DE3334919C2

DE3334919C2 - Flügelradpumpe mit variabler Förderleistung

Info

Publication number: DE3334919C2
Application number: DE3334919A
Authority: DE
Inventors: Noboru Toyama Hirokawa; Tomoaki Matsumoto; Tomio Okoh
Original assignee: Mazda Motor Corp; Fujikoshi KK
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1982-09-28
Filing date: 1983-09-27
Publication date: 1987-03-19
Also published as: DE3334919A1; US4531893A; JPS6316595B2; JPS5958185A

Abstract

Es wird eine Flügelradpumpe mit variabler Förderleistung zur Anwendung bei einem Automatikgetriebe für Kraftfahrzeuge beschrieben. Wenigstens eine Druckkammer ist zwischen der Kreisbohrung eines Gehäuses und dem äußeren Umfang eines Ringes mit Hilfe von Dichtungsbolzen gebildet, die in axiale Nuten eingepaßt sind, die in dem Ringumfang ausgebildet sind und die sich zu der Gehäusebohrung öffnen. Der Ring wird durch die Wirkung einer Feder gedrückt, die in das Gehäuse eingesetzt ist und zwar in eine Gegenrichtung zu dem Druck, der in der Druckkammer aufgebaut wird. Ein elastisches Element ist in jedem Grund der axialen Nuten eingelegt, um die Dichtungsbolzen zu der Gehäusebohrung zu drücken. Die Druckrichtung des elastischen Elements und eine tangentiale Linie, auf der alle Dichtungsbolzen tangential zur Gehäusebohrung sind, sind winkelmäßig unter einem spitzen Winkel bezüglich einander vorgesehen.

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Flügelradpumpe der im Oberbegriff des Anspruchs 1 angegebenen Art.
Eine Hydraulikpumpe für ein Automatikgetriebe eines Kraftfahrzeugs nach dem Stand der Technik verwendet im allgemeinen einen inneren oder äußeren Antrieb mit konstanter Abgabeleistung. Da hierbei eine Abgabeleistung proportional zu der Drehzahl der Brennkraftmaschine erreicht werden kann, die größer als die bei einer hohen Drehzahl wird, muß ein Großteil der Hydraulikflüssigkeit von einem Strömungsregler zu einem Ölbehälter zurückgeleitet werden. Der Energieverlust hierbei stellt eine Schwierigkeit dar. Zur Überwindung dieser Schwierigkeit ist es notwendig, die Pumpe mit variabler Abgabeleistung derart auszulegen, daß die theoretische Abgabeleistung der Pumpe selbst für eine Drehzahl reduziert werden kann, die größer als ein vorbestimmter Wert ist.
Die soweit beschriebene Pumpe mit variabler Förderleistung wird beispielsweise von einer Pumpe mit variabler Verdrängung gebildet, die in der US-PS 43 42 545 beschrieben ist. Diese Pumpe ist gegenüber dem Stand der Technik weiterentwickelt, es ist eine Verdrängungssteuerkammer zwischen einem Ring und einer Innenwandung eines Gehäuses ausgebildet, so daß Dichtungsteile an zwei Stellen ausgebildet sind, d. h. zwischen dem Ring und einem Drehbolzen, der eine Drehbewegung für den Ring ermöglicht, und zwischen dem Ring und dem Pumpengehäuse. Die Dichtwirkung der Flügelpumpe wird durch Abweichungen der Form der Kreisbohrung des Gehäuses und durch Abweichungen der Form der äußeren Umfangsfläche des Ringes derart beeinflußt, daß sie bei einigen Anwendungsfällen zufriedenstellend aufrechterhalten werden kann, wobei aber der Gleitwiderstand größer wird, was zu Schwierigkeiten bei der Empfindlichkeit bzw. dem Stabilisierungsvermögen bzw. bei dem Ansprechverhalten auf die Ausgabeleistung führt. Bei anderen Anwendungsfällen wird andererseits das Ansprechverhalten auf die Ausgabeleistung verbessert, wobei aber die Dichtwirkung sich verschlechtert, was sich insgesamt nachteilig auswirkt. Dies bringt den Nachteil mit sich, daß das Gehäuse und der Ring mit hoher Genauigkeit bearbeitet werden müssen.
