EP3676498A1 - Controllable coolant pump for a main delivery circuit and a secondary delivery circuit - Google Patents

Controllable coolant pump for a main delivery circuit and a secondary delivery circuit

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EP3676498A1
EP3676498A1 EP18740810.9A EP18740810A EP3676498A1 EP 3676498 A1 EP3676498 A1 EP 3676498A1 EP 18740810 A EP18740810 A EP 18740810A EP 3676498 A1 EP3676498 A1 EP 3676498A1
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EP
European Patent Office
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pump
valve
pressure
circuit
hydraulic
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EP18740810.9A
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EP3676498B1 (en
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Franz Pawellek
Toni Steiner
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Nidec GPM GmbH
Original Assignee
Nidec GPM GmbH
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Publication date
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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D15/00—Control, e.g. regulation, of pumps, pumping installations or systems
    • F04D15/0005—Control, e.g. regulation, of pumps, pumping installations or systems by using valves
    • F04D15/0022—Control, e.g. regulation, of pumps, pumping installations or systems by using valves throttling valves or valves varying the pump inlet opening or the outlet opening
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D15/00—Control, e.g. regulation, of pumps, pumping installations or systems
    • F04D15/0027—Varying behaviour or the very pump
    • F04D15/0038—Varying behaviour or the very pump by varying the effective cross-sectional area of flow through the rotor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01P—COOLING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; COOLING OF INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01P7/00—Controlling of coolant flow
    • F01P7/14—Controlling of coolant flow the coolant being liquid
    • F01P2007/146—Controlling of coolant flow the coolant being liquid using valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01P—COOLING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; COOLING OF INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01P5/00—Pumping cooling-air or liquid coolants
    • F01P5/10—Pumping liquid coolant; Arrangements of coolant pumps
    • F01P5/12—Pump-driving arrangements
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    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2250/00—Geometry
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    • F05D2270/00—Control
    • F05D2270/60—Control system actuates means
    • F05D2270/64—Hydraulic actuators

Definitions

  • the present invention relates to a mechanically driven coolant pump with a controllable delivery rate for a main charge cycle from a first outlet and for a secondary delivery cycle from a second outlet of the coolant pump.
  • auxiliary equipment such as exhaust gas recirculation, turbocharger, intercooling or the like as well as so-called split cooling, i. Separate cooling of the engine block and cylinder heads of the incinerator is used.
  • split cooling i. Separate cooling of the engine block and cylinder heads of the incinerator is used.
  • systems are known in the prior art both comprising one or more additional water pumps to allow independent circulation of individual circulations, as well as systems with water valves, allow a needs-based distribution of a demanded by a pump coolant flow to different branches.
  • make-up water pumps and water valves with actuators for valve adjustment in a branched pipe network in turn with a corresponding installation and susceptibility of cabling for a power supply and control signal transmission between decentralized actuators or pump motors, a central control device and a battery.
  • the number and independence of the components, failure of a drive, or failure of a cable can affect other areas of the coolant circulation that are inconsistent with a uniform fail-safe mode to prevent consequential damage.
  • German Patent Application DE 102010 050261 B3 of the same Applicant discloses a coolant pump of the so-called ECF (Electromagnetic Controlled Flow) type with a bypass.
  • ECF Electromagnetic Controlled Flow
  • an effective capacity compared to a capacity corresponding to the engine speed can be throttled set or turned off.
  • the regulation takes place by means of a coolant hydraulically actuated, cylindrical control slide, which covers a flow-effective radial region of the pump impeller.
  • the control spool In a closed state, the control spool covers the pump impeller to a volute, thereby shutting off the pump outlet. In this case, an opening is opened to a bypass in a rear wall of the pump chamber behind the pump impeller, which grants a separate to the pump outlet discharge of coolant from the pump chamber.
  • the opening of the bypass to the pump chamber is closed by a part of the rule slide.
  • the disclosed coolant pump thus provides a function of switching a large flow rate through the pump outlet or a small flow rate through the bypass.
  • intermediate states of a partial flow of the delivery flow occur whose course is not separately controllable in the desired way, but adjusts as a function of a pressure difference of the individual volume flows, which in turn results from a fixed flow geometry of the pump results.
  • Another aspect of the invention is also to provide a constructive connection for a jointly implemented in the delivery cycles Fail Safe mode.
  • the controllable mechanical coolant pump with a first outlet for a main conveyor belt and a second outlet for a secondary in-line circuit has i.a. a derived from the coolant hydraulic control circuit with an input side auxiliary pump, an output side proportional valve and a control slide as a hydraulic actuator for für flußbegende / .ung of Hauptfördcrnik- running on, and is characterized in particular by a control valve as a hydraulic actuator for Flow restriction of the secondary conveyor circuit is connected to the hydraulic control circuit, wherein operations of the Regeschiebers and the control valve are assigned to respective pressure ranges in the hydraulic control circuit.
  • the invention provides for the first time a coolant pump with two hydraulic actuators, in particular for the regulation of two different pump outlets or conveying circuits.
  • the invention provides for the first time before two hydraulic actuators on a hydraulic control circuit, which is derived in particular from the coolant to connect, i. to operate with the same control pressure.
  • control valve can be connected as branched-off hydraulic actuator between the auxiliary pump and the proportional valve to the hydraulic control circuit, and be closed by means of the pressure in the hydraulic control circuit against an elastic bias.
  • control valve can be designed as a seat valve, which is acted upon by a spring in the opening direction.
  • the spring-loaded seat valve ensures a smooth guided adjustment of the valve body with respect to the force of the spring even under load absorption of the delivery pressure.
  • a piston surface for receiving a hydraulic actuating force of the control valve in the hydraulic Regelkrcislauf be smaller than a piston area of the control slide in the hydraulic control circuit.
  • This selection of the different hydraulically effective area sizes of the actuators makes an application-specific preference in the hydraulic actuation.
  • a middle region of the control pressure which lies between the respective pressures for closing the control slide and the control valve, that state is implemented, that the control slide for the main conveyor circuit remains closed and the control valve for the slave overhead loop is openably adjustable.
  • This condition is needed, for example, when the internal combustion engine is to reach an operating temperature quickly, while at auxiliary equipment, such as e.g. There is already a need for cooling at a valve of the exhaust gas recirculation.
  • Piston area of the rule slide an area ratio of about 1: 3 amount.
  • control valve may be disposed in the second outlet on the pump housing.
  • a pressure valve which opens above a predetermined pressure difference between a higher pressure in the H nuptlorderstrom and a lower pressure in the secondary flow.
  • the pressure valve thus acts during the transient pressure difference described a drying of the small secondary conveyor circuit against, as a part of the main conveyor circuit flows into the secondary conveyor circuit.
  • the pressure valve may be formed as a check valve, which is acted upon by a spring in the closing direction.
  • a spring-loaded check valve is the preferred means to provide a pressure valve which gradually opens to a subsequent flow from the main conveyor circuit to the secondary conveyor circuit with increasing pressure difference.
  • the pressure valve downstream of the control slide in the main conveyor circuit and upstream of the control valve in the secondary conveyor circuit open.
  • Fig. 1 is an axial sectional view of the pump in a state in which both the
  • Fig. 2 is an axial sectional view of the pump in a state in which the Hauptforderniklauf is closed and the secondary conveying circuit is open;
  • Fig. 3 is an axial sectional view of the pump in a state in which both the
  • Main delivery circuit and the secondary conveyor circuit are open.
  • Fig. 1 shows a longitudinal section through the pump without complete outer contours of a pump housing 1.
  • a pump shaft 3 extends from a pulley 4, through a shaft bearing in a pump chamber 10 of the pump housing 1 and drives a pump impeller 2 at.
  • the pump impeller 2 and the pump chamber 10, which is not fully shown, are configured in the construction of a radial pump assembly in which a pump inlet 13 (not shown), the pump impeller 2 flows axially, and a first pump outlet 1 1 for connected to the internal combustion engine II
  • the main part of the pump chamber is tangentially out of the pumping chamber 10 via a radially outer spiral casing section.
  • the Pumpenbaugruppc the coolant pump has a hydraulically adjustable control slide 8, which is known from a so-called ECF pump type.
  • a flow-effective radial area around the impeller 2 of the control slide 8 with a coaxial with the pump shaft 3 formed cylindrical portion along a parallel to the pump shaft 3 extending travel are covered variable.
  • the control slide 8 is in a closed position, in which the flow area of the pump impeller 2 is completely covered and thus no flow to the first pump outlet 1 1 is effected.
  • the pump housing 1 is also within the radius of the pump impeller 2 and parallel to the pump shaft 3 a Axialkolbcnpumpe 6 (shown schematically) arranged, the piston via a shoe (not shown) is actuated on a rotatably mounted with the pump shaft 3 swash plate (not shown) slides.
  • the axial piston pump 6 serves as an auxiliary pump of a hydraulic control circuit 5 operated with coolant (shown schematically), in which a flow rate independent of the control flow 8 and a control valve 9 described later is generated and adjusted.
  • the axial piston pump 6 sucks in coolant from the Strömungsbercich between the pump impeller 2 and the rule slide 9 and pushes the pressurized refrigerant in the hydraulic Rege Vietnameselauf 5, which is formed in the pump housing 1.
  • the hydraulic control circuit 5 comprises an electromagnetically actuated proportional valve 7 (shown schematically), which limits a return of the coolant in the pumped coolant flow and thus sets a pressure of the hydraulic Regeniklaufs 5 in a distance between the Axialkolbcnpumpe 6 and the proportional valve 7.
  • a hydraulic branch supplies the pressure of the hydraulic recirculation loop 5 to an annular piston 1 8, which is arranged coaxially with the Pumpenwcllc 3 and assumes the function of a hydraulic actuator along the displacement path of the control slide 8.
  • a return spring acts on the annular piston 18 in the opposite direction to the pressure of the hydraulic control circuit 5, ie away from the pump impeller 2.
  • the annular piston 1 8 communicates with the Regclschieber 8 and moves it with increasing pressure of the hydraulic control circuit 5 in the direction of the pump impeller second , whereby the cylindrical portion of the control slide 6 is increasingly brought into axial overlap with the pump impeller 2.
