WO2005005834A1 - Zahnradpumpe mit optimiertem axialspiel - Google Patents

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WO2005005834A1
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flange
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Josef Bachmann
Rolf Schwarze
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Gkn Sinter Metals Holding Gmbh
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    • F05C2251/042—Expansivity
    • F05C2251/046—Expansivity dissimilar

Definitions

  • the invention relates to a pump, in particular oil pump for internal combustion engines, consisting of a pump housing, wherein the pump housing consists of a pump cover and a pump flange, wherein between the pump cover and the pump flange at least one gear set is arranged and the pump cover and the pump flange connected via at least one spacer element are.
  • the hot idling operation is characterized by high internal leakage of the oil pump and a relatively high oil requirement of the engine.
  • the hot idling operation is an essential operating point for the dimensioning of the oil pump.
  • the oil pump In general, in the classic pump design, the oil pump is designed for this operating point. In normal vehicle operation, this leads to an oversized oil pump, since the oil-suction line of the internal combustion engine extends degressively over the rotational speed, with the delivery characteristic of the oil pump increases approximately linearly with the speed. The resulting oversupply of oil is blown off energy-consuming via a pressure relief valve.
  • Another problem is that almost all pump housings are made of different materials compared to the gear sets used.
  • a variety of pump housings is made, for example, for reasons of weight savings from die-cast aluminum, whereas the gear sets are made of steel, especially sintered steel. Due to the different coefficients of thermal expansion of the pump housing and the gear sets results that the necessary planned axial clearance between gear set and pump housing changes with temperature increase and / or decrease. When the temperature increases, there is an approximately linear increase in the axial clearance, so that further volumetric efficiency losses occur, which can amount to 50 to 60%. The volumetric efficiency of a pump decreases approximately linearly with increasing temperatures.
  • Wheelset sintered steel Wheelset height: 46 mm
  • the axial clearance of the pump is set to 0.07 mm at 20 ° C,
  • the object of the invention is to form a pump having a low in the temperature range from minus 40 ° C to 160 ° C axially changing axial clearance and has a low drop in this temperature range volumetric efficiency.
  • a pump in particular oil pump for internal combustion engines, consisting of a pump housing, the pump housing consists of a pump cap and a pump flange, wherein between the pump cover and the pump flange at least one gear set is arranged and the pump cover and the Pump flange Ü connected via at least one spacer element, wherein the spacer element has a lower coefficient of thermal expansion than the pump cover, the pump flange and / or the gear set.
  • the inventively designed pump allows an improvement in the volumetric efficiency of a pump by 40 to 50% compared to pumps having a pump housing made of die-cast aluminum and a gear set made of steel.
  • the volumetric efficiency of the pump according to the invention is about 20 to 25% higher compared to pumps which have a pump housing and a gear set made of steel.
  • the mechanical efficiency is improved at low temperatures.
  • Another advantage is the effect on the pump design as the pump size can be reduced.
  • It load by the inventive design of the pump calculate the optimal axial clearance for almost all pump types with the best possible efficiencies. For many types of pumps, this optimization can be retrofitted cost-effectively.
  • the advantages of the design of the pump according to the invention are set forth using the example of the vane-cell pump appreciated in the prior art:
  • a spacer element with a thermal expansion coefficient of 0.0000015 ° C "1 reduces the axial play to 0.026 mm at 150 ° C and increases to 0.119 mm at -40 ° C
  • a spacer element in the pump housing for example made of nickel steel (Invar) with 36% nickel (coefficient of thermal expansion of 0.0000015), the negative effect of thermal expansion in positive vice versa, ie at high temperatures decreases the axial play and at low temperatures increases the axial play.
  • Axial clearance - Optimization Pump housing alum in ium or steel; Wheelset: sintered steel
  • the graph shows that when a steel pump housing is combined with a steel wheel set, the planned axial clearance remains constant over temperature since the pump housing and the wheel set have an identical thermal expansion coefficient.
  • An optimized in terms of weight pump housing made of die-cast aluminum in combination with a wheel of sintered steel shows the rising at higher temperatures axial play and the consequent internal leakage, which are not desirable.
  • volumetric efficiency of a prior art pump decreases by approximately 7% with increasing pressure at 20 ° C. At a temperature increased to 80 ° C, the volumetric efficiency decreases by about 30%.
  • volumetric efficiency of a pump according to the invention falls by only about 7% with increasing pressure and almost independent of the temperature.
  • a pump ring plate is arranged, in which at least one gear set is mounted, wherein the pump ring plate has a same or larger thermal expansion coefficient than the spacer element.
  • the coefficient of thermal expansion of the spacer element by at least a factor of 10 is smaller than the respective thermal expansion coefficient of the pump cover, the pump flange, the wheelset and / or the pump ring plate.
  • the thermal expansion coefficient of the spacer element is less than 0.00002 ° C -1 .
  • the spacer element consists of nickel steel, preferably with a share of 36% nickel.
  • the spacer elements is a sintered part.
  • the sintered metallic component may be provided with corresponding alloying elements in order to obtain a spacer element with a coefficient of thermal expansion which is adapted to the application.
  • a Planetenrotorsatz is mounted eccentrically, wherein the inner rotor is connected to a drive shaft and the pump cover, the pump ring plate and the pump flange are sealingly separated from each other, wherein spacer elements are provided whose height by the amount of the planned axial play is greater than the height of the planetary roller set and the height of the pump ring plate is smaller than the height of the spacer element by the thermal expansion difference amount, whereby the expansion gap between pump cover, pump ring plate and pump flange is sealed by sealing elements.
