EP1130262A2 - Gear pump with flow capacity changing sliding unit - Google Patents

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EP1130262A2
EP1130262A2 EP01102128A EP01102128A EP1130262A2 EP 1130262 A2 EP1130262 A2 EP 1130262A2 EP 01102128 A EP01102128 A EP 01102128A EP 01102128 A EP01102128 A EP 01102128A EP 1130262 A2 EP1130262 A2 EP 1130262A2
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EP
European Patent Office
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gear pump
pressure
pressure chamber
pump according
throttle
Prior art date
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EP01102128A
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German (de)
French (fr)
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EP1130262B1 (en
EP1130262A3 (en
Inventor
Dieter Dipl.-Ing. Voigt
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Volkswagen AG
Original Assignee
Volkswagen AG
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Publication date
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Application filed by Volkswagen AG filed Critical Volkswagen AG
Publication of EP1130262A2 publication Critical patent/EP1130262A2/en
Publication of EP1130262A3 publication Critical patent/EP1130262A3/en
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/18—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber
    • F04C14/185—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber by varying the useful pumping length of the cooperating members in the axial direction
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/082—Details specially related to intermeshing engagement type machines or pumps
    • F04C2/088—Elements in the toothed wheels or the carter for relieving the pressure of fluid imprisoned in the zones of engagement
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/12—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C2/14—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C2/18—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with similar tooth forms

Definitions

  • the invention relates to a gear pump with a flow rate changing Displacement unit, which between a first pressure chamber and a second, a pressure chamber additionally having a pressure spring acting on the displacement unit is arranged displaceably, according to the preamble of claim 1.
  • Gear pumps with a displacement unit that changes the delivery rate are known. Gear pumps of this type are used, for example, for engine lubrication Oil pumps required for motor vehicles. The aim should be to Energy consumption (fuel consumption) of such gear pumps (oil pumps) for Operation of the same as possible to reduce. Therefore come in particular for Motor vehicles with delivery rate-controlled oil pumps that use the Deliver the required oil quantity of an internal combustion engine and correspondingly lower Need drive power.
  • Such oil pumps with volume control are preferably as external gear oil pumps with axial gear displacement educated.
  • a gear pump with the features of claim 1 proposed which is characterized in that the pressure chambers by means of a Pressure line with throttle are in hydraulic operative connection and the second pressure chamber is limited to maximum pressure.
  • a trained Gear pump is an operation-optimized flow rate control with simultaneous Reduction of the drive power required to operate the gear pump possible.
  • the provision of a throttle allows a particularly compact Design of the gear pump, especially in relation to the displacement unit that changes the delivery rate.
  • the gear pump is advantageously designed as an external gear pump.
  • a External gear pump is particularly effective and reliable, for example Suitable as an oil pump for engine lubrication in a motor vehicle.
  • the displacement unit preferably consists of an output shaft and, each on arranged coaxially, an output gear, the first pressure chamber delimiting control piston and a delimiting the second pressure chamber Spring piston, the displacement unit depending on one possibly adjusting pressure difference between the first pressure chamber and the second Pressure chamber is slidable with respect to a drive gear.
  • a trained displacement unit is particularly characterized by its compact Construction and effective functioning.
  • the throttle is advantageously a stepped, reduced cross-section to the second pressure chamber Through hole formed in the output shaft. Since the output shaft of the Gear pump is located between the first and second pressure chambers, it is particularly advantageous, the throttle as a through hole in the output shaft to provide. There is an output shaft provided with a through hole relatively easy to manufacture.
  • the throttle is a stepless Through hole formed in the output shaft.
  • the diameter is relatively small to achieve an effective throttling effect.
  • the throttle is as Through hole formed in the spring piston and stands with one on the tooth area of the output gear limiting pressure pocket of the spring piston in connection.
  • the throttle leads to a pressure pocket of the spring piston, which in turn by means of a corresponding pressure line part with the first Pressure chamber is in hydraulic operative connection.
  • the output shaft can with this Embodiment be designed as a solid shaft.
  • the throttle is advantageously designed as a through hole in the spring piston and the hydraulic active connection between the throttle and the first pressure chamber periodically interruptable by a respective tooth of the rotatable output gear.
  • the spring piston is not one with the Provide throttle 15 connected pressure bag, so that the Opening of the throttle located in the tooth region of the rotatable output gear periodically by the teeth of the driven gear moving past the throttle is closed and thus the hydraulic operative connection between the first and second pressure chamber is periodically interrupted accordingly. In this way the pressure present in the first pressure chamber across the tooth gaps of the Output gear is periodically introduced through the throttle into the second pressure chamber.
  • the throttle can have a relatively large throttle bore, whereby Advantages in terms of control behavior, especially with cold, highly viscous fluids such as oil.
  • the spring piston advantageously has one on the tooth region of the driven gear adjacent suction bag.
  • a provided on the spring piston and on the Tooth area of the driven gear suction pocket can be a more advantageous flow of the fluid to be pumped, such as oil, and a reduced contact surface friction between the driven gear and the spring piston achieve.
  • the throttle has a changeable one Passage cross-section. Because of the variable throttle effect there is a possibility of influencing the control behavior of the gear pump, which can therefore be designed or set for a specific company.
  • the throttle is advantageously designed as a through hole in the output shaft and from a non-displaceable throttle rod to the second pressure chamber penetrating cross-section.
  • the throttle effect due to the changing Throttle cross-section varies.
  • a cold, highly viscous Fluid such as oil
  • increased flow control due to A lower oil quantity requirement of a unit to be supplied can be achieved by means of a suitable dethrottling with a corresponding size of the passage opening Throttle the control behavior of the gear pump can be improved.
  • the passage cross section of the throttle is in Dependence of an operating temperature-related thermal expansion with the throttle in Operationally connected throttle element changeable.
  • one of the respective thermal expansion dependent cross-sectional change accordingly trained throttle element for setting a desired throttle cross section exploited.
  • the throttle element is advantageously an expansion rod with a conical shape tapered, free throttle end, which with a positive Thermal expansion of the throttle element reduces the passage cross section of the throttle.
  • a throttle element can be made of aluminum, for example be and with a throttle realized in a steel output shaft Active connection.
  • one with the latter is in Operationally connected pressure relief valve provided.
  • a pressure relief valve is suitable in a particularly reliable way to limit the pressure in a pressure chamber.
  • the pressure relief valve is advantageously in a wall of the second pressure chamber integrated and has a formed in the wall in the second pressure chamber leading, calibrated through hole.
  • the gear pump is due to the Integration of a pressure relief valve in a wall of the second pressure chamber advantageously formed compact.
  • the calibration hole of the pressure relief valve exercises an influence on the control behavior of the gear pump.
  • the pressure relief valve is advantageously designed as a ball valve or as a tongue valve. Both a ball valve and a reed valve are reliable for Pressure limitation of a pressure chamber suitable.
  • electro-hydraulic control unit To limit the pressure in the second pressure chamber, one is preferably in with it Operationally connected electro-hydraulic control unit is provided.
  • electro-hydraulic control unit By means of a electro-hydraulic control unit, it is possible in the second pressure chamber adjustable maximum pressure limit.
  • An electro-hydraulic control unit thus offers greater flexibility in relation to the pressure relief valve Maximum pressure setting in the second pressure chamber.
  • a control unit operatively connected to the control unit, which with a consumer unit pressurized by means of the gear pump communicates.
  • the control unit is preferably provided with a pressure relief valve.
  • a pressure relief valve By a Series connection of a second pressure relief valve with the electro-hydraulic Control unit it is possible to specify a minimum pressure for the second pressure chamber, so that the control unit only between the minimum pressure and one by one first pressure relief valve operatively connected to the second pressure chamber specified maximum pressure acts.
  • a first pressure relief valve for maximum pressure adjustment in the second Pressure chamber and a second pressure relief valve of an electro-hydraulic Control unit for defining a minimum pressure limit in the second pressure chamber which activates the electro-hydraulic control unit.
  • the drive gear and the driven gear each have one Helical teeth on.
  • the hydraulic losses of a gear pump with flow rate control can be further reduced by reducing the pulsation.
  • a gear pump generally designated 10 shown in the form of an external gear pump.
  • the gear pump 10 has Housing 38, which carries a cover 39 with pin 40.
  • in the pin 40 is one Drive shaft 41 rotatably supported according to arrow 42.
  • the drive shaft 41 is with a Drive gear 21 non-rotatably connected, which with an output gear 18 in intermeshing connection.
  • the gear pump 10 is with a delivery-changing displacement unit 11 provided between a first Pressure chamber 12 and a second one, in addition to the displacement unit 11 acting compression spring 13 having pressure chamber 14 is slidably disposed.
  • the displacement unit 11 is axially displaceable according to double arrow 25 and consists of an output shaft 17 and, each arranged coaxially on this, the output gear 18, a control piston 19 delimiting the first pressure chamber 12 and a second pressure chamber 14 delimiting spring piston 20.
  • the driven gear 18 rotatably mounted on the output shaft 17, while the control piston 19 and Spring pistons 20 are pressed onto the same.
  • the displacement unit 11 is in Dependence of a possibly occurring pressure difference between the first Pressure chamber 12 and the second pressure chamber 14 in relation to the non-axial slidable drive gear 21 slidable according to double arrow 25.
  • the Pressure chambers 12, 14 are located by means of a pressure line 16 having a throttle 15 in hydraulic active connection.
  • the throttle 15 is stepped, the second Pressure chamber 14 through-bore 22 with reduced cross section in the output shaft 17 educated.
  • the second pressure chamber 14 is operatively connected to it by means of one standing pressure relief valve 32 in the form of a ball valve limited maximum pressure.
  • the Pressure relief valve 32 is integrated in a wall 33 of the second pressure chamber 14 and has a wall wall 33 leading into the second pressure chamber 14, calibrated through hole 34.
  • the control piston 19 engages with a corresponding recess in the pin 40, see above that an anti-rotation device for the displacement unit 11 is formed.
  • FIG. 2 shows an alternative embodiment of the gear pump 10, the here Shift unit 11 in an axially shifted operating position according to double arrow 25 is shown.
  • the throttle 15 is as Through hole 24 is formed in the spring piston 20 and is connected to the Tooth portion of the output gear 18 bordering pressure pocket 26 of the spring piston 20th in connection.
  • the output shaft 17 is designed as a solid shaft.
  • the Gear pump 10 according to FIG. 2 also has a second pressure chamber 14 in Operationally connected electro-hydraulic control unit 35.
  • the control unit 35 is by means of a hydraulic line 37 and an intermediate, second Pressure relief valve 36 is operatively connected to the second pressure chamber 14.
  • the Gear pump 10 thus has a first Pressure relief valve 32 for limiting the operating pressure in the second pressure chamber 14 to a maximum pressure and a second pressure relief valve 36 for determining a Control unit 35 activating minimum operating pressure in the second pressure chamber 14 on.
  • the control unit 35 can be used to adjust the Pressure levels in the second pressure chamber 14 with a control unit, not shown be operatively connected, which with a by means of the gear pump 10th pressurized consumer unit (not shown) in connection.
  • the gear pump 10 works according to the following principle: By having a throttle 15 There is a hydraulic pressure line 16 between the two pressure chambers 12, 14 Active connection. If the operating pressure in the second chamber 14 below the through the pressure relief valve 32 is the maximum pressure limit, consists in the Pressure chambers 12, 14 equal pressure, so that the displacement unit 11 due to the by means of the compression spring 13 continuously applied to the same compressive force In the basic position, in which the output gear 18 and the drive gear 21 comb with each other under full engagement width. This, a maximum The basic position of the displacement unit 11 that ensures the delivery rate is shown in FIG. 1 shown.
  • the pressure relief valve 32 opens so that there is a pressure drop in the second pressure chamber 14 and thus to a pressure difference between the in hydraulic active connection standing chambers 12,14 comes. Because of this yourself setting pressure difference or that in the first pressure chamber 12 acting compressive force, which is symbolically shown in Figure 2 as arrows 43 results there is an axial displacement of the displacement unit with respect to the drive gear 21 11 in the direction of the second pressure chamber 14 according to the double arrow 25 smaller engagement width between the meshing gears 18, 21, so that the axial displacement of the displacement unit 11 in the direction of the second Pressure chamber 14 leads to a reduction in the delivery rate of the gear pump 10.
  • the pressure pocket 26 provided in the embodiment according to FIG. 2 enables one advantageous flow of the fluid and reduces the present Lateral friction between the output gear 18 and the spring piston 20 Throttle 15 guiding pressure pocket 26, which is designed as a through bore 24, in the assembly of the spring piston 20 to be pressed onto the output shaft 17 as Serve fixing hole, so that in this way a position assignment of the pressure pocket 26th is possible.
  • FIG. 3 shows an alternative embodiment of the spring piston 20 with respect to FIG. 2 in a schematic view from the driven gear side.
  • the embodiment according to FIG. 3 does not guide the throttle 15 into a pressure pocket Spring piston 20 (pressure pocket 26 according to Figure 2), but borders directly on the Tooth area of the output gear 18.
  • the diameter of the throttle 15 can be relatively be chosen large to take advantage of the control behavior in particular to achieve a cold, highly viscous fluid.
  • An additional pressure pocket 26 and Suction pocket 28 of the spring piston 20 leads to advantages with regard to the fluid flow and between the driven gear 18 and the spring piston 20 Side friction.
  • FIG. 4 shows a throttle 15 in a stepped Through hole 22 in the output shaft 17, which with an axially not Slidable throttle rod 29 with a tapered towards the second Pressure chamber 14 tapering throttle end in operative connection.
  • the throttle rod 29 is not movable with one end on the housing 38 of the gear pump 10 fastened and penetrates the throttle 15 with its conical throttle end. In this way, the passage cross section of the throttle 15 is dependent on the changed axial displacement position of the displacement unit 11.
  • the passage cross section is changed the throttle 15 uses the fluid operating temperature that arises in each case, which has a corresponding thermal expansion in operative connection with the throttle 15 standing throttle element 30 causes.
  • a throttle element 30 can for example according to Figure 5 as an expansion rod preferably made of aluminum be formed, which with a in the direction of the second pressure chamber 14 tapering, conical throttle end 31 is provided with a narrowing of the in the output shaft 17 formed, stepped through bore 22 in the region of Throttle 15 is in operative connection.
  • the output shaft 17 is preferably made of Steel made.
  • the throttle element 30 is connected to the throttle 15 pioneering end fixed in the output shaft 17 and influenced with his conical throttle end 31 depending on the operating temperature the effective Passage cross section at throttle 15.
  • the control piston 19 to reduce the friction on the peripheral surface and the associated Displacement inhibition of the displacement unit 11 a connecting channel in the form of a Connecting bore 51, which, starting from the first pressure chamber 12 on the Circumferential wall of the control piston 19 opens. Via this bore 51, the pressure in the pressure chamber 12 specifically to a specific area of the peripheral surface of the control piston 19 passed so as to reduce the undesirable lateral forces to reach.
  • a connection channel between the second pressure chamber 14 and the peripheral wall of the spring piston 20 is provided there as a recess 53 or pocket in the peripheral wall of the spring piston 20 is trained.
  • This recess guides the pressure of the second pressure chamber 14 laterally on the spring piston 20 so as to be able to compensate for undesired transverse forces.
  • a through bore 55 is provided in the control piston 19 starting from the end face 57 which axially delimits the first pressure chamber 12 Control piston 19 penetrates completely and on the driven gear 18th neighboring face 59 emerges.
  • the through hole 55 of Pressure from the first pressure chamber 12 into a wall area 63 of the output or Conveying gear 18 passed so that acting opposite to the gear mesh Hydraulic and tooth forces can be counteracted.
  • housing bore 61 in the housing which e.g. at the level of the control piston 19 can be arranged and which leads away from the inside of the housing to the outside.
  • the function of the Pressure relief valve 32 also from an electrically controllable, hydraulic control unit be taken over.
  • a control unit is shown in FIG. 2 in addition to Pressure control valve 32 provided control unit 35 shown.
  • the advantage of an electro-hydraulic The control unit lies in the freely adjustable at any time Delivery pressure level of the gear pump 10 according to the respective fluid pressure or Fluid quantity requirement of the unit to be supplied, for example an internal combustion engine to be supplied with oil.
  • the applied engine oil pressure can be sensed electrically and according to the specification of an oil pressure map as a function of the engine speed and the oil temperature and a required engine function, such as the Circuit of a camshaft adjuster can be adjusted as required.
  • the electrically controllable control unit can either be directly in a wall of the second pressure chamber of the gear pump 10 or with a hydraulic line the second pressure chamber of the gear pump is operatively connected to one be arranged elsewhere.
  • a combination of an electrical Pressure control unit possible with mechanical-hydraulic pressure relief valves can be directly in a wall of the second pressure chamber of the gear pump 10 or with a hydraulic line the second pressure chamber of the gear pump is operatively connected to one be arranged elsewhere.
  • FIG. 2 Such a combination is shown in Figure 2, the control system of Gear pump 10 for limiting the pressure in the second pressure chamber 14 operating pressure to a maximum pressure limit a first pressure relief valve 32 and is provided in parallel with an electrical control unit 35, which with the second pressure chamber 14 by means of the hydraulic line 37 and the second Pressure relief valve 36 is operatively connected.
  • the control unit 35 is tailored to the needs pulsable or adjustable in cross-section to control a specific one Quantity of fluid from the second pressure chamber 14. In this way it is possible in the second pressure chamber 14 to set an operating pressure which is below the the first pressure relief valve 32 is predetermined maximum pressure.
  • Control unit 35 connected in series second pressure relief valve 36 serves one Specify minimum pressure in the second pressure chamber 14 so that the electrical Pressure control by means of the control unit 35 only between a minimum fluid pressure of, for example, 2 bar by activating the second pressure relief valve 36 and one Maximum fluid pressure of 5 bar, for example, by activating the first pressure relief valve 32 acts.
  • controllable gear pump according to the invention essentially corresponds to that Structure and function of the embodiments described in Figures 1 to 6 and therefore uses their reference numerals.
  • the gear pump 10 now has a not shown there Helical teeth on the gears 21 and 18 through which the flow of oil to and can largely also take place radially from the tooth gaps of the gear wheels 21 and 18, so that additional oil pockets in the axially delimiting the gears 21 and 18 Chamber walls can be minimized, or can be completely eliminated.
  • Axial oil pocket arranged at least on the pressure side, which is advantageous Way is arranged in the lid 39.
  • This oil pocket is a groove 83 in the lid 39 formed, which over the entire length of the overlap with the pin 40th extends.
  • This design of the groove acting as a pressure oil pocket has the advantage that the control stroke of the control piston 19 remains unaffected, since the rotary support of the control piston 19 on the wall of the pin 40 of the cover 39 over the entire Hub remains intact.
  • a gear pump designed according to the above-described embodiments with flow control is used in a particularly advantageous manner as Oil pump of an internal combustion engine to be supplied with oil, since it largely a needs-based minimization of the oil production and the Oil pressure levels enabled and thus by a significantly reduced on average Oil pump drive power makes a notable contribution to the preferred reduction of the Fuel consumption of the internal combustion engine.

