WO2003058071A1 - Vorrichtung zur druckregelung von hydraulikpumpen - Google Patents

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    • F01M1/00—Pressure lubrication
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    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/05—Speed
    • F04C2270/052—Speed angular

Definitions

  • the invention relates to devices for pressure control of hydraulic pumps, in particular for oil pumps with a flow control device for supplying lubricating oil to internal combustion engines, with a control piston and a control spring for controlling the flow control device and with a control device for the control piston.
  • Such control devices have the task of changing the delivery capacity of the hydraulic pump, and in particular an oil pump, to changing requirements, e.g. of the lubrication system of an internal combustion engine with regard to oil pressure and oil quantity. This avoids unnecessarily high oil pressures and also keeps the drive power of the lubricating oil pump low with a view to good efficiency of the internal combustion engine.
  • Known oil pumps with flow control in which the oil flow adapts to the needs of the internal combustion engine to be supplied in accordance with the oil pump design, have a lower oil pump drive power than oil pumps with short-circuit control.
  • the delivery rates are essentially regulated by the oil pressure, with corresponding delivery rate adjustments taking place in particular at higher engine speeds and also at low operating temperatures.
  • the oil pressure is determined directly by a control spring.
  • this embodiment has the disadvantage that the spring is to be designed in accordance with the maximum oil pressure requirement at the maximum engine speed of the internal combustion engine, which then results in unnecessarily high oil pressures with correspondingly high drive powers in the lower speed range.
  • a delivery rate control exclusively by means of a control spring as proposed, for example, in DE 3028573 and DE 3528651, furthermore leads to an additional increase in oil pressure with increasing stroke of the control spring due to its increasing spring force, so that the desired drive power advantage by reducing the delivery rate due to the unnecessary increase in oil pressure at least partially compensates again becomes.
  • the external gear oil pump with axial gear displacement proposed in DE 10043842 A1 largely avoids the undesirable increase in oil pressure when regulation by a throttle control stabilizing the oil pressure level.
  • your oil pressure pulsates during control operation due to a slight, control-related constant variation of the axial engagement overlap of the two feed gear wheels. Frictional forces counteracting the axial gear wheel displacement intensify this effect.
  • this throttle control additionally requires electrical control components.
  • DE 19915737 A1 describes a method for regulating the lubrication of an internal combustion engine, in which the control of the oil pump is controlled via a map as a function of the operating state of the internal combustion engine, the parameters being taken from the engine control unit.
  • An actuator of the oil pump which is not described in detail, converts the electrical controls into changes in the delivery capacity of the oil pump.
  • DE-C-753580 describes an oil pump with a variable-speed delivery rate, in which the centrifugal governor of an injection pump changes the delivery rate of the oil pump via a mechanical coupling.
  • Other configurations of controllable oil pumps can be found in DE-A-37 26 800 and US-A-4,828,462.
  • a device for regulating the pressure of hydraulic pumps with the features mentioned at the outset is proposed, which is characterized in that the control piston has an active surface for constantly present oil pressure and an additional force can be applied by the control device.
  • the oil pressure is set at least in two control pressure levels.
  • the control piston which can be acted upon by a control device with a variable force, effects the associated setting of the delivery rate control device.
  • FIG. 1 shows an external gear pump which can be regulated with regard to the delivery rate, with an electromagnetically variable application of force to its control piston;
  • Fig. 2 an external gear pump with variable delivery rate
  • FIG. 3 shows an external gear pump which can be regulated with regard to the delivery rate and which has a variable hydraulic force application of a stepped control piston by means of a centrifugally actuated switching piston;
  • Fig. 4 is a variable-rate external gear pump with variable
  • Fig. 5 shows another embodiment, as a variant of Fig. 3;
  • Fig. 6 shows an alternative to Fig. 2;
  • Fig. 7 shows a preferred embodiment of a control unit.
  • Fig. 1 shows a first embodiment of the pressure control device according to the invention for an external gear oil pump with delivery rate control.
  • This oil pump consists of an oil pump housing 1, in which a drive gear 3 fixed on a drive shaft 2 is arranged.
  • the drive shaft 2 is mounted in a cover piston 5 belonging to a cover 4.
  • a shifting gear 6, which is in meshing engagement with it, is axially displaced relative to the drive gear 3 in a known manner, so that the oil delivery rate is changed accordingly by the changed tooth engagement width.
  • the shift gear 6 is mounted on a non-rotating bolt 7, which carries a shift piston 8 on the right side and a spring piston 9 on the left side.
  • This composite formed is referred to as a displacement unit 10.
  • the displacement unit 10 is on her Shift piston 8 is constantly pressurized with oil pressure, while a piston spring 11, as well as a controllable control pressure acting in the spring chamber 12, counteract this on the spring piston 9 to regulate the delivery rate.
  • the control pressure acting in the spring chamber 12 is regulated via a control bore 13 by a control piston 14, which is constantly pressurized with oil pressure on its active surface 15 via a connection 16.
  • a control spring 17 acts on the left on the control piston 14.
  • its control pin 18 is located directly opposite the control bore 13.
  • the control pin 18 is delimited on the left side by a pressure groove 19 and on the right side by a relief groove 20.
  • control pin 18 Since the control pin 18 is slightly narrower than the diameter of the control bore 13, in the control position shown, a control pressure is set in the spring chamber 12, which is between the oil pressure present in the pressure groove 19 via a further connection 21 and one that can be fed in via the relief groove 20 , complete pressure relief.
  • the relief groove 20 is connected to the environment via a diagonal bore 22 in control piston 14.
  • the control piston 14 is displaced against the force of the control spring 17 in the sense of a reduction in the control pressure in the spring chamber 12. This causes the displacement unit 10 to For the purpose of reducing the delivery rate, shifted to the left until the oil pressure reaches the setpoint of 5 bar, for example. If the setpoint oil pressure falls below 5 bar, the control spring 17 in turn leads to a shift of the control piston 14 to the right, which, by increasing the control pressure in the spring chamber 12, triggers a corresponding increase in the delivery rate with a resulting increase in oil pressure.
