DE3624517A1 - Innenzahnradpumpe - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Innenzahnradpumpe mit einem treibenden Ritzel und einem Hohlrad, bei der auf der Druck­ seite die nacheilenden Flanken der Zähne des Ritzels (Dicht­ flanken des Ritzels) mit den entsprechenden Gegenflanken des Hohlrades (Dichtflanken des Hohlrades) im Bereich zwischen dem Schnittpunkt der Kopfkreise und dem Wälzpunkt mit einem Überdeckungsgrad größer 2 in Eingriff sind.

Derartige Innenzahnradpumpen dienen als Regelpumpen für Hydraulikflüssigkeiten. Sie sind in dieser Ausgestaltung mit einer Vielzahl von Auslaßöffnungen versehen, deren Teilung kleiner oder gleich der Zahnteilung ist. Diese Auslaßöff­ nungen münden sämtlichst oder gruppenweise in einen gemein­ samen Druckkanal und - mit allenfalls einer Ausnahme - sind sämtliche Auslaßöffnungen einer Gruppe durch Rückschlagventil verschlossen.

In dieser Ausgestaltung hat die Innenzahnradpumpe eine Fördercharakteristik, die nur bis zu einer bestimmten Dreh­ zahl drehzahlabhängig ist. Über dieser Drehzahl ist die Förderung konstant. Die Schwelldrehzahl kann durch Verstel­ lung einer Drossel im Zulauf verstellt werden.

Eine derartige Innenzahnradpumpe ist bekannt durch die DE-OS 34 44 859. Diese Innenzahnradpumpe hat gegenüber üblichen Innenzahnradpumpen die Besonderheit, daß ein Über­ deckungsgrad von mindestens 2 besteht, so daß die Innenzahn­ radpumpe mindestens zwei, vorzugsweise jedoch drei oder mehr gegeneinander abgeschlossene Zahnzellen auf der Saug- und Druckseite bildet.

Gegenüber allen anderen bekannten Regelpumpen, deren Förder­ charakteristik keine drehzahlabhängige Förderung zeigt bzw. deren Förderung drehzahlunabhängig einstellbar ist, hat die bekannte Innenzahnradpumpe den Vorteil der robusten Bauweise, bei der die Fördercharakteristik ohne zusätzlichen mecha­ nischen Aufwand einstellbar ist. Mit besonderem Vorteil werden derartige Regelpumpen zum Antrieb durch Kraftfahrzeug­ motoren eingesetzt, deren Drehzahl stark schwankt. Sie dienen dort als Hydraulikpumpen oder Schmierölpumpen, da bei diesen Pumpen die maximale Fördermenge ohne Leistungsverlust bei einer bestimmten, relativ niedrigen Drehzahl begrenzt werden kann.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, den Leistungsbedarf der bekannten Innenzahnradpumpe weiter herabzusetzen.

Hierzu wird vorgeschlagen, die Zahnflanken so auszugestalten, daß die treibenden Zahnflanken eine geringere Überdeckung haben als die dichtenden Zahnflanken. Die Überdeckung gibt die Anzahl der Zahnpaare auf der Saug- bzw. Druckseite an, die miteinander in Eingriff stehen, d.h.: sich berühren.

Diese Lösung ist insbesondere im Niederdruckbereich - bis ca. 20 bar - und insbesondere im Automobilbereich von großem Vorteil, wo es darauf ankommt, bei relativ niedrigen Dreh­ zahlen eine maximale Fördermenge zu erreichen, dabei aber die Leerlaufleistung und insbesondere mechanische Leistungsauf­ nahme der Pumpe gering zu halten. Ein bevorzugtes Anwendungs­ gebiet sind Schmierölpumpen, die im Sumpf des Kraftfahrzeug­ motors angeordnet sind.

Die vorgeschlagene Lösung beinhaltet, daß die Zahnflanken des Ritzels und/oder die Zahnflanken des Hohlrades auf der trei­ benden Seite und der dichtenden Seite nicht spiegelsymme­ trisch hergestellt sind. Wesentlich ist, daß die Zahnflanken der treibenden Seite nur einen verhältnismäßig geringen Bereich haben, in dem die treibenden Flanken von Ritzel und Hohlrad miteinander in Eingriff geraten können (Eingriffs­ bereich). Dieser Eingriffsbereich liegt - für Ritzel und Hohlrad gleichermaßen - zwischen Wälzkreis und Kopfkreis und beginnt jeweils am Wälzkreis.