In diesem Zusammenhang tritt ein weiterer Nachteil auf, der darin zu sehen ist, daß Schwierigkeiten bei der maschinellen Bearbeitung zu erwarten sind, die auf die Konstruktion zurückzuführen sind, bei der eine Hälfte der Drehzapfen zur hin- und hergehenden Bewegung des Ringes in die Innenwandung des Pumpengehäuses eingepaßt ist, während die andere Hälfte in halbzylindrisch ausgebildete Nuten eingepaßt ist, die an der Ringseite ausgebildet sind. Da ferner das Ansaugen und Ausfördern der Pumpe in axialer Richtung über gewölbte Kanäle erfolgt, die in dem Pumpengehäuse ausgebildet sind, ergibt sich hieraus der Nachteil, daß die Gesamtlänge der Pumpe in axialer Richtung vergrößert wird (bei einem Kraftfahrzeug mit vorne liegender Brennkraftmaschine und Frontantrieb ist es notwendig, die axiale Länge der Pumpe so klein wie möglich zu halten). Andererseits erfolgt das Ansaugen und Ausfördern einseitig, so daß das Ansaugen bei einem schnellen Lauf Schwierigkeiten bereitet. Im Hinblick auf die Dichtung an der der Drehachse des Ringes gegenüberliegenden Seite ist ferner noch zu berücksichtigen, daß der Mittelpunkt des Bogens der Dichtungsfläche des Gehäuses vom Drehmittelpunkt des Dichtungsteils, d. h. des Mittelteils der Drehachse versetzt ist. Daher ändert sich der Zwischenraum zwischen dem Dichtungsteil des Ringes und der Dichtungsfläche des Gehäuses bei der hin- und hergehenden Bewegung des Ringes, so daß es schwierig ist, eine zuverlässige Dichtwirkung und eine Aufrechterhaltung derselben zu gewährleisten, zumal sich der Gleitwiderstand an dem Dichtungsteil ändert, wodurch die Gefahr entsteht, daß ruckfreie bzw. gleichförmige Gleitbewegungen des Ringes behindert werden. Darüberhinaus wird die Hydraulikkraft F _R, die im Ring durch die Pumpwirkung erzeugt wird und auf diesen einwirkt, in der Drehrichtung unverändert aufgebracht, so daß die Kontaktbelastung an dem Drehteil hoch wird, wodurch der Gleitwiderstand ansteigt. Hierdurch ergibt sich eine weitere Schwierigkeit, die darin zu sehen ist, daß jede zu große Kraft F _R eine gleichförmige hin- und hergehende Bewegung des Ringes verhindert.
Bei der DE-OS 21 15 488 werden zwei gesonderte gegenüberliegende Druckkammern zwischen einer Nockentrommel und der Bohrung eines Gehäuses mit Hilfe eines Dichtungsbolzens gebildet. Ferner ist eine Fluidschaltung mit einem automatischen Druckregelventil in Fluidverbindung mit jeder der Druckzonen, so daß das Druckgleichgewicht oder das Verhältnis der Drücke an der Nockentrommel einstellbar oder regelbar ist. Mit dieser Auslegung wird versucht, die Schwierigkeiten in Zusammenhang mit den Dichtungen beim Stand der Technik zu überwinden. Jedoch ist der Dichtungsbolzen nur lose in quer verlaufende Öffnungen des Außenumfangs der Nockentrommel eingesetzt und kann daher nicht zuverlässig eine vollständige Abdichtung gewährleisten. Wenn ferner die Nockentrommel durch die Druckdifferenz zwischen den beiden gegenüberliegenden Kammern gesteuert wird, besteht die Gefahr, daß die maximale Exzentrizität der Nockentrommel nicht immer beim Anlaufen der Pumpe eingehalten werden kann, so daß die Pumpe nicht so arbeitet, wie man es erwarten würde.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Flügelradpumpe der eingangs genannten Art zu schaffen, welche bei einfacher Ausgestaltung und großer Betriebssicherheit eine zuverlässige Abdichtung der Druckkammer gewährleistet.
Insbesondere soll eine Flügelradpumpe mit variabler Förderleistung geschaffen werden, die ein elastisches Element hat, das eine vollständige elastische Rückstellung in seine Ursprungsform ermöglicht, das eine große Durchbiegung und eine hohe Festigkeit selbst innerhalb eines begrenzten Raumes hat, und das somit zufriedenstellend den erforderlichen Zweck erfüllen kann.
Vorzugsweise soll eine Flügelradpumpe geschaffen werden, die ruckfreie bzw. gleichförmige Ringbewegungen hat, so daß man eine hohe Empfindlichkeit auf sich ändernde Fördermengen, gemessen in Umdrehungen pro Minute, erhält, um die notwendige Abgabeleistung in Abhängigkeit von der minimalen Eingabeleistung sicherzustellen.
Zweckmäßigerweise soll die Flügelradpumpe derart ausgelegt sein, daß sie eine kleine axiale Längserstreckung hat und daß das Ansaugen von zwei Seiten eines Rotors ermöglicht wird, so daß sie als Hydraulikpumpe für ein Automatikgetriebe eines Kraftfahrzeuges geeignet ist.
Die Flügelradpumpe soll auch derart ausgelegt sein, daß ihre Bauteile in der Anzahl reduziert sind und sich die Leitungsverlegung vereinfacht.