  • the control device of the control piston 14 required for lowering the oil pressure consists of a magnetic coil 23 which, when appropriately controlled by a control unit of the internal combustion engine, exerts an additional magnetic force on the control piston 14 via its armature 24.
  • the control unit can change the additional magnetic force either continuously or step-by-step, which has a corresponding effect on the control of the oil pressure and the delivery rate of the oil pump.
  • the hydraulic connections 16, 21 and 26 which branch off behind the oil filter 25 to the displacement piston 8 and to the control piston 14 have two advantages.
  • the pressure control of the oil pump regulates the oil pressure behind the oil filter 25 to the desired pressure level, so that an operationally reliable oil pressure for the lubrication of the internal combustion engine is guaranteed, regardless of the pressure losses of the oil filter 25 that change due to contamination.
  • all parts of the control device as well as all bearing points of the oil pump for example the mounting of the drive shaft 2 in cover piston 5, are supplied with filtered oil via an oil bore 27 from the displacement chamber 28, so that the operational safety and the service life of the oil pump are increased.
  • Fig. 2 shows a further embodiment of the invention with continuously variable oil pressure control.
  • a stepping motor 29 with an adjustable spring system 30 for the control spring 17 of the control piston 14, now shown uncut is used here. Due to the basic position of the spring system 30 of the control spring 17, which is set automatically without electrical control of the stepping motor 29, the maximum required operating oil pressure of 5 bar, for example, is ensured by the corresponding pretensioning of the control spring 17.
  • a correspondingly programmed control unit of the internal combustion engine can lower the oil pressure as required or even further increase it for special applications.
  • FIG 3 shows a preferred exemplary embodiment of the oil pressure and delivery quantity control according to the invention using the example of an external gear oil pump, in which the control device of the control piston takes place exclusively in two speed-related control pressure stages as a function of centrifugal force.
  • the control piston now designed as a stepped piston 51, is derived from the control piston 14 of FIGS. 1 and 2. It has a control spring 52 on the left-hand side and a first active surface 53 on the right-hand side, which is constantly subjected to oil pressure.
  • a second effective surface 54 of the stepped piston 51 on the right is also subjected to oil pressure at low operating speeds of the internal combustion engine, so that an oil pressure control at the two active surfaces 53 and 54 and the correspondingly designed regulating spring 52 results in oil pressure regulation at, for example, 2.5 bar of the first regulating pressure stage.
  • the increase in oil pressure required at high speeds to an oil pressure level of, for example, 5 bar in the second regulating pressure stage requires complete pressure relief of the second active surface 54 for the corresponding regulating function of the stepped piston 51.
  • device between the two control pressure stages by applying oil pressure or relieving pressure of the second active surface 54 of the stepped piston 51 in this exemplary embodiment consists of a centrifugal valve which is arranged in drive gear 55 and acts as a function of the speed.
  • FIG. 3 shows the compact centrifugal valve enlarged. It consists of a switching piston 56 and a switching piston spring 57.
  • the switching piston 56 is oriented obliquely to the radial centrifugal force direction, but in certain cases could also be oriented radially, i.e. its orientation must have at least one radial component.
  • the stepped receiving bore of the switching piston 56 and switching piston spring 57 can even protrude partially into a tooth of the drive gear 55 for reasons of space.
  • the position of the switching piston 56 shown with the switching piston spring 57 relaxed corresponds to low operating speeds with low centrifugal force.
  • a guide pin 59 located on the switching piston 56 secures the radial guidance of the switching piston spring 57 and prevents the deflection caused by centrifugal force.
  • the oil pressure applied to the switching piston 56 via the oil bore 27 and the associated peripheral chamfer of the cover piston 5 also acts continuously in the chamber of the switching piston spring 57 via its central bore 60. At low operating speeds, the oil pressure becomes a result of the position of the switching piston 56 shown in FIG Inclined bore 61 of the drive gear 55 and via a connecting bore 62 of the oil pump housing 63 to the second active surface 54 of step piston 51, in order to thereby activate the first control pressure stage with, for example, 2.5 bar, oil pressure.
  • the switching piston 56 moves against the switching piston spring 57 into its outer end position due to centrifugal force.
  • the step piston 51 is relieved of pressure at its second active surface 54 by connecting via the oblique bore 61 and a circumferential groove 64 of switching pistons 56 and further cross sections to the central bore 65 of the drive shaft 58 which is open at the right end will be produced.
  • FIG. 5 shows an embodiment in which the stepped piston 51 can be acted upon with oil pressure on its second active surface 54 by two further, independent control devices shown in FIG. 5.
  • the two control devices can, as shown in FIG. 5, both function in combination with one another, but can also work individually if the other control device is omitted.
  • the first control device has a spiral groove 73 on the drive shaft 74, which is delimited on both sides by the circumferential grooves 75 and 76. It has a relatively small groove depth and, when the drive shaft 74 rotates, generates a speed-dependent pressure gradient over its length due to oil shear forces.
  • the left-hand circumferential groove 75 is pressurized with oil pressure via the oil bore 27.
  • the direction of inclination of the spiral groove 73 is now selected so that when the drive shaft 74 rotates, the pressure gradient acting in the spiral groove 73 causes a pressure reduction in the right-hand circumferential groove 76.
  • the variable-speed pressure in the circumferential groove 76 is conducted via a longitudinal bore of the drive shaft 74 and via a connecting bore 79 in the housing 78 to the second active surface 54 of the stepped piston 51.
  • the oil pressure present in the circumferential groove 75 is reduced to almost 0 bar in the circumferential groove 76 by a relatively high pressure drop generated by the spiral groove 73, so that the second effective surface 54 of step piston 51 for the desired pressure control the oil pressure at 5 bar is effectively relieved of pressure.
  • the pressure drop at the spiral groove 73 is continuously reduced, so that pressure on the second active surface 54 of the stepped piston 51 rises accordingly and oil pressure control takes place at a pressure level that varies depending on the speed.
  • the second control device for the stepped piston 51 which can be installed alone or together with the first, consists of an electrovalve 71 which, when activated electrically to lower the oil pressure of the oil pump, switches the oil pressure to its second active surface 54. Both active surfaces 53 and 54 are thus loaded with oil pressure, so that the stepped piston 51 already exerts its control function against the force of the control spring 52, for example at an oil pressure of 2.5 bar, and provides the corresponding control pressure for regulating the delivery rate.
