WO2005093259A1

WO2005093259A1 - Volumenstromveränderbare verdrängerpumpe

Info

Publication number: WO2005093259A1
Application number: PCT/EP2005/002625
Authority: WO
Inventors: Hermann Härle; Siegfried A. Eisenmann
Original assignee: Haerle Hermann; Eisenmann Siegfried A
Priority date: 2004-03-17
Filing date: 2005-03-11
Publication date: 2005-10-06
Also published as: DE202004004231U1; MXPA05007799A; EP1735534A1; CA2501103A1; US20050214149A1

Abstract

Volumenstromveränderbare Verdrängerpumpe, die umfasst: a) ein Gehäuse (1) b) eine Kammer, die in dem Gehäuse (1) gebildet ist und die an einer Niederdruckseite eine Einlassöffnung (8) und an einer Hochdruckseite eine Auslassöffnung (9) für ein Fluid aufweist, c) einen in der Kammer aufgenommenen Innenrotor (4), der um eine Drehachse (DI) drehbar ist, d) einen in der Kammer aufgenommenen Ring (3) mit einer zentralen Ringachse (DA), der den Innenrotor (4) umgibt und im Falle eines Drehantriebs von wenigstens einem aus Innenrotor (4) und Ring (3) mit dem Innenrotor (4) mindestens eine Förderzelle bildet, in der das Fluid von der Niederdruckseite zu der Hochdruckseite gefördert wird, e) und ein an dem Gehäuse (1) bei einer Verstellbewegung schlupffrei abrollendes Verstellorgan (13), dadurch gekennzeichnet, dass f) der Innenrotor (4) an dem terstellorgan (13) um die Drehachse (DI) drehbar befestigt ist und g) die Lage der Drehachse (DI) relativ zu der Ringachse (DA) des Rings (3) durch die Verstellbewegung des Versitellorgans (13) verstellt wird.

Description

Volumenstromveränderbare Verdrängerpumpe

Die Erfindung betrifft Verdrängerpumpen, insbesondere innenachsige Zahnradpumpen, aber auch Flügelzellenpumpen oder beispielsweise auch Pendelschieberpumpen, deren Volumenstrom bedarfsgerecht veränderbar, d. h. einstellbar, ist. Bevorzugt finden die erfindungsgemäßen Pumpen Verwendung als Schmierölpumpen für Verbrennungskraftmaschinen, wobei vorzugsweise die Verbrennungskraftmaschine selbst die betreffende Schmierölpumpe antreibt. Bei der Verbrennungskraftmaschine kann es sich insbesondere um den Antriebsmotor, vorzugsweise Kolbenmotor, eines Fahrzeugs handeln. Vorzugsweise ist der spezifische Volumenstrom, d. h. der pro Umdrehung eines Förderrads der Pumpe geförderte Volumenstrom, stufenlos verstellbar. Die Verdrängerpumpen können ebenfalls vorteilhaft auch als Versorgungspumpen für Automatikgetriebe von Fahrzeugen Verwendung finden und werden auch in solch einer Verwendung vorzugsweise von dem Antriebsmotor des betreffenden Fahrzeugs angetrieben. Obgleich die bedarfsgerecht verstellbare Verdrängerpumpe der Erfindung insbesondere für solche Anwendungsfalle geeignet ist, in denen der Fluidbedarf mit zunehmender Antriebsgeschwindigkeit zunehmend hinter dem Fördervolumen von Pumpen zurückbleibt, deren spezifisches Fördervolumen konstant ist, kann eine erfindungsgemäße Pumpe vorteilhaft auch in anderen Situationen eingesetzt werden, in denen beispielsweise die Antriebsgeschwindigkeit der Pumpe konstant ist und der Fluidbedarf des zu versorgenden Aggregats aus anderen Gründen schwankt.

Als Zahnringpumpen gebildete Verdrängerpumpen, wie sie die Erfindung insbesondere auch betrifft, sind aus der DE 297 03 369 UI und der darauf basierenden EP 0 846 861 Bl bekannt. Bei den bekannten Regelpumpen ist der Außenläufer des Zahnringlaufsatzes drehbar in einem Regelring gelagert, der den Außenläufer umgibt und im Pumpengehäuse durch eine Außen-Innenverzahnung schlupffrei abrollt, so dass gemäß diesen kinematischen Verhältnissen beim Regelvorgang sich die Exzenterachse des Zahnringlaufsatzes um bis zu 90° gegenüber dem Gehäuse verdreht. Dadurch ist eine Fördermengenregelung von einem Maximum bis zu nahezu Null möglich bei geringstmöglichem Verstellweg.