Vorzugsweise soll eine Flügelradpumpe geschaffen werden, die in einem Automatikgetriebe anwendbar ist, wobei man die Teile der Pumpe mit konstanter Förderleistung nach dem Stand der Technik ohne nennenswerte Änderungen bei der hydraulischen Schaltung eines üblichen Automatikgetriebes beibehalten kann.
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmalskombination des Hauptanspruchs gelöst.
Bei der erfindungsgemäßen Ausgestaltung gewährleistet die Druckkammer zuverlässige Abdichtungen trotz geringer Gleitwiderstände der Dichtungen, da eines ihrer beiden Enden dynamisch mit Hilfe der Dichtungsbolzen abgedichtet ist, so daß die Dichtungswirkung verbessert wird, um eine hoch wirksame Pumpe zu erhalten, die eine hohe Standfestigkeit und einen geringen Eingangsleistungsverlust hat. Beim Starten der Pumpe kann ferner die Nockentrommel durch die Wirkung der Feder immer in ihrer Stellung mit der maximalen Exzentrizität gehalten werden.
Bei einer bevorzugten Ausgestaltungsform gemäß Anspruch 2 ist die Drahtfeder derart ausgelegt, daß ihre Kontakthöhe gleich dem Durchmesser werden kann, wenn sie zusammengedrückt ist und daß ihre gesamte Länge so weit wie möglich vergrößert werden kann. Somit benötigt die Drahtfeder keinen großen Raum in radialer Richtung des Ringes, so daß die Abmessungen des Ringes reduziert werden können, um nicht nur eine große freie Länge und eine kleine Kontakthöhe, sondern auch eine vollständige elastische Rückstellung in ihre Ursprungsform zu erreichen, wobei eine ausreichende Durchbiegung und eine hohe Festigkeit selbst innerhalb der Nut vorhanden ist, die nur einen beschränkten Raum hat. Als Folge hiervon können die Dichtungsbolzen immer in geeigneter Weise in die Kreisbohrung des Gehäuses unabhängig von den Werten der relativen Verschiebungen des Ringes und der Gehäusebohrung gedrückt werden, um ihre Dichtungsfunktion erfüllen zu können.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform gemäß Anspruch 5 sind zwei Druckkammern vorgesehen.
Bei dieser Ausgestaltungsform wird die Bewegung des Ringes durch wenigstens zwei Druckkammern gesteuert bzw. geregelt, die mit Hilfe von verbesserten Dichtungsbolzen begrenzt werden, wobei die erste einen hydraulischen Ausgleich mit dem Innendruck bewirkt, der den Schwenkteil beaufschlagt, um diesen Druck auf einen beträchtlich niedrigeren Wert herabzusenken. Da somit die auf den Ring einwirkende Belastung beträchtlich reduziert wird, so daß das Gewicht des Ringes verringert werden kann und da die Kraft zum Drücken des Schwenkteils schwach ist, läßt sich die Steuerstabilität der Ringdrehbewegungen beträchtlich verbessern, so daß man das Ausgangsansprechverhalten verbessern kann, indem man ein sofortiges Ansprechen auf Änderungen der Drehzahl der Pumpe erreicht, so daß man eine Pumpe hat, die einen verminderten Eingangsleistungsverlust und einen hohen Wirkungsgrad aufweist. Da ferner kein übermäßiger Druck auf den Schwenkteil einwirkt, kann dieser derart vereinfacht werden, daß man ein sphärisches Element, wie eine Kugel, verwendet, wodurch man eine bessere Steuerstabilität der Ringdrehbewegungen erreichen kann.
Da darüberhinaus das Ansaugen und Ausfördern in radialen Richtungen im Unterschied zum Stand der Technik erfolgen können, bei dem diese nur auf einer Seite möglich sind, läßt sich die axiale Länge der Pumpe verringern, so daß man eine zweiseitige Saugpumpe erhält, bei der die Ansaugung von beiden Seiten des Rotors aus erfolgt.
Bei einer weiteren bevorzugten Ausführungsform nach Anspruch 9 läßt sich nicht nur die Reibung an dem Drehteil vermindern, um gleichförmige Ringbewegungen zu erreichen, sondern der Drehteil läßt sich auch einfach und mit geringen Kosten maschinell bearbeiten.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform nach Anspruch 10 können das Drosselventil und die zugeordneten Leitungen weggelassen werden, so daß die Pumpe als Ganzes kompakt ausgebildet und mit geringen Kosten hergestellt werden kann. Da das Steuerventil an der Pumpe angebracht oder in dieselbe ohne Schwierigkeiten eingebaut werden kann, erhält man darüberhinaus eine Flügelradpumpe, die austauschbar gegen jene Erzeugnisse nach dem Stand der Technik ist.
