WO2009092719A2

WO2009092719A2 - Volumenveränderbare innenzahnradpumpe

Info

Publication number: WO2009092719A2
Application number: PCT/EP2009/050630
Authority: WO
Inventors: Siegfried A. Eisenmann
Original assignee: Eisenmann Siegfried A
Priority date: 2008-01-21
Filing date: 2009-01-21
Publication date: 2009-07-30
Also published as: US20110038746A1; EP2235374B1; ATE517262T1; CA2712550A1; EP2235374A2; WO2009092719A3

Abstract

Die Erfindung betrifft eine volumenveränderbare Innenzahnradpumpe, insbesondere zur Verwendung als Motorschmierpumpe für Automobile. Die Innenzahnradpumpe umfasst ein Gehäuse (7, 10) und eine darin ausgebildete Lauf satzkammer (40), welche eine Niederdruckkammer (17) und eine Hochdruckkammer (18) für ein Fluid aufweist. In der Laufsatzkammer (40) sind ein Innenrotor (2), der um eine Drehachse (Di) drehbar und von einer Welle (1) antreibbar ist, und ein drehbarer Aussenrotor (3) mit einer exzentrisch zur Drehachse (Di) angeordneten Aussenrotordrehachse (Da) aufgenommen. Im Falle eines Drehantriebs bilden sich Förderzellen (30, 31) zwischen dem Innenrotor (2) und dem Aussenrotor (3), in denen das Fluid von der Niederdruckkammer (17) zur Hochdruckkammer (18) gefördert wird. Ein Verstellorgan (5), auf welches axial Federn (8) wirken und das in der Innenverzahnung (34) des Aussenrotors (3) axialbeweglich geführt ist, bewirkt eine druckabhängige Axialbewegung des Innenrotors (2). Der Aussenrotor (3) weist in seinen Zahnlücken der Innenverzahnung (34) im Bereich der Niederdruckkammer (17) und der Hochdruckkammer (18) angeordnete Radialkanäle (41) auf. Die axiale Lage des Innenrotors (2) relativ zum Aussenrotor (3) ist durch die Axialbewegung des Verstellorgans (5) veränderbar, womit sich das Volumen der Förderzellen (30, 31) druckabhängig verstellt.

Description

Volumenveränderbare Innenzahnradpumpe

Die Erfindung betrifft eine Innenzahnradpumpe, insbesondere zur Verwendung als Motorschmierpumpe für Automobile, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.

Wegen der Forderung nach möglichst geringen Leistungsverlusten über den gesamten Drehzahl- und Leistungsbereich des Motors wird in zunehmendem Masse vom Motorkonstrukteur gefordert, dass die Ölförderung der Pumpe nicht mehr wie früher mit der

Motordrehzahl proportional ansteigt. Die Schmierölbedarfskurve des Motors besitzt eine degressive Charakteristik über den Verlauf der Motordrehzahl. Das heisst, dass der Motor keinen der Drehzahl proportionalen Schmierölbedarf hat. Somit ist dieser bei erhöhter Drehzahl wesentlich kleiner.

Bei nicht regelbaren Pumpen strömt das Schmieröl ab einem bestimmten maximalen Öldruck über ein Bypassventil in die Saugseite der Pumpe zurück. Dabei entsteht ein beträchtlicher Verlust an hydrostatischer Leistung, der durch eine automatisch geregelte Pumpe bedarfsorientiert weitgehend vermeidbar ist. Dieser Verlust entwickelt sich nämlich bei konstanter spezifischer Fördermenge der Pumpe exponentiell, da neben der Fördermenge über die Drehzahl gleichzeitig auch der Öldruck ansteigt. Dieser Sachverhalt besitzt noch einen anderen Aspekt: Bei kaltem Motor und somit bei extrem zähflüssigen Schmieröl nimmt der Öldruck trotz Bypassventil unzulässig hohe Werte an, sodass vor allem die Hauptstromfilter des Motors gefährdet sind. Ausserdem nimmt die Alterung des Öles zu, wenn es bei grossem Zeitanteil durch die engen Spalte des Systems und mit hoher Druckdifferenz bei grosser Schergeschwindigkeit extrem strapaziert wird. Es sind bereits in ihrer spezifischen Fördermenge regelbare Motorschmierpumpen bekannt, mit mehr oder weniger unerwünschten Nebenerscheinungen .

Eine bekannte volumenveränderbare Innenzahnradpumpe regelt die spezifische Fördermenge dadurch, dass öldruckabhängig die Achsabstandslinie des Zahnradsatzes gegenüber den Saug- und Druckkammern im Pumpengehäuse verdreht wird. Dies hat jedoch zwei wesentliche Nachteile, nämlich dass bei abgeregelter Pumpe unvermeidliche Quetschverluste durch diese so genannte Differentialregelung entstehen und die Pumpe dadurch bei hoher Drehzahl starke Geräusche entwickelt. Ausserdem reduzieren die Quetschverluste den mechanischen Wirkungsgrad der Pumpe in diesem Betriebsbereich. Zudem bewirken die Quetschverluste beträchtliche Druckspitzen zwischen den Zähnen, wodurch die Bauteile zusätzlich belastet werden und die Lebensdauer reduziert wird.