  • the pump cover is provided with a collar which projects into the pump ring plate and in the pump ring plate is mounted a Planetenrotorsatz, wherein the pump ring plate is penetrated by at least one spacer element which is in contact with the pump cover and the pump flange.
  • the pump cover and the pump flange are provided with a collar which projects into the pump ring plate and in the pump ring plate a Planetenrotorsatz gelag siege, wherein the pump ring plate is penetrated by at least one spacer element which in contact with the pump cover and the pump flange.
  • 1.1 shows a section along the line A-A in Figure 1.2 of a pump according to the invention in plate construction
  • FIG. 1.2 is a plan view of FIG. 1.1; FIG.
  • FIG. 1.3 shows a detail XI according to FIG. 1.1, FIG.
  • FIG. 2.2 shows a detail X2 according to FIG. 2.1
  • FIG. 3.2 shows a detail X3 according to FIG. 3.1
  • FIG. 4.1 shows a section through a third variant according to the invention
  • FIG. 4.2 shows a detail X4 according to FIG. 4.1
  • FIG. 5.1 shows a section through a fourth variant according to the invention
  • FIG. 5.2 shows a detail X5 according to FIG. 5.1
  • Figure 1.1 shows a section through a pump housing in plate construction, which consists of a pump cover 2, a pump ring plate 6 and a pump flange 3.
  • a Planetenrotorsatz 4 consisting of an outer rotor 16, planetary rotors 17 and an inner rotor 7, mounted eccentrically.
  • the inner rotor 7 is driven.
  • bearing bores 14 are provided for the spacers 5.
  • a 0-annular groove 12 is incorporated, in which a sealing ring 11 (O-ring) is inserted, which prevents leakage to the outside.
  • the spacer bushes 5 are tuned with the height of the Planetenrotorsat- zes so that the distance bushings 5 are exactly higher than the amount of the planned axial clearance 24 than the height of the Planetenrotorsatzes 4.
  • the difference in height between spacers 5 and planetary rotor 4 corresponds to the axial clearance 24 at ambient temperature.
  • the pump ring plate 6 is tuned with the spacers 5 so that the pump ring plate 6 by the thermal expansion amount ( thermal expansion coefficient (pump ring plate) * height ( p umpenringplatte) * temperature) is smaller than the spacers 5. This corresponds to the expansion gap 15.
  • the pump cover 2 and the pump flange 3 When screwing the pump 1, the pump cover 2 and the pump flange 3 is pressed onto the spacers 5. It creates between pump cover 2, pump ring plate 6 and pump flange 3, a strain column 15, which is sealed by the elastic 0-rings 11.1 and 11.2.
  • the material for the spacers 5 is chosen so that the coefficient of thermal expansion is always smaller than that of the wheelset 4 and the pump ring plate 6.
  • FIG. 1.2 shows that eight through bores 13 and, in the pump flange 3, eight threaded bores for a screw connection by means of screws 14 are introduced into the pump cover 2 on one pitch circle.
  • the pump ring plate 6 are provided on the same pitch circle of the pump cover 2 and in the same position as the through holes 13, the bearing bores 14 for the spacer elements, which are designed as spacers 5.
  • FIG. 1.3 shows a detail according to FIG. 1.1, wherein a pump ring plate 6, a planetary rotor set 4, consisting of an outer rotor 16, planetary rotors 17 and an inner rotor 7, is mounted eccentrically between the pump cover 2 and the pump flange 3.
  • a pump cover 2 and the pump flange 3 an O-ring groove 12.1, 12.2 is incorporated, in which a sealing ring 11.1, 11.2 (O-ring) is inserted, which prevents leakage to the outside.
  • the spacer element 5 has a greater height than the pump ring plate 6, so that there is an expansion gap 15.1, 15.2.
  • FIG. 2.1 shows a further embodiment of the invention, which achieves the same behavior of the pump 1 according to FIG. This construction is ideal for narrow wheelsets.
  • the pump cover 2 is provided with a collar 18 which projects into the pump ring plate 6.
  • the collar 18 is to be fitted in the pump ring plate 6. Since the pump cover 2 is seated on the spacers 5, the collar length 19 increases at a temperature increase in the direction of wheel 4 and affects the axial clearance 24.
  • the waist length 19 is applied so that over the extension of the waist 19 of the Pump cover 2 sets the required axial clearance 24.
  • the pump cover 2 is made of aluminum die-cast and the gear set of steel or sintered steel.
  • the pump ring plate 6 is made of diecast aluminum and the spacers 5 made of nickel steel with 36% nickel (In var).
  • the material of the pump flange 3 has no influence on the expansion in this construction.
  • the thermal expansion coefficient of the Federal 18 should be as high as possible.
  • FIG. 2.2 shows a detail according to FIG. 2.1
  • the pump ring plate can also be made of brass or gunmetal, the coefficient of thermal expansion would be approximately 0.000018 ° C "1 .
  • Figure 3.1 shows a section through a similar construction as Figure 2.1, wherein in this construction both pump cover 2 and pump flange 3 are provided with a collar 18.1, 18.2.
  • Pump cover 2 and pump flange 3 should be made of aluminum or a material with a similar heat expansion coefficient. The coefficient of thermal expansion of the Federation 18 should be as high as possible.
  • FIG. 3.2 shows a detail according to FIG. 3.1
  • Figure 4.1 shows a section through a further construction in which the pump ring plate 6 and the pump flange 3 are replaced by a compact pump housing 20.
  • the material of the pump housing 20 may be, for example, cast iron or aluminum die-cast.
