EP1462654B1 - Zahnradpumpe - Google Patents

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EP1462654B1
EP1462654B1 EP04450056A EP04450056A EP1462654B1 EP 1462654 B1 EP1462654 B1 EP 1462654B1 EP 04450056 A EP04450056 A EP 04450056A EP 04450056 A EP04450056 A EP 04450056A EP 1462654 B1 EP1462654 B1 EP 1462654B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
gear
pressure
pump
gear pump
shiftable
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP04450056A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1462654A1 (de
Inventor
Alfred Götschhofer
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
TCG Unitech Systemtechnik GmbH
Original Assignee
TCG Unitech Systemtechnik GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by TCG Unitech Systemtechnik GmbH filed Critical TCG Unitech Systemtechnik GmbH
Priority to AT04450056T priority Critical patent/ATE307293T1/de
Priority to PL04450056T priority patent/PL1462654T3/pl
Publication of EP1462654A1 publication Critical patent/EP1462654A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1462654B1 publication Critical patent/EP1462654B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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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
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/0003—Sealing arrangements in rotary-piston machines or pumps
    • F04C15/0023—Axial sealings for working fluid
    • F04C15/0026—Elements specially adapted for sealing of the lateral faces of intermeshing-engagement type machines or pumps, e.g. gear machines or pumps
    • 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

Definitions

  • the invention relates to a gear pump with variable delivery volume two externally toothed gears meshing with each other which mesh are rotatably mounted in a pumping chamber of a pump housing, wherein at least one of the two gears is drivable via a drive shaft and one of the two gears, preferably the aborted gear, in the direction the axis of this gear is designed to be displaceable.
  • Gear pumps with two intermeshing externally toothed Gears have a gear driven by a drive shaft on which drives the second gear.
  • the gear engagement width is decisive for the volume flow of the Pumped fluid through the gear pump decisive. Losses by the head play of the gears to the pump housing and by the play of the Spaltshuses arise at the ends of the gears are in efficiency the gear pump reflected.
  • Gear pumps of this type are usually used for oil pumps of internal combustion engines.
  • conventional Oil pumps are powered by a rigid, non-variable drive such as chain, gears, Timing belt, etc. in a fixed speed ratio with the crankshaft of the Motors coupled.
  • Oil pumps are generally used in the worst case of oil supply the internal combustion engine over the entire speed field designed, the is the idle speed with the largest gap cross section in the bearing points, inclusive all other consumers on the engine such as pistons, spray nozzle for piston cooling or turbocharger, etc. From this interpretation it follows that the oil pump at higher speeds of the internal combustion engine over a multiple of the need Promotes oil quantity for high engine speeds.
  • the quantity regulation to the actual Consumption of the respective engine operating state is usually carried out by pressure control and Ab juryn the excess amount of oil delivered in the oil sump, or by returning it to the suction channel of the pump. Because the Gears of the pump thus always promote the maximum amount of oil must be independent from the actual need always approximately the same high drive power to be provided. This has a disadvantageous effect on the efficiency.
  • a gear pump with adjustable displacement is a gear pump with adjustable displacement known.
  • a gear of the gear pump has openings, which extending from a coaxial bore to the tooth spaces.
  • a rotary valve with at least one web which is a partially cylindrical Has lateral surface and defines an axial recess on the rotary valve, rotatably mounted on a gear carrying a shaft.
  • the jetty is with its lateral surface in the inside of the bore and the recess is connected to the low pressure side of the pump.
  • the delivery volume by changing the meshing width to adjust.
  • at least one of the two gears in shifted axially and thus the meshing width are changed, which are partly in the tooth gaps engaging patches necessary to To avoid dead spaces.
  • Such gear pumps are for example from the GB 2 265 945 A, AT 003 767 U1, DE 41 21 074 A1 or the RU 2 177 085 C known.
  • the gear pump Relatively much space through the axial gear adjustment to complete takes.
  • US 2,434,135 A discloses a gear pump with an externally toothed Gear, which is in engagement with an internally toothed gear. By Moving the externally toothed gear and / or the internally toothed Gear, the delivery volume can be changed because the outlet side with the inlet side is shorted. On gear pumps with two externally toothed Gears, this concept is not readily transferable.
  • the object of the invention is the simplest possible way in a gear pump of the type mentioned to achieve a regulation of the delivery volume.
  • a through the in the axial direction measured distance between a substantially planar first inner side wall the delivery chamber of the pump housing and a first end face of the displaceable gear defined gap is variable and that a the first inner side wall opposite and parallel to this plane second inner side wall of the delivery chamber in the region of one of the first end face remote from the second end face of the sliding gear concentric Has formed to the axis, substantially cylindrical recess, whose Diameter at least in the region of the sliding gear larger than the Outer diameter of the gear is.