Außerhalb dieses Eingriffsbereichs können die durch übliche Verzahnungsverfahren entstandenen Zahnflanken abgetragen oder derart deformiert werden, daß kein Zahneingriff entsteht.

Vorzugsweise wird der Eingriffsbereich so groß gewählt, daß der Überdeckungsgrad zwischen 1 und 2 liegt. Mit diesem relativ geringen Überdeckungsgrad ergibt sich einerseits eine erhebliche Minderung der mechanischen Leistungsaufnahme. Andererseits tritt bei diesem Überdeckungsgrad insbesondere bei Hydraulikpumpen des Niederdruckbereichs kein unzulässiger Verschleiß auf.

Ein wesentlicher Teil der Leistungsaufnahme der bekannten Innenzahnradpumpe beruht auch darauf, daß die Zahnzellen im Bereich des Totpunktes sehr eng werden und sich dort sehr hohe Strömungsgeschwindigkeiten ergeben. Es wird daher zur Lösung dieses Problems weiterhin - bevorzugt in Kombination mit der zuvor genannten Lösung - vorgeschlagen, den Grund der Zahnlücken des Hohlrades zwischen Fußkreis und Wälzkreis erheblich im Querschnitt zu erweitern. Der Grund der Zahn­ lücke kann in diesem Bereich einen im wesentlichen kreiszy­ lindrischen Querschnitt erhalten.

Der Herabsetzung der Strömungsgeschwindigkeiten und der dadurch bedingten Leistungsaufnahme dient allein oder in Kombination mit den anderen Maßnahmen dieser Erfindung auch, daß die Auslaßöffnungen zwischen der Eingriffslinie und dem Außenumfang des Hohlrades, vorzugsweise zwischen Eingriffs­ linie und Fußkreis des Hohlrades angelegt werden, wobei zur Eingriffslinie hin lediglich ein schmaler Dichtsteg erhalten bleibt. Dabei wird der Querschnitt der Öffnungen im wesent­ lichen dem Querschnitt der Zähne des Hohlrades angepaßt abzüglich eines schmalen Dichtstreifens. Der Querschnitt eines Zahnes überdeckt also die Auslaßöffnung vollständig, wobei aber der Flächeninhalt der Auslaßöffnung möglichst nahe an den Flächeninhalt des Zahnquerschnitts herankommt. Sämt­ liche mit einer Zahnzelle kämmenden Auslaßöffnungen werden daher zwar durch den Zahnquerschnitt des Hohlrades überdeckt und daher stets voneinander getrennt, so daß kein Kurzschluß zwischen den Zahnzellen über die Auslaßöffnungen entstehen kann. Andererseits überdecken die Öffnungen jedoch groß­ flächig die entstehenden Zahnzellen.

Um diese großflächige Überdeckung weiterzufördern, sind die Auslaßöffnungen über den Fußkreis des Hohlrades hinaus geführt und der Grund der Zahnlücken ist durch eine ent­ sprechende Abschrägung zwischen Stirnseite und Zahngrund trichterförmig erweitert. Auch hierdurch ergibt sich eine Verminderung der Drosselverluste.

Im folgenden wird die Erfindung anhand eines Ausführungs­ beispiels beschrieben.

Es zeigen

Fig. 1 den Radialschnitt des Ausführungsbeispiels mit Auslässen, die auf beiden Stirnseiten des Pumpenge­ häuses angeordnet sind, wobei die Auslaßöffnungen der einen Seite gegenüber den Auslaßöffnungen der anderen Seite um jeweils eine halbe Teilung versetzt sind;

Fig. 2 den Axialschnitt durch das Ausführungsbeispiel;

Fig. 3 den Axialschnitt (teilweise) durch das Hohlrad.