  • the electromagnetic proportional valve 7 is opened without supplying a drive current, so that the coolant sucked in by the axial piston pump 6 flows back, essentially without pressure, via the hydraulic regulator circuit 5 through the proportional valve 7 back into the required coolant. If the electromagnetic proportional valve 7 is closed by supplying a controlled pulse width modulation drive current in a second or intermittent manner, the pressure generated by the axial piston pump 6 spreads via the hydraulic control circuit 5 to the annular piston 1 8. If the proportional valve 7 remains open by switching off the drive current, no pressure builds up in the hydraulic control circuit 5 and the annular piston 18 returns under the action of the return spring in the unactuated basic position.
  • the pump housing 1 comprises a second pump outlet 12 for a Mau complicat Vietnamese , to which in the present embodiment, a cooling system for an exhaust gas recirculation valve (EGR Vcntil) is connected .
  • the second pump outlet 12 opens at a rear side of the pump impeller 2 in the pump chamber 10. Die Mouth of the second pump outlet 12 is the same accessible through frontal openings of the control slide 8 regardless of a position, so that always a portion of the flow from the pump chamber 10 into the second pump outlet 12 penetrates.
  • the control valve 9 is arranged, which blocks, limits or opens a flow of the secondary conveyor circuit.
  • the control valve 9 is also connected by a hydraulic branch with the hydraulic control circuit 5.
  • a valve body of the Regelvcntils 9 is displaced by the pressure in the hydraulic control circuit 5 approximately perpendicular to the flow direction against the restoring force of a spring and thereby gradually closes the flow in the second pump outlet 12. At lower hydraulic control pressure, the valve body of the control valve 9 is pushed back by the spring and the flow of the second pump outlet 12 is released.
  • the pressure in the hydraulic control circuit 5 is controlled by on and off periods for opening and closing the Proporti onal valve s 7.
  • To control the control valve 9 in a variable position for limiting the flow of pressure is controlled so that a balance between the hydraulic pressure and a restoring force of the prestressed spring in the control valve 9 is achieved and a position of the valve body is held in the control valve 9.
  • the positions of the valve body of the control valve 9 as well as a position of the annular piston 18 of the control valve 8 by a displacement sensor (not shown) detected and used to control the proportional valve 7 s.
  • throttling of the main delivery cycle and the sub-delivery cycle with respect to a predetermined engine speed is performed on the basis of a control current for opening and closing the solenoid-operated proportional valve 7.
  • the hydraulic design has been selected such that the control valve 9 for the secondary conveyor circuit a higher hydraulic see pressure to close needed as the slide valve 8 for the main conveyor circuit.
  • the assignment of the pressure ranges in which the hydraulic actuators respond is set by means of a hydraulically effective piston surface, which has each actuator for pressure absorption from the hydraulic control circuit 5, and the selected characteristic of the return springs.
  • the response of the two hydraulic actuators is preferably selected such that an adjustment of the control valve 9 can be controlled by a pressure which starts above a pressure at which the control slide 8 completely closes.
  • a suitable separation between the pressure to close the one hydraulic actuator and the lower pressure at the beginning of the adjustment of the other actuator is set by a hydraulically effective area ratio.
  • the area ratio between the higher pressure closing actuator and the lower pressure closing actuator is 1: 3.
  • the operating state of the controllable coolant pump shown in FIG. 1 is intended for a cold start situation of a vehicle, in which there is still no cooling requirement of the internal combustion engine or of other devices.
  • the proportional valve 7 is controlled by a control unit (not shown) by a sampling ratio of a Pul swei t enmod u 1 ati on with a high proportion of switch-on to set a high pressure in the hydraulic control circuit 5.
  • the proportional valve 7 limits a return flow of the coolant behind the axial piston pump 6 and a backwater in front of the proportional proportional valve 7 causes the pressure in the hydraulic control circuit 5 to increase the branched actuators until the Regclschieber 8 and subsequently close the control valve 9. From a hold of a pressure at which the control valve 9 completely closes, both flows of the main conveyor and the NcbenANCwanspilaufs are therefore limited or closed maximum.
  • the operating state of the controllable coolant pump shown in FIG. 2 is intended, for example, for a warm-up situation of a vehicle in which the internal combustion engine is not yet at operating temperature, but have already formed so-called hotspots at facilities such as an exhaust gas recirculation, so that already a cooling requirement for the protection of Components such as an EGR valve is present.
  • the proportional valve 7 is controlled by a sampling ratio of a pulse width modulation with a lower proportion of switch-on to lower the pressure in the hydraulic control circuit 5.
  • a return flow from the hydraulic control circuit 5 through the proportional valve 7 increases and the pressure on the actuators decreases.
  • a gradual limitation of the secondary conveying circuit with the main request circuit closed is adjustable.
  • the pressure valve 15 in turn remains closed, since it continues to be exposed in the closing direction to a pressure of the secondary conveying circuit while the other side is not exposed to a delivery pressure.
  • the operating state of the controllable cooling medium pump shown in FIG. 3 is intended for a load situation of a vehicle in which there is a need for cooling both for the combustion engine and for one or more other devices which are connected to the auxiliary conveying circuit.
  • the proportional valve 7 is not or driven by a sampling ratio of a pulse width modulation with a small proportion of switch-on, so no pressure is generated in the hydraulic control circuit 5.
  • the control slide 8 moves over gradual limiting positions in the open position, while the already open control valve 9 remains open.
  • both the flow of the main conveyor slices and the flow rate of the auxiliary conveyor circuit 5 remain open to the maximum.
  • a gradual limitation of the main conveyor circuit with an open secondary conveyor circuit is adjustable.
  • the pressure valve 15 is opened during the opening of the control slide 8 or during a maximum open main conveying circuit by a pressure difference.
  • the pressure difference results from a slight pressure loss of the part of the delivery flow flowing into the main conveyor and a high pressure loss of the part of the delivery flow which flows into the secondary delivery circuit.
  • a corresponding pressure drop in the second pump outlet 12 increases the pressure difference at the pressure valve 15.
  • the pressure valve 15 opens and allows a subsequent flow from the large flow rate in the main conveyor circuit to compensate for the insufficient flow rate in the secondary conveyor cycle.
  • the flow behavior during a transient state of division or a relatively large division ratio between the delivery quantities is improved.

Abstract

The invention relates to a mechanically driven coolant pump having a controllable delivery rate for a main delivery circuit from a first outlet and for a secondary delivery circuit from a second outlet of the coolant pump, said coolant pump comprising, among other things, a hydraulic control circuit (5) which is derived from the coolant pump and has an input-side auxiliary pump (6), an output-side proportional valve (7), and a control slide (8) as a hydraulic actuator for limiting the flow of the main delivery circuit, wherein a cylindrical portion of the control slide (8) can be axially displaced in the pump chamber (10) in order to radially shield the pump impeller (2), specifically by means of a pressure in the hydraulic control circuit (5) counter to a restoring force. The coolant pump is characterised in particular in that a control valve (9) is connected to the hydraulic control circuit (5) as a hydraulic actuator in order to limit the flow of the secondary delivery circuit, wherein actuations of the control slide (8) and of the control valve (9) are associated with pressure ranges in the hydraulic control circuit (5).

Description

Beschreibung  description
Regelbare Kühlmittelpumpe für Haupt- und Nebenförderkreislauf Controllable coolant pump for main and secondary conveying circuit
Die vorliegende Erfindung betrifft eine mechanisch angetriebene Kühlmittelpumpe mit einer regelbaren Förderleistung für einen Hauptforderkreislauf aus einem ersten Aus- lass und für einen Nebenförderkreislauf aus einem zweiten Auslass der Kühlmittelpumpe. The present invention relates to a mechanically driven coolant pump with a controllable delivery rate for a main charge cycle from a first outlet and for a secondary delivery cycle from a second outlet of the coolant pump.
Durch steigende Anforderungen an die Kraftstoffeffizienz und Emissionen von Verbrennungsmaschinen werden in Fahrzeugen Hilfseinrichtungen, wie eine Abgasrückführung, ein Turbolader, eine Ladeluftkühlung oder dergleichen, sowie ein sogenanntes Split Cooling, d.h. eine separate Kühlung von Motorblock und Zylinderköpfen der Ver- brennungsmasehine eingesetzt. Die Einbindung eines jeweiligen thermischen Bedarfs zum Schutz der betreffenden Bauteile oder zur Funktionalität von Wärmeaustauschern stellt Heraus forderungen an die Flexibilität moderner Thermomanagementsysteme. Due to increasing demands on fuel efficiency and emissions of internal combustion engines, auxiliary equipment such as exhaust gas recirculation, turbocharger, intercooling or the like as well as so-called split cooling, i. Separate cooling of the engine block and cylinder heads of the incinerator is used. The integration of a respective thermal demand for the protection of the relevant components or the functionality of heat exchangers poses challenges to the flexibility of modern thermal management systems.
Um einen größeren Freiheitsgrad bei der Gestaltung des Thermomanagements, insbesondere hinsichtlich spezifischer Verzweigungen und Zirkulationen zu verschaffen, sind im Stand der Technik sowohl Systeme bekannt, die eine oder mehrere Zusatzwasserpumpen umfassen, um eine unabhängige Förderung individueller Zirkulationen zu ermöglichen, als auch Systeme mit Wasserventilen, die eine bedarfsgerechte Verteilung eines durch eine Pumpe geforderten Kühlmittelstroms auf verschiedene Zweige ermöglichen. In order to provide a greater degree of freedom in the design of the thermal management, in particular with regard to specific branches and circulations, systems are known in the prior art both comprising one or more additional water pumps to allow independent circulation of individual circulations, as well as systems with water valves, allow a needs-based distribution of a demanded by a pump coolant flow to different branches.
Die steigende Komplexität derartiger Systeme ist stets mit Problemstellungen der Kosten für Komponenten, der Installation, dem Packaging sowie der Ausfallsicherheit steucrungsrelevanter Komponenten konfrontiert. The increasing complexity of such systems is always faced with problems of component costs, installation, packaging and reliability of control relevant components.
