenverzahnung 6i des Außenrotors 6 gebildet, indem je zwei aufeinanderfolgende Zähne des Innenrotors 5 Kopf- oder Flankenberührung mit je zwei aufeinander folgenden, gegenüberliegenden Zähnen der Innenverzahnung 6i haben.
Von einem Ort tiefsten Zahneingriffs bis zu einem Ort geringsten Zahneingriffs werden die Förderzellen 7 in Drehrichtung D zunehmend größer, um anschließend von dem Ort geringsten Zahneingriffs bis zu dem Ort tiefsten Zahneingriffs wieder abzunehmen. Die größer werdenden Förderzellen 7 bilden eine Niederdruckseite 8 und die kleiner werdenden Förderzellen eine Hochdruckseite 9. Die Niederdruckseite 8 ist mit einem Pumpeneinlass und die Hochdruckseite 9 mit einem Pumpenauslass verbunden. In dem Gehäuse 3 sind seitlich an die Förderzellen 7 sich anschließende, nierenförmige Nutöffnungen ausgenommen. Wenigstens eine Öffnung überdeckt Förderzellen 7 auf der Niederdruckseite 8 und wenigstens eine weitere Öffnung überdeckt Förderzellen 7 auf der Hochdruckseite 9. Im Bereich des Orts tiefsten Zahneingriffs und im Bereich des Orts geringsten Zahneingriffs bildet das Gehäuse Dichtstege zwischen den angrenzenden Öffnungen. Bei einem Drehantreiben des Innenrotors 5 wird durch die expandierenden Förderzellen 7 auf der Niederdruckseite 8 Fluid angesaugt, über den Ort geringsten Zahneingriffs transportiert und auf der Hochdruckseite 9 unter höherem Druck wieder abgefördert.
Ihren Drehantrieb erhält die Pumpe von einem Drehantriebsglied, das durch eine Antriebswelle 1 gebildet wird. Die Antriebswelle 1 wird gegenüber dem Gehäuse 3 durch ein Drehlager 4 geführt. In einer bevorzugten Verwendung der Pumpe als Schmieröl- bzw. Motorölpumpe zur Versorgung eines Verbrennungsmotors, insbesondere Hubkolbenmotors, mit Schmieröl handelt es sich bei der Antriebswelle 1 üblicherweise um die Ausgangswelle eines Getriebes, dessen Eingangswelle die Kurbelwelle des Motors ist. Die Antriebswelle 1 kann grundsätzlich auch durch eine Kurbelwelle unmittelbar gebildet werden. Ebenso kann sie durch eine Ausgleichswelle für einen Kraftausgleich oder Drehmomentenausgleich des Motors gebildet werden.
Im Unterschied zu bekannten Zahnradpumpen sitzt der Innenrotor 5 jedoch nicht drehsteif auf der Antriebswelle 1, sondern ist relativ zur Antriebswelle 1 drehbar in dem Gehäuse 3 und durch das Gehäuse 3 drehgelagert. Da auch der Außenrotor 6 relativ zu der Antriebswelle 1 drehbar in dem Gehäuse 3 und durch das Gehäuse 3 drehgelagert ist, wird eine Drehlagerung des Zahnringlaufsatzes 5, 6 unabhängig von der Antriebswelle 1 durch das gleiche, zumindest im Lagerbereich vollkommen in sich steife Gehäuse 3 erreicht. Die im Zahneingriff laufenden Förderräder 5 und 6 können daher in besonders exakter Ausrichtung relativ zueinander drehgelagert werden.
