DE4440782A1 - Innenzahnradpumpe mit Verdrängervorsprüngen - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Innenzahnradpumpe nach den Merkma­ len des Anspruchs 1.

Derartige Innenzahnradpumpen dienen als regelbare Förderpumpen für Hydraulikflüssigkeiten. In verschiedenen kinematischen Anordnungen können Außenrad und Innenrad aufeinander abwälzen und durchlaufen während des Abwälzprozesses verschiedene Stationen des Förderprozesses.

Durch Bildung von Bereichen mit darin herrschendem Unterdruck während der Dekompression wird aus einem Ansaugraum Hydraulik­ flüssigkeit angesaugt. Bei der weiteren Rotation bilden sich abgeschlossene Kammern zwischen den Verzahnungspartnern, die sog. Verdrängungszellen, in denen die Hydraulikflüssigkeit durch Verringerung des Zellenvolumens komprimiert wird. Nach Überschreiten eines vorgegebenen Ausschiebedruckes öffnet das jeder Verdrängungszelle zugeordnete Auslaßventil und die Hydraulikflüssigkeit wird in einen Auslaßbereich ausgeschoben.

Derartige Innenzahnradpumpen sind bekannt durch die DE 34 44 859-C2 (IP 1372) und in veränderter Bauform durch die EP 0 474 001 A1 (Bag 1840) sowie die DE 34 48 253-C2 (PP 1372).

In jeder dieser Ausgestaltungen hat die Innenzahnradpumpe vorzugsweise eine Fördercharakteristik, die nur bis zu einer bestimmten Drehzahl drehzahlabhängig ist. Bei Überschreiten dieser Schwelldrehzahl werden die Zellen der Pumpe nur teilge­ füllt, der Füllungsgrad nimmt mit Erhöhung der Drehzahl ab. Dadurch ist dann die Fördermenge unabhängig von der tatsäch­ lichen Antriebsdrehzahl der Pumpe begrenzt und konstant. Die Schwelldrehzahl kann vorzugsweise durch Verstellung einer Drossel im Zulauf verstellt werden. Diese Pumpen sind mit mehreren in Umfangsrichtung angeordneten Auslaßöffnungen versehen, die durch Rückschlagventile verschlossen sind. Durch diese Ausgestaltung geraten die nur teilgefüllten Zellen erst dann mit dem Druckraum in Verbindung, wenn der Druck in der teilgefüllten Zelle den Systemdruck erreicht hat.

Bei Innenzahnradpumpen der oben genannten Bauweisen wurde bei bestimmten Betriebsverhältnissen ein Auftreten starker Druck­ schwankungen im Auslaßbereich sowie eine teilweise daraus resultierende starke Geräuschbildung beobachtet.

Die Druckschwankungen im Auslaßbereich resultieren aus den sich aus der Zahnform der beteiligten Zahnflanken ergebenden Verhältnissen beim Schließen der Verdrängungszelle, die auf­ grund der Annäherung der abwälzenden Zähne in einer sehr kurzen Zeit, also während eines nur sehr geringen Drehwinkels der Pumpe, erfolgt und damit eine kurzzeitige, starke Span­ nungserhöhung der Hydraulikflüssigkeit (sog. Druckpeak) hervor­ ruft.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, Geräusche und Druck­ schwankungen an der Pumpe herabzusetzen.

Ein Teil der Geräusche und Druckschwankungen entstehen durch die spezifische Form der Verdrängungszelle, die sich aus der jeweils vorliegenden Kinematik der Innenzahnradpumpe ergibt. Hierdurch bilden sich spezifische Zellenformen aus, die Effek­ te zur Folge haben, die die Geräuschbildung und das Entstehen von Druckpeaks begünstigen.

In der DE-OS 37 37 961-A1 (Bag. A-1619) ist ein Verfahren angegeben, mit dem die sich beim Zahneingriff bildenden Dop­ pelkammern hydraulisch besser verbunden werden und damit die Laufruhe der Innenzahnradpumpe verbessert werden kann.

Hierzu wird die in Laufrichtung des Ritzels voreilende Kammer einer Zahnzelle im Druckbereich, insbesondere im letzten Teil des Druckbereiches, in hydraulisch gut leitende, möglichst ungedrosselte Verbindung mit der nacheilenden Kammer der Zahnzelle gebracht. Die dafür am Ritzel angebrachten Ausspa­ rungen können entweder in radialer Richtung mit nur geringer Tiefe an der Stirnseite des Ritzels angebracht sein. Alterna­ tiv hierzu kann aber auch die Treibflanke mit einer oder mehreren Nuten von begrenzter radialer Länge versehen werden.

Weiterhin kann vorgesehen werden, die Fußräume des Ritzels und/oder des Hohlrades gegenüber der Normalverzahnung zu vergrößern, indem z. B. Einfräsungen einer zur Zahnradachse parallelen Nut vorgenommen werden. Ebenfalls ist es möglich, daß die kämmenden Flanken der Zähne der Wälzpartner auf der Saugseite der Pumpe einen geringeren Überdeckungsgrad auf­ weisen als die Flanken der Zähne auf der Druckseite. Hierdurch kann der Leistungsbedarf der Innenzahnradpumpe weiter redu­ ziert werden.

Nicht unproblematisch an dieser Art der Beeinflussung des Verhaltens beim Schließen der Verdrängungszelle sowie der Laufruhe der Innenzahnradpumpe ist die Verschlechterung des Volumenstromes, die sich durch das Rückströmen der Hydraulik­ flüssigkeit von der Kammer im Druckbereich zur nacheilenden Kammer im Saugbereich und damit aus der noch nicht endgültig geschlossenen Zelle in den Ansaugbereich ergibt. Auch findet weiterhin das endgültige Schließen der Verdrängungszelle in sehr kurzer Zeit, also während eines nur geringen Drehwinkels der Pumpe, statt, so daß sich der Druckaufbau mit Hilfe der Ausnehmungen an den Zahnflanken nur in definierten Grenzen beeinflussen läßt. Während des Rückströmens der Hydraulik­ flüssigkeit über die Zellenkammern sind die beteiligten Zahn­ flanken noch zu weit voneinander entfernt, um schon eine Abdichtung der Verdrängungszelle herbeiführen zu können.

Genauer spezifizierte Aufgabe der Erfindung ist es daher, die Eingriffsverhältnisse während des Schließens der Verdrängungs­ zelle derart zu beeinflussen, daß neben einer Verminderung der Druckpeaks und der sich daraus ergebenden Geräuschbildung auch der geförderte Volumenstrom gleichbleibt oder sogar verbessert wird.

Die Lösung ergibt sich aus dem Kennzeichen des Anspruches 1.