So geht beispielsweise die Bereitstellung von Zusatzwasserpumpen und Wasserventilen mit Stellgliedern zur Ventileinstellung in einem verzweigten Leitungsnetz wiederum mit einer entsprechenden Installation und Störempfindlichkeit von Verkabelungen für eine Leistungszufuhr und Steuersignalübertragung zwischen dezentralen Stellantrieben oder Pumpenmotoren, einer zentralen Steuereinrichtung und einer Batterie einher. Zudem kann durch die Anzahl und Unabhängigkeit der Komponenten, ein Ausfall eines Antriebs oder Defekt eines Kabels Auswirkungen auf andere Bereiche der Kühlmittelzirkulation nach sich ziehen, die nicht mit einem einheitlichen Fail Safe Modus zur Abwendung von Folgeschäden konform sind. For example, the provision of make-up water pumps and water valves with actuators for valve adjustment in a branched pipe network in turn with a corresponding installation and susceptibility of cabling for a power supply and control signal transmission between decentralized actuators or pump motors, a central control device and a battery. In addition, the number and independence of the components, failure of a drive, or failure of a cable can affect other areas of the coolant circulation that are inconsistent with a uniform fail-safe mode to prevent consequential damage.
Aus der deutschen Patentanmeldung DE 102010 050261 B3 derselben Anmelderin ist eine Kühlmittelpumpe vom sogenannten ECF (Electromagnetic Controlled Flow) Typ mit einem Bypass bekannt. Bei einer solchen ECF Pumpe kann trotz eines an die Maschinendrehzahl gebunden Riemenantriebs eine effektive Förderleistung gegenüber einer der Maschinendrehzahl entsprechenden Förderleistung gedrosselt eingestellt oder abgestellt werden. Somit sind selbst bei einem mechanisch abhängigen Pumpenantrieb Funktionen wie ein Kühlmittelstillstand während einer Kaltstartphase einer Verbrennungsmaschine oder dergleichen realisierbar. Die Regelung erfolgt über einen mittels Kühlmittel hydraulisch betätigten, zylindrischen Regelschieber, der einen strömungswirksamen radialen Bereich des Pumpenlaufrads überdeckt. In einem geschlossenen Zustand überdeckt der Regelschieber das Pumpenlaufrad zu einem Spiralgehäuse, wodurch der Pumpenauslass stillgelegt ist. Dabei wird eine Öffnung zu einem Bypass in einer Rückwand der Pumpenkammer hinter dem Pumpenlaufrad freigegeben, der eine zu dem Pumpenauslass separate Abfuhr von Kühlmittel aus der Pumpenkammer gewährt. Andererseits wird in einer offenen Position des Regelschiebers, in dem eine Strömung durch den Pumpenauslass vollständig freigegeben ist, die Öffnung des Bypasses zur Pumpenkammer durch einen Teil des Regel Schiebers verschlossen. German Patent Application DE 102010 050261 B3 of the same Applicant discloses a coolant pump of the so-called ECF (Electromagnetic Controlled Flow) type with a bypass. In such an ECF pump, despite being tied to the engine speed belt drive, an effective capacity compared to a capacity corresponding to the engine speed can be throttled set or turned off. Thus, even in a mechanically dependent pump drive functions such as a coolant shutdown during a cold start phase of an internal combustion engine or the like can be realized. The regulation takes place by means of a coolant hydraulically actuated, cylindrical control slide, which covers a flow-effective radial region of the pump impeller. In a closed state, the control spool covers the pump impeller to a volute, thereby shutting off the pump outlet. In this case, an opening is opened to a bypass in a rear wall of the pump chamber behind the pump impeller, which grants a separate to the pump outlet discharge of coolant from the pump chamber. On the other hand, in an open position of the control slide, in which a flow is fully released through the pump outlet, the opening of the bypass to the pump chamber is closed by a part of the rule slide.
Die offenbarte Kühlmittelpumpe stellt somit eine Funktion zum Umschalten einer großen Fördermenge durch den Pumpenauslass oder einer kleinen Fördermenge durch den Bypass zur Verfügung. Während der Drosselung der Förderleistung treten jedoch Zwischenzustände eines Tei 1 ungs verh äl tni sses des Förderstroms auf, deren Verlauf nicht in gewünschter Weise separat steuerbar ist, sondern sich in Abhängigkeit einer Druckdifferenz der einzelnen Volumenströme einstellt, die sich wiederum aus einer festen Strömungsgeometrie der Pumpe ergibt. Im Hinblick auf die Nachteile des zuvor genannten Stands der Technik besteht eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung darin, eine kompakte Aktorik für ein Kühlmittel System mit zwei Förderkreisläufen zu schaffen. The disclosed coolant pump thus provides a function of switching a large flow rate through the pump outlet or a small flow rate through the bypass. During the throttling of the delivery rate, however, intermediate states of a partial flow of the delivery flow occur whose course is not separately controllable in the desired way, but adjusts as a function of a pressure difference of the individual volume flows, which in turn results from a fixed flow geometry of the pump results. In view of the disadvantages of the aforementioned prior art, it is an object of the present invention to provide a compact actuator system for a coolant system with two delivery circuits.
Ein weiterer Aspekt der Erfindung ist darüber hinaus, einen konstruktiven Zusammenhang für einen in den Förderkreisläufen gemeinsam umgesetzten Fail Safe Modus zu schaffen. Another aspect of the invention is also to provide a constructive connection for a jointly implemented in the delivery cycles Fail Safe mode.
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine Kühlmittelpumpe mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. The object is achieved by a coolant pump with the features of claim 1.
Die regelbare mechanische Kühlmittelpumpe mit einem ersten Auslass für einen H aupt förderkreisl au f und einem zweiten Auslass für einen Nebentorderkreislauf weist u.a. einen aus dem Kühlmittel abgeleiteten hydraulischen Regelkreislauf mit einer ein- gangsseitigen Hilfspumpe, einem ausgangsseitigen Proportionalventil und einem Regelschieber als hydraulisches Stellglied zur Durch flussbegren/.ung des Hauptfördcrkreis- laufs auf, und zeichnet sich insbesondere dadurch aus, dass ein Regel ventil als hydraulisches Stellglied zur Durchflussbegrenzung des Neben fördcrkreislaufs mit dem hydraulischen Regelkreislauf verbunden ist, wobei Betätigungen des Regeschiebers und des Regelventils jeweiligen Druckbereichen im hydraulischen Regelkreislauf zugeordnet sind. The controllable mechanical coolant pump with a first outlet for a main conveyor belt and a second outlet for a secondary in-line circuit has i.a. a derived from the coolant hydraulic control circuit with an input side auxiliary pump, an output side proportional valve and a control slide as a hydraulic actuator for Durchflußbegende / .ung of Hauptfördcrkreis- running on, and is characterized in particular by a control valve as a hydraulic actuator for Flow restriction of the secondary conveyor circuit is connected to the hydraulic control circuit, wherein operations of the Regeschiebers and the control valve are assigned to respective pressure ranges in the hydraulic control circuit.
Die Erfindung sieht somit erstmals eine Kühlmittelpumpe mit zwei hydraulischen Stellgliedern vor, insbesondere zur Regulierung von zwei unterschiedlichen Pumpenauslässen bzw. Förderkrei sl äufen. Thus, the invention provides for the first time a coolant pump with two hydraulic actuators, in particular for the regulation of two different pump outlets or conveying circuits.
Ferner sieht die Erfindung erstmals vor zwei hydraulische Stellglieder an einem hydraulischen Regelkreislauf, der insbesondere aus dem Kühlmittel abgeleitet wird, anzuschließen, d.h. mit demselben Regeldruck zu betreiben. Furthermore, the invention provides for the first time before two hydraulic actuators on a hydraulic control circuit, which is derived in particular from the coolant to connect, i. to operate with the same control pressure.
Als Leistungszufuhr bzw. Verstellkraft eines zusätzlichen Stellglieds wird eine bereits im Stand der Technik vorhandene Baugruppe genutzt und erweitert. Dadurch kann ein besonders kompakter Aufbau erzielt werden, in dem eine Aktorik zur Regelung der Förderkreise in der Pumpe integriert und Kosten eingespart werden. Insbesondere kann eine externe Verkabelung zu Stellgliedern oder Motoren im kühlmittclfuhrendcn Leitungsnetz entfallen. As power supply or adjustment of an additional actuator already existing in the prior art assembly is used and expanded. This can a particularly compact design can be achieved in which an actuator integrated to control the conveyor circuits in the pump and costs are saved. In particular, external cabling to actuators or motors in the coolant supply network can be omitted.
Durch die Verknüpfung einer gemeinsamen hydraulischen Ansteuerung mittels desselben Regeldrucks, tritt auch im Falle eines Regelungsausfalls oder eines hydraulischen Defekts an beiden Stellgliedern dieselbe Ansteuerungsgröße auf, wodurch eine simultan ausgerichtete Reaktion der Stellglieder sichergestellt und zugunsten eines Fail Safe Modus in beiden Förderkreisläufen nutzbar ist. By linking a common hydraulic control by means of the same control pressure, occurs in the case of a control failure or hydraulic failure on both actuators the same control variable, whereby a simultaneous aligned response of the actuators ensured and useful in favor of a fail-safe mode in both delivery cycles.
Durch die Auslegung der Betätigung der Stellglieder auf verschiedene Druckbereiche, sprechen diese auf eine Steuerung eines zugeordneten Drucks im hydraulischen Regelkreislauf zumindest bereichsweise unabhängig voneinander an, sodass verschiedene Ventilstellungen in den beiden Förderkreisläufen vorgenommen werden können. Durch die Ansteuerung beider hydraulischer Stellglieder aus dem hydraulischen Regelkreislauf lassen sich im Vergleich zum genannten Stand der Technik einer ECF Pumpe mit Bypass zwei neue Grundzustände, d.h. Hauptförderkreislauf und Nebenfördcrkreislauf vollständig geschlossen, oder H auptf orderkrei s 1 au f und Neben fö rd erkr ei s 1 au f vollständig geöffnet, als auch zwei Verstellbereiche realisieren, in wobei z.B. der Hauptforderkreislauf geschlossen bleibt und ein Durchfluss des Nebenförderkreislaufs einstellbar ist. By designing the actuation of the actuators to different pressure ranges, these respond to a control of an associated pressure in the hydraulic control circuit at least partially independently, so that different valve positions can be made in the two delivery circuits. By controlling both hydraulic actuators from the hydraulic control circuit can be compared to the cited prior art ECF pump with bypass two new ground states, i. Main conveyor circuit and secondary conveyor circuit are completely closed, or Main section 1 is opened and closed in addition to section 1 to fully open, as well as two adjustment areas, in which e.g. the Hauptforderkreislauf remains closed and a flow of the secondary conveyor circuit is adjustable.
