EP1363025A2 - Verdrängerpumpe mit Fördervolumenverstellung - Google Patents

Verdrängerpumpe mit Fördervolumenverstellung Download PDF

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EP1363025A2
EP1363025A2 EP03011033A EP03011033A EP1363025A2 EP 1363025 A2 EP1363025 A2 EP 1363025A2 EP 03011033 A EP03011033 A EP 03011033A EP 03011033 A EP03011033 A EP 03011033A EP 1363025 A2 EP1363025 A2 EP 1363025A2
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EP
European Patent Office
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fluid
pressure
pump
piston
controller
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EP03011033A
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EP1363025A3 (de
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Gerold Missel
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Schwaebische Huettenwerke Automotive GmbH
Original Assignee
SCHWAEBISCHE HUETTENWERKEGMBH
Schwaebische Huettenwerke Automotive GmbH
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    • 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
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Definitions

  • the invention relates to a positive displacement pump with an adjustment of its specific Delivery volume.
  • the pump comprises at least two rotatably mounted conveying wheels, the are in a conveying engagement with each other in a rotary drive of at least one of the feed wheels a working fluid under pressure increase from a low pressure side pump to a high pressure side of the pump.
  • the invention further relates a system comprising the pump for supplying an aggregate with a Working or lubricating fluid.
  • the pump is the Supplying an internal combustion engine with lubricating oil, i. she forms in this Use the lubricating oil pump of the engine.
  • As a specific delivery volume is the to a speed of one of the conveyor wheels related flow of the pump [Delivery volume / speed] understood.
  • Disturbing is an excess of oil flow, for example, in engine lubrication pumps and Oil supply pumps of automatic transmissions of motor vehicles. These Although units require at low engine speed and thus lower Pump speed, especially at idle, a minimum volume and at high Speed a minimum oil pressure, but the fluid requirement at higher speed is far below the proportionality line.
  • the specific delivery volume of pumps should meet the needs of the consumer, For example, an internal combustion engine, an automatic transmission or a press, be adapted, i. it should be adjustable.
  • the adjustment of the specific Delivery volume occurs in known positive displacement pumps by adjusting the Conveying engagement of the conveyor wheels. There are a whole series of adjustment mechanisms for this known.
  • the specific Delivery volume is regulated so that it from a predetermined limit speed with further increasing input speed of the pump only at a lower rate than the speed increases or even remains constant.
  • the pump has two externally toothed spur gears, which are received in a delivery chamber of the pump and mesh with each other. Of the Delivery intervention is formed by the tooth engagement of the two spur gears.
  • To that limiting the specific delivery volume of the pump is one of the two spur gears on rotatably mounted on a piston. The piston is in a housing of the pump is moved straight and is used for the purpose of its displacement on one Piston side with the pumped by the pump fluid from the high pressure side of Pump applied.
  • the fluid pressure acts on the opposite side of the piston Counteract spring element. From the balance of forces of fluid pressure and spring force results in the displacement position of the piston and thus the axial position of the on the spur gear mounted on the piston relative to the other, non-displaceable spur gear. It is therefore by the sliding movement of the piston, the axial engagement length of the both spur gears and thereby changed the specific delivery volume of the pump. Of the Piston is charged with the fluid of the high pressure side so that with increasing Fluid pressure the engagement length of the two spur gears against the restoring spring force of the spring element is reduced.
  • the pump has an externally toothed internal gear and a internally toothed ring gear, around eccentric axes of rotation in a delivery chamber the pump housing are rotatably received and for fluid delivery be driven in rotation.
  • the two conveyor wheels form in the direction of rotation of a body deepest meshing to a point of lowest meshing expanding Delivery cells and from the point lowest tooth engagement to the point deepest Meshing compressing delivery cells.
  • In the field of expanding Feed cells opens an inlet into the delivery chamber and in the area of Compressive delivery cells discharge into the chamber.
  • the expanding Fluid cells draw fluid from the inlet and the compressing delivery cells displace the fluid through the outlet.
  • the ring gear is rotatably mounted in an eccentric ring.
  • the Eccentric ring is eccentric in the housing about a to the axis of rotation of the ring gear
  • Rotary axis also rotatably mounted.
  • the known adjustment mechanisms require large restoring forces during the entire pump operation. If the return element that on the piston counteracts acting fluid pressure, a spring element, the spring chamber, the Spring element absorbs, be very long because of the required spring forces. If necessary, the spring element as a multiple spring, for example double spring, be educated.
  • the invention relates to a positive displacement pump, the specific delivery volume is adjustable and a housing with a delivery chamber, at least two in the Delivery chamber recorded conveyor wheels and an adjustment for the Adjustment of their specific funding volume.
  • Open into the delivery chamber at least one inlet and at least one outlet for a pump to be conveyed Fluid.
  • the inlet is with a low pressure side of the pump and the outlet is with a High pressure side of the pump connected.
  • As a low pressure side the entire Fluid guiding system from a fluid reservoir to the inlet in the Delivery chamber, i. the entire fluid delivery system upstream of the inlet including understood in the housing formed FluidzuGermankanäle.
  • Must have a plurality of Aggregates are supplied, so that part of the fluid guide system forms the High-pressure side, which extends from the downstream outlet to at least inclusive the last of the aggregates to be supplied.
  • the at least two, preferably exactly two, conveyor wheels are rotationally driven and are in a conveying engagement with each other to pressurize the fluid from the fluid Inlet to promote the outlet.
  • the conveyor wheels are relative to each other or relative to the inflow or adjustable relative to the drain or relative to the inflow and outflow.
  • the adjusting device comprises a piston for the adjustment of the conveyor wheels is coupled with at least one of the conveyor wheels.
  • the coupling can in particular in forming the positive displacement pump as an external gear pump is that one the conveyor wheels, as in the knownêtenyakradpumpen on the piston rotatably mounted and together with the piston and relative to the other impeller axially is displaceable.
  • the coupling can only by a variable speed be formed, which is an adjusting movement of the piston in an adjusting movement of the Converted conveyor wheels.
  • An example of such a coupling is for one Internal gear pump, for example, from the aforementioned EP 1 182 351 known.
  • the adjusting device further includes a first pressure chamber and a second Pressure chamber depending on an impact of the piston with the fluid pressure of the High pressure side.
  • the piston protrudes with a first piston surface in the first pressure chamber and with a second piston area in the second pressure chamber.
  • the one in the first Pressure chamber acting on the piston fluid pressure acts in the second pressure chamber against the fluid pressure acting on the piston.
  • the two pressure chambers are each over a fluid connection connected to the high pressure side.
  • the fluid connection with the High pressure side can each be formed independently, i. the two pressure chambers can be connected in parallel with the high pressure side. However, the two pressure chambers can also be connected to each other and then only together with the high pressure side.
  • the fluid connection of the high pressure side can also be designed so that the one of the two pressure chambers is connected to the high pressure side and the other of the both pressure chambers with this directly connected pressure chamber and thereby first connected to the high pressure side.
  • the connection can be through the piston or preferably be formed bypassing the piston.
  • the adjusting device further comprises a spring element, preferably a mechanical Spring, which is the fluid pressure acting on the piston in the first pressure chamber counteracts.
  • a spring chamber in which the spring element is arranged is preferably formed by the second pressure chamber. Basically, it would be too conceivable that the spring element is arranged outside the second pressure chamber and counteracts the fluid pressure in the first pressure chamber.
  • the Fluid pressures in the two pressure chambers preferably equal, so that the spring element in the initial position is not loaded with fluid pressure.
  • the fluid pressures can in principle, however, be chosen differently in the starting position. So can the fluid pressure in the second pressure chamber is less than the fluid pressure in the first one Pressure chamber to the spring element in the initial position of the piston under a Hold bias.
  • the position of the Conveyor wheels preferably so that the pump their largest specific flow having.
  • the adjusting device furthermore has a regulator which controls the fluid pressure of at least one of the two pressure chambers as a function of one for the Fluid control regulates relevant controlled variable, so that in relation to the specific delivery volume advantageous delivery characteristic of the pump adjusts.
  • the Control variable is preferably removed on the high pressure side and can, for example the temperature of the fluid or an aggregate to be supplied by the pump with Lubricating oil is supplied, or the viscosity of the fluid.
  • a Fluid pressure of the high pressure side of the controlled variable and is in the following Distinction of fluid pressures other than fluid control pressure referred to the Use as a controlled variable.
  • the fluid control pressure can in particular be given directly to a trained as a fluidic regulator controller to the To influence the controller.
  • the speed of a Reciprocating engine or other unit to be supplied or non-rotary Moves a comparable frequency the controlled variable.
  • the controlled variable can with Advantage be synthetically formed, in particular according to a demand line or a Demand characteristic field of the unit to be supplied or to be supplied Plurality of aggregates. By way of example, this is again about the speed Planned demand characteristic field or only one demand characteristic of a Reciprocating engine called.
  • an engine control unit the controlled variable generate and give the controller as a control variable electrically or visually.
  • the Controlled variable therefore does not have to be a direct result of the pumping activity immediately may be a resulting physical quantity, but may instead be a size that for one to be supplied unit, such as a motor, or for another with characteristic of the fluid in contact with the component. Also such Control variable is preferably removed on the high pressure side.
  • the first pressure chamber is connected to the high-pressure side
  • the second pressure space is in the first controller state via the controller with the first pressure room connected.
  • the first pressure chamber and the second pressure chamber in the first controller state via the controller each individually or connected together with the high pressure side. Both pressure chambers are in the second Execution thus in the first controller state via the controller with the fluid Fed high pressure side.
  • the controller separates in the second Controller state the second pressure chamber from the high pressure side. Preferably connects he in both versions in the second controller state with the second pressure chamber the low pressure side.
  • the pressures in the two pressure chambers are preferably always the same, so that on the Spring element no fluid pressure force acts.
  • the controller closes the at least one of two pressure chambers, whose fluid pressure he controls, in a first controller state directly with the high pressure side or with the other of the two pressure chambers preferably short, so that a distortion-free pressure equalization takes place.
  • This increases the Control dynamics.
  • the spring element must at least in the first control state compensate for any differential pressures, but at best for a secure, mechanical stop contact of the piston in the position for maximum delivery to care.
  • the spring element can therefore be soft and in the direction of piston movement be short.
  • the spring element is preferably designed so that it just the fail-safe function fulfilled and in this function the maintenance of a minimum pressure on the Ensures high pressure side.
  • the minimum pressure is in preferred uses, like that for supplying a reciprocating engine with lubricating oil, two bar or less.