Es hat sich jedoch in der Praxis gezeigt, dass der zur Verfügung stehende Bauraum bei den zunehmend kompakter werdenden Hubkolbenmotoren immer kleiner wird. Da diese Pumpen bevorzugt im Ölsumpf der Kurbelgehäuse angeordnet werden und oft zusätzlich in diesem Bereich noch eine Massenausgleichswelle untergebracht werden muss, ist zusammen mit anderen Einflussfaktoren wie Leiterrahmenverstärkung des Kurbelgehäuses und stark hochgezogene Ölwanne für die Bodenfreiheit und die Anordnung der Fahrzeuglenkungsteile, der Außendurchmesser der Regelpumpe zu groß. Da wegen des Heißleerlaufs bei niedriger Motordrehzahl die Pumpe eine spezifische Mindestfördermenge aufweisen muss, kann der Zahnringlaufsatz im Durchmesser nicht beliebig verkleinert werden. Einer Vergrößerung der Laufsatzbreite sind ebenfalls aus Platzgründen und wegen der Ansauggrenzen der Zähne Grenzen gesetzt. Breite Laufsätze haben zusätzlich den Nachteil, dass im abgeregelten Zustand die durch die Differentialregelung bedingten Überschiebeverluste von den konvergierenden zu den divergierenden Zahnzellen sehr groß sind.

Eine Aufgabe der Erfindung ist es daher, eine Verdrängerpumpe bereitzustellen, die kleinere Abmessungen sowohl bezüglich des Durchmessers als auch der Breite des Laufsatzes bei gleicher spezifischer Fördermenge aufweist.

Die Erfindung löst die Aufgabe durch die Gegenstände der unabhängigen Ansprüche. Die Unteransprüche beschreiben vorteilhafte Ausgestaltungen.

Die erfindungsgemäße volumenstromveränderbare Verdrängerpumpe weist ein Gehäuse und eine Kammer auf, die in dem Gehäuse gebildet ist und die an einer Niederdruckseite eine Einlassöffhung und an einer Hochdruckseite eine Auslassöffnung für ein Fluid aufweist. Beispielsweise kann die Pumpe eine Innenzahnradpumpe, eine Flügelzellenpumpe oder eine Pendelschieberpumpe sein. Die Pumpe umfasst ferner einen in der Kammer aufgenommenen Innenrotor, der um eine Drehachse drehbar ist und einen in der Kammer aufgenommenen Ring mit einer zentralen Ringachse, der den Innenrotor umgibt. Der Ring bildet im Falle eines Drehantriebs von wenigstens einem aus Innenrotor und Ring mit dem Innenrotor mindestens eine Förderzelle, in der das Fluid von der Niederdruckseite zu der Hochdruckseite gefordert wird. Ein Verstellorgan ist so angeordnet, dass es bei einer Verstellbewegung schlupffrei an dem Gehäuse abrollt. Erfindungsgemäß ist der Innenrotor an dem Verstellorgan um die Drehachse drehbar befestigt. Ferner kann die Lage der Drehachse relativ zu der Ringachse des Rings durch die Verstellbewegung des Verstellorgans verstellt werden.

Indem der Innenrotor für die Verstellung des spezifischen Volumenstroms relativ zum Gehäuse und zum umgebenden Ring verstellt wird, kann die Abdichtung des zwischen dem Innenrotor und dem äußeren Ring gebildeten Förderraums vereinfacht werden.

Handelt es sich bei der Pumpe um eine Zahnringpumpe, so bildet der äußere Ring einen Außenrotor. In solchen Ausbildungen ist ein Antrieb des von dem Innenrotor und dem Außenrotor gebildeten Zahnringlaufsatzes über den Außenrotor erleichtert. Gegenüber dem Drehantrieb über den Innenrotor ist die Pumpendrehzahl im Falle des Drehantriebs über den Außenrotor vorteilhafterweise entsprechend dem Verhältnis der Zähnezahlen von Innenrotor und Außenrotor erhöht, wodurch die Pumpe im Durchmesser verkleinert werden kann. Auch bei einer Pendelschieberpumpe, wie beispielsweise die FR 980 766 sie beschreibt, ist der äußere Ring ein Rotor. Bei einer Flügelzellenpumpe kann der äußere Ring relativ zum Gehäuse fixiert sein, oder es kann das Gehäuse selbst die Innenzylinderfläche für ein den Innenrotor bildendes Flügelrad bilden.

Vorteilhaft ist es, wenn ein die Verstellung des spezifischen Volumenstroms bewirkendes Nerstellorgan den Innenrotor und den äußeren Ring nicht umgibt, sondern axial daneben angeordnet ist. Besonders vorteilhaft ist es, wenn die Anordnung des Verstellorgans neben dem Innenrotor und oder dem äußeren Ring kombiniert wird mit der Verstellung des spezifischen Volumenstroms durch die Verstellung des Innenrotors. Die Drehlagerung des Innenrotors durch das Verstellorgan ist vorzugsweise so, dass das Verstellorgan bei seiner eigenen Verstellbewegung den Innenrotor mitnimmt, indem der Innenrotor und das Verstellorgan bezüglich der Verstellbewegung steif miteinander verbunden sind. Das Verstellorgan kann beispielsweise eine Verzahnung aufweisen, die bei einer Verstellbewegung mit einer Verzahnung des Gehäuses in einem Zahneingriff ist. Vorzugsweise ist die Verzahnung des Verstellorgans eine Kreisbogenverzahnung. Zum Beispiel kann ein Mittelpunkt eines Flankenkreises eines Zahns der Verzahnung des Verstellorgans bei dem Abrollen auf dem Gehäuse in etwa eine Hypozykloide beschreiben.