  • the gap in a range between 0 to d / 5, preferably in a range between 0 to d / 50 is variable, wherein d is the outer diameter of the sliding gear.
  • the regulation of the delivery volume is mainly by changing the gap size and thus the gap losses. filler for filling the dead spaces, which intervene, for example, in the tooth gaps, are not necessary.
  • the pressure or flow control over the Change in the gap size satisfy extremely low axial displacements, because the gap greatly influences the pressure and flow rate of the gear pump.
  • a preferably plate-shaped Sealing disc is arranged, which the conveying space of the pump housing separates from a dead space within the niche, preferably the Sealing disc rotatably connected to the sliding gear.
  • the preferably plate-shaped sealing disc is a lateral seal allows for the dead space.
  • the sealing disc facing on the second end face Side in the region of each interdental space of the sliding gear at least having a radial relief groove.
  • the pressure and flow rate control takes place in the described gear pump completely without control piston or valves, whereby a very compact construction can be achieved.
  • the gear pump in the control range also has a significant lower power consumption. Due to the extremely low displacement of Gears are almost always supporting the teeth all over the tooth flank, causing they are subject to much less wear than the tooth mesh width regulated gear pumps.
  • the dead space via a discharge channel with a pressure sink preferably fluidly connectable to the suction side or the pump environment is, preferably in the discharge channel in the direction of Pressure sink opening pressure relief valve is arranged.
  • the pressure relief valve has the task to prevent a pressure increase in the dead space. Thereby can avoid a malfunction of the control characteristics of the gear pump be, especially in cold run and in radially closed Sealing is important.
  • the sealing disc has at least one circumferential sealing groove in its jacket region. Due to the circumferential sealing groove can be dispensed with radial relief grooves become.
  • a simple shift of the gear can be achieved when the sliding Gear, preferably also the sealing disc, rigid on a in Pump housing rotatable and adjustable in the direction of the axis control shaft is arranged.
  • the control shaft for axial adjustment at least one pressure piston which is connected to a pressure chamber which can be connected to a pressure medium borders, wherein preferably the pressure medium through the fluid is formed and the pressure chamber fluidly connected to the pressure side of the gear pump is.
  • the Pressure chamber with an external pressure source or a pure oil control device, connected is. This allows external control.
  • the default the control shaft can be trained on a trained example as a compression spring Return spring take place.
  • the control shaft, at least in one direction, by an electric servomotor is adjustable.
  • the gear pump 1 has two meshing, externally toothed Gears 2, 3, which in a delivery chamber 11 of a pump housing 4 are rotatably arranged.
  • the gear 3 is via a drive shaft. 5 driven and drives the gear 2.
  • the aborted gear 2 is together arranged with a sealing disc 6 on a control shaft 7 and can be moved with this in the direction of the axis 2 'of the gear 2, as with the arrow P is indicated.
  • reference numeral 8 is the suction side, with reference numerals 9, the pressure side of the gear pump 1 and the arrows S, the flow direction of the medium.
  • the gap 10 shown in FIG. 3 can be changed.
  • the gap 10 is as a distance between a flat first inner side wall 11a of the delivery chamber 11 of the pump housing 4 and a first end face 2a of the displaceable Gear 2 defined.
  • With the outer diameter d of the sliding Gear 2 is the adjustment range of the gap 10 between 0 to d / 5, preferably between 0 to d / 50, wherein the rest state shown in Fig. 2 a minimum, design-related value for the gap 10 assigned is.
  • the regulation of the pressure or the flow rate is on the gap 10 and thus accomplished by changing the gap losses. This can be up Pockets, in particular for filling the interdental spaces 14, are dispensed with. Even a slight displacement of the displaceable gear 2 is sufficient to change the gap 10 sufficiently.
  • the arranged in the niche 22 plate or annular sealing disc 6 is used to the the gear wheels 2, 3 receiving delivery chamber 11 of a for Displacement of the gear 2 necessary dead space 12 within the niche 22nd seal.
  • This is via a in Figs. 2 and 3 and Fig. 4 and 5 dashed lines relief channel 25 connected to a pressure sink, which the suction chamber 8 or the pump environment, such as the oil space of an oil pan, may be.
  • in the Relief channel 25 is a pressure relief valve opening in the direction of the pressure sink 26 arranged.
  • the sealing disc 6 has tooth space symmetry arranged radial relief grooves 13 on the side of the first Front side 2a facing away from the second end face 2b of the movable gear. 2 on.
  • Each radial relief groove 13 is in each case in the region of a tooth gap 14 of the sliding gear 2 is arranged and communicates during one revolution of the displaceable gear 2 with an outlet groove 15, which in the pressure-side engagement region 23 of the two gears 2, 3 in the Pump housing 4 is formed.