  • the spring element is therefore preferably designed and installed so that it is a force which gives a pressure difference between the pressure chambers of two bar or less corresponds. At pressure differences smaller than that by design and Installation default value, the spring element forces the piston in the position for Maximum funding.
  • the pressure of the second pressure chamber is changed by the controller, For example, with increasing fluid control pressure, increasing temperature or Increasing speed continuously reduced or in one or more stages.
  • the pressure of the first pressure chamber instead to enlarge. It would also be conceivable, the pressures in both pressure chambers adjusted by means of the controller to the desired conveying characteristic receive.
  • the controller is preferably a multi-state controller, which is a plurality of discrete ones Controller states, i. Switching states or switching positions, can take. Which of the Switch positions of the controller takes, is determined by the controlled variable. Be as Controlled variable, the fluid control pressure and a controller as a fluidic, in particular a Control valve, used, so the switching position is preferred by the difference from the Force exerted by the fluid control pressure, and the fluid control pressure counteracting Restoring force determined.
  • the controller is on Two-state controller, the second pressure chamber in a first of two Switch positions with the high pressure side of the pump and in the second switching position with the low pressure side of the pump connects.
  • a control valve forms the Regulator, particularly preferably a multi-way valve with at least two switching positions.
  • a regulator with discrete controller states is in preferred other Versions a continuous regulator, preferably a proportional valve, whose controller states are dependent on the controlled variable change continuously.
  • the controller can in a likewise preferred embodiment be an electromagnetic controller, of course still regulates a fluid pressure.
  • the positive displacement pump is preferably designed as a gear pump, wherein both External gear pumps and internal gear pumps preferred embodiments are. If an external gear pump forms the positive displacement pump, then the first and the second conveying wheel each formed by an externally toothed spur gear.
  • the Delivery chamber is essentially of the lateral surfaces of the housing, which in Surrounding toothed front wheels surrounded, and formed sealing surfaces, the Face opposite faces of the spur gears axially.
  • One of the two spur wheels is rotatably mounted on the piston and relative to the piston in the housing relative axially straight to the other spur gear.
  • the piston forms the so movably mounted spur gear axially facing sealing surfaces of the delivery chamber. Of the first pressure chamber and the second pressure chamber are in the this embodiment in the axial extension on both sides of the displaceable spur gear. preferred Details of an external gear pump are described in DE 198 47 132 C2.
  • a gear wheel set forms an externally toothed internal gear and an internally toothed ring gear, which mesh with each other in a meshing meshing are the first and the second impeller.
  • a gear wheel set forms an externally toothed internal gear and an internally toothed ring gear, which mesh with each other in a meshing meshing are the first and the second impeller.
  • Figure 1 in a longitudinal section and Figure 2 in the cross section A-A show a External gear pump, which is regulated in relation to its specific delivery volume, that in a lower speed range the delivery volume of the pump and together so that the fluid pressure of the high pressure side with the speed increase more than in one upper area.
  • the control is two-stage with a constant specific displacement in the lower speed range up to the Limit speed. Upon reaching the limit speed, the pump is stopped, i. it the specific delivery volume is reduced so that the fluid pressure at another Speed increase remains constant.
  • a housing 3 of the pump forms a delivery chamber 4 in which a first delivery wheel 1 is rotatably received about its axis of rotation D 1 and a second delivery wheel 2 about its axis of rotation D 2 .
  • the conveyor wheels 1 and 2 are externally toothed spur gears. The two external teeth are denoted by 1a and 2a.
  • the conveyor wheels 1 and 2 are with their teeth 1a and 2a in a meshing tooth engagement. In the engagement region of the conveyor wheels 1 and 2 opens to one side of an inlet 5 and to an opposite side an outlet 6, as best seen in Figure 2.
  • a rotary drive of the conveyor wheels 1 and 2 is sucked by the tooth engagement fluid from the inlet 5 and displaced by the outlet 6 under pressure increase.
  • this conveying operation is indicated by directional arrows for the fluid and the direction of rotation of the conveyor wheels 1 and 2.
  • the entire fluid guide in and outside the pump up to the pressure increase is understood in the context of the invention as a low pressure side.
  • the feed wheel 1 is mounted on the drive shaft twisting and 29iebegeschreibt.
  • the driven conveyor wheel 1 can perform relative to the housing 3 only rotational movements about its axis of rotation D 1 .
  • the second delivery wheel 2 is mounted between two piston bodies 7 and 8 on a connecting portion which connects the two piston bodies 7 and 8 to each other about its axis of rotation D 2 and rotatably relative to the piston bodies 7 and 8 is not displaceable.
  • the two piston bodies 7 and 8 form a double effective piston which is straight in a bore of the housing 3 along the axis of rotation D 2 of the feed wheel 2 back and forth.
  • the housing 3 forms on one side of the piston 7/8 a first pressure chamber 9 and on the other side of the piston 7/8 a second pressure chamber 10, which is opposite to the first pressure chamber 9 along the axis of rotation D 2 .
  • the piston 7/8 seals with its piston body 7 from the first pressure chamber 9 and with its piston body 8, the second pressure chamber 10 from.
  • the piston 7/8 fluidly separates the two pressure chambers 9 and 10 from each other.
  • the in the first pressure chamber 9 acted upon by a pressure P 9 piston surface of the piston body 7 is the same size as that in the second pressure chamber 10 with a pressure P 10 acted upon piston surface of the piston body 8, so that at both opposite piston sides the same pressure force on the Piston 7/8 acts as long as in the two pressure chambers 9 and 10, the same pressure prevails.
  • a mechanical compression spring is received as a spring element 13.
  • the spring element 13 is axially supported on a bottom of the pressure chamber 10 and axially opposite to the piston body 8. When the spring element 13 is axially under compressive stress, it counteracts the pressure acting in the first pressure chamber 9 on the piston 7/8 fluid pressure P. 9
  • the second pressure chamber 10 also forms the spring chamber, ie the installation space, for the spring element 13.
  • the first pressure chamber 9 is connected by a first fluid connection 11 to the high pressure side.
  • a second fluid connection 12 is provided in order to connect the second pressure chamber 10 with the high-pressure side.
  • the second fluid connection 12 is connected via a control valve 15 to the high pressure side.
  • the control valve 15 is a directional control valve with two switching positions. The control valve 15 connects in a first switching position shown in Figure 1, the second fluid connection 12 with the first fluid connection 11 and bypassing the piston 7/8, the connection of the second pressure chamber 10 to the high pressure side. In a second switching position, it separates the second pressure chamber 10 from the high-pressure side and blocks the first fluid connection 11.
  • the first pressure chamber 9 remains connected in the second switching position continues to the high-pressure side or is at least completed.
  • the control valve 15 connects in the second switching position the second pressure chamber 10 with the low pressure side.
  • the second pressure chamber 10 is connected to a fluid reservoir 20 in the second switching position of the control valve 15.
  • the fluid reservoir 20 is a fluid sump.
  • the fluid connections 11 and 12 are arranged in the immediate vicinity of the pump, preferably they are integrated into the housing 3 of the pump.
  • the control valve 15 is integrated into the housing 3 or at least externally mounted on the housing 3.
  • the first pressure chamber 9 and in the first switching position of the control valve 15 and the second pressure chamber 10 thus obtain their pressure fluid preferably from within the housing 3. In principle, it would also be conceivable that they their pressurized fluid from a suitable point on the high pressure side downstream of the housing. 3 Respectively.
  • the control valve 15 is switched in response to a fluid control pressure P R. It is held by a return element 16, which is designed in the embodiment as a mechanical spring element, in the first switching position, which corresponds to a starting position of the control valve 15 and the piston 7/8.
  • the return element 16 counteracts the fluid control pressure P R. Once the fluid control pressure P R has reached a limiting pressure, the control valve 15 jumps against the restoring force of the return element 16 from the first switching position to its second switching position.
  • the fluid control pressure P R is removed from the high pressure side of the pump. Basically, although it can be removed directly in the delivery chamber 4 at the high pressure side, at the outlet 6, from within the housing 3 behind the delivery chamber 4 or in the immediate vicinity downstream of the housing 3, but the fluid control pressure P R is preferred at one point Removed high pressure side at which the fluid pressure corresponds to the fluid pressure of a pump to be supplied by the pump with the consumer as closely as possible. If the consumer is, for example, the reciprocating engine of a motor vehicle, the fluid control pressure P R is preferably the pressure of the so-called main gallery. Accordingly, the control valve 15 is connected via a fluid connection with the relevant point of the high pressure side. A suitable location for the decrease of the fluid control pressure P R is located in particular between the consumer and a last filter in front of the consumer.
  • the operation of the pump control is below for a preferred Use of the pump described as a lubricating oil pump for a reciprocating engine, assuming that the pump from the crankshaft of the engine directly or driven by a gearbox and thus depending on the speed of the engine becomes.
  • the pressure P 10 in the second pressure chamber 10 is in the lower engine speed range, therefore, just as high as the pressure P 9 in the first pressure chamber 9.
  • the axial engagement length of the two conveyor wheels 1 and 2 therefore, as shown in Figure 1, maximum.
  • the maximum engagement length corresponds in the embodiment of the length of the two equal length conveyor wheels 1 and 2. It is zero promotion, especially at standstill of the conveyor wheels 1 and 2, and, as I said, in the lower speed range of the engine and thus in the lower speed range of the conveyor wheels. 1 and 2 to a predetermined by the control valve 15 limit speed maintained.
  • the first feed wheel 1 is rotationally driven about its axis of rotation D 1 from the crankshaft ago and drives via the meshing the second feed wheel 2 about its axis of rotation D 2 also.
  • the tooth engagement lubricating oil is sucked from the low pressure side, ie from the oil sump 20 through the inlet 5 into the delivery chamber 4.
  • the fluid is conveyed through a delivery chamber, which is tightly surrounded by lateral surfaces of the housing 3 around the Zahnkopf Vietnamesee the conveyor wheels 1 and 2 and axial sealing surfaces, to the outlet 6.
  • the axial sealing surfaces are for the feed wheel 1 of the housing 3 and formed for the feed wheel 2 of the two piston bodies 7 and 8.
  • the oil is conveyed to the engine via an oil filter, cooled behind the engine in a condenser, and finally returned to the sump 20 while being depressurized to the low pressure side pressure.
  • the fluid control pressure P R increases according to the pump characteristic. If the limit speed is reached, the fluid control pressure P R is so large that the control valve 15 switches under its action in its second switching position.