Eine andere Lösung ist bekannt als eine Art Flügelzellenpumpe oder "Pendelflügelpumpe", bei der in bekannter Weise die Exzentrizität des mit Flügeln besetzten Läufers gegenüber dem Gehäusering verändert wird. Diese besitzt eine verhältnismässig grosse Anzahl an filigran kleinen Bauteilen, die bruchempfindlich und teuer in der Herstellung sind.

Schliesslich ist noch eine Aussenzahnradpumpe bekannt, bei der durch axiales Verschieben der beiden Zahnräder gegeneinander die wirksame Zahnbreite der Pumpe mit zunehmendem Druck reduziert wird. Da diese Zahnräder verhältnismässig breit ausgestaltet werden müssen, muss auch das Pumpengehäuse mit seiner brillenförmigen Innenkontur eine entsprechende Länge aufweisen. Dies führt zu hohen Fertigungskosten bei der Gehäuse-Kavernenbearbeitung. Ausserdem sind Aussenzahnradpumpen wegen ihrer hohen Förderpulsation und wegen ihrer radialen Befüllung auf der Saugseite kavitations- und somit geräuschempfindlich.

Die Erfindung stellt sich die Aufgabe, eine in ihrer spezifischen Fördermenge regelbare Pumpe, insbesondere eine Motorschmierpump, zu schaffen, die diese Nachteile in umfassender Weise vermeidet.

Diese Aufgabe wird durch die Verwirklichung der Merkmale des unabhängigen Anspruchs gelöst. Merkmale, die die Erfindung in alternativer oder vorteilhafter Weise weiterbilden, sind den abhängigen Patentansprüchen zu entnehmen.

Die Erfindung umfasst eine volumenveränderbare Innenzahnradpumpe . Der Vorteil einer Innenzahnradpumpe gegenüber anderen in ihrer spezifischen Fördermenge regelbare Motorschmierpumpen besteht insbesondere darin, dass zum einen eine Innenzahnradpumpe bezüglich des Geräuschs wegen ihrer kleinen instantanen Förderpulsation über den Drehwinkel der Zahnräder der Aussenzahnradpumpe überlegen ist. Ausserdem kann sie mit kleinen Zähnezahlen bei gleichzeitig extrem zentrischer Bauweise ausgeführt werden. Beides führt zu niedriger Zahneingriffsfrequenz und zu niedrigen hydraulischen Druckpulsationen. Wegen der dabei möglichen grossen Exzentrizität des Laufsatzes entstehen sehr grossvolumige Förderzellen, die bei gefordertem Verdrängungsvolumen zu kleinen radialen Abmessungen der Pumpe führen. Zugleich ist die genaue Innenbearbeitung des Pumpengehäuses sehr einfach, weil im Grunde nur kreisrunde, auf der Drehmaschine leicht darstellbare Fertigungsoperationen notwendig sind.

Die erfindungsgemässe volumenveränderbare Innenzahnradpumpe umfasst ein Gehäuse und eine Laufsatzkammer, die in dem Gehäuse gebildet ist und die eine Niederdruckkammer mit einer Einlassöffnung sowie eine Hochdruckkammer mit einer Auslassöffnung für ein Fluid aufweist. Ein in der Laufsatzkammer aufgenommener Innenrotor ist um eine Drehachse drehbar und von einer Welle antreibbar. In der Laufsatzkammer ist ein Aussenrotor mit einer exzentrisch zur Drehachse angeordneten Aussenrotordrehachse drehbar aufgenommen. Der Innenrotor hat eine derartige Aussenverzahlung und der Aussenrotor hat eine derartige Innenverzahnung, dass der Aussenrotor mit dem Innenrotor durch die Aussen- Innenverzahnung in einem konstanten Drehverhältnis zueinander rotieren kann und im Falle eines Drehantriebs Förderzellen bildet, in denen das Fluid von der Niederdruckkammer zur Hochdruckkammer gefördert wird.

Erfindungsgemäss ist ein Verstellorgan vorgesehen, das eine Axialbewegung des Innenrotors bewirkt. Das Verstellorgan ist in der Innenverzahnung des Aussenrotors axialbeweglich geführt. Der Aussenrotor weist in seinen Zahnlücken der Innenverzahnung im Bereich der Niederdruckkammer und der Hochdruckkammer angeordnete Radialkanäle auf. Die axiale Lage des Innenrotors relativ zum Aussenrotor ist durch die Axialbewegung des Verstellorgans veränderbar, so dass hierdurch das Volumen der Förderzellen verstellt werden kann und eine in ihrer spezifischen Fördermenge regelbare Innenzahnradpumpe geschaffen wird.

Insbesondere ist das Fördervolumen und die spezifische Fördermenge der Innenzahnradpumpe druckabhängig, wobei mit steigendem Druck seitens der Auslassöffnung und somit mit steigendem Druck in der Hochdruckkammer das Volumen der

Förderzellen und somit auch die spezifische Fördermenge sinkt.