Der Zahnringlaufsatz 5, 6 erhält seinen Drehantrieb von der Antriebswelle 1 über eine Magnetkupplung. Die Magnetkupplung weist zwei magnetisch wechselwirkende Drehkörper 14 und 15 auf. Diese beiden Drehkörper 14 und 15 sind als Ringkörper ausgebildet und einander konzentrisch umgebend in dem Gehäuse 3 aufgenommen. Der äußere Drehkörper 14 wird durch Magnetwerkstoff gebildet und weist gleichmäßig über seinen Umfang verteilt angeordnete Dauermagnete auf, die an einer inneren Mantelfläche in Umfangsrichtung alternierend gegensätzliche Polaritäten N und S haben. Der Magnetwerkstoff-Drehkörper 14 ist an der Innenmantelfläche eines Ringkörpers 13 aus Weicheisen angeordnet und mit dem Ringkörper 13 verdrehsicher, vorzugsweise vollkommen fest verbunden. Der Ringkörper 13 nimmt die im Betrieb auftretenden Kräfte auf. Der magnetisch wechselwirkende Drehkörper 15 wird durch einen Hysteresewerkstoff gebildet. Er kann auch auf einem kreiszylindrischen Ring aus einem elektrisch gut leitenden Material, beispielsweise Kupfer, angeordnet sein. Auch ein in Radialrichtung mehrschichtiger Aufbau mit abwechselnd ein oder mehreren Schichten aus einem elektrisch gut leitenden Material und ein oder mehreren Schichten eines Hysteresewerkstoffs sind denkbar. Ein Ringkörper 16 aus Weicheisen bildet den Träger für den Hysteresewerkstoff-Drehkörper 15 und ist mit diesem verdrehsicher, vorzugsweise vollkommen fest verbunden. Der Hysteresewerkstoff-Drehkörper 15 umgibt den Ringkörper 16 und liegt dem Drehkörper 14 mit seiner Außenmantelfläche unmittelbar zugewandt gegenüber. Zwischen den beiden Drehkörpern 14 und 15 verbleibt ein möglichst schmaler Ringspalt. Der Magnetwerkstoff-Drehkörper 14 und der Ringkörper 13 bilden einen Außenring und der Hysteresewerkstoff-Drehkörper 15 und der Ringkörper 16 einen Innenring der Magnetkupplung. Die Magnete können stattdessen auch den Innenring und der Hysteresewerkstoff den Außenring bilden. Der Hysteresewerkstoff kann in allen Ausführungen durch Induktionswerkstoff ersetzt oder mit Induktionswerkstoff kombiniert werden, um eine Induktionskupplung oder Hystereseund Induktionskupplung zu bilden. Eine Ausbildung nur als Hysteresekupplung wird allerdings bevorzugt.
Im Antriebsstrang von der Antriebswelle 1 bis zum Zahnradlaufsatz 5, 6 wird eine Antriebshälfte der Magnetkupplung, die unmittelbar verdrehsicher mit der Antriebswelle 1 verbunden ist und bis zu dem Magnetwerkstoff-Drehkörper 14 reicht, durch einen einzigen steifen Rotorkörper gebildet, der im folgenden auch als Antriebsrotor bezeichnet wird. Der Antriebsrotor ist in Figur 3 in einem Querschnitt und einem Längsschnitt einzeln dargestellt. Der Antriebsrotor weist die Form eines Ringtopfs auf mit einem inneren Hülsenkörper 11, dem Außenring 13, 14 und einem radialen Verbindungssteg 12. Der Hülsenkörper 11 ist auf die Antriebswelle 1 aufgeschoben und verdrehsicher mit der Antriebswelle 1 verbunden. Die Verdrehsicherung wird durch zwei sich gegenüberliegende Abflachungen 2 der Antriebswelle 1 und entsprechende Gegenflächen in dem Lagerkörper 1 gebildet. Die Antriebswelle 1 bildet im Sitzbereich des Hülsenkörpers 1 somit ein Zweiflach, und der Hülsenkörper 11 bildet das entsprechende Gegenstück. Zwischen der Antriebswelle 1 und dem Antriebsrotor sind radiale und axiale Relativbewegungen möglich, um Relativbewegungen zwischen der Antriebswelle 1 und dem Gehäuse 3 ausgleichen zu können. Eine Außenmantelfläche des Hülsenkörpers 11 ist kreiszylindrisch und erstreckt sich von einer freien Außenkante des Hülsenkörpers 11 bis unmittelbar zu dem Boden, d.h. dem Verbindungssteg 12, des ringtopfförmigen Antriebsrotors der Magnetkupplung. Um diese Außenmantelfläche des Hülsenkörpers 11 eng beabstandet drehbar ist der Innenrotor 5 am Gehäuse 3 gelagert.