  • the solenoid valve 71 When the solenoid valve 71 is de-energized, the oil pressure supply is interrupted and a pressure relief or strain relief on the solenoid valve 71 causes the second effective surface 54 to be depressurized or relieved.
  • the oil pressure now only present at the first active surface 53 of the stepped piston 51 then shifts the start of the control to a higher value, for example 5 bar, of the second control pressure stage.
  • the second regulating pressure stage is when the electrical connections of the solenoid valve 71 are interrupted due to a defect guaranteed as a safety oil pressure for all operating conditions of the internal combustion engine.
  • a continuously variable oil pressure control can be carried out by the spiral groove 73 when the internal combustion engine is warm, but the solenoid valve 71 must then keep its connection to the stepped piston 51 closed by an additional function. During cold operation and then because of viscous oil, the spiral groove 73 cannot be effectively used, the solenoid valve 71 then functions. Its two-stage oil pressure control by pressurization or
  • Pressure relief of the second active surface 54 of the step piston 51 then takes place in a known manner.
  • control of the oil pressure carried out with the step piston 51 can also be carried out in several steps with a correspondingly designed step piston.
  • its partial active surfaces would be subjected to oil pressure, for example, with a speed offset by a multi-stage control device.
  • the electrical parts are used for the oil pressure control of an internal combustion engine, it is advantageous to arrange the electrical parts outside the crank chamber that accommodates the oil pump. While on the one hand this reduces the load on temperature-sensitive and / or oil-sensitive electrical parts, on the other hand there are also no electrical connections to the crank chamber, whereby accessibility to the electrical parts, for example for repair purposes, is improved.
  • the electrovalve 71 shown in FIG. 5 can be attached to the outside of the crankcase, for example.
  • the electrically switchable oil pressure application to the second active surface 54 of the stepped piston 51 can then take place via oil bores through the flange surface of the oil pump fastening on the crankcase.
  • an arrangement of the solenoid 23 or stepper motor 29 which is similar to the crank space also requires the control piston 14 to also be displaced.
  • the exemplary embodiment in FIG. 6 shows an arrangement in which the stepping motor 29 with the control piston 80 is combined in a common housing 81 to form a control unit 82.
  • the control unit 82 attached to the outside of the crankcase 84 ensures reliable oil pump pressure control through a now problem-free electrical connection 83 and via a control bore 87 penetrating the flange surface 85 to the spring chamber 12 of the oil pump 86.
  • the control unit 82 is fed from a neighboring crankcase main oil bore 88 with pressure oil cleaned in the oil filter 89.
  • FIG. 7 shows an electrically controlled control unit 100 which operates in two control stages and is arranged on the crankcase. It consists of the step piston 51 already described with reference to FIG. 5, an associated housing 101 and an electrovalve 102. As in the embodiment according to FIG.
  • the oil pump 103 is only pressurized via the connecting control bore 87 in this two-step pressure control. regulated.
  • an advantageous simplification of the oil pump is also possible with a two-stage pressure control. Without electrical control of the electrovalve 102, the second active surface 54 of the stepped piston 51 is relieved of pressure via the relief channel 92 on the left in FIG.
  • the regulation of the oil pressure according to the invention is largely independent of the temperature-dependent viscosity of the production oil.
  • fuel consumption can be effectively reduced not only when the engine is warm, but also especially in daily cold operation with low oil temperatures after starting the engine due to a not inconsiderably reduced oil pump drive power.
  • control device has several of the above-mentioned components.

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Abstract

Für Hydraulikpumpen und insbesondere Schmierölpumpen von Kraftfahrzeug-Verbrennungsmotoren wird eine Druckregelvorrichtung vorgeschlagen, die abhängig vom Öldruckbedarf durch die Verwendung eines Regelkolbens mit einer gesteuerten Kraftbeaufschlagung in einem veränderlichen Druckregelbereich arbeitet. Durch eine drehzahlabhängige Öldruckregelung werden bei Ölpumpen mit Fördermengenregelung nennenswerte Vorteile in der Ölpumpenantriebsleistung erzielt, so dass der Kraftstoffverbrauch des zugehörigen Verbrennungsmotors entsprechend reduziert wird. Zu diesem Zweck sind ein einem Regelkolben sowie eine Regelfeder zur Steuerung der Fördermengenregeleinrichtung und eine Ansteuereinrichtung für den Regelkolben vorgesehen. Der Regelkolben (14, 51, 80) weist eine Wirkfläche (15, 53, 90) für ständig anliegenden Öldruck auf und ist von der Ansteuereinrichtung (23, 29, 56,71, 73) mit einer Zusatzkraft beaufschlagbar.

Description

Vorrichtung zur Druckregelung von Hydraulikpumpen
Gebiet der Erfindung:
Die Erfindung betrifft Vorrichtungen zur Druckregelung von Hydraulikpumpen, insbesondere für Olpumpen mit einer Fördermengenregeleinrichtung zur Schmierölversorgung von Verbrennungsmotoren, mit einem Regelkolben sowie einer Regelfeder zur Steuerung der Fördermengenregeleinrichtung und mit einer Ansteuereinrichtung für den Regelkolben. Derartige Regelvorrichtungen haben die Aufgabe, die Förderleistung der Hydraulikpumpe, und insbesondere einer Ölpumpe, an wechselnden Bedarf, z.B. des Schmiersystems eines Verbrennungsmotors hinsichtlich Öldruck und Ölmenge, anzupassen. Hierdurch werden unnötig hohe Öldrücke vermieden, wie auch die Antriebsleistung der Schmieröl- pumpe im Hinblick auf einen guten Wirkungsgrad des Verbrennungsmotors gering gehalten.
Hintergrund der Erfindung:
Bekannte Olpumpen mit Fördermengenregelung, bei denen sich die Ölfördermenge ent- sprechend der Olpumpenauslegung an den Bedarf des zu versorgenden Verbrennungsmotors anpasst, weisen eine geringere Olpumpenantriebsleistung als Olpumpen mit Kurzschlussregelung auf. Die Fördermengen werden im wesentlichen durch den Öldruck geregelt, wobei insbesondere bei höheren Motordrehzahlen wie auch bei niedrigen Betriebstemperaturen entsprechende Fördermengenabregelungen stattfinden.