Die Aussenverzahnung des Innenrotors weist eine derartige Form auf, dass axial wirksame Federn, insbesondere Schraubenfedern, zwischen der den Innenrotor antreibenden Welle und der Zahnkontur der Aussenverzahnung einbaubar und dort angeordnet sind.

Vorzugsweise sind die Federn, die axial auf das Verstellorgan wirken, im Innenrotor zwischen der den Innenrotor antreibenden Welle und der Zahnkontur der Aussenverzahnung angeordnet. Ein mit der Hochdruckkammer verbundener Verstellraum, der von dem Verstellorgan axial begrenzt wird, ist innerhalb der Innenverzahnung des Aussenrotors ausgebildet, so dass ein Druck des Fluids innerhalb des Verstellraums axial auf das Verstellorgan entgegen der Federkraft der Federn wirkt. Die entgegen gesetzte Anordnung des mit der Hockdruckkammer und somit auch der Auslassöffnung verbundenen Verstellraums, dessen Druck des Fluids von der einen Seite auf das

Verstellorgan wirkt, und die Federkraft, die von der anderen Seite auf das Verstellorgan drückt, wobei die Förderzellen dazwischen liegen, bewirkt, dass bei steigendem Druck in der Hochdruckkammer das Verstellorgan entgegen der Federkraft der Federn verschoben wird und sich das Volumen der Förderzellen verkleinert .

Diese Federn sind beispielsweise über ein topfförmiges Zwischenglied und einen Sicherungsring in axialer Richtung an der Welle abgestützt. Insbesondere sind im Innenrotor am Umfang gleichmässig verteilt drei Federn, insbesondere Schraubenfedern, angeordnet.

Die Kommutierung des Wechsels des Ölflusses von der - auch als Saugkammer bezeichneten - Niederdruckkammer zur - auch als

Druckkammer bezeichneten - Hochdruckkammer und wieder von der Druckkammer zur Saugkammer erfolgt in sanfter Weise über den Aussenrotor mit seinen mit dem Gehäuse kommunizierenden radialen Kanälen, sodass hier jegliches Quetschen des Fluids, insbesondere des Öles, in den Förderzellen weitgehend vermieden ist. Die Möglichkeit der genauen kreisrunden Bohrung im Pumpengehäuse für die Lagerung des Aussenrotors und die vorzugsweise möglichst genau einzuhaltenden Trennungsstege zwischen der Saug- und Druckkammer ermöglichen diese präzise Kommutierung .

In einer Weiterbildung der Erfindung weist das Verstellorgan eine Aussenverzahnung auf, die passgenau mit ausreichendem, jedoch kleinem Laufspiel der Innenverzahnung des Aussenrotors entspricht und somit abdichtend darin axialbeweglich ist.

Die geometrische Form der Aussen-Innenverzahnung, also der Aussenverzahlung des Innenrotors und der ihr zugeordneten Innenverzahnung des Aussenrotors, ist beispielsweise als eine epizykloidische oder Kreisbogen-Aussenverzahnung am Innenrotor ausgebildet, die durch eine Generator-Abwälzbewegung die Innenverzahnung des Aussenrotors mit einem Zahn mehr erzeugt. Die Aussenverzahnung des Innenrotors weist hier also einen Zahn weniger auf als die Innenverzahnung des Aussenrotors. Das Generator-Prinzip, auch Erzeugungsabwälzung genannt, bei welchem ein Mutterprofil in einem Gegenrad abgewälzt wird, wobei die Exzentrizität und das Drehverhältnis beibehalten bleiben, ist aus der Verzahnungslehre bekannt und muss nicht näher erläutert werden. Der Fachmann ist sich bewusst, dass andere geometrische Ausgestaltungen, wie aus dem Stand der Technik bei Zahnradpumpen bekannt, insbesondere eine Epizykloiden-Aussenverzahnung, möglich sind. Beispielsweise kann die geometrische Form der Aussen-Innenverzahnung durch Epi- und Hypozykloiden bestimmt sein.

Die Aussenverzahnung des Innenrotors weist beispielsweise zwischen 5 und 8 Zähne, insbesondere 6 Zähne, auf. In einer Ausführungsform der Erfindung ist der Innenrotor auf der ihn antreibenden Welle axialbeweglich und drehgesichert im Wesentlichen schlagfrei angeordnet. Die drehgesicherte axialbewegliche Anordnung erfolgt beispielsweise mittels einer Passfeder.

Die Förderzellen sind vorzugsweise in axialer Richtung und in Gegenüberlage zu dem Verstellorgan durch eine Ritzelplatte verschlossen, deren Innenverzahnung passgenau mit ausreichendem, aber kleinem Laufspiel der Aussenverzahnung des Innenrotors derart entspricht, dass der Innenrotor innerhalb der Innenverzahnung der Ritzelplatte axialbeweglich ist. An der Ritzelplatte ist vorzugsweise eine einer Kreiselpumpe entsprechende Beschaufelung angeordnet oder ausgeformt. Diese einer Kreiselpumpe entsprechende Beschaufelung ist insbesondere eine Axialbeschaufelung. Durch diese Beschaufelung wird die Pumpe quasi auf der Saugseite aufgeladen, sodass bei steigender Drehzahl der Flüssigkeitsdruck in der Saugkammer etwa mit dem Quadrat der Drehzahl ansteigt. Damit eignet sich diese Pumpe gemäss der

Erfindung für extrem hohe Drehzahlen wegen der Vermeidung von Kavitationsblasen im Öl. Auch dies führt zu kleinem Platzbedarf der Pumpe im Motor.