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Abstract

The pump has a displacement unit for varying the feed rate arranged between a first chamber (12) and a second chamber (14) with an additional coil spring acting on the displacement unit. The pressure chambers (12,14) interact hydraulically via a pressure line (16) containing a choke (15) and the second chamber (14) is limited to a maximum pressure.

Description

Die Erfindung betrifft eine Zahnradpumpe mit einer fördermengenverändernden Verschiebeeinheit, die zwischen einer ersten Druckkammer und einer zweiten, eine zusätzlich auf die Verschiebeeinheit wirkende Druckfeder aufweisenden Druckkammer verschiebbar angeordnet ist, gemäß Oberbegriff des Anspruchs 1.The invention relates to a gear pump with a flow rate changing Displacement unit, which between a first pressure chamber and a second, a pressure chamber additionally having a pressure spring acting on the displacement unit is arranged displaceably, according to the preamble of claim 1.

Zahnradpumpen mit einer fördermengenverändernden Verschiebeeinheit sind bekannt. Derartige Zahnradpumpen kommen beispielsweise als für eine Motorschmierung von Kraftfahrzeugen erforderliche Ölpumpen zum Einsatz. Dabei ist es anzustreben, den Energieverbrauch (Kraftstoffverbrauch) derartiger Zahnradpumpen (Ölpumpen) zum Betreiben derselben möglichst zu reduzieren. Deshalb kommen insbesondere für Kraftfahrzeuge fördermengengeregelte Ölpumpen zum Einsatz, die möglichst die Bedarfsölmenge eines Verbrennungsmotors liefern und entsprechend geringere Antriebsleistungen benötigen. Derartige Ölpumpen mit Mengenregelung sind vorzugsweise als Außenzahnrad-Ölpumpen mit axialer Zahnradverschiebung ausgebildet.Gear pumps with a displacement unit that changes the delivery rate are known. Gear pumps of this type are used, for example, for engine lubrication Oil pumps required for motor vehicles. The aim should be to Energy consumption (fuel consumption) of such gear pumps (oil pumps) for Operation of the same as possible to reduce. Therefore come in particular for Motor vehicles with delivery rate-controlled oil pumps that use the Deliver the required oil quantity of an internal combustion engine and correspondingly lower Need drive power. Such oil pumps with volume control are preferably as external gear oil pumps with axial gear displacement educated.

Bekannte Ölpumpenausführungen der eingangs genannten Art sind nachteilhafterweise mit konstruktiv aufwendigen mechanischen oder hydraulischen Zusatzvorrichtungen zur Erzielung einer axialen Zahnradverschiebung versehen. Ferner sind bekannte Ölpumpen mit Mengenregelung nicht geeignet, in Abhängigkeit des jeweiligen Betriebszustands eines Verbrennungsmotors die jeweils erforderliche, optimale Bedarfsölmenge in zuverlässiger Weise bei gleichzeitig reduzierter, zum Betreiben der Ölpumpe notwendigen Antriebsleistung zu liefern.Known oil pump designs of the type mentioned are disadvantageous with structurally complex mechanical or hydraulic additional devices for Achieving an axial gear shift provided. Also known are oil pumps not suitable with volume control, depending on the respective operating status of an internal combustion engine, the required optimal amount of required oil in reliable way with reduced, to operate the oil pump to deliver the necessary drive power.

Es ist daher Aufgabe der Erfindung, eine Zahnradpumpe der eingangs genannten Art zu schaffen, welche eine zuverlässige und optimierte Mengenregelung bei möglichst geringem Antriebsenergiebedarf erlaubt. It is therefore an object of the invention to a gear pump of the type mentioned create a reliable and optimized flow control with as much as possible low drive energy consumption allowed.