Bei einfachen Ölpumpenausführungen mit Fördermengenregelung wird der Öldruck direkt von einer Regelfeder bestimmt. Diese Ausführungsform hat jedoch den Nachteil, dass die Federauslegung entsprechend dem maximalen öldruckbedarf bei Motorhöchstdrehzahl des Verbrennungsmotors vorzunehmen ist, was dann unnötig hohe Öldrücke mit entspre- chend hohen Antriebsleistungen im unteren Drehzahlbereich zur Folge hat. Eine Fördermengenregelung ausschließlich durch eine Regelfeder, wie beispielsweise in DE 3028573 und DE 3528651 vorgeschlagen, führt weiterhin mit zunehmendem Hub der Regelfeder durch deren ansteigende Federkraft zu einer zusätzlichen Öldruckerhöhung, so dass der angestrebte Antriebsleistungsvorteil durch Fördermengenreduzierung infolge des unnöti- gen Öldruckanstiegs zumindest teilweise wieder kompensiert wird.
Die in DE 10043842 A1 vorgeschlagene Außenzahnrad-Ölpumpe mit axialer Zahnradverschiebung vermeidet weitgehend den unerwünschten Öldruckanstieg bei Fördermengen- abregelung durch eine das Öldruckniveau stabilisierende Drosselregelung. Ihr Öldruck pulsiert bei Regelungsbetrieb jedoch durch eine geringfügige, regelungsbedingt ständige Variation der axialen Eingriffsüberdeckung der beiden Förderzahnräder. Der axialen Zahnradverschiebung entgegenwirkende Reibungskräfte verstärkt diesen Effekt. Für eine weitere Minimierung von Fördermenge und Öldruck, insbesondere entsprechend dem geringeren Öldruckbedarf bei niedrigen Motordrehzahlen, benötigt diese Drosselregelung zusätzlich elektrische Steuerkomponenten.
In der DE 19915737 A1 wird ein Verfahren zum Regeln der Schmierung eines Verbren- nungsmotors beschrieben, bei dem die Regelung der Ölpumpe abhängig vom Betriebszustand des Verbrennungsmotors über ein Kennfeld gesteuert wird, wobei die Kenngrößen dem Motorsteuergerät entnommen werden. Ein nicht näher ausgeführtes Stellglied der ölpumpe setzt die elektrischen Ansteuerungen in Änderungen der Förderleistung der Ölpumpe um.
Die DE-C-753580 beschreibt eine Ölpumpe mit einer drehzahlveränderlichen Fördermenge, bei der der Fliehkraftregler einer Einspritzpumpe über eine mechanische Koppelung die Fördermenge der Ölpumpe verändert. Andere Ausgestaltungen regelbarer Olpumpen sind in der DE-A-37 26 800 und der US-A-4,828,462 zu finden.
Kurzfassung der Erfindung:
Ausgehend von diesem Stand der Technik ist es Aufgabe der Erfindung eine Regelvorrichtung für Olpumpen mit einer Fördermengenregeleinrichtung zu schaffen, die abhängig von vorgegebenen Betriebswerten, beispielsweise von der Betriebsdrehzahl eines Verbrennungsmotors, betriebssicher den Öldruck wie auch die Ölfördermenge weitgehend entsprechend dem hydraulischen Versorgungsbedarf minimiert und damit die Antriebsleistung der Ölpumpe absenkt.
Zur Lösung dieser Aufgabe wird eine Vorrichtung zur Druckregelung von Hydraulikpum- pen mit den eingangs genannten Merkmalen vorgeschlagen, die sich dadurch auszeichnet, dass der Regelkolben eine Wirkfläche für ständig anliegenden Öldruck aufweist und von der Ansteuereinrichtung weiterhin mit einer Zusatzkraft beaufschlagbar ist. Dies bewirkt, dass sich der Öldruck zumindest in zwei Regeldruckstufen einstellt. Hierzu bewirkt der von einer Ansteuervorrichtung mit einer veränderlichen Kraft beaufschlagbare Regel- kolben die zugehörige Einstellung der Fördermengenregeleinrichtung. Kurzbeschreibung der Zeichnungen:
Die Erfindung wird anhand folgender Zeichnungen hinsichtlich Funktion und Ausführungsmöglichkeiten näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 eine fördermengenregelbare Außenzahnradpumpe mit elektromagnetisch veränderlicher Kraftbeaufschlagung ihres Regelkolbens;
Fig. 2 eine fördermengenregelbare Außenzahnradpumpe mit veränderlicher
Kraftbeaufschlagung ihres Regelkolbens durch einen Schrittmotor;
Fig. 3 eine fördermengenregelbare Außenzahnradpumpe mit veränderlicher, hydraulischer Kraftbeaufschlagung eines gestuften Regelkolbens durch einen fliehkraftbetätigten Schaltkolben;
Fig. 4 eine fördermengenregelbare Außenzahnradpumpe mit veränderlicher
Kraftbeaufschlagung ihres Regelkolbens durch ein Elektroventil und/oder durch eine drehzahlabhängige Öldruckbeaufschlagung;
Fig. 5 ein weiteres Ausführungsbeispiel, als Variante zu Fig. 3;
Fig. 6 eine Alternative zu Fig. 2; und
Fig. 7 ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel einer Regeleinheit.
Detaillierte Beschreibung der Zeichnungen
Fig. 1 zeigt ein erstes Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Druckregelvorrichtung für eine Außenzahnradölpumpe mit Fördermengenregelung. Dabei besteht diese ölpumpe aus einem Ölpumpengehäuse 1 , in dem ein auf einer Antriebswelle 2 fixiertes Antriebszahnrad 3 angeordnet ist. Die Antriebswelle 2 ist in einem zu einem Verschluss- deckel 4 gehörigen Deckelkolben 5 gelagert. Bei einer Fördermengenregelung wird in bekannter Weise relativ zum Antriebszahnrad 3 ein in kämmendem Eingriff mit ihm stehendes Verschiebezahnrad 6 axial verschoben, so dass dann durch die veränderte Zahn- eingriffsbreite die Ölfördermenge entsprechend verändert wird.