In dem Antriebsstrang wird in gleichermaßen kompakter Bauweise eine Abtriebshälfte der Magnetkupplung durch einen einzigen, steifen Abtriebsrotor gebildet, der ebenfalls ringtopfförmig ist. Integrierter Bestandteil des Abtriebsrotors ist der Innenrotor 5. Figur 4 zeigt den Abtriebsrotor einzeln in einem Querschnitt und einem Längsschnitt. Der Innenrotor 5 und der Ringkörper 16 bilden die Wände des Topfs und sind verdrehsicher, vorzugsweise vollkommen steif über einen Verbindungssteg 17, der den Boden des Topfs bildet, miteinander verbunden. Der Innenrotor 5 und der Ringkörper 16 sowie der Verbindungssteg 17 können aus einem einzigen Stück gefertigt sein. Bestandteil des Abtriebsrotors ist schließlich auch der ein oder mehrschichtige Hysteresewerkstoff-Drehkörper 15.
Wie am besten aus Figur 2 ersehen werden kann, wird eine besonders steife und kompakte Pumpe dadurch erhalten, dass der Außenring 13, 14 der Antriebshälfte und der Innenring 15, 16 der Abtriebshälfte der Kupplung den Zahnradlaufsatz 5, 6 umgebend in dem Gehäuse 3 angeordnet sind. Der Ringtopf, der durch die Antriebshälfte 11-14 der Magnetkupplung gebildet wird, nimmt den Ringtopf, der durch die Abtriebshälfte 15-17 der Magnetkupplung und dem Innenrotor 5 gebildet wird, auf. Die Verbindungsstege 12 und 17 sind eng beabstandet benachbart. Die Antriebshälfte 11-14 der Magnetkupplung und die Abtriebshälfte 15-17 mit dem Innenrotor 5 sind um die gemeinsame Drehachse 5' relativ zueinander drehbar. Zur Kompaktheit der Pumpe trägt schließlich noch bei, dass der Zahnringlaufsatz 5, 6 die Antriebswelle 1 umgibt; im Ausführungsbeispiel ragt ein Wellenende der Antriebswelle 1 durch den Zahnringlaufsatz 5, 6. Den Förderraum der Pumpe begrenzt an der Rückseite der Pumpe der Verbindungssteg 17. Der Fluidzufluss und der Fluidabfluss an der Niederdruckseite und der Hochdruckseite der Pumpe sind an der dem Verbindungssteg 17 gegenüberliegenden Wandung des Gehäuses 3 eingelassen oder eingearbeitet.