Zwischen dem Gehäuse und einem ausserhalb des Gehäuses an der Welle angeordneten Antriebsrad kann auf der Antriebseite ein vom Hochdruck beaufschlagter, die Axialkräfte ausgleichender Kompensationsdruckbereich vorgesehen sein, der als Kompensationsfläche wirkt. Alternativ ist dieser vom Hochdruck beaufschlagte, die Axialkräfte ausgleichender

Kompensationsdruckbereich auf der der Antriebsseite entgegen gesetzten Seite zwischen dem Gehäuse oder einem Deckel des Gehäuses und dem topfförmigen Zwischenglied vorgesehen. In beiden Fällen bewirkt der Kompensationsdruckbereich, welcher mit dem Hochdruckbereich bzw. der Hochdruckkammer verbunden ist, dass eine hydraulische Druckkraft im

Kompensationsdruckbereich der hydraulischen Druckkraft im ebenfalls mit Hochdruck beaufschlagten Verstellraum entgegenwirkt.

In den Zeichnungen ist der Erfindungsgegenstand rein beispielhaft anhand von konkreten Ausführungsbeispielen schematisch dargestellt. Es zeigen:

Figur 1 eine Ausführungsform der Innenzahnradpumpe in einem

Längsschnitt durch die Wellenmitte und die

Innenrotormitte der Pumpe bei maximaler spezifischer

Fördermenge ;

Figur 2 einen gleichen Längsschnitt bei minimaler spezifischer Fördermenge;

Figur 3 einen Querschnitt durch die Pumpe entlang der Schnittlinie A-A der Figur 1 ;

Figur 4 einen Längsschnitt durch die Wellenmitte und die Innenrotormitte entlang der Schnittlinie B-B der Figur 3 bei maximaler spezifischer Fördermenge;

Figur 5 einen gleichen Längsschnitt bei minimaler spezifischer Fördermenge;

Figur 6 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie C-C der Figur 1;

Figur 7 eine Darstellung der Ritzelplatte mit der darauf befestigten Axialbeschaufelung für die axiale Kreiselpumpe; Figur 8 eine Darstellung des Verstellorgans;

Figur 9 eine alternative Ausführungsform der Innenzahnradpumpe mit einem alternativen

Kompensationsdruckbereich in einem Längsschnitt bei maximaler spezifischer Fördermenge;

Figur 10 einen gleichen Längsschnitt bei minimaler spezifischer Fördermenge; und

Figur 11 eine Darstellung des als Kronenrad ausgebildeten Aussenrotors der alternativen Ausführungsform.

Da die Figuren 1 bis 8 eine gemeinsame Ausführungsform der Erfindung in unterschiedlichen Ansichten, Ausschnitten und Detaillierungsgraden darstellen, werden die Figuren 1 bis 8 im Wesentlichen gemeinsam beschrieben.

Figur 1 zeigt die volumenveränderbare Innenzahnradpumpe in einem Längsschnitt durch die Wellenmitte und die Innenrotormitte der Pumpe bei maximaler spezifischer Fördermenge. Die Innenzahnradpumpe besitzt ein zweigeteiltes Gehäuse, das sich aus dem eigentlichen Gehäuse 7 und einem Deckel 10 des Gehäuses zusammensetzt, die mittels Schrauben 19 miteinander verbunden sind. Im Gehäuse 7 ist eine Laufsatzkammer 40 ausgeformt, die eine Niederdruckkammer 17 mit einer Einlassöffnung 15 und eine Hochdruckkammer 18 mit einer Auslassöffnung 16 für ein Fluid aufweist. In der Laufsatzkammer 40 ist ein Innenrotor 2 aufgenommen, der innerhalb der Laufsatzkammer 40 des Gehäuses 7 um eine Drehachse Di drehbar und von einer Welle 1, die durch das Gehäuse 7 und den Deckel 10 hindurchgeführt ist, antreibbar ist. Der Innenrotor 2 ist auf der ihn antreibenden Welle 1 axialbeweglich, jedoch drehgesichert durch eine Passfeder 11 im Wesentlichen schlagfrei angeordnet ist. In der Laufsatzkammer 40 ist ausserdem ein Aussenrotor 3 drehbar aufgenommenen mit einer exzentrisch zur Drehachse Di angeordneten Aussenrotordrehachse Da, wie in den Figuren 3, 4 und 6 erkennbar. Der Innenrotor 2 weist eine derartige Aussenverzahlung 33 - nämlich mit 6 Zähnen - und der Aussenrotor 3 eine derartige Innenverzahnung 34 - nämlich mit 7 Zähnen - auf (Figuren 1 und 3) , dass der Aussenrotor 3 mit dem Innenrotor 2 durch die Aussen-Innenverzahnung 33, 34 in einem konstanten Drehverhältnis rotiert und im Falle eines Drehantriebs Förderzellen 30, 31 (Figuren 1 und 3) bildet, in denen das Fluid von der Niederdruckkammer 17 zur Hochdruckkammer 18 (Figuren 1 und 3) gefördert wird. Der Aussenrotor 3 hat in seinen sieben Zahnlücken der

Innenverzahnung 34 im Bereich der Niederdruckkammer 17 und der Hochdruckkammer 18 angeordnete Radialkanäle 41 (Figur 2, 3 und 5) .