Das Verschiebezahnrad 6 ist auf einem nichtrotierenden Bolzen 7 gelagert, der rechtsseitig einen Verschiebekolben 8 und linksseitig einen Federkolben 9 trägt. Dieser gebildete Verbund wird als Verschiebeeinheit 10 bezeichnet. Die Verschiebeeinheit 10 ist an ihrem Verschiebekolben 8 ständig mit Öldruck beaufschlagt, während hierzu entgegenwirkend am Federkolben 9 eine Kolbenfeder 11 wie auch ein in der Federkammer 12 wirkender, regelbarer Steuerdruck die Fördermengenregelung vornehmen.
Die Regelung des in Federkammer 12 wirkenden Steuerdrucks wird über eine Steuerbohrung 13 von einem Regelkolben 14 vorgenommen, der an seiner Wirkfläche 15 über eine Verbindung 16 ständig mit Öldruck beaufschlagt ist. Als Gegenkraft hierzu wirkt linksseitig eine Regelfeder 17 auf den Regelkolben 14. In der gezeigten Regelposition des Regelkolbens 14 befindet sich sein Regelzapfen 18 direkt gegenüberliegend zur Steuerbohrung 13. Der Regelzapfen 18 ist linksseitig von einer Drucknut 19 und rechtsseitig von einer Entlastungsnut 20 begrenzt.
Da der Regelzapfen 18 geringfügig schmäler als der Durchmesser der Steuerbohrung 13 ist, wird in der gezeigten Regelposition in der Federkammer 12 ein Steuerdruck eingere- gelt, der zwischen dem über eine weitere Verbindung 21 in der Drucknut 19 anliegenden Öldruck und einer über die Entlastungnut 20 einspeisbaren, vollständigen Druckentlastung liegen kann. Über eine Diagonalbohrung 22 in Regelkolben 14 steht die Entlastungsnut 20 mit der Umgebung in Verbindung.
Sobald der an Wirkfläche 15 anliegende Öldruck die Höhe des maximal erforderlichen Betriebsöldrucks von beispielsweise 5 bar des zugehörigen Verbrennungsmotors überschreitet, erfolgt gegen die Kraft der Regelfeder 17 eine Verschiebung des Regelkolbens 14 im Sinne einer Reduzierung des Steuerdrucks in Federkammer 12. Hierdurch wird die Verschiebeeinheit 10 zum Zwecke einer Fördermengenreduzierung soweit nach links verschoben, bis der Öldruck den Sollwert von beispielsweise 5 bar erreicht. Eine Unterschreitung des Sollöldrucks von 5 bar führt umgekehrt durch die Regelfeder 17 zu einer Verschiebung von Regelkolben 14 nach rechts, was durch eine Erhöhung des Steuerdrucks in der Federkammer 12 eine entsprechende Steigerung der Fördermenge mit einem daraus resultierenden Öldruckanstieg auslöst.
Die zur erfindungsgemäßen Absenkung des Öldrucks erforderliche Ansteuereinrichtung des Regelkolbens 14 besteht aus einer Magnetspule 23, die bei entsprechender Ansteue- rung durch ein Steuergerät des Verbrennungsmotors über ihren Anker 24 eine magnetische Zusatzkraft auf den Regelkolben 14 ausübt. Eine Veränderung der magnetischen Zusatzkraft kann vom Steuergerät entweder kontinuierlich oder stufenweise bedarfsorientiert vorgenommen werden, was sich entsprechend auf die Regelung von Öldruck und Fördermenge der Ölpumpe auswirkt. Die erst hinter dem Ölfilter 25 abzweigenden hydraulische Verbindungen 16, 21 und 26 zum Verschiebekolben 8 und zum Regelkolben 14 haben zwei Vorteile. Zum einen wird durch die Druckregelung der ölpumpe der Öldruck hinter dem Ölfilter 25 auf das Soll- druckniveau eingeregelt, so dass unabhängig von verschmutzungsbedingt veränderlichen Druckverlusten des Ölfilters 25 ein betriebssicherer Öldruck für die Schmierung des Verbrennungsmotors gewährleistet ist. Zum anderen werden alle Teile der Regeleinrichtung wie auch alle Lagerstellen der Ölpumpe, beispielsweise die Lagerung der Antriebswelle 2 in Deckelkolben 5 über eine Ölbohrung 27 aus Verschiebekammer 28, mit gefiltertem Öl versorgt, so dass die Betriebssicherheit wie auch die Lebensdauer der Ölpumpe erhöht werden.
Fig. 2 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel der Erfindung mit kontinuierlich veränderlicher Öldruckregelung. Zur erfindungsgemäßen Öldruckabsenkung wird anstelle der Magnetspule 23 von Figur 1 hier einen Schrittmotor 29 mit einer verstellbaren Federanlage 30 für die Regelfeder 17 des nun ungeschnitten dargestellten Regelkolbens 14 verwendet. Durch die Grundposition der Federanlage 30 von Regelfeder 17, die sich automatisch ohne elektrische Ansteuerung des Schrittmotors 29 einstellt, ist durch die entsprechende Vorspannung der Regelfeder 17 der maximal erforderliche Betriebsöldruck von beispielsweise 5 bar sichergestellt. Durch ein entsprechend programmiertes Steuergerät des Verbrennungsmotors kann der Öldruck bedarfsgerecht abgesenkt oder bei Sonderanwendungen auch noch weiter erhöht werden.
