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Schalt- und/oder Füllpumpe für ein automatisches Getriebe
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Gegenstand der Erfindung ist eine Schalt- und/oder Füllpumpe für ein
automatisches Getriebe mit angebautem hydraulischem Drehmomentwandler mit den Merkmalen
des Oberbegriffs des Anspruchs 1. Derartige Getriebe-Wandler-Aggregate werden in
erster Linie für den Antrieb von Kraftfahrzeugen und dgl.
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eingesetzt.
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Bei derartigen Getriebe-Wandler-Aggregaten dient die durch die Erfindung
verbesserte Pumpe einerseits dazu, fortlaufend die Arbeitsflüssigkeit des Drehzahl-
oder Dr'mentwandlers, die normalerweise ein öl ist, durch den Wandler hindurchzupumpen,
damit die Flüssigkeit bzw. das öl dort unter dem erforderlichen Druck steht und
nur kurze Zeit verweilt und nicht übermäßig erwärmt werden kann. Zum anderen dient
die Pumpe auch dazu, den erforderlichen Hydraulikdruck für die Betätigung der hydraulischen
Schaltelemente des Getriebes zu liefern.
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Normalerweise dient die Pumpe beiden Zwecken, dem Grunde nach ist
aber auch möglich, sie nur für einen dieser beiden Zwecke einzusetzen.Die Pumpe
dient in der Regel auch der Schmierung des Getriebes.Bei stufenlos verstellbaren
Umschlingungsgetrieben dient die Pumpe auch zur Erzeugung des Steuerdrucks für das
Getriebe.
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Eine Schalt- und Füllpumpenanordnung mit den Merkmalen des Oberbegriffs
des geltenden Anspruchs 1 ist beispielsweise aus der Druckschrift "THM 200-4R Principles
of Operation" des Service Department Hydramatic (Division of General Motors Corporation)
Ypsilanti, Michigan 48197,USA bekannt. Die aus dieser Druckschrift bekannte Anordnung
besitzt eine
Flügelzellenpumpe, bei welcher die Fördermenge durch
Verstellen der Rotationsmitte des Flügelrades verändert werden kann. Der Innenrotor
sitzt bei dieser Konstruktion auf der neben der Pumpe mit ihrem Außenumfang gelagerten
Nabe des Pumnrades des Drehitctwandlers. Dementsprechend ist der Innenradius der
Pumpe groß. Das führt zwangsläufig zu einem großen Außenradius der Pumpe. Dieser
ist in hohem Maße unerwünscht, da die Reibleistungsveriuste von Rotationskolbenmaschinen
mit der 3. Potenz des Außendurchmessers des Außenläufers wachsen. Eine Durchmesserverringerung
um 10% bringt hier schon eine Verringerung der Reibleistungsverluste um etwa ein
Drittel.
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Pumpen der hier zur Diskussion stehenden Art werden auch als Zahnringoumpen
ausgebildet. Auch bei diesen Zahnringpumpen sitzt der Innenrotor drehfest außen
auf der Nabe des Wandlerpumpenrades und wird auf diese Weise von diesem angetrieben.
Auch hier ist der Außendurchmesser also relativ groß.
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Eine weitere Schwierigkeit bei den bekannten Pumpenanordnungen liegt
darin, r daß die starre Befestigung des Pumpeninnenrotors auf dem freien Ende der
Pumpenradnabe des Wandlers zu einer exzentrischen Belastung der Pumpenradlagerung
des
Wandlers führt. Dies und das Lagerspiel der Pumpenradnabe führen zu einer Taumelbewegung,
die ein großes Spiel am Umfang des Innenrotors erfordert. Das senkt den volumetrischen
Wirkungsgrad, was wiederum zu einer Vergrößerung der Pumpe zwingt.
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Die Erfindung will die dargelegten Nachteile vermeiden, also eine
Pumpenanordnung für ein Getriebe-Wandler-Aggregat mit den Merkmalen des Oberbegriffs
des Anspruchs 1 schaffen, bei welcher nicht nur der Außendurchmesser des Außenläufers
der Pumpe wesentlich geringer als bisher ist, sondern darüber hinaus auch die Lagerung
des Wandlerpumpenrades frei von den in der Pumpe auf den Innenläufer wirkenden radialen
Kräften gehalten wird und unter optimalen Bedingungen arbeiten kann.