Durch den Wegfall des Regelringes um den Außenläufer herum und durch eine Erhöhung der Drehzahl des Innenläufers im Verhältnis der Zähnezahlen Außenläufer zu Innenläufer gegenüber der Antriebsdrehzahl wird bei gleicher spezifischer Fördermenge der erforderliche Bauraum der Regelpumpe überproportional verkleinert.

Somit eignet sich eine solche erfindungsgemäße Regelpumpe auch für kleinvolumige Verbrennungsmotoren, bei denen besonderer Wert darauf gelegt wird, dass die hydrostatischen Verluste und die umgewälzte Ölmenge bei hoher Drehzahl reduziert werden.

Die Kompaktheit einer erfindungsgemäßen, regelbaren Verdrängerpumpe ist kaum noch zu übertreffen. Da die Wellenlager von jeglicher hydrostatischen Belastung befreit sind, und nur noch vom Zugstrang eines bevorzugt verwendeten Umschlingungsgetriebes für den Antrieb belastet werden, kann der Durchmesser der Welle verkleinert werden. Die kleinere effektive Laufsatzbreite verbessert auch das Ansaugvermögen und reduziert die Kavitationsgefahr. Wegen der vergrößerten Schnellläufigkeit wird auch der volumetrische Wirkungsgrad verbessert. Dies auch deshalb, weil der Zahn triebeingriff zwischen dem Außenläufer und dem Innenläufer an der Stelle des tiefsten Zahneingriffs nunmehr nachläuft, so dass die Druckseite der Verzahnung gegenüber der Saugseite besser abgedichtet ist.

Bevorzugten Ausführungen entspricht es, wenn die Verstellung hydraulisch bewirkt wird, indem das Verstellorgan mit einem Fluiddruck beaufschlagt wird, der von der Hochdruckseite der Pumpe auf das Verstellorgan zurückgeführt wird. Die Hochdruckseite der Pumpe reicht von der Hochdruckseite der Pumpenkammer bis zu der Stelle oder den Stellen des zu versorgenden Aggregats oder der mehreren zu versorgenden Aggregate, von der oder von denen aus das Fluid druckentlastet in ein Fluidreservoir zurückgeführt wird. Es kann außerdem vorteilhaft sein, den Fluiddruck der Hochdruckseite der Pumpe an einem Ort außerhalb der Verdrängerpumpe abzugreifen und das Verstellorgan für eine Regelung des Volumenstroms mit dem Druck zu beaufschlagen. Beispielsweise kann der Druck an einer Kurbelwellen-Hauptgalerie des Motors abgegriffen werden.

In bevorzugter Ausführung erzeugt der in der Pumpenkammer auf der Hochdruckseite wirkende Fluiddruck in Kombination mit dem auf das Verstellorgan zurückgeführten Fluiddruck die Verstellkraft für die Verstellung. Die Verstellkraft kann z. B. aus mindestens einer der beiden hydraulischen Verstellkräfte gebildet werden, die auf das Verstellorgan bzw. auf den Innenrotor wirken. Insbesondere kann das Verstellorgan mit einer Verstellkraft gegen die Kraft eines elastischen Bauteils verstellt werden. Die beiden Verstellkräfte werden einander vorteilhafterweise positiv überlagert, vorzugsweise indem sie gleichsinnige Verstellmomente erzeugen. Auf diese Weise kann eine besonders sensibel auf Druckänderungen reagierende Regelung erzielt werden. Die Erfindung betrifft somit auch eine volumenstromveränderbare Verdrängerpumpe mit den oberbegrifflichen Merkmalen von wenigstens einem der unabhängigen Ansprüche in Kombination mit der Rückführung des Fluiddrucks auf das Verstellorgan und Beaufschlagung des Verstellorgans mit dem zurückgeführten Fluiddruck in solche eine Richtung, dass die derart erzeugte Verstellkraft einer Verstellkraft, die der auf eines aus Innenrotor und äußerem Ring wirkende Fluiddruck der Hochdruckseite der Pumpenkammer erzeugt, positiv überlagert wird, indem die Summe aus beiden Kräften größer als jede der beiden Einzelkräfte ist.