Fig. 3 zeigt ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Öldruck- und Fördermengenregelung am Beispiel einer Außenzahnradölpumpe, bei der die Ansteuereinrichtung des Regelkolbens ausschließlich fliehkraftabhängig in zwei drehzahlbezogenen Regeldruckstufen stattfindet. Der nun als Stufenkolben 51 ausgebildete Regelkolben ist aus dem Regelkolben 14 der Fig. 1 bzw. 2 abgeleitet. Er weist linksseitig eine Regelfeder 52 und rechtsseitig eine erste Wirkflächen 53 auf, die ständig mit Öldruck beauf- schlagt ist. Eine rechtsseitig zweite Wirkfläche 54 von Stufenkolben 51 ist bei niedrigen Betriebsdrehzahlen des Verbrennungsmotors ebenfalls mit Öldruck beaufschlagt, so dass durch eine Öldruckwirkung an den beiden Wirkflächen 53 und 54 und der entsprechend ausgelegten Regelfeder 52 eine Öldruckregelung bei beispielsweise 2,5 bar der ersten Regeldruckstufe stattfindet. Die bei hohen Drehzahlen motorbedingt erforderliche Öl- druckerhöhung auf ein Öldruckniveau von beispielsweise 5 bar der zweiten Regeldruckstufe erfordert für die entsprechende Regelfunktion des Stufenkolbens 51 eine vollständige Druckentlastung der zweiten Wirkfläche 54. Die Ansteuereinrichtung für die Umschal- tung zwischen den beiden Regeldruckstufen durch Öldruckbeaufschlagung bzw. Druckentlastung der zweiten Wirkfläche 54 des Stufenkolbens 51 besteht in diesem Ausführungsbeispiel aus einem in Antriebszahnrad 55 angeordneten, drehzahlabhängig wirkenden Fliehkraftventil.
Die zu Fig. 3 gehörende Fig. 4 zeigt das kompakte Fliehkraftventil vergrößert. Es besteht aus einem Schaltkolben 56 und einer Schaltkolbenfeder 57. Der Schaltkolben 56 ist aus räumlichen Gründen schräg zur radialen Fliehkraftrichtung ausgerichtet, könnte aber in bestimmten Fällen auch radial ausgerichtet sein, d.h. seine Ausrichtung muß wenigstens eine radiale Komponente haben. Die gestufte Aufnahmebohrung von Schaltkolben 56 und Schaltkolbenfeder 57 kann aus Platzgründen teilweise sogar in einen Zahn des Antriebszahnrades 55 hineinragen. Die gezeigte Position des Schaltkolbens 56 mit entspannter Schaltkolbenfeder 57 entspricht niedrigen Betriebsdrehzahlen bei geringer Fliehkraftwirkung. Ein am Schaltkolben 56 befindlicher Führungszapfen 59 sichert die radiale Führung der Schaltkolbenfeder 57 und verhindert deren fliehkraftbedingte Durchbiegungen.
Der über die Ölbohrung 27 und die zugehörige Umfangsfase des Deckelkolbens 5 am Schaltkolben 56 anliegende Öldruck wirkt über seine Zentralbohrung 60 auch ständig in der Kammer der Schaltkolbenfeder 57. Bei niedrigen Betriebsdrehzahlen wird der Öldruck infolge der in Fig. 4 gezeigten Position des Schaltkolbens 56 über eine Schrägbohrung 61 von Antriebszahnrad 55 und über eine Verbindungsbohrung 62 des Ölpumpengehäuses 63 auf die zweite Wirkfläche 54 von Stufenkolben 51 geleitet, um dadurch die erste Regeldruckstufe mit, beispielsweise 2,5 bar, Öldruck zu aktivieren.
Nach Überschreiten der Umschaltdrehzahl zur Aktivierung der zweiten Regeldruckstufe, beispielsweise bei 2500/min, verschiebt sich der Schaltkolben 56 fliehkraftbedingt gegen die Schaltkolbenfeder 57 in seine äußere Endposition. Hierdurch wird zur Öldruckanhe- bung auf die zweite Regeldruckstufe von 5 bar der Stufenkolben 51 an seiner zweiten Wirkfläche 54 druckentlastet, indem über die Schrägbohrung 61 und eine Umfangsnut 64 von Schaltkolben 56 sowie weitere Querschnitte eine Verbindung zur Mittelbohrung 65 der am rechten Ende offenen Antriebswelle 58 hergestellt wird.
In Anlehnung an Fig. 3 zeigt Fig. 5 ein Ausführungsbeispiel, bei dem der Stufenkolben 51 an seiner zweiten Wirkfläche 54 durch zwei weitere, in Fig. 5 dargestellte, unabhängige Ansteuereinrichtungen mit Öldruck beaufschlagbar ist. Die beiden Ansteuereinrichtungen können, wie in Fig. 5 gezeigt, sowohl in Kombination miteinander in Funktion treten, aber auch jede für sich bei Entfall der anderen Ansteuereinrichtung arbeiten.
Die erste Ansteuereinrichtung weist auf der Antriebswelle 74 eine Spiralnut 73 auf, die beidseitig von den Umfangsnuten 75 und 76 begrenzt ist. Sie hat eine relativ geringe Nuttiefe und erzeugt bei Rotation der Antriebswelle 74 durch auftretende Ölscherkräfte über ihrer Länge ein drehzahlabhängiges Druckgefälle. Die linksseitige Umfangsnut 75 ist über die Ölbohrung 27 mit Öldruck beaufschlagt. Die Steigungsrichtung der Spiralnut 73 ist nun so gewählt, dass bei Rotation der Antriebswelle 74 das in der Spiralnut 73 wirkende Druckgefälle einen Druckabbau in der rechtsseitigen Umfangsnut 76 hervorruft. Der drehzahlveränderlichen Druck in Umfangsnut 76 wird über eine Längsbohrung der Antriebswelle 74 und über eine in Gehäuse 78 befindliche Verbindungsbohrung 79 auf die zweite Wirkfläche 54 von Stufenkolben 51 geleitet.
Bei Höchstdrehzahl wird der in der Umfangsnut 75 anliegende Öldruck, von beispielsweise 5 bar, durch ein von der Spiralnut 73 erzeugtes, relativ hohes Druckgefälle auf fast 0 bar in der Umfangsnut 76 reduziert, so dass die zweite Wirkfläche 54 von Stufenkolben 51 für die gewünschte Druckregelung des Öldrucks bei 5 bar effektiv druckentlastet ist. Mit abfallender Drehzahl reduziert sich das Druckgefälle an der Spiralnut 73 kontinuier- lieh, so dass Druck an der zweiten Wirkfläche 54 von Stufenkolben51 entsprechend ansteigt und eine Öldruckregelung bei drehzahlabhängig veränderlichem Druckniveau stattfindet.