  • the depth of the bearing bores 21 for the spacers 5 should correspond to the wheelset width 22. By varying the depth of the bearing bores 21 and the corresponding length of the spacers 5 can also influence the axial clearance 24 take.
  • FIG. 4.2 shows a detail according to FIG. 4.1
  • Figure 5.1 shows an embodiment of the invention to Figure 4.1, wherein the depth of the bearing bore 21 and, accordingly, the height of the spacer element is less than the wheelset width 22.
  • the problem arises that the thermal expansion difference between the Material of the wheelset 4 and the spacer element 5 is too large, whereby the axial clearance 24 would go to zero.
  • the spacer element 5 has a lower height than the wheelset width 22.
  • the extension of the spacer element 5 can be calculated as:
  • FIG. 5.2 shows a detail according to FIG. 1.1

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Pumpe, insbesondere Ölpumpe für Verbrennungsmotoren, bestehend aus einem Pumpengehäuse, wobei das Pumpengehäuse aus einem Pumpendeckel (2) und einem Pumpenflansch (3) besteht, wobei zwischen dem Pumpendeckel (2) und dem Pumpenflansch (3) wenigstens ein Zahnradsatz (4) angeordnet ist und der Pumpendeckel und der Pumpenflansch über wenigstens ein Distanzelement (5) verbunden sind.

Description

ZAHNRADPUMPE MIT OPTIMIERTEM AXIALSPIEL
Beschreibung
Die Erfindung betrifft eine Pumpe, insbesondere Ölpumpe für Verbrennungsmotoren, bestehend aus einem Pumpengehäuse, wobei das Pumpengehäuse aus einem Pumpendeckel und einem Pumpenflansch besteht, wobei zwischen dem Pumpendeckel und dem Pumpenflansch wenigstens ein Zahnradsatz angeordnet ist und der Pumpendeckel und der Pumpenflansch über wenigstens ein Distanzelement verbunden sind.
Die Entwicklung von Automobilen mit niedrigen Kraftstoffverbräuchen erfordert die Optimierung von Fahrzeug- und Moto- renkomponenten. Für den Kraftfahrzeugenergieverbrauch im häufig auftretenden Kurzstrecken- und Stadtverkehr sind hierbei die Verluste, die unter anderem durch den Antrieb von Nebenaggregaten bedingt sind, von besonderer Bedeutung. Die Antriebsleistung von unter anderem Ölpumpen, die die Motor- Schmierung sicherstellen, können zu einer Verringerung der eigentlichen Motorleistung führen, wodurch der Kraftstoffverbrauch stark ansteigt.
Bei bis zu minus 40° C muß die Funktion der MotorSchmierung und eine ausreichend schnelle Motorschmierung gewährleistet werden und im heißen Leerlaufbetrieb bis zu 160° C darf die Ölversorgung keinen Mangel aufweisen. Der Heißleerlaufbetrieb ist gekennzeichnet durch hohe innere Leckagen der Ölpumpe und einen relativ hohen Ölbedarf des Motors. Der Heißleerlaufbe- trieb ist ein wesentlicher Betriebspunkt für die Dimensionierung der Ölpumpe.
Im allgemeinen wird bei der klassischen Pumpenauslegung die Ölpumpe für diesen Betriebspunkt ausgelegt. Im normalen Fahr- zeugbetrieb führt dies zu einer überdimensionierten Ölpumpe, da die Ölschlucklinie des Verbrennungsmotors degressiv über die Drehzahl verläuft, wobei die Förderkennlinie der Ölpumpe näherungsweise linear mit der Drehzahl ansteigt. Das hieraus resultierende Überangebot an Öl wird über ein Überdruckbegrenzungsventil energieverzehrend abgeblasen.
Die vorstehend beschriebene Problematik wird dadurch verstärkt, daß insbesondere die Automobilindustrie den Einsatz dünnflüssigerer Öle wünscht. Hierdurch wird zwar die Funktion von Pumpen bei Minustemperaturen verbessert, wobei der volu- metrische Wirkungsgrad bei hohen Temperaturen verschlechtert wird.
Ein weiteres Problem besteht darin, daß fast alle Pumpengehäuse aus im Vergleich zu den eingesetzten Zahnradsätzen unterschiedlichen Materialien gefertigt werden. Eine Vielzahl von Pumpengehäusen wird beispielsweise aus Gründen der Gewichtsersparnis aus Aluminium Druckguß hergestellt, wohingegen die Zahnradsätze aus Stahl, insbesondere Sinterstahl hergestellt werden. Aufgrund der unterschiedlichen Wärmeausdehnungskoeffizienten des Pumpengehäuses und der Zahnradsätze ergibt sich, daß das notwenige geplante Axialspiel zwischen Zahnradsatz und Pumpengehäuse sich bei Temperaturerhöhung und/oder —erniedrigung verändert. Bei einer Temperaturerhöhung erfolgt eine ungefähr lineare Erhöhung des Axialspiels, so daß weitere Verluste des volumetrischen Wirkungsgrades er- folgen, welche 50 bis 60 % betragen können. Der volumetrische Wirkungsgrad einer Pumpe sinkt ungefähr linear bei steigenden Temperaturen.