  • radial relief grooves 13 can be largely dispensed with if the Sealing disc 6, as shown in Fig. 6, in its jacket region with at least a circumferential sealing groove 27 is provided which as a labyrinth seal acts and compensates for pressure peaks.
  • the indicated by reference numeral 29 Leckagenut has the task in the Dead space 12 through the annular gap between the sealing disc 6 and pump housing 4 leak leaks to the outside.
  • the leakage groove 29 is for example designed spirally and connects the dead space 12 with a spring chamber 30. In order to discharge leaks reliably in normal operation, is the sum of the cross-sectional areas of bearing clearance of the control shaft 7 and the leakage groove 29 at least as large as the annular gap between the sealing disc 6 and pump housing 4.
  • the control shaft 7 has a pressure piston 17, which is the pump housing cover 4a is sealed off via the seal 18.
  • the pressure piston 17 is adjacent to a pressure chamber 19, which closed by the screw 20 is.
  • a Drucköleinberg 21 which with the pressure side 9 of the gear pump 1 is fluidly connected (Fig. 2, 3), or which with an external pressure source or a so-called pure oil control (oil pressure, is taken after the oil filter), in communication (Fig. 4, 5).
  • a so-called pure oil control oil pressure, is taken after the oil filter
  • Fig. 4, 5 so-called pure oil control
  • the return to the normal position takes place via a in the spring chamber 30 arranged return spring 28, for example, a compression spring, or an electric servomotor.
  • the deflection of the control shaft 7 in the control position instead of by the pump pressure also by take the electric servomotor.

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Description

Die Erfindung betrifft eine Zahnradpumpe mit veränderbarem Fördervolumen mit zwei miteinander im Zahneingriff stehenden außenverzahnten Zahnrädern, welche in einem Förderraum eines Pumpengehäuses drehbar gelagert sind, wobei zumindest eines der beiden Zahnräder über eine Antriebswelle antreibbar ist und eines der beiden Zahnräder, vorzugsweise das abgetriebene Zahnrad, in Richtung der Achse dieses Zahnrades verschiebbar ausgebildet ist.
Konventionelle Zahnradpumpen mit zwei miteinander kämmenden außenverzahnten Zahnrädern weisen ein über eine Antriebswelle angetriebenes Zahnrad auf, welches das zweite Zahnrad treibt. Neben dem Zahnprofil und der Pumpendrehzahl ist die Zahnradeingriffsbreite maßgeblich für den Volumenstrom des Fördermediums durch die Zahnradpumpe ausschlaggebend. Verluste, die durch das Kopfspiel der Zahnräder zum Pumpengehäuse und durch die Spielgebung des Spaltsmaßes an den Stirnseiten der Zahnräder entstehen, sind im Wirkungsgrad der Zahnradpumpe wiedergespiegelt. Zahnradpumpen dieser Art werden üblicherweise für Ölpumpen von Brennkraftmaschinen eingesetzt. Konventionelle Ölpumpen sind durch einen starren, nicht variablen Antrieb wie Kette, Zahnräder, Zahnriemen etc. in einem festen Drehzahlverhältnis mit der Kurbelwelle des Motors gekoppelt. Bei steigender Drehzahl des Motors wird auch die Ölpumpendrehzahl erhöht und damit die Förderleistung der Ölpumpe in Relation zur Motordrehzahl. Ölpumpen werden im allgemeinen für den schlechtesten Fall der Ölversorgung der Brennkraftmaschine über das gesamte Drehzahlfeld ausgelegt, das ist die Leerlaufdrehzahl bei größtem Spaltquerschnitt in den Lagerstellen, inklusive alle weiteren Verbraucher am Motor wie Kolben, Spritzdüse zur Kolbenkühlung oder Turbolader etc. Aus dieser Auslegung ergibt sich, dass die Ölpumpe bei höheren Drehzahlen der Brennkraftmaschine über ein Vielfaches der benötigen Ölmenge für hohe Motordrehzahlen fördert. Die Mengenregelung an den tatsächlichen Verbrauch des jeweiligen Motorbetriebszustandes erfolgt dabei üblicherweise durch Druckregelung und Absteuern der Übermenge an geförderten Öl in den Ölsumpf, oder durch Rückführen in den Ansaugkanal der Pumpe. Da die Zahnräder der Pumpe somit immer die maximale Ölmenge fördern, muss unabhängig vom tatsächlichen Bedarf stets annähernd die gleiche hohe Antriebsleistung bereitgestellt werden. Dies wirkt sich nachteilig auf den Wirkungsgrad aus.