Eine Veränderung der Eingriffsverhältnisse beim Schließen der Verdrängungszelle läßt sich durch Veränderung der Zahnform der im Eingriff befindlichen Zahnpaarungen erreichen. Zusätzlich und alternativ zur Korrektur von Verzahnungen entsprechend der für den ganzen Zahn geltenden Verzahnungsgesetze (z. B. Evol­ vente, Zykloide und andere) können durch geeignete Veränderung von Teilbereichen der Zahnflanken gezielt Veränderungen des Abwälzverhaltens in bestimmten Stellungen des Zahneingriffs herbeigeführt werden. Hierbei müssen die Änderungen der Zahn­ form des einen Wälzpartners entsprechende Änderungen der Zahnform des anderen Wälzpartners nach sich ziehen, um weiter­ hin ein komplikationsloses Abwälzen der beteiligten Zahnpaa­ rungen zu gewährleisten. Dies kann zu Verringerungen des Zahnvolumens des Gegenrades führen.

Diese Möglichkeit zur partiellen Veränderung der Verzahnungs­ geometrie in Teilbereichen einer Zahnflanke wird nun für die erfindungsgemäße Innenzahnradpumpe genutzt, um gezielt die geometrischen Verhältnisse beim Schließen der Verdrängungs­ zelle zu beeinflussen.

Hierzu wird an je einer oder auch beiden beteiligten Verzah­ nungspartnern der erfindungsgemäße Verdrängervorsprung vor­ gesehen, der sich über den Kopfkreis des jeweiligen Wälzpart­ ners hinaus erstreckt und folgende Aufgaben hat:

• - Vorverlagerung des Beginns des Schließens der Ver­ drängungszelle auf einen früheren Zeitpunkt bzw. eine frühere Drehwinkelstellung gegenüber der norma­ len Verzahnung,
• - frühzeitige Bildung eines Spaltes zwischen den bei weiterer Drehung der Pumpe in Eingriff kommenden Zahnflankenteilen, derart, daß ein enger Durchlaß­ spalt entsteht, der einen in jeder Drehstellung definierten Drosselquerschnitt aufweist.

Hierdurch wird zum einen der Vorgang des Schließens der Ver­ drängungszelle "weicher" gestaltet und gleichzeitig durch den sich bildenden Durchlaßspalt (hier: Hauptfunktion Drossel­ spaltes), die sich in der Verdrängungszelle befindliche Hy­ draulikflüssigkeit am ungehinderten Rückströmen in den An­ saugraum gehindert. Durch die erfindungsgemäße Gestaltung des Verdrängervorsprunges kann erreicht werden, daß der Durchlaß­ spalt während einer definierten Drehwinkelveränderung nahezu gleich bleibt und somit ein definiertes und von der Konstruk­ tion vorher bestimmbares Volumen aus der Verdrängungszelle in den Ansaugraum zurückfließt.

Je nach gewählter Anbringung des Verdrängervorsprunges auf dem Ritzel und/oder dem Hohlrad muß der andere Verzahnungspartner eine korrespondierende Zahnform aufweisen, so daß in allen Drehstellungen der Innenzahnradpumpe ein Abstand zwischen den Vorsprüngen des einen Rades und den entsprechenden Gegenformen des anderen Rades gewahrt bleibt. Neben den rein geometrischen Abwälzbedingungen der gewählten Verdrängervorsprungform können hier auch Überlegungen zur möglichen Belastung eines Zahnes hinsichtlich der Zahnfußfestigkeiten sowie Überlegungen hin­ sichtlich des Reibverhaltens zwischen den Verzahnungspartnern angestellt werden.

Je nach Art der gewählten Kinematik einer Innenzahnradpumpe, auf die später noch eingegangen wird, sowie im Hinblick auf ein gewünschtes Förderverhalten der Innenzahnradpumpe (z. B. Pulsation des Förderstromes) wird die Verzahnung derart ausge­ legt, daß die Zähnezahl des Ritzels kleiner ist als die des Hohlrades. Hierbei wird das Ritzel mit mindestens einem Zahn weniger ausgelegt, vorzugsweise wird die Zähnezahldifferenz aufgrund der Reibungs- und Abwälzverhältnisse jedoch zwei Zähne oder größer gewählt.

Die Wirkungsweise der Verdrängervorsprünge kann weiter dadurch verbessert werden, daß die einzelnen Zähne zur Zahnteilung unsymmetrische Flankenformen erhalten, wobei auf den kämmenden Flanken in der Regel eine hohe Profilüberdeckung, bei den nicht kämmenden Flanken jedoch eine geringe Profilüberdeckung gewählt wird. Durch diese Wahl der Profilüberdeckung, also der gemeinsamen Länge des Abwälzweges zwischen den Verzahnungs­ partnern, wird das frühe Eintauchen des Verdrängungsvorsprun­ ges in die Verdrängungszelle gefördert und damit das genannte "weiche" Schließungsverhalten der Verdrängungszelle gefördert.

Die Form der Verdrängungszelle, deren Teilung in eine vor­ laufende Kammer und eine nacheilende Kammer eine Verschlechte­ rung des Füllungsgrades hervorruft, kann durch gezielte Beein­ flussung der Zahnformen in der Nähe des Zahnfußes, eine soge­ nannte "Hohlkehlenbildung" bzw. ein Einfräsen von Nuten, gezielt beeinflußt werden. Hierbei darf jedoch nicht die resultierende Zahnfestigkeit außer acht gelassen werden, die einer derartigen Veränderung enge Grenzen setzt.

Vornehmliches Beeinflussungsmittel des volumetrischen Fül­ lungsgrades einer erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpe ist die Geometrie des Durchlaßspaltes zwischen den Wälzpartnern vor dem Schließen der Verdrängungszelle.

Mit diesen hängt wiederum der geometrische Wirkungsgrad der Gesamtpumpe zusammen. Durch die geometrische und zeitliche Veränderung des entstehenden Durchlaßspaltes wird während einer fortschreitenden Drehung der Innenzahnradpumpe festge­ legt, wieviel Hydraulikflüssigkeit aus dem Verdrängungsraum in den Ansaugbereich zurückströmen kann. Hierdurch werden sich im Verdrängungsraum aufbauende Druckspitzen (Druckpeaks) auf eine definierte Art und Weise abgebaut und somit gar nicht erst in den Druckraum übertragen.

Schließt die Verdrängungszelle nach dieser für einen bestimm­ ten Zeitraum bzw. Drehwinkel gebildeten Drosselstrecke endgül­ tig, so ist durch die nur noch geringe notwendige Annäherung der Wälzpartner der Spannungspeak ebenfalls minimiert. Durch die Bildung des Drosselspaltes mit seinen definierten Rück­ strömverhältnissen kann auch bei noch nicht endgültig ge­ schlossener Verdrängungszelle schon Hydraulikflüssigkeit über das Auslaßventil in den Auslaßbereich gelangen, wenn der dort herrschende Systemdruck in der Verdrängungszelle überschritten wird. Auch hierdurch werden Spannungsschwankungen auf der Auslaßseite der Pumpe reduziert.