In den Figuren 1, 2 und 5 ist ein erfindungsgemässes

Verstellorgan 5 dargestellt, das eine Axialbewegung des Innenrotors 2 bewirkt. Das Verstellorgan 5 ist in der Innenverzahnung 34 des Aussenrotors 3 axialbeweglich geführt, wobei das Verstellorgan 5 eine Aussenverzahnung 34a aufweist, die passgenau mit ausreichendem, jedoch kleinem Laufspiel der Innenverzahnung 34 des Aussenrotors 3 entspricht und somit abdichtend darin axialbeweglich ist. Figur 8 zeigt das Verstellorgan 5 mit seiner Aussenverzahnung 34a in einer Detailansicht. Die axiale Lage des Innenrotors 2 relativ zum Aussenrotor 3 ist durch die Axialbewegung des Verstellorgans 5 verstellbar, wodurch das Volumen der Förderzellen 30, 31 veränderbar ist. Im Innenrotor 2 gleichmässig verteilt sind drei axial wirkende Schraubenfedern 8 zwischen der den Innenrotor 2 antreibenden Welle 1 und der Zahnkontur der Aussenverzahnung 33 eingebaut, wie in den Figuren 1, 3 und 6 erkennbar. Hierzu hat die Aussenverzahnung 33 des Innenrotors 2 eine entsprechende Form. Die drei Schraubenfedern 8 sind über ein topfförmiges Zwischenglied 6 (Figuren 1 und 5) und einen Sicherungsring 12 (Figur 1) in axialer Richtung an der Welle 1 abgestützt.

Die Förderzellen 30, 31 sind in axialer Richtung und in

Gegenüberlage zu dem Verstellorgan 5 durch eine Ritzelplatte 4 und 46, die in Figur 1 erkennbar und im Detail in Figur 7 gezeigt ist, verschlossen. Die Innenverzahnung 32 der Ritzelplatte 4 und 46 entspricht passgenau mit ausreichendem, aber kleinem Laufspiel der Aussenverzahnung 33 des Innenrotors 2 derart, dass der Innenrotor 2 innerhalb der Innenverzahnung 32 der Ritzelplatte 4 und 46 axialbeweglich ist. An der Ritzelplatte 4 und 46 ist eine einer Kreiselpumpe 21 (Figur 1) entsprechende Beschaufelung 42 (Figuren 5 und 7) angeordnet.

Die Drehrichtung des Laufsatzes der Pumpe möge zur Erläuterung der Funktion in den einzelnen Figuren in der angegebenen Pfeilrichtung 43 (Figur 3), 44 (Figur 6) und 45 (Figuren 5 und 7) sein, sodass die jeweilige Saug- und Druckseite entsprechend den expandierenden und komprimierenden

Förderzellen der Zähne klar gegeben ist. Im Deckel 10 ist der Ansaugstutzen auf der Einlassöffnung 15, welche die Saugöffnung bildet, angeordnet. Ein Saugraum 20 umgibt das topfförmige Zwischenglied 6 und ist zugleich die Saugseite der Beschaufelung 42 der axialen Kreiselpumpe 21. Die Druckseite dieser axialen Kreiselpumpe 21 ist zugleich die als Saugkammer wirkende Niederdruckkammer 17 der Innenzahnradpumpe . Über die Radialkanäle 41 des Aussenrotors 3 wird das Öl in die expandierenden Förderzellen 30 entgegen der Fliehkraft gesaugt. Das axiale Kreiselrad der Kreiselpumpe 21 läuft in der in der Zeichnung dargestellten Pumpe im Verhältnis der Zähnezahlen des Laufsatzes um den Faktor 7:6 schneller als der Aussenrotor 3, sodass der Fliehkraftdruck in den Radialkanälen 41 des Aussenrotors 3 durch den Pumpdruck des Kreiselrads der Kreiselpumpe 21 mehr als ausgeglichen ist. Mit steigender Drehzahl der axialen Kreiselpumpe 21 auf der Ritzelplatte 4 und 46 gemäss Figur 7 wird der Druck in der Saugkammer 17 ständig grösser, sodass dort eine Dampf- und Luftblasenbildung im Öl und der damit verbundenen Kavitationsgefahr auch bei höchsten Drehzahlen ausgeschlossen ist. Dasselbe gilt für die saugseitigen Förderzellen 30.

Die komprimierenden Förderzellen 31, siehe Figur 3, verdrängen das Öl in die Hochdruckkammer 18 zur Auslassöffnung 16.