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Das wird durch die Weiterbildung gemäß den kennzeichnenden Merkmalen
des Anspruchs 1 erreicht.
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Die Ausbildung als Zahnringpumpe hat den Vorteil, daß sie bei richtiger
Auslegung der Verzahnung mit geringerem Außendurchmesser arbeitet als eine Flügelzellenpumpe
gleicher Leistung und darüber hinaus mechanisch wesentlich einfacher im Aufbau ist.
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Der formschlüssige Eingriff zwischen der Pumpenradnabe und
dem
Innenrotor kann z.B. durch einander abwechselnde und zwischeneinander greifende
Axialvorsprünge der Nabe und des Rotors bewirkt sein. Diese sollen so ausgebildet
sein, daß sie nur das Drehmoment,nicht jedoch radiale und axiale Kräfte übertragen.
Das ist bei der gemäß Anspruch 1 bevorzugten Ausbildung der Fall, wenn man die kraftübertragenden
Flächen der Finger und der Ausnehmungen in Axialebenen verlaufen läßt und den Fingern
in den Aussparungen genügend Radialspiel gibt.
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Dadurch, daß der Innenrotor nicht mehr auf der Pumpenradnabe sitzt,
sondern in der axialen Verlängerung derselben auf der Traghülse gelagert ist, kann
der Innenrotor mit kleinerem Durchmesser gebaut werden, was wiederum zu geringerem
Durchmesser des Außenrotors führt.
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Die Schmierung des Innenrotors erfolgt vorzugsweise gemäß Anspruch
3 dadurch, daß das Lager des Innenrotors als Mehrflächengleitlager ausgebildet wird,
das mit von der Pumpe geliefertem Drucköl beaufschlagt und von diesem axial durchströmt
wird.
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Auf diese Weise wird nicht nur eine geringere Reibleistung erzielt;
das Lager zeichnet sich auch durch besondere Laufstabilität und genau konzentrische
Führung des Innenrotors aus
Da ein Teil der Fördermenge der Pumpe
durch das Mehrflächengleitlager axial hindurchgedrückt wird, ist die Lagerversorgung
mit öl hervorragend und das Gleitlager selbst wird ständig gut gekühlt. Das erlaubt
wiederum ein kleines Laufspiel und damit auch eine sehr genaue Gleitlagerung des
Innenrotors. Dies führt wiederum zu ruhigem Lauf. Auch ist der Verschleiß im Gleitlager
gering. Die Pumpe läuft praktisch nie unter Mischreibungsverhältnissen. Durch die
guten Schmierverhältnisse und das geringe Lagerspiel kann ferner in der Zahlringpumpe
mit geringem Kopfspiel gearbeitet werden, was wiederum zu einem besonders guten
volumetrischen Wirkungsgrad der Pumpe selbst auch bei niedrigen Drehzahlen führt.
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Bevorzugt ist die Pumpe gemäß dem Anspruch 4 ausgebildet.
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Eine derartige Konstruktion der Zahnringpumpe läßt sich mit besonders
geringem Durchmesser fertigen. Bevorzugt wird insoweit eine Verzahnung nach der
DE-OS 30 26 222.
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Wenn im Zusammenhang mit dem Anspruch 4 von Gleiten der Zahnköpfe
aufeinander gesprochen wird, so ist damit nicht notwendig ein Gleiten von Metall
auf Metall gemeint. Es wird vielmehr immer ein geringer Ölspalt zwischen den Zahnköpfen
vorhanden sein. Wesentlich ist hier vielmehr, daß die Dichtung unmittelbar von Zahnkopf
zu Zahnkopf erfolgt und nicht über ein gesondertes Füllstück.
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Will man eine Pumpe mit einem Füllstück verwenden, so kann dies gemäß
Anspruch 5 geschehen. In diesem Fall ist die Verzahnung vorteilhaft eine solche,
wie sie in der DE-OS 26 44 531 beschrieben ist.