Die Figuren 5 und 6 zeigen das Gehäuse 3. Insbesondere ist die kompakte und genaue, aber einfache Lagerung und Aufnahme des Zahnradlaufsatzes 5, 6 und der Magnetkupplung erkennbar. Das Gehäuse 3, das vorzugsweise durch einen Metallgusskörper gebildet wird, weist eine axiale Durchgangsbohrung auf, durch welche die Antriebswelle 1 nach der Montage in das Gehäuse 3 hineinragt. Die Durchgangsbohrung wird zur Rückseite des Gehäuses 3 hin zu einer Aufnahmebohrung 20 für den Zahnradlaufsatz 5, 6 aufgeweitet. Die Aufnahmebohrung 20 wird von einem Haltering 22 umgeben. Der Haltering 22 wird radial von zwei kreiszylindrischen Mantelflächen 23 und 24 und axial von einer rückwärtigen Stirnfläche begrenzt. In dem montierten Zustand der Pumpe, wie in den Figuren 1 und 2 dargestellt, ist die äußere Mantelfläche 23 konzentrisch zur Drehachse 5' und die innere Mantelfläche 24 konzentrisch zu der Drehachse 6'. Die äußere Mantelfläche 23 bildet zusammen mit der Innenmantelfläche des Ringkörpers 16 ein Drehgleitlager für den Innenrotor 5. Der Ringkörper 16 ist somit nicht nur Träger des Hysteresewerkstoff-Drehkörpers 15, sondern gleichzeitig auch Lagerring für den Innenrotor 5. Die innere Mantelfläche 24 bildet zusammen mit der kreiszylindrischen Außenmantelfläche des Außenrotors 6 die Drehgleitlagerung des Außenrotors 6, wie dies auch bei bekannten Innenzahnringpumpen der Fall ist. In das Gehäuse 3 ist ferner um den Haltering 22 herum ein Ringraum 21 konzentrisch zur Drehachse 5' ausgebildet. Die Mantelfläche 23 bildet eine radial innere Begrenzung des Ringraums 21. Eine der Mantelfläche 23 gegenüberliegende, kreiszylindrische, radial äußere Mantelfläche 25 bildet eine äußere Begrenzung des Ringraums 21 und eine Lauffläche für den Außenring 13, 14. Der Antriebsrotor der Magnetkupplung wird von dem Gehäuse 3, nämlich an dessen Mantelfläche 25, drehgelagert. In dem Ringraum 21 sind in dem montierten Zustand der Pumpe der Außenring 13, 14 und der Innenring 15, 16 der Magnetkupplung relativ zu dem Gehäuse 3 drehbar aufgenommen.
Der Betrieb der Pumpe gestaltet sich wie folgt: Die Drehung der Antriebswelle 1 um die Drehachse 5' wird auf die Antriebshälfte 11-14 der Magnetkupplung 1:1 übertragen. Die Drehung des Magnetwerkstoff-Drehkörpers 14 bewirkt durch magnetischen Fluss ein Drehmoment auf den Hysteresewerkstoff-Drehkörper 15. Mit dem Hysteresewerkstoff-Drehkörper 15 wird unmittelbar auch der Innenrotor 5 drehangetrieben. Der Innenrotor 5 kämmt mit dem Außenrotor 6 in der bei Innenzahnringpumpen bekannten Art, so dass die bereits eingangs beschriebenen Förderzellen 7, die sich auf der Niederdruckseite 8 vergrößern und auf der Hochdruckseite 9 wieder verkleinern, gebildet werden. Das an der Niederdruckseite 8 angesaugte Fluid wird zur Hochdruckseite 9 gefördert und unter höherem Druck abgefördert.
In einer bevorzugten Verwendung der Pumpe sollte das Fördervolumen der Pumpe gemäß einer bevorzugten Fördercharakteristik, aus dem Stillstand heraus zunächst mit der Drehzahl rasch ansteigen und nach Erreichen eines bestimmten Werts konstant bleiben. Um solch ein Förderverhalten zu erzielen, wird die Magnetkupplung so ausgelegt, dass ein von ihr übertragbares Grenzdrehmoment bei der Motordrehzahl erreicht wird, ab welcher der Bedarf an Motoröl bzw. Schmieröl abflacht oder gar konstant bleibt oder zumindest nicht mehr steigt, wenn die Motordrehzahl weiter erhöht wird. Aufgrund der Auslegbarkeit einer Magnetkupplung auf ein vorgegebenes Maximaloder Grenzdrehmoment, eignet sich die Magnetkupplung in besonderer Weise als Übertragungsglied im Antriebsstrang von Schmierölpumpen für Verbrennungsmotoren oder andere Verwendungen von Ölpumpen, in denen das vorstehend geschilderte Förderverhalten von Vorteil ist.