Die Erfindung wird nachstehend an Beispielen unter Bezugnahme auf die Zeichnung näher erläutert. Darin zeigen
Fig. 1 eine Schnittansicht längs der Linie I-I in Fig. 2 einer Pumpe gemäß einer Ausführungsform der Erfindung,
Fig. 2 eine Schnittansicht längs der Linie II-II in Fig. 1,
Fig. 3 eine vergrößerte Ausschnittsansicht von Fig. 1,
Fig. 4 eine der Fig. 3 ähnliche Ansicht zur Verdeutlichung der Arbeitsweise der Pumpe,
Fig. 5 und 6 vergrößerte perspektivische Ansichten von zwei unterschiedlichen Ausbildungsformen des elastischen Elementes nach Fig. 1,
Fig. 7 eine schematische Ansicht zur Verdeutlichung der Arbeitsweise des elastischen Elements,
Fig. 8 eine vergrößerte perspektivische Ansicht eines Dichtungsbolzens in Fig. 1,
Fig. 9 eine vergrößerte perspektivische Ansicht einer weiteren Ausbildungsform des elastischen Elements in Form einer Drahtfeder,
Fig. 10 und 11 Seitenansichten und Draufsichten der Drahtfeder nach Fig. 9 jeweils,
Fig. 12 eine vergrößerte Ausschnittsansicht zur Verdeutlichung des Zustandes, in dem die Drahtfeder nach Fig. 9 zusammengedrückt ist, wenn sie in die Pumpe nach Fig. 1 eingepaßt wird,
Fig. 13 eine schematische Vorderansicht mit Blickrichtung von XIII-XIII in Fig. 12,
Fig. 14 ein der Fig. 12 ähnliche Ansicht zur Verdeutlichung eines Zustandes, in dem sich die Feder auf ihre Länge zurückgestellt hat,
Fig. 15 eine schematische Vorderansicht mit Blickrichtung XV-XV in Fig. 14,
Fig. 16 eine vergrößerte perspektivische Ansicht einer weiteren Ausbildungsform einer Drahtfeder,
Fig. 17, 18 und 19 hydraulische Schaltbilder verschiedener Ausführungsformen des Steuerventils zur Steuerung der Förderleistung der Pumpe,
Fig. 20 eine der Fig. 1 ähnliche Ansicht einer weiteren Ausbildungsform, bei der das Steuerventil von Fig. 19 in das Pumpengehäuse eingebaut ist, und
Fig. 21 eine der Fig. 1 ähnliche Schnittansicht zur Verdeutlichung einer weiteren Ausführungsform, die mit der zugehörigen Steuerschaltung dargestellt ist.
Fig. 1 zeigt eine Schnittansicht einer Ausführungsform und Fig. 2 zeigt eine Schnittansicht längs der Linie II-II in Fig. 1. Mit 1 ist insgesamt eine Flügelradpumpe mit variabler Förderleistung bezeichnet, die ein Gehäuse einschließlich eines Gehäuses (A) 10, eines Gehäuses (B) 30 und ihre zugeordneten Bauteile aufweist, die aber nicht näher erläutert sind. Die Flügelradpumpe 1 ist an einen nicht gezeigten Getriebekasten mit Hilfe von Befestigungsöffnungen 11 unter Verwendung von Schrauben (nicht gezeigt) angebracht. Das Gehäuse (A) 10 und das Gehäuse (B) 30 sind mit Hilfe von nicht gezeigten Schrauben über Gewindebohrungen 12 verbunden, die in dem Gehäuse (A) 10 ausgebildet sind. Die Pumpe hat einen Einlaßanschluß 13, der über einen Durchgang des nicht gezeigten Getriebekastens mit einem Ölbehälter in Verbindung steht. Andererseits ist der Auslaßanschluß 14 der Pumpe so beschaffen, daß er in Verbindung mit einer Betätigungseinrichtung über einen weiteren, nicht gezeigten Durchgang des Getriebes bringbar ist. Das Pumpengehäuse (A) 10 enthält eine darin ausgebildete, im allgemeinen kreisförmig ausgebildete Bohrung 20, die in axialer Richtung verläuft. Diese Bohrung 20 ist an ihrem oberen Teil mit einer halbkreisförmigen Nut 21 versehen, in die eine Kugel 22 eingepaßt ist. In die Bohrung 20 ist ein Ring 50 eingepaßt, dessen oberer Teil mit einer halbkreisförmigen Nut 51 versehen ist, in die die Kugel 22 eingepaßt ist. Somit ist der Ring 50 in der Bohrung 20 