Für die Verstellfreudigkeit der Regelpumpe ergibt sich bei solch einer Ausgestaltung der Vorteil, dass sich die hydraulischen Verstellkräfte des Innenläufers über dessen Lagerzapfen einerseits und denjenigen zwischen dem vorzugsweise als Verstellplatte gebildeten Verstellorgan und dem Gehäuse addieren und nicht subtrahieren wie bei der bekannten Verstellpumpe. Dieser Vorteil spielt besonders beim Kaltstart eine große Rolle, wo schnell auf eine Null-Fördermenge verstellt werden muss zur Schonung des Ölfilters und der Ölleitungen. Bisher musste hier ein zusätzliches Druckbegrenzungsventil vorgesehen werden wegen der Trägheit der Nullverstellung.

Obgleich die positive Überlagerung der beiden hydraulischen Verstellkräfte bereits alleine von besonderem Vorteil ist, wird diese Ausgestaltung vorzugsweise mit der Verstellung des Innenrotors oder der Anordnung des Verstellorgans axial neben dem Innenrotor und/oder dem äußeren Ring und besonders bevorzugt mit diesen beiden Merkmalen kombiniert.

Wegen der Bearbeitbarkeit der Innenverzahnung im Gehäuse für das Verstellgetriebe kann die Zähnezahl hier nicht beliebig groß gewählt werden. Am besten eignet sich eine Kreisbogenverzahnung an der Verstellplatte, so dass die Innenverzahnung im Gehäuse, die bevorzugt einen Zahn mehr aufweist als die Außenverzahnung der Verstellplatte, mit einem rotierenden Schneidwerkzeug (Bohrstange) bearbeitet werden kann, wie dies von der bekannten Regelpumpe mit Regelring in Fig. 10 der EP 0 846 861 Bl bekannt ist. Der Mittelpunkt des Flankenkreises des Zahnes auf der Verstellplatte beschreibt bei dessen Abrollen im Gehäuse eine Hypozykloide, die in der Praxis allerdings nicht ganz überschneidungsfrei ist. Beim Abrollen entsteht deshalb ein radialer Höhenschlag, so dass dabei die Exzentrizität der Regelplatte im Gehäuse schwankt. Zum Beispiel kann oder können durch die Verstellbewegung die Größe oder/und die Drehwinkelposition einer Exzentrizität zwischen der Drehachse des Innenrotors und der zentralen Ringachse des Rings verstellt werden. Eine Schwankung der Exzentrizität kann aber beim Pumpenlaufsatz unerwünscht sein, da sie zu Geräuschen und zum Verschleiß der Pumpenverzahnung führen. Vorzugsweise werden deshalb an der Verstellplatte und am Gehäuse (in der Zeichnung in diesem Falle am Pumpengehäuse) aneinander abrollende Führungszylinder oder -zylindersegmente vorgesehen mit Durchmessern, deren Differenz gleich der doppelten Exzentrizität des Pumpenlaufsatzes ist. Dadurch rollt die Verstellplatte nicht in der systembedingten groben Verzahnung ab, sondern an den beiden exakt bearbeiteten Kreiszylindern. Die Differenz der Durchmesser dieser Führungszylinder ist bezüglich der Regelplatte und des Gehäuses gleich 2e, wobei e die Exzentrizität des PumpenfÖrdersatzes, vorzugsweise Pumpenlaufsatzes, und der Verzahnungen zwischen der Regelplatte und dem Gehäuse bedeutet. Somit ist ein radialer Höhenschlag beim Abrollen der Regelplatte im Gehäuse und somit ein Schwanken der Exzentrizität des PumpenfÖrdersatzes während des Regelvorganges vermieden. Insbesondere kann die Größe der Exzentrizität konstant sein.

Für die Bearbeitung der Gehäuseteile sind keine Exzenterfutter erforderlich, da Wellen- und Außenrotorlager konzentrisch sind. Die Tiefe der Gehäuse-Innenverzahnung ist minimiert und muss nicht mehr über die gesamte Laufsatzbreite bearbeitet werden wie bei der bekannten Konstruktion. Diese Verzahnung kann auf einer CNC-Maschine mit C- Achse mit bahngesteuerter hsc- (high speed cutting) Spindeleinheit in einer Aufspannung zusammen mit den anderen Bearbeitungs-Operationen hochgenau hergestellt werden. Dadurch ergibt sich eine beträchtliche Reduzierung des Zeitaufwandes bei der Bearbeitung der Gehäuseverzahnung.

In der Zeichnung ist der Erfindungsgegenstand am Beispiel einer regelbaren, im Ölsumpf angeordneten Innenzahnradpumpe für einen PKW- Vierzylindermotor dargestellt. Dies bedeutet jedoch nicht, dass die Erfindung auf eine solche Anwendung beschränkt ist. Sie könnte auch beispielsweise bei einem Automatikgetriebe als Öldruckpumpe zum Schalten und zur Ölversorgung der Getriebeteile Verwendung finden. Dort würde die Regelpumpe am Ende einer durchgehenden Getriebe-Eingangswelle sitzen, so dass in diesem Falle das in der Zeichnung dargestellte Kettenrad entfällt, und stattdessen die Pumpenwelle konzentrisch mit der Getriebe-Eingangswelle drehstarr gekoppelt ist.