  • the second pressure chamber 10 is connected in the second switching position of the control valve 15 with the low pressure side, namely with the sump 20. In the second switching state of the control valve 15 are thus the first pressure chamber 9 under the high pressure P 9 of the high pressure side and the second pressure chamber 10 under the negligible pressure P 10 of the low pressure side.
  • the piston 7/8 and together with it rotatably mounted by him second impeller 2 are axially displaced under the action of the pressure P 9 against the elasticity force of the spring element 13.
  • the engagement length of the conveyor wheels 1 and 2 and concomitantly the specific delivery volume of the pump is reduced.
  • the reduction of the specific delivery volume has a lowering of the fluid pressure on the high pressure side, ie the fluid control pressure P R result. If the fluid control pressure P R falls below the limit, then the control valve 15 falls back into its first switching position, in which it connects the second pressure chamber 10 via the two fluid connections 11 and 12 with the first pressure chamber 9.
  • the pump is thus regulated from reaching the limit speed for compliance with the limit value of the fluid control pressure P R. By regulating a pressure limit and thus a delivery volume limit of the pump is obtained.
  • the fluid pressure of the high pressure side increases in the lower speed range of the driven first impeller 1 up to the limit speed substantially proportional to the speed and buckles at the limit speed in a horizontal, ie the fluid pressure of the high pressure side remains constant in the speed range above the limit speed.
  • control valve 15 By replacing the control valve 15 by another control valve with more than two discrete switch positions or a continuous control valve, for example a Proportional valve, other pressure curves can be realized. That's the way it works For example, be advantageous if the described pressure curve in the lower Speed range and an adjoining middle speed range is set, the fluid pressure of the high pressure side but in a to the middle Speed range subsequent high speed range again with the speed of the driven first delivery wheel 1 increases.
  • Realization of such a Pressure curve could be the control valve 15 of the embodiment by a control valve be replaced with three switch positions and the second pressure chamber 10 in the upper Connect the speed range via a pressure reducing element with the high pressure side to to support the spring element 13.
  • FIGS 3 to 6 show an internal gear pump with also one inventive adjustment of the specific delivery volume of the pump.
  • FIGS 3 and 4 show the internal gear pump each in a cross section.
  • the first feed wheel 1 of the internal gear pump is formed by a rotationally driven internal gear with external teeth 1a.
  • the second feed wheel 2 is formed by a ring gear with an internal toothing 2i.
  • the external toothing 1a has one tooth less than the internal toothing 2i.
  • the first conveyor wheel 1 is seated against rotation on a rotationally driven shaft.
  • the second conveying wheel 2 is rotatably mounted in the housing 3 of the pump.
  • the axis of rotation D 1 of the first conveyor wheel 1 is parallel spaced, ie eccentrically, to the axis of rotation D 2 of the second impeller 2.
  • the eccentricity is denoted by "e”.
  • the first conveying wheel 1 and the second conveying wheel 2 form between them Fluid pumping space in the pressure-tight against each other closed conveyor cells 24th is divided.
  • the individual conveyor cells 24 are each between two successive teeth of the first conveying wheel 1 and the second conveying wheel 2 educated. From a point of deepest meshing to a point of least meshing the conveyor cells 24 are increasingly larger in the direction of rotation, to subsequently from the location of lowest meshing to the point of deepest meshing again to decrease.
  • the growing, i. expanding conveyor cells 24 are connected to the Inlet 5 of the delivery chamber 4 and the decreasing, i. compressed Delivery cells 24 are connected to the outlet 6 of the delivery chamber 4.
  • the inlet 5 and the outlet 6 is connected laterally to the conveyor cells 25, kidney-shaped groove openings formed in sealing surfaces of the housing 3, the Conveyor wheels 1 and 2 facing axially.
  • the inlet 5 forming Opening covers expanding delivery cells 24 and the outlet 6 forming Opening covers compressed conveying cells 24 of the two conveyor wheels 1 and 2.
  • Im Area of the location of the deepest meshing and in the area of the location of least meshing the housing forms sealing webs between the inlet 5 and the outlet 6
  • Rotational driving of the conveyor wheels 1 and 2 becomes fluid from the expanding conveyor cells 24 sucked from the low pressure side, over the place least gear mesh transported and on the high pressure side under higher pressure through the outlet 6 repressed.
  • the second delivery wheel 2 is received in an eccentric ring 21 which is rotatably supported by the housing 3 and can be adjusted relative to the housing 3 with respect to its rotational angular position.
  • the second conveying wheel 2 is freely rotatably mounted in the eccentric ring 21 by means of a sliding rotary bearing.
  • Figure 3 shows the eccentric ring 21 and the conveyor wheels 1 and 2 in an initial position in which the specific delivery volume of the pump has its maximum.
  • the eccentric ring 21 is rotated against the direction of rotation of the conveyor wheels 1 and 2, the axis of rotation D 2 of the second impeller 2 moves from the initial position counter to the rotational direction about the axis of rotation D 1 of the first impeller 1.
  • Figure 4 shows the eccentric ring 21 in its end position, in which the specific delivery volume of the pump has reached its minimum. The end position shown in Figure 4 is the zero position of the pump, in the ideal case, no fluid is conveyed.
  • Figures 5 and 6 show an adjusting mechanism for adjusting the Angular position of the eccentric 21.
  • the eccentric ring 21 is cup-shaped with a Ring body, which forms the actual eccentric ring as pot wall, a pot bottom and one of the pot bottom axially projecting pin 22.
  • the pin 22 is to the Ring body of the eccentric ring 21 concentric.
  • the pin 22 is connected to a Spur toothing 23 provided.
  • the toothing 23 is connected to the toothing 26 of a Piston 25 in meshing engagement.
  • the piston 25 is reciprocated in the housing 3 of the pump slidably mounted and forms with its teeth 26 a rack.
  • the piston 25 seals at a piston side a first pressure chamber 9 and at a second Piston side from a second pressure chamber 10 from.

Abstract

Verdrängerpumpe mit verstellbarem spezifischen Fördervolumen, umfassend: a) ein Gehäuse (3), das eine Förderkammer (4) enthält, in die an einer Niederdruckseite der Pumpe wenigstens ein Einlass (5) für Fluid und an einer Hochdruckseite der Pumpe wenigstens ein Auslass (6) für Fluid münden, b) wenigstens zwei in der Förderkammer (4) aufgenommene, drehantreibbare Förderräder (1, 2), die miteinander in einem Fördereingriff sind, um das Fluid von dem Einlass (5) zu dem Auslass (6) zu fördern, wobei die Förderräder (1, 2) so verstellbar sind, dass durch eine Verstellung der Förderräder (1, 2) relativ zueinander oder relativ zu dem Einlass (5) und/oder dem Auslass (6) das spezifische Fördervolumen der Pumpe verstellt wird, c) einen Kolben (7/8; 25), der für die Verstellung der Förderräder (1, 2) mit wenigstens einem der Förderräder (1, 2) gekoppelt ist, d) einen ersten Druckraum (9) und einen zweiten Druckraum (10) für eine Beaufschlagung des Kolbens (7/8; 25) je mit Fluid der Hochdruckseite, wobei ein auf den Kolben (7/8; 25) wirkender Fluiddruck (P9) des ersten Druckraums (9) einem auf den Kolben (7/8; 25) wirkenden Fluiddruck (P10) des zweiten Druckraums (10) entgegenwirkt, e) eine erste Fluidverbindung (11), die den ersten Druckraum (9) mit der Hochdruckseite verbindet, und eine zweite Fluidverbindung (12), die den zweiten Druckraum (10) mit der Hochdruckseite verbindet, f) ein Federelement (13), das dem in dem ersten Druckraum (9) auf den Kolben (7/8; 25) wirkenden Fluiddruck (P9) entgegenwirkt, g) und einen Regler (15), der den Fluiddruck (P10) des zweiten Druckraums (10) in Abhängigkeit von einer für die Fluidförderung der Pumpe maßgeblichen Regelgröße (PR) der Hochdruckseite regelt. <IMAGE>

Description

Die Erfindung betrifft eine Verdrängerpumpe mit einer Verstellung ihres spezifischen Fördervolumens. Die Pumpe umfasst wenigstens zwei drehgelagerte Förderräder, die miteinander in einem Fördereingriff sind, um bei einem Drehantrieb von wenigstens einem der Förderräder ein Arbeitsfluid unter Druckerhöhung von einer Niederdruckseite der Pumpe zu einer Hochdruckseite der Pumpe zu fördern. Die Erfindung betrifft ferner ein die Pumpe umfassendes System für die Versorgung eines Aggregats mit einem Arbeits- oder Schmierfluid. In bevorzugten Verwendungen dient die Pumpe der Versorgung eines Verbrennungsmotors mit Schmieröl, d.h. sie bildet in dieser Verwendung die Schmierölpumpe des Motors. Als spezifisches Fördervolumen wird das auf eine Drehzahl von einem der Förderräder bezogene Fördervolumen der Pumpe [Fördervolumen/Drehzahl] verstanden.
Bei Verdrängerpumpen, beispielsweise Zahnradpumpen, ist das spezifische Fördervolumen konstant und das Fördervolumen daher proportional der Drehzahl der Förderräder, solange der Füllgrad der von den Förderrädern gebildeten Förderzellen 100 % ist.
In vielen Anwendungsfällen ist diese Proportionalität störend. Bei einer Presse beispielsweise ist für den Eilgang eine hohe Liefermenge an Drucköl notwendig, in der Endphase des Arbeitshubs der Presse wird jedoch nur noch hoher Druck gefordert, während der Bedarf an Öl-Fördervolumen auf Null zurückgeht. Da die Antriebsdrehzahl der Pumpe in der Regel konstant bleibt, entsteht ein unter hohem Druck stehender Ölstromüberschuss, der Energieverlust behaftet in einen Öltank zurückströmt.
Störend ist ein Ölstromüberschuss beispielsweise auch bei Motorschmierpumpen und Ölversorgungspumpen von automatischen Getrieben von Kraftfahrzeugen. Diese Aggregate benötigen zwar bei niedriger Motordrehzahl und damit niedriger Pumpendrehzahl, insbesondere im Leerlauf, ein Mindestfördervolumen und bei hoher Drehzahl einen Mindestöldruck, der Fluidbedarf bei höherer Drehzahl liegt aber weit unterhalb der Proportionalitätslinie.