derart gelagert, daß er sich in der Bohrung in radialer Richtung verschwenken kann, wobei die Kugel 22 als Schwenkpunkt genutzt wird. Die Öffnungen des Rings 50 an beiden Seiten in axialer Richtung sind durch die gegenüberliegenden Innenwandungen der Gehäuse (A) 10 und (B) 30 geschlossen, um Pumpenkammern 83 im Zusammenwirken sowohl mit einem Rotor 70, der in den Ring 50 eingepaßt ist, als auch im Zusammenwirken mit Flügeln 71 zu bilden. Die Kugel 22 wird bei dieser Ausführungsform als Schwenkteil verwendet. Sie kann aber auch als ein runder Wälzkörper mit einer runden Fläche oder in Form eines Bolzens ausgebildet sein, der eine ähnliche Form, wie in Fig. 6 gezeigt, hat. Der Ring 50 hat an seinem unteren Teil einen Vorsprung 52, der nach links in Fig. 1 durch die Wirkung einer Feder 53 gedrückt wird, die in eine Öffnung 15 des Pumpengehäuses eingesetzt ist, so daß der Ring 50 bezüglich des Rotors 70 nach links versetzt ist. Die Gehäusebohrung 20 ist gemäß Fig. 2 mit einer Saugkammer 16, die eine Verbindung mit dem Pumpeneinlaßanschluß 13 hat, und einer Austragskammer bzw. Förderkammer 17 versehen, die eine Verbindung mit dem Pumpenauslaßanschluß 14 hat. Die Saugkammer 16 und die Förderkammer 17 sind in radialen Richtungen angeordnet, d. h. in Richtungen senkrecht zu der Rotorwelle 80. Ferner hat die Saugkammer 16 eine Verbindung mit gewölbten Einlaßanschlüssen 35 und 36, die auf beiden Seiten der Pumpenkammern 83 über zwei Seiten des Ringes 50 angeordnet sind, während die Förderkammer 17 ebenfalls eine Verbindung mit gewölbten Anschlüssen 37 und 38 hat, die auf beiden Seiten der Pumpenkammer 83 über den beiden Seiten des Ringes 50 angeordnet sind. Dieser Ring weist an seinem Außenumfang drei Vorsprünge 54&min;, 55&min; und 56&min; auf, die nach außen verlaufen und die ihrerseits mit axial verlaufenden Nuten 54, 55 und 56 versehen sind. In diese Nuten sind Dichtungsbolzen 60, 61 und 62eingesetzt, die jeweils in Gleitkontakt mit der Bohrung 20 sind, sowie drei elastische Elemente 63, die jeweils unter den Dichtungsbolzen 60, 61 und 62 liegen. Der durch die Bohrung 20 des Pumpengehäuses und durch den äußeren Umfang 57 des Ringes begrenzte Raum ist mit Hilfe der drei Dichtungsbolzen in drei abgedichtete Kammern unterteilt. Insbesondere begrenzt die Kammer zwischen den Dichtungsbolzen 60 und 62 die Saugkammer 16, die Kammer zwischen den Dichtungsbolzen 61 und 62, die Förderkammer 17 und die Kammer zwischen den Dichtungsbolzen 60 und 61 eine Steuerkammer 18. Der Ring 50 hat an seiner links liegenden Seite einen Vorsprung 58 ausgebildet, dessen vorauslaufendes Ende 59 einen Anschlag bildet, der in Berührung mit der Pumpengehäusebohrung 20 dann kommt, wenn er nach links durch die Wirkung der Feder 53 gedrückt wird. In den Ring 50 sind der Rotor 70, die Flügel 71, die frei in den Rotor 70 eintreten und aus diesem austreten können, und ein Führungsring 72 eingepaßt, der so arbeitet, daß er die Flügel 71 in Berührung mit dem Innenumfang des Ringes 50 selbst dann drückt, wenn die Pumpe gestoppt wird. Der Rotor 70 hat einen radial innen liegenden Teil, der auf die Welle 80 aufgekeilt ist, so daß er in dem Gehäuse 10 und 30 mit Hilfe der Welle 80 drehbeweglich gelagert ist. Mit 82 ist ein Lager bezeichnet. Die Welle 80 kann in Form einer Hohlwelle ausgebildet sein, die sich, wie an sich bekannt, von dem Brennkraftmaschinengetriebe weg erstreckt, obgleich diese nur in der Zeichnung schematisch angedeutet ist.