Ausfuhrungsbeispiele der Erfindung werden nachfolgend anhand von Figuren erläutert. An den Ausfuhrungsbeispielen offenbar werdende Merkmale bilden je einzeln und in jeder Merkmalskombination die Gegenstände der Ansprüche und auch die vorstehend beschriebenen Ausgestaltungen vorteilhaft weiter.

Im Einzelnen zeigen:

Fig. 1 einen Axialschnitt gemäß dem Verlauf A-A der Fig. 2,

Fig. 2 einen Längsschnitt gemäß der Schnittlinie E-E der Fig. 1 , Fig. 3 einen Längsschnitt gemäß der Schnittlinie B-B der Fig. 1 ,

Fig. 4 eine Ansicht der Regelplatte, der Regelfeder und des Pumpenlaufsatzes im Pumpengehäuse bei abgenommenen Deckel (30) in der Stellung, bei der die Pumpe die maximal mögliche Fördermenge aufweist,

Fig. 5 dieselbe Ansicht wie in Fig. 4, jedoch in der Stellung, bei der die Pumpe die minimal mögliche Fördermenge aufweist,

Fig. 6 einen Längsschnitt durch die Pumpe entlang der Schnittlinie D-D der Fig. 5 und

Fig. 7 und Fig. 8 eine erläuternde Darstellung der Regelplatte 13 mit dessen AbroUzylinder 25.

Die Drehrichtung des Laufsatzes der Pumpe möge zur Erläuterung der Funktion in den einzelnen Figuren in der angegebenen Pfeilrichtung 32 sein, so dass die jeweilige Saug- und Druckseite entsprechend den expandierenden und komprimierenden Förderzellen der Zähne klar gegeben ist. Im Deckel 30 ist der Ansaugstutzen 31 auf der Saugseite des Laufsatzes angeordnet, auf der auch die Regelfeder 28 zu sehen ist. Somit stehen die Räume der Regelfeder 28, der AbroUzylinder 24 und 25 und die in den Figuren 4, 5, 6 und 7 rechts im Bild dargestellten Verzahnungspartien zwischen der Regelplatte 13 und dem Gehäuse 1 unter Saugdruck, da die Regelplatte 13 zwischen dem Gehäusekavernenboden 33 und der Gehäuse-Deckel-Trennfuge axial dichtend, aber beweglich eingepasst ist. Der Druckraum 35, der mit den komprimierenden Förderzellen des Zahnringlaufsatzes hydraulisch in möglichst drosselfreier Verbindung steht (in der Zeichnung nicht dargestellt), ist somit gegenüber der Saugseite ausreichend gegen zu große volumetrische Verluste abgedichtet. Die Förderzellen des Zahnringlaufsatzes sind ebenfalls durch minimales Axialspiel zwischen der Regelplatte 13 und der Mitnehmerscheibe 26 gegeneinander abgedichtet, so dass auch dort eine deutliche hydraulische Trennung zwischen der Hochdruckseite und der Saugseite gegeben ist. Die Figuren 1 und 4 zeigen den Mittelpunkt des Innenrotors in einer Stellung, bei der die Pumpe die größtmögliche Fördermenge aufweist, da die Exzenterachse E-E (in Fig. 1) der Laufsatzverzahnung mit der Symmetrieachse der Saug- und Drucknieren im Gehäuse und in der Verstellplatte 13 zusammenfallt. Diese Stellung wird stets bei niedriger Pumpendrehzahl benötigt, wenn die Olviskosität verhältnismäßig niedrig ist, also bei warmem Motor und insbesondere beim Heißleerlauf, damit die Ölverbraucher des Motors mit einer ausreichenden Ölmenge bei ausreichendem Öldruck versorgt werden. Der Mindestdruck in der Druckkammer 35 sollte nicht wesentlich unter 1 Bar abfallen, auch bei verschleißbedingten vergrößerten Lagerspielen der Triebwerksteile. Diese Maximalstellung wird durch eine genau berechnete Vorspannung der Regelfeder garantiert, die die Verstellplatte 13 an einem Anschlag 36 festhält. Dabei liegt der Momentanpol für die Drehbeweglichkeit der Regelplatte bei Ml in Figur 4.