Zur Lösung der Aufgabe wird eine Zahnradpumpe mit den Merkmalen des Anspruchs 1 vorgeschlagen, die sich dadurch auszeichnet, dass die Druckkammern mittels einer eine Drossel aufweisenden Druckleitung in hydraulischer Wirkverbindung stehen und die zweite Druckkammer maximaldruckbegrenzt ist. Mittels einer derart ausgebildeten Zahnradpumpe ist eine betriebsoptimierte Fördermengenregelung bei gleichzeitiger Reduzierung der zum Betreiben der Zahnradpumpe notwendigen Antriebsleistung möglich. Dabei erlaubt die Vorsehung einer Drossel eine besonders kompakte Ausgestaltung der Zahnradpumpe, insbesondere in Bezug auf die fördermengenverändernde Verschiebeeinheit. Aufgrund der geschaffenen hydraulischen Verbindung mittels einer Drossel zwischen der ersten und zweiten Druckkammer wird folgende Funktionsweise der Zahnradpumpe beziehungsweise der fördermengenverändernden Verschiebeeinheit erhalten: Bei Druckgleichheit in den zwei Druckkammern wird mittels der sich in der zweiten Druckkammer befindenden Druckfeder eine Grundstellung der zwei miteinander kämmenden Zahnräder der Zahnradpumpe mit vollständiger Eingriffsbreite erhalten. Bei Erreichen einer oberen Druckgrenze in der zweiten Druckkammer öffnet ein Überdruckventil, so daß aus der zweiten Druckkammer eine bestimmte Druckmittelmenge bei entsprechendem Druckabfall entweicht und somit eine Axialverschiebung der Verschiebeeinheit in Richtung zweiter Druckkammer (im Vergleich zur ersten Druckkammer geringeres Druckniveau) auslöst. Die aufgrund der Axialverschiebung der Verschiebeeinheit resultierende Fördermengenreduzierung führt zu einem Druckabfall in beiden Druckkammern, so dass das Druckniveau in der zweiten Druckkammer die vorgegebene Druckgrenze unterschreitet und bei sich einstellendem Kräftegleichgewicht in Bezug auf die auf die Verschiebeeinheit wirkenden Verschiebekräfte die Axialverschiebung der Verschiebeeinheit abgeschlossen ist. In dieser Weise sind die zwei miteinander kämmenden Zahnräder der Zahnradpumpe aus einer Grundstellung mit vollständiger Eingriffsbreite in eine fördermengenreduzierende Betriebsstellung mit teilweiser Eingriffsbreite gebracht worden. Aufgrund der mittels der sich in der zweiten Druckkammer befindenden Druckfeder auf die Verschiebeeinheit wirkende elastische Rückstellkraft (Druckkraft) ist bei vorliegendem Kräftegleichgewicht an der Verschiebeeinheit das Druckniveau in der zweiten Druckkammer geringer als jenes in der ersten Druckkammer. Da die beiden Druckkammern miteinander mittels einer Drossel in hydraulischer Verbindung stehen, ergibt sich eine druckausgleichende Strömung des von der Zahnradpumpe zu fördernden Fluids (beispielsweise Öl) aus der ersten Druckkammer in die zweite Druckkammer, so dass sich eine Rückverschiebung der Verschiebeeinheit in Richtung erste Druckkammer einstellt. Diese Rückverschiebung der Verschiebeeinheit ist mit einer Fördermengensteigerung der Zahnradpumpe verbunden. Die mittels einer Drossel erzeugte hydraulische Wirkverbindung zwischen den Druckkammern und die Maximaldruckbegrenzung in der zweiten Druckkammer gewährleisten somit in schneller und zuverlässiger Weise eine effektive Abregelung eines sich in Bezug auf eine einstellbare Druckobergrenze in der zweiten Druckkammer einstellenden größeren Druckniveaus in der Zahnradpumpe. In dieser Weise wird verhindert, dass die Zahnradpumpe mit einer unnötig hohen Fördermenge bei entsprechend erhöhter Pumpenantriebsleistung arbeitet.To achieve the object, a gear pump with the features of claim 1 proposed, which is characterized in that the pressure chambers by means of a Pressure line with throttle are in hydraulic operative connection and the second pressure chamber is limited to maximum pressure. By means of such a trained Gear pump is an operation-optimized flow rate control with simultaneous Reduction of the drive power required to operate the gear pump possible. The provision of a throttle allows a particularly compact Design of the gear pump, especially in relation to the displacement unit that changes the delivery rate. Because of the hydraulic created Connection by means of a throttle between the first and second pressure chambers following operation of the gear pump or Delivery unit that changes the delivery rate: If the pressure in the two is the same Pressure chambers is created by means of those located in the second pressure chamber Compression spring a basic position of the two meshing gears Preserved gear pump with full engagement width. When reaching an upper Pressure limit in the second pressure chamber opens a pressure relief valve, so that from the second pressure chamber a certain amount of pressure medium with the corresponding Pressure drop escapes and thus an axial displacement of the displacement unit in Direction of the second pressure chamber (less in comparison to the first pressure chamber Pressure level). The due to the axial displacement of the displacement unit resulting reduction in delivery leads to a pressure drop in both Pressure chambers, so that the pressure level in the second pressure chamber is the predetermined one Pressure drops below and in the event of an equilibrium of forces in relation to the displacement forces acting on the displacement unit are the axial displacement of the Displacement unit is completed. In this way the two are together meshing gears of the gear pump from a basic position with complete Intervention width in an operating position that reduces the flow rate, with partial Width of engagement has been brought. Because of the means in the second Compression spring located on the displacement unit acting elastic Restoring force (compressive force) is at the given balance of forces Shift unit the pressure level in the second pressure chamber lower than that in the first pressure chamber. Since the two pressure chambers with each other by means of a Throttle in hydraulic connection, there is a pressure equalizing Flow of the fluid to be delivered by the gear pump (for example oil) from the first pressure chamber into the second pressure chamber so that there is a backward shift the displacement unit in the direction of the first pressure chamber. This shift back the displacement unit is with an increase in the delivery rate of the gear pump connected. The hydraulic operative connection generated by means of a throttle the pressure chambers and the maximum pressure limit in the second pressure chamber thus ensure effective curtailment in a quick and reliable manner one in relation to an adjustable upper pressure limit in the second pressure chamber setting larger pressure levels in the gear pump. In this way prevents the gear pump with an unnecessarily high delivery rate correspondingly increased pump drive power works.

Mit Vorteil ist die Zahnradpumpe als Außenzahnradpumpe ausgebildet. Eine Außenzahnradpumpe ist in besonders effektiver und zuverlässiger Weise beispielsweise als Ölpumpe zur Motorschmierung in einem Kraftfahrzeug geeignet.The gear pump is advantageously designed as an external gear pump. A External gear pump is particularly effective and reliable, for example Suitable as an oil pump for engine lubrication in a motor vehicle.

Vorzugsweise besteht die Verschiebeeinheit aus einer Abtriebswelle und, jeweils auf dieser koaxial angeordnet, einem Abtriebszahnrad, einem die erste Druckkammer begrenzenden Steuerkolben und einem die zweite Druckkammer begrenzenden Federkolben, wobei die Verschiebeeinheit in Abhängigkeit einer eventuell sich einstellenden Druckdifferenz zwischen der ersten Druckkammer und der zweiten Druckkammer in Bezug auf ein Antriebszahnrad verschiebbar ist. Eine derart ausgebildete Verschiebeeinheit zeichnet sich insbesondere durch ihre kompakte Bauweise und effektive Funktionsweise aus.The displacement unit preferably consists of an output shaft and, each on arranged coaxially, an output gear, the first pressure chamber delimiting control piston and a delimiting the second pressure chamber Spring piston, the displacement unit depending on one possibly adjusting pressure difference between the first pressure chamber and the second Pressure chamber is slidable with respect to a drive gear. Such a trained displacement unit is particularly characterized by its compact Construction and effective functioning.

Mit Vorteil ist die Drossel als gestufte, zur zweiten Druckkammer querschnittsreduzierte Durchgangsbohrung in der Abtriebswelle ausgebildet. Da sich die Abtriebswelle der Zahnradpumpe zwischen der ersten und zweiten Druckkammer befindet, ist es besonders vorteilhaft, die Drossel als Durchgangsbohrung in der Abtriebswelle vorzusehen. Dabei ist eine mit einer Durchgangsbohrung versehene Abtriebswelle fertigungstechnisch verhältnismäßig einfach herstellbar.The throttle is advantageously a stepped, reduced cross-section to the second pressure chamber Through hole formed in the output shaft. Since the output shaft of the Gear pump is located between the first and second pressure chambers, it is particularly advantageous, the throttle as a through hole in the output shaft to provide. There is an output shaft provided with a through hole relatively easy to manufacture.

Gemäß einer alternativen Ausführungsform ist die Drossel als stufenlose Durchgangsbohrung in der Abtriebswelle ausgebildet. Bei einer als stufenlose Durchgangsbohrung ausgebildeten Drossel ist deren Durchmesser verhältnismäßig klein zur Erzielung einer effektiven Drosselwirkung zu wählen. According to an alternative embodiment, the throttle is a stepless Through hole formed in the output shaft. With one as stepless Throttle trained throttle, the diameter is relatively small to achieve an effective throttling effect.

Entsprechend einer weiteren, alternativen Ausführungsform ist die Drossel als Durchgangsbohrung im Federkolben ausgebildet und steht mit einer an den Zahnbereich des Abtriebszahnrads grenzenden Drucktasche des Federkolbens in Verbindung. Bei dieser Ausführungsform führt die Drossel zu einer Drucktasche des Federkolbens, welche ihrerseits mittels eines entsprechenden Druckleitungsteils mit der ersten Druckkammer in hydraulischer Wirkverbindung steht. Die Abtriebswelle kann bei dieser Ausführungsform als Vollwelle ausgebildet sein.According to a further, alternative embodiment, the throttle is as Through hole formed in the spring piston and stands with one on the tooth area of the output gear limiting pressure pocket of the spring piston in connection. At In this embodiment, the throttle leads to a pressure pocket of the spring piston, which in turn by means of a corresponding pressure line part with the first Pressure chamber is in hydraulic operative connection. The output shaft can with this Embodiment be designed as a solid shaft.

Mit Vorteil ist die Drossel als Durchgangsbohrung im Federkolben ausgebildet und die hydraulische Wirkverbindung zwischen Drossel und der ersten Druckkammer periodisch durch einen jeweiligen Zahn des drehbaren Abtriebszahnrads unterbrechbar. Bei dieser weiteren, alternativen Ausführungsform ist der Federkolben nicht mit einer mit der Drossel 15 in Verbindung stehenden Drucktasche versehen, so dass die sich im Zahnbereich des drehbaren Abtriebszahnrads befindende Öffnung der Drossel periodisch durch die sich an der Drossel vorbeibewegenden Zähne des Abtriebszahnrads verschlossen wird und somit die hydraulische Wirkverbindung zwischen der ersten und zweiten Druckkammer entsprechend periodisch unterbrochen wird. In dieser Weise wird der in der ersten Druckkammer jeweils vorliegende Druck über die Zahnlücken des Abtriebszahnrads periodisch durch die Drossel in die zweite Druckkammer eingeleitet. Dabei kann die Drossel eine verhältnismäßig große Drosselbohrung aufweisen, wodurch Vorteile in Bezug auf das Regelverhalten insbesondere bei kalten, hochviskosen Fluiden wie zum Beispiel Öl erzielbar sind.The throttle is advantageously designed as a through hole in the spring piston and the hydraulic active connection between the throttle and the first pressure chamber periodically interruptable by a respective tooth of the rotatable output gear. At this another, alternative embodiment, the spring piston is not one with the Provide throttle 15 connected pressure bag, so that the Opening of the throttle located in the tooth region of the rotatable output gear periodically by the teeth of the driven gear moving past the throttle is closed and thus the hydraulic operative connection between the first and second pressure chamber is periodically interrupted accordingly. In this way the pressure present in the first pressure chamber across the tooth gaps of the Output gear is periodically introduced through the throttle into the second pressure chamber. The throttle can have a relatively large throttle bore, whereby Advantages in terms of control behavior, especially with cold, highly viscous fluids such as oil.

Vorteilhafterweise weist der Federkolben eine an den Zahnbereich des Abtriebszahnrads grenzende Saugtasche auf. Mittels einer am Federkolben vorgesehenen und an den Zahnbereich des Abtriebszahnrads grenzenden Saugtasche lassen sich eine vorteilhaftere Strömung des zu fördernden Fluids, wie zum Beispiel Öl, und eine reduzierte Kontaktflächenreibung zwischen dem Abtriebszahnrad und dem Federkolben erzielen.The spring piston advantageously has one on the tooth region of the driven gear adjacent suction bag. By means of a provided on the spring piston and on the Tooth area of the driven gear suction pocket can be a more advantageous flow of the fluid to be pumped, such as oil, and a reduced contact surface friction between the driven gear and the spring piston achieve.

Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform weist die Drossel einen veränderbaren Durchtrittsquerschnitt auf. Aufgrund der hierdurch veränderbaren Drosselwirkung ergibt sich eine Möglichkeit zur Beeinflussung des Regelverhaltens der Zahnradpumpe, welche somit betriebsspezifisch konzipiert beziehungsweise eingestellt werden kann. According to a preferred embodiment, the throttle has a changeable one Passage cross-section. Because of the variable throttle effect there is a possibility of influencing the control behavior of the gear pump, which can therefore be designed or set for a specific company.

Mit Vorteil ist die Drossel als Durchgangsbohrung in der Abtriebswelle ausgebildet und von einer nicht verschiebbaren Drosselstange mit sich zur zweiten Druckkammer verkleinerndem Querschnitt durchdrungen. Bei dieser Ausführungsform wird je nach Regelhub der Verschiebeeinheit die Drosselwirkung aufgrund des sich ändernden Durchtrittsquerschnitts der Drossel variiert. Insbesondere bei einem kalten, hochviskosen Fluid wie zum Beispiel Öl und gleichzeitig erhöhter Fördermengenabregelung aufgrund eines geringeren Ölmengenbedarfs eines zu versorgenden Aggregats kann mittels einer geeigneten Entdrosselung mit einer entsprechenden Größe der Durchtrittsöffnung der Drossel das Regelverhalten der Zahnradpumpe verbessert werden.The throttle is advantageously designed as a through hole in the output shaft and from a non-displaceable throttle rod to the second pressure chamber penetrating cross-section. In this embodiment, depending on Control stroke of the displacement unit, the throttle effect due to the changing Throttle cross-section varies. Especially with a cold, highly viscous Fluid such as oil and at the same time increased flow control due to A lower oil quantity requirement of a unit to be supplied can be achieved by means of a suitable dethrottling with a corresponding size of the passage opening Throttle the control behavior of the gear pump can be improved.

Gemäß einer alternativen Ausführungsform ist der Durchtrittsquerschnitt der Drossel in Abhängigkeit einer betriebstemperaturbedingten Wärmedehnung eines mit der Drossel in Wirkverbindung stehenden Drosselelements veränderbar. Hierbei wird eine von der jeweiligen Wärmedehnung abhängige Querschnittsveränderung eines entsprechend ausgebildeten Drosselelements zur Einstellung eines erwünschten Drosselquerschnitts ausgenutzt.According to an alternative embodiment, the passage cross section of the throttle is in Dependence of an operating temperature-related thermal expansion with the throttle in Operationally connected throttle element changeable. Here, one of the respective thermal expansion dependent cross-sectional change accordingly trained throttle element for setting a desired throttle cross section exploited.

Mit Vorteil ist das Drosselelement als Dehnungsstange mit einem konisch sich verjüngenden, freien Drosselende ausgebildet, welches bei einer positiven Wärmedehnung des Drosselelements den Durchtrittsquerschnitt der Drossel verringert. Ein derart ausgebildetes Drosselelement kann beispielsweise aus Aluminium hergestellt sein und mit einer in einer aus Stahl hergestellten Abtriebswelle realisierten Drossel in Wirkverbindung stehen.The throttle element is advantageously an expansion rod with a conical shape tapered, free throttle end, which with a positive Thermal expansion of the throttle element reduces the passage cross section of the throttle. Such a throttle element can be made of aluminum, for example be and with a throttle realized in a steel output shaft Active connection.

Vorzugsweise ist zur Druckbegrenzung in der zweiten Druckkammer ein mit dieser in Wirkverbindung stehendes Überdruckventil vorgesehen. Ein Überdruckventil eignet sich in besonders zuverlässiger Weise zur Druckbegrenzung in einer Druckkammer.Preferably, in order to limit the pressure in the second pressure chamber, one with the latter is in Operationally connected pressure relief valve provided. A pressure relief valve is suitable in a particularly reliable way to limit the pressure in a pressure chamber.

Vorteilhafterweise ist das Überdruckventil in einer Wandung der zweiten Druckkammer integriert und weist eine in der Wandung ausgebildete, in die zweite Druckkammer führende, kalibrierte Durchgangsbohrung auf. Die Zahnradpumpe ist aufgrund der Integrierung eines Überdruckventils in eine Wandung der zweiten Druckkammer vorteilhafterweise kompakt ausgebildet. Die Kalibrierbohrung des Überdruckventils übt dabei einen Einfluß auf das Regelverhalten der Zahnradpumpe aus. The pressure relief valve is advantageously in a wall of the second pressure chamber integrated and has a formed in the wall in the second pressure chamber leading, calibrated through hole. The gear pump is due to the Integration of a pressure relief valve in a wall of the second pressure chamber advantageously formed compact. The calibration hole of the pressure relief valve exercises an influence on the control behavior of the gear pump.

Mit Vorteil ist das Überdruckventil als Kugelventil oder als Zungenventil ausgebildet. Sowohl ein Kugelventil als auch ein Zungenventil sind in zuverlässiger Weise zur Druckbegrenzung einer Druckkammer geeignet.The pressure relief valve is advantageously designed as a ball valve or as a tongue valve. Both a ball valve and a reed valve are reliable for Pressure limitation of a pressure chamber suitable.

Vorzugsweise ist zur Druckbegrenzung in der zweiten Druckkammer eine mit dieser in Wirkverbindung stehende elektro-hydraulische Regeleinheit vorgesehen. Mittels einer elektro-hydraulischen Regeleinheit ist es möglich, in der zweiten Druckkammer eine veränderbare Maximaldruckgrenze einzustellen. Eine elektro-hydraulische Regeleinheit bietet somit im Vergleich zu einem Überdruckventil größere Flexibilität in Bezug auf die Maximaldruckeinstellung in der zweiten Druckkammer.To limit the pressure in the second pressure chamber, one is preferably in with it Operationally connected electro-hydraulic control unit is provided. By means of a electro-hydraulic control unit, it is possible in the second pressure chamber adjustable maximum pressure limit. An electro-hydraulic control unit thus offers greater flexibility in relation to the pressure relief valve Maximum pressure setting in the second pressure chamber.

Vorzugsweise ist zur bedarfsgerechten Einstellung des Druckniveaus in der zweiten Druckkammer eine mit der Regeleinheit wirkverbundene Steuereinheit vorgesehen, welche mit einem mittels der Zahnradpumpe druckbeaufschlagten Verbraucheraggregat in Verbindung steht. Durch eine mit der Regeleinheit verbundene Steuereinheit läßt sich in besonders effektiver Weise eine betriebsoptimierte Maximaldruckeinstellung in der zweiten Druckkammer erzielen.It is preferable to adjust the pressure level in the second according to need Pressure chamber, a control unit operatively connected to the control unit is provided, which with a consumer unit pressurized by means of the gear pump communicates. By means of a control unit connected to the control unit in a particularly effective manner, an operationally optimized maximum pressure setting in the achieve second pressure chamber.

Vorzugsweise ist die Regeleinheit mit einem Überdruckventil versehen. Durch eine Reihenschaltung eines zweiten Überdruckventils mit der elektro-hydraulischen Regeleinheit ist es möglich, einen Minimaldruck für die zweite Druckkammer vorzugeben, so dass die Regeleinheit lediglich zwischen dem Minimaldruck und einem durch ein erstes, mit der zweiten Druckkammer in Wirkverbindung stehendes Überdruckventil festgelegten Maximaldruck wirkt. Bei einer derartigen Ausführungsform sind somit sowohl ein erstes Überdruckventil zur Maximaldruckeinstellung in der zweiten Druckkammer als auch ein zweites Überdruckventil einer elektro-hydraulischen Regeleinheit zur Definierung einer Minimaldruckgrenze in der zweiten Druckkammer, ab welcher die elektro-hydraulische Regeleinheit aktiviert wird, vorgesehen.The control unit is preferably provided with a pressure relief valve. By a Series connection of a second pressure relief valve with the electro-hydraulic Control unit it is possible to specify a minimum pressure for the second pressure chamber, so that the control unit only between the minimum pressure and one by one first pressure relief valve operatively connected to the second pressure chamber specified maximum pressure acts. In such an embodiment are thus both a first pressure relief valve for maximum pressure adjustment in the second Pressure chamber and a second pressure relief valve of an electro-hydraulic Control unit for defining a minimum pressure limit in the second pressure chamber which activates the electro-hydraulic control unit.

Mit Vorteil weisen das Antriebszahnrad und das Abtriebszahnrad jeweils eine Schrägverzahnung auf. Durch die Verwendung von schrägverzahnten Zahnrädern können die hydraulischen Verluste einer Zahnradpumpe mit Fördermengenregelung durch Pulsationsreduzierung weiter abgesenkt werden. Advantageously, the drive gear and the driven gear each have one Helical teeth on. By using helical gears can the hydraulic losses of a gear pump with flow rate control can be further reduced by reducing the pulsation.

Ein weiterer Vorteil ergibt sich durch die hydraulischen Verbindungskanäle zwischen den Druckkammern der Verschiebeeinheit und deren Umfangswand.Another advantage results from the hydraulic connection channels between the Pressure chambers of the displacement unit and its peripheral wall.

Auf diese Weise kann Querkräften an der Verschiebeeinheit, die durch Verzahnungskräfte und hydraulisch bewirkte Querkräfte entstehen, entgegengewirkt werden. Diese genannten Querkräfte erzeugen bei einer Fördermengenänderung eine am Steuerkolben und am Federkolben wirkende Reibkraft entgegen der Verschieberichtung, so daß die Regelung stark hysteresebehaftet ist und damit eine feinfühlige Druck- und Mengenregelung erschwert wird.In this way, transverse forces on the displacement unit caused by Gear forces and hydraulically induced transverse forces arise, counteracted become. These shear forces mentioned generate a when there is a change in the delivery rate acting on the control piston and the spring piston against the Direction of displacement, so that the control is highly hysteresis and thus a sensitive pressure and volume control is difficult.

Der Ausgleich dieser unerwünschten Querkräfte an der Verschiebeeinheit erfolgt über die Verbindungskanäle zwischen Druckkammern und Umfangswand der Verschiebeeinheit, wobei der Steuerkolben, der Federkolben und das Förderzahnrad in definierten Oberflächenbereichen mit Öldruck oder alternativ dazu auch mit Umgebungsdruck beaufschlagt werden.These undesirable transverse forces on the displacement unit are compensated via the connecting channels between the pressure chambers and the peripheral wall of the Displacement unit, wherein the control piston, the spring piston and the feed gear in defined surface areas with oil pressure or alternatively with Ambient pressure.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus der Beschreibung.Further advantageous embodiments of the invention result from the description.

Die Erfindung wird nachfolgend in mehreren Ausführungsbeispielen anhand zugehöriger Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:

Figuren 1 und 2
eine schematische, längsgeschnittene Seitenansicht zweier Ausführungsformen einer erfindungsgemäßen Zahnradpumpe;
Figur 3
eine schematische Vorderansicht einer quergeschnittenen, erfindungsgemäßen Zahnradpumpe gemäß einer weiteren Ausführungsform;
Figuren 4 und 5
eine schematische Darstellung einer erfindungsgemäßen, längsgeschnittenen Zahnradpumpe mit alternativ ausgebildeten Drosselhilfsmitteln,
Figur 6
eine weitere Ausführungsform, bei der Verbindungskanäle zwischen den Druckkammern und der Umfangswand der Verschiebeeinheit vorgesehen sind, und
Figuren 7 und 8
eine weitere Ausführungsform, bei der eine als Drucköltasche wirkende Nut in der Umfangswand des Deckels im Bereich der Überdeckung mit dem Steuerkolben angeordnet ist.
The invention is explained in more detail below in several exemplary embodiments with the aid of the associated drawings. Show it:
Figures 1 and 2
is a schematic, longitudinally sectioned side view of two embodiments of a gear pump according to the invention;
Figure 3
is a schematic front view of a cross-sectional gear pump according to the invention according to another embodiment;
Figures 4 and 5
1 shows a schematic representation of a longitudinally cut gear pump according to the invention with alternatively designed throttle aids,
Figure 6
a further embodiment, in which connecting channels between the pressure chambers and the peripheral wall of the displacement unit are provided, and
Figures 7 and 8
a further embodiment in which a groove acting as a pressure oil pocket is arranged in the peripheral wall of the cover in the region of the overlap with the control piston.