Die Dichtungswirkung durch die Dichtungsbolzen 60, 61 und 62 wird nachstehend unter Bezugnahme auf die Fig. 3 bis 8 erläutert (wobei Fig. 3 eine vergrößerte Ansicht zur Verdeutlichung des Abschnitts um den Vorsprung 56&min; ist, der sich an dem rechten oberen Teil von Fig. 1 befindet). Der Dichtungsbolzen 62 (s. Fig. 8) hat eine axiale Länge, die etwa ähnlich jener des Ringes 50 ist und wird immer in Richtung des Pfeiles F _S (s. Fig. 3) durch die Wirkung des elastischen Elements 63, wie etwa einer Blattfeder 63 a (s. Fig. 6) oder eines synthetischen Kautschuks 63 b (s. Fig. 5) gedrückt. Der Dichtungsbolzen 62 ist immer an zwei Punkten a und b (s. Fig. 3) in Berührung, da der Berührungswinkel gegen die Bohrung 20 des Gehäuses 10 ein spitzer Winkel ist. Wenn der Förderdruck der Pumpe ansteigt, wirkt dieses Hochdrucköl mit seinem Druck auf die Seite des Dichtungsbolzens 62, um den Dichtungsbolzen in Richtung F _H in Fig. 4 zu drücken, in der der Arbeitszustand dargestellt ist, so daß an den beiden Punkten a und b Abdichtungen gewährleistet sind. Wie insbesondere in Fig. 3 gezeigt ist, sind die tangentiale Linie C, auf der der Dichtungsbolzen 62 in Berührung mit der Gehäusebohrung 20 ist, und die Druckrichtung F _S des elastischen Elements 63 winkelmäßig derart zugeordnet, daß sie einen spitzen Winkel α einschließen, der kleiner als 90° ist. Der Ring 50 ist an seinen beiden Seiten mit Nuten 124 versehen, von denen jede ein Ende 125 hat, das in Verbindung mit den Pumpensaugkammern 35 und 36 ist, während das andere Ende 126 verschlossen ist, um zu verhindern, daß das Drucköl in den Pumpenkammern 83 austreten und in die zweite Druckkammer 18 gelangen kann.
Wie in den Fig. 3 und 4 gezeigt, sind die Zwischenräume Δ ₁ und Δ ₂ zwischen dem äußeren Umfang des Ringes und der Bohrung des Gehäuses geringfügig durch die hin- und hergehende Bewegung des Ringes um die Schwenkachse veränderbar. Es ist notwendig, selbst bei diesen Schwankungen und Änderungen zuverlässige Abdichtungen zu gewährleisten. Dank der bis hierher beschriebenen Konstruktion ist der Dichtungsbolzen an den beiden Punkten a undb durch die Wirkung des elastischen Elements 63 niemals außer Berührung von dem äußeren Umfang des Ringes und der Bohrung des Gehäuses. Die Federkraft des elastischen Elements kann zu diesem Zeitpunkt so gering sein, daß der Bolzen nur gehoben wird, so daß der Gleitwiderstand an den Dichtungsstellen a und b bei einem niedrigen Wert überwunden werden kann, während sich der Ring hin- und hergehend bewegt. Bei höherem Druck andererseits wird der Druckmitteldruck unter dem Winkel α zur Einwirkung gebracht, um sicherzustellen, daß automatisch an den Punkten a und b Berührungen vorhanden sind, die die Dichtungswirkung gewährleisten. Daher werden die Werte des " Pumpenförderdrucks" des "Steuerdrucks" und des " Pumpsaugdrucks" in dieser Reihenfolge alle gleichzeitig aufrecht erhalten, so daß der Kontaktpunkt b niemals aufgehoben wird.
Als Folge hiervon werden trotz des geringen Gleitwiderstandes der Dichtungen die Dichtungswirkungen sichergestellt, so daß man eine Pumpe erhält, die eine verbesserte Dichtungswirkung und daher einen höheren Wirkungsgrad neben einer hohen Standzeit und einem geringen Eingangsleistungsverlust hat.
Nachstehend wird die Arbeitsweise der in Fig. 1 gezeigten und im Zusammenhang mit dieser Figur beschriebenen Pumpe erläutert. Der Rotor 70, die Flügel 71 und der Führungsring 72 werden in Uhrzeigerrichtung gedreht. Die Flügel treten radial durch die Zentrifugalkraft, und unter Führung durch den Führungsring aus, so daß sie sich gleitend bewegen, während ihre vorauslaufenden Enden immer in Berührung mit der Ringbohrung sind. Daher wird den Pumpenkammern 38 unterhalb der Linie X-X in Fig. 2 Arbeitsöl über den Einlaßanschluß 13 zugeführt, der in Verbindung mit dem Behälter steht. Die Saugkammer 16 und die gewölbten Einlaßöffnungen 35 und 36 auf beiden Seiten des Ringes dienen daher zur Ausführung der Saugvorgänge. Das so angesaugte Öl wird oberhalb der Linie X-X zur Außenseite über gewölbte Auslaßöffnungen 37 und 38 auf beiden Seiten des Ringes, die Auslaßkammer 17 und den Auslaßanschluß 14 abgegeben.