In dem Gehäuse 31 ist das Außenrad 1 frei drehbar gelagert. Das Außenrad 1 besitzt eine Innenverzahnung 2. Das zylin­ drische Gehäuse 31 wird beidseitig durch die Deckel 32 und 33 abgeschlossen. In dem Deckel 32 ist die Welle 34 drehbar gelagert und durch den nicht dargestellten Kraftfahrzeugmotor angetrieben. Auf der Welle 34 ist drehfest gelagert das Innenrad 3. Das Innenrad 3 besitzt eine Außenverzahnung 4, die mit der Innenverzahnung 2 des Außenrades 1 in Eingriff ist. Der Innenraum der Pumpe, der außerhalb des Zahneingriffs liegt, kann durch eine Sichel ausgefüllt sein, die sich den Kopfkreisen der Zahnräder weitgehend anschmiegt. In dem Deckel 33 befindet sich der Einlaßkanal 35 (s. auch Fig. 1). Der Einlaßkanal 35 steht mit dem Sumpf 36 über eine Drossel 37 in Verbindung. In einem Bypass 38, der parallel zu dem Drosselkanal 37 geschaltet ist, befindet sich ein Druck­ steuerventil 39. Der Kolben 40 des Drucksteuerventils steuert mit seiner Steuerkante 41 die Öffnung des Bypasskanals 38 zum Sumpf 36. Der Kolben ist auf der einen Seite mit einer Feder 42 belastet. Auf der gegenüberliegenden Seite wird der Kolben im Steuerraum 43 mit dem Auslaßdruck im Druckkanal 56 über Steuerleitung 44 beaufschlagt. Auf die Auslaßseite der Pumpe wird später eingegangen. Die Funktion des Drucksteuerventils 39 in seiner Abhängigkeit vom Auslaßdruck wird nachfolgend beschrieben. Solange kein oder nur ein geringer Auslaßdruck in der Steuerleitung 44 und dem Steuerraum 43 herrscht, gibt der Kolben mit seiner Steuerkante den Durchfluß vom Eingang 45 zum Auslaß 46 frei. Es kann nunmehr Schmieröl aus dem Sumpf 36 in unbegrenzter Menge zur Pumpe sowohl über die Drossel 37 als auch Bypasskanal 38 fließen. Wenn der Druck im Steuerraum 43 ansteigt und die Federkraft überwindet, so wird am Drucksteuerventil 39 der Einlaß 45 gegenüber dem Auslaß 46 verschlossen. Nunmehr fließt lediglich noch ein gedrosselter Schmierölstrom über die Drossel 37 vom Sumpf 36 zum Einlaß 35 der Pumpe. Steigt der Auslaßdruck noch weiter an, so wirkt das Drucksteuerventil als Druckbegrenzungsventil. Die Feder 42 wird so weit zusammengedrückt, daß die vordere Steuerkante 47 die Druckleitung 44 gegenüber dem Auslaß 46 zum Sumpf öffnet.

Zur Auslaßseite der Pumpe:

Die Pumpe bildet - wie Fig. 1 zeigt - auf der Auslaßseite zwischen den miteinander kämmenden Zähnen des Außenrades 1 und Innenrades 3 drei in Umfangsrichtung und Axialrichtung abgeschlossene Zellen, die über Einlaßkanal 35 mit Öl ganz oder teilweise gefüllt worden sind. In den Deckel 33 sind drei Auslaßöffnungen 48.1, 48.3, 48.5 eingebracht. In den Deckel 32 sind zwei Auslaßöffnungen 48.2, 48.4 eingebracht. Die Auslaßöffnungen des Deckels 33 sind gegenüber den Auslaßöffnungen des Deckels 32 versetzt angeordnet. In der Projektion auf eine Normalebene überdecken sich die Auslaßöffnungen im Deckel 33 bzw. 32 nicht - wie Fig. 1 zeigt. Die Auslaßöffnungen schmiegen sich mit ihrer radial inneren Kante 27 (Innenkante) eng an die Eingriffslinie 11 an, und zwar derart, daß zwischen der Eingriffslinie 11 und der Innenkante 27 lediglich ein schmaler, jedoch für die Abdichtung ausreichend dichtender Dichtsteg 28 stehenbleibt. Die Breite der Auslaß­ öffnungen 48.1 bis 48.5 ist so gewählt, daß die Auslaßöffnungen von dem Querschnitt der Zähne 2 des Hohlrades 1 bei entsprechender Stellung der Zähne überdeckt werden, wobei in Umfangsrichtung ebenfalls ausreichende Dichtflächen stehen­ bleiben. In der radialen Höhe erstrecken sich die Auslaßöff­ nungen bis in den Bereich des Außenumfangs des Hohlrades und jedenfalls bis zum äußersten Bereich, mit dem der Grund der Zahnlücken des Hohlrades 1 auf der Stirnfläche der Deckel 32, 33 mündet.