In der Figur 1 besitzt der Laufsatz die maximale Zahnbreite, wenn die Schraubenfedern 8 in der Lage sind, den Innenrotor 2 und somit das Verstellorgan 5 ganz nach links zu schieben bis zum angenäherten Anschlag am Gehäuse 7. Dies ist dann der Fall, wenn im Verstellraum 25, deutlich dargestellt in der Figur 2, ein sehr niedriger Druck herrscht. Es ist zweckmässig, dass die Schraubenfedern 8 durch einen Sprengring 13 daran gehindert werden, das Verstellorgan 5 an das Gehäuse 7 axial anzupressen, damit bei Null-Druck, d.h. im Leerlauf, keine unnötige Verlustreibung entsteht. Die Distanz zwischen diesem Sprengring 13 und dem als Seegerring ausgebildeten Sicherungsring 12, beide auf der Welle 1 fixiert, sollte so gewählt werden, dass zwischen dem Paket, bestehend aus insbesondere dem Verstellorgan 5, dem Innenrotor 2, den

Schraubenfedern 8, dem topfförmigen Zwischenglied 6 und der Ritzelplatte 4, 46 noch ein ausreichendes Axialspiel zwischen dem Verstellorgan 5 und dem Gehäuse 7 vorhanden ist. Ist diese Innenzahnradpumpe nun auf der Hochdruckseite an der Auslassöffnung 16 an den Schmierölkreislauf beispielsweise eines Verbrennungsmotors angeschossen, dann steigt entsprechend der Schluckkurve des Motors mit zunehmender Motor- und somit (bei starrem Antrieb) Pumpendrehzahl der

Öldruck in der Hochdruckkammer 18. Über Kanäle 23 und 24, die in der Figur 2 deutlich zu sehen sind, herrscht dieser Hochdruck auch in dem Verstellraum 25 und verschiebt je nach Höhe der Drehzahl und somit des Hochdrucks das Verstellorgan 5 und mit ihm den Innenrotor 2 entgegen der Federkraft nach rechts. Der Aussenrotor 3 behält jedoch seine axiale Lage bei, bedingt durch das kleine Axialspiel zwischen dem Gehäuse 7 und der Ritzelplatte 4 und 46. Die wirksame Zahnbreite des Laufsatzes wird dadurch reduziert und die spezifische Fördermenge verkleinert, wie in Figur 2 veranschaulicht.

Die hydraulische Druckkraft im Verstellraum 25 auf das Verstellorgan 5 und somit über den Innenrotor 2 auf die Schraubenfedern 8 und das topfförmige Zwischenglied 6 sowie auch auf die Axialfläche des Aussenrotors 3 über die

Ritzelplatte 46, 4 stützt sich ab über den Sicherungsring 12 auf der Welle 1. Damit der Sicherungsring 12 oder das topfförmige Zwischenglied 6 nicht am Deckel 10 beim Wellenlager 27 mit grosser Kraft anläuft, ist auf der Antriebseite zwischen einem ausserhalb des Gehäuses 7 an der

Welle 1 angeordneten Antriebsrad 9 (Figur 1) und dem Gehäuse 7 ein Kompensationsdruckbereich 22 vorgesehen, der vom Hochdruck über den Kanal 23 (Figur 2) beaufschlagt wird. Dieser Kompensationsdruckbereich 22 ist so dimensioniert, dass seine ausgeübte Axialkraft auf die Welle 1 über eine Zentralschraube 14 nach links in der Figur 1 etwas kleiner ist als die gesamte hydrostatische Axialkraft des Läufersystems nach rechts. Dadurch kann die Schmierung und die Kühlung einer den Kompensationsdruckbereich 22 nach aussen abschliessenden ringförmigen Abdichtfläche 47 zwischen dem Antriebsrad 9 und dem Gehäuse 7 optimiert werden.

Die in den Figuren 9 bis 11 gezeigte alternative Ausführungsform der Innenzahnradpumpe entspricht in wesentlichen Teilen den in den Figuren 1 bis 8 veranschaulichten Ausführungsformen der Innenzahnradpumpe, weshalb im Folgenden teilweise nur auf die wesentlichen Unterscheide eingegangen wird.

Die alternative Ausführungsform der Innenzahnradpumpe besitzt das Gehäuse 7 mit dem zum Gehäuse gehörenden Deckel 10. In dem Gehäuse ist die Laufsatzkammer 40 vorgesehen, welche die Niederdruckkammer 17 mit der Einlassöffnung 15 und der Hochdruckkammer 18 mit der Auslassöffnung 16 für ein Fluid aufweist. In der Laufsatzkammer 40 ist der Innenrotor 2 aufgenommen, der um die Drehachse D₁ drehbar und von der Welle

1 antreibbar ist. Der in der Laufsatzkammer 40 drehbar aufgenommene Aussenrotor 3a besitzt eine exzentrisch zur Drehachse D₁ angeordnete Aussenrotordrehachse . Der Innenrotor

2 besitzt eine derartige Aussenverzahlung 33 und der Aussenrotor 3a eine derartige Innenverzahnung 34, dass der Aussenrotor 3a mit dem Innenrotor 2 durch die Aussen- Innenverzahnung 33, 34 in einem konstanten Drehverhältnis rotiert und im Falle eines Drehantriebs die Förderzellen 30,