Mittels einer Magnetkupplung kann vorteilhafterweise ferner eine förderdruckabhängige Verstellung oder Regelung der Pumpe verwirklicht werden, ohne in den Zahnringlaufsatz der Pumpe eingreifen zu müssen. Bei der im Ausführungsbeispiel gewählten Bauform einer Magnetkupplung kann das Grenzdrehmoment durch axiale Verschiebung der beiden magnetisch wechselwirkenden Drehkörper 14 und 15 relativ zueinander verändert werden. In Abhängigkeit von dem Überdeckungsgrad, den die beiden einander zugewandten Mantelflächen der Drehkörper 14 und 15 aufweisen, kann das Grenzdrehmoment eingestellt werden. Das Grenzdrehmoment kann mittels einer in sich verschiebbaren Magnetkupplung auch bei der Montage der Kupplung einmalig und fest eingestellt oder auch nur feinjustiert werden. Die gleiche Magnetkupplung kann auf diese Weise für Pumpen mit unterschiedlichen spezifischen Fördervolumina zur reinen Fördervolumenbegrenzung verwendet werden. Besonders bevorzugt wird das Grenzdrehmoment der Kupplung mit einer Selbstregelung des Systems Pumpe-Magnetkupplung durch Rückkopplung eingestellt.
Der physikalische Regelkreis ist in Figur 7 schematisch gezeigt. Die Führungsgröße für den Regler ist die Drehzahl der Antriebswelle 1. An der Hochdruckseite 9 steigt der Förderdruck der Pumpe mit zunehmender Antriebsdrehzahl an. Dieser Förderdruck P bildet die Regelgröße für den Regler, indem der Förderdruck P an die axial verschiebbar gelagerte Kupplungshälfte gelegt wird. Im Ausführungsbeispiel ist dies die Antriebshälfte 11-14. Anstatt des unmittelbaren Pumpenförderdrucks kann der Druck eines Verbrauchers, beispielsweise der Motoröldruck, an die verschiebbare Kupplungshälfte gelegt werden, um den Druck, der letztendlich für die Fördervolumenverstellung maßgeblich ist, als Regelgröße zu verwenden. Vorteilhaft ist die Rückführung des Reinöls von einer Stelle im Ölkreislauf zwischen einem Ölfilter, welcher einem Pumpenauslass nachgeordnet ist, und dem maßgeblichen Verbraucher. Die Antriebshälfte bildet einen verschiebbaren Regelkolben. Auf eine Seite des Regelkolbens wirkt der Förderdruck P. Dem Förderdruck P entgegen wirkt auf der anderen Seite des Regelkolbens die elastische Rückstellkraft einer Feder 27, die zwischen dem Gehäuse 3 und der Kupplungsabtriebshälfte unter der Wirkung des Förderdrucks P gespannt wird. Die Verschiebelage des Regelkolbens stellt sich im Gleichgewicht zwischen dem Förderdruck P und dem Federdruck ein. Die Feder 27 ist bei Nullförderung vorzugsweise vorgespannt zwischen dem Gehäuse 3 und dem Regelkolben eingebaut.
Das Förderverhalten der Pumpe kann mit solch einem Regelsystem sehr genau auf den tatsächlichen Förderbedarf ohne Verstellung der Zahnräder abgestimmt werden. So kann das Förderverhalten zum einen durch entsprechende Auslegung der Magnetkupplung als solcher, insbesondere die Auslegung auf ein Grenzdrehmoment, durch die Federcharakteristik der Feder 27 und auch durch die Ausgangsverschiebestellung, welche die beiden Kupplungshälften im Stillstand der Pumpe relativ zueinander haben, im Sinne eines optimalen Förderverhaltens beeinflusst werden. Im allgemeinen wird die Überdeckung bei Nullförderung maximal sein. Es kann auch, wie in Figur 7 angedeutet, die Überdeckung der beiden Magnetwerkstoff-Drehkörper 14 und 15 im Pumpenstillstand unter 100%, bezogen auf die Maximalüberdeckung, betragen. Mit zunehmender Drehzahl und damit zunehmendem Förderdruck P werden die beiden Drehkörper 14 und 15 zunächst relativ zueinander so verschoben, dass bei Erreichen einer vorgegebenen Drehzahl der maximale Überdeckungsgrad von 100% und damit das größte Grenzdrehmoment erreicht werden. Nimmt die Drehzahl weiter zu - und damit auch der Förderdruck P - so nimmt der Überdeckungsgrad gegen den Druck der Feder 27 wieder ab. Es findet eine Verstellung des Grenzdrehmoments statt. Es kann zusätzlich zu oder anstatt der Feder 27 auch das kupplungsimanente Streben nach Vollüberdeckung genutzt werden, um dem Pumpendruck entgegenzuwirken. Wird die Kupplung aus der Ausgangsstellung heraus zumindest bis zum Erreichen des größt möglichen Grenzdrehmoments stets über ihrem momentanen Grenzdrehmoment angetrieben, so ergibt sich ein besonders steiler Anstieg des Fördervolumens bei niedrigen Drehzahlen des Drehantriebsglieds.