Unter Bezugnahme auf die Figur 1 ist eine allgemein mit 10 bezeichnete Zahnradpumpe in Form einer Außenzahnradpumpe dargestellt. Die Zahnradpumpe 10 weist ein Gehäuse 38 auf, welches einen Deckel 39 mit Zapfen 40 trägt. im Zapfen 40 ist eine Antriebswelle 41 gemäß Pfeil 42 drehbar gelagert. Die Antriebswelle 41 ist mit einem Antriebszahnrad 21 drehfest verbunden, welches mit einem Abtriebszahnrad 18 in kämmender Verbindung steht. Die Zahnradpumpe 10 ist mit einer fördermengenverändernden Verschiebeeinheit 11 versehen, die zwischen einer ersten Druckkammer 12 und einer zweiten, eine zusätzlich auf die Verschiebeeinheit 11 wirkende Druckfeder 13 aufweisenden Druckkammer 14 verschiebbar angeordnet ist. Die Verschiebeeinheit 11 ist gemäß Doppelpfeil 25 axial verschiebbar und besteht aus einer Abtriebswelle 17 und, jeweils auf dieser koaxial angeordnet, dem Abtriebszahnrad 18, einem die erste Druckkammer 12 begrenzenden Steuerkolben 19 und einem die zweite Druckkammer 14 begrenzenden Federkolben 20. Dabei ist das Abtriebszahnrad 18 auf der Abtriebswelle 17 drehbar gelagert, während der Steuerkolben 19 und der Federkolben 20 auf selbiger aufgepresst sind. Die Verschiebeeinheit 11 ist in Abhängigkeit einer eventuell sich einstellenden Druckdifferenz zwischen der ersten Druckkammer 12 und der zweiten Druckkammer 14 in Bezug auf das nicht axial verschiebbare Antriebszahnrad 21 gemäß Doppelpfeil 25 verschiebbar. Die Druckkammern 12,14 stehen mittels einer eine Drossel 15 aufweisenden Druckleitung 16 in hydraulischer Wirkverbindung. Die Drossel 15 ist als gestufte, zur zweiten Druckkammer 14 querschnittsreduzierte Durchgangsbohrung 22 in der Abtriebswelle 17 ausgebildet. Die zweite Druckkammer 14 ist mittels eines mit dieser in Wirkverbindung stehenden Überdruckventils 32 in Form eines Kugelventils maximaldruckbegrenzt. Das Überdruckventil 32 ist in einer Wandung 33 der zweiten Druckkammer 14 integriert und weist eine in der Wandung 33 ausgebildete, in die zweite Druckkammer 14 führende, kalibrierte Durchgangsbohrung 34 auf.Referring to Figure 1 is a gear pump, generally designated 10 shown in the form of an external gear pump. The gear pump 10 has Housing 38, which carries a cover 39 with pin 40. in the pin 40 is one Drive shaft 41 rotatably supported according to arrow 42. The drive shaft 41 is with a Drive gear 21 non-rotatably connected, which with an output gear 18 in intermeshing connection. The gear pump 10 is with a delivery-changing displacement unit 11 provided between a first Pressure chamber 12 and a second one, in addition to the displacement unit 11 acting compression spring 13 having pressure chamber 14 is slidably disposed. The displacement unit 11 is axially displaceable according to double arrow 25 and consists of an output shaft 17 and, each arranged coaxially on this, the output gear 18, a control piston 19 delimiting the first pressure chamber 12 and a second pressure chamber 14 delimiting spring piston 20. Here is the driven gear 18 rotatably mounted on the output shaft 17, while the control piston 19 and Spring pistons 20 are pressed onto the same. The displacement unit 11 is in Dependence of a possibly occurring pressure difference between the first Pressure chamber 12 and the second pressure chamber 14 in relation to the non-axial slidable drive gear 21 slidable according to double arrow 25. The Pressure chambers 12, 14 are located by means of a pressure line 16 having a throttle 15 in hydraulic active connection. The throttle 15 is stepped, the second Pressure chamber 14 through-bore 22 with reduced cross section in the output shaft 17 educated. The second pressure chamber 14 is operatively connected to it by means of one standing pressure relief valve 32 in the form of a ball valve limited maximum pressure. The Pressure relief valve 32 is integrated in a wall 33 of the second pressure chamber 14 and has a wall wall 33 leading into the second pressure chamber 14, calibrated through hole 34.

Der Steuerkolben 19 greift mit einer entsprechenden Ausnehmung in den Zapfen 40, so daß eine Verdrehsicherung für die Verschiebeeinheit 11 gebildet ist. The control piston 19 engages with a corresponding recess in the pin 40, see above that an anti-rotation device for the displacement unit 11 is formed.

Figur 2 zeigt eine alternative Ausführungsform der Zahnradpumpe 10, wobei hier die Verschiebeeinheit 11 in einer gemäß Doppelpfeil 25 axial verschobenen Betriebsstellung dargestellt ist. Bei dieser in Figur 2 dargestellten Ausführungsform ist die Drossel 15 als Durchgangsbohrung 24 im Federkolben 20 ausgebildet und steht mit einer an den Zahnbereich des Abtriebszahnrads 18 grenzenden Drucktasche 26 des Federkolbens 20 in Verbindung. Dabei ist die Abtriebswelle 17 als Vollwelle ausgebildet. Die Zahnradpumpe 10 gemäß Figur 2 weist ferner eine mit der zweiten Druckkammer 14 in Wirkverbindung stehende elektro-hydraulische Regeleinheit 35 auf. Die Regeleinheit 35 ist mittels einer Hydraulikleitung 37 und eines zwischenangeordneten, zweiten Überdruckventils 36 mit der zweiten Druckkammer 14 wirkverbunden. Die Zahnradpumpe 10 gemäß dieser Ausführungsform weist somit ein erstes Überdruckventil 32 zur Begrenzung des Betriebsdrucks in der zweiten Druckkammer 14 auf einen Maximaldruck und ein zweites Überdruckventil 36 zur Festlegung eines die Regeleinheit 35 aktivierenden, minimalen Betriebsdruckes in der zweiten Druckkammer 14 auf. Die Regeleinheit 35 kann dabei zur bedarfsgerechten Einstellung des Druckniveaus in der zweiten Druckkammer 14 mit einer nicht dargestellten Steuereinheit wirkverbunden sein, welche mit einem mittels der Zahnradpumpe 10 druckbeaufschlagten Verbraucheraggregat (nicht dargestellt) in Verbindung steht. Die weitere konstruktive Ausgestaltung der Zahnradpumpe 10 gemäß Figur 2 entspricht derjenigen der Figur 1.Figure 2 shows an alternative embodiment of the gear pump 10, the here Shift unit 11 in an axially shifted operating position according to double arrow 25 is shown. In this embodiment shown in Figure 2, the throttle 15 is as Through hole 24 is formed in the spring piston 20 and is connected to the Tooth portion of the output gear 18 bordering pressure pocket 26 of the spring piston 20th in connection. The output shaft 17 is designed as a solid shaft. The Gear pump 10 according to FIG. 2 also has a second pressure chamber 14 in Operationally connected electro-hydraulic control unit 35. The control unit 35 is by means of a hydraulic line 37 and an intermediate, second Pressure relief valve 36 is operatively connected to the second pressure chamber 14. The Gear pump 10 according to this embodiment thus has a first Pressure relief valve 32 for limiting the operating pressure in the second pressure chamber 14 to a maximum pressure and a second pressure relief valve 36 for determining a Control unit 35 activating minimum operating pressure in the second pressure chamber 14 on. The control unit 35 can be used to adjust the Pressure levels in the second pressure chamber 14 with a control unit, not shown be operatively connected, which with a by means of the gear pump 10th pressurized consumer unit (not shown) in connection. The corresponds to a further design of the gear pump 10 according to FIG. 2 that of FIG. 1.

Die Zahnradpumpe 10 gemäß den alternativen Ausführungsformen entsprechend den Figuren 1 und 2 arbeitet nach folgendem Prinzip: Durch die eine Drossel 15 aufweisende Druckleitung 16 besteht zwischen den zwei Druckkammern 12,14 eine hydraulische Wirkverbindung. Wenn der Betriebsdruck in der zweiten Kammer 14 unterhalb des durch das Überdruckventil 32 festgelegten maximalen Druckgrenze liegt, besteht in den Druckkammern 12,14 Druckgleichheit, so dass die Verschiebeeinheit 11 aufgrund der mittels der Druckfeder 13 kontinuierlich an selbiger angreifenden Druckkraft eine Grundstellung einnimmt, bei welcher das Abtriebszahnrad 18 und das Antriebszahnrad 21 miteinander unter vollständiger Eingriffsbreite kämmen. Diese, eine maximale Fördermenge gewährleistende Grundstellung der Verschiebeeinheit 11 ist in Figur 1 dargestellt. Überschreitet der Betriebsdruck in der zweiten Druckkammer 14 die maximal zulässige Druckgrenze, öffnet das Überdruckventil 32, so dass es zu einem Druckabfall in der zweiten Druckkammer 14 und somit zu einer Druckdifferenz zwischen den in hydraulischer Wirkverbindung stehenden Kammern 12,14 kommt. Aufgrund dieser sich einstellenden Druckdifferenz beziehungsweise der in der ersten Druckkammer 12 wirkenden Druckkraft, welche symbolisch in Figur 2 als Pfeile 43 dargestellt ist, ergibt sich in Bezug auf das Antriebszahnrad 21 eine Axialverschiebung der Verschiebeeinheit 11 in Richtung zweite Druckkammer 14 gemäß Doppelpfeil 25. Es stellt sich somit eine geringere Eingriffsbreite zwischen den miteinander kämmenden Zahnrädern 18, 21 ein, so dass die Axialverschiebung der Verschiebeeinheit 11 in Richtung zweite Druckkammer 14 zu einer Fördermengenreduzierung der Zahnradpumpe 10 führt. Aufgrund dieser resultierenden Fördermengenreduzierung ergibt sich ein Betriebsdruckabfall in der Zahnradpumpe 10, so dass das Überdruckventil 32 bei einem sich in der zweiten Druckkammer 14 einstellenden, in Bezug auf die maximale Druckgrenze kleineren Betriebsdruck schließt und somit zu einer Beendigung der Axialverschiebung der Verschiebeeinheit 11 führt. Eine derartige Betriebssituation ist in Figur 2 dargestellt. In dieser Betriebssituation, das heißt bei abgeschlossener Axialverschiebung der Verschiebeeinheit 11, herrscht ein Kräftegleichgewicht zwischen den zwei Druckkammern 12,14, wobei aufgrund der vorliegenden Kraftwirkung der Druckfeder 13 auf die Verschiebeeinheit 11 beziehungsweise auf den Federkolben 20 der Betriebsdruck in der zweiten Druckkammer 14 kleiner ist als jener in der ersten Druckkammer 12. Dadurch ergibt sich ein Fluß des in der ersten Druckkammer 12 sich befindenden Fluids durch die Drossel 15 in die zweite Druckkammer 14 mit einer resultierenden Rückverschiebung der Verschiebeeinheit 11 in Richtung erste Druckkammer 12 gemäß Doppelpfeil 25. Diese Rückverschiebung der Verschiebeeinheit 11 führt zu einer Fördermengensteigerung der Zahnradpumpe 10 und einem entsprechenden Anstieg des Betriebsdrucks. Bei Überschreiten der maximalen Druckgrenze in der zweiten Druckkammer 14 beginnt der oben beschriebene Abregelvorgang (Axialverschiebung der Verschiebeeinheit 11 in Richtung zweiter Druckkammer 14) wieder von vorn. Dabei sichert die Druckfeder 13 im Stillstand der Zahnradpumpe 10 die in Figur 1 gezeigte, vollständige Zahnradeingriffsbreite und gewährleistet somit einen schnellen Fluiddruckaufbau bei Betriebsbeginn der Zahnradpumpe 10.The gear pump 10 according to the alternative embodiments according to the Figures 1 and 2 works according to the following principle: By having a throttle 15 There is a hydraulic pressure line 16 between the two pressure chambers 12, 14 Active connection. If the operating pressure in the second chamber 14 below the through the pressure relief valve 32 is the maximum pressure limit, consists in the Pressure chambers 12, 14 equal pressure, so that the displacement unit 11 due to the by means of the compression spring 13 continuously applied to the same compressive force In the basic position, in which the output gear 18 and the drive gear 21 comb with each other under full engagement width. This, a maximum The basic position of the displacement unit 11 that ensures the delivery rate is shown in FIG. 1 shown. If the operating pressure in the second pressure chamber 14 exceeds the maximum permissible pressure limit, the pressure relief valve 32 opens so that there is a pressure drop in the second pressure chamber 14 and thus to a pressure difference between the in hydraulic active connection standing chambers 12,14 comes. Because of this yourself setting pressure difference or that in the first pressure chamber 12 acting compressive force, which is symbolically shown in Figure 2 as arrows 43 results there is an axial displacement of the displacement unit with respect to the drive gear 21 11 in the direction of the second pressure chamber 14 according to the double arrow 25 smaller engagement width between the meshing gears 18, 21, so that the axial displacement of the displacement unit 11 in the direction of the second Pressure chamber 14 leads to a reduction in the delivery rate of the gear pump 10. This results in a reduction in the delivery volume Operating pressure drop in the gear pump 10, so that the pressure relief valve 32 at a occurring in the second pressure chamber 14 with respect to the maximum Pressure limit closes lower operating pressure and thus to an end of Axial displacement of the displacement unit 11 leads. Such an operating situation is in Figure 2 shown. In this operating situation, that is, when the operation is complete Axial displacement of the displacement unit 11, there is a balance of forces between the two pressure chambers 12, 14, the Compression spring 13 on the displacement unit 11 or on the spring piston 20 the operating pressure in the second pressure chamber 14 is lower than that in the first Pressure chamber 12. This results in a flow in the first pressure chamber 12 located fluid through the throttle 15 into the second pressure chamber 14 with a resulting displacement of the displacement unit 11 in the direction of the first Pressure chamber 12 according to double arrow 25. This backward displacement of the displacement unit 11 leads to an increase in the delivery rate of the gear pump 10 and one corresponding increase in operating pressure. If the maximum is exceeded Pressure limit in the second pressure chamber 14 begins the one described above Regulation process (axial displacement of the displacement unit 11 in the direction of the second Pressure chamber 14) again from the beginning. The compression spring 13 secures when the Gear pump 10, the full gear engagement width shown in Figure 1 and thus ensures a rapid build-up of fluid pressure at the start of operation Gear pump 10.