Zur Ausgestaltung des Grundes der Zahnlücken im Hohlrad 1 ergibt sich aus den Fig. 1 und 3 folgendes:

Die Zähne des Hohlrades werden nach einem Verzahnungsgesetz hergestellt, auf das später noch eingegangen wird. Dieser nach dem Verzahnungsgesetz entstehende ideale Zahnlückengrund ist für eine Zahnlücke punktiert eingezeichnet und mit 29 bezeichnet. Dieser Zahnlückengrund wird jedoch bei allen Zahnlücken und über die gesamte axiale Länge der Zahnlücken wesentlich erweitert und in den Ausführungsbeispielen durch Zahnlückengrund 30 gebildet. Zahnlückengrund 30 stellt in den Ausführungsbeispielen den halben Mantel eines Kreiszylinders dar, dessen Achse jeweils auf der Symmetrieebene der Zahn­ lücke und im wesentlichen auf dem Wälzkreis oder geringfügig radial außerhalb des Wälzkreises 7 des Hohlrades liegt. Darüber hinaus ist der Zahnlückengrund an seinen beiden Enden noch einmal mit einer trichterförmigen Erweiterung 26 verse­ hen. Die trichterförmige Erweiterung 26 erstreckt sich radial bis nahezu an den Außenumfang des Hohlrades. Die trichterförmige Erweiterung 26 kann sich auch in Umfangsrichtung erstrecken. Sie liegt jedoch jedenfalls radial außerhalb des Wälzkreises 7 des Hohlrades 1.

Die zuvor geschilderten Auslaßöffnungen 48.1 bis 48.5 erstrecken sich nun radial jedenfalls so weit nach außen, daß sie auch die trichterförmigen Erweiterungen 26 auf den Stirnseiten des Außenrades 1 überdecken.

Im Schnitt nach Fig. 2 ist in jedem Deckel 32, 33 nur eine dieser Auslaßöffnungen zu sehen. Diese Auslaßöffnungen sind dort mit 48 bezeichnet. Jede der Auslaßöffnungen steht mit einem in den Deckel 32, 33 gebohrten Auslaßkanal 49 in Verbindung. Der Auslaßkanal ist jeweils auch radial nach außen gerichtet, wie Fig. 2 zeigt. Daher mündet jeder Außenkanal 49 auf der Außenseite des Deckels 32 bzw. 33 möglichst nah am Gehäuse 31. Auf jeden Deckel 32, 33 ist je ein Auslaßgehäuse 50 druckdicht aufgesetzt. Jedes Auslaßgehäuse 50 bildet eine Auslaßkammer, die auf einer Seite mit den Auslaßöffnungen 48.1, 48.3, 48.5 und auf der anderen Seite mit den Auslaßöffnungen 48.2, 48.4 jeweils über einen Druckkanal 49 und eine Bohrung 52 in Verbindung steht. Die Bohrungen 52 (vgl. Fig. 1) sind jeweils durch ein Rückschlagventil verschlossen, mit Ausnahme derjenigen Bohrung, die mit der Auslaßöffnung 48.5 in Verbindung steht. Die Auslaßöffnung 48.5 liegt am Ende der Druckzone unmittelbar vor dem Wälzpunkt. Beide Auslaßkammern sind mit dem gemeinsamen Druckkanal 56 verbunden.

Die Rückschlagventile auf beiden Seiten werden gebildet durch je ein n-förmiges Blech, das gegen die Wand 53 des Auslaß­ gehäuses 50 geschraubt ist. Die von dem gemeinsamen Quer­ balken 55 des Rückschlagventils 54 abstehenden Zungen verdecken die Bohrungen 52. Daher wirken diese Zungen als Rückschlagventile. Jedes Rückschlagventil gibt die Verbindung von der jeweiligen, zwischen den Zähnen gebildeten Druckzelle über eine der Auslaßöffnungen 48, Druckkanäle 49 und Bohrungen 52 nur frei, wenn der Druck der Auslaßzelle dem Auslaßdruck in der Auslaßkammer 51 zumindest gleich ist. Die letzte und kleinste Druckzelle steht über Öffnung 48.5 und entsprechende Kanäle 49, 52 direkt mit der Auslaßkammer in Verbindung.

Jede Auslaßkammer 51 hat einen Auslaß, der in den gemeinsamen Druckölkanal 56 führt.