Die Druckregelung kann durch eine Temperaturregelung ersetzt werden. Der Regelkolben wird in diesem Falle durch ein temperaturabhängig arbeitendes Stellglied ersetzt. Das temperaturabhängig arbeitende Stellglied wird von einem Element gebildet, das seine Gestalt in Abhängigkeit von seiner Temperatur verändert. Das gestaltverändernde Element kann beispielsweise eine Bimetallfeder oder ein Dehnstoffelement sein. Es können auch mehrere gestaltverändernde Elemente das Stellglied bilden. Das gestaltverändernde Stellglied kann in das gepumpte Medium eingetaucht oder wärmeleitend nur mit dem Gehäuse verbunden sein, so dass die Regelung in direkter Abhängigkeit von der Temperatur des Arbeitsmediums oder des Gehäuses erfolgt.
Obgleich ein Vorteil der Erfindung darin besteht, dass das einzige Förderrad oder die mehreren Förderräder einer Pumpe für eine Fördervolumenbegrenzung und/oder - verstellung nicht verstellt werden muss bzw. müssen, kann solch eine Verstellung in Kombination mit dem erfindungsgemäßen Einbau einer Magnetkupplung vorteilhaft vorgesehen sein. Durch Abstimmung der zwei Verstellmechanismen kann eine Vielzahl von Fördercharakteristiken realisiert oder eine vorgegebene Pumpe besonders genau an eine gewünschte Fördercharakteristik angepasst werden. Bei einer Zahnradpumpe beispielsweise kann zusätzlich zu einer verstellbaren oder nicht verstellbaren Magnetkupplung eine Verstellung des spezifischen Fördervolumens vorgesehen sein, beispielsweise durch Verstellung der Eingriffslänge der Zahnräder einer Außenzahnradpumpe.
In Figur 8 ist der Verlauf des Drehmoments über der Drehzahl des Drehantriebsglieds einer Versuchspumpe mit einer erfindungsgemäßen Hysteresekupplung aufgetragen. Die Magnetkupplung der Versuchspumpe ist auf ein Grenzdrehmoment von etwa 1.5 Nm ausgelegt, das bei den Bedingungen des Versuchs bei einer Antriebsdrehzahl von etwa 700 U/min erreicht wird. Die Drehmomentkurve weist bei dem Grenzdrehmoment einen Knick auf und flacht nach Erreichen des Grenzdrehmoments deutlich ab. Die Steigung α2 der Drehmomentkurve ist ab dem Grenzdrehmoment vorteilhafterweise in allen Ausführungen der Erfindung höchstens halb so groß wie die Steigung α1 vor Erreichen des Grenzdrehmoments. Im Idealfall steigt das von der Kupplung übertragene Drehmoment nach Erreichen des Grenzdrehmoments nicht mehr weiter an, sondern bleibt wie in gestrichelter Linie angedeutet konstant. Der für das Drehmoment dargestellte Verlauf stimmt qualitativ auch mit dem Verlauf der Drehzahl der Abtriebshälfte der Magnetkupplung überein, d.h. bis zum Grenzdrehmoment steigt die Drehzahl der Abtriebshälfte 1:1 mit der Drehzahl der Antriebshälfte und knickt bei dem durch Auslegung erhaltenen Grenzdrehmoment ab. Auch für den Drehzahlverlauf gilt, dass die Kurve der Abtriebsdrehzahl nach Erreichen der Grenzdrehzahl höchstens halb so groß sein soll wie vor Erreichen der Grenzdrehzahl. Eine kleinere Steigung, idealerweise eine Nullsteigung, wird bevorzugt.