Bei steigender Viskosität des Öls (z.B. beim Kaltstart) oder bei steigender Drehzahl der Pumpe erhöht sich der Systemdruck in der Druckkammer 35 und in den komprimierenden Förderzellen des Zahnringlauf Satzes. Über die radialen Wirkungsflächen am Innenrotor 4 und an der Verstellplatte 13 entsteht eine Verstellmomenten-Summe um den Momentanpol Ml, so dass die Regelfeder 28 nicht mehr in der Lage ist, die Verstellplatte 13 am Anschlag 36 zu halten. Das Regelsystem kommt somit in einen Schwebezustand, der durch das Momentengleichgewicht zwischen der Summe der hydraulischen Verstellmomente und dem Moment der Regelfeder 28 um den Momentanpol Ml bestimmt ist. Bei steigendem Systemdurck in der Druckkammer 35 dreht sich die Regelplatte 13 gemäß der Darstellung in der Figur 4 im Uhrzeigersinn, wobei der Momentanpol Ml auf dem Teilkreis der Gehäuseverzahnung in Richtung der Stellung M2 in Figur 5 wandert. Gleichzeitig bewegt sich der Mittelpunkt Di des Innenrotors 4 aus der Position Pl auf seiner Hohlwelle 16 im Gegenuhrzeigersinn auf einer Kreisbahn mit dem Radius e um den Wellenmittelpunkt D_A in Richtung der Position P2 in Figur 5. Bei den gegebenen Zähnezahlen der Verstellplatte 13 und des Gehäuses 1 (in der Zeichnung 10: 11) ist die Winkeldrehung des Innenrotor- Mittelpunktes und somit der Exzentrizitätsachse des Zahnringlaufsatzes im Gegenuhrzeigersinn 10-mal größer als die Drehung der Verstellplatte 13 um ihre eigene Achse im Uhrzeigersinn. Wie man aus Fig. 5 erkennen kann, erzeugt eine Drehung der Verstellplatte 13 um lediglich 9 Grad im Uhrzeigersinn eine Drehung der Exzentrizitätsachse e des Zahnringlaufsatzes um 90 Grad im Gegenuhrzeigersinn. In dieser 90-Grad-Position gemäß Fig. 5 haben sich somit die expandierenden und komprimierenden Förderzellen im Zahnradlaufsatz gegenüber dem Gehäuse und somit gegenüber den nierenförmigen Saug- und Drucknieren ebenfalls um 90 Grad gedreht, gegenüber der Verstellplatte 13 sogar um 99 Grad. Das bedeutet, dass keine Fördermenge der Pumpe mehr möglich ist. Innerhalb der Saug- und Drucknieren findet jetzt nur noch ein Flüssigkeitsaustausch statt zwischen den konvergierenden und divergierenden Zahnkammern.

Die Position P2, also eine Verdrehung um 90 Grad des Mittelpunktes Di des Innenrotors 4 gemäß Fig. 5 stellt sich natürlich im normalen Motorbetrieb nie ein, weil die Motorenlager bei steigender Drehzahl des Gesamtsystems stets einen endlichen Olbedarf besitzt, der aber bei weitem nicht proportional mit der Drehzahl ansteigt im Gegensatz zur Fördermenge einer nicht geregelten Pumpe. Der Olbedarf des Motors steigt nur etwa proportional mit dem Systemdruck in der Druckkammer 35 an, angepasst an den Durchflusswiderstand sämtlicher Ölverbraucher, an die Viskosität des Öles und an den Verschleißzustand der Wellenlager des Triebwerks. Der Schwebezustand des Regelsystems der erfindungsgemäßen Verstellpumpe stellt sich somit automatisch so ein, dass die Fördermenge der Pumpe genau den Olbedarf deckt bei dem jeweiligen Betriebszustand des Gesamtsystems. Dabei hat der Konstrukteur die Möglichkeit, die Anpassung der Verstellpumpe an den Motor durch die Variation der Vorspannung und der Steilheit der Federkennlinie vorzunehmen. Es muss somit nicht zwangsläufig für jede Motorgröße eine neue Pumpe konstruiert werden, solange sich der Größenbereich innerhalb gewisser Grenzen bewegt.

Wie schon in der Beschreibungseinleitung erwähnt, ist es zweckmäßig, dass sich die Verstellplatte 13 nicht auf den Teilkreisen der Verzahnungen zwischen der Verstellplatte 13 und dem Gehäuse 1 abrollt, sondern auf zwei aufeinander abrollenden Zylinderansätzen an der Verstellplatte und dem Gehäuse. Die Ausführung des Zylinderansatzes an der Verstellplatte ist in den Figuren 7 und 8 etwas deutlicher dargestellt. In der Fig. 3 ist auch links im Bild der Zylinderansatz 24 im Gehäuse erkennbar.

Neuerdings ist man bestrebt, die Fördermenge der Pumpe nach Maßgabe des Öldrucks vor den Kurbelwellen-Lagern zu steuern, indem in der Kurbelwellen-Hauptgalerie ein oder mehrere Drucksensoren den dortigen Öldruck abgreifen und der Druckkammer 35 der Verstellpumpe zuzuleiten. In diesem Falle müsste dann die Druckkammer 35 vom Hauptstromkanal der Druckseite der Pumpe hydraulisch getrennt werden.