Alle diese Maßnahmen und Effekte tragen dazu bei, daß die Bildung von Geräuschen aufgrund von Spannungsspitzen und Spannungsschwankungen beim Betrieb einer Innenzahnradpumpe deutlich reduziert werden kann. Hierzu gehört auch die Ver­ ringerung der mechanischen Belastungen der Pumpenbauteile, die ebenfalls den sonst auftretenden Spannungsspitzen ausgesetzt sind.

Der Volumenstrom der Innenzahnradpumpe kann unabhängig von der Pumpendrehzahl durch Einstellung von Drosselelementen auf der Einlaßseite der Pumpe auf einen Maximalwert begrenzt werden, so daß oberhalb dieser Pumpendrehzahl der Volumenstrom kon­ stant bleibt.

Der während der Dekompression der Verdrängungszelle nach dem Ausschieben der Hydraulikflüssigkeit entstehende Unterdruck saugt die neu zu fördernde Hydraulikflüssigkeit in einen sichelförmigen, sich über mehrere Zahnteilungen von Hohlrad und Ritzel erstreckenden Ansaugraum.

Gegenüber anderen bekannten Regelpumpen, deren Fördercharak­ teristik keine drehzahlabhängige Förderung zeigt bzw. deren Förderung drehzahlunabhängig einstellbar ist, haben die be­ kannten Innenzahnradpumpen den Vorteil der robusten Bauweise, bei der die Fördercharakteristik ohne zusätzlichen mechani­ schen Aufwand einstellbar ist. Mit besonderem Vorteil werden derartige Regelpumpen zum Antrieb durch Kraftfahrzeugmotoren eingesetzt, deren Drehzahl stark schwankt. Sie dienen dort als Hydraulikpumpen oder Schmierölpumpen, da bei diesen Pumpen die maximale Fördermenge ohne Leistungsverlust bei einer bestimm­ ten, relativ niedrigen Drehzahl begrenzt werden kann.

Dient die Pumpe nach dieser Erfindung zur Speisung eines Hydrauliksystems, so münden sämtliche Auslaßkanäle in einen gemeinsamen Druckraum. Die Pumpen können vorteilhafterweise auch als Mehrkreispumpen verwendet werden, bei denen unter­ schiedliche Drucksysteme mit Öl gespeist werden. Dazu werden die Auslaßkanäle gruppenweise zusammengefaßt und mit den unterschiedlichen Drucksystemen verbunden. Hierzu werden auf dem Umfang der Pumpe zwei oder mehr Druckräume vorgesehen. Diese Druckräume haben - der Natur der Rotationskolbenpumpen gemäß - sodann unterschiedliche Fördermengen und vorzugsweise auch unterschiedlichen Förderdruck. Es besteht hierdurch die Möglichkeit, mit nur einer einzigen Pumpe mehrere, zumindest aber zwei Betriebssysteme mit unterschiedlichem Druck und unterschiedlicher Fördermenge zu speisen, ohne daß Energiever­ luste auftreten.

Die erfindungsgemäßen Innenzahnradpumpen können in verschiede­ nen kinematischen Zuordnungen von Innenrad und Außenrad gebaut werden:

• - mit drehbar gelagertem und angetriebenem Innenrad auf einer stationären Drehachse und umlaufendem, drehbar gelagerten Außenrad sowie Abdichtung über ein Sichel­ element (DE 34 44 859-C2 (IP 1372)), das den freien Raum zwischen den sich nicht überlappenden Bereichen der Kopf­ kreise von Innerad und Außenrad ausfüllt und damit eine Zellenbildung ermöglicht. Derart gestaltete Innenzahnrad­ pumpen haben ihren Einlaßkanal vor der Sichel. Um eine gleichmäßige Füllung der Zahnräume zu erzielen und um die Füllung der Zahnlücken nicht nur durch die Drosselung, sondern auch durch die Begrenzung der Füllzeit genau dosieren zu können, können auch zwei Einlaßkanäle im Bereich der Sichel jeweils für den Außenzahnkranz und für das Ritzel vorgesehen werden, wobei die Öffnungsweite dieser Einlaßkanäle vorzugsweise kleiner als die Zahn­ teilung ist.
• - mit ortsfestem Außenrad und umlaufendem, auf einem ange­ triebenen Rotorelement drehbar gelagertem Innenrad, wobei das Rotorelement den gesamten durch den Kopfkreis der Außenverzahnung und die Stirnplatten beschriebenen Innen­ raum der Pumpe ausfüllt (DE 34 48 253-C2 (PP 1372)). Auf dem Rotor ist in einer Aussparung das Innenrad gelagert. Die Aussparung umschreibt wiederum den Kopfkreis der Verzahnung des Innenrades. Die Verzahnung des Innenrades kämmt in der Verzahnung des Außenrades bei Umlauf des Rotors. Stirnseitig vor dem Rotor liegt eine Ölzufuhrkam­ mer auf dem Drehkreis der Drosselbohrung, die in den Rotor eingebracht ist. Diese Drosselbohrung steht wieder­ um mit der Verzahnung in Verbindung. Die Auslaßkanäle sind auf dem Umfang des Außenrades bzw. einem der Gehäu­ sedeckel mit einem derartigen Abstand verteilt, daß die durch die Verzahnung entstehenden Zellen stets einen Auslaß in den gemeinsamen Druckraum haben.
• - mit ortsfestem Außenrad und auf einem Exzenter drehbar gelagerten und über den Exzenter angetriebenen Innenrad ohne Abdichtung durch ein Rotorelement (EP 0 474 001 A1 (Bag 1840)). Dabei liegt der Einlaß der Pumpe 50, daß der gesamte Eingriffsbereich der Verzahnung auf der Drucksei­ te ohne Kurzschluß zum Einlaßbereich ist und daher in seiner gesamten Erstreckung als Pump- und Druckraum zur Verfügung steht. Es wird hierzu ein mit dem Exzenter umlaufender Einlaßraum geschaffen, der einerseits un­ mittelbar oder über im Exzenter angeordnete Axialkanäle mit dem Einlaßbereich verbunden ist und der andererseits nur mit dem mit dem Exzenter umlaufenden Füllraum der Pumpe in Verbindung steht. Die Verzahnung der Pumpe ist vorzugsweise so ausgebildet, daß im Eingriffsbereich zwischen den Schnittpunkten der Kopfkreise jeweils mehre­ re Zahnpaarungen im dichtenden Eingriff sind und ge­ schlossene Zahnzellen bilden. Durch diese Zellen sind Auslaß- und Einlaßbereich voneinander getrennt.