Das spezifische Fördervolumen von Pumpen sollte dem Bedarf des Verbrauchers, beispielsweise ein Verbrennungsmotor, ein Automatikgetriebe oder eine Presse, angepasst sein, d.h. es sollte verstellbar sein. Die Verstellung des spezifischen Fördervolumens erfolgt bei bekannten Verdrängerpumpen durch eine Verstellung des Fördereingriffs der Förderräder. Hierfür sind eine ganze Reihe von Verstellmechanismen bekannt.
In der DE 198 47 132 C2 wird eine Außenzahnradpumpe beschrieben, deren spezifisches Fördervolumen abgeregelt ist, so dass es ab einer vorgegebenen Grenzdrehzahl mit weiter steigender Antriebsdrehzahl der Pumpe nur noch unterproportional zur Drehzahl steigt oder sogar konstant bleibt. Die Pumpe weist zwei außenverzahnte Stirnräder auf, die in einer Förderkammer der Pumpe aufgenommen sind und miteinander kämmen. Der Fördereingriff wird durch den Zahneingriff der beiden Stirnräder gebildet. Um das spezifische Fördervolumen der Pumpe zu begrenzen, ist eines der beiden Stirnräder auf einem Kolben drehgelagert. Der Kolben ist in einem Gehäuse der Pumpe geradverschiebbar aufgenommen und wird zum Zwecke seiner Verschiebung auf einer Kolbenseite mit dem von der Pumpe geförderten Fluid von der Hochdruckseite der Pumpe beaufschlagt. Dem Fluiddruck wirkt auf der gegenüberliegenden Kolbenseite ein Federelement entgegen. Aus dem Kräftegleichgewicht von Fluiddruck und Federkraft ergibt sich die Verschiebeposition des Kolbens und damit auch die axiale Position des auf dem Kolben gelagerten Stirnrads relativ zu den anderen, nicht verschiebbaren Stirnrad. Es wird daher durch die Verschiebebewegung des Kolbens die axiale Eingriffslänge der beiden Stirnräder und dadurch das spezifische Fördervolumen der Pumpe verändert. Der Kolben wird mit dem Fluid der Hochdruckseite so beaufschlagt, dass mit zunehmendem Fluiddruck die Eingriffslänge der beiden Stirnräder gegen die rückstellende Federkraft des Federelements verringert wird.
In Bezug auf die Verstellung des spezifischen Fördervolumens vergleichbare Außenzahnradpumpen sind aus der DE 41 21 074 A1 und der DE 35 28 651 A1 bekannt.
Aus der EP 1 182 351 ist auch eine Innenzahnradpumpe bekannt, deren spezifisches Fördervolumen verstellbar ist. Die Pumpe weist ein außenverzahntes Innenrad und ein innenverzahntes Hohlrad auf, die um exzentrische Drehachsen in einer Förderkammer des Pumpengehäuses drehbar aufgenommen sind und für die Fluidförderung drehangetrieben werden. Die beiden Förderräder bilden in Drehrichtung von einer Stelle tiefsten Zahneingriffs bis zu einer Stelle geringsten Zahneingriffs expandierende Förderzellen und von der Stelle geringsten Zahneingriffs bis zu der Stelle tiefsten Zahneingriffs komprimierende Förderzellen. Im Bereich der expandierenden Förderzellen mündet ein Einlass in die Förderkammer und im Bereich der komprimierenden Förderzellen mündet in die Kammer ein Auslass. Die expandierenden Fluidzellen saugen Fluid von dem Einlass an, und die komprimierenden Förderzellen verdrängen das Fluid durch den Auslass. Um das spezifische Fördervolumen der Pumpe verstellen zu können, ist das Hohlrad in einem Exzenterring drehbar gelagert. Der Exzenterring ist in dem Gehäuse um eine zu der Drehachse des Hohlrads exzentrische Drehachse ebenfalls drehbar gelagert. Durch eine Verstellung der Drehwinkelposition des Exzenterrings relativ zu dem Einlass und dem Auslass wird die Verstellung des spezifischen Fördervolumens vorgenommen. Um die Drehwinkelposition des Exzenterrings zu verstellen, wirkt ein Kolben über eine Zahnstange auf den Exzenterring, so dass axiale Kolbenbewegungen in Verstelldrehbewegungen des Exzenterrings übertragen werden. Der Kolben wird, wie bereits der Kolben bei den bekannten Außenzahnradpumpen, auf einer Seite mit dem Fluiddruck der Hochdruckseite beaufschlagt und dem Fluiddruck entgegenwirkend mit der Federkraft eines rückstellenden Federelements.
Die bekannten Verstellmechanismen erfordern große Rückstellkräfte während des gesamten Pumpenbetriebs. Falls das Rückstellelement, das dem auf den Kolben wirkenden Fluiddruck entgegenwirkt, ein Federelement ist, muss der Federraum, der das Federelement aufnimmt, wegen der erforderlichen Federkräfte sehr lang sein. Gegebenenfalls muss das Federelement als Mehrfachfeder, beispielsweise Doppelfeder, ausgebildet sein.
Es ist eine Aufgabe der Erfindung, eine Verdrängerpumpe zu schaffen, die eine raumsparende, preiswerte und im Dauerbetrieb standfeste Verstelleinrichtung für eine Verstellung des spezifischen Fördervolumens der Pumpe aufweist.
Die Erfindung betrifft eine Verdrängerpumpe, deren spezifisches Fördervolumen verstellbar ist und die ein Gehäuse mit einer Förderkammer, wenigstens zwei in der Förderkammer aufgenommene Förderräder und eine Verstelleinrichtung für die Verstellung ihres spezifischen Fördervolumens umfasst. In die Förderkammer münden wenigstens ein Einlass und wenigstens ein Auslass für ein von der Pumpe zu förderndes Fluid. Der Einlass ist mit einer Niederdruckseite der Pumpe und der Auslass ist mit einer Hochdruckseite der Pumpe verbunden. Als Niederdruckseite wird das gesamte Fluidführungssystem von einem Fluidreservoir bis hin zu dem Einlass in die Förderkammer, d.h. das gesamte Fluidführungssystem stromaufwärts von dem Einlass einschließlich der in dem Gehäuse gebildeten Fluidzuführkanäle verstanden. Als Hochdruckseite wird das gesamte Fluidführungssystem unmittelbar stromabwärts von dem Auslass aus der Förderkammer bis wenigstens zu einem nächsten Aggregat verstanden, das von der Pumpe mit dem Fluid versorgt wird. Muss eine Mehrzahl von Aggregaten versorgt werden, so bildet derjenige Teil des Fluidführungssystems die Hochdruckseite, der sich von dem Abfluss stromabwärts bis wenigstens einschließlich dem letzten der zu versorgenden Aggregate erstreckt.
Die wenigstens zwei, vorzugsweise genau zwei, Förderräder sind drehantreibbar und stehen miteinander in einem Fördereingriff, um das Fluid unter Druckerhöhung von dem Einlass zu dem Auslass zu fördern. Um das spezifische Fördervolumen der Pumpe verstellen zu können, sind die Förderräder relativ zueinander oder relativ zu dem Zufluss oder relativ zu dem Abfluss oder relativ zu dem Zufluss und dem Abfluss verstellbar.
Die Verstelleinrichtung umfasst einen Kolben, der für die Verstellung der Förderräder mit wenigstens einem der Förderräder gekoppelt ist. Die Kopplung kann insbesondere bei Ausbildung der Verdrängerpumpe als Außenzahnradpumpe darin bestehen, dass eines der Förderräder, wie bei den bekannten Außenzahnradpumpen, auf dem Kolben drehgelagert und zusammen mit dem Kolben und relativ zu dem anderen Förderrad axial verschiebbar ist. Die Kopplung kann jedoch auch erst von einem Verstellgetriebe gebildet werden, das eine Verstellbewegung des Kolbens in eine Verstellbewegung der Förderräder umwandelt. Ein Beispiel für solch eine Kopplung ist für eine Innenzahnradpumpe beispielsweise aus der genannten EP 1 182 351 bekannt.
Zu der Verstelleinrichtung gehören ferner ein erster Druckraum und ein zweiter Druckraum je für eine Beaufschlagung des Kolbens mit dem Fluiddruck der Hochdruckseite. Der Kolben ragt mit einer ersten Kolbenfläche in den ersten Druckraum und mit einer zweiten Kolbenfläche in den zweiten Druckraum. Der in dem ersten Druckraum auf den Kolben wirkende Fluiddruck wirkt dem in der zweiten Druckkammer auf den Kolben wirkenden Fluiddruck entgegen. Die beiden Druckräume sind je über eine Fluidverbindung mit der Hochdruckseite verbunden. Die Fluidverbindung mit der Hochdruckseite kann je eigenständig gebildet sein, d.h. die beiden Druckräume können parallel mit der Hochdruckseite verbunden sein. Die beiden Druckräume können jedoch auch miteinander und dann erst gemeinsam mit der Hochdruckseite verbunden sein. Schließlich kann die Fluidverbindung der Hochdruckseite auch so gestaltet sein, dass der eine der beiden Druckräume an die Hochdruckseite angeschlossen ist und der andere der beiden Druckräume mit diesem unmittelbar angeschlossenen Druckraum und dadurch erst mit der Hochdruckseite verbunden ist. Im letzteren Fall kann die Verbindung durch den Kolben hindurch oder bevorzugt unter Umgehung des Kolbens gebildet sein.
Die Verstelleinrichtung umfasst ferner ein Federelement, vorzugsweise eine mechanische Feder, das dem in dem ersten Druckraum auf den Kolben wirkenden Fluiddruck entgegenwirkt. Ein Federraum, in dem das Federelement angeordnet ist, wird vorzugsweise von dem zweiten Druckraum gebildet. Grundsätzlich wäre es jedoch auch denkbar, dass das Federelement außerhalb des zweiten Druckraums angeordnet ist und dem Fluiddruck in dem ersten Druckraum entgegenwirkt.
In einer Ausgangsstellung des Kolbens, in der die Förderräder bereits fördern, sind die Fluiddrücke in den beiden Druckräumen vorzugsweise gleich, so dass das Federelement in der Ausgangsstellung nicht mit Fluiddruck belastet ist. Die Fluiddrücke können grundsätzlich jedoch auch in der Ausgangsstellung unterschiedlich gewählt sein. So kann der Fluiddruck in der zweiten Druckkammer kleiner sein als der Fluiddruck in der ersten Druckkammer, um das Federelement in der Ausgangsstellung des Kolbens unter einer Vorspannung zu halten. In der Ausgangsstellung des Kolbens ist die Stellung der Förderräder vorzugsweise so, dass die Pumpe ihr größtes spezifisches Fördervolumen aufweist. Durch die Verstellbewegung des Kolbens gegen die Federkraft des Federelements wird das spezifische Fördervolumen in dieser bevorzugten Ausführung somit verkleinert. Es ist aber durchaus auch ein anderer Verlauf des spezifischen Fördervolumens über der Drehzahl denkbar, in dem das spezifische Fördervolumen von einem der Ausgangsstellung des Kolbens entsprechenden Ausgangswert mit zunehmender Drehzahl beispielsweise zunächst steigt und bei Überschreiten einer dem maximalen spezifischen Fördervolumen entsprechenden Antriebsdrehzahl abfällt.