Bezugszeichen
1
Drehantriebsglied, Antriebswelle
2
Abflachung
3
Gehäuse
4
Wellenlager
5
erstes Förderrad, Innenrotor
5'
Drehachse
5a
Außenverzahnung
6
zweites Förderrad, Außenrotor
6'
Drehachse
6i
Innenverzahnung
7
Förderraum, Förderzellen
8
Niederdruckseite
9
Hochdruckseite
10
-
11
Hülsenkörper
12
Verbindungssteg
13
Ringkörper
14
Magnetwerkstoff-Drehkörper
15
Magnetwerkstoff-Drehkörper
16
Lagerring, Ringkörper
17
Verbindungssteg
18
-
19
Gehäusedeckel
20
Aufnahmebohrung
21
Ringraum
22
Haltering
23
Lagerfläche
24
Lagerfläche
25
Lauffläche
26
-
27
Feder

Claims (15)

  1. Pumpe, vorzugsweise Verdrängerpumpe, die aufweist:
    a) ein Drehantriebsglied (1), das mit einer Drehzahl angetrieben wird, die von einer Drehzahl eines Antriebsmotors abhängt,
    b) ein Gehäuse (3),
    c) ein in dem Gehäuse (3) angeordnetes erstes Förderrad (5), das zur Einleitung eines Drehmoments mit dem Drehantriebsglied (1) gekoppelt ist und mit Wandungen des Gehäuses allein oder im Zusammenwirken mit einem zweiten Förderrad (6) einen Förderraum (7) bildet, der eine mit einem Pumpeneinlass verbundene Niederdruckseite (8) und eine mit einem Pumpenauslass verbundene Hochdruckseite (9) aufweist,
    d) und eine Magnetkupplung (11-17), die das Drehantriebsglied (1) mit dem ersten Förderrad (5) zur Übertragung des Drehmoments koppelt und eine verdrehsicher mit dem Drehantriebsglied (1) verbundene Antriebshälfte (11-14) und eine verdrehsicher mit dem ersten Förderrad (5) verbundene Abtriebshälfte (15-17) aufweist,
    e) wobei durch die Magnetkupplung (11-17) eine Fördervolumenbegrenzung der Pumpe erhalten wird,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    f) die Magnetkupplung (11-17) als Hysterese- oder Induktionskupplung gebildet und auf Übertragung eines Grenzdrehmoments ausgelegt ist, so dass bereits ohne Verstellung der Kupplung (11-17) die Abtriebshälfte (15-17) bei Erreichen einer durch die Auslegung vorgegebenen Drehzahl nicht mehr oder zumindest langsamer steigt als die Drehzahl der Antriebshälfte (11-14), wenn die Antriebshälfte (11-14) diese vorgegebene Drehzahl überschreitet, wobei die vorgegebene Drehzahl geringer ist als eine maximale Betriebsdrehzahl der Antriebshälfte (11-14).