Aus der DE 196 31 956 A1 ist eine Zahnradpumpe mit einstellbarem Verdrängervolumen bekannt. Ein Zahnrad der Zahnradpumpe weist Durchbrüche auf, welche sich von einer koaxialen Bohrung bis in die Zahnlücken erstrecken. In der Bohrung ist ein Drehschieber mit wenigstens einem Steg, der eine teilzylindrische Mantelfläche aufweist und eine axiale Ausnehmung am Drehschieber begrenzt, drehfest auf einer das eine Zahnrad tragenden Welle gelagert. Der Steg liegt mit seiner Mantelfläche in der Innenseite der Bohrung an und die Ausnehmung ist mit der Niederdruckseite der Pumpe verbunden. Durch Verstellen des Drehschiebers kann das Verdrängervolumen entsprechend der Öffnungsweite der Durchbrüche eingestellt werden. Der Verstellmechanismus ist relativ aufwendig und weist viele komplex geformte Einzelteile auf.
Des weiteren ist es bekannt, das Fördervolumen durch Verändern der Zahneingriffsbreite zu verstellen. Dabei kann zumindest eines der beiden Zahnräder in axialer Richtung verschoben und somit die Zahneingriffsbreite geändert werden, wobei zum Teil in die Zahnlücken eingreifenden Füllstücke notwendig sind, um Toträume zu vermeiden. Derartige Zahnradpumpen sind beispielsweise aus der GB 2 265 945 A, der AT 003 767 U1, der DE 41 21 074 A1 oder der RU 2 177 085 C bekannt. Neben der relativ großen Anzahl von aufwendig herzustellenden Einzelteilen ist es nachteilig, dass in axialer Richtung die Zahnradpumpe relativ viel Bauraum durch die axiale Zahnradverstellung in Anspruch nimmt.
Die DE 199 24 057 A1 beschreibt eine Zahnradmaschine mit zwei miteinander kämmende Zahnräder, auf die zur axialen Abdichtung auf die Seitenflächen axial verschiebbare Bauteile gedrückt sind. Die beiden Bauteile werden mit unterschiedlich großen resultierenden Kräften in axialer Richtung belastet und gegen die Zahnräder gedrückt, welche dadurch in axialer Richtung in eine definierte Lage verschoben werden. Dadurch soll eine verbreiterte Einlaufspur im Gehäuse vermieden werden.
Die US 2,434,135 A offenbart eine Zahnradpumpe mit einem außen verzahnten Zahnrad, welches in Eingriff mit einem innen verzahnten Zahnrad steht. Durch Verschieben des außenverzahnten Zahnrades und/oder des innenverzahnten Zahnrades kann das Fördervolumen verändert werden, da die Auslassseite mit der Einlassseite kurzgeschlossen wird. Auf Zahnradpumpen mit zwei außenverzahnte Zahnräder ist dieses Konzept nicht ohne weiteres übertragbar.
Aufgabe der Erfindung ist es, auf möglichst einfache Weise bei einer Zahnradpumpe der eingangs genannten Art eine Regelung des Fördervolumens zu erreichen.
Erfindungsgemäß ist dazu vorgesehen, dass ein durch den in axialer Richtung gemessenen Abstand zwischen einer im wesentlichen ebenen ersten Innenseitenwand des Förderraumes des Pumpengehäuses und einer ersten Stirnseite des verschiebbaren Zahnrades definiertes Spaltmaß veränderbar ist und dass eine der ersten Innenseitenwand gegenüberliegende und zu dieser parallele ebene zweite Innenseitenwand des Förderraumes im Bereich einer der ersten Stirnseite abgewandten zweiten Stirnseite des verschiebbaren Zahnrades eine konzentrisch zur Achse ausgebildete, im wesentlichen zylindrische Nische aufweist, deren Durchmesser zumindest im Bereich des verschiebbaren Zahnrades größer als der Außendurchmesser des Zahnrades ist. Dadurch kann eine seitliche Auslenkung des verschiebbaren Zahnrades auf sehr einfache Weise erreicht werden. Vorzugsweise ist dabei vorgesehen, dass das Spaltmaß in einem Bereich zwischen 0 bis d/5, vorzugsweise in einem Bereich zwischen 0 bis d/50 veränderbar ist, wobei d der Außendurchmesser des verschiebbaren Zahnrades ist.
Zum Unterschied zu den bekannten regelbaren Zahnradpumpen mit axial verschiebbaren Zahnrädern erfolgt die Regelung des Fördervolumens vor allem durch die Veränderung des Spaltmaßes und somit der Spaltverluste. Füllstücke zur Füllung der Toträume, welche beispielsweise in die Zahnlücken eingreifen, sind nicht notwendig. Durch die Druck- bzw. Fördermengenregelung über die Veränderung des Spaltmaßes genügen äußerst geringe axiale Verschiebungen, da das Spaltmaß sehr stark Druck- und Fördermenge der Zahnradpumpe beeinflusst.