Vorteilhafte Weiterbildungen der regelbaren Kühlmittelpumpc sind Gegenstand der abhängigen Ansprüche. Advantageous developments of the controllable Kühlmittelpumpc are the subject of the dependent claims.
Gemäß einem Aspekt der Erfindung kann das Regelventil als abgezweigtes hydraulisches Stellglied zwischen der .Hilfspumpe und dem Proportionalventil mit dem hydraulischen Regelkreislauf verbunden sein, und mittels des Drucks im hydraulischen Regel - kreislauf entgegen einer elastischen Vorspannung geschlossen werden. According to one aspect of the invention, the control valve can be connected as branched-off hydraulic actuator between the auxiliary pump and the proportional valve to the hydraulic control circuit, and be closed by means of the pressure in the hydraulic control circuit against an elastic bias.
Durch diese Konfiguration der hydraulischen Ansteuerung liegt an den hydraulischen Stellgliedern bzw. dem Regelschieber und dem Regelventil derselbe Regeldruck an. Durch die Auslegung als drucklos geöffnetes Ventil wird eine Fail Safe Modus für den Nebenförderkreislauf erzielt, wie später beschrieben wird. Due to this configuration of the hydraulic control, the same control pressure is applied to the hydraulic actuators or the control slide and the control valve on. Due to the design as a normally open valve, a fail safe mode for the secondary conveyor circuit is achieved, as will be described later.
Gemäß einem Aspekt der Erfindung kann das Regelventil als Sitzventilventil aus- gebildet sein, das durch eine Feder in Öf fnungsri ch tung beaufschlagt ist. According to one aspect of the invention, the control valve can be designed as a seat valve, which is acted upon by a spring in the opening direction.
Das federbeaufschlagte Sitzventil stellt auch unter Lastaufnahme des Förderdrucks eine leichtgängig geführte Verstellung des Ventilkörpers in Bezug auf die Stellkraft der Feder sicher. The spring-loaded seat valve ensures a smooth guided adjustment of the valve body with respect to the force of the spring even under load absorption of the delivery pressure.
Gemäß einem Aspekt der Erfindung kann eine Kolbenfläche zur Aufnahme einer hydraulischen Stellkraft des Regelventils im hydraulischen Regelkrcislauf kleiner als eine Kolbenfläche des Regel Schiebers im hydraulischen Regelkreislauf sein. Durch diese Auswahl der unterschiedlichen hydraulisch wirksamen Flächengrößen der Stellglieder wird eine anwendungsspezifische Präferenz in der hydraulischen Ansteu- erung getroffen. Somit wird in einem mittleren Bereich des Regeldrucks, der zwischen den jeweiligen Drücken zum Schließen des Regelschiebers und des Regel ventils liegt, derjenige Zustand umgesetzt, dass der Regelschieber für den Hauptförderkreislauf ge- schlössen bleibt und das Regelventil für den Nebentorderkrei slauf einstellbar geöffnet wird. Dieser Zustand wird beispielsweise benötigt, wenn die Verbrennungsmaschine eine Betri ebstemperatur schnell erreichen soll während an Hilfseinrichtungen, wie z.B. an einem Ventil der Abgasrückführung bereits Kühlungsbedarf besteht. Gemäß einem Aspekt der Erfindung kann die Kolbenfläche des Regelventils zu derAccording to one aspect of the invention, a piston surface for receiving a hydraulic actuating force of the control valve in the hydraulic Regelkrcislauf be smaller than a piston area of the control slide in the hydraulic control circuit. This selection of the different hydraulically effective area sizes of the actuators makes an application-specific preference in the hydraulic actuation. Thus, in a middle region of the control pressure, which lies between the respective pressures for closing the control slide and the control valve, that state is implemented, that the control slide for the main conveyor circuit remains closed and the control valve for the slave overhead loop is openably adjustable. This condition is needed, for example, when the internal combustion engine is to reach an operating temperature quickly, while at auxiliary equipment, such as e.g. There is already a need for cooling at a valve of the exhaust gas recirculation. According to one aspect of the invention, the piston surface of the control valve to the
Kolbenfläche des Regel Schiebers ein Flächenverhältnis von etwa 1 :3 betragen. Piston area of the rule slide an area ratio of about 1: 3 amount.
Durch dieses hydraulisch wirksame Flächenverhältnis zwischen den beiden Stellgliedern wird im Zusammenhang mit den Rückstellkräften der jeweiligen Federvorspan- nung eine bevorzugte Spreizung der beiden zugeordneten Bereiche des Regeldrucks erzielt, was sich in einem definierten Ansprechverhalten zwischen den beiden Stellgliedern widerspiegelt. Gemäß einem Aspekt der Erfindung kann das Regelventil in dem zweiten Auslass am Pumpengehäuse angeordnet sein. As a result of this hydraulically effective area ratio between the two actuators, a preferred spreading of the two associated regions of the control pressure is achieved in connection with the restoring forces of the respective spring bias, which is reflected in a defined response between the two actuators. According to one aspect of the invention, the control valve may be disposed in the second outlet on the pump housing.
Somit werden ein hoehintegrierter kompakter Pumpenaufbau und eine kurze hydraulische Anbindung des hydraulischen Regelkreises an das Regelventil ermöglicht. Thus, a highly integrated compact pump structure and a short hydraulic connection of the hydraulic control loop to the control valve are made possible.
Gemäß einem Aspekt der Erfindung kann zwischen dem Hauptförderstrom und dem Nebenforderstrom ein Druck ventil bereitgestellt sein, das oberhalb einer vorbestimmten Druckdifferenz zwischen einem höheren Druck in dem H auptlorderstrom und einem niedrigeren Druck in dem Neben förderstrom öffnet. According to one aspect of the invention may be provided between the main flow and the Nebenforderstrom a pressure valve which opens above a predetermined pressure difference between a higher pressure in the H nuptlorderstrom and a lower pressure in the secondary flow.
In einem Übergangszustand, in dem der Nebenförderkrei sl au f geöffnet ist und der Hauptförderkreislauf aus dem geschlossenen Zustand geöffnet wird, fallt aufgrund des großen Volumenstroms durch den ersten Pumpenauslass ein Förderdruck in dem zweiten Pumpenauslass stark ab, woraus eine entsprechende Abnahme des Volumenstroms im Nebenförderkreislauf trotz unveränderter Stellung der Regelventils resultiert. In a transient state in which the Nebenförderkrei sl au open and the main conveyor circuit is opened from the closed state falls due to the large volume flow through the first pump outlet, a delivery pressure in the second pump outlet sharply, resulting in a corresponding decrease in the flow rate in the secondary conveyor circuit despite unchanged position of the control valve results.
Das Druck ventil wirkt somit während der beschriebenen transienten Druckdifferenz einem Versiegen des kleinen Neben förderkreislaufs entgegen, da ein Teil des Hauptförderkreislaufs in den Nebenförderkreislauf nachströmt. The pressure valve thus acts during the transient pressure difference described a drying of the small secondary conveyor circuit against, as a part of the main conveyor circuit flows into the secondary conveyor circuit.
Gemäß einem Aspekt der Erfindung kann das Druckventil als Rückschlagventil ausgebildet sein, das durch eine Feder in Schließrichtung beaufschlagt ist. According to one aspect of the invention, the pressure valve may be formed as a check valve, which is acted upon by a spring in the closing direction.
Ein federbeaufschlagtes Rückschlagventil bildet das bevorzugte Mittel, um ein Druck ventil bereitzustellen, das zu einem Nachströmen von dem Hauptförderkreislauf zu dem Neben förderkreislaus bei zunehmender Druckdifferenz graduell öffnet. A spring-loaded check valve is the preferred means to provide a pressure valve which gradually opens to a subsequent flow from the main conveyor circuit to the secondary conveyor circuit with increasing pressure difference.
Gemäß einem Aspekt der Erfindung kann das Druckventil strömungsabwärts vom Regelschieber in den Hauptförderkreislauf und strömungsaufwärts vom Regel ventil in den Nebenförderkreislauf münden. Diese Anordnung des Druckventils erzielt in der beschriebenen Funktionsweise ein bevorzugtes Ansprechverhaltcn und ermöglicht einen hochintegrierten kompakten Pumpenaufbau. According to one aspect of the invention, the pressure valve downstream of the control slide in the main conveyor circuit and upstream of the control valve in the secondary conveyor circuit open. This arrangement of the pressure valve achieves a preferred Ansprechanhaltcn in the described operation and allows a highly integrated compact pump structure.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand eines Ausfuhrungsbeispiels mit Bezug auf die Zeichnungen der Figuren 1 bis 3 beschrieben. In diesen zeigen: The invention will be described below with reference to an exemplary embodiment with reference to the drawings of Figures 1 to 3. In these show:
Fig. 1 eine axiale Schnittansicht der Pumpe in einem Zustand, in dem sowohl der Fig. 1 is an axial sectional view of the pump in a state in which both the
Hauptförderkreislauf als auch der Nebenförderkreislauf geschlossen sind;  Main conveyor circuit and the secondary conveyor circuit are closed;
Fig. 2 eine axiale Schnittansicht der Pumpe in einem Zustand, in dem der Hauptforderkreislauf geschlossen ist und der Nebenförderkreislauf ge ffnet ist; Fig. 2 is an axial sectional view of the pump in a state in which the Hauptforderkreislauf is closed and the secondary conveying circuit is open;
Fig. 3 eine axiale Schnittansicht der Pumpe in einem Zustand, in dem sowohl der Fig. 3 is an axial sectional view of the pump in a state in which both the
Hauptförderkreislauf als auch der Nebenförderkreislauf geöffnet sind.  Main delivery circuit and the secondary conveyor circuit are open.