Wie insbesondere Fig. 1 zeigt, sind die Zähne des Hohlrades 1 unsymmetrisch ausgeführt. Zunächst werden beide Flanken eines jeden Zahnes nach einem speziellen Verzahnungsgesetz gebil­ det. Dieses Verzahnungsgesetz gewährleistet, daß ein hoher Überdeckungsgrad besteht, der größer als 2, vorzugsweise größer als 3 ist. Dadurch wird bewirkt, daß die Zähne in annähernd dem gesamten Drehbereich zwischen dem Schnittpunkt der beiden Kopfkreise 5 und 9 und dem Wälzpunkt in Eingriff miteinander sind und daß infolgedessen mehr als zwei Zahn­ zellen durch jeweils zwei aufeinanderfolgende Zahnpaarungen gebildet werden. Diese Zahnzellen sind in Umfangsrichtung gegeneinander abgeschlossen. Dieses Verzahnungsgesetz schließt ein, daß auch die treibenden Flanken von Innenrad 3 und Außenrad 1 einen entsprechend großen Überdeckungsgrad aufweisen. Es ist nun vorgesehen, daß auf der treibenden Seite der Zähne der Überdeckungsgrad geringer ist als auf der dichtenden Seite der Zähne. Das bedeutet:

Die Zahnflanken, die in der Druckzone zwischen dem Schnitt­ punkt der Kopfkreise und dem Wälzpunkt dichtend aufeinander­ liegen und die gegeneinander abgeschlossenen Zahnzellen bilden, werden nach dem zuvor geschilderten Verzahnungsgesetz hergestellt. Diese Flanken sind im Rahmen dieser Anmeldung als Dichtflanken bezeichnet.

Die Flanken der Zähne von Außenrad 1 und Innenrad 3, die der Drehmomentübertragung zwischen Innenrad 3 und Hohlrad 1 dienen (treibende Flanken) sind jedoch mit einem geringeren Überdeckungsgrad hergestellt, der vorzugsweise zwischen 1 und 2 liegt. Dies geschieht dadurch, daß von den treibenden Flanken des Außenrades 1 und/oder des Innenrades 3 lediglich ein Teilbereich nach dem Verzahnungsgesetz hergestellt ist (Eingriffsbereich der Flanke). Der Eingriffsbereich 64 der Treibflanken des Hohlrades erstreckt sich vom Wälzkreis 7 des Hohlrades radial ein geringes Stück nach innen. Mit 65 ist der Querschnittsbereich bezeichnet, um den die treibende Flanke des Hohlrades von dem durch Verzahnung hergestellten Profil abweicht.

Der Eingriffsbereich 66 der Treibflanken des Innenrades 1 erstreckt sich von dem Wälzkreis 8 radial ein Stück nach außen. Mit 67 ist der Querschnittsbereich des Zahnkopfes bezeichnet, um den die treibende Zahnflanken des Innenrades 3 gegenüber dem idealen Verzahnungsprofil zurückweichen.

Es können - wie gesagt - entweder die Treibflanken des Hohl­ rades oder die Treibflanken des Ritzels oder beide mit derar­ tigen Aussparungen 65 bzw. 67 versehen werden. Die letztge­ nannte Lösung hat den Vorteil, daß auch auf der Saugseite der Pumpe nur geringe Strömungsgeschwindigkeiten entstehen. Der nach dem Verzahnungsgesetz gebildete Eingriffsbereich 64 der Treibflanken des Hohlrades und/oder des Innenrades ist so bemessen, daß einerseits jedenfalls stets eine Zahnpaarung von Hohlrad und Innenrad miteinander in Eingriff stehen, daß aber andererseits weniger Zahnpaarungen auf der Treibseite in Eingriff stehen als auf der Dichtseite. Vorzugsweise ist der Überdeckungsgrad auf der Eingriffsseite durch entsprechend kurze Gestaltung der Eingriffsbereiche nicht größer als 2.

Zur Funktion des Ausführungsbeispiels nach Fig. 2 (Schmierölpumpe):

Bei niedrigem Druck in der Auslaßkammer 51 verschiebt die Feder 42 den Kolben 40 - in Fig. 2 - nach links. Die Pumpe wirkt nun wie eine normale Innenzahnradpumpe. Der Schmieröl­ strom fließt über Drossel 37 und Bypasskanal 38 zum Einlaß. Sämtliche Zahnlücken werden maximal gefüllt und auf der Aus­ laßseite wieder ausgedrückt. Der Grad der Füllung hängt davon ab, wie weit auch der Bypass 38 gedrosselt ist. Hierauf wird später noch eingegangen. Bei niedrigen Drehzahlen erfolgt jedenfalls eine vollständige Füllung.