Die zweite, alleine oder zusammen mit der ersten einbaubare, Ansteuereinrichtung für den Stufenkolben 51 besteht aus einem Elektroventil 71 , das bei elektrischer Aktivierung zur Öldruckabsenkung der Ölpumpe den Öldruck auf dessen zweite Wirkfläche 54 schaltet. Damit sind beide Wirkflächen 53 und 54 öldruckbelastet, so dass der Stufenkolben 51 bereits beispielsweise bei 2,5 bar Öldruck der ersten Regeldruckstufe gegen die Kraft der Regelfeder 52 seine Regelfunktion ausübt und den entsprechenden Steuerdruck zur För- dermengenregelung bereitstellt.
Bei unbestromtem Elektroventil 71 wird die Öldruckzufuhr unterbrochen und über einen Entlastungsstutzen 72 am Elektroventil 71 eine Druckent- oder -belastung der zweiten Wirkfläche 54 hervorgerufen. Der nun nur noch an der ersten Wirkfläche 53 von Stufen- kolben 51 anliegende Öldruck verlagert den Regelbeginn dann auf einen höheren Wert, beispielsweise 5 bar, der zweiten Regeldruckstufe. Die zweite Regeldruckstufe ist bei eine defektbedingten Unterbrechung der elektrischen Anschlüsse des Elektroventils 71 als Sicherheitsöldruck für alle Betriebsbedingungen des Verbrennungsmotors gewährleistet.
In der in Fig. 5 gezeigten, beispielsweisen Kombinationsfunktion der beiden Ansteuerein- richtungen kann bei betriebswarmem Verbrennungsmotor durch die Spiralnut 73 eine kontinuierlich drehzahlveränderliche Öldruckregelung durchgeführt werden, wobei das Elektroventil 71 jedoch dann durch eine Zusatzfunktion seine Verbindung zum Stufenkolben 51 geschlossen halten muss. Beim Kaltbetrieb und dann wegen zähflüssigen Öls effektiv nicht nutzbarer Wirkung der Spiralnut 73 tritt dann das Elektroventil 71 in Funkti- on. Seine zweistufige Öldruckregelung durch eine Druckbeaufschlagung bzw. eine
Druckentlastung der zweiten Wirkfläche 54 des Stufenkolbens 51 erfolgt dann in bekannter Weise.
Prinzipiell ist die mit dem Stufenkolben 51 vorgenommene Regelung des Öldrucks auch mehrstufig mit einem entsprechend ausgebildeten Stufenkolben durchführbar. Hierbei wären dann dessen Teilwirkflächen beispielsweise drehzahlversetzt von einer mehrstufig ausgebildeten Ansteuereinrichtung mit Öldruck zu beaufschlagen.
Bei der Verwendung elektrischer Komponenten für die Öldruckregelung eines Verbren- nungsmotors ist eine Anordnung der Elektroteile außerhalb des die Ölpumpe aufnehmenden Kurbelraumes von Vorteil. Während zum einen dadurch die Belastung tempera- tur- und/oder ölempfindlicher Elektroteile reduziert wird, entfallen zum anderen auch die elektrischen Verbindungen zum Kurbelraum, wobei die Zugänglichkeit zu den Elektrotei- len, etwa zu Reparaturzwecken, verbessert wird. Das in Fig. 5 gezeigte Elektroventil 71 kann beispielsweise außen am Kurbelgehäuse angebracht sein. Die elektrisch schaltbare Öldruckbeaufschlagung der zweiten Wirkfläche 54 des Stufenkolbens 51 kann dann über Ölbohrungen durch die Flanschfläche der Ölpumpenbefestigung am Kurbelgehäuse erfolgen. Bei der elektrisch erzeugten Wirkung einer Zusatzkraft auf den Regelkolben 14 entsprechend den Fig. 1 oder 2 erfordert jedoch eine kurbelraumexteme Anordnung von Magnetspule 23 bzw. Schrittmotor 29 auch eine Mitverlagerung des Regelkolbens 14.
Das Ausführungsbeispiel in Fig. 6 zeigt alternativ zu Fig. 2 eine Anordnung, bei der der Schrittmotor 29 mit dem Regelkolben 80 in einem gemeinsamen Gehäuse 81 zu einer Regeleinheit 82 zusammengefasst ist. Die außen am Kurbelgehäuse 84 angebrachte Regeleinheit 82 gewährleistet durch einen nun problemlosen Elektroanschluss 83 sowie über eine die Flanschfläche 85 durchdringende Steuerbohrung 87 zur Federkammer 12 der Ölpumpe 86 eine betriebssichere Ölpumpen-Druckregelung. Zur weiteren Steigerung der Betriebssicherheit wird die Regeleinheit 82 aus einer benachbarten Kurbelgehäuse-Hauptölbohrung 88 mit in Ölfilter 89 gereinigtem Drucköl gespeist. Dieses Drucköl wirkt ständig regelungsrelevant über entsprechende Verbindungs- guerschnitte der Regeleinheit 82 stirnseitig auf die Wirkfläche 90 von Regelkolben 80 wie auch über eine Leitung 91 in der Verschiebekammer 28 der Ölpumpe 86. Die notwendige Druckentlastung der Federseite des Regelkolbens 80 wie auch die Ableitung von Öl aus der Federkammer 12 bei einer Fördermengenabregelung erfolgt über entsprechende Verbindungsquerschnitte der Regeleinheit 82 in den zum Innenraum des Kurbelgehäuses 84 offenen Entlastungskanal 92. In Fig. 7 ist eine in zwei Regelstufen arbeitende, elektrisch angesteuerte Regeleinheit 100 mit einer Anordnung am Kurbelgehäuse dargestellt. Sie besteht aus dem bereits an Hand der Fig. 5 beschriebenen Stufenkolben 51 , einem zugehörigen Gehäuse 101 sowie einem Elektroventil 102. Wie in der Ausführung nach Fig. 6 wird auch bei dieser zweistufigen Druckregelung die Ölpumpe 103 nur noch über die verbindende Steuerbohrung 87 druck- geregelt. Hierdurch, wie auch durch eine ölpumpeninterne Druckbeaufschlagung der Verschiebekammer 28 mit dem Förderöldruck (Entfall der Leitung 91 aus Fig. 6) wird eine vorteilhafte Vereinfachung der Ölpumpe auch bei einer zweistufigen Druckregelung möglich. Ohne elektrische Ansteuerung des Elektroventils 102 ist die zweite Wirkfläche 54 des Stufenkolbens 51 über den in Fig. 7 linken Entlastungskanal 92 druckentlastet, so dass der nur über die erste Wirkfläche 53 vom Öldruck beaufschlagte Stufenkolben 51 mit seiner Regelfeder 52 die Ölpumpendruckregelung dann bei höherem Druckregelniveau ausführt. Dagegen wird mit der elektrischen Ansteuerung des Elektroventils 102 zusätzlich auch die zweite Wirkfläche 54 des Stufenkolbens 51 vom Öldruck beaufschlagt, so dass dann die Druckregelung der ölpumpe 103 bei abgesenktem Druckregel- niveau erfolgt.