Im folgenden wird ein vorteilhaftes Ausführungsbeispiel anhand der Fig. 1 und 2 sowie die Funktionsweise der Verdränger­ vorsprünge anhand der Fig. 3 bis 6 beschrieben. Die gewähl­ te Kinematik der dargestellten Innenzahnradpumpe ist lediglich als eine denkbare Variante dargestellt.

Es zeigen:

Fig. 1 einen Axialschnitt durch die Pumpe,

Fig. 2 einen Radialschnitt durch die Pumpe,

Fig. 3 Verzahnungskombinationen mit Verdrängervorsprung,

Fig. 4 Bildung der Verdrängungszelle mit Verdrängervor­ sprung (auf der Seite der Dichtflanke),

Fig. 5 Austritt der Verdrängervorsprünge aus dem Schnitt­ bereich der Kopfkreise,

Fig. 6 Verlauf des Drucks im Auslaßbereich der Pumpe mit und ohne Verdrängervorsprung.

In der Fig. 1 wird das Pumpengehäuse gebildet durch den Pumpenmantel 1 und die Stirnplatten 2 und 3, die aufeinander­ geschichtet sind. Der Gehäusemantel 1 weist einen kreiszylin­ drischen Innenraum auf, in dessen zylindrischen Innenmantel eine umlaufende Nut 4 eingestochen ist. Auf den seitlich stehen bleibenden Stegen 5 ist das Außenrad 6 befestigt. Das gesamte Paket aus Gehäusemantel 1, Stirnplatten 2 und 3 sowie Außenrad 6 wird durch eine Verschraubung 7 zusammengehalten. Die Verschraubung 7 durchdringt mit Löchern 8 das Außenrad im Bereich der Zahnköpfe.

Das Außenrad weist eine Innenverzahnung auf. Der Innenraum der Pumpe wird also durch die Innenverzahnung mit Kopfkreis 9 des Außenrades umschrieben. In der Stirnplatte 3 ist ein Zapfen 10 mit einem Ende fest eingefügt. Das andere Ende des Zapfens 10 ragt in den Innenraum der Pumpe. Auf dem Zapfen 10 ist ein Exzenter 11 frei drehbar gelagert. Die axiale Breite des Exzenters entspricht im wesentlichen der axialen Breite des Gehäusemantels 1 und des Außenrades 6. Der Exzenter besitzt einen kreiszylindrischen Außenumfang, dessen Mittelachse bei 12 angedeutet ist und der mit der Exzentrizität E um die Achse 13 des Zapfens 10 umläuft. Auf dem Exzenter 11 ist das Innen­ rad 14 frei drehbar gelagert. Das Innenrad 14 weist eine Außenverzahnung auf. Die Exzentrizität E des Exzenters und die Außenverzahnung des Innenrades sind so dimensioniert und die Verzahnungen sind so ausgeführt, daß die Außenverzahnung des Innenrades mit der Innenverzahnung des Außenrades kämmt.

Daher schneiden sich die Kopfkreise 9 und 15 der Verzahnung in den umlaufenden Schnittpunkten 21 und 22. Auf dem Innenumfang des Kopfkreises 9 des Außenrades entstehen dadurch zwischen den Schnittpunkten 21 und 22 einerseits auf der Seite der Achse 13, in die die Exzentrizität E weist, der umlaufende Eingriffsbereich und andererseits auf der Seite der Achse 13, die von der Exzentrizität abgewandt ist, der umlaufende Innen- Sichelraum oder Füllraum 23 der Pumpe.

Die Verzahnung ist so ausgeführt, daß die Zähne des Außen- und Innenrades zwischen den Schnittpunkten 21 und 22 der Kopf­ kreise 9 und 15 mit ihren Flanken in dichtendem Eingriff sind. Es entstehen daher zwischen den Schnittpunkten 21 und 22 im Eingriffsbereich eine oder mehrere Zahnzellen, die durch Berührung ihrer Flanken zueinander und zu dem von der Exzen­ trizität abgewandten Innensichelraum 23 abgedichtet sind.

Zum Antrieb der Pumpe dient die Antriebswelle 16. Die An­ triebswelle 16 ist konzentrisch zur Mittelachse 13 des Zapfens 10 in der anderen Stirnplatte 2 drehbar gelagert und schließt mit ihrem Ende im wesentlichen bündig mit der Innenseite der Pumpenkammer ab. Dort bildet die Welle 16 eine Stirnfläche, an der exzentrisch ein Kupplungslappen 17 befestigt ist. Dieser Kupplungslappen 17 ragt axial in eine Mitnehmertasche 18, die in die benachbarte Stirnfläche des Exzenters 11 im Bereich der Exzentrizität eingebracht ist.

Als Einlaß besitzt die Pumpe einen im wesentlichen radialen Einlaßkanal 19 in der Stirnplatte 3. Der Einlaßkanal mündet in einen Verteilerraum 20 ein, der den Zapfen 10 konzentrisch umgibt. Der Verteilerraum ist als kreiszylindrische Ausnehmung der Stirnfläche der Stirnplatte ausgebildet, die den Pumpen­ raum begrenzt. Ihr Radius ist kleiner als der Radius Fi des Fußkreises des Innenrades, vermindert um die Exzentrizität E.

In der Stirnfläche der gegenüberliegenden Seite des Exzenters 11 ist eine kreiszylindrische Ausnehmung konzentrisch zu der Mittelachse 12 des Exzenters eingebracht. Diese Ausnehmung dient als Einlaßkammer 28. Der Verteilerraum 20 und die Ein­ laßkammer 28 sind durch Kanäle, welche den Exzenter axial durchdringen, miteinander verbunden. Diese Kanäle sind vor­ zugsweise als Nuten der Innenbohrung des Exzenters ausgebildet und dienen der Schmierung des Gleitlagers des Exzenters auf dem Zapfen 10 wie auch der Kühlung des Exzenters 11. Als ein solcher Kanal dient die Mitnehmertasche 18, die deshalb den Exzenter 11 axial durchdringt und mit ihrer äußeren Kante auf einem Radius umläuft, der etwas größer ist als der Radius der Welle. Es können auch mehrere solcher Kanäle vorgesehen sein. Aus Fig. 2 ergeben sich zwei weitere solcher Schmierkanäle 29 und 30 im Gleitlagerbereich des Innenrades, die in Umfangsrichtung des Mantels des Exzenters 11 jeweils um 60° versetzt sind. Entsprechende Kanäle können auch in der Innen­ bohrung des Exzenters angelegt sein, so daß durch den in diesen Kanälen 29, 30 und in der Mitnehmertasche 18 fließenden Ölstrom eine symmetrische Verteilung des Öls und gleichzeitig hydrodynamische Abstützung des Exzenters bewirkt wird. Dabei kommt diesen Ölströmen aber insbesondere auch die Funktion der Kühlung des Exzenters zu. Diese Funktion der Kühlung ist deswegen von besonderer Wichtigkeit, weil der Exzenter selbst in seiner Innenbohrung drehbar gelagert ist und auf seinem Außenmantel als drehbare Lagerung des Innenrades dient.