Die Verstelleinrichtung weist des Weiteren einen Regler auf, der den Fluiddruck von wenigstens einem der beiden Druckräume in Abhängigkeit von einer für die Fluidförderung maßgeblichen Regelgröße regelt, so dass sich eine in Bezug auf das spezifische Fördervolumen vorteilhafte Fördercharakteristik der Pumpe einstellt. Die Regelgröße wird bevorzugt an der Hochdruckseite abgenommen und kann beispielsweise die Temperatur des Fluids oder eines zu versorgenden Aggregats, das von der Pumpe mit Schmieröl versorgt wird, oder die Viskosität des Fluids sein. Vorzugsweise ist ein Fluiddruck der Hochdruckseite die Regelgröße und wird im folgenden zur Unterscheidung von anderen Fluiddrücken als Fluidregeldruck bezeichnet, um auf die Verwendung als Regelgröße hinzuweisen. Der Fluidregeldruck kann insbesondere unmittelbar einem als Fluidikregler ausgebildeten Regler aufgegeben werden, um den Regler zu beeinflussen. In alternativen Ausführungen ist die Drehzahl eines Hubkolbenmotors oder eines anderen zu versorgenden Aggregats oder bei nicht rotativen Bewegungen eine vergleichbare Frequenz die Regelgröße. Die Regelgröße kann mit Vorteil synthetisch gebildet sein, insbesondere entsprechend einer Bedarfslinie oder eines Bedarfskennlinienfelds des zu versorgenden Aggregats oder einer zu versorgenden Mehrzahl von Aggregaten. Beispielhaft sei auch hier wieder das über der Drehzahl aufgetragene Bedarfskennlinienfeld oder nur eine Bedarfskennlinie eines Hubkolbenmotors genannt. Insbesondere kann ein Motorsteuergerät die Regelgröße erzeugen und dem Regler als Stellgröße elektrisch oder optisch aufgeben. Die Regelgröße muss somit nicht unumgänglich eine sich aus der Pumpentätigkeit unmittelbar ergebende physikalische Größe sein, sondern kann stattdessen auch eine Größe sein, die für ein zu versorgendes Aggregat, beispielsweise einen Motor, oder für eine andere mit dem Fluid in Kontakt befindliche Komponente charakteristisch ist. Auch eine derartige Regelgröße wird vorzugsweise auf der Hochdruckseite abgenommen.
In einer ersten Ausführung ist der erste Druckraum mit der Hochdruckseite verbunden, und der zweite Druckraum ist in dem ersten Reglerzustand über den Regler mit dem ersten Druckraum verbunden. In einer zweiten Ausführung sind der erste Druckraum und der zweite Druckraum in dem ersten Reglerzustand über den Regler je einzeln oder gemeinsam mit der Hochdruckseite verbunden. Beide Druckräume werden in der zweiten Ausführung somit in dem ersten Reglerzustand über den Regler mit dem Fluid der Hochdruckseite gespeist. In beiden Ausführungen trennt der Regler in dem zweiten Reglerzustand den zweiten Druckraum von der Hochdruckseite. Vorzugsweise verbindet er in beiden Ausführungen in dem zweiten Reglerzustand den zweiten Druckraum mit der Niederdruckseite.
Solange die Regelgröße trotz Fluidförderung einen vorgegebenen Wert nicht erreicht, sind die Drücke in den beiden Druckräumen vorzugsweise stets gleich, so dass auf das Federelement keine Fluiddruckkraft wirkt. Der Regler schließt den wenigstens einen der beiden Druckräume, dessen Fluiddruck er regelt, in einem ersten Reglerzustand unmittelbar mit der Hochdruckseite oder mit dem anderen der beiden Druckräume vorzugsweise kurz, so dass ein verzugsloser Druckausgleich stattfindet. Dies erhöht die Regeldynamik. Ferner muss das Federelement zumindest in dem ersten Regelzustand somit keine Differenzdrücke ausgleichen, sondern allenfalls für einen sicheren, mechanischen Anschlagkontakt des Kolbens in der Stellung für Maximalförderung sorgen. Das Federelement kann deshalb weich und in Richtung der Kolbenbewegung kurz sein.
Das Federelement ist vorzugsweise so ausgelegt, dass es gerade die Fail-Safe Funktion erfüllt und in dieser Funktion die Aufrechterhaltung eines Mindestdrucks auf der Hochdruckseite sicherstellt. Der Mindestdruck beträgt in bevorzugten Verwendungen, wie der zur Versorgung eines Hubkolbenmotors mit Schmieröl, zwei bar oder weniger. Das Federelement ist daher vorzugsweise so ausgelegt und eingebaut, dass es einer Kraft nachgibt, die einer Druckdifferenz zwischen den Druckräumen von zwei bar oder weniger entspricht. Bei Druckdifferenzen, die kleiner als der durch Auslegung und Einbau vorgegebene Wert sind, zwingt das Federelement den Kolben in die Position für Maximalförderung.
Vorzugsweise wird durch den Regler der Druck des zweiten Druckraums verändert, beispielsweise mit zunehmendem Fluidregeldruck, zunehmender Temperatur oder zunehmender Drehzahl kontinuierlich oder in einer oder mehreren Stufen verkleinert. Grundsätzlich wäre es jedoch auch möglich, mit zunehmendem Fluidregeldruck, zunehmender Temperatur oder zunehmender Drehzahl den Druck des ersten Druckraums stattdessen zu vergrößern. Denkbar wäre es auch, die Drücke in beiden Druckräumen mittels des Reglers abgestimmt zu regeln, um die gewünschte Fördercharakteristik zu erhalten.
Der Regler ist vorzugsweise ein Mehrzustandsregler, der mehrere diskrete Reglerzustände, d.h. Schaltzustände bzw. Schaltstellungen, einnehmen kann. Welche der Schaltstellungen der Regler einnimmt, wird von der Regelgröße bestimmt. Werden als Regelgröße der Fluidregeldruck und als Regler ein Fluidikregler, insbesondere ein Regelventil, verwendet, so wird die Schaltstellung bevorzugt durch die Differenz aus der Kraft, die der Fluidregeldruck ausübt, und einer dem Fluidregeldruck entgegenwirkenden Rückstellkraft bestimmt. In einer einfachen, bevorzugten Ausführung ist der Regler ein Zweizustandsregler, der den zweiten Druckraum in einer ersten von zwei Schaltstellungen mit der Hochdruckseite der Pumpe und in der zweiten Schaltstellung mit der Niederdruckseite der Pumpe verbindet. Vorzugsweise bildet ein Regelventil den Regler, besonders bevorzugt ein Mehrwegeventil mit wenigstens zwei Schaltstellungen.
Anstatt eines Reglers mit diskreten Reglerzuständen ist in bevorzugten anderen Ausführungen ein kontinuierlicher Regler, vorzugsweise ein Proportionalventil, vorgesehen, dessen Reglerzustände sich in Abhängigkeit von der Regelgröße kontinuierlich ändern.
Anstatt den diskreten oder kontinuierlichen Regler fluidisch anzusteuern, kann der Regler in ebenfalls bevorzugter Ausführung ein elektromagnetischer Regler sein, der natürlich nach wie vor einen Fluiddruck regelt.
Die Verdrängerpumpe ist vorzugsweise als Zahnradpumpe ausgeführt, wobei sowohl Außenzahnradpumpen als auch Innenzahnradpumpen bevorzugte Ausführungsbeispiele sind. Bildet eine Außenzahnradpumpe die Verdrängerpumpe, so werden das erste und das zweite Förderrad je von einem außenverzahnten Stirnrad gebildet. Die Förderkammer wird im Wesentlichen von den Mantelflächen des Gehäuses, die die in Zahneingriff befindlichen Stirnräder umgeben, und Dichtflächen gebildet, die den Stirnflächen der Stirnräder axial zugewandt gegenüberliegen. Eines der beiden Stirnräder ist auf dem Kolben drehgelagert und zusammen mit dem Kolben in dem Gehäuse relativ zu dem anderen Stirnrad axial geradverschiebbar. Der Kolben bildet die dem derart bewegbar gelagerten Stirnrad axial zugewandten Dichtflächen der Förderkammer. Der erste Druckraum und der zweite Druckraum befinden sich in der dieser Ausführung in der axialen Verlängerung zu beiden Seiten des verschiebbaren Stirnrads. Bevorzugte Details einer Außenzahnradpumpe werden in der DE 198 47 132 C2 beschrieben.
Bildet eine Innenzahnradpumpe die Verdrängerpumpe, so bildet ein Zahnradlaufsatz aus einem außenverzahnten Innenrad und einem innenverzahnten Hohlrad, die miteinander in einem kämmenden Zahneingriff sind, das erste und das zweite Förderrad. In Bezug auf eine bevorzugte Ausführung wird auf Anspruch 10 verwiesen.
Ferner wird in Bezug auf weitere besonders bevorzugte Merkmale der Erfindung auch auf die Unteransprüche hingewiesen.
Anhand von Figuren werden nachfolgend bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung beschrieben. Die an den Ausführungsbeispielen offenbar werdenden Merkmale bilden je einzeln und in jeder Merkmalskombination die Gegenstände der Ansprüche und auch die vorstehend beschriebenen Ausgestaltungen vorteilhaft weiter. Es zeigen:
Figur 1
eine Außenzahnradpumpe in einem Längsschnitt,
Figur 2
die Außenzahnradpumpe in einem Querschnitt,
Figur 3
eine Innenzahnradpumpe in einer Ausgangsstellung in einem Querschnitt,
Figur 4
die Innenzahnradpumpe in einer Endstellung,
Figur 5
die Innenzahnradpumpe in einem Längsschnitt und
Figur 6
die Innenzahnradpumpe in einem weiteren Querschnitt.