Dieser periodisch sich wiederholende Regelvorgang der Zahnradpumpe 10 führt zu geringen Betriebsdruckschwankungen, wobei das Regelverhalten mittels Auslegung der Druckfeder 13, der Drossel 15 und/oder der kalibrierten Durchgangsbohrung 34 des Überdruckventils 32 beeinflußbar ist. This periodically repeating control process of the gear pump 10 leads to low operating pressure fluctuations, the control behavior by designing the Compression spring 13, the throttle 15 and / or the calibrated through hole 34 of the Pressure relief valve 32 can be influenced.

Die in der Ausführungsform gemäß Figur 2 vorgesehene Drucktasche 26 ermöglicht eine sich vorteilhaft einstellende Strömung des Fluids und reduziert die vorliegende Seitenreibung zwischen Abtriebszahnrad 18 und Federkolben 20. Dabei kann die zur Drucktasche 26 führende Drossel 15, welche als Durchgangsbohrung 24 ausgebildet ist, bei der Montage des auf der Abtriebswelle 17 aufzupressenden Federkolbens 20 als Fixierbohrung dienen, so dass in dieser Weise eine Lagezuordnung der Drucktasche 26 möglich ist.The pressure pocket 26 provided in the embodiment according to FIG. 2 enables one advantageous flow of the fluid and reduces the present Lateral friction between the output gear 18 and the spring piston 20 Throttle 15 guiding pressure pocket 26, which is designed as a through bore 24, in the assembly of the spring piston 20 to be pressed onto the output shaft 17 as Serve fixing hole, so that in this way a position assignment of the pressure pocket 26th is possible.

Figur 3 zeigt eine in Bezug auf Figur 2 alternative Ausführungsform des Federkolbens 20 in einer schematischen Ansicht von der Abtriebszahnradseite. Bei dieser Ausführungsform gemäß Figur 3 führt die Drossel 15 nicht in eine Drucktasche des Federkolbens 20 (Drucktasche 26 gemäß Figur 2), sondern grenzt direkt an den Zahnbereich des Abtriebszahnrads 18. Somit wird die zwischen den zwei Druckkammern 12, 14 mittels der Drossel 15 sich einstellende hydraulische Wirkverbindung periodisch durch die Zähne des umlaufenden Abtriebszahnrads 18 unterbrochen. Das Fluid wird somit bei dieser Ausführungsform periodisch aus der ersten Druckkammer 12 in die zweite Druckkammer 14 geleitet. Der Durchmesser der Drossel 15 kann verhältnismäßig groß gewählt werden, um Vorteile bezüglich des Regelverhaltens insbesondere bei einem kalten, hochviskosen Fluid zu erzielen. Eine zusätzliche Drucktasche 26 und Saugtasche 28 des Federkolbens 20 führt zu Vorteilen hinsichtlich der Fluidströmung und der zwischen dem Abtriebszahnrad 18 und dem Federkolben 20 sich einstellenden Seitenreibung.FIG. 3 shows an alternative embodiment of the spring piston 20 with respect to FIG. 2 in a schematic view from the driven gear side. At this The embodiment according to FIG. 3 does not guide the throttle 15 into a pressure pocket Spring piston 20 (pressure pocket 26 according to Figure 2), but borders directly on the Tooth area of the output gear 18. Thus, the between the two pressure chambers 12, 14 periodically by means of the throttle 15 effective hydraulic connection interrupted by the teeth of the rotating output gear 18. The fluid will thus in this embodiment periodically from the first pressure chamber 12 into the second pressure chamber 14 passed. The diameter of the throttle 15 can be relatively be chosen large to take advantage of the control behavior in particular to achieve a cold, highly viscous fluid. An additional pressure pocket 26 and Suction pocket 28 of the spring piston 20 leads to advantages with regard to the fluid flow and between the driven gear 18 and the spring piston 20 Side friction.

Eine weitere Möglichkeit zur Beeinflussung des Regelverhaltens der Zahnradpumpe 10 bei Anordnung der Drossel 15 in der Abtriebswelle 17 wird durch die Realisierung einer Drossel 15 mit veränderlichem Durchtrittsquerschnitt gemäß den Figuren 4 und 5 erzielt. Die in Figur 4 dargestellte Ausführungsform zeigt eine Drossel 15 in einer gestuften Durchgangsbohrung 22 in der Abtriebswelle 17, welche mit einer axial nicht verschieblichen Drosselstange 29 mit einem sich konisch in Richtung zweite Druckkammer 14 verjüngenden Drosselende in Wirkverbindung. Die Drosselstange 29 ist mit ihrem einen Ende am Gehäuse 38 der Zahnradpumpe 10 nicht verschiebbar befestigt und durchdringt mit ihrem konisch ausgebildeten Drosselende die Drossel 15. In dieser Weise wird der Durchtrittsquerschnitt der Drossel 15 in Abhängigkeit der axialen Verschiebestellung der Verschiebeeinheit 11 verändert. Dabei ist der Durchtrittsquerschnitt der Drossel 15 in der in Figur 4 dargestellten Grundstellung (maximale Fördermenge der Zahnradpumpe 10) verhältnismäßig klein und in einer nicht dargestellten Verschiebestellung (Fördermengenreduzierung der Zahnradpumpe 10) relativ groß. Insbesondere bei kaltem, hochviskosem Fluid, wie zum Beispiel Öl, und einer sich einstellenden Fördermengenabregelung aufgrund eines geringeren Fluidmengenbedarfs des zu versorgenden Aggregats, wie zum Beispiel eines Verbrennungsmotors, kann mittels einer Entdrosselung das Regelverhalten der Zahnradpumpe 10 verbessert werden.Another possibility for influencing the control behavior of the gear pump 10 with arrangement of the throttle 15 in the output shaft 17 is realized by the implementation of a Throttle 15 with variable passage cross section according to Figures 4 and 5 achieved. The embodiment shown in Figure 4 shows a throttle 15 in a stepped Through hole 22 in the output shaft 17, which with an axially not Slidable throttle rod 29 with a tapered towards the second Pressure chamber 14 tapering throttle end in operative connection. The throttle rod 29 is not movable with one end on the housing 38 of the gear pump 10 fastened and penetrates the throttle 15 with its conical throttle end. In this way, the passage cross section of the throttle 15 is dependent on the changed axial displacement position of the displacement unit 11. Here is the Passage cross section of the throttle 15 in the basic position shown in Figure 4 (Maximum delivery of the gear pump 10) relatively small and not in one shown displacement position (reduction in delivery rate of the gear pump 10) relatively large. Especially with cold, highly viscous fluid, such as oil, and an emerging reduction in the delivery rate due to a lower Fluid quantity requirement of the unit to be supplied, such as one Internal combustion engine, the control behavior of the Gear pump 10 can be improved.

Bei der Ausführungsform gemäß Figur 5 wird zur Änderung des Durchtrittsquerschnitts der Drossel 15 die jeweils sich einstellende Fluidbetriebstemperatur herangezogen, welche eine entsprechende Wärmedehnung eines mit der Drossel 15 in Wirkverbindung stehenden Drosselelements 30 hervorruft. Ein derartiges Drosselelement 30 kann beispielsweise gemäß Figur 5 als Dehnungsstange vorzugsweise aus Aluminium ausgebildet sein, welche mit einem in Richtung zweite Druckkammer 14 sich verjüngenden, konischen Drosselende 31 versehen ist, das mit einer Verengung der in der Abtriebswelle 17 ausgebildeten, gestuften Durchgangsbohrung 22 im Bereich der Drossel 15 in Wirkverbindung steht. Die Abtriebswelle 17 ist hierbei vorzugsweise aus Stahl hergestellt. Das Drosselelement 30 ist mit seinem von der Drossel 15 wegweisenden Ende in der Abtriebswelle 17 befestigt und beeinflußt mit seinem konischen Drosselende 31 in Abhängigkeit der Betriebstemperatur den effektiven Durchtrittsquerschnitt an der Drossel 15.In the embodiment according to FIG. 5, the passage cross section is changed the throttle 15 uses the fluid operating temperature that arises in each case, which has a corresponding thermal expansion in operative connection with the throttle 15 standing throttle element 30 causes. Such a throttle element 30 can for example according to Figure 5 as an expansion rod preferably made of aluminum be formed, which with a in the direction of the second pressure chamber 14 tapering, conical throttle end 31 is provided with a narrowing of the in the output shaft 17 formed, stepped through bore 22 in the region of Throttle 15 is in operative connection. The output shaft 17 is preferably made of Steel made. The throttle element 30 is connected to the throttle 15 pioneering end fixed in the output shaft 17 and influenced with his conical throttle end 31 depending on the operating temperature the effective Passage cross section at throttle 15.

Bei der in der Figur 6 dargestellten weiteren Ausführungsform weist der Steuerkolben 19 zur Reduzierung der Reibung an der Umfangsfläche und der damit verbundenen Verschiebehemmung der Verschiebeeinheit 11 einen Verbindungskanal in Form einer Verbindungsbohrung 51 auf, die ausgehend von der ersten Druckkammer 12 an der Umfangswand des Steuerkolbens 19 mündet. Über diese Bohrung 51 wird der Druck in der Druckkammer 12 gezielt auf einen bestimmten Bereich der Umfangsmantelfläche des Steuerkolbens 19 geleitet, um so eine Reduzierung der unerwünschten Querkräfte zu erreichen.In the further embodiment shown in FIG. 6, the control piston 19 to reduce the friction on the peripheral surface and the associated Displacement inhibition of the displacement unit 11 a connecting channel in the form of a Connecting bore 51, which, starting from the first pressure chamber 12 on the Circumferential wall of the control piston 19 opens. Via this bore 51, the pressure in the pressure chamber 12 specifically to a specific area of the peripheral surface of the control piston 19 passed so as to reduce the undesirable lateral forces to reach.