Äußerst vorteilhaft ist es, wenn im Bereich der Nische eine vorzugsweise tellerförmige Abdichtscheibe angeordnet ist, welche den Förderraum des Pumpengehäuses von einem Totraum innerhalb der Nische trennt, wobei vorzugsweise die Abdichtscheibe drehfest mit dem verschiebbaren Zahnrad verbunden ist. Durch die vorzugsweise tellerförmig ausgebildete Abdichtscheibe wird eine seitliche Abdichtung zu dem Totraum ermöglicht. Um Druckspitzen zu vermeiden, ist weiters vorgesehen, dass die Abdichtscheibe auf der der zweiten Stirnseite zugewandten Seite im Bereich jedes Zahnzwischenraumes des verschiebbaren Zahnrades zumindest eine radiale Entlastungsnut aufweist. Dabei ist es besonders vorteilhaft, wenn im Bereich des druckseitigen Zahneingriffes der beiden Zahnräder auf der Seite der Abdichtscheibe in die der ersten Innenseitenwand gegenüberliegenden zweiten Innenseitenwand des Förderraumes eine Austrittsnut eingeformt ist, welche so angeordnet ist, dass während einer Umdrehung der Abdichtscheibe jede Entlastungsnut zumindest einmalig mit der Austrittsnut kommuniziert. Insbesondere in der ungeregelten Ausgangsstellung der Zahnräder, in der die Zahnräder über ihre gesamte Zahnradbreite miteinander kämmen, können Druckspritzen durch die Entlastungsnuten und die Quetschölaustrittsnut wirksam vermieden werden. Bei höheren Drehzahlen und großem Spaltmaß können Druckpulsationen auch durch den entstehenden Spaltmaßraum ausgeglichen werden.
Die Druck- und Fördermengenregelung erfolgt bei der beschriebenen Zahnradpumpe völlig ohne Regelkolben oder Ventile, wodurch eine sehr kompakte Bauweise erreicht werden kann. Da die Regelung durch Veränderung der Spaltverluste durchgeführt wird, und sich im Regelbereich eine geringere Saug-/Druckleistung einstellt, weist die Zahnradpumpe im Regelbereich auch eine wesentlich geringere Leistungsaufnahme auf. Durch die äußerst geringe Verschiebung der Zahnräder sind die Zähne fast immer auf der ganzen Zahnflanke tragend, wodurch sie einem wesentlich geringeren Verschleiß unterliegen als über die Zahneingriffsbreite geregelten Zahnradpumpen.
In einer sehr vorteilhaften Ausführung der Erfindung ist vorgesehen, dass vom Totraum ein Leckagekanal ausgeht, wobei vorzugsweise der Leckagekanal durch eine vorzugsweise spiralförmig in das Pumpengehäuse angrenzend an die Regelwelle eingeformte Leckagenut gebildet ist. Dadurch können im normalen Betriebsfall zwischen Abdichtscheibe und Pumpengehäuse in den Totraum eindringende Leckagen zuverlässig abgeführt werden.
Um das Auftreten von Druckspitzen im Totraum zu vermeiden und eine sichere Druckentlastung zu gewährleisten, ist in einer bevorzugten Ausführungsvariante vorgesehen, dass der Totraum über einen Entlastungskanal mit einer Drucksenke, vorzugsweise mit der Saugseite oder der Pumpenumgebung strömungsverbindbar ist, wobei vorzugsweise im Entlastungskanal ein in Richtung der Drucksenke öffnendes Druckentlastungsventil angeordnet ist. Das Druckentlastungsventil hat die Aufgabe, einen Druckanstieg im Totraum zu verhindern. Dadurch kann eine Fehlfunktion der Regelcharakteristik der Zahnradpumpe vermieden werden, was insbesondere bei Kalthochlauf und bei radial verschlossener Abdichtscheibe von Bedeutung ist.
In einer äußerst vorteilhaften Ausführungsvariante ist vorgesehen, dass die Abdichtscheibe in ihrem Mantelbereich zumindest eine umlaufende Dichtnut aufweist. Durch die umlaufende Dichtnut kann auf radiale Entlastungsnuten verzichtet werden.