31 bildet, in denen das Fluid von der Niederdruckkammer 17 zur Hochdruckkammer 18 gefördert wird. Mittels des in der Innenverzahnung 34 des Aussenrotors 3 axialbeweglich geführten Verstellorgans 5 ist eine Axialbewegung des Innenrotors 2 bewirkbar. Die axiale Lage des Innenrotors 2 relativ zum

Aussenrotor 3a ist durch die Axialbewegung des Verstellorgans 5 veränderbar, so dass das Volumen der Förderzellen 30, 31 verändert werden kann. Figur 9 zeigt hierbei die Innenzahnradpumpe bei maximaler spezifischer Fördermenge und Figur 10 bei minimaler spezifischer Fördermenge. Die Aussenverzahnung 33 des Innenrotors 2 weist eine derartige Form auf, dass die axial wirksame Federn 8 zwischen der den Innenrotor 2 antreibenden Welle 1 und der Zahnkontur der Aussenverzahnung 33 Platz finden. Bezüglich dieser Merkmale entspricht die alternative Ausführungsform der Innenzahnradpumpe der Figuren 9 und 10 derjenigen Ausführungsform der Figuren 1 bis 8.

Der Aussenrotor 3a weist in seinen Zahnlücken der

Innenverzahnung 34 im Bereich der Niederdruckkammer 17 und der Hochdruckkammer 18 ebenfalls Radialkanäle 41a auf, jedoch sind diese Radialkanäle 41a nicht als radiale Bohrungen inmitten des Aussenrotors 3a ausgebildet, wie in der ersten Ausführungsform und wie in Figur 1 erkennbar, sondern die Radialkanäle 41a befinden sich als schlitzartige radiale Ausnehmungen am Rand des Aussenrotors 3a. In anderen Worten ist der Aussenrotor 3a als Kronenrad ausgebildet, wie in der Figur 11 in einer Einzel-Frontansicht und einer Einzel- Seitenansicht gezeigt. Ein Vorteil dieser Anordnung besteht in der leichteren Herstellbarkeit der Radialkanäle 41a.

Ausserdem ist eine ringförmige Zwischenplatte 50 zwischen dem Deckel 10 und dem restlichen Gehäuse 7 vorgesehen, welche Durchbrüche für die Kanäle aufweist, wobei das Lochbild im Wesentlichen dem Lochbild des Gehäuses 7 entspricht.

Die Federn 8 sind ebenfalls über ein topfförmiges Zwischenglied 6a und einen Sicherungsring 12 in axialer Richtung an der Welle 1 abgestützt, jedoch weist das topfförmige Zwischenglied 6a eine derartige - insbesondere zylindrische - Aussenform auf, dass das Zwischenglied 6a radial dichtend den Deckel 10 des Gehäuses 7 berührt. Zur Abdichtung ist hierzu ein Kolbenring 48 vorgesehen. Somit wird zwischen dem topfförmigen Zwischenglied 6a und dem Deckel 10 des Gehäuses 10 ein zwischen dem Gehäuse 10 und dem topfförmigen Zwischenglied 6a vom Hochdruck beaufschlagter, die Axialkräfte ausgleichender Kompensationsdruckbereich 22a geformt. Um den Kompensationsdruckbereich 22a mit Hochdruck zu beaufschlagen, ist ein Kanal 49 vorgesehen, der den Kompensationsdruckbereich 22a mit der Hochdruckkammer 18 verbindet. Auch dieser Kompensationsdruckbereich 22a ist so dimensioniert, dass eine hydraulische Druckkraft im Kompensationsdruckbereich 22a der hydraulischen Druckkraft im ebenfalls mit Hochdruck beaufschlagten Verstellraum 25 entgegenwirkt. In anderen Worten wurde der

Kompensationsdruckbereich 22a in dieser Ausführungsform von der Seite des Antriebsrads 9, Figur 1, auf die entgegengesetzte Seite verlegt. Dies hat insbesondere den

Vorteil, dass das Antriebsrad 9 bei der Ausführungsform der Figuren 9 bis 11 keine dichtende Funktion mehr aufweist und einfach gegen ein anderes Antriebsrad 9 auf der Welle 1 ersetzt werden kann.

Claims

Patentansprüche

1. Volumenveränderbare Innenzahnradpumpe, die

• ein Gehäuse (7, 10), • eine Laufsatzkammer (40), die in dem Gehäuse (7) gebildet ist und die eine Niederdruckkammer (17) mit einer Einlassöffnung (15) und eine Hochdruckkammer (18) mit einer Auslassöffnung (16) für ein Fluid aufweist,

• einen in der Laufsatzkammer (40) aufgenommenen Innenrotor (2), der um eine Drehachse (Di) drehbar und von einer Welle (1) antreibbar ist, und