Die vorstehend beschriebene Problematik wird vertiefend am Beispiel einer Flügelzellenpumpe mit folgenden Kennwerten dargestellt:
Gehäuse : Aluminium-Druckguß
Radsatz : Sinterstahl Radsatzhöhe : 46 mm
Temperaturbereich : -40°C bis 150°C Wärmeausdehnungskoeffizient Aluminium-Gehäuse : 0.0000238 °C"1 Sinterstahlradsatz : 0.000012 "C"1
Das Axialspiel der Pumpe wird auf 0,07 mm bei 20° C ausgelegt,
Temperaturdifferenz 130°C (20°C bis 150°C):
Ausdehnung Aluminium-Gehäuse:
46.07mm + 46.07mm * 0.0000238°C-1 * 130°C = 46.213 mm Ausdehnung Sinterstahlradsatz : 46.00mm + 46.00mm * 0.000012°C-1 * 130°C = 46.07mm
Das ergibt ein Axialspiel von 0.143mm.
Temperaturdifferenz 60°C (-40°C bis 20°C): Schrumpfung Aluminium-Gehäuse:
46.07mm - 46.07mm * 0.0000238°C-1 * 60°C = 46.004mm
Schrumpfung Sinterstahlradsatz :
46.00mm - 46.00mm * 0.000012°C-1 * 60°C = 45,967 mm
Das ergibt ein Axialspiel von 0.037 mm.
Durch die unterschiedliche Wärmeausdehnung der Werkstoffe, vergrößert sich das Axialspiel bei 150° C auf 0.143 mm und verkleinert sich bei 40° C auf 0.037 mm. Eine Verdoppelung des Axialspiels und eine Verringerung der Viskosität des Mediums führt zu einem volumetrischen Wirkungsgradverlusten von 50 bis 60%. Bei niedrigen Temperaturen kann es durch die Verkleinerung des Axialspiels zu Funktionsstörungen und zu erheblicher Verschlechterung des mechanischen Wirkungsgrades kommen. 0.01 mm Axialspielzunahme bedeutet ca. ILiter/min
Förderstromabnahme bei 100° C, 5.5bar, 550 U/min (Aussage TV-H Nov. 98). Bei der Auslegung einer Ölpumpe müssen diese volumetrischen Verluste berücksichtigt werden und die Pumpe entsprechend größer ausgelegt werden. Durch die größer ausgeleg- te Pumpe kommt es bei höheren Drehzahlen zu einem Überangebot an Öl das leistungsverzehrend abgeführt werden muß. Aufgabe der Erfindung ist es, eine Pumpe zu bilden, die ein im Temperaturbereich von minus 40° C bis 160° C sich gering änderndes Axialspiel aufweist und eine über diesen Temperaturbereich nur gering abfallenden volumetrischen Wirkungsgrad aufweist.
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst, durch eine Pumpe, insbesondere Ölpumpe für Verbrennungsmotoren, bestehend aus einem Pumpengehäuse, wobei das Pumpengehäuse aus einem Pum- pendeckel und einem Pumpenflansch besteht, wobei zwischen dem Pumpendeckel und dem Pumpenflansch wenigstens ein Zahnradsatz angeordnet ist und der Pumpendeckel und der Pumpenflansch ü- ber wenigstens ein Distanzelement verbunden sind, wobei das Distanzelement einen geringeren Wärmeausdehnungskoeffizienten aufweist als der Pumpendeckel, der Pumpenflansch und/oder der Zahnradsatz.
Die erfindungsgemäß gestaltete Pumpe ermöglicht eine Verbesserung des volumetrischen Wirkungsgrads einer Pumpe um 40 bis 50% gegenüber Pumpen, die ein Pumpengehäuse aus Aluminium- Druckguß und einen Zahnradsatz aus Stahl aufweisen. Der volu- metrische Wirkungsgrad der erfindungsgemäßen Pumpe ist um ca. 20 bis 25% höher gegenüber Pumpen, die ein Pumpengehäuse und einen Zahnradsatz aus Stahl aufweisen. Des weiteren wird bei niedrigen Temperaturen der mechanische Wirkungsgrad verbessert. Ein weiterer Vorteil besteht bezüglich der Auswirkung auf die Pumpenauslegung, da die Pumpengröße reduziert werden kann. Ferner ist eine Reduzierung der Leistungsaufnahme und des Gewichtes der Pumpe möglich und vor allem eine Reduzie- rung des Kraftstoffverbrauchs. Es last sich durch die erfindungsgemäße Gestaltung der Pumpe das optimale Axialspiel für fast alle Pumpenarten mit den bestmöglichen Wirkungsgraden berechnen. Bei vielen Pumpentypen ist diese Optimierung kostengünstig nachrüstbar. Die Vorteile der erfindungsgemäßen Gestaltung der Pumpe werden am Beispiel der im Stand der Technik gewürdigten Flügelzellenpumpe dargelegt:
Optimierte Flügelzellenpumpe:
Wärmeausdehnungskoeffizient Invar = 0.0000015° C"1
Ausdehnung des Distanzelements aus Invar (Nickelstahl): 46.09mm + 46.09mm * 0.0000015°C"1 * 130°C = 46.098mm Ausdehnung Sinterstahlradsatz:
46.00mm + 46.00 * 0.000012°C_1 * 130°C = 46.072 mm
Hieraus ergibt sich ein Axialspiel von 0.026mm
Schrumpfung des Distanzelements aus Invar (Nickelstahl):
46.09 - 46.09 * 0.0000015° C"1 * 60°C = 46.086 mm
Schrumpfung Sinterstahlradsatz: 46.00mm - 46.0mm * 0.000012°C-1 * 60°C = 45.96 mm
Hieraus ergibt sich ein Axialspiel von 0.119mm
Durch den Einbau eine Distanzelementes mit einem Wärmeausdeh- nungskoeffizienten von 0.0000015° C"1 verkleinert sich das A- xialspiel bei 150° C auf 0.026 mm und vergrößert sich bei — 40° C auf 0.119 mm. Es zeigt sich somit, daß durch den Einbau einer Distanzelementes in das Pumpengehäuse beispielsweise aus Nickelstahl (Invar) mit 36% Nickel (Wärmeausdehnungskoef- fizient von 0.0000015), die negative Auswirkung der Wärmeausdehnung in positive umgekehrt, d. h., bei hohen Temperaturen verkleinert sich das Axialspiel und bei niedrigen Temperaturen vergrößert sich das Axialspiel.