Dieser Betriebszustand bleibt bei niedrigen Drehzahlen des Kraftfahrzeugmotors erhalten. Daher ist der Schmierölstrom dem Bedarf entsprechend der Drehzahl proportional.

Wenn bei steigender Drehzahl der Druck in dem Druckkanal 56 steigt, so wird durch Drucksteuerventil 39 zunächst der Bypass 38 verschlossen. Es gelangt nunmehr lediglich noch ein gedrosselter Ölstrom auf die Einlaßseite. Daher werden die Zahnlücken auf der Einlaßseite lediglich noch teilgefüllt. Im übrigen herrscht in den Zahnlücken ein Vakuum. Das hat zur Folge, daß der Druck in den Zahnzellen auf der Auslaßseite zunächst niedriger als der Druck in der Auslaßkammer 51 ist. Daher bleiben die jeweiligen Zungen des Rückschlagventils 54 geschlossen. Mit fortschreitender Verkleinerung der Zellen auf der Auslaßseite steigt der Druck in den Zellen jedoch an. Es öffnet jeweils nur die Zunge des Rückschlagventils, für die der Druck der Zelle größer oder gleich dem Druck in der Auslaßkammer 51 ist. Das hat zur Folge, daß die Pumpe nunmehr lediglich noch eine drehzahlunabhängige, konstante Ölmenge liefert. Es ist daher auch bei steigender Drehzahl nicht erforderlich, eine überschießende Ölmenge unter ent­ sprechenden Leistungsverlusten abzuführen, wie dies bei herkömmlichen Systemen der Fall ist. Wenn andererseits der Schmierölbedarf steigt, z.B. infolge Verschleiß, so wird der Schwelldruck in der Steuerdruckkammer 43 erst bei höherer Drehzahl erreicht. Daher wird auch der Bypass 38 erst später verschlossen. Das hat zur Folge, daß die Schmierölpumpe sich automatisch einem gesteigerten Bedarf anpaßt. Die Schmieröl­ pumpe wird daher während der gesamten Lebensdauer des Kraft­ fahrzeugmotors dem sich steigernden Schmierölbedarf gerecht. Andererseits arbeitet die Schmierölpumpe auch bei neuem Motor mit relativ geringem Schmierölbedarf wirtschaftlich, da bei dieser Schmierölpumpe vermieden wird, daß ein nicht benö­ tigter Förderanteil verlustbehaftet wieder in den Sumpf zurückgeführt werden muß.

Darüber hinaus wird die Schmierölpumpe auch weiteren Bedarfs­ anforderungen besonderer Betriebszustände gerecht. Sokann es z.B. vorkommen, daß sich das Schmieröl außerordentlich erwärmt oder daß Motorteile durch Schmieröl infolge besonde­ rer Leistungsanforderungen gekühlt werden müssen. Für diesen Fall ist - wie Fig. 2 zeigt - ein weiterer Kurzschlußkanal 58 zwischen dem Einlaß 35 der Pumpe und dem Ölsumpf 36 vorge­ sehen. In diesem Kurzschlußkanal liegt ein elektromagnetisch geschaltetes Ventil 59. Dieses Ventil wird über Meldeleitung 60 und Verstärker 61 durch einen Temperaturfühler 62 betä­ tigt. Durch den Temperaturfühler kann z.B. die Öltemperatur oder die Temperatur eines Maschinenteils, z.B. Kolbens, erfaßt werden. Ebenso ist es möglich, statt des Temperatur­ fühlers 62 ein anderes Meßinstrument, z.B. Drehzahlzähler zu verwenden. Ebenso kann die Meldeleitung genutzt werden, um andere außerordentliche Betriebszustände zu erfassen. In jedem Falle dient das Ventil 59 dem Zweck, einen außerordent­ lichen Bedarf zu decken. Hierbei wird davon ausgegangen, daß auch die Summe des Ölstroms, der durch Drossel 37 einerseits und über Bypass 38 andererseits gefördert wird, noch gedros­ selt ist und daher auch bei geöffnetem Drucksteuerventil 39 noch lediglich eine Teilfüllung der Zellen der Innenverzah­ nung stattfindet bei Drehzahlen, die über einer gewissen Schwelldrehzahl liegen. Fig. 2 wird dieser Voraussetzung dadurch gerecht, daß als Symbol eine weitere Drossel 63 im Bypass 38 angedeutet ist.