Eine einfache Verschiebung des Zahnrades kann erreicht werden, wenn das verschiebbare Zahnrad, vorzugsweise auch die Abdichtscheibe, starr auf einer im Pumpengehäuse drehbar und in Richtung der Achse verschiebbaren Regelwelle angeordnet ist. In einer besonders bevorzugten Ausführungsvariante ist dabei vorgesehen, dass die Regelwelle zur axialen Verstellung zumindest einen Druckkolben aufweist, welcher an einen mit einem Druckmedium verbindbaren Druckraum grenzt, wobei vorzugsweise das Druckmedium durch das Fördermedium gebildet ist und der Druckraum mit der Druckseite der Zahnradpumpe strömungsverbunden ist. Alternativ dazu kann auch vorgesehen sein, dass der Druckraum mit einer externen Druckquelle oder einer Reinölsteuerungseinrichtung, verbunden ist. Dadurch ist eine externe Ansteuerung möglich. Die Rückstellung der Regelwelle kann dabei über eine beispielsweise als Druckfeder ausgebildete Rückstellfeder erfolgen. In einer alternativen Ausführungsvariante dazu kann vorgesehen sein, dass die Regelwelle, zumindest in einer Richtung, durch einen elektrischen Stellmotor verstellbar ist.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert. Es zeigen
Fig. 1
die erfindungsgemäße Zahnradpumpe in einem Schnitt gemäß der Linie I-I in den Fig. 1 und Fig. 2,
Fig. 2
die Zahnradpumpe in einem Schnitt gemäß der Linie II-II in Fig. 1 in der Ruhestellung in einer ersten erfindungsgemäßen Ausführungsvariante,
Fig. 3
diese Zahnradpumpe in einem Schnitt gemäß der Linie II-II in Fig. 1 in einer Regelstellung,
Fig. 4
und Fig. 5 eine Zahnradpumpe in einer zweiten erfindungsgemäßen Ausführungsvariante analog zu Fig. 2 und Fig. 3, und
Fig. 6
eine Abdichtscheibe in einer alternativen Ausführungsvariante der Erfindung in einem Längsschnitt.
Funktionsgleiche Bauteile sind in den Ausführungsbeispielen mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Die Zahnradpumpe 1 weist zwei miteinander in Eingriff stehende, außenverzahnte Zahnräder 2, 3 auf, welche in einem Förderraum 11 eines Pumpengehäuses 4 drehbar angeordnet sind. Das Zahnrad 3 wird über eine Antriebswelle 5 angetrieben und treibt das Zahnrad 2 an. Das abgetriebene Zahnrad 2 ist zusammen mit einer Abdichtscheibe 6 auf einer Regelwelle 7 angeordnet und kann mit dieser in Richtung der Achse 2' des Zahnrades 2 verschoben werden, wie mit dem Pfeil P angedeutet ist. Mit Bezugszeichen 8 ist die Saugseite, mit Bezugszeichen 9 die Druckseite der Zahnradpumpe 1 und mit den Pfeilen S die Strömungsrichtung des Mediums angedeutet.
Durch Verschieben der Regelwelle 7 und damit des verschiebbaren Zahnrades 2 kann das in Fig. 3 ersichtliche Spaltmaß 10 verändert werden. Das Spaltmaß 10 ist als Abstand zwischen einer ebenen ersten Innenseitenwand 11a des Förderraumes 11 des Pumpengehäuses 4 und einer ersten Stirnseite 2a des verschiebbaren Zahnrades 2 definiert. Mit dem Außendurchmesser d des verschiebbaren Zahnrades 2 beträgt der Verstellbereich des Spaltmaßes 10 zwischen 0 bis d/5, vorzugsweise zwischen 0 bis d/50, wobei dem in Fig. 2 dargestellten Ruhezustand ein minimaler, konstruktiv bedingter Wert für das Spaltmaß 10 zugeordnet ist.
Die Regelung des Druckes bzw. der Fördermenge wird über das Spaltmaß 10 und damit durch Veränderung der Spaltverluste bewerkstelligt. Dadurch kann auf Füllstücke, insbesondere zur Füllung der Zahnzwischenräume 14, verzichtet werden. Bereits eine geringe Verschiebung des verschiebbaren Zahnrades 2 reicht aus, um das Spaltmaß 10 im ausreichenden Maße zu verändern.
Um ein seitliches Auslenken des Zahnrades 2 zu ermöglichen, weist die der ersten Innenseitenwand 11a gegenüberliegende zweite Innenseitenwand 11b konzentrisch zur Achse 2' eine im wesentlichen zylindrische Nische 22 auf, deren Durchmesser D im Bereich der zweiten Stirnseite 2b des verschiebbaren Zahnrades 2 etwas größer ist als der Außendurchmesser d des Zahnrades 2.