Fig. 1 zeigt einen Längsschnitt durch die Pumpe ohne vollständige Außenkonturen eines Pumpengehäuses 1. Eine Pumpenweile 3 erstreckt sich von einer Riemenscheibe 4, durch ein Wellenlager in eine Pumpenkammer 10 des Pumpengehäuses 1 und treibt ein Pumpenlaufrad 2 an. Das Pumpenlaufrad 2 und die Pumpenkammer 10, die nicht vollständig dargestellt ist, sind in der Bauweise einer Radialpumpenbaugruppe ausgestaltet, bei der ein Pumpeneinlass 13 (nicht dargestellt) das Pumpenlaufrad 2 axial anströmt, und ein erster Pumpenauslass 1 1 für einen mit der Verbrennungsmaschine verbundenen I I aupt f ord erkrei sl au f über einen radial äußeren Spiral gehäuseabschnitt tangential aus der Pumpenkammer 10 auslcitet. Fig. 1 shows a longitudinal section through the pump without complete outer contours of a pump housing 1. A pump shaft 3 extends from a pulley 4, through a shaft bearing in a pump chamber 10 of the pump housing 1 and drives a pump impeller 2 at. The pump impeller 2 and the pump chamber 10, which is not fully shown, are configured in the construction of a radial pump assembly in which a pump inlet 13 (not shown), the pump impeller 2 flows axially, and a first pump outlet 1 1 for connected to the internal combustion engine II The main part of the pump chamber is tangentially out of the pumping chamber 10 via a radially outer spiral casing section.
Die Pumpenbaugruppc der Kühlmittelpumpe weist einen hydraulisch verstellbaren Regel Schieber 8 auf, der aus einem sogenannten ECF Pumpentyp bekannt ist. Dabei kann ein strömungswirksamer radialer Bereich um das Pumpenlaufrad 2 von dem Regelschieber 8 mit einem koaxial zur Pumpenwelle 3 ausgebildeten zylindrischen Abschnitt entlang eines parallel zur Pumpenwelle 3 verlaufenden Stellwegs variabel überdeckt werden. In Fig. 1 befindet sich der Regelschieber 8 in einer geschlossenen Position, in welcher der Strömungsbereich des Pumpenlaufrads 2 vollständig überdeckt wird und somit kein Förderstrom zu dem ersten Pumpenauslass 1 1 bewirkt wird. The Pumpenbaugruppc the coolant pump has a hydraulically adjustable control slide 8, which is known from a so-called ECF pump type. In this case, a flow-effective radial area around the impeller 2 of the control slide 8 with a coaxial with the pump shaft 3 formed cylindrical portion along a parallel to the pump shaft 3 extending travel are covered variable. In Fig. 1, the control slide 8 is in a closed position, in which the flow area of the pump impeller 2 is completely covered and thus no flow to the first pump outlet 1 1 is effected.
In dem Pumpengehäuse 1 ist ferner innerhalb des Radius des Pumpenlaufrads 2 und parallel zur Pumpenwelle 3 eine Axialkolbcnpumpe 6 (schematisch dargestellt) angeordnet, deren Kolben über einen Gleitschuh (nicht dargestellt) betätigt wird, der auf einer mit der Pumpenwelle 3 drehfest angeordneten Taumelscheibe (nicht dargestellt) gleitet. Die Axialkolbenpumpe 6 dient als eine Hilfspumpe eines mit Kühlmittel betriebenen hydraulischen Regelkreislaufs 5 (schematisch dargestellt), in dem ein zum Förderstrom unabhängiger Rcgcldruek zur Ansteuerung des Regelschiebers 8 und eines später beschriebenen Regelventils 9 erzeugt und eingestellt wird. In the pump housing 1 is also within the radius of the pump impeller 2 and parallel to the pump shaft 3 a Axialkolbcnpumpe 6 (shown schematically) arranged, the piston via a shoe (not shown) is actuated on a rotatably mounted with the pump shaft 3 swash plate (not shown) slides. The axial piston pump 6 serves as an auxiliary pump of a hydraulic control circuit 5 operated with coolant (shown schematically), in which a flow rate independent of the control flow 8 and a control valve 9 described later is generated and adjusted.
Die Axialkolbenpumpe 6 saugt Kühlmittel aus dem Strömungsbercich zwischen dem Pumpenlaufrad 2 und dem Regel Schieber 9 an und stößt das unter Druck gesetzte Kühlmittel in den hydraulischen Regekreislauf 5 aus, der in dem Pumpengehäuse 1 ausgebildet ist. Der hydraulische Regelkreislauf 5 umfasst ein elektromagnetisch betätigtes Proportionalventil 7 (schematisch dargestellt), das einen Rücklauf des Kühlmittels in den geförderten Kühlmittelstrom begrenzt und somit einen Druck des hydraulischen Regekreislaufs 5 in einer Strecke zwischen der Axialkolbcnpumpe 6 und dem Proportionalventil 7 einstellt. The axial piston pump 6 sucks in coolant from the Strömungsbercich between the pump impeller 2 and the rule slide 9 and pushes the pressurized refrigerant in the hydraulic Regekreislauf 5, which is formed in the pump housing 1. The hydraulic control circuit 5 comprises an electromagnetically actuated proportional valve 7 (shown schematically), which limits a return of the coolant in the pumped coolant flow and thus sets a pressure of the hydraulic Regekreislaufs 5 in a distance between the Axialkolbcnpumpe 6 and the proportional valve 7.
Eine hydraulische Abzweigung führt den Druck des hydraulischen Regekreislaufs 5 einem Ringkolben 1 8 zu, der koaxial zu der Pumpenwcllc 3 angeordnet ist und die Funktion eines hydraulischen Stellglieds entlang des Verschiebungswegs des Regelschiebers 8 übernimmt. Eine Rückstellfeder beaufschlagt den Ringkolben 18 in entgegengesetzter Richtung zu dem Druck des hydraulischen Regelkreislaufs 5, d.h. hinweg von dem Pumpenlaufrad 2. Der Ringkolben 1 8 steht mit dem Regclschieber 8 in Verbindung und verschiebt diesen mit zunehmendem Druck des hydraulischen Regelkreislaufs 5 in Richtung des Pumpenlaufrads 2, wodurch der zylindrische Abschnitt des Regelschiebers 6 zunehmend in axiale Überschneidung mit dem Pumpenlaufrad 2 gebracht wird. Das elektromagnetische Proportionalventil 7 ist ohne Zuführung eines Ansteuer- stroms geöffnet, sodass das von der Axialkolbenpumpe 6 angesaugte Kühlmittel im Wesentlichen drucklos über den hydraulischen Regclkreislauf 5 durch das Proportionalventil 7 hindurch zurück in das geforderte Kühlmittel zurück fließt. Wenn das elektromagnetische Proportionalventil 7 durch Zuführung eines unter Pulsweitenmodulation gesteuerten Ansteuerstroms zweitweise bzw. intermittierend geschlossen wird, breitet sich der von der Axialkolbenpumpe 6 erzeugte Druck über den hydraulischen Regelkreislauf 5 zu dem Ringkolben 1 8 aus. Wenn das Proportional ventil 7 durch Abschalten des Ansteuerstroms geöffnet bleibt, baut sich in dem hydraulischen Regelkreislauf 5 kein Druck mehr auf und der Ringkolben 18 kehrt unter Beaufschlagung der Rückstellfeder in die unbetätigte Grundstellung zurück. A hydraulic branch supplies the pressure of the hydraulic recirculation loop 5 to an annular piston 1 8, which is arranged coaxially with the Pumpenwcllc 3 and assumes the function of a hydraulic actuator along the displacement path of the control slide 8. A return spring acts on the annular piston 18 in the opposite direction to the pressure of the hydraulic control circuit 5, ie away from the pump impeller 2. The annular piston 1 8 communicates with the Regclschieber 8 and moves it with increasing pressure of the hydraulic control circuit 5 in the direction of the pump impeller second , whereby the cylindrical portion of the control slide 6 is increasingly brought into axial overlap with the pump impeller 2. The electromagnetic proportional valve 7 is opened without supplying a drive current, so that the coolant sucked in by the axial piston pump 6 flows back, essentially without pressure, via the hydraulic regulator circuit 5 through the proportional valve 7 back into the required coolant. If the electromagnetic proportional valve 7 is closed by supplying a controlled pulse width modulation drive current in a second or intermittent manner, the pressure generated by the axial piston pump 6 spreads via the hydraulic control circuit 5 to the annular piston 1 8. If the proportional valve 7 remains open by switching off the drive current, no pressure builds up in the hydraulic control circuit 5 and the annular piston 18 returns under the action of the return spring in the unactuated basic position.
In der geschlossenen Position des R egel Schiebers 8, die in den Figuren 1 und 2 dargestellt ist, überdeckt dessen zylindrischer Abschnitt das Pumpenlaufrad 2 vollständig, sodass unabhängig von der Pumpendrehzahl im Wesentlichen kein Volumenstrom in das Spiralgehäuse bewirkt wird. In the closed position of the reed valve 8, which is shown in FIGS. 1 and 2, its cylindrical section completely covers the pump impeller 2, so that substantially no volumetric flow into the volute casing is effected regardless of the pump speed.
In der offenen Position des Regelschiebers 8, die in Fig. 3 dargestellt ist, wird in Abhängigkeit der Pumpendrehzahl ein maximaler Förderstrom ohne Abschirmung eines strömungswirksamen Bereichs des Pumpenlaufrads 2 in dem Hauptforderkreislauf bewirkt. Dieser Zustand stellt zugleich einen Fail-Safe Modus dar, da im Falle eines Ausfalls einer Stromzufuhr, d.h. einem stromlosen elektromagnetischen Proportionalventil 7, automatisch ein maximaler Volumenstrom und ein größtmöglicher Wärmeaustrag aus dem Verbrennungsmotor durch den H auptförderkreislauf sichergestellt ist. In the open position of the control slide 8, which is shown in Fig. 3, a maximum flow rate without shielding a flow-effective area of the pump impeller 2 is effected in the Hauptforderkreislauf function of the pump speed. This condition also represents a fail-safe mode, since in the event of a power failure, i. an electroless electromagnetic proportional valve 7, a maximum volume flow and a maximum heat output from the internal combustion engine is automatically ensured by the main conveyor circuit.