Figur 1 in einem Längsschnitt und Figur 2 in dem Querschnitt A-A zeigen eine Außenzahnradpumpe, die in Bezug auf ihr spezifisches Fördervolumen so geregelt wird, dass in einem unteren Drehzahlbereich das Fördervolumen der Pumpe und zusammen damit der Fluiddruck der Hochdruckseite mit der Drehzahl stärker ansteigen als in einem oberen Bereich. Im Ausführungsbeispiel ist die Regelung zweistufig mit einem konstanten spezifischen Fördervolumen in dem unteren Drehzahlbereich bis zu der Grenzdrehzahl. Bei Erreichen der Grenzdrehzahl wird die Pumpe abgeregelt, d.h. es wird das spezifische Fördervolumen so verringert, dass der Fluiddruck bei einer weiteren Drehzahlerhöhung konstant bleibt.
Ein Gehäuse 3 der Pumpe bildet eine Förderkammer 4, in der ein erstes Förderrad 1 um seine Drehachse D1 und ein zweites Förderrad 2 um seine Drehachse D2 drehbar aufgenommen sind. Die Förderräder 1 und 2 sind außenverzahnte Stirnräder. Die beiden Außenverzahnungen sind mit 1a und 2a bezeichnet. Die Förderräder 1 und 2 sind mit ihren Verzahnungen 1a und 2a in einem kämmenden Zahneingriff. In den Eingriffsbereich der Förderräder 1 und 2 mündet zu einer Seite ein Einlass 5 und zu einer gegenüberliegenden Seite ein Auslass 6, wie am besten in Figur 2 zu erkennen ist. Bei einem Drehantrieb der Förderräder 1 und 2 wird durch den Zahneingriff Fluid von dem Einlass 5 angesaugt und durch den Auslass 6 unter Druckerhöhung verdrängt. In Figur 2 ist dieser Fördervorgang durch Richtungspfeile für das Fluid und die Drehrichtung der Förderräder 1 und 2 angedeutet. Die gesamte Fluidführung in und außerhalb der Pumpe bis zu der Druckerhöhung wird im Sinne der Erfindung als Niederdruckseite verstanden.
Der Drehantrieb der Förderräder 1 und 2 erfolgt über eine Antriebswelle, die von dem Gehäuse 3 drehgelagert ist. Das Förderrad 1 ist auf der Antriebswelle verdreh- und verschiebegesichert befestigt. Das angetriebene Förderrad 1 kann relativ zu dem Gehäuse 3 lediglich Drehbewegungen um seine Drehachse D1 ausführen.
Das zweite Förderrad 2 ist zwischen zwei Kolbenkörpern 7 und 8 auf einem Verbindungsabschnitt, der die beiden Kolbenkörper 7 und 8 miteinander verbindet, um seine Drehachse D2 drehbar gelagert und relativ zu den Kolbenkörpern 7 und 8 nicht verschiebbar. Die beiden Kolbenkörper 7 und 8 bilden einen doppelt wirksamen Kolben, der in einer Bohrung des Gehäuses 3 entlang der Drehachse D2 des Förderrads 2 hin und her geradverschiebbar ist. Durch eine Verschiebebewegung, die der Kolben 7/8 gemeinsam mit dem zweiten Förderrad 2 relativ zu dem ersten Förderrad 1 ausführt, wird die axiale Länge des Zahneingriffs der beiden Förderräder 1 und 2 und infolgedessen das spezifische Fördervolumen der Pumpe verändert.
Das Gehäuse 3 bildet zu einer Seite des Kolbens 7/8 einen ersten Druckraum 9 und auf der anderen Seite des Kolbens 7/8 einen zweiten Druckraum 10, der dem ersten Druckraum 9 entlang der Drehachse D2 gegenüberliegt. Der Kolben 7/8 dichtet mit seinem Kolbenkörper 7 den ersten Druckraum 9 und mit seinem Kolbenkörper 8 den zweiten Druckraum 10 ab. Der Kolben 7/8 separiert fluidisch die beiden Druckräume 9 und 10 voneinander. Die in dem ersten Druckraum 9 mit einem Druck P9 beaufschlagbare Kolbenfläche des Kolbenkörpers 7 ist genauso groß wie die in dem zweiten Druckraum 10 mit einem Druck P10 beaufschlagbare Kolbenfläche des Kolbenkörpers 8, so dass an beiden, einander gegenüberliegenden Kolbenseiten die gleiche Druckkraft auf den Kolben 7/8 wirkt, solange in den beiden Druckräumen 9 und 10 der gleiche Druck herrscht.
In dem zweiten Druckraum 10 ist eine mechanische Druckfeder als Federelement 13 aufgenommen. Das Federelement 13 ist axial an einem Boden des Druckraums 10 und axial gegenüberliegend an dem Kolbenkörper 8 abgestützt. Wenn das Federelement 13 axial unter Druckspannung steht, wirkt es dem in dem ersten Druckraum 9 auf den Kolben 7/8 wirkenden Fluiddruck P9 entgegen. Der zweite Druckraum 10 bildet gleichzeitig auch den Federraum, d.h. den Einbauraum, für das Federelement 13.
Um die Druckräume 9 und 10 unter Druck setzen zu können, wird der erste Druckraum 9 von einer ersten Fluidverbindung 11 mit der Hochdruckseite verbunden. Um auch den zweiten Druckraum 10 mit der Hochdruckseite verbinden zu können, ist eine zweite Fluidverbindung 12 vorgesehen. Die zweite Fluidverbindung 12 ist über ein Regelventil 15 mit der Hochdruckseite verbunden. Das Regelventil 15 ist ein Wegeventil mit zwei Schaltstellungen. Das Regelventil 15 verbindet in einer in Figur 1 dargestellten ersten Schaltstellung die zweite Fluidverbindung 12 mit der ersten Fluidverbindung 11 und schafft unter Umgehung des Kolbens 7/8 den Anschluss des zweiten Druckraums 10 an die Hochdruckseite. In einer zweiten Schaltstellung trennt es den zweiten Druckraum 10 von der Hochdruckseite und sperrt die erste Fluidverbindung 11. Der erste Druckraum 9 bleibt in der zweiten Schaltstellung weiterhin mit der Hochdruckseite verbunden oder ist zumindest abgeschlossen. Das Regelventil 15 verbindet in der zweiten Schaltstellung den zweiten Druckraum 10 mit der Niederdruckseite. Im Ausführungsbeispiel ist der zweite Druckraum 10 in der zweiten Schaltstellung des Regelventils 15 mit einem Fluidreservoir 20 verbunden. In bevorzugten Verwendungen der Pumpe, beispielsweise als Schmierölpumpe für einen Verbrennungsmotor, handelt es sich bei dem Fluidreservoir 20 um einen Fluidsumpf.
Die Fluidverbindungen 11 und 12 sind in unmittelbarer Nähe der Pumpe angeordnet, vorzugsweise sind sie in das Gehäuse 3 der Pumpe integriert. Vorzugsweise ist auch das Regelventil 15 in das Gehäuse 3 integriert oder doch zumindest außen an dem Gehäuse 3 montiert. Der erste Druckraum 9 und in der ersten Schaltstellung des Regelventils 15 auch der zweite Druckraum 10 beziehen ihr Druckfluid somit bevorzugt von innerhalb des Gehäuses 3. Grundsätzlich wäre es jedoch auch denkbar, dass sie ihr Druckfluid von einer geeigneten Stelle der Hochdruckseite stromabwärts von dem Gehäuse 3 beziehen.
Das Regelventil 15 wird in Abhängigkeit von einem Fluidregeldruck PR geschaltet. Es wird von einem Rückstellelement 16, das im Ausführungsbeispiel als mechanisches Federelement ausgeführt ist, in der ersten Schaltstellung gehalten, die einer Ausgangsstellung des Regelventils 15 und des Kolbens 7/8 entspricht. Das Rückstellelement 16 wirkt dem Fluidregeldruck PR entgegen. Sobald der Fluidregeldruck PR einen Grenzdruck erreicht hat, springt das Regelventil 15 gegen die rückstellende Kraft des Rückstellelements 16 aus der ersten Schaltstellung in seine zweite Schaltstellung.
Der Fluidregeldruck PR wird von der Hochdruckseite der Pumpe abgenommen. Grundsätzlich kann er zwar unmittelbar in der Förderkammer 4 an deren Hochdruckseite, an deren Auslass 6, von innerhalb des Gehäuses 3 hinter der Förderkammer 4 oder in unmittelbarer Nähe stromabwärts von dem Gehäuse 3 abgenommen werden, bevorzugt wird jedoch der Fluidregeldruck PR an einer Stelle der Hochdruckseite abgenommen, an der der Fluiddruck dem Fluiddruck eines von der Pumpe mit dem Fluid zu versorgenden Verbrauchers möglichst genau entspricht. Handelt es sich bei dem Verbraucher beispielsweise um den Hubkolbenmotor eines Kraftfahrzeugs, so ist der Fluidregeldruck PR vorzugsweise der Druck der sogenannten Hauptgalerie. Dementsprechend ist das Regelventil 15 über eine Fluidverbindung mit der betreffenden Stelle der Hochdruckseite verbunden. Eine geeignete Stelle für die Abnahme des Fluidregeldrucks PR befindet sich insbesondere zwischen dem Verbraucher und einem letzten Filter vor dem Verbraucher.
Die Wirkungsweise der Pumpenregelung wird nachfolgend für eine bevorzugte Verwendung der Pumpe als Schmierölpumpe für einen Hubkolbenmotor beschrieben, wobei unterstellt wird, dass die Pumpe von der Kurbelwelle des Motors unmittelbar oder über ein Getriebe und somit in Abhängigkeit von der Drehzahl des Motors angetrieben wird.
Die Einstellung des Regelventils 15 ist derart, dass es in einem unteren Drehzahlbereich des Motors, der sich bei beispielsweise einem Personenkraftwagen bis 1500 oder auch 2000 Umdrehungen pro Minute oder auch bis noch höhere Drehzahlen erstrecken kann, seine erste Schaltstellung einnimmt, in der es beide Druckräume 9 und 10 mit der Hochdruckseite verbindet und in beiden Druckräumen der gleiche Druck P9 = P10 der Hochdruckseite herrscht. Der Druck P10 im zweiten Druckraum 10 ist in dem unteren Motordrehzahlbereich daher genauso hoch wie der Druck P9 im ersten Druckraum 9. Im unteren Drehzahlbereich, insbesondere im Motorleerlauf, wird ein möglichst großes spezifisches Fördervolumen gewünscht, um die Schmierölversorgung des Motors auch bei geringen Drehzahlen sicherstellen zu können. In der ersten Schaltstellung des Regelventils 15 ist die axiale Eingriffslänge der beiden Förderräder 1 und 2 daher, wie in Figur 1 dargestellt, maximal. Die maximale Eingriffslänge entspricht im Ausführungsbeispiel der Länge der beiden gleich langen Förderräder 1 und 2. Sie wird bei Nullförderung, insbesondere im Stillstand der Förderräder 1 und 2, und, wie gesagt, im unteren Drehzahlbereich des Motors und damit auch im unteren Drehzahlbereich der Förderräder 1 und 2 bis zu einer von dem Regelventil 15 vorgegebenen Grenzdrehzahl beibehalten.