Die in der Nische 22 angeordnete teller- oder ringförmige Abdichtscheibe 6 dient dazu, um den die Zahnräder 2, 3 aufnehmenden Förderraum 11 von einem zur Verschiebung des Zahnrades 2 notwendigen Totraum 12 innerhalb der Nische 22 abzudichten. Um einen Druckanstieg im Totraum 12 zu vermeiden, ist dieser über einen in den Fig. 2 und 3 bzw. Fig. 4 und 5 strichliert eingezeichneten Entlastungskanal 25 mit einer Drucksenke verbunden, welche der Saugraum 8 oder die Pumpenumgebung, beispielsweise der Ölraum einer Ölwanne, sein kann. Im Entlastungskanal 25 ist ein in Richtung der Drucksenke öffnendes Druckentlastungsventil 26 angeordnet. Die Abdichtscheibe 6 weist zahnzwischenraumsymmetrisch angeordnete radiale Entlastungsnuten 13 auf der Seite der der ersten Stirnseite 2a abgewandten zweiten Stirnseite 2b des verschiebbaren Zahnrades 2 auf.
Jede radiale Entlastungsnut 13 ist dabei im Bereich jeweils eines Zahnzwischenraumes 14 des verschiebbaren Zahnrades 2 angeordnet und kommuniziert während einer Umdrehung des verschiebbaren Zahnrades 2 mit einer Austrittsnut 15, welche im druckseitigen Eingriffsbereich 23 der beiden Zahnräder 2, 3 in das Pumpengehäuse 4 eingeformt ist. Durch die Entlastungsnuten 13 und die Austrittsnut 15 werden Druckspitzen, insbesondere bei niedriger Drehzahl im ungeregelten Ruhezustand der Zahnradpumpe 1 vermieden.
Auf radiale Entlastungsnuten 13 kann weitgehend verzichtet werden, wenn die Abdichtscheibe 6, wie in Fig. 6 dargestellt ist, in ihrem Mantelbereich mit zumindest einer umlaufenden Dichtnut 27 versehen ist, welche als Labyrinthabdichtung wirkt und Druckspitzen kompensiert.
Mit 4a ist ein über Schrauben 16 mit dem Pumpengehäuse 4 verbundener Pumpengehäusedeckel bezeichnet.
Die durch Bezugszeichen 29 angedeutete Leckagenut hat die Aufgabe, in den Totraum 12 durch den Ringspalt zwischen Abdichtscheibe 6 und Pumpengehäuse 4 eintretende Leckagen nach außen abzuführen. Die Leckagenut 29 ist dabei beispielsweise spiralförmig ausgeführt und verbindet den Totraum 12 mit einem Federraum 30. Um im normalen Betriebsfall Leckagen zuverlässig abführen zu können, ist die Summe der Querschnittflächen aus Lagerspiel der Regelwelle 7 und der Leckagenut 29 mindestens so groß wie der Ringspalt zwischen Abdichtscheibe 6 und Pumpengehäuse 4.
Die Regelwelle 7 weist einen Druckkolben 17 auf, welcher zum Pumpengehäusedeckel 4a hin über die Dichtung 18 abgedichtet ist. Der Druckkolben 17 grenzt an einen Druckraum 19, welcher durch die Verschlussschraube 20 verschlossen ist. In den Druckraum 19 mündet ein Drucköleintritt 21, welcher mit der Druckseite 9 der Zahnradpumpe 1 strömungsverbunden ist (Fig. 2, 3), oder welche mit einer externen Druckquelle oder einer sogenannten Reinöl-Steuerung (Öldruck, wird nach dem Ölfilter entnommen), in Verbindung steht (Fig. 4, 5). Somit wird die Auslenkung der Regelwelle 7 in die Regelstellung durch den Förderdruck der Zahnradpumpe 1 bewirkt. Die Rückstellung in die Ruhestellung erfolgt über eine im Federraum 30 angeordnete Rückstellfeder 28, beispielsweise eine Druckfeder, oder einen elektrischen Stellmotor. Gegebenenfalls kann die Auslenkung der Regelwelle 7 in die Regelstellung anstelle durch den Pumpendruck ebenfalls durch den elektrischen Stellmotor erfolgen.