Die Auswirkung der Wärmeausdehnung bezüglich der Veränderung des Axialspiels über die Temperatur ist noch einmal in der nachstehenden Grafik wiedergegeben. Axialspiel - O ptim ieru ng Pum pengehäuse: Alum in ium oder Stahl ; Radsatz: Sinterstahl
Figure imgf000008_0001
Tem peratur °C
Die Grafik zeigt, daß bei einer Kombination eines Pumpenge- häuses aus Stahl mit einem Radsatz aus Stahl das geplante A- xialspiel über die Temperatur konstant bleibt, da das Pumpengehäuse und der Radsatz einen identischen Wärmeausdehnungskoeffizienten aufweisen. Ein hinsichtlich des Gewichtes optimiertes Pumpengehäuse aus Aluminium-Druckguß in Kombination mit einem Radsatz aus Sinterstahl zeigt das bei höheren Temperaturen steigende Axialspiel und die dadurch bedingten inneren Leckagen, die nicht gewünscht sind. Die erfindungsgemäße Kombination eines leichten Pumpengehäuses aus Aluminium- Druckguß mit einem Sinterstahlradsatz und Distanzelementen mit einem geringeren Wärmeausdehnungskoeffizienten als der Radsatz und das Pumpengehäuse zeigt ein sich bei steigenden Temperaturen verringerndes Axialspiel.
Ferner wird durch die nachstehend wiedergegeben Grafik darge- stellt, wie sich der volumetrische Wirkungsgrad bei steigendem Druck und steigenden Temperaturen verhält für eine nach dem Stand der Technik hergestellte Pumpe, wobei folgende Testbedingungen vorlagen: Pumpengehäuse Grauguß
Radsatz Sinterstahl
Rads tztyp Planetenrotorsatz
Radsatzbreite 18.00 mm
Hubvolumen 5.40 cm3 /U
Medium ATF Getriebeöl
Drehzahl 500 U/min
Pum pentest ohne Axialspiel-Optim ierung Gehäuse: Stahl ; Radsatz: Sinterstahl
Figure imgf000009_0001
10 20 30 40 50 60 70 Druck bar
Es ist deutlich erkennbar, daß der volumetrische Wirkungsgrad einer nach dem Stand der Technik hergestellten Pumpe bei steigendem Druck bei 20°C um ungefähr 7% sinkt. Bei einer auf 80°C erhöhten Temperatur sinkt der volumetrische Wirkungsgrad um ungefähr 30%.
Demgegenüber zeigt die nachstehend wiedergegeben Grafik, wie sich der volumetrische Wirkungsgrad bei steigendem Druck und steigenden Temperaturen verhält bei einer erfindungsgemäßen Pumpe verhält, wobei folgende Testbedingungen vorlagen: Pumpengehäuse Grauguß mit eingebauten Dinstanzbuchsen aus Invar (Nickelstahl mit 36% Nickel)
Radsatz Sinterstahl
Radsatztyp Planetenrotorsatz
Radsatzbreite 18.00 mm
Hubvolumen 5.40 cm3/U
Medium ATF Getriebeöl
Drehzahl 500 U/min
Pumpentest mit Axialspiel-Optimierung Gehäuse: Stahl ; Radsatz: Sinterstahl
Figure imgf000010_0001
10 20 30 40 50 60 70 Druck bar
Es ist erkennbar, daß der volumetrische Wirkungsgrad einer erfindungsgemäßen Pumpe bei steigendem Druck und nahezu unab- hängig von der Temperatur um nur ungefähr 7% sinkt.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß zwischen dem Pumpendeckel und dem Pumpenflansch eine Pumpenringplatte angeordnet ist, in der wenigstens ein Zahnradsatz gelagert ist, wobei die Pumpenringplatte einen gleichen oder größeren Wärmeausdehnungskoeffizienten aufweist als das Distanzelement. In weiterer vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß der Wärmeausdehnungskoeffizient des Distanzelementes um wenigstens den Faktor 10 kleiner ist als der jeweilige Wärmeausdehnungskoeffizient des Pumpendeckels, des Pumpenflansches, des Radsatzes und/oder der Pumpenringplatte.
In besonders vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß der Wärmeausdehnungskoeffizient des Distanzelementes kleiner 0,00002 °C-1 ist.
In zweckmäßiger Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß das Distanzelement aus Nickelstahl besteht, vorzugsweise mit einem Anteil von 36% Nickel.
In weiterer zweckmäßiger Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß das Distanzelemente ein Sinterteil ist. Das gesinterte metallische Bauteil kann mit entsprechenden Legierungselementen versehen sein, um ein Distanzelement mit einem auf den Anwendungsfall abgestimmten Wärmeausdehnungskoeffi- zienten zu erhalten.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß in der Pumpenringplatte ein Planetenrotorsatz exzentrisch gelagert ist, wobei der Innenrotor mit einer Antriebswelle verbunden ist und der Pumpendeckel, die Pumpenringplatte und der Pumpenflansch dichtend voneinander getrennt sind, wobei Distanzelemente vorgesehen sind, deren Höhe um den Betrag des geplanten Axialspiels größer ist als die Höhe des Planetenro- torsatzes und die Höhe der Pumpenringplatte ist um den Wärme- ausdehnungsdifferenzbetrag kleiner als die Höhe des Distanzelements, wobei die zwischen Pumpendeckel, Pumpenringplatte und Pumpenflansch bestehende Dehnungsspalte durch Dichtelemente abgedichtet wird.