Das erste Förderrad 1 wird um seine Drehachse D1 von der Kurbelwelle her drehangetrieben und treibt über den Zahneingriff das zweite Förderrad 2 um dessen Drehachse D2 ebenfalls an. Durch den Zahneingriff wird Schmieröl von der Niederdruckseite, d.h. vom Ölsumpf 20 durch den Einlass 5 in die Förderkammer 4 angesaugt. In der Förderkammer 4 erfolgt die Fluidförderung durch einen Förderraum, der von Mantelflächen des Gehäuses 3 um die Zahnkopfkreise der Förderräder 1 und 2 herum sowie von axialen Dichtflächen dicht umschlossen wird, zu dem Auslass 6. Die axialen Dichtflächen werden für das Förderrad 1 von dem Gehäuse 3 und für das Förderrad 2 von den beiden Kolbenkörpern 7 und 8 gebildet. Auf der Hochdruckseite der Pumpe wird das Öl über einen Ölfilter zu dem Motor gefördert, hinter dem Motor in einem Kühler gekühlt und schließlich in den Sumpf 20 zurückgeführt und dabei auf den Druck der Niederdruckseite entspannt.
Wird die Motordrehzahl und damit gleichzeitig auch die Pumpendrehzahl erhöht, so erhöht sich der Fluidregeldruck PR entsprechend der Pumpencharakteristik. Ist die Grenzdrehzahl erreicht, ist auch der Fluidregeldruck PR so groß, dass unter seiner Wirkung das Regelventil 15 in seine zweite Schaltstellung umschaltet. Der zweite Druckraum 10 ist in der zweiten Schaltstellung des Regelventils 15 mit der Niederdruckseite, nämlich mit dem Sumpf 20 verbunden. Im zweiten Schaltzustand des Regelventils 15 stehen somit der erste Druckraum 9 unter dem hohen Druck P9 der Hochdruckseite und der zweite Druckraum 10 unter dem dagegen vernachlässigbaren Druck P10 der Niederdruckseite. Der Kolben 7/8 und damit zusammen das von ihm drehgelagerte zweite Förderrad 2 werden unter der Wirkung des Drucks P9 gegen die Elastizitätskraft des Federelements 13 axial verschoben. Durch die Verschiebung wird die Eingriffslänge der Förderräder 1 und 2 und damit einhergehend das spezifische Fördervolumen der Pumpe verringert. Die Verringerung des spezifischen Fördervolumens hat eine Absenkung des Fluiddrucks auf der Hochdruckseite, d.h. des Fluidregeldrucks PR, zur Folge. Fällt der Fluidregeldruck PR unter den Grenzwert, so fällt das Regelventil 15 wieder in seine erste Schaltstellung zurück, in der es den zweiten Druckraum 10 über die beiden Fluidverbindungen 11 und 12 mit dem ersten Druckraum 9 verbindet. Die Pumpe wird somit ab Erreichen der Grenzdrehzahl auf Einhaltung des Grenzwerts des Fluidregeldrucks PR geregelt. Durch die Regelung wird eine Druckbegrenzung und damit auch eine Fördervolumenbegrenzung der Pumpe erhalten. Der Fluiddruck der Hochdruckseite steigt im unteren Drehzahlbereich des angetriebenen ersten Förderrads 1 bis zu der Grenzdrehzahl im Wesentlichen proportional zu der Drehzahl und knickt bei der Grenzdrehzahl in eine Horizontale ab, d.h. der Fluiddruck der Hochdruckseite bleibt in dem Drehzahlbereich über der Grenzdrehzahl konstant.
Durch Ersatz des Regelventils 15 durch ein anderes Regelventil mit mehr als zwei diskreten Schaltstellungen oder ein kontinuierliches Regelventil, beispielsweise ein Proportionalventil, können auch andere Druckverläufe verwirklicht werden. So kann es beispielsweise vorteilhaft sein, wenn der geschilderte Druckverlauf in dem unteren Drehzahlbereich und einem sich daran anschließenden mittleren Drehzahlbereich eingestellt wird, der Fluiddruck der Hochdruckseite aber in einem sich an den mittleren Drehzahlbereich anschließenden hohen Drehzahlbereich wieder mit der Drehzahl des angetriebenen ersten Förderrads 1 ansteigt. Für die. Verwirklichung solch eines Druckverlaufs könnte das Regelventil 15 des Ausführungsbeispiels durch ein Regelventil mit drei Schaltstellungen ersetzt werden und den zweiten Druckraum 10 im oberen Drehzahlbereich über ein Druckreduzierelement mit der Hochdruckseite verbinden, um das Federelement 13 zu unterstützen.
Die Figuren 3 bis 6 zeigen eine Innenzahnradpumpe mit ebenfalls einer erfindungsgemäßen Verstellung des spezifischen Fördervolumens der Pumpe.
Die Figuren 3 und 4 zeigen die Innenzahnradpumpe je in einem Querschnitt. Das erste Förderrad 1 der Innenzahnradpumpe wird von einem drehangetriebenen Innenrad mit einer Außenverzahnung 1a gebildet. Das zweite Förderrad 2 wird von einem Hohlrad mit einer Innenverzahnung 2i gebildet. Die Außenverzahnung 1a hat einen Zahn weniger als die Innenverzahnung 2i. Das erste Förderrad 1 sitzt verdrehsicher auf einer drehangetriebenen Welle. Das zweite Förderrad 2 ist in dem Gehäuse 3 der Pumpe drehbar gelagert. Die Drehachse D1 des ersten Förderrads 1 verläuft parallel beabstandet, d.h. exzentrisch, zu der Drehachse D2 des zweiten Förderrads 2. Die Exzentrizität ist mit "e" bezeichnet.
Das erste Förderrad 1 und das zweite Förderrad 2 bilden zwischen sich einen Fluidförderraum, der in gegeneinander druckdicht abgeschlossene Förderzellen 24 unterteilt ist. Die einzelnen Förderzellen 24 sind jeweils zwischen zwei aufeinanderfolgenden Zähnen des ersten Förderrads 1 und des zweiten Förderrads 2 gebildet. Von einem Ort tiefsten Zahneingriffs bis zu einem Ort geringsten Zahneingriffs werden die Förderzellen 24 in Drehrichtung zunehmend größer, um anschließend von dem Ort geringsten Zahneingriffs bis zu dem Ort tiefsten Zahneingriffs wieder abzunehmen. Die größer werdenden, d.h. expandierenden Förderzellen 24 sind mit dem Einlass 5 der Förderkammer 4 und die kleiner werdenden, d.h. komprimierenden Förderzellen 24 sind mit dem Auslass 6 der Förderkammer 4 verbunden. Der Einlass 5 und der Auslass 6 wird durch seitlich an die Förderzellen 25 sich anschließende, nierenförmige Nutöffnungen in Dichtflächen des Gehäuses 3 gebildet, die den Förderrädern 1 und 2 axial zugewandt gegenüberliegen. Die den Einlass 5 bildende Öffnung überdeckt expandierende Förderzellen 24 und die den Auslass 6 bildende Öffnung überdeckt komprimierende Förderzellen 24 der beiden Förderräder 1 und 2. Im Bereich des Orts tiefsten Zahneingriffs und im Bereich des Orts geringsten Zahneingriffs bildet das Gehäuse Dichtstege zwischen dem Einlass 5 und dem Auslass 6. Bei einem Drehantreiben der Förderräder 1 und 2 wird Fluid von den expandierenden Förderzellen 24 von der Niederdruckseite angesaugt, über den Ort geringsten Zahneingriffs transportiert und auf der Hochdruckseite unter höherem Druck durch den Auslass 6 verdrängt.
Um das spezifische Fördervolumen verändern zu können, ist das zweite Förderrad 2 in einem Exzenterring 21 aufgenommen, der von dem Gehäuse 3 drehbar gelagert wird und relativ zu dem Gehäuse 3 in Bezug auf seine Drehwinkelposition verstellt werden kann. Das zweite Förderrad 2 ist in dem Exzenterring 21 mittels eines Gleitdrehlagers frei drehbar gelagert. Figur 3 zeigt den Exzenterring 21 und die Förderräder 1 und 2 in einer Ausgangsstellung, in der das spezifische Fördervolumen der Pumpe sein Maximum aufweist. Indem der Exzenterring 21 gegen die Drehrichtung der Förderräder 1 und 2 gedreht wird, wandert die Drehachse D2 des zweiten Förderrads 2 aus der Ausgangsstellung entgegen der Drehrichtung um die Drehachse D1 des ersten Förderrads 1. Figur 4 zeigt den Exzenterring 21 in seiner Endstellung, in der das spezifische Fördervolumen der Pumpe sein Minimum erreicht hat. Die in Figur 4 gezeigte Endstellung ist die Nullstellung der Pumpe, in der im Idealfall kein Fluid gefördert wird.
Die Figuren 5 und 6 zeigen einen Verstellmechanismus zur Verstellung der Drehwinkelposition des Exzenterrings 21. Der Exzenterring 21 ist topfförmig mit einem Ringkörper, der den eigentlichen Exzenterring als Topfwandung bildet, einem Topfboden und einem von dem Topfboden axial abragenden Zapfen 22. Der Zapfen 22 ist zu dem Ringkörper des Exzenterrings 21 konzentrisch. Der Zapfen 22 ist mit einer Stirnverzahnung 23 versehen. Die Verzahnung 23 ist mit der Verzahnung 26 eines Kolbens 25 in Zahneingriff. Der Kolben 25 ist in dem Gehäuse 3 der Pumpe hin und her verschiebbar gelagert und bildet mit seiner Verzahnung 26 eine Zahnstange. Der Kolben 25 dichtet an einer Kolbenseite einen ersten Druckraum 9 und an einer zweiten Kolbenseite einen zweiten Druckraum 10 ab.