Bei dem in Fig. 1 dargestellten Zustand ist die Mittelachse des Ringes 50 zu der am weitesten exzentrischen Stellung bezüglich des Mittelteils, d. h. der Drehachse des Rotors 70 durch die Druckkraft der Feder 53 derart versetzt, daß sich die Förderleistung der Pumpe proportional zur Drehzahl derselben ändert. Wenn nunmehr die Steuerkammer 18, die durch die Dichtungsbolzen 60 und 61, die Gehäusebohrung 20 und den Außenumfang 58 des Ringes begrenzt wird, von außen mit dem Steuerdruck über den Anschluß 84 versorgt wird, wird in dem Ring eine Kraft erzeugt, die den Ring nach rechts in Fig. 1 entgegen der Druckkraft der Feder 53 drückt. Der Ring ist jedoch ständig mit der Druckkraft beaufschlagt, die in Fig. 1 nach oben gerichtet ist und insbesondere in Richtung auf die Drehkugel gerichtet ist, so daß er in Gegenuhrzeigerrichtung um die Drehkugeln hin- und hergehend bewegt wird. Als Folge hiervon werden die Exzentrizitäten des Ringes und des Rotors derart reduziert, daß die Förderleistung der Pumpe entsprechend abgesenkt wird, wie dies auf diesem Gebiet an sich bekannt ist. In anderen Worten, die theoretische Förderleistung der Pumpe kann durch Verändern des Druckes der Steuerkammer variiert werden.
Die erste Druckkammer 17, d. h. die Ausgabekammer, umgibt den Schwenkteil 22 und ist dem Pumpenförderdruck ausgesetzt, um eine Druckkraft FRO zu erzeugen, die entgegen dem Innendruck FRI gerichtet ist, der in dem Ring 50 durch die Pumpwirkung erzeugt wird, aber schwächer als derselbe ist. Dank dieser Auslegungsform wird die Kraft für den Ring 50 zum Drücken der Kugel 22 durch den Druck der Ausförderkammer 17 derart herabgesetzt, daß die auf den Ring 50 einwirkende Belastung auf einen beträchtlich niedrigeren Wert herabgesetzt werden kann. Darüberhinaus wird die Steuerstabilität der Schwenkbewegungen des Ringes in einem überraschenden Maße verbessert, so daß man das Ansprechverhalten auf der Förderseite verbessern kann. Ferner kann man den Schwenkteil mit geringen Kosten ohne Einhaltung einer hohen Genauigkeit herstellen. Das Ansaugen kann an beiden Seiten des Rotors 70 erfolgen, so daß man die axiale Länge verringern kann.
Das elastische Element 63 ist beispielsweise nach Fig. 5 in Form eines synthetischen Kautschukteils 63 B und anhand von Fig. 6 in Form eines Flachfederteils 63 A ausgebildet. Um jedoch die Funktion zu gewährleisten, ist es erforderlich, daß das elastische Element 63 eine beträchtliche Durchbiegung und eine vollständige elastische Rückstellung in seine Ursprungsform auch bei wiederholt einwirkenden Beanspruchungen aufweist. Das synthetische Kautschukelement 63 B hat jedoch eine kurze Durchbiegung und keine so gute Rückstellung, während die Flachfeder 63 A schwierig auszubilden ist und in ihrer Festigkeit zu schwach ist, so daß sie zum Durchbiegen neigt, so daß sie aufgrund ihrer ungenügenden elastischen Rückstellung nicht verwendet werden kann. Daher können manchmal sowohl das synthetische Kautschukelement 63 B als auch die Flachfeder 63 A die vom elastischen Element geforderte Funktion nicht vollständig erfüllen.
Um die geforderte Funktion erfüllen zu können, reicht es entsprechend Fig. 7 aus, eine oder mehrere Schraubenfedern 100 zu verwenden. Bei diesem Ausführungsbeispiel wird es jedoch notwendig, daß die Nut 56 des Ringes 50 maschinell mit einer Bohrung 101 bearbeitet werden muß, in die die Schraubenfeder 100 eingesetzt ist. Dann werden nicht nur die maschinelle Bearbeitung und die Montage kompliziert, sondern die Höhe L ₁ der Ausnehmung wird teilweise groß, so daß der Ring 50 in seiner Dicke reduziert wird, wodurch sich Festigkeitsschwierigkeiten ergeben. Dieses Problem steht im Zusammenhang mit einem Problem, das darin zu sehen ist, daß die Abmessungen des Ringes 50 vergrößert werden müssen. Diese Schwierigkeit wird mit den verbesserten geformten Drahtfedern überwunden, die in den Fig. 9 und 16 gezeigt sind. Bei der Ausführungsform nach Fig. 9 ist eine gerichtete geformte Drahtfeder 102 gezeigt, die jeweils an ihren Außenseiten 103 im allgemeinen rechteckförmig ausgebildet ist und eine solche Form hat, die im allgemeinen den Außenumfängen der rechteckigen Grundteile der zuvor angegebenen Nuten 54, 55 und 56 gleicht. Weiterhin hat sie an ihrem inneren Endabschnitt 105 eine Biegung nach innen, um eine Höhe h (s. Fig. 10) zu haben, d. h. eine freie ungebogene Länge. Die geformte Drahtfeder 102 nach Fig. 9 besteht aus einem massiven Metalldraht, der einen im allgemeinen kreisförmigen Querschnitt hat. Sie kann auch aus einem Hohldraht hergestellt sein oder der Draht kann einen rechteckigen oder quadratischen Querschnitt haben. Ferner ist die geformte Drahtfeder 102 in Form etwa eines G, in Draufsicht, entsprechend Fig. 11 ausgebildet. Andererseits hat die geformte Drahtfeder 105 in Fig. 16 an ihrem Endabschnitt 106 eine doppelte Biegung nach innen, die im allgemeinen unter einem rechten Winkel verläuft, um die freie Länge zu vergrößern und den Dichtungsbolzen an den beiden Punkten auf stabile Weise mit einer Druckkraft zu beaufschlagen.