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Die Ausbildung gemäß Anspruch 6 erlaubt es, mit einer geringen Anzahl
von Mitnehmern auszukommen und den Außendurchmesser der die Finger aufnehmenden
Aussparungen und damit den des Innenrotors gering zu halten.
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Bevorzugt ist die Pumpe gemäß Anspruch 7 ausgebildet. Das gibt dem
Mehrflächengleitlager in Umfangsrichtung lange Lagerflächen, da'diese nicht von
den Mitnehmern unterbrochen sind, die Mitnehmer vielmehr sich jeweils am Ende einer
Lagerfläche befinden.
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Läßt man die öItaschen gemaß Anspruch 8 über die ganze Innenrotorbreite
durchlaufen, so erleichtert dies den öldurchsatz von der dem Wandler abgewandten
Seite des Innenrotors längs der Außenfläche der Traghülse erheblich.
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Vorteilhaft laufen auch die die Mitnehmer aufweisenden Aussparungen
und die Mitnehmer über die ganze Breite des Innenrotors durch. Das wirkt im gleichen
Sinne.
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Die Traghülse kann mit dem dem Wandler abgewandten Teil des Pumpengehäuses
in einem Stück ausgebildet sein. Sie kann aber auch ein gesondertes Bauteil sein,
das in bezug auf das letztgenannte Teil des Pumpengehäuses starr fixiert ist.
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Um das Drucköl aus dem Hochdruckteil des Pumpenarbeitsraumes in den
Bereich zwischen der Pumpenradnabe und der Traghülse zu fördern, können besondere
Kanäle im Gehäuse vorgesehen sein. Bevorzugt ist die Pumpe jedoch gemäß Anspruch
9 ausgebildet. Auf diese Weise strömt das Drucköl auf kürzestem Wege in den erwähnten
Raum zwischen der Nabe und der Traghülse.
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Bildet man die Pumpe nach dem Anspruch 10 aus, so bringt das den wesentlichen
Vorteil mit sich, daß sich das Drucköl auf der dem Wandler abgewandten Seite der
Pumpe mit geringem Strömungswiderstand über den ganzen Umfang der Traghülse verteilen
und gleichmäßig über alle Öltaschen und Lagerspalte des Mehrflächengleitlagers axial
in den Raum zwischen der Traghülse und der Pumpenradnabe strömen kann.
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Bevorzugt nimmt die Pumpenradnabe den Innenrotor mittels dreier gleichmäßig
über den Umfang verteilter fingerförmiger Mitnehmer mit.
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Weitere vorteilhafte Ausbildungen und Merkmale der Erfindung
gehen
aus der nachfolgenden Beschreibung der in den stark schematisierten Zeichnungen
dargestellten bevorzugten Ausführungsform der Erfindung hervor.
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Fig., 1 zeigt einen Axialschnitt durch den Drehmomentwandler und die
Pumpe eines Getriebe-Wandler-Aggregats nach der Erfindung für ein Kraftfahrzeug.
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Fig. 2 zeigt in vergrößertem Maßstab einen vollständigen Axialschnitt
durch die Pumpenanordnung gemäß der Erwindung.
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Fig. 3 zeigt noch weiter vergrößert den Schnitt 111-1 II aus Fig.
2, welcher die Anordnung des den Innenrotor bildenden Zahn ritzels und des den Außenrotor
bildenden innen verzahnten Hohlrades im Pupengehäuse erkennen Iäßt,wobei der zentrale
Wellenstrang der Einfachheit halber weggelassen ist.
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Das in Fig. 1 nur zum Teil und stark schematisiert gezeigte Aggregat
besteht aus einem Drehmomentaandler und einem Getriebe und ist mittels eines im
wesentlichen trichterförmigen gegossenen Gehäuses 1 an der Abtriebseite des Verbrennungsmotors
eines Kraftfahrzeugs befestigt. Die Kurbelwelle des Motors treibt das Gehäuseteil
2 des Wandlers an, das mit dem Außenmantel 3 des Pumpenrades 4 des Drehmomentwandlers
bei 5 verschweißt ist.