Es wurde bereits darauf hingewiesen, daß die Wirksamkeit der Pumpe davon abhängt, daß die Verzahnung so ausgebildet ist, daß die Zähne im Auslaßbereich zwischen den Schnittpunkten der Kopfkreise miteinander in Eingriff sind und - unter Berücksichtigung der Viskosität des Hydrauliköls - abge­ schlossene Zellen bilden.

Durch die gezeigte Ausgestaltung des Ausführungsbeispiels wird vermieden, daß durch die Zellenbildung und durch die Entleerung der Zellen unnötig hohe Leistungsverluste eintre­ ten. Dies wird zum einen dadurch erreicht, daß der Über­ deckungsgrad auf der Treibseite der Zähne geringer ist als auf der Dichtseite der Zähne. Hier ist eine Abwägung zu treffen zwischen der Vermeidung mechanischer Leistungsver­ luste einerseits und einem erhöhten Verschleiß andererseits. Diese Abwägung ist abhängig von dem Einsatzzweck der Pumpe. Bei Hochdruck-Hydraulikpumpen spielen Leistungsverluste eine geringere Rolle. Andererseits besteht hier zwischen den Zahn­ paarungen eine erhebliche Flächenpressung mit einer ent­ sprechend hohen Verschleißgefahr und daher wird man bei Hoch­ druckpumpen einen verhältnismäßig hohen Überdeckungsgrad auch auf der Treibseite der Zähne wählen. Bei Pumpen des Nieder­ druckbereichs, wie z.B. Schmierölpumpen in Kraftfahrzeugen, Hydraulikpumpen für Lenkhilfe oder sonstige Verbraucher, wird man jedoch ohne Erhöhung des Verschleißes mit einem Über­ deckungsgrad auf der Treibseite der Zähne arbeiten können, der zwischen 1 und 2 liegt, da infolge des niedrigen Druckes mit verschleißfördernder Flächenpressung nicht zu rechnen ist.

Durch die Erweiterung des Zahnlückengrundes kann die Strö­ mungsgeschwindigkeit des aus den Zahnlücken auszupressenden Öls insbesondere im Bereich kurz vor dem unteren Totpunkt sehr stark vermindert werden. Grundsätzlich kann die Erweite­ rung der Zahnlücke des Hohlrades radial außerhalb des Wälz­ kreises 7 so weit getrieben werden, bis die Stabilitätsgrenze des Hohlrades erreicht ist. In einem Ausführungsbeispiel wurde die maximale Strömungsgeschwindigkeit beim Ausdrücken des Öls von 20 m/sec auf 5 m/sec herabgesetzt. Diese Herab­ setzung der Strömungsgeschwindigkeit bedeutet gleichzeitig eine Herabsetzung der hydraulischen Leistungsverluste.

Demselben Zweck dient einerseits die trichterförmige Erwei­ terung des Zahnlückengrundes an den Stirnseiten des Hohlrades und die dementsprechende Bemessung der Auslaßöffnungen.

Dadurch, daß die Auslaßöffnungen radial außerhalb der Eingriffslinie unter Beibehaltung eines schmalen, aber aus­ reichenden Dichtstreifens angeordnet sind, wird gewährlei­ stet, daß über die Auslaßöffnungen kein Kurzschluß zwischen aufeinanderfolgende Zahnzellen eintritt. Dies ermöglicht aber andererseits, die Auslaßöffnungen sehr großflächig anzu­ legen. Die Fläche der Auslaßöffnungen wird so gewählt, daß sie von dem Zahnquerschnitt des Hohlrades mit ausreichend breiten Dichtflächen in Umfangsrichtung überdeckt wird. In diesem Rahmen können aber die Auslaßöffnungen sehr groß­ flächig gewählt werden und es können weiterhin die Auslaßöff­ nungen mit geringerer Teilung als der Zahnteilung angeordnet werden. Hierdurch wird gewährleistet, daß stets ein groß­ flächiger Verbindungsquerschnitt zwischen den Zahnzellen und dem Auslaß besteht.