In besonders vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß der Pumpendeckel mit einem Bund versehen ist, der in die Pumpenringplatte hineinragt und in der Pumpenring- platte ein Planetenrotorsatz gelagert ist, wobei die Pumpenringplatte von wenigstens einem Distanzelement durchsetzt ist, welches in Kontakt mit dem Pumpendeckel und dem Pumpenflansch steht.
In weiterer vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß der Pumpendeckel und der Pumpenflansch mit einem Bund versehen sind, der in die Pumpenringplatte hineinragt und in der Pumpenringplatte ein Planetenrotorsatz gela- gert ist, wobei die Pumpenringplatte von wenigstens einem Distanzelement durchsetzt ist, welches in Kontakt mit dem Pumpendeckel und dem Pumpenflansch steht.
Die Erfindung wird anhand schematischer Zeichnungen von Aus- führungsbeispielen dargestellt. Es zeigen:
Fig. 1.1 einen Schnitt entlang der Linie A-A in Fig. 1.2 einer erfindungsgemäße Pumpe in Plattenbauweise,
Fig. 1.2 eine Draufsicht zu Fig. 1.1,
Fig. 1.3 eine Einzelheit XI gemäß Fig. 1.1,
Fig. 2.1 einen Schnitt durch eine erste erfindungsgemäße Va- riante,
Fig. 2.2 eine Einzelheit X2 gemäß Fig. 2.1,
Fig. 3.1 einen Schnitt durch eine zweite erfindungsgemäße Variante,
Fig. 3.2 eine Einzelheit X3 gemäß Fig. 3.1,
Fig. 4.1 einen Schnitt durch eine dritte erfindungsgemäße Variante,
Fig. 4.2 eine Einzelheit X4 gemäß Fig. 4.1, Fig. 5.1 einen Schnitt durch eine vierte erfindungsgemäße Variante,
Fig. 5.2 eine Einzelheit X5 gemäß Fig. 5.1,
Figur 1.1 zeigt ein einen Schnitt durch ein Pumpengehäuse in Plattenbauweise, das aus einem Pumpendeckel 2, einer Pumpenringplatte 6 und einem Pumpenflansch 3 besteht. In der Pum- penringplatte 6 ist ein Planetenrotorsatz 4, bestehend aus einem Außenrotor 16, Planetenrotoren 17 und einem Innenrotor 7, exzentrisch gelagert. Über die Antriebswelle 9 wird der Innenrotor 7 angetrieben. In der Pumpenringplatte 6 sind Lagerbohrungen 14 für die Distanzbuchsen 5 vorgesehen. In Pum- pendeckel 2 und Pumpenflansch 3 ist eine 0-Ringnut 12 eingearbeitet, in der ein Dichtring 11 (O-Ring) eingesetzt ist, der Leckage nach außen verhindert.
Die Distanzbuchsen 5 sind mit der Höhe des Planetenrotorsat- zes so abgestimmt, daß die Distanzbuchsen 5 genau um den Betrag des geplanten Axialspiels 24 höher sind als die Höhe des Planetenrotorsatzes 4. Die Differenz der Höhe zwischen Distanzbuchsen 5 und Planetenrotorsatz 4 entspricht dem Axialspiel 24 bei Umgebungstemperatur.
Die Pumpenringplatte 6 ist mit den Distanzbuchsen 5 so abzustimmen, daß die Pumpenringplatte 6 um den Wärmeausdehnungsbetrag (Wärmeausdehnungskoeffizient(Pumpenringplatte) * Höhe(pumpenringplatte) * Temperatur) kleiner als die Distanzbuchsen 5 ist. Dies entspricht dem Dehnungsspalt 15.
Beim Zusammenschrauben der Pumpe 1 wird der Pumpendeckel 2 und der Pumpenflansch 3 auf die Distanzbuchsen 5 aufgepreßt. Es entsteht zwischen Pumpendeckel 2, Pumpenringplatte 6 und Pumpenflansch 3 ein Dehnungsspalte 15, der durch die elastischen 0-Ringe 11.1 und 11.2 abgedichtet wird. Der Werkstoff für die Distanzbuchsen 5 ist so gewählt, daß der Wärmeausdehnungskoeffizient immer kleiner ist als der des Radsatzes 4 und der Pumpenringplatte 6. Im vorliegenden Fall ist es vorteilhaft als Werkstoff für die Distanzbuchsen 5 einen Nickelstahl mit 36% Nickel einzusetzen (Invar). Dieser Werkstoff besitzt einen Wärmeausdehnungskoeffizienten von 0.0000015 "C"1, welcher somit um den Faktur 10 kleiner ist als der Wärmeausdehnungskoeffizient von Sinterstahl oder Stahl. Vorteilhaft ist es auch, wenn der Radsatz 4 aus Sin- ter-Alu Si 14 gebildet wird.
Figur 1.2 zeigt, daß in den Pumpendeckel 2 auf einem Teilkreis acht Durchgangsbohrungen 13 und in den Pumpenflansch 3 acht Gewindebohrungen für eine Verschraubung mittels Schrau- ben 14 eingebracht sind. In der Pumpenringplatte 6 sind auf demselben Teilkreis des Pumpendeckels 2 und in gleicher Position wie die Durchgangsbohrungen 13, die Lagerbohrungen 14 für die Distanzelemente vorgesehen, welche als Distanzbuchsen 5 ausgebildet sind.