Darüber hinaus umfasst das Pumpengehäuse 1 einen zweiten Pumpenauslass 12 für einen Nebenförderkreislaut", an den im vorliegenden Ausführungsbeispiel eine Kühlung für ein Abgasrückführungsventil (AGR-Vcntil) angeschlossen ist. Der zweite Pumpenauslass 12 mündet an einer Rückseite des Pumpenlaufrads 2 in die Pumpenkammer 10. Die Mündung des zweiten Pumpenauslasses 12 ist durch stirnseitige Offnungen des Regelschiebers 8 unabhängig von einer Position desselben zugänglich, sodass stets ein Teil des Förderstroms aus der Pumpenkammer 10 in den zweiten Pumpenauslass 12 dringt. In dem zweiten Pumpenauslass 12 ist das Regel ventil 9 angeordnet, das einen Durchfluss des Nebenförderkreislaufs sperrt, begrenzt oder öffnet. Das Regelventil 9 ist ebenfalls durch eine hydraulische Abzweigung mit dem hydraulischen Regelkreislauf 5 verbunden. Ein Ventilkörper des Regelvcntils 9 wird durch den Druck im hydraulischen Regelkreislauf 5 in etwa senkrecht zur Flussrichtung gegen die Rückstellkraft einer Feder verschoben und verschließt dabei graduell den Durchfluss im zweiten Pumpenauslass 12. Bei geringerem hydraulischem Regeldruck wird der Ventilkörper des Regelventils 9 durch die Feder zurückgeschoben und der Durchfluss des zweiten Pumpenauslasses 12 freigegeben. In addition, the pump housing 1 comprises a second pump outlet 12 for a Nebenförderkreislaut " , to which in the present embodiment, a cooling system for an exhaust gas recirculation valve (EGR Vcntil) is connected .. The second pump outlet 12 opens at a rear side of the pump impeller 2 in the pump chamber 10. Die Mouth of the second pump outlet 12 is the same accessible through frontal openings of the control slide 8 regardless of a position, so that always a portion of the flow from the pump chamber 10 into the second pump outlet 12 penetrates. In the second pump outlet 12, the control valve 9 is arranged, which blocks, limits or opens a flow of the secondary conveyor circuit. The control valve 9 is also connected by a hydraulic branch with the hydraulic control circuit 5. A valve body of the Regelvcntils 9 is displaced by the pressure in the hydraulic control circuit 5 approximately perpendicular to the flow direction against the restoring force of a spring and thereby gradually closes the flow in the second pump outlet 12. At lower hydraulic control pressure, the valve body of the control valve 9 is pushed back by the spring and the flow of the second pump outlet 12 is released.
Wie in Bezug auf die hydraulische Ansteuerung des Regeschiebers 8 erläutert, wird der Druck im hydraulischen Regelkreislauf 5 durch Ein- und Ausschaltdauern zum Öffnen- und Schließen des Proporti onal ventil s 7 gesteuert. Zur Ansteuerung des Regel ventils 9 in eine variable Stellung zur Durchflussbegrenzung wird der Druck derart gesteuert, dass ein Gleichgewicht zwischen dem hydraulischen Druck und einer Rückstellkraft der vorgespannten Feder im Regelventil 9 erzielt wird und eine Stellung des Ventilkörpers im Regelventil 9 gehalten wird. Die Stellungen des Ventilkörpers des Regelventils 9 können ebenso wie eine Stellung des Ringkolbens 18 des Regelventils 8 durch einen Wegsensor (nicht dargestellt) erfasst und zur Regelung des Proportional ventil s 7 verwendet. Dadurch wird eine Drosselung des Ilauptförderkreislaufs und des Nebenförderkreislaufs in Bezug zu einer vorgegebenen Maschinendrehzahl Anhand eines An Steuerstroms zum Öffnen und Schließen des elektromagnetisch betätigten Proportionalventils 7 durchgeführt. As explained with respect to the hydraulic control of the Regeschiebers 8, the pressure in the hydraulic control circuit 5 is controlled by on and off periods for opening and closing the Proporti onal valve s 7. To control the control valve 9 in a variable position for limiting the flow of pressure is controlled so that a balance between the hydraulic pressure and a restoring force of the prestressed spring in the control valve 9 is achieved and a position of the valve body is held in the control valve 9. The positions of the valve body of the control valve 9 as well as a position of the annular piston 18 of the control valve 8 by a displacement sensor (not shown) detected and used to control the proportional valve 7 s. Thereby, throttling of the main delivery cycle and the sub-delivery cycle with respect to a predetermined engine speed is performed on the basis of a control current for opening and closing the solenoid-operated proportional valve 7.
Nachstehend werden die Einstellung von zwei Grundzuständen und eines Verstellbereichs der Durchflussbegrenzung mit Bezug auf die Figuren 1 bis 3 erläutert. In der dargestellten Ausführungsform wurde die hydraulische Ausgestaltung derart gewählt, dass das Regelventil 9 für den Neben förderkreislauf einen höheren hydrauli- sehen Druck zum Schließen benötigt als der Rcgelschieber 8 für den Hauptförderkreislauf. Die Zuordnung der Druckbereiche, in denen die hydraulischen Stellglieder ansprechen, wird anhand einer hydraulisch wirksamen Kolbenfläche, die jedes Stellglied zur Druckaufnahme aus dem hydraulischen Regelkreislauf 5 aufweist, und der gewählten Kennlinie der Rückstellfedern eingestellt. In der dargestellten Ausführungsform ist das Ansprechverhalten der beiden hydraulischen Stellglieder vorzugsweise derart gewählt, dass ein Verstellbereich des Regelventils 9 durch einen Druck ansteuerbar ist, der oberhalb eines Drucks beginnt, bei dem der Regelschieber 8 vollständig schließt. Bei entsprechender Auswahl der Rückstellfedern wird eine geeignete Trennung zwischen dem Druck zum Schließen des einen hydraulischen Stellglieds und dem unteren Druck zu Beginn des Verstellbereichs des anderen Stellglieds durch ein hydraulisch wirksames Flächenverhältnis eingestellt. Beispielsweise beträgt das Flächenverhältnis zwischen dem bei höheren Druck schließenden Stellglied und dem bei niedrigerem Druck schließenden Stellglied den Wert 1 :3. Hereinafter, the setting of two ground states and an adjustment range of the flow restriction will be explained with reference to FIGS. 1 to 3. In the illustrated embodiment, the hydraulic design has been selected such that the control valve 9 for the secondary conveyor circuit a higher hydraulic see pressure to close needed as the slide valve 8 for the main conveyor circuit. The assignment of the pressure ranges in which the hydraulic actuators respond, is set by means of a hydraulically effective piston surface, which has each actuator for pressure absorption from the hydraulic control circuit 5, and the selected characteristic of the return springs. In the illustrated embodiment, the response of the two hydraulic actuators is preferably selected such that an adjustment of the control valve 9 can be controlled by a pressure which starts above a pressure at which the control slide 8 completely closes. With appropriate selection of the return springs a suitable separation between the pressure to close the one hydraulic actuator and the lower pressure at the beginning of the adjustment of the other actuator is set by a hydraulically effective area ratio. For example, the area ratio between the higher pressure closing actuator and the lower pressure closing actuator is 1: 3.
Der in Fig. 1 gezeigte Betriebszustand der regelbaren Kühlmittelpumpe ist für eine Kaltstartsituation eines Fahrzeugs gedacht, in der noch kein Kühlungsbedarf der Verbrennungsmaschine oder von anderen Einrichtungen vorliegt. The operating state of the controllable coolant pump shown in FIG. 1 is intended for a cold start situation of a vehicle, in which there is still no cooling requirement of the internal combustion engine or of other devices.
In Fig. 1 wird das Proportionalventil 7 von einer Steuereinheit (nicht dargestellt) durch ein Abtastverhältnis einer Pul swei t enmod u 1 ati on mit einem hohen Anteil von Einschaltzeiten angesteuert, um einen hohen Druck im hydraulischen Regelkreislauf 5 einzustellen. Das Proportional ventil 7 begrenzt einen Rückfluss des Kühlmittels hinter der Axialkolbenpumpe 6 stark und ein Rückstau vor dem Proport ionalventil 7 lässt den Druck im hydraulischen Regelkreislauf 5 zu den verzweigten Stellgliedern ansteigen, bis zunächst der Regclschieber 8 und darauffolgend das Regelventil 9 schließen. Ab einem halten eines Drucks, bei dem das Regel ventil 9 vollständig schließt, sind folglich beide Durchflüsse des Hauptförderkreislaufs und des Ncbenförderkreislaufs maximal begrenzt bzw. geschlossen. In Fig. 1, the proportional valve 7 is controlled by a control unit (not shown) by a sampling ratio of a Pul swei t enmod u 1 ati on with a high proportion of switch-on to set a high pressure in the hydraulic control circuit 5. The proportional valve 7 limits a return flow of the coolant behind the axial piston pump 6 and a backwater in front of the proportional proportional valve 7 causes the pressure in the hydraulic control circuit 5 to increase the branched actuators until the Regclschieber 8 and subsequently close the control valve 9. From a hold of a pressure at which the control valve 9 completely closes, both flows of the main conveyor and the Ncbenförderkreislaufs are therefore limited or closed maximum.