Claims

Ansprüche

1. Volumenstromveränderbare Verdrängerpumpe, die umfasst: a) ein Gehäuse (1) b) eine Kammer, die in dem Gehäuse (1) gebildet ist und die an einer Niederdruckseite eine Einlassöffnung (8) und an einer Hochdruckseite eine Auslassöffnung (9) für ein Fluid aufweist, c) einen in der Kammer aufgenommenen Innenrotor (4), der um eine Drehachse (Di) drehbar ist, d) einen in der Kammer aufgenommenen Ring (3) mit einer zentralen Ringachse (D_A), der den Innenrotor (4) umgibt und im Falle eines Drehantriebs von wenigstens einem aus Innenrotor (4) und Ring (3) mit dem Innenrotor (4) mindestens eine Förderzelle bildet, in der das Fluid von der Niederdruckseite zu der Hochdruckseite gefördert wird, e) und ein an dem Gehäuse (1) bei einer Verstellbewegung schlupffrei abrollendes Verstellorgan (13), dadurch gekennzeichnet, dass f) der Innenrotor (4) an dem Verstell organ (13) um die Drehachse (Di) drehbar befestigt ist und g) die Lage der Drehachse (Di) relativ zu der Ringachse (D_A) des Rings (3) durch die Verstellbewegung des Verstellorgans (13) verstellt wird.

2. Verdrängerpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Verstellorgan (13) eine Verzahnung aufweist, die bei der Verstellbewegung mit einer Verzahnung des Gehäuses (1) in einem Zahneingriff ist.

3. Verdrängerpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Verzahnung des Verstellorgans (13) eine Kreisbogenverzahnung ist.

4. Verdrängerpumpe nach einem der zwei vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Mittelpunkt eines Flankenkreises eines Zahnes der Verzahnung des Verstellorgans (13) bei dem Abrollen auf dem Gehäuse (1) in etwa eine Hypozykloide beschreibt.

5. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Verstellorgan (13) plattenförmig ist.

6. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Verstellorgan (13) axial neben dem Innenrotor (4) angeordnet ist.

7. Verdrängeφumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass das Verstellorgan (13) Dichtstege (20, 21) bildet, um die Hochdruckseite von der Niederdruckseite hydraulisch zu trennen.

8. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass an dem Verstellorgan (13) und an dem Gehäuse (1) bei der Verstellbewegung aufeinander abrollende Zylinderoberflächen (25, 24) gebildet sind.

9. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Differenz der den Zylinderoberflächen (25, 24) zu Grunde liegenden Durchmessern des Gehäuses (1) und des Verstellorgans (13) das Zweifache einer Exzentrizität (e) zwischen der Drehachse (Di) des Innenrotors (4) und der Ringachse (D_A) ist.

10. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass durch die Verstellbewegung die Größe oder/und die Drehwinkelposition einer Exzentrizität (e) zwischen der Drehachse (Di) des Innenrotors (4) und der zentralen Ringachse (D_A) des Rings (3) verstellt wird oder werden.

11. Verdrängeφumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass die Größe der Exzentrizität (e) konstant ist.

12. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Verstellorgan (13) mit einer Verstellkraft gegen die Kraft eines elastischen Bauteils (28) verstellt wird.

13. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Verstellkraft aus mindestens einer der beiden hydraulischen Verstellkräfte gebildet wird, die auf das Verstellorgan (13) sowie auf den Innenrotor (4) wirken.

14. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine von der Drehachse (Di) und der Ringachse (D_A) aufgespannte Exzentrizitätsebene durch die Verstellbewegung um einen Drehwinkel um die Ringachse (D_A) verdreht wird, der ein Mehrfaches des infolge des Abrollens auftretenden Verdrehwinkels des Verstellorgans (13) ist.

15. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Menge des geförderten Fluids in etwa proportional mit einem Fluiddruck ansteigt, mit dem das Verstellorgan (13) beaufschlagt wird.

16. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Druck des Fluids der Hochdruckseite der Pumpe an einem Ort außerhalb der Verdrängeφumpe abgegriffen und das Verstellorgan (13) für eine Regelung des Volumenstroms mit dem Druck beaufschlagt wird.

17. Verdrängeφumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass der Druck an einer Kurbelwellen-Hauptgalerie eines Motors abgegriffen wird.

18. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Verdrängeφumpe eine Innenzahnradpumpe, eine Pendelschiebeφumpe oder eine Flügelzellenpumpe ist.