Figur 1.3 zeigt eine Einzelheit gemäß Figur 1.1, wobei zwischen dem Pumpendeckel 2 und dem Pumpenflansch 3 eine Pumpenringplatte 6,ein Planetenrotorsatz 4, bestehend aus einem Außenrotor 16, Planetenrotoren 17 und einem Innenrotor 7, ex- zentrisch gelagert ist. In den Pumpendeckel 2 und den Pumpenflansch 3 ist eine O-Ringnut 12.1, 12.2 eingearbeitet, in der ein Dichtring 11.1, 11.2 (O-Ring) eingesetzt ist, der Leckage nach außen verhindert. Das Distanzelement 5 weist eine größere Höhe als die Pumpenringplatte 6, so daß sich ein Dehnungs- spalt 15.1, 15.2 ergibt. Bei der erfindungsgemäßen Pumpe gemäß Fig. 1.1, 1.2 und 1.3 ergeben sich bei einem Pumpentest folgende Werte:
Axialspiel bei 20°C: 0,05mm
Radsatz aus Sinterstahl: 20,00mm hoch
Distanzbuchsen aus Nickelstahl(36% Ni) :20,05mm hoch Temperaturdifferenz 130° C (20 bis 150° C)
Ausdehnung des Radsatzes auf: 20,0312mm
Ausdehnung der Distanzbuchsen auf: 20,0539mm
Somit würde bei 150° C ein Axialspiel von 0,0227mm entstehen.
Temperaturdifferenz 60°C: (-40 bis 20°C)
Schrumpfung des Radsatzes auf: 19,9856mm Schrumpfung der Distanzbuchse auf: 20,0482mm
Es entsteht bei minus 40° C somit ein Axialspiel von 0,0625mm.
ATF-Getriebeöl bei 150° C ca 3,4 mmVs(cSt) ATF-Getriebeöl bei -40° C ca 100002 /s(cSt)
Figur 2.1 zeigt eine weitere Ausgestaltungsform der Erfindung, welche das gleiche Verhalten der Pumpe 1 gemäß Figur 1 erreicht. Diese Konstruktion ist optimal für schmale Radsätze. Der Pumpendeckel 2 ist mit einem Bund 18 versehen, der in die Pumpenringplatte 6 hineinragt. Der Bund 18 ist in die Pumpenringplatte 6 einzupassen. Da der Pumpendeckel 2 auf den Distanzbuchsen 5 aufsitzt, vergrößert sich die Bundlänge 19 bei einer Temperaturerhöhung in Richtung Radsatz 4 und beeinflußt das Axialspiel 24. Bei der Auslegung des Axialspiels 24 ist die Bundlänge 19 so anzulegen, daß sich über die Ausdehnung der Bundlänge 19 des Pumpendeckels 2 das benötigte Axialspiel 24 einstellt. Der Pumpendeckel 2 ist aus A- luminium Druckguß und der Zahnradsatz aus Stahl oder Sinterstahl. Die Pumpenringplatte 6 besteht aus Aluminium Druckguß und die Distanzbuchsen 5 aus Nickelstahl mit 36% Nickel (In- var). Der Werkstoff des Pumpenflansches 3 hat bei dieser Konstruktion keinen Einfluß auf die Ausdehnung. Der Wärmeausdehnungskoeffizient des Bundes 18 sollte möglichst hoch sein.
Figur 2.2 zeigt eine Einzelheit gemäß Figur 2.1
Es ergeben sich für die Erfindungsgemäße Konstruktion folgende Werte:
Axialspiel 20° C: = 0,04mm
Radsatzbreite: = 5,0mm
Bundlänge: = 7,0mm
Distanzbuchsenlänge: Radsatzbreite + Bundlänge + Axialspiel = 12,04 Temperaturdifferenz: = 130° C
Ausdehnung Distanzbuchsen (Invar):
12 , 04mm + 12 , 04mm * 0 , 0000015° C"1 * 130° C = 12 , 0423mm
Ausdehnung Radsatz (Sinterstahl)
5 , 0mm + 5 , 0mm * 0 , 000012° C_1 *130° C = 5 , 0078mm
Ausdehnung Alu-Bundlänge:
7,0mm + 7,0mm * 0.0000238° C"1 * 130°C = 7,021mm
Bei 150° C entsteht somit ein Axialspiel von: 12,0423mm - 5,0078mm - 7,021mm = 0,013 mm
Eine weitere konstruktive Möglichkeit besteht darin, die Pumpenringplatte aus Nickelstahl mit 36% Nickel (Invar) zu fertigen. Alternativ kann die Pumpenringplatte auch aus Messing oder Rotguß gefertigt sein, wobei der Wärmeausdehnungskoeffizient ungefähr 0.000018° C"1 betragen würde.
Figur 3.1 zeigt einen Schnitt durch eine ähnliche Konstruktion wie Figur 2.1, wobei bei dieser Konstruktion beide Pumpen- deckel 2 und Pumpenflansch 3 mit einem Bund 18.1, 18.2 versehen sind. Pumpendeckel 2 und Pumpenflansch 3 sollten aus Aluminium sein, oder einem Werkstoff mit einem ähnlichen Wärme- ausdehnungskoeffizienten. Der Wärmeausdehnungs-koeffizient des Bundes 18 sollte möglichst hoch sein.