Ein Druckventil 15, das zwischen dem ersten Pumpenauslass 1 1 und dem zweiten Pumpenauslass 12 angeordnet ist, ist geschlossen, da es in Schließrichtung einem Druck des Nebenförderkreislaufs ausgesetzt ist, der sich vor dem geschlossenen Rcgclventil 9 staut, während die andere Seite in einem stillgelegten Abschnitt des ersten Pumpenaus- lasscs 11 bzw. des Spiralgehäuses keinem Förderdruck ausgesetzt ist. Der in Fig. 2 gezeigte Betriebszustand der regelbaren Kühlmittelpumpe ist beispielsweise für eine Warmlaufsituation eines Fahrzeugs gedacht, in der die Verbrennungsmaschine noch nicht auf Betriebstemperatur ist, sich an Einrichtungen wie einer Abgasrück führung jedoch bereits sogenannte Hotspots gebildet haben, sodass bereits ein Kühlungsbedarf zum Schutz von Bauteilen wie eine AGR-Ventil vorliegt. A pressure valve 15, which is arranged between the first pump outlet 1 1 and the second pump outlet 12, is closed because it is in the closing direction of a pressure is exposed to the secondary conveyor circuit, which jams in front of the closed Rcgclventil 9, while the other side in a disused portion of the first Pumpenaus- lasscs 11 and the volute casing is exposed to no discharge pressure. The operating state of the controllable coolant pump shown in FIG. 2 is intended, for example, for a warm-up situation of a vehicle in which the internal combustion engine is not yet at operating temperature, but have already formed so-called hotspots at facilities such as an exhaust gas recirculation, so that already a cooling requirement for the protection of Components such as an EGR valve is present.
In Fig. 2 wird das Proportional ventil 7 durch ein Abtastverhältnis einer Pulsweiten- modulation mit einem niedrigeren Anteil von Einschaltzeiten angesteuert, um den Druck im hydraulischen Regelkreislauf 5 abzusenken. Ein Rückfluss aus dem hydraulischen Regelkreislauf 5 durch das Proportionalventil 7 nimmt zu und der Druck an den Stellgliedern nimmt ab. Dabei bewegt sich zunächst das Regelventil 9 über graduelle Begrenzungspositionen in die geöffnete Stellung zurück, während der Regelschieber 8 geschlossen bleibt. Wenn ein Druck im hydraulischen Regelkreislauf 5 nach diesem Vorgang gehalten wird, bleibt folglich der Durchfluss des Hauptlorderkreislaufs geschlossen und der Durchfluss im Neben ί orderkrei sl au f 5 geöffnet. Zudem ist bei Regelung eines höheren Drucks im Regelkreislauf 5 eine graduelle Begrenzung des Nebenförderkreislaufs bei geschlossenem Hauptforderkreislauf einstellbar. In Fig. 2, the proportional valve 7 is controlled by a sampling ratio of a pulse width modulation with a lower proportion of switch-on to lower the pressure in the hydraulic control circuit 5. A return flow from the hydraulic control circuit 5 through the proportional valve 7 increases and the pressure on the actuators decreases. In this case, initially moves the control valve 9 via gradual limiting positions in the open position, while the control slide 8 remains closed. Consequently, if a pressure in the hydraulic control circuit 5 is maintained after this process, the flow of the main-lobe circuit remains closed and the flow in the secondary-open loop 5 is opened. In addition, when regulating a higher pressure in the control circuit 5, a gradual limitation of the secondary conveying circuit with the main request circuit closed is adjustable.
Das Druckventil 15 bleibt wiederum geschlossen, da es weiterhin in Schließrichtung einem Druck des Nebenförderkreislaufs ausgesetzt ist während die andere Seite kei- nem Förderdruck ausgesetzt ist. The pressure valve 15 in turn remains closed, since it continues to be exposed in the closing direction to a pressure of the secondary conveying circuit while the other side is not exposed to a delivery pressure.
Der in Fig. 3 gezeigte Betriebszustand der regelbaren Kühl m ittelpumpe ist für eine Lastsituation eines Fahrzeugs gedacht, in der sowohl für die Verbrennungsmaschine als auch für eine oder mehrere andere Einrichtungen, die mit dem Nebenförderkreislauf ver- bunden sind, ein Kühlungsbedarf vorliegt. In Fig. 3 wird das Proportional ventil 7 nicht oder durch ein Abtastverhältnis einer Pulsweitenmodulation mit einem geringen Anteil von Einschaltzeiten angesteuert, sodass im hydraulischen Regelkreislauf 5 kein Druck erzeugt wird. Daraufhin bewegt sich der Regelschieber 8 über graduelle Begrenzungspositionen in die geöffnete Stellung zurück, während das bereits geöffnete Regelventil 9 offen bleibt. Solange kein Druck im hydraulischen Regelkreislauf 5 erzeugt wird, bleiben folglich sowohl der Durchfluss des Haupt- förd erkrei sl aufs als auch der Durchfluss des Nebenförderkreislaufs 5 maximal geöffnet. Zudem ist bei Regelung eines niedrigen Drucks im Regelkreislauf 5 eine graduelle Begrenzung des Hauptförderkreislaufs bei geöffnetem Nebenförderkreislauf einstellbar. The operating state of the controllable cooling medium pump shown in FIG. 3 is intended for a load situation of a vehicle in which there is a need for cooling both for the combustion engine and for one or more other devices which are connected to the auxiliary conveying circuit. In Fig. 3, the proportional valve 7 is not or driven by a sampling ratio of a pulse width modulation with a small proportion of switch-on, so no pressure is generated in the hydraulic control circuit 5. Thereafter, the control slide 8 moves over gradual limiting positions in the open position, while the already open control valve 9 remains open. As long as no pressure is generated in the hydraulic control circuit 5, consequently, both the flow of the main conveyor slices and the flow rate of the auxiliary conveyor circuit 5 remain open to the maximum. In addition, when regulating a low pressure in the control circuit 5, a gradual limitation of the main conveyor circuit with an open secondary conveyor circuit is adjustable.
Das Druckventil 15 wird während des Öffnens des Regel Schiebers 8 bzw. während eines maximal geöffneten Hauptförderkreislaufs durch eine Druckdifferenz geöffnet. Die Druckdifferenz entsteht durch einen geringen Druckverlust des Teils des Förderstroms, der in den H auptförderkreisl auf fließt, und einen hohen Druckverlust des Teils des För- derstroms, der in den Nebenförderkreislauf fließt. Infolgedessen würde ohne das Druckventil 15, je nach Strömungsgeometrie bzw. - Verhältnis der Pumpenauslässe 1 1 , 12, kein ausreichender Volumenstrom in den Nebenförderkreislauf abfließen. Sobald der Volumenstrom des N eben f ord erkrei s 1 aufs einbricht erhöht ein entsprechender Druckabfall in dem zweiten Pumpenauslass 12 die Druckdifferenz am Druckventil 15. Wenn die Druck- differenz einen voreingestellten Schwellwert des Druckventils 15 überschreitet, öffnet sich das Druckventil 15 und ennöglicht ein Nachströmen aus der großen Fördermenge in dem Hauptförderkreislauf zum Ausgleich der unzureichenden Fördermenge in dem Nebenförderkreislauf. Somit wird das Strömungsverhalten während eines transienten ZuStands der Aufteilung oder eines relativ großen Teilungsverhältnisses zwischen den För- dermengen verbessert. The pressure valve 15 is opened during the opening of the control slide 8 or during a maximum open main conveying circuit by a pressure difference. The pressure difference results from a slight pressure loss of the part of the delivery flow flowing into the main conveyor and a high pressure loss of the part of the delivery flow which flows into the secondary delivery circuit. As a result, would flow without the pressure valve 15, depending on the flow geometry or - ratio of the pump outlets 1 1, 12, no sufficient flow in the secondary conveying circuit. As soon as the volumetric flow of the secondary flow 1 breaks down, a corresponding pressure drop in the second pump outlet 12 increases the pressure difference at the pressure valve 15. If the pressure difference exceeds a preset threshold value of the pressure valve 15, the pressure valve 15 opens and allows a subsequent flow from the large flow rate in the main conveyor circuit to compensate for the insufficient flow rate in the secondary conveyor cycle. Thus, the flow behavior during a transient state of division or a relatively large division ratio between the delivery quantities is improved.

Claims

Ansprüche claims
1. Regelbare Kühlmittelpumpe, die von einer Verbrennungsmaschine mechanisch angetrieben wird, aufweisend: ein Pumpengehäuse (1) mit einem axial zuführenden Einlass ( 13) und einem radial abführenden ersten Auslass (1 1) für einen Hauptförderkreislauf, die mit einer Pumpenkammer (10) des Pumpengehäuses (1) verbunden sind, ein Pumpenlaufrad (2) zum Fördern von Kühlmittel, das auf einer Pumpenwelle (3) in der Pumpenkammer (10) drehbar aufgenommen ist und über einen Riementrieb (4) angetrieben wird, einen aus dem Kühlmittel abgeleiteten hydraulischen Regelkreislauf (5) mit einer eingangsseitigen Hilfspumpe (6), einem ausgangsseitigen Proportionalventil (7) und einem Regelschieber (8) als hydraulisches Stellglied zur Durchflussbegrenzung des Hauptförderkreislaufs, wobei ein zylindrischer Abschnitt des Regelschiebers (8) zur radialen Abschirmung des Pumpenlaufrads (2) in der Pumpenkammer (10) axial verschiebbar ist, und zwar mittels eines Drucks im hydraulischen Regelkreislauf (5) entgegen einer Rückstellkraft; und einem zweiten Auslass (12) für einen Nebenförderkreislauf, der mit der Pumpenkammer (10) verbunden ist; dadurch gekennzeichnet, dass ein Regel ventil (9) als hydraulisches Stellglied zur Durchflussbegrenzung des Neben förderkreislaufs mit dem hydraulischen Regelkreislauf (5) verbunden ist, wobei Betätigungen des Regelschiebers (8) und des Regel ventils (9) jeweiligen Druckbereichen im hydraulischen Regelkreislauf (5) zugeordnet sind. A controllable coolant pump mechanically driven by an internal combustion engine, comprising: a pump housing (1) having an axially feeding inlet (13) and a radially discharging first outlet (11) for a main delivery circuit communicating with a pumping chamber (10) of the Pump housing (1) are connected, a pump impeller (2) for conveying coolant, which is rotatably received on a pump shaft (3) in the pump chamber (10) and is driven by a belt drive (4), a derived from the coolant hydraulic control circuit (5) with an input side auxiliary pump (6), an output proportional valve (7) and a control slide (8) as a hydraulic actuator for limiting the flow of the main conveyor circuit, wherein a cylindrical portion of the control slide (8) for radial shielding of the pump impeller (2) in the Pump chamber (10) is axially displaceable, by means of a pressure in the hydraulic control circuit (5 ) against a restoring force; and a second outlet (12) for a subcranking circuit connected to the pumping chamber (10); characterized in that a control valve (9) as a hydraulic actuator for limiting the flow of the secondary conveyor circuit with the hydraulic control circuit (5) is connected, wherein operations of the control slide (8) and the control valve (9) respective pressure ranges in the hydraulic control circuit (5) assigned.