• Bezugszeichenaufstellung  1 Außenrad, Hohlrad
   2 Innenverzahnung
   3 Innenrad, Ritzel
   4 Außenverzahnung
   5 Kopfkreis Außenrad
   6 Fußkreis Außenrad
   7 Wälzkreis Außenrad
   8 Wälzkreis Innenrad
   9 Kopfkreis Innenrad
  10 Fußkreis Innenrad, Grundkreis
  11 Eingriffslinie
  12 Wälzpunkt
  13 Schnittpunkt der Kopfkreise
  14 Zahnhöhe
  15 Verzahnungsmodul, großer Teilabschnitt
  16 kleiner Teilabschnitt
  17 Mittelpunkt, Außenrad
  18 Kreis der Krümmungsmittelpunkte
  19 Krümmungsmittelpunkt
  20 Krümmungsradius der Eingriffslinie
  21 Wälzkreisradius Außenrad
  22 Wälzkreisradius Innenrad
  23 Drehrichtung, Steg
  24 Pfeilrichtung
  25 Mittelpunkt Innenrad
  26 trichterförmige Erweiterung
  27 Kante, Innenkante
  28 Dichtsteg
  29 idealer Zahnlückengrund
  30 Zahnlückengrund
  31 Gehäuse
  32 Deckel
  33 Deckel
  34 Welle
  35 Einlaß
  36 Tank
  37 Drossel
  38 Bypass
  39 Drucksteuerventil
  40 Kolben
  41 Steuerkante
  42 Feder
  43 Steuerraum
  44 Steuerleitung
  45 Einlaß
  46 Auslaß
  47 vordere Steuerkante
  48 Auslaßniere
  49 Auslaßkanal
  50 Auslaßgehäuse
  51 Auslaßkammer
  52 Bohrung
  53 Wand
  54 Rückschlagventil
  55 Querbalken
  56 Druckkanal
  58 Kurzschlußkanal
  59 Ventil
  60 Meldeleitung
  61 Verstärker
  62 Temperaturfühler
  63 Drossel
  64 Eingriffsbereich der Treibflanken des Hohlrades
  65 Abweichquerschnitt Hohlrad
  66 Eingriffsbereich der Treibflanken des Zahnrades
  67 Abweichquerschnitt

Claims (7)

1. Innenzahnradpumpe mit treibendem Ritzel (3) und Hohlrad (1), bei der auf der Druckseite die nacheilenden Flanken der Zähne des Ritzels (Dicht­ flanken des Ritzels) mit den entsprechenden Gegenflanken der Zähne des Hohlrades (Dichtflanken des Hohlrades) im Bereich zwischen dem Schnittpunkt der Kopfkreise und dem Wälzpunkt mit einem Überdeckungsgrad gleich oder größer 2 derart in Eingriff sind, daß eine Vielzahl von gegeneinander abge­ schlossenen Zahnzellen gebildet wird, wobei mehrere dieser Zahnzellen über mindestens je einen Auslaß mit Rückschlagventil mit dem gemeinsamen Druck­ kanal in Verbindung stehen, dadurch gekennzeichnet, daß die treibenden Flanken der Zähne des Ritzels (3) (Treib­ flanken des Ritzels) und die entsprechenden Gegenflanken der Zähne des Hohlrades (1) (Treibflanken des Hohlrades) auf der Saugseite der Pumpe einen geringeren Über­ deckungsgrad aufweisen als die Dichtflanken auf der Druckseite.

2. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Überdeckungsgrad der Dichtflanken gleich oder größer 3 ist, und daß der Überdeckungsgrad der Treibflanken zwischen 1 und 2 liegt.

3. Innenzahnradpumpe nach dem Oberbegriff von Anspruch 1 und insbesondere nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Zahnlücken des Hohlrades, soweit sie außerhalb des Wälzkreises liegen, gegenüber dem Abwälzprofil der Verzahnung im Querschnitt wesentlich erweitert sind.

4. Innenzahnradpumpe nach dem Oberbegriff von Anspruch 1, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Auslaßöffnungen unter Abzug einer geringen Dicht­ leiste geringfügig kleiner als der Zahnquerschnitt des Hohlrades ist.

5. Innenzahnradpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Auslaßöffnungen zwischen der Eingriffslinie und dem Umfangskreis des Hohlrades liegen und bis auf eine schmale Dichtfläche nahe an die Eingriffslinie heran­ ragen.

6. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Grund der Zahnlücken des Hohlrades auf der den Auslaßöffnungen zugewandten Stirnseite trichterförmig bis nahezu zum Umfang des Hohlrades erweitert ist.

7. Innenzahnradpumpe nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Auslaßöffnungen radial den Querschnitt der Zahnlücken des Hohlrades überdecken.