Die erfindungsgemäße Regelung des Öldrucks ist weitgehend unabhängig von der temperaturabhängigen Viskosität des Förderöls. Damit lassen sich durch die vorgeschlagenen Druckregelung für Olpumpen von Kraftfahrzeug-Verbrennungsmotoren nicht nur bei betriebswarmem Motor, sondern insbesondere auch im täglichen Kaltbetrieb mit nach einem Motorstart noch niedrigen Öltemperaturen effektiv geminderte Kraftstoffverbräuche durch nicht unbeträchtlich abgesenkte ölpumpenantriebsleistungen erzielen.
Im Rahmen der Erfindung sind zahlreiche Abwandlungen denkbar; beispielsweise können Einzelmerkmale aus verschiedenen der oben beschriebenen Ausführungsformen untereinander und/oder mit dem Stande der Technik kombiniert werden. Auch ist es möglich, daß etwa die Ansteuereinrichtung mehrere der oben genannten Komponenten aufweist.

Claims

Patentansprüche:
1. Vorrichtung zur Druckregelung von Hydraulikpumpen, insbesondere für Olpumpen mit einer Fördermengenregeleinrichtung zur Schmierölversorgung von Verbrennungsmotoren, mit einem Regelkolben sowie einer Regelfeder zur Steuerung der Fördermengenregeleinrichtung und mit einer Ansteuereinrichtung für den Regelkolben, dadurch gekennzeichnet, dass der Regelkolben (14, 51 , 80) eine Wirkfläche (15, 53, 90) für ständig anliegenden Öldruck aufweist und von der Ansteuereinrichtung (23, 29, 56,71 , 73, 102) überdies mit einer Zusatzkraft beaufschlagbar ist.
2. Vorrichtung zur Druckregelung von Hydraulikpumpen nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass bezüglich der Ausbildung der Ansteuereinrichtung wenigstens eines der folgenden Merkmale vorgesehen ist: a) die Ansteuereinrichtung des Regelkolbens (14, 80) ist mit einer Magnetspule (23) mit auf den Regelkolben (14, 80) wirkendem Anker (24) ausgebildet; b) die Ansteuereinrichtung des Regelkolbens (14, 80) ist mit einem Schrittmotor (29) zur Verstellung der Federanlage 30 der Regelfeder (17) ausgebildet; c) die Ansteuereinrichtung ist mit einem drehzahlabhängiges Fliehkraftventil mit einem Schaltkolben (56) und einer Schaltkolbenfeder (57) ausgebildet; d) die Ansteuereinrichtung ist mit einem Elektroventil (71 , 102) ausgebildet; e) die Ansteuereinrichtung (23, 29, 71 , 102) ist derart ausgebildet, daß sie bei einem elektrischen Systemausfall den Öldruck automatisch auf die höchste Regeldruck- stufe anhebt. f) die Ansteuereinrichtung ist mit einer Spiralnut (73) ausgebildet.
3. Vorrichtung zur Druckregelung von Hydraulikpumpen nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass bezüglich der Ausbil- düng des Regelkolbens (14, 80) wenigstens eines der folgenden Merkmale vorgesehen ist: a) der Regelkolben ist als Stufenkolben (51) mit einer zweiten Wirkfläche (54) ausgebildet, die durch die Ansteuereinrichtung (56, 71 , 73, 102) mit Öldruck beaufschlagbar oder druckentlastbar ist; b) ein gestufter Regelkolben ist mehrstufig ausgebildet und von einer entsprechend mehrstufig ausgebildeten Ansteuereinrichtung mit Öldruck beaufschlagbar.
4. Vorrichtung zur Druckregelung von Hydraulikpumpen nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass dar Schaltkolben (56) mit seiner Achse einen Winkelversatz zur radialen Fliehkraftrichtung aufweist.
5. Vorrichtung zur Druckregelung von Hydraulikpumpen nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Schaltkolben (56) wie auch die Schaltkolbenfeder (57) innerhalb eines Förderzahnrades (55) mit teilweisem Eintauchen in einen Förderzahn angeordnet ist.
6. Vorrichtung zur Druckregelung von Hydraulikpumpen nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Schaltkolben (56) einen Führungszapfen (59) zur Radialführung der Schaltkolbenfeder (57) aufweist.
7. Vorrichtung zur Druckregelung von Hydraulikpumpen nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Öldruck zur Druckbeaufschlagung der Wirkflächen (15, 53, 54, 90) des Regelkolbens (14, 51 , 80) hinter einem Ölfilter (25, 89) abgezweigt wird.
8. Vorrichtung zur Druckregelung von Hydraulikpumpen nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass elektrische Komponenten der ölpumpenregelung (23, 29, 71 , 82, 102) außerhalb von ölräumen angeordnet sind und über hydraulische Leitungen (87, 91 ) mit der Ölpumpe (78, 86, 103) in Verbindung stehen.
9. Vorrichtung zur Druckregelung von Hydraulikpumpen nach einem oder mehreren der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Regelkolben (14, 80) mit dem Schrittmotor (29) bzw. mit der Magnetspule (23) und/oder dem Elektroventil (102) in einem gemeinsamen Gehäuse (81 , 101) zu einer Regeleinheit (82, 100) zusammengefasst ist.
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