2. Regelbare Kühlmittelpumpe nach Anspruch 1 , wobei das Regelventil (9) als abgezweigtes hydraulisches Stellglied zwischen der Hilfspumpe (6) und dem Proportionalventil (7) mit dem hydraulischen Regelkreislauf (5) verbunden ist, und mittels des Drucks im hydraulischen Regelkreislauf (5) entgegen einer Rückstellkraft geschlossen wird. 2. Controllable coolant pump according to claim 1, wherein the control valve (9) as a branched hydraulic actuator between the auxiliary pump (6) and the proportional valve (7) with the hydraulic control circuit (5) is connected, and by means of the pressure in the hydraulic control circuit (5). is closed against a restoring force.
3. Regelbare Kühlmittelpumpe nach Anspruch 1 oder 2, wobei das Regelventil (9) als Sitzventilventil ausgebildet ist, das durch eine Feder in Öffnungsrichtung beaufschlagt ist. 3. Controllable coolant pump according to claim 1 or 2, wherein the control valve (9) is designed as a seat valve, which is acted upon by a spring in the opening direction.
4. Regelbare Kühlmittelpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei eine Kolbenfläche zur Aufnahme einer hydraulischen Stellkraft des Regelventils (9) im hydraulischen Regelkreislauf (5) kleiner als eine Kolbenfläche des Regelschiebers (8) im hydraulischen Regelkreislauf (5) ist. 4. Controllable coolant pump according to one of claims 1 to 3, wherein a piston surface for receiving a hydraulic actuating force of the control valve (9) in the hydraulic control circuit (5) is smaller than a piston surface of the control slide (8) in the hydraulic control circuit (5).
5. Regelbare Kühlmittelpumpe nach Anspruch 4, wobei die Kolbenfläche des Regelventils (9) zu der Kolbenfläche des Regelschiebers (8) ein Flächenverhältnis von etwa 1 :3 beträgt. 5. Controllable coolant pump according to claim 4, wherein the piston surface of the control valve (9) to the piston surface of the control slide (8) has an area ratio of about 1: 3.
6. Regelbare Kühlmittelpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, wobei das Regelventil (9) in dem zweiten Auslass (12) am Pumpengehäuse (1 ) angeordnet ist. 6. Controllable coolant pump according to one of claims 1 to 5, wherein the control valve (9) in the second outlet (12) on the pump housing (1) is arranged.
Regelbare Kühlmittelpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, wobei zwischen dem Hauptförderstrom und dem Nebenförderstrom ein Druckventil (15) bereitgestellt ist, das ab einer vorbestimmten Druckdifferenz zwischen einem höheren Druck in dem H auptförderstrom und einem niedrigeren Druck in dem Nebenförderstrom öffnet. Controllable coolant pump according to one of claims 1 to 6, wherein between the main flow and the secondary flow a pressure valve (15) is provided which opens from a predetermined pressure difference between a higher pressure in the main flow and a lower pressure in the secondary flow.
8. Regelbare Kühlmittelpumpe nach Anspruch 7, wobei das Druckventil (15) als Rückschlagventil ausgebildet ist, das durch eine Feder in Schließrichtung beaufschlagt ist. 8. Controllable coolant pump according to claim 7, wherein the pressure valve (15) is designed as a check valve, which is acted upon by a spring in the closing direction.
9. Regelbare Kühlmittelpumpe nach Anspruch 7 oder 8, wobei das Druckventil (15) strömungsabwärts vom Regelschieber (8) in den Hauptförderkreislauf und strömungsaufwärts vom Regel ventil (9) in den Nebenforderkreislauf mündet. 9. Controllable coolant pump according to claim 7 or 8, wherein the pressure valve (15) downstream of the control slide (8) in the main delivery circuit and upstream of the control valve (9) opens into the Nebenforderkreislauf.
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Family Cites Families (33)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10047387B4 (en) 2000-09-25 2013-09-12 GPM Geräte- und Pumpenbau GmbH Dr. Eugen Schmidt, Merbelsrod Electrically driven coolant pump
DE10207653C1 (en) 2002-02-22 2003-09-25 Gpm Geraete Und Pumpenbau Gmbh Electric coolant pump with integrated valve, and method for controlling it
DE10314526B4 (en) 2003-03-31 2007-11-29 Geräte- und Pumpenbau GmbH Dr. Eugen Schmidt Coolant pump, in particular flow-cooled electric coolant pump with integrated directional control valve
DE102004012383B3 (en) 2004-03-13 2005-06-02 Faurecia Autositze Gmbh & Co. Kg Control module for vehicle seat adjusting device has motor supply outlets connectable to current supply connections via control module
DE102005062200B3 (en) 2005-12-23 2007-02-22 Geräte- und Pumpenbau GmbH Dr. Eugen Schmidt Adjustable coolant pump for internal combustion engine has annular valve pusher fitted to several piston rods movable in pump housing
JP2007231907A (en) 2006-03-03 2007-09-13 Denso Corp Fuel supply device
DE102006048255A1 (en) 2006-10-12 2008-04-17 Zf Friedrichshafen Ag Device for the electronic control of an automatic transmission for a motor vehicle
DE102007042866A1 (en) 2007-09-08 2009-03-12 Geräte- und Pumpenbau GmbH Dr. Eugen Schmidt Controllable coolant pump for combustion engine of motor vehicle, has operating chamber of pressure intensifier, which is arranged at pump housing, and annular piston operating sleeve is provided, which is inserted in sleeve retainer
DE102008022354B4 (en) 2008-05-10 2012-01-19 Geräte- und Pumpenbau GmbH Dr. Eugen Schmidt Controllable coolant pump and method for its regulation
DE102008026218B4 (en) 2008-05-30 2012-04-19 Geräte- und Pumpenbau GmbH Dr. Eugen Schmidt Adjustable coolant pump
DE102008046424A1 (en) 2008-09-09 2010-03-11 Schaeffler Kg Adjustable coolant pump
EP2425138A1 (en) 2009-04-30 2012-03-07 Geräte- und Pumpenbau GmbH, Dr. Eugen Schmidt Switchable coolant pump
DE102010046450A1 (en) 2010-09-24 2012-03-29 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Sealing for a controllable coolant pump
DE102010050261B3 (en) 2010-11-02 2012-05-03 Geräte- und Pumpenbau GmbH Dr. Eugen Schmidt Adjustable coolant pump
DE102010053510B4 (en) 2010-12-04 2014-01-23 Geräte- und Pumpenbau GmbH Dr. Eugen Schmidt Coolant pump
US9096207B2 (en) 2010-12-31 2015-08-04 Cummins Inc. Hybrid vehicle powertrain cooling system
DE102011004172B3 (en) 2011-02-15 2012-03-01 Schwäbische Hüttenwerke Automotive GmbH Coolant pump with adjustable delivery volume
DE102011001090A1 (en) 2011-03-04 2012-09-06 Geräte- und Pumpenbau GmbH Dr. Eugen Schmidt Merbelsrod Controllable cooling system for a motor vehicle, coolant pump therefor, usable in the coolant pump impeller and method for controlling a flow of coolant in such a cooling system
DE102011076138A1 (en) * 2011-05-19 2012-11-22 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Actuator for adjusting a controllable coolant pump
CN202117755U (en) 2011-06-15 2012-01-18 中国汽车技术研究中心 Electronic-control auxiliary cooling system of engine insusceptible to rotating speed of engine
DE102011079310A1 (en) 2011-07-18 2013-01-24 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Coolant pump for a coolant circuit of an internal combustion engine
DE102011079311A1 (en) 2011-07-18 2013-01-24 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Coolant pump for coolant circulation circuit of internal combustion engine of motor car, has control pump integrated into pump and providing fluid for displacement of locking element, where control pump is designed as rotary pump
DE102011113040B3 (en) 2011-09-09 2012-04-26 Geräte- und Pumpenbau GmbH Dr. Eugen Schmidt Controllable coolant pump for supplying coolant to e.g. cylinder head of internal combustion engine, has outflow opening enclosed by ring seal, which is arranged in chamber rear wall and actively connected with disk in rear end position
DE102012204044A1 (en) 2012-03-15 2013-09-19 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Adjustable coolant pump with a multi-part modular design
US9574485B2 (en) 2012-10-19 2017-02-21 Pierburg Pump Technology Gmbh Mechanical coolant pump
DE102012223069A1 (en) 2012-12-13 2014-06-18 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Coolant circuit for an internal combustion engine
DE102013011209B3 (en) 2013-07-04 2014-01-23 Geräte- und Pumpenbau GmbH Dr. Eugen Schmidt Controllable coolant pump for internal combustion engine mounted in e.g. truck, has piston rod that is connected with permanent magnet, and linearly moved with respect to solenoid coil
DE102013111939B3 (en) 2013-10-30 2014-10-30 Pierburg Gmbh Coolant pump for use in the automotive sector
DE102013018205B3 (en) 2013-10-30 2014-06-18 Geräte- und Pumpenbau GmbH Dr. Eugen Schmidt Adjustable coolant pump for cooling circuit of internal combustion engine, has pilot valve arranged at impeller-side end of pump shaft to close valve piston centrally in pump shaft, and to open cross bores in pressure chamber
CN106536939B (en) 2014-07-21 2019-09-06 尼得科Gpm有限公司 Coolant pump with integrated closed-loop control
DE102014110231B3 (en) 2014-07-21 2015-09-10 Nidec Gpm Gmbh Coolant pump with integrated control
DE102015109966B3 (en) 2015-06-22 2016-06-16 Nidec Gpm Gmbh Coolant pump with integrated control
DE102015114783B3 (en) 2015-09-03 2016-09-22 Nidec Gpm Gmbh Electric coolant pump with flow-cooled control circuit

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