19. Volumenstromveränderbare Verdrängeφumpe mit a) einem Pumpengehäuse (1), b) einem drehangetriebenen, in dem Pumpengehäuse (1) gelagerten, innenverzahnten Ring (3), c) einem drehbar gelagerten, mit dem Ring (3) kämmenden, außenverzahnten Innenrotor (4), d) wobei die Zähnezahldifferenz des den Ring (3) und den Innenrotor (4) umfassenden Zahnringlaufsatzes (3, 4) wenigstens, vorzugsweise genau gleich eins ist mit einer Zahnform (5), bei der durch Zahnkopfrjerührung eine Vielzahl von gegeneinander abgedichteten, expandierenden und komprimierenden Förderzellen (6, 7) entstehen, e) wobei im Gehäuse (1) im Bereich der Förderzellen (6, 7) angeordnete Einlass- und Auslassöffhungen (8, 9) vorgesehen sind, die durch Dichtstege (10, 11) voneinander getrennt sind, f) wobei die Winkellage einer Exzentrizitätsebene (12) des Zahnringlaufsatzes (3, 4) gegenüber dem Gehäuse (1) verändert werden kann, g) und mit einem Verstellorgan (13) mit einem Wälzkreis oder Wälzkreissegment, der an einem Wälzkreis oder Wälzkreissegment des Gehäuses (1) schlupffrei abrollbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass h) das Verstellorgan (13) axial gesehen auf einer Seite des Zahnringlaufsatzes (3, 4) angeordnet ist und i) dass der Innenrotor (4) um seine Drehachse (Di) drehbar an dem Verstellorgan (13) befestigt ist.

20. Verdrängeφumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass die Differenz der beiden Wälzkreisdurchmesser gleich der doppelten Exzentrizität (e) des Zahnringlaufsatzes (3, 4) ist.

21. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in dem Verstellorgan (13) Einlass- und Auslassöffnungen (18, 19) vorgesehen sind, die durch Dichtstege (20, 21) voneinander getrennt sind, die vorzugsweise in weitgehender Überdeckung mit den im Gehäuse (1) angeordneten Einlass- und Auslassöffnungen (8, 9) stehen.

22. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die aneinander schlupffrei abrollenden Wälzkreise oder Wälzkreissegmente (14, 15) durch die Wälzkreise eines als vollständiges oder partielles Innengetriebe gebildeten Verstellgetriebes gebildet sind.

23. Verdrängeφumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass das Verstellgetriebe eine Exzentrizität (e) aufweist, die der Exzentrizität zwischen dem Ring (3) und dem Innenrotor (4) entspricht.

24. Verdrängeφumpe nach einem der zwei vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass an dem Gehäuse (1) eine innere Zylinderführung (24) und an dem Verstellorgan (13) eine äußere Zylinderf hrung (25) vorgesehen sind und die äußere Zylinderführung (25) bei der Verstellbewegung an der inneren Zylinderführung (25) abrollt.

25. Verdrängeφumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass die Zylinderführungen je einen konstanten Krümmungsradius aufweisen und die Differenz zwischen den beiden Krümmungsradien gleich einer Exzentrizität (e) zwischen dem Ring (3) und dem Innenrotor (4) ist.

26. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Innengetriebe (1) durch eine Außenverzahnung (22) des Verstellorgans (13) und eine Innenverzahnung (23) des Gehäuses gebildet wird und dass die Innenverzahnung (23) des Gehäuses (1) wenigstens einen, vorzugsweise genau einen Zahn mehr aufweist als die Außenverzahnung (22) an dem Verstellorgan (13), wobei diese Zähnezahldifferenz im Falle nur partieller Verzahnungen auf vollumlaufend gedachte Verzahnungen bezogen ist.

27. Verdrängeφumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass die Innenverzahnung (23) im Gehäuse (1) durch eine bahngesteuerte hsc- (high speed cutting) Bohrspindel hergestellt ist.

28. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine auf einer Welle (17) aufgeschrumpfte oder durch ein Zahnwellen- Zahnnabenprofil dreh- und axialfest angeordnete Mitnehmerscheibe (26) eine starre Drehverbindung zwischen einer Antriebswelle (17) der Pumpe und dem Ring (3) bildet und dass diese Mitnehmerscheibe (26) eine Außenverzahnung (27a) aufweist, die genau in die Innenverzahnung (27) des Rings (3) axialdichtend, jedoch axialbeweglich eingepasst ist.

29. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Lagerzapfen (16) des Innenrotors (4) als Hohlwelle (16) ausgebildet ist, deren Innendurchmesser so groß ist, dass sich eine drehsteif mit dem Ring (3) verbundene Antriebswelle (17) trotz exzentrischer Bewegung der Hohlwelle (16) darin frei drehen kann.

30. Verdrängeφumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Maß der Verstellbewegung des Verstellorgans (13) in Abhängigkeit vom Arbeitsdruck der Hochdruckseite der Pumpe durch die Charakteristik einer Regelfeder (28) festgelegt ist.

31. Verdrängeφumpe nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass die Regelfeder (28) als Schrauben-Druckfeder ausgebildet ist, deren Wirkungslinie (29) in einem Abstand von den Momentdrehpunkten (Ml, M2) des Verstellorgans (13) angeordnet ist, um ein Moment um die Momentdrehpunkte (Ml, M2) erzeugen zu können.

32. Verdrängeφumpe nach den einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Innenrotor (4) und/oder der Ring (3) und/oder das Verstellorgan (13) im pulvermetallurgischen Verfahren hergestellt ist oder sind.