Was die Beaufschlagung des Kolbens 25 mit dem Druckfluid der Hochdruckseite anbetrifft, entspricht der Kolben 25 des zweiten Ausführungsbeispiels dem Kolben 7/8 des ersten Ausführungsbeispiels. Auch das Federelement 13 entspricht seiner Funktion nach demjenigen des ersten Ausführungsbeispiels. Der Regelkreis zur Beaufschlagung der beiden Druckräume 9 und 10 mit dem Druckfluid der Hochdruckseite einschließlich des Regelventils für die von Fluidregeldruck abhängige Druckbeaufschlagung oder Druckentlastung des zweiten Druckraums 10 entspricht ebenfalls dem ersten Ausführungsbeispiel, so dass zur Vermeidung von Wiederholungen auf die Ausführungen zum ersten Ausführungsbeispiel verwiesen sei.
Durch die per Fluiddruck und Federelement 13 bewirkte Verschiebung des Kolbens 25 wird über den Zahneingriff der beiden Verzahnungen 26 und 23 der Exzenterring 21 um seine Drehachse D1 verdreht. Die Drehverstellung des Exzenterrings 21 bewirkt, wie bereits geschildert, die Drehverstellung der Förderräder 1 und 2 relativ zu dem Einlass 5 und dem Auslass 6 in die Förderkammer 4 der Pumpe. Im Ergebnis wird für die Innenzahnradpumpe die gleiche Art der Verstellung des spezifischen Fördervolumens wie bei der Außenzahnradpumpe des ersten Ausführungsbeispiels erhalten.
In Bezug auf weitere Details der Innenzahnradpumpe und deren Verstellung wird die EP 1 182 351 der Anmelderin in Bezug genommen, so dass auf eine ausführlichere Beschreibung an dieser Stelle verzichtet werden kann.
Bezugszeichen:
1
Förderrad
1a
Verzahnung
2
Förderrad
2a, 2i
Verzahnung
3
Gehäuse
4
Förderkammer
5
Einlass
6
Auslass
7
Kolbenkörper
8
Kolbenkörper
9
Druckraum
10
Druckraum
11
Fluidverbindung
12
Fluidverbindung
13
Federelement
14
-
15
Regler, Regelventil
16
Rückstellelement
17
-
18
-
19
-
20
Fluidsumpf
21
Exzenterring
22
Zapfen
23
Verzahnung
24
Förderzellen
25
Kolben
26
Verzahnung
D1
Drehachse
D2
Drehachse
P9
Fluiddruck
P10
Fluiddruck
PR
Fluidregeldruck

Claims (16)

  1. Verdrängerpumpe mit verstellbarem spezifischen Fördervolumen, umfassend:
    a) ein Gehäuse (3), das eine Förderkammer (4) enthält, in die an einer Niederdruckseite der Pumpe wenigstens ein Einlass (5) für Fluid und an einer Hochdruckseite der Pumpe wenigstens ein Auslass (6) für Fluid münden,
    b) wenigstens zwei in der Förderkammer (4) aufgenommene, drehantreibbare Förderräder (1, 2), die miteinander in einem Fördereingriff sind, um das Fluid von dem Einlass (5) zu dem Auslass (6) zu fördern, wobei die Förderräder (1, 2) so verstellbar sind, dass durch eine Verstellung der Förderräder (1, 2) relativ zueinander oder relativ zu dem Einlass (5) und/oder dem Auslass (6) das spezifische Fördervolumen der Pumpe verstellt wird,
    c) einen Kolben (7/8; 25), der für die Verstellung der Förderräder (1, 2) mit wenigstens einem der Förderräder (1, 2) gekoppelt ist,
    d) einen ersten Druckraum (9) und einen zweiten Druckraum (10) für eine Beaufschlagung des Kolbens (7/8; 25) je mit Fluid der Hochdruckseite, wobei ein auf den Kolben (7/8; 25) wirkender Fluiddruck (P9) des ersten Druckraums (9) einem auf den Kolben (7/8; 25) wirkenden Fluiddruck (P10) des zweiten Druckraums (10) entgegenwirkt,
    e) eine erste Fluidverbindung (11), die den ersten Druckraum (9) mit der Hochdruckseite verbindet, und eine zweite Fluidverbindung (12), die den zweiten Druckraum (10) mit der Hochdruckseite verbindet,
    f) ein Federelement (13), das dem in dem ersten Druckraum (9) auf den Kolben (7/8; 25) wirkenden Fluiddruck (P9) entgegenwirkt,
    g) und einen Regler (15), der den Fluiddruck (P10) des zweiten Druckraums (10) in Abhängigkeit von einer für die Fluidförderung der Pumpe maßgeblichen Regelgröße (PR) regelt.
  2. Verdrängerpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Regelgröße (PR) ein Fluidregeldruck von der Hochdruckseite ist.
  3. Verdrängerpumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass an den Regler (15) eine Verbindungsleitung angeschlossen ist, durch die unter dem Fluidregeldruck (PR) stehendes Fluid der Hochdruckseite von außerhalb des Gehäuses (3) der Pumpe dem Regler (15) zuführbar ist.
  4. Verdrängerpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Regler (15) ein Regelventil ist oder umfasst, dem als die Regelgröße (PR) ein Fluidregeldruck (PR) von der Hochdruckseite der Pumpe aufgegeben wird, wobei dem Fluidregeldruck (PR) eine Rückstellkraft eines Rückstellelements (16) entgegenwirkt.
  5. Verdrängerpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Regler (15) ein Regelventil mit wenigstens zwei diskreten Schaltstellungen (Reglerzustände) ist oder umfasst, die in Abhängigkeit von der Regelgröße (PR) geschaltet werden.
  6. Verdrängerpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Regler (15) ein kontinuierlich regelndes Regelventil ist oder umfasst, das den Fluiddruck in der zweiten Druckkammer (10) in Abhängigkeit von der Regelgröße (PR) kontinuierlich regelt.
  7. Verdrängerpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Regler (15) die zweite Fluidverbindung (12) unterbricht, wenn die Regelgröße (PR) einen vorgegebenen Wert erreicht oder überschreitet.
  8. Verdrängerpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Regler (15) in einem ersten Reglerzustand den zweiten Druckraum (10) mit der Hochdruckseite der Pumpe und in einem zweiten Reglerzustand mit der Niederdruckseite der Pumpe verbindet, wobei der Regler (15) den zweiten Reglerzustand bei einem größeren Wert der Regelgröße (PR) einnimmt als den ersten Reglerzustand.
  9. Verdrängerpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Regler (15) in einem ersten Reglerzustand den zweiten Druckraum (10) mit dem ersten Druckraum (9) verbindet und in einem zweiten Reglerzustand von dem ersten Druckraum (9) trennt, wobei der Regler (15) den zweiten Reglerzustand bei einem größeren Wert der Regelgröße (PR) einnimmt als den ersten Reglerzustand.
  10. Verdrängerpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Regler (15) in einem ersten Reglerzustand den ersten Druckraum (9) und den zweiten Druckraum (10) je einzeln mit der Hochdruckseite der Pumpe verbindet und in einem zweiten Reglerzustand den zweiten Druckraum (10) von der Hochdruckseite trennt, wobei der Regler (15) den zweiten Reglerzustand bei einem größeren Wert der Regelgröße (PR) einnimmt als den ersten Reglerzustand.
  11. Verdrängerpumpe nach einem der zwei vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Regler (15) in dem zweiten Reglerzustand den zweiten Druckraum (10) mit der Niederdruckseite der Pumpe verbindet.
  12. Verdrängerpumpe nach einem der vier vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die durch den Regler (15) jeweils geschaffene Fluidverbindung ein Kurzschluss für einen verzugslosen Druckausgleich ist.
  13. Verdrängerpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpe eine Außenzahnradpumpe ist und die wenigstens zwei Förderräder (1, 2) außenverzahnte Stirnräder sind, die miteinander in einem kämmenden Zahneingriff sind, um das Fluid von dem Einlass (5) zu dem Auslass (6) zu fördern, wobei der Kolben (7/8) eine Drehlagerung für eines der Förderräder (1, 2) bildet und wobei durch eine axiale Verschiebung des Kolbens (7/8) eine axiale Eingriffslänge der Förderräder (1, 2) verändert und dadurch das spezifische Fördervolumen der Pumpe verstellt wird.
  14. Verdrängerpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Pumpe eine Innenzahnradpumpe ist und die wenigstens zwei Förderräder (1, 2) ein außenverzahntes Innenrad und ein innenverzahntes Hohlrad sind, die in einem kämmenden Zahneingriff Förderzellen bilden, die das Fluid von dem Einlass (5) zu dem Auslass (6) fördern, wobei das Hohlrad wenigstens einen Zahn mehr aufweist als das Innenrad, die Verdrängerpumpe umfassend:
    einen Exzenterring (21), der in dem Gehäuse (3) um eine Exzenterringdrehachse (D1) drehbar gelagert ist und eines der Förderräder (1, 2) um seine Drehachse (D2) drehbar lagert, wobei die Exzenterringdrehachse (D1) und die Drehachse (D2) des von dem Exzenterring (21) drehbar gelagerten Förderrads (2) zueinander exzentrisch sind,
    und ein Verstellgetriebe (23, 26), das den Exzenterring (21) mit dem Kolben (25) koppelt und eine Verstellbewegung des Kolbens (25) in eine Drehbewegung des Exzenterrings (21) umwandelt, um die Förderräder (1, 2) relativ zu dem Einlass (5) und dem Auslass (6) zu verstellen.
  15. System zur Versorgung eines Aggregats, vorzugsweise eines Verbrennungskolbenmotors, mit einem Arbeitsfluid oder Schmierfluid, das System umfassend:
    a) eine Verdrängerpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    b) eine Fluidführungseinrichtung, die das Aggregat und ein Fluidreservoir (20) umfasst und durch die das Fluid über das Aggregat und das Fluidreservoir (20) in einem Kreislauf förderbar ist,
    c) wobei die Niederdruckseite der Pumpe sich von dem Einlass (5) der Förderkammer (4) stromaufwärts bis wenigstens zu dem Fluidreservoir (20) erstreckt,
    d) und wobei die Hochdruckseite der Pumpe sich von dem Auslass (6) der Förderkammer (6) stromabwärts bis wenigstens zu dem Aggregat erstreckt.
  16. System nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass auf der Hochdruckseite der Pumpe in der Fluidführungseinrichtung zwischen dem Auslass (6) der Förderkammer (4) und dem Aggregat ein Fluidfilter angeordnet ist und die Regelgröße (PR) stromabwärts von dem Fluidfilter abgenommen wird.
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