Figur 3.2 zeigt eine Einzelheit gemäß Figur 3.1
Figur 4.1 zeigt einen Schnitt durch eine weitere Konstruktion bei der die Pumpenringplatte 6 und der Pumpenflansch 3 durch ein kompaktes Pumpengehäuse 20 ersetzt werden. Der Werkstoff des Pumpengehäuses 20 kann beispielsweise Grauguß oder Alumi- nium Druckguß sein. Die Tiefe der Lagerbohrungen 21 für die Distanzbuchsen 5 sollte der Radsatzbreite 22 entsprechen. Durch Variieren der Tiefe der Lagerbohrungen 21 und der entsprechenden Länge der Distanzbuchsen 5 kann man zusätzlich Einfluß auf das Axialspiel 24 nehmen.
Figur 4.2 zeigt eine Einzelheit gemäß Figur 4.1
Figur 5.1 zeigt eine Ausgestaltung der Erfindung zu Figur 4.1, wobei die Tiefe der Lagerbohrung 21 und dementsprechend die Höhe des Distanzelementes geringer ist als die Radsatzbreite 22. Insbesondere bei breiten Radsätzen 4, beispielsweise > 30mm, tritt das Problem auf, daß die Wärmeausdehnungsdifferenz zwischen dem Material des Radsatzes 4 und des Distanzelementes 5 zu groß ist, wodurch das Axialspiel 24 ge- gen Null gehen würde. Eine Lösung ist, daß das Distanzelement 5 eine geringere Höhe aufweist als die Radsatzbreite 22. Die Ausdehnung des Distanzelementes 5 läßt sich berechnen als:
L2 * (Wärmeausdehnungskoeffizient(Gehäuse) * Temperatur + Ll * (Wärmeausdehnungskoeffizient(Distanzelement) * Temperatur
Figur 5.2 zeigt eine Einzelheit gemäß Figur 1.1

Claims

Patentansprüche :
1. Pumpe (1), insbesondere Ölpumpe für Verbrennungsmotoren, bestehend aus einem Pumpengehäuse, wobei das Pumpengehäuse aus einem Pumpendeckel (2) und einem Pumpenflansch (3) besteht, wobei zwischen dem Pumpendeckel (2) und dem Pumpenflansch (3) wenigstens ein Zahnradsatz (4) angeordnet ist und der Pumpendeckel (2) und der Pumpenflansch (3) über wenigstens ein Distanzelement (5) verbunden sind, wobei das Dis- tanzelement (5) einen geringeren Wärmeausdehnungskoeffizienten aufweist als der Pumpendeckel (2), der Pumpenflansch (3) und/oder der Zahnradsatz (4).
2. Pumpe (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Pumpendeckel (2) und dem Pumpenflansch (3) eine Pumpenringplatte (6) angeordnet ist, in der wenigstens ein Zahnradsatz (4) gelagert ist, wobei die Pumpenringplatte (6) einen gleichen oder größeren Wärmeausdehnungskoeffizienten aufweist als das Distanzelement (5).
3. Pumpe (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Wärmeausdehnungskoeffizient des Distanzelementes (5) um wenigstens den Faktor 10 kleiner ist als der jeweilige Wärmeausdehnungskoeffizient des Pumpendeckels (2), des Pum- penflansches (3), des Radsatzes (4) und/oder der Pumpenringplatte (6) .
4. Pumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Wärmeausdehnungskoeffizient des Dis- tanzelementes (5) kleiner 0,00002 "C"1 ist.
5. Pumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Distanzelement (5) aus Nickelstahl besteht, vorzugsweise mit einem Anteil von 36% Nickel.
6. Pumpe ( 1 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 5 , dadurch gekennzeichnet, daß das Distanzelemente (5) ein Sinterteil ist,
7. Pumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß in der Pumpenringplatte (6) ein Planetenrotorsatz (4) exzentrisch gelagert ist, wobei der Innenrotor ( 7 ) mit einer Antriebswelle ( 9 ) verbunden ist und der Pumpendeckel (2), die Pumpenringplatte (6) und der Pumpenflansch (3) dichtend voneinander getrennt sind, wobei Distanzelemente (5) vorgesehen sind, deren Höhe um den Betrag des geplanten Axialspiels größer ist als die Höhe des Planetenrotorsatzes (4) und die Höhe der Pumpenringplatte (6) ist um den Wärme- ausdehnungsdifferenzbetrag kleiner als die Höhe des Distanzelements (5), wobei die zwischen Pumpendeckel (2), Pumpenringplatte (6) und Pumpenflansch (3) bestehende Dehnungsspalte (10) durch Dichtelemente (11) abgedichtet wird.
8. Pumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Pumpendeckel (2) mit einem Bund (12) versehen ist, der in die Pumpenringplatte (6) hineinragt und in der Pumpenringplatte (6) ein Planetenrotorsatz (4) gela- gert ist, wobei die Pumpenringplatte (6) von wenigstens einem Distanzelement (5) durchsetzt ist, welches in Kontakt mit dem Pumpendeckel (2) und dem Pumpenflansch (3) steht.
9. Pumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch ge- kennzeichnet, daß der Pumpendeckel (2) und der Pumpenflansch
(3) mit einem Bund (12) versehen sind, der in die Pumpenringplatte ( 6 ) hineinragt und in der Pumpenringplatte ( 6 ) ein Planetenrotorsatz (4) gelagert ist, wobei die Pumpenringplatte (6) von wenigstens einem Distanzelement (5) durchsetzt ist, welches in Kontakt mit dem Pumpendeckel (2) und dem Pumpenflansch (3) steht.
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