Die Ausnehmung 28 ist gegenüber dem Innenumfang des Innenrades durch stehenbleibende Rippe 34 verschlossen. Diese Rippe muß sich im wesentlichen über den gesamten Eingriffsbereich er­ strecken. Das heißt mit anderen Worten, daß die Ausnehmung lediglich auf der von der Exzentrizität abgewandten Seite der Exzenterlagerung bis auf den Innenumfang des Innenrades rei­ chen darf. Dieser Öffnungsbereich darf sich lediglich maximal über den Zentriwinkel erstrecken, der an der Pumpenachse 13 gemessen wird und nicht größer ist als die Summe aus Teilungs­ winkel und dem an der Pumpenachse 13 gemessenen Zentriwinkel des Innen-Sichelraums 23 (Öffnungsbereich).

In Fig. 2 ist dargestellt, daß die Rippe 34 auch im Öffnungs­ bereich lediglich eine kleine Verbindungsöffnung 35 in Form einer in die Stirnseite der Rippe eingebrachten Nut aufweist. Diese Nut liegt auf dem Durchmesser des Exzenters, der die Pumpenachse und die Exzenterachse schneidet, jedoch auf der von der Exzenterachse abgewandten Seite.

Das Innenrad ist auf der Stirnseite, die in der Radialebene der Ausnehmung 28 liegt, mit Verbindungsnuten 36 versehen. Jeweils eine Verbindungsnut 36 verbindet je einen Zahngrund radial mit dem Innenumfang.

Der Auslaßkanal 24 liegt radial im Gehäusemantel 2 und ist mit der Umfangsnut 4 des Gehäusemantels verbunden. Diese Umfangs­ nut wird nach innen durch den Außenumfang des Außenrades begrenzt und bildet eine Außenkammer.

Das Außenrad weist im Bereich jeder Zahnlücke mindestens eine Auslaßbohrung 25 auf. In Fig. 1 ist gezeigt, daß in axialer Richtung pro Zahnlücke jeweils zwei Auslaßbohrungen 25.1 und 25.2 nebeneinander liegen. Dabei sind die Auslaßbohrungen jeweils in parallelen Radialebenen angeordnet. Jede Radialebe­ ne wird überdeckt von einem elastischen Ventilring 26.1 und 26.2′ der die sämtlichen Auslaßbohrungen einer Normalebene überdeckt und dabei in einer Axialebene durch trennt ist. Das eine Ende ist z. B. durch einen Niet festgehalten, das andere Ende ist frei beweglich. Diese Ventilringe 26.1, 26.2 dienen als Rückschlagventile für jede der Auslaßbohrungen.

Zur Funktion:

Die Antriebswelle 16 wird mit Drehrichtung 31 angetrieben. Dabei greift der Kupplungslappen 17 in die Mitnehmertasche 18 des Exzenters ein und nimmt den Exzenter mit. Das Innenrad 14 führt dadurch eine taumelnde Bewegung im Innenraum der Pumpe aus, wobei es sich infolge des Eingriffs seiner Verzahnung mit der Verzahnung des Außenrades mit Drehrichtung 32 dreht. Dabei bildet es mit der Verzahnung des Außenrades in dem Ein­ griffsbereich zwischen den Schnittpunkten 21, 22 der beiden Kopfkreise eine oder mehrere Zahnzellen, die sich fortlaufend vergrößern und verkleinern. In dem nachlaufenden Bereich vergrößern sich die Zellen, bis sie sich öffnen und mit dem mit Öl gefüllten Innensichelraum 23 in Verbindung kommen. Auf der vorlaufenden Seite des Innenrades verkleinern sich die Zellen. Hier wird also das Öl unter Druck gesetzt. Wenn der Druck in einer Zelle den in der Umfangsnut 4 herrschenden Systemdruck übersteigt, werden dort die Ventilringe 26.1 und 26.2 von den Auslaßbohrungen 25.1, 25.2 infolge der Druckdif­ ferenz abgehoben, so daß das Öl aus der Zelle ausgestoßen werden kann.

Infolge des auf der Einlaßseite entstehenden Unterdrucks wird Öl aus dem Einlaßkanal 19 angesaugt. Hierbei gelangt das Öl zunächst in den Verteilerraum 20. Der Verteilerraum steht durch die den Exzenter axial durchdringende Mitnehmertasche 18 und/oder durch Verbindungskanäle 29 mit der Ausnehmung 28 in Verbindung. Die Verbindungskanäle 29 sind als Nuten im Innen­ umfang des Gleitlagers des Exzenters ausgeführt. Im Bereich der Gleitlagerung des Exzenters 11 entsteht hierdurch ein guter Schmierfilm, der gleichzeitig zur Schmierung und zur hydrodynamischen Abstützung dient.

Infolge der Drehung des Exzenters mit Drehrichtung 31 dreht sich das Innenrad mit Drehrichtung 32. Daher führt das Zahnrad eine Relativbewegung zu dem Exzenter und zu der radialen Verbindungsöffnung 35 in der Außenrippe 34 des Exzenters aus. Daher wird über die Verbindungsnuten 36 in der Stirnfläche des Innenrades eine intermittierende Verbindung zwischen der Ausnehmung 28 und dem Innen-Sichelraum (gleich Füllraum) 23 der Pumpe hergestellt. Die Verbindungsöffnung 35 und/oder die Verbindungsnuten 36 sind nun so dimensioniert, daß sie le­ diglich eine drosselnde Verbindung bewirken. Außerdem wird die in den Füllraum 23 gelangende Ölmenge begrenzt durch die drehzahlabhängige Zeit, in der die Verbindungsöffnung 35 und die Verbindungsnuten 36 jeweils fluchten.

Die Verbindungsöffnung 35 kann auch größer als dargestellt sein, so daß jeweils mehrere der Verbindungsnuten des Innen­ rades mit der Verbindungsöffnung 35 der Ausnehmung fluchten und daher eine ständige Verbindung zwischen der Ausnehmung 28 und dem Füllraum 23 besteht. Die Größe der Verbindungsöffnung 35 ist jedoch so begrenzt, daß sie niemals eine der geschlos­ senen Zahnzellen des Eingriffsbereiches überdeckt. Dadurch wird ein Totweg dieser Zahnzellen im Druckbereich vermieden und der hydraulische Wirkungsgrad erhalten bzw. verbessert. Daher darf die Weite der Verbindungsöffnung 35 nur um eine Teilung größer sein als die Weite des sichelförmigen Innenrau­ mes 23, welcher durch die beiden Fußkreise begrenzt wird. Die Weite des sichelförmigen Innenraumes 23 der Öffnung 35 und der Teilung wird dabei jeweils als Zentriwinkel um die zentrische Achse 13 der Pumpe gemessen.