Dank der bis hierher beschriebenen Konstruktion können die geformten Drahtfedern 102 und 105 Kontakthöhen haben, die in demselben Maße wie der Durchmesser verringert sind, wenn sie von oben in Richtung des Pfeils F in Fig. 9 zusammengedrückt sind. Da die äußeren Seiten 103 derart geformt sind, daß sie den äußeren Umfangsflächen der Grundteile der Nuten 54, 55 und 56 gleichen, läßt sich darüberhinaus die gesamte Länge der Federn soweit wie möglich vergrößern, so daß die freie Länge, d. h. die Höhe h entsprechend vergrößert werden kann. Als Ergebnis können, wie in den Fig. 12 bis 15 gezeigt, die Drahtfedern 102 und 105 die ausreichende Durchbiegung aufrechterhalten und es ist die vollständige elastische Rückstellung möglich, wobei eine hohe Festigkeit vorhanden ist und zwar selbst dann, wenn sie in die Nuten unter begrenzten Platzverhältnissen eingepaßt sind, so daß sie entsprechend den Dichtungsbolzen 62 zu jedem Zeitpunkt gegen die Gehäusebohrung 20 drücken können, unabhängig davon, wie sich der Ring 50 und die Gehäusebohrung 20 relativ zueinander verlagern, so daß die Dichtungsfunktionen vollständig erfüllt sind. Andererseits können die Nuten mit geringer Tiefe ausgebildet werden, wie dies mit L ₂ (s. Fig. 12) gezeigt ist, so daß der Ring eine verkleinerte Abmessung und eine verbesserte Festigkeit haben kann. Andererseits können die geformten Drahtfedern 102 und 105 in Richtung C (s. Fig. 15) geschoben werden, wenn sie eingebaut werden, nachdem der Dichtungsbolzen 62 eingesetzt ist, so daß sich auch die Montage beträchtlich vereinfachen läßt. Insbesondere sind die Federn aus Draht geformt, so daß sie sich auf komplizierte Weise formen und billig herstellen lassen.
Fig. 17 zeigt eine Ausführungsform eines Steuerventils zum Steuern der Pumpe. Gleiche oder ähnliche Teile wie bei Fig. 1 sind mit denselben Bezugszeichen versehen.
Der Auslaßanschluß 14 der Pumpe ist mit der Betätigungseinrichtung A des Automatikgetriebes über einen Auslaßdurchgang 110 verbunden, so daß das Arbeitsöl von der Pumpe zu der Betätigungseinrichtung A zugeführt wird. Von dem Auslaßdurchgang 110 andererseits zweigt ein Durchgang 111 ab, der zu einem Folgeventil 120 führt. Von dem Folgeventil 120 führt eine Leitung 112 ab, die mit der Steuerkammer 18 der Pumpe über den Anschluß 84 in Verbindung steht. Das Folgeventil 120 weist einen Steuerschieber 121 und eine Feder 122 auf, wobei der Steuerschieber durch die Feder 122 in Fig. 17 nach unten gedrückt wird.
Bei einer Zunahme der Drehzahl der Pumpe wird der Druck der Ventilkammer 123 des Folgeventils 120 verstärkt, so daß der Steuerschieber 121 in der Zeichnung nach oben bewegt wird. In Abhängigkeit von dieser Bewegung des Steuerschiebers 121 wird die Verbindung zwischen den Durchgängen 111 und 112 hergestellt, um die Druckflüssigkeit in die Steuerkammer 18 einzuleiten, so daß der Druck in der Steuerkammer 18 ansteigt. Durch diesen Druck in der Steuerkammer wird der Ring 50