Dementsprechend ist auch am Federkolben 20 ein Verbindungskanal zwischen der zweiten Druckkammer 14 und der Umfangswand des Federkolbens 20 vorgesehen, der dort als Ausnehmung 53 bzw. Tasche in der Umfangswand des Federkolbens 20 ausgebildet ist. Diese Ausnehmung leitet dabei den Druck der zweiten Druckkammer 14 seitlich auf den Federkolben 20 um so unerwünschte Querkräfte ausgleichen zu können. Des weiteren ist im Steuerkolben19 eine Durchgangsbohrung 55 vorgesehen, die ausgehend von der die erste Druckkammer 12 axial begrenzenden Stirnseite 57 den Steuerkolben 19 vollständig durchdringt und an der zum Abtriebszahnrad 18 benachbarten Stirnseite 59 austritt. Dabei wird über diese Durchgangsbohrung 55 der Druck aus der ersten Druckkammer 12 in einen Wandbereich 63 des Abtriebs- bzw. Förderzahnrades 18 geleitet, so daß gegenüberliegend am Zahnradeingriff wirkenden Hydraulik- und Zahnkräften entgegengewirkt werden kann.Accordingly, a connection channel between the second pressure chamber 14 and the peripheral wall of the spring piston 20 is provided there as a recess 53 or pocket in the peripheral wall of the spring piston 20 is trained. This recess guides the pressure of the second pressure chamber 14 laterally on the spring piston 20 so as to be able to compensate for undesired transverse forces. Furthermore, a through bore 55 is provided in the control piston 19 starting from the end face 57 which axially delimits the first pressure chamber 12 Control piston 19 penetrates completely and on the driven gear 18th neighboring face 59 emerges. In this case, the through hole 55 of Pressure from the first pressure chamber 12 into a wall area 63 of the output or Conveying gear 18 passed so that acting opposite to the gear mesh Hydraulic and tooth forces can be counteracted.

Um weiterhin einen unerwünschten Druckaufbau an der Mantelfläche der Verschiebeeinheit 11 verhindern zu können, ist es zudem auch möglich, eine Gehäusebohrung 61 im Gehäuse vorzusehen, die z.B. in Höhe des Steuerkolbens 19 angeordnet sein kann und die vom Inneren des Gehäuses nach außen abführt.To continue an undesirable pressure build-up on the lateral surface of the To prevent displacement unit 11, it is also possible to Provide housing bore 61 in the housing, which e.g. at the level of the control piston 19 can be arranged and which leads away from the inside of the housing to the outside.

Dabei ist es mit den in der Figur 6 dargestellten Merkmalen möglich, die axialen Verschiebekräfte der Verschiebeeinrichtung zu reduzieren und die Regelung der Fördermengenregeleinrichtung entsprechend feinfühlig und leichtgängig auszubilden.It is possible with the features shown in Figure 6, the axial To reduce displacement forces of the displacement device and the regulation of the Conveying the flow rate control device accordingly in a sensitive and smooth manner.

Der weitere konstruktive Aufbau und die Funktionsweise der Ausführungsformen gemäß den Figuren 3 bis 6 entsprechen demjenigen der Ausführungsformen gemäß den Figuren 1 und 2.The further construction and the functioning of the embodiments according to Figures 3 to 6 correspond to that of the embodiments according to the Figures 1 and 2.

Gemäß einer alternativen, nicht dargestellten Ausführungsform kann die Funktion des Überdruckventils 32 auch von einer elektrisch ansteuerbaren, hydraulischen Regeleinheit übernommen werden. Eine derartige Regeleinheit ist in Figur 2 als zusätzlich zum Überdruckventil 32 vorgesehene Regeleinheit 35 dargestellt. Der Vorteil einer elektrischhydraulischen Regeleinheit liegt in dem jederzeit beliebig einstellbaren Förderdruckniveau der Zahnradpumpe 10 entsprechend dem jeweiligen Fluiddruckbeziehungsweise Fluidmengenbedarf des zu versorgenden Aggregats, wie zum Beispiel eines mit Öl zu versorgenden Verbrennungsmotors. Hierbei kann an einer relevanten Stelle eines Ölkreislaufs der jeweils anliegende Motoröldruck elektrisch sensiert werden und nach Vorgabe eines Öldruckkennfelds in Abhängigkeit von der Motordrehzahl und der Öltemperatur und einer erforderlichen Motorfunktion, wie beispielsweise der Schaltung eines Nockenwellenverstellers, bedarfsgerecht eingestellt werden. Die elektrisch ansteuerbare Regeleinheit kann dabei entweder direkt in einer Wandung der zweiten Druckkammer der Zahnradpumpe 10 oder aber über eine Hydraulikleitung mit der zweiten Druckkammer der Zahnradpumpe in Wirkverbindung stehend an einer anderen Stelle angeordnet sein. Jedoch ist zur Erhöhung der Betriebssicherheit der Zahnradpumpe bei elektrischer Druckregelung eine Kombination einer elektrischen Druckregeleinheit mit mechanisch-hydraulischen Überdruckventilen möglich.According to an alternative embodiment, not shown, the function of the Pressure relief valve 32 also from an electrically controllable, hydraulic control unit be taken over. Such a control unit is shown in FIG. 2 in addition to Pressure control valve 32 provided control unit 35 shown. The advantage of an electro-hydraulic The control unit lies in the freely adjustable at any time Delivery pressure level of the gear pump 10 according to the respective fluid pressure or Fluid quantity requirement of the unit to be supplied, for example an internal combustion engine to be supplied with oil. Here, a relevant Instead of an oil circuit, the applied engine oil pressure can be sensed electrically and according to the specification of an oil pressure map as a function of the engine speed and the oil temperature and a required engine function, such as the Circuit of a camshaft adjuster can be adjusted as required. The electrically controllable control unit can either be directly in a wall of the second pressure chamber of the gear pump 10 or with a hydraulic line the second pressure chamber of the gear pump is operatively connected to one be arranged elsewhere. However, to increase operational safety Gear pump with electrical pressure control a combination of an electrical Pressure control unit possible with mechanical-hydraulic pressure relief valves.

Eine derartige Kombination ist in Figur 2 dargestellt, wobei das Regelsystem der Zahnradpumpe 10 zur Begrenzung des sich in der zweiten Druckkammer 14 einstellenden Betriebsdrucks auf eine maximale Druckgrenze ein erstes Überdruckventil 32 aufweist und parallel zu diesem mit einer elektrischen Regeleinheit 35 versehen ist, welche mit der zweiten Druckkammer 14 mittels der Hydraulikleitung 37 und des zweiten Überdruckventils 36 in Wirkverbindung steht. Die Regeleinheit 35 ist bedarfsgerecht pulsbar beziehungsweise querschnittsregelbar zum Absteuern einer bestimmten Fluidmenge aus der zweiten Druckkammer 14. In dieser Weise ist es möglich, in der zweiten Druckkammer 14 einen Betriebsdruck einzustellen, welcher unterhalb des durch das erste Überdruckventil 32 vorgegebenen Maximaldrucks liegt. Das in Bezug auf die Regeleinheit 35 in Reihe geschaltete zweite Überdruckventil 36 dient dazu, einen Minimaldruck in der zweiten Druckkammer 14 vorzugeben, so dass die elektrische Druckregelung mittels der Regeleinheit 35 lediglich zwischen einem Minimalfluiddruck von beispielsweise 2 bar durch Aktivieren des zweiten Überdruckventils 36 und einem Maximalfluiddruck von beispielsweise 5 bar durch Aktivieren des ersten Überdruckventils 32 wirkt.Such a combination is shown in Figure 2, the control system of Gear pump 10 for limiting the pressure in the second pressure chamber 14 operating pressure to a maximum pressure limit a first pressure relief valve 32 and is provided in parallel with an electrical control unit 35, which with the second pressure chamber 14 by means of the hydraulic line 37 and the second Pressure relief valve 36 is operatively connected. The control unit 35 is tailored to the needs pulsable or adjustable in cross-section to control a specific one Quantity of fluid from the second pressure chamber 14. In this way it is possible in the second pressure chamber 14 to set an operating pressure which is below the the first pressure relief valve 32 is predetermined maximum pressure. That in relation to the Control unit 35 connected in series second pressure relief valve 36 serves one Specify minimum pressure in the second pressure chamber 14 so that the electrical Pressure control by means of the control unit 35 only between a minimum fluid pressure of, for example, 2 bar by activating the second pressure relief valve 36 and one Maximum fluid pressure of 5 bar, for example, by activating the first pressure relief valve 32 acts.

Die in den Figuren 7 und 8 in zwei Schnittansichten gezeigte weitere Ausführungsform der erfindungsgemäßen regelbaren Zahnradpumpe, entspricht im wesentlichen dem Aufbau und der Funktion der in den Figuren 1 bis 6 beschriebenen Ausführungsbeispiele und verwendet daher deren Bezugszeichen.The further embodiment shown in FIGS. 7 and 8 in two sectional views the controllable gear pump according to the invention essentially corresponds to that Structure and function of the embodiments described in Figures 1 to 6 and therefore uses their reference numerals.

Darüber hinaus weist die Zahnradpumpe 10 dort nunmehr eine nicht näher dargestellte Schrägverzahnung auf den Zahnrädern 21 und 18 auf, durch die der Förderölstrom zu und von den Zahnlücken der Zahnräder 21 und 18 weitgehend auch radial erfolgen kann, so daß zusätzliche Öltaschen in den axial die Zahnräder 21 und 18 begrenzenden Kammerwänden minimierbar sind, bzw. vollständig entfallen können. Zur Vermeidung von Ölquetschungen mit örtlich relativ hohen Quetschöldrücken ist zudem eine weitere, zumindest druckseitig angeordnete axiale Öltasche vorgesehen, die in vorteilhafter Weise im Deckel 39 angeordnet ist. Diese Öltasche ist dabei als Nut 83 im Deckel 39 ausgebildet, die sich über die gesamte Länge der Überdeckung mit dem Zapfen 40 erstreckt. Dabei hat diese Ausbildung der als Drucköltasche wirkenden Nut den Vorteil, daß der Regelhub des Steuerkolbens 19 unbeeinträchtigt bleibt, da die Drehabstützung des Steuerkolbens 19 an der Wand des Zapfens 40 des Deckels 39 über den gesamten Hub erhalten bleibt.In addition, the gear pump 10 now has a not shown there Helical teeth on the gears 21 and 18 through which the flow of oil to and can largely also take place radially from the tooth gaps of the gear wheels 21 and 18, so that additional oil pockets in the axially delimiting the gears 21 and 18 Chamber walls can be minimized, or can be completely eliminated. To avoid of oil crushing with locally relatively high squeezing oil pressures is also another Axial oil pocket arranged at least on the pressure side, which is advantageous Way is arranged in the lid 39. This oil pocket is a groove 83 in the lid 39 formed, which over the entire length of the overlap with the pin 40th extends. This design of the groove acting as a pressure oil pocket has the advantage that the control stroke of the control piston 19 remains unaffected, since the rotary support of the control piston 19 on the wall of the pin 40 of the cover 39 over the entire Hub remains intact.