• einen in der Laufsatzkammer (40) drehbar aufgenommenen Aussenrotor (3) mit einer exzentrisch zur Drehachse (Di) angeordneten Aussenrotordrehachse (Da) , wobei der Innenrotor (2) eine derartige Aussenverzahlung (33) und der Aussenrotor (3) eine derartige Innenverzahnung (34) aufweisen, dass der Aussenrotor (3) mit dem Innenrotor (2) durch die Aussen-Innenverzahnung (33, 34) in einem konstanten Drehverhältnis rotiert und im Falle eines Drehantriebs Förderzellen (30, 31) bildet, in denen das Fluid von der Niederdruckkammer (17) zur Hochdruckkammer (18) gefördert wird, umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass • ein eine Axialbewegung des Innenrotors (2) bewirkendes Verstellorgan (5) vorgesehen ist,

• das Verstellorgan (5) in der Innenverzahnung (34) des Aussenrotors (3) axialbeweglich geführt ist,

• der Aussenrotor (3) in seinen Zahnlücken der Innenverzahnung (34) im Bereich der Niederdruckkammer (17) und der Hochdruckkammer (18) angeordnete Radialkanäle (41) aufweist,

• die axiale Lage des Innenrotors (2) relativ zum Aussenrotor (3) durch die Axialbewegung des Verstellorgans (5) und somit das Volumen der Förderzellen (30, 31) veränderbar ist und

• die Aussenverzahnung (33) des Innenrotors (2) eine derartige Form aufweist, dass axial wirksame Federn (8) zwischen der den Innenrotor (2) antreibenden Welle (1) und der Zahnkontur der Aussenverzahnung (33) einbaubar sind.

2. Innenzahnradpunpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass • im Innenrotor (2) die Federn (8), die axial auf das

Verstellorgan (5) wirken, zwischen der den Innenrotor (2) antreibenden Welle (1) und der Zahnkontur der Aussenverzahnung (33) angeordnet sind und

• ein mit der Hochdruckkammer (18) verbundener Verstellraum (25), der von dem Verstellorgan (5) axial begrenzt wird, innerhalb der Innenverzahnung (34) des Aussenrotors (3) ausgebildet ist, wobei ein Druck innerhalb des Verstellraums (25) axial auf das Verstellorgan (5) entgegen der Federkraft der Federn (8) mit dazwischen liegenden Förderzellen (30, 31) derart wirkt, dass sich bei steigendem Druck in der Hochdruckkammer (18) und dem Verstellraum (25) das Verstellorgan 5 entgegen der Federkraft der Federn (8) verschiebt und sich das Volumen der Förderzellen (30, 31) verkleinert.

3. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Federn (8) über ein topfförmiges Zwischenglied (6) und einen Sicherungsring (12) in axialer Richtung an der Welle (1) abgestützt sind.

4. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Verstellorgan (5) eine Aussenverzahnung (34a) aufweist, die passgenau mit ausreichendem, jedoch kleinem Laufspiel der Innenverzahnung (34) des Aussenrotors (3) entspricht und somit abdichtend darin axialbeweglich ist.

5. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die geometrische Form der Aussen-Innenverzahnung (33, 34) als eine epizykloidische oder Kreisbogen-Aussenverzahnung (33) am Innenrotor (2) ausgebildet ist, die durch eine Generator-Abwälzbewegung die Innenverzahnung (34) des Aussenrotors (3) mit einem Zahn mehr erzeugt.

6. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die geometrische Form der Aussen-Innenverzahnung (33, 34) durch Epi- und Hypozykloiden bestimmt ist.

7. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Innenrotor (2) auf der ihn antreibenden Welle (1) axialbeweglich, jedoch drehgesichert - insbesondere durch eine Passfeder (11) - im Wesentlichen schlagfrei angeordnet ist.

8. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Förderzellen (30, 31) in axialer Richtung und in Gegenüberlage zu dem Verstellorgan (5) durch eine Ritzelplatte (4) verschlossen sind, deren Innenverzahnung (32) passgenau mit ausreichendem, aber kleinem Laufspiel der Aussenverzahnung (33) des Innenrotors (2) derart entspricht, dass der Innenrotor (2) innerhalb der

Innenverzahnung (32) der Ritzelplatte (4) axialbeweglich ist .

9. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass an der Ritzelplatte (4) eine einer Kreiselpumpe (21) entsprechende Beschaufelung (42) angeordnet oder ausgebildet ist.

10. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die einer Kreiselpumpe entsprechende Beschaufelung (42) eine Axialbeschaufelung ist.

11. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Gehäuse (7) und einem ausserhalb des Gehäuses (7) an der Welle (1) angeordneten Antriebsrad (9) eine vom Hochdruck beaufschlagte, die Axialkräfte ausgleichend wirkende Kompensationsdruckbereich (22) vorgesehen ist.

12. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Gehäuse (10) und dem topfförmigen Zwischenglied (6a) eine vom Hochdruck beaufschlagte, die Axialkräfte ausgleichend wirkende

Kompensationsdruckbereich (22a) vorgesehen ist.

13. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Aussenverzahnung (33) des Innenrotors (2) zwischen 5 und 8 Zähne aufweist.

14. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Aussenverzahnung (33) des Innenrotors (2) 6 Zähne aufweist .

15. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass im Innenrotor (2) am Umfang gleichmässig verteilt 3 Federn (8) angeordnet sind.

16. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Federn als Schraubenfedern (8) ausgebildet sind.