  2. Pumpe, vorzugsweise Verdrängerpumpe, die aufweist:
    a) ein Drehantriebsglied (1), das mit einer Drehzahl angetrieben wird, die von einer Drehzahl eines Antriebsmotors abhängt,
    b) ein Gehäuse (3),
    c) ein in dem Gehäuse (3) angeordnetes erstes Förderrad (5), das zur Einleitung eines Drehmoments mit dem Drehantriebsglied (1) gekoppelt ist und mit Wandungen des Gehäuses allein oder im Zusammenwirken mit einem zweiten Förderrad (6) einen Förderraum (7) bildet, der eine mit einem Pumpeneinlass verbundene Niederdruckseite (8) und eine mit einem Pumpenauslass verbundene Hochdruckseite (9) aufweist,
    d) und eine Magnetkupplung (11-17), die das Drehantriebsglied (1) mit dem ersten Förderrad (5) zur Übertragung des Drehmoments koppelt und eine verdrehsicher mit dem Drehantriebsglied (1) verbundene Antriebshälfte (11-14) und eine verdrehsicher mit dem ersten Förderrad (5) verbundene Abtriebshälfte (15-17) aufweist,
    e) wobei die Antriebshälfte (11-14) und die Abtriebshälfte (15-17) relativ zueinander verschiebbar sind und dadurch ein übertragbares Grenzdrehmoment der Magnetkupplung (11-17) veränderbar ist,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    f) die Magnetkupplung (11-17) eine Hysterese- oder Induktionskupplung ist
    g) und auf die verschiebbar gelagerte Antriebs- oder Abtriebshälfte (11-14; 15-17) in eine Verschieberichtung ein Pumpendruck (P) und dem Pumpendruck (P) entgegen eine elastische Rückstellkraft wirken.
  3. Pumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass eine Feder (27) zur Erzeugung der Rückstellkraft vorgesehen ist.
  4. Pumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpe eine Zahnradpumpe und das erste Förderrad (5) ein Zahnrad ist und dass die Pumpe ein in dem Gehäuse (3) angeordnetes und als Zahnrad gebildetes zweites Förderrad (6) umfasst, wobei die Förderräder (5, 6) für die Förderung eines Fluids in einem kämmenden Zahneingriff sind.
  5. Pumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpe eine Innenzahnringpumpe ist mit einem Innenrotor, der das erste Förderrad (5) bildet, und einem Außenrotor, der das zweite Förderrad (6) bildet, und eine Außenverzahnung (5a) des Innenrotors, die mit einer Innenverzahnung (6i) des Außenrotors kämmt, wenigstens einen Zahn weniger als die Innenverzahnung (6i) aufweist.
  6. Pumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Förderrad (5) relativ zu dem Drehantriebsglied (1) drehbar gelagert ist.
  7. Pumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Förderrad (5) von dem Gehäuse (3) drehgelagert wird.
  8. Pumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass eine Lagerfläche (23), an welcher das erste Förderrad (5) drehgelagert ist, und eine Lagerfläche (24), an welcher das zweite Förderrad (6) drehgelagert ist, durch das Gehäuse (3) gebildet werden.
  9. Pumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass die eine (23) der Lagerflächen (23, 24) die andere (24) der Lagerflächen (23, 24) umgibt.
  10. Pumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Drehantriebsglied (1) eine Antriebswelle ist und das erste Förderrad (5) um die Antriebswelle drehbar gelagert ist.
  11. Pumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Förderrad (5) mit einem Lagerring (16) verdrehsicher, vorzugsweise steif, verbunden ist und der Lagerring (16) mit dem Gehäuse (3) ein Drehlager (16, 23) für das erste Förderrad (5) bildet.
  12. Pumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass eine von dem Lagerring (16) gebildete Lagerfläche einen Durchmesser hat, der größer ist als ein Außendurchmesser des ersten Förderrads (5).
  13. Pumpe nach einem der zwei vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Lagerring (16) das erste Förderrad (5) umgibt.
  14. Pumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Magnetkupplung (11-17) zwei magnetisch wechselwirkende Drehkörper (14, 15) umfasst, die für eine Kühlung durch das zu fördernde Medium gemeinsam in dem Gehäuse (3) aufgenommen sind.
  15. Pumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Magnetkupplung (11-17) zwei magnetisch wechselwirkende Ringkörper (14, 15) umfasst, die einander und das erste Förderrad (5) sowie vorzugsweise auch das zweite Förderrad (6), falls ein solches vorgesehen ist, umgeben.
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