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Der Außenmantel 3 des Pumpenrades 4 besitzt eine im wesentlichen hülsenförmige
Nabe 6, die mit ihrer Außenfläche in einem gegossenen Bauteil 8 mittels eines Gleitlagers
7 gelagert ist. Das Bauteil 8 bildet einen Teil des Gehäuses der Pumpe 9, dessen
rechte Stirnwand durch die wandlerseitige Abschlußwand 10 des Getriebes gebildet
ist. Im Ausführungsbeispiel ist die Aussparung, in der der Innenrotor und der Außenrotor
der Pumpe laufen, im Bauteil 8 untergebracht. Dem Grunde nach kann aber auch die
entsprechend in Fig. 1 rechte Stirnfläche des Bauteils 8 eben ausgebildet sein,
wobei dann die Aussparung für die Zahnräder der Pumpe 9 in der Stirnwand 10 vorgesehen
ist.
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Wie aus Fig. 1 und 2 ersichtlich, erstreckt sich von der Stirnwand
10 einstückig mit dieser radial im Abstand innerhalb der Nabe 7 des Wandlerpumpenrades
4 und konzentrisch zu dieser eine Traghülse 11 in die Mitte des Wandlers. An ihrem
Ende trägt die Traghülse 11 das Leitrad 12 für den Wandler, der. im übrigen noch
das Turbinenrad 13 besitzt.
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welches das aufgenommene Drehmoment über die Welle 14 in das in Fig.
1 rechts von der Getriebestrinwand 10 angeordnete nicht dargestellte Getriebe leitet.Ist
der Wandler ein Drehzahlwandler ohne Leitrad,so kommt man mit einer kurzen Traghülse
für den Innenrotor der Pumpe aus,wenn die Traghülse nicht zur seitlichen Führung
des ölstroms benötigt wird.
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Der Raum zwischen dem Turbinenradmantel 3 und dem Bauteil 8 ist durch
einen Dichtungsring 16 gegen Austreten von Drucköl durch das Lager 7 der Wandlerpumpenradnabe
6 geschützt.
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Wie aus Fig. 2 und 3 ersichtlich, ist der Innenrotor 20 der Pumpe
9 mit seiner Lagerbohrung auf einer entsprechenden Umfangsfläche der Traghülse 11
gelagert, welch letztere an ihrem in Fig. 2 freien linken Ende eine Kerbverzahnung
zur drehfesten Aufnahme des Leitrades 12 für den Wandler trägt.
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Wie aus Fig. 3 ersichtlich, besitzt der Innenrotor 20 der Pumpe 9
in seiner auf der Traghülse 11 gelagerten Lager-Führung drei axial verlaufende Ausnehmungen
23, in welche jeweils Finger 22 greifen, die vom in Fig. 2 rechten Ende der Nabe
6 einstückig mit dieser axial abragen und die Drehbewegung des Turbinenrades 4 auf
den Innenrotor 20 übertragen. In Fig. 3 rotiert der Innenrotor in der durch den
Pfeil 24 gezeigten Richtung. Jeweils an der, in Drehrichtung gesehen, den Mitnehmerfingern
22 nacheilenden Seite der den Mitnehmer 22 aufnehmenden Aussparungen 23 sind die
öltaschen 26 des Mehrflächenlagers für den Innenrotor 20 in der aus Fig. 3 ersichtlichen
Weise angebracht. Diese öltaschen erstrecken sich ebenso wie die Aussparungen 23
axial ganz durch den Innenrotor 20,
so daß durch die öltaschen
gleichzeitig öl in Axialrichtung strömen kann. An die Öltaschen 26 schließen sich
in Drehrichtung nacheilend sich verengende Lagerspalte 27 an, die zusammen mit den
Öltaschen 26 die Mehrflächenlagerung bilden. Im Ausführungsbeispiel sind, wie dies
bevorzugt wird, insgesamt drei Mitnehmerfinger 22 vorgesehen. Die Dimensionierung
derselben sollte nicht größer sein als erforderlich, damit die Lagerkonstruktion
möglichst wenig von den Mitnehmerfingern beeinträchtigt wird. Die drehmomentübertragenden
Stirnflächen der Mitnehmer verlaufen ebenso wie die komplementären Flächen der Aussparungen
23 in Axialebenen und übertragen dadurch weder Axial-noch Radialkräfte.