Die Pumpe ist vorzugsweise auch als sauggedrosselte Pumpe verwendbar. Durch eine Drosselung der eingelassenen Ölmenge kann pro Zeiteinheit nur eine begrenzte Ölmenge angesaugt werden. Diese zeitlich begrenzte Ansaugmenge reicht nur bis zu einer bestimmten Drehzahl zur vollständigen Füllung der Pumpe aus. Nur bis zu dieser Drehzahl ist daher die Fördermenge der Pumpe proportional zur Drehzahl. Bei Erhöhung der Drehzahl erfolgt keine weitere Steigerung der Fördermenge. Daher ist die Erhöhung der Drehzahl auch nicht mit einer erhöhten Lei­ stungsaufnahme verbunden. Die Pumpe ist daher insbesondere für Verbraucher in Kraftfahrzeugen geeignet, die einen Ölbedarf haben, der nicht von der stark schwankenden Motordrehzahl abhängig ist.

Die Drosselung kann - wie bereits geschildert - vorteilhaft durch eine enge Dimensionierung der Verbindungsöffnung 35 der Ausnehmung 28 und/oder durch eine enge Dimensionierung der Verbindungsnuten 36 in der Stirnfläche des Innenrades erfol­ gen. Es ist alternativ oder zusätzlich jedoch auch möglich, im Einlaßkanal 19 eine Drossel vorzusehen, durch die die pro Zeiteinheit durchgelassene Ölmenge begrenzt wird.

Die konstruktive Ausbildung einer erfindungsgemäßen Innen­ zahnradpumpe ist in den Fig. 1 und 2 anhand einer unkor­ rigierten Verzahnung als Prinzip dargestellt worden. Durch das Verändern der Verzahnungsgeometrie durch die Verdränger­ vorsprünge wird die Grundfunktion der dargestellten Innen­ zahnradpumpe nicht verändert. Es ändern sich nur die Bildung der Verdrängungszelle sowie das Rückströmen der Hydraulik­ flüssigkeit in den Ansaugbereich.

In Fig. 3 sind die möglichen Kombinationen dargestellt, die sich durch die Anbringung der Verdrängervorsprünge auf den beiden Verzahnungspartnern ergeben können. Die Drehrichtun­ gen entsprechen der Darstellung aus Fig. 2.

In Fig. 3a ist eine unkorrigierte Verzahnung dargestellt, bei der das Innenrad bei einer Zähnezahldifferenz von 2 im Hohlrad abwälzt. In dieser Darstellung sowie in den folgen­ den Prinzipbildern wird nichts über den Antrieb der Wälz­ partner ausgesagt, dies kann entsprechend der vorstehend genannten Kinematikvarianten erfolgen.

In Fig. 3b sind die Verdrängervorsprünge am Hohlrad, in Fig. 3c am Ritzel angebracht. Durch die Korrekturen nur eines Verzahnungspartners wird die Form der Verdrängungszelle deutlich verändert, das Schließen der Verdrängungszelle sowie die Bildung eines Durchlaßspaltes ist jedoch nur teilweise realisiert.

In Fig. 3d sind beide Verzahnungspartner mit Verdrängervor­ sprüngen versehen, so daß hier ein besseres Förderverhalten gegenüber der Varianten der Fig. 3b bzw. 3c erwartet werden kann. Die Fig. 3d entsteht durch Überlagern der jeweils kor­ rigierten Verzahnungspartner aus den Fig. 3b bzw. 3c.

In Fig. 4 ist dargestellt, wie die korrigierte Verzahnung des sich in Drehrichtung 49 drehenden Ritzels 46 in die korrigierte Verzahnung des feststehenden Hohlrades ein­ taucht. Das Ritzel 46 dreht sich um die Drehachse 47, die relativ zur Symmetrieachse 48 des Hohlrades 45 versetzt ist, um den Wert der Exzentrizität. Hierdurch ergeben sich sowohl für das Ritzel 46 der Kopfkreis 50 als auch für das Hohlrad 45 der Kopfkreis 51. Die beiden Kopfkreise schneiden sich in dem Eintrittspunkt in die Überdeckung 44 sowie dem Aus­ trittspunkt aus der Überdeckung 52. Dieses sind die Punkte, bei denen der erste bzw. letzte Kontakt der Verzahnungs­ partner im Überdeckungsbereich stattfindet.

In der Verlängerung des Zahnfußes einer jeden Verzahnung des Hohlrades 45 sind Auslaßkanäle 43 mit hier nicht darge­ stellten Drosselrückschlagventilen vorgesehen. Durch diese wird im Verlauf der Komprimierung der Hydraulikflüssigkeit bei Überschreiten des Auslaßdruckes die Hydraulikflüssigkeit ausgeschoben.

In der dargestellten Konstellation tragen sowohl das Hohlrad 45 als auch das Ritzel 46 Verdrängervorsprünge 40, 41 und Bereiche, die zum einwandfreien Abwälzen der Verzahnungs­ partner entsprechende Ausnehmungen vorsehen.

Bei der gezeigten Drehrichtung 49 des Ritzel 46 nähert sich der Zahn mit dem Verdrängervorsprung 41 dem Punkt, an dem die Verdrängungszelle gebildet wird. Dieser Punkt ist da­ durch gekennzeichnet, daß noch keine mechanische Berührung zwischen dem Zahn des Ritzels und dem entsprechenden Gegen­ zahn des Hohlrades besteht. Ist der Zahn des Ritzels mit dem Verdrängervorsprung 41 um eine Zahnteilung weiter rotiert, so sieht man deutlich die Bildung eines engen Durchlaßspal­ tes 53, der das Volumen der Verdrängungszelle 42 in defi­ nierter Weise gegenüber dem Ansaugraum abschließt. Bei weiterer Rotation des Ritzels gegenüber dem Hohlrad wird nun das Volumen an Hydraulikflüssigkeit, die sich in der Ver­ drängungszelle befindet, weiter komprimiert. Da die Ver­ drängungszelle 42 über den engen Durchlaßspalt 53 mit dem Ansaugraum in Verbindung steht, wird Hydraulikflüssigkeit in definierter Weise in den Ansaugraum 54 zurückströmen.

Durch die spezielle Geometrie des Verdrängervorsprunges 41 auf dem Ritzel sowie der entsprechenden Gegenform des Hohl­ rades 40 bleibt der enge Durchlaßspalt während einer defi­ nierten Drehung des Ritzels in nahezu unveränderter Weise aufrecht erhalten. Wird während dieser Drehwinkeländerung des Ritzels in der Verdrängungskammer 42 schon der System­ druck im Auslaßbereich erreicht, so kann zeitgleich zum Rückströmen der Hydraulikflüssigkeit über den engen Durch­ laßspalt 53 auch schon Hydraulikflüssigkeit über den Aus­ laßkanal 43 in den Austrittsraum gelangen, wenn das nicht dargestellte Drosselrückschlagventil geöffnet hat.

Bei weiterer Rotation des Zahnes auf dem Ritzel mit dem Ver­ drängervorsprung 41 wird am Schnittpunkt der Kopfkreise von Hohlrad und Innenrad 44 der mechanische Kontakt zwischen den beteiligten Wälzpartnern erreicht. Hierdurch wird die Ver­ drängungszelle endgültig gegenüber dem Ansaugraum abge­ schlossen. Der enge Durchlaßspalt 53 ist dann selbstver­ ständlich ebenfalls geschlossen. Diese während der Änderung der Drehstellung des Ritzels ausgeführte Schließbewegung führt jedoch nur zu einer relativ geringen Volumenänderung der Verdrängungszelle 42, wodurch die Druckerhöhung in der Verdrängungszelle 42 gegenüber einer unkorrigierten Ver­ zahnung eher "weich" erfolgt. Die dadurch auftretende Druck­ erhöhung in der Verdrängungszelle liegt deutlich unter der, die beim nahezu schlagartigen Schließen einer Verdrängungs­ zelle bei unkorrigierter Verzahnung auftritt.

Ist die Verdrängungszelle endgültig geschlossen, so wird bei weiterer Rotation des Ritzels die Verdrängungszelle von ihrem Volumen her reduziert, es wird weitere Hydraulikflüs­ sigkeit ausgeschoben, bis der untere Totpunkt der Ausschie­ bebewegung erreicht ist.

Neben der in Fig. 4 dargestellten Eintauchbewegung eines Zahnes mit Verdrängervorsprung in den entsprechend ausgebil­ deten Verzahnungsbereich des Gegenrades ist auch noch die in der Fig. 5 dargestellte Austauchbewegung desselben Zahnes aus der Verzahnung des Hohlrades von Wichtigkeit.

Nach dem Erreichen des unteren Totpunktes der Relativbewe­ gung von Verzahnung des Ritzels und Verzahnung des Hohlrades wird bei weiterer Drehung des Ritzels in Richtung auf den Endpunkt der Überdeckung der beiden Kopfkreise 52 der Ver­ drängervorsprung 41 des Ritzelzahnes aus der Zahnlücke der Hohlradverzahnung aus tauchen. Bei der erfindungsgemäßen Verzahnungsgeometrie müssen hierzu beim jeweils anderen Verzahnungspartner entsprechende Korrekturen der Zähne vorgenommen werden, um ein einwandfreies Austauchen unter definierten Wälzbedingungen zu erreichen. Hieraus ergibt sich die korrigierte Verzahnungsgeometrie des Hohlrades, die aus einem Verdrängervorsprung mit daran anschließenden Ausnehmungsbereich besteht.

Am Endpunkt 52 der Überdeckung der Kopfkreise löst sich der mechanische Kontakt der Wälzpartner, so daß sich der sichel­ förmige Ansaugbereich der Innenzahnradpumpe öffnet.

Die dargestellte Form der Verdrängervorsprünge bzw. Ausneh­ mungen an Hohlrad und Ritzel ergeben sich zum einen aus den Wälzbedingungen, zum anderen auch aus fertigungstechnischen Begebenheiten, die zu Nachkorrekturen der Grundform eines Verdrängervorsprunges Anlaß geben.

In der Fig. 6a ist ein typischer Druckverlauf für eine Innenzahnradpumpe dargestellt, deren Verzahnung dem bisher üblichen Standard entspricht. Man sieht sehr deutlich den steilen Druckanstieg beim Beginn des Schließens der Ver­ drängungszelle, also beim ersten mechanischen Kontakt der beteiligten Wälzpartner. Nach einigen relativ stark gedämpf­ ten Schwingungen des Druckverlaufes pendelt sich der Zellen­ druck auf einen nahezu konstanten Wert ein und fällt dann beim Öffnen des Auslaßventiles auf einen Sockelwert ab.

In Fig. 6b ist dargestellt, wie dieser Druckverlauf bei Verwendung einer erfindungsgemäßen Verzahnung mit Verdrän­ gervorsprüngen aussieht. Der Spannungspeak zu Beginn des Schließvorganges ist deutlich (auf etwa die Hälfte) redu­ ziert, der sonstige Verlauf gleicht weitgehend der unkor­ rigierten Verzahnung.

Man kann damit eine deutliche Verbesserung des Pumpenverhal­ tens in Bezug auf den Druckverlauf beim Schließen der Ver­ drängungszelle erkennen, der hauptsächlich auch für die Geräuschbildung während des Pumpenbetriebes verantwortlich ist.

Bezugszeichenliste

1 Gehäusemantel, Pumpenmantel
2 Stirnplatte
3 Stirnplatte
4 Nut, Druckraum
5 Stege
6 Außenrad
7 Verschraubung der Pumpe
8 Löcher
9 Kopfkreis, Außenrad
10 Zapfen
11 Exzenter
12 Mittelachse
13 Achse
14 Innenrad
15 Kopfkreis, Innenrad
16 Antriebswelle der Pumpe
17 Kupplungslappen
18 Mitnehmertasche, Loch
19 Einlaßkanal der Pumpe
20 Verteilerraum
21 ein Schnittpunkt, Kopfkreise
22 and. Schnittpunkt, Kopfkreise
23 Innensichelraum
24 Auslaßkanal
25.1 Auslaßbohrung
25.2 Auslaßbohrung
26.1 Ventilring
26.2 Ventilring
27 Einlaßfläche
28 Einlaßkammer, Ausnehmung
29 Schmierkanal, Verbindungskanal
30 Schmierkanal, Verbindungskanal
31 Drehrichtung, Exzenter
32 Drehrichtung, Innenrad
33 Drossel
34 Rippe
35 Verbindungsöffnung
36 Verbindungsnut
40 Verdrängervorsprung und korrigierter Bereich der Ver­ zahnung des Hohlrades
41 Verdrängervorsprung und korrigierter Bereich der Ver­ zahnung des Ritzels
42 Verdrängungszelle
43 Auslaßbohrung mit Drosselrückschlagventil (hier nicht dargestellt)
44 Schnittpunkt der Kopfkreise von Hohlrad und Ritzel am Beginn der Überdeckung
45 Hohlrad
46 Ritzel
47 Drehachse des Ritzels
48 Symmetrieachse des Hohlrades
49 Umdrehungsrichtung des Ritzels
50 Kopfkreis des Ritzels
51 Kopfkreis des Hohlrades
52 Schnittpunkt der Kopfkreise von Hohlrad und Ritzel am Ende der Überdeckung
53 enger Durchlaßspalt
54 sichelförmiger Ansaugraum der Innenzahnradpumpe