Claims (15)

  1. Zahnradpumpe (1) mit veränderbarem Fördervolumen mit zwei miteinander im Zahneingriff (23) stehenden außenverzahnten Zahnrädern (2, 3), welche in einem Förderraum (11) eines Pumpengehäuses (4) drehbar gelagert sind, wobei zumindest eines der beiden Zahnräder (3) über eine Antriebswelle (5) antreibbar ist und eines der beiden Zahnräder (2), vorzugsweise das abgetriebene Zahnrad (2), in Richtung der Achse (2') dieses Zahnrades (2) verschiebbar ausgebildet ist, wobei ein durch den in axialer Richtung gemessenen Abstand zwischen einer im wesentlichen ebenen ersten Innenseitenwand (11a) des Förderraumes (11) des Pumpengehäuses (4) und einer ersten Stirnseite (2a) des verschiebbaren Zahnrades (2) definiertes Spaltmaß (10) veränderbar ist und dadurch gekennzeichnet, dass eine der ersten Innenseitenwand (11a) gegenüberliegende und zu dieser parallele ebene zweite Innenseitenwand (11b) des Förderraumes (11) im Bereich einer der ersten Stirnseite (2a) abgewandten zweiten Stirnseite (2b) des verschiebbaren Zahnrades (2) eine konzentrisch zur Achse (2') ausgebildete, im wesentlichen zylindrische Nische (22) aufweist, deren Durchmesser (D) zumindest im Bereich des verschiebbaren Zahnrades (2) größer als der Außendurchmesser d des Zahnrades (2) ist.
  2. Zahnradpumpe (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Spaltmaß (10) in einem Bereich zwischen 0 bis d/5, vorzugsweise in einem Bereich zwischen 0 bis d/50 veränderbar ist, wobei d der Außendurchmesser des verschiebbaren Zahnrades (2) ist.
  3. Zahnradpumpe (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass im Bereich der Nische (22) eine vorzugsweise tellerförmige Abdichtscheibe (6) angeordnet ist, welche den Förderraum (11) des Pumpengehäuses (4) von einem Totraum (12) innerhalb der Nische (22) vom Förderraum (11) trennt, wobei vorzugsweise die Abdichtscheibe (6) drehfest mit dem verschiebbaren Zahnrad (2) verbunden ist.
  4. Zahnradpumpe (1) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Abdichtscheibe (6) auf der der zweiten Stirnseite (2b) zugewandten Seite im Bereich jedes Zahnzwischenraumes (14) des verschiebbaren Zahnrades (2) zumindest eine radiale Entlastungsnut (13) aufweist.
  5. Zahnradpumpe (1) nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass im Bereich des druckseitigen Zahneingriffes (23) der beiden Zahnräder (2, 3) auf der Seite der Abdichtscheibe (6) in die der ersten Innenseitenwand (11a) gegenüberliegende zweite Innenseitenwand (11b) des Förderraumes (11) eine Austrittsnut (15) eingeformt ist, welche so angeordnet ist, dass während einer Umdrehung der Abdichtscheibe (6) jede Entlastungsnut (13) zumindest einmalig mit der Austrittsnut (15) kommuniziert.
  6. Zahnradpumpe (1) nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass vom Totraum (12) ein Leckagekanal ausgeht.
  7. Zahnradpumpe (1) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Leckagekanal durch eine vorzugsweise spiralförmig in das Pumpengehäuse (4) angrenzend an die Regelwelle (7) eingeformte Leckagenut (29) gebildet ist.
  8. Zahnradpumpe (1) nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Totraum (12) über einen Entlastungskanal (25) mit einer Drucksenke, vorzugsweise mit der Saugseite (8) oder der Pumpenumgebung strömungsverbindbar ist, wobei vorzugsweise im Entlastungskanal (25) ein in Richtung der Drucksenke öffnendes Druckentlastungsventil (26) angeordnet ist.
  9. Zahnradpumpe (1) nach einem der Ansprüche 3 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Abdichtscheibe (6) in ihrem Mantelbereich zumindest eine umlaufende Dichtnut (27) aufweist.
  10. Zahnradpumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das verschiebbare Zahnrad (2), vorzugsweise auch die Abdichtscheibe (6), starr auf einer im Pumpengehäuse (4) drehbar und in Richtung der Achse (2') verschiebbaren Regelwelle (7) angeordnet ist.
  11. Zahnradpumpe (1) nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Regelwelle (7) zur axialen Verstellung zumindest einen Druckkolben (17) aufweist, welcher an einen mit einem Druckmedium verbindbaren Druckraum (19) grenzt.
  12. Zahnradpumpe (1) nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass das Druckmedium durch das Fördermedium gebildet ist und der Druckraum (19) mit der Druckseite (9) der Zahnradpumpe (1) strömungsverbunden ist.
  13. Zahnradpumpe (1) nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Druckraum (19) mit einer externen Druckquelle oder einer Reinölsteuerungseinrichtung verbunden ist.
  14. Zahnradpumpe (1) nach einem der Ansprüche 8 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass auf die Regelwelle (7) entgegen der Auslenkrichtung durch den Druckkolben (17) eine Rückstellfeder einwirkt.
  15. Zahnradpumpe (1) nach einem der Ansprüche 8 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Regelwelle (7) zumindest in einer Richtung, durch einen elektrischen Stellmotor verstellbar ist.
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