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Da die Aussparungen 23 die Mitnehmer wie aus der Zeichnung ersichtlich
in Umfangs- und Radialrichtung mit Luft führen, werden Taumelbewegungen des Wandlerpumpenrades
nicht auf den Innenrotor 20 übertragen.
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Die Verzahnung der Pumpe ist bevorzugt eine solche gemäß der DE-OS
30 26 222. Dementsprechend hat der Innenrotor 20 nur einen Zahn weniger als der
Außenrotor 28, von dem in Fig. 3 nur Teile dargestellt sind. In bezug auf die Ausbildung
der Verzahnung und die Dimensionierung derselben wird ausdrücklich auf die genannte
DE-OS hingewiesen.
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In Fig. 3 ist die Stelle tiefsten Zahneingriffs oben dargestellt.
Gegenüber
dieser Stelle erfolgt die Dichtung zwischen dem links vorgesehenen Druckbereich
und dem rechts vorgesehenen Saugbereich lediglich zwischen den Zahnköpfen des Innenrotors
und des Außenrotors. Das öl wird im Druckbereich durch eine nierenförmige Vertiefung
in der den Arbeitsraum der Pumpe begrenzenden in Fig. 1 und 2 linken Oberfläche
der Wand 10 zugeführt.
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Diese Vertiefung (Saugniere) ist bei 30 gezeigt. In diese Vertiefung
mündet eine ölzuführleitung 31. Links erkennt man in Fig.3 eine Druckniere 33, die
in Fig. 2 strichpunktiert zu beiden Seiten des Pumpenarbeitsraums dargestellt ist.Die
Druckniere ist in Fig.2 der Anschaulichkeit halber in ihrer Drehlage verschoben,nämlich
dort hingestellt,wo die Stelle tiefsten Zahneingriffs ist.Tatsächlich befindet sie
sich dort,wo sie in Fig.3 dargestellt ist.Eine Druckniere 33 ist sowohl in der entsprechenden
Stirnfläche der Stirnwand 10 als auch in der Innenfläche der den Arbeitsraum der
Pumpe umgebenden Aussparung des Bauteils 8 ausgespart.Von den Aussparungen 33 verlaufen
Drosselkanäle 32 radial nach innen,so daß sowohl auf der rechten als auch auf der
linken Seite in Fig.2 das Drucköl radial nach innen strömen kann. Auf diese Weise
kann Drucköl auf der in Fig. 2 linken Seite des Innenläufers
durch
den nur von den Fingern 22 unterbrochenen Spalt zwischen dem Ende der Lagernabe
6 und dem Innenläufer in den Raum zwischen der Lagernabe 6 und der Traghülse 11
treten. Von größerer Bedeutung ist jedoch das durch den entsprechenden Drosselkanal
32 im Bauteil 10 radial nach innen tretende öl. Dieses öl tritt aus dem Drosselkanal
32 in eine im Bauteil 10 vorgesehene zur Traghülse 11 konzentrische Ringnut 36,
in der es sich über den Umfang verteilen und jeweils durch die öltaschen 26 und
Lagerspalte der Mehrflächenlagerung des Innenrotors 20 sowie durch die Spalte zwischen
den Fingern 22 und den Aussparungen 23 in Axialrichtung in den zylindrischen Ringspalt
zwischen der Traghülse 11 und der Lagernabe 6 eintreten kann. Aus diesem Ringspalt
strömt das öl dann in in den Zeichnungen nicht gezeigter allgemein üblicher Weise
in den Arbeitsraum des Wandlers; aus dem es dann wieder abgefördert, gekühlt und
erneut der Pumpe 9 zugeleitet wird. Die ölzuleitungen zur Pumpe 9 sind als allgemein
üblich und bekannt nicht näher erläutert.
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Ebenfalls nicht gezeigt sind die Druckölableitungen für das Getriebe,
wo das Drucköl je nachdem für die Schaltoperationen, die Schmierung und sonstige
Zwecke verwendet wird.
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Die Funktion und Wirkungsweise des erfindungsgemäß verwendeten
Mehrflächengleitlagers
sind hier nicht näher beschrieben, da sie allgemein bekannt sind.