Claims (19)

1. Innenzahnradpumpe mit folgenden Merkmalen:

• - ein Hohlrad mit Innenverzahnung, dessen treibende Flanken radial nach innen durch einen Innen-Kopfkreis begrenzt werden,
• - ein Ritzel mit Außenverzahnung, dessen treibende Flan­ ken radial nach außen durch einen Außen-Kopfkreis begrenzt werden,
• - das Ritzel ist exzentrisch zum Hohlrad gelagert, die auf der Druckseite eingreifenden Flanken zwischen den Schnittpunkten des Außen-Kopfkreises und des Innen- Kopfkreises stehen in dichtendem Eingriff (Dichtflan­ ke),
• - das Hohlrad oder das Ritzel ist angetrieben,
• - die Zähnezahl des Ritzels ist geringer als die Zähne­ zahl des Hohlrades,
• - die Zahnform der Verzahnungen weicht von der Ideal­ zahnform ab,

dadurch gekennzeichnet, daß

• - die Zähne des Ritzels und/oder Hohlrades über den jeweiligen Kopfkreis hinaus verlängert und mit einem Vorsprung (Verdrängervorsprung) versehen sind,
• - der Vorsprung derart ausgebildet ist, daß er vor dem Bereich, in dem sich die Kopfkreise überdecken, in die durch den Kopfkreis begrenzte Zahnlücke des anderen Rades eintaucht und mit der Seite des Zahnes des ande­ ren Rades, an der auch die Dichtflanke liegt, einen engen Durchlaßspalt mit in jeder Drehstellung defi­ niertem Drosselquerschnitt bildet.

2. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß auch die Zähne des anderen Rades jeweils einen Ver­ drängervorsprung aufweisen und daß sich der enge Durchlaßspalt auch auf der Seite des jeweiligen Ver­ drängervorsprung ergibt, an welcher Seite auch die Dichtflanke liegt.

3. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das andere Rad (an seinen nicht kämmenden Flanken (Gegenflanken) Aussparungen aufweist, welche in allen Drehstellungen einen Abstand von den Vorsprüngen der Zähne des einen Rades haben.

4. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Hohlrad ortsfest ist, daß in dem Hohlrad und ex­ zentrisch zu diesem eine Welle drehbar angetrieben ist, daß an der Welle ein Exzenter befestigt ist und daß auf dem Exzenter drehbar das Ritzel gelagert ist und korrespondierend mit der Antriebsdrehzahl umläuft.

5. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Hohlrad ortsfest ist, daß in dem Hohlrad und zen­ trisch zu diesem eine Welle drehbar angetrieben ist, daß an der Welle ein Rotor befestigt ist und daß auf dem Rotor drehbar ein Ritzel exzentrisch gelagert ist und mit der Verzahnung des Hohlrades kämmt.

6. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Ritzel ortsfest und angetrieben ist, daß das Rit­ zel mit einem Hohlrad kämmt, daß die Drehachse des Hohlrades entsprechend der Verzahnungsverhältnisse exzentrisch umläuft und daß ein feststehendes sichel­ förmiges Element den Hohlraum zwischen Ritzel und Hohlrad dichtend ausfüllt.

7. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der vor dem Schließen der Verdrängungszelle zwischen den kämmenden Flanken von Hohlrad und Ritzel gebildete Durchlaßspalt während einer definierten Zeit bzw. eines definierten Drehwinkels der Pumpe seine Geome­ trie wenig ändert und sich die Verhältnisse beim Rück­ strömen der Hydraulikflüssigkeit aus der sich bilden­ den Verdrängungszelle in den Ansaugraum nur wenig än­ dern.

8. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Zähnezahldifferenz zwischen Hohlrad und Ritzel mindestens 1, vorzugsweise 2 oder größer ist.

9. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Zähne zur Zahnteilung unsymmetrische Flankenformen aufweisen, wobei auf den kämmenden Flanken eine hohe Profilüberdeckung und bei den nicht kämmenden Flanken eine geringe Profilüberdeckung vorliegt.

10. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 3 oder 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Verdrängungsraum durch Beeinflussung der Zahnform in der Nähe des Zahnfußes auf der kämmenden Seite des Zahnes (Hohlkehlenbildung) vergrößert ist.

11. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Volumetrische Wirkungsgrad als Verhältnis von Effektivem Füllungsgrad zum Theoretischen Füllungsgrad vornehmlich von der Geometrie des Durchlaßspaltes vor dem Schließen der Verdrängungszelle abhängt.

12. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß für den Druckaufbau in der sich bildenden Verdrängungszelle die geometrische und zeitliche Ver­ änderung des entstehenden Durchlaßspaltes während der fortschreitenden Drehung der Innenzahnradpumpe weitge­ hend bestimmend ist.

13. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß die sich bildende Spannungsspitze beim Schließen einer Verdrängungszelle mit unkorrigierter Verzahnung durch die Korrektur mittels Zahnvorsprüngen verringert wird.

14. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausschieben der Hydraulikflüssigkeit aus der Ver­ drängungszelle auch schon bei nicht geschlossenem Drosselspalt erfolgt, wenn der Druck in der Verdrän­ gungszelle den Systemdruck der Druckseite überschrei­ tet.

15. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Geräuschbildung beim Betrieb der Innenzahnradpumpe sowie die mechanische Belastung der Pumpenbauteile durch Korrektur der Verzahnung mittels Verdrängervor­ sprüngen erheblich verringert werden können.

16. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß der Volumenstrom der Innenzahnradpumpe unabhängig von der Pumpendrehzahl durch Einstellung der Drosselele­ mente auf der Einlaßseite auf einen Maximalwert be­ grenzt werden kann.

17. Innenzahnradpumpe nach Anspruch einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Saugöffnungen die Hydraulikflüssigkeit in einen sichelförmigen, sich über mehrere Zahnteilungen von Hohlrad und Ritzel erstreckenden Ansaugraum einströmen lassen.

18. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1 oder 3 oder 8, dadurch gekennzeichnet, daß die kämmenden Zähne von Hohlrad und Ritzel mindestens eine abgeschlossene Zahnzelle bilden, wobei jede die­ ser Zahnzellen über einen zugehörigen Auslaß, der durch ein Auslaßventil verschlossen ist, mit einem gemeinsamen Druckkanal in Verbindung steht.