Die vom rotierenden Abtriebszahnrad 18 auf die Verschiebeeinheit 11 übertragenden Reibmomente stützen sich über den Steuerkolben 19 am Deckel 39 auf der Seite des Druckkanals 81 ab. Daher ist es besonders vorteilhaft, daß die Nut 83 als Drucköltasche nicht direkt mit dem Druckkanal 81 in Verbindung steht, da sonst entsprechend ihrer Tiefe der maximale Verschiebehub des Steuerkolbens 19 wegen der erforderlichen Drehabstützung zum Deckel 39 reduziert wäre. Durch die Erstreckung der Nut 83 über die gesamte, an die Kammer 12 grenzende Deckellänge, kann das über sie abzuführende Förderöl direkt von dort in die mit dem Druckkanal 81 verbundene Druckkammer 12 strömen.Those transmitting from the rotating output gear 18 to the displacement unit 11 Frictional moments are based on the control piston 19 on the cover 39 on the side of the Pressure channel 81 from. Therefore, it is particularly advantageous that the groove 83 as a pressure oil pocket is not directly connected to the pressure channel 81, since otherwise according to their Depth of the maximum displacement stroke of the control piston 19 because of the required Rotational support to the lid 39 would be reduced. By extending the groove 83 over the entire length of the lid adjacent to the chamber 12 can be done via it Delivery oil to be discharged directly from there into the one connected to the pressure channel 81 Flow pressure chamber 12.

Eine gemäß den oben beschriebenen Ausführungsformen ausgebildete Zahnradpumpe mit Fördermengenregelung ist in besonders vorteilhafter Weise zum Einsatz als Ölpumpe eines mit Öl zu versorgenden Verbrennungsmotors geeignet, da sie weitgehend eine bedarfsgerechte Minimierung der Ölfördermenge und des Öldruckniveaus ermöglicht und somit durch eine im Mittel deutlich reduzierte Ölpumpenantriebsleistung einen nennenswerten Beitrag zur bevorzugten Minderung des Kraftstoffverbrauchs des Verbrennungsmotors leistet.A gear pump designed according to the above-described embodiments with flow control is used in a particularly advantageous manner as Oil pump of an internal combustion engine to be supplied with oil, since it largely a needs-based minimization of the oil production and the Oil pressure levels enabled and thus by a significantly reduced on average Oil pump drive power makes a notable contribution to the preferred reduction of the Fuel consumption of the internal combustion engine.

Claims (27)

Zahnradpumpe mit einer fördermengenverändernden Verschiebeeinheit, die zwischen einer ersten Druckkammer und einer zweiten, eine zusätzlich auf die Verschiebeeinheit wirkende Druckfeder aufweisenden Druckkammer verschiebbar angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckkammern (12, 14) Mittels einer eine Drossel (15) aufweisenden Druckleitung (16) in hydraulischer Wirkverbindung stehen und die zweite Druckkammer (14) maximaldruckbegrenzt ist.Gear pump with a displacement unit that changes the delivery rate and is displaceably arranged between a first pressure chamber and a second pressure chamber that has an additional compression spring that acts on the displacement unit, characterized in that the pressure chambers (12, 14) are provided with a pressure line (16) that has a throttle (15) ) are in hydraulic operative connection and the second pressure chamber (14) is limited to maximum pressure. Zahnradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Zahnradpumpe (10) als Außenzahnradpumpe ausgebildet ist.Gear pump according to claim 1, characterized in that the gear pump (10) is designed as an external gear pump. Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Verschiebeeinheit (11) aus einer Abtriebswelle (17) und, jeweils auf dieser koaxial angeordnet, einem Abtriebszahnrad (18), einem die erste Druckkammer (12) begrenzenden Steuerkolben (19) und einem die zweite Druckkammer (14) begrenzenden Federkolben (20) besteht, wobei die Verschiebeeinheit (11) in Abhängigkeit einer eventuell sich einstellenden Druckdifferenz zwischen der ersten Druckkammer (12) und der zweiten Druckkammer (14) in Bezug auf ein Antriebszahnrad (21) verschiebbar ist.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the displacement unit (11) consists of an output shaft (17) and, each arranged coaxially thereon, an output gear (18), a control piston (19) delimiting the first pressure chamber (12) and a the second pressure chamber (14) delimiting spring piston (20), the displacement unit (11) depending on a possibly occurring pressure difference between the first pressure chamber (12) and the second pressure chamber (14) with respect to a drive gear (21) . Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drossel (15) als gestufte, zur zweiten Druckkammer (14) querschnittsreduzierte Durchgangsbohrung (22) in der Abtriebswelle (17) ausgebildet ist.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the throttle (15) is designed as a stepped through bore (22) in the output shaft (17) which has a reduced cross-section to the second pressure chamber (14). Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drossel (15) als stufenlose Durchgangsbohrung (23) in der Abtriebswelle (17) ausgebildet ist. Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the throttle (15) is designed as a stepless through-bore (23) in the output shaft (17). Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drossel (15) als Durchgangsbohrung (24) im Federkolben (20) ausgebildet ist und mit einer an den Zahnbereich des Abtriebszahnrads (18) grenzenden Drucktasche (26) des Federkolbens (20) in Verbindung steht.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the throttle (15) is designed as a through-bore (24) in the spring piston (20) and with a pressure pocket (26) of the spring piston (20) adjacent to the tooth region of the driven gear (18) Connection is established. Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drossel (15) als Durchgangsbohrung (24) im Federkolben (20) ausgebildet ist und die hydraulische Wirkverbindung zwischen der Drossel (15) und der ersten Druckkammer (12) periodisch durch einen jeweiligen Zahn (27) des drehbaren Abtriebszahnrads (18) unterbrechbar ist.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the throttle (15) is designed as a through bore (24) in the spring piston (20) and the hydraulic operative connection between the throttle (15) and the first pressure chamber (12) periodically by a respective tooth (27) of the rotatable driven gear (18) can be interrupted. Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Federkolben (20) eine an den Zahnbereich des Abtriebszahnrads (18) grenzende Saugtasche (28) aufweist.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the spring piston (20) has a suction pocket (28) bordering the tooth region of the driven gear (18). Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drossel (15) einen veränderbaren Durchtrittsquerschnitt aufweist.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the throttle (15) has a variable passage cross section. Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drossel (15) als Durchgangsbohrung (22) der Abtriebswelle (17) ausgebildet ist und von einer nicht verschiebbaren Drosselstange (29) mit sich zur zweiten Druckkammer (14) verkleinerndem Querschnitt durchdrungen ist.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the throttle (15) is designed as a through bore (22) of the output shaft (17) and is penetrated by a non-displaceable throttle rod (29) with a cross-section which reduces to the second pressure chamber (14). Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Durchtrittsquerschnitt der Drossel (15) in Abhängigkeit einer betriebstemperaturbedingten Wärmedehnung eines mit der Drossel (15) in Wirkverbindung stehenden Drosselelements (30) veränderbar ist.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the passage cross section of the throttle (15) can be changed as a function of a thermal expansion of a throttle element (30) which is operatively connected to the throttle (15). Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Drosselelement (30) als Dehnungsstange mit einem konisch sich verjüngenden, freien Drosselende (31) ausgebildet ist, welches bei einer positiven Wärmedehnung des Drosselelements (30) den Durchtrittsquerschnitt der Drossel (15) verringert.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the throttle element (30) is designed as an expansion rod with a conically tapering, free throttle end (31), which reduces the passage cross section of the throttle (15) when there is positive thermal expansion of the throttle element (30) . Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zur Druckbegrenzung in der zweiten Druckkammer (14) ein mit dieser in Wirkverbindung stehendes Überdruckventil (32) vorgesehen ist.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that a pressure relief valve (32) which is operatively connected to it is provided in the second pressure chamber (14) to limit the pressure. Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Überdruckventil (32) in einer Wandung (33) der zweiten Druckkammer (14) integriert ist und eine in der Wandung (33) ausgebildete, in die zweite Druckkammer (14) führende, kalibrierte Durchgangsbohrung (34) aufweist.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the pressure relief valve (32) is integrated in a wall (33) of the second pressure chamber (14) and calibrated in the wall (33), leading into the second pressure chamber (14) Has through hole (34). Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Überdruckventil (32) als Kugelventil oder als Zungenventil ausgebildet ist.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the pressure relief valve (32) is designed as a ball valve or as a tongue valve. Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zur Druckbegrenzung in der zweiten Druckkammer (14) eine mit dieser in Wirkverbindung stehende elektro-hydraulische Regeleinheit (35) vorgesehen ist.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that an electro-hydraulic control unit (35) which is operatively connected to the second pressure chamber (14) is provided to limit the pressure. Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zur bedarfsgerechten Einstellung des Druckniveaus in der zweiten Druckkammer (14) eine mit der Regeleinheit (35) wirkverbundene Steuereinheit vorgesehen ist, welche mit einem mittels der Zahnradpumpe druckbeaufschlagten Verbraucheraggregat in Verbindung steht.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that a control unit which is operatively connected to the control unit (35) and which is connected to a consumer unit pressurized by means of the gear pump is provided for the need-based adjustment of the pressure level in the second pressure chamber (14). Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Regeleinheit (35) mit einem Überdruckventil (36) versehen ist. Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the control unit (35) is provided with a pressure relief valve (36). Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Antriebszahnrad (21) und das Abtriebszahnrad (18) jeweils eine Schrägverzahnung aufweisen.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the drive gear (21) and the driven gear (18) each have helical teeth. Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Verschiebeeinheit (11) Verbindungskanäle aufweist, die ausgehend von wenigstens einer der Druckkammern (12, 14) an die Umfangswand der Verschiebeeinheit münden.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that the displacement unit (11) has connecting channels which, starting from at least one of the pressure chambers (12, 14), open onto the peripheral wall of the displacement unit. Zahnradpumpe nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass von der ersten Druckkammer (12) eine Verbindungsbohrung (51) im Steuerkolben (19) abführt, die an dessen Umfangsmantelfläche mündet.Gear pump according to Claim 20, characterized in that a connecting bore (51) in the control piston (19) leads away from the first pressure chamber (12) and opens out at the peripheral surface of the latter. Zahnradpumpe nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass der Steuerkolben (19) eine Durchgangsbohrung (55) aufweist, die ausgehend von einer die erste Druckkammer (12) begrenzenden Stirnwand (57) in einen zwischen der Umfangswand des Abtriebszahnrades (18) und der Gehäuseinnenwand gebildeten Raum (63) einmündet.Gear pump according to claim 20, characterized in that the control piston (19) has a through bore (55) which, starting from an end wall (57) delimiting the first pressure chamber (12), is formed in a wall between the peripheral wall of the driven gear (18) and the housing inner wall Room (63) opens out. Zahnradpumpe nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass an der Umfangswand des Federkolbens (20) der Verschiebeeinheit (11) eine Ausnehmung (53) angeordnet ist, die in die zweite Druckkammer (14) einmündet.Gear pump according to claim 20, characterized in that a recess (53) is arranged on the peripheral wall of the spring piston (20) of the displacement unit (11), which opens into the second pressure chamber (14). Zahnradpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine von der Innenwand des die Verschiebeeinheit (11) aufnehmenden Gehäuses nach außen abführende Gehäusebohrung (61), vorzugsweise im Bereich des Steuerkolbens (19), vorgesehen ist.Gear pump according to one of the preceding claims, characterized in that a housing bore (61) leading away from the inner wall of the housing receiving the displacement unit (11), preferably in the region of the control piston (19), is provided. Zahnradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Verzahnung des miteinander kämmenden Zahnradpaares als Schrägverzahnung ausgebildet ist.Gear pump according to claim 1, characterized in that the toothing of the intermeshing pair of gearwheels is designed as helical teeth. Zahnradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens eine der die Zahnräder (21, 18) axial begrenzenden Kammerwände eine Ausnehmung aufweist, die eine Tasche (83) für das Fördermedium, vorzugsweise Drucköl bildet.Gear pump according to claim 1, characterized in that at least one of the chamber walls axially delimiting the gear wheels (21, 18) has a recess which forms a pocket (83) for the conveying medium, preferably pressure oil. Zahnradpumpe nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, daß die Drucköltasche als Nut (83) in der Wand eines Gehäusedeckels (39) ausgebildet ist, die sich über die gesamte Länge der Überdeckung des Deckels (39) mit einer ersten Druckkammer (12) erstreckt.Gear pump according to claim 26, characterized in that the pressure oil pocket is designed as a groove (83) in the wall of a housing cover (39), which extends over the entire length of the overlap of the cover (39) with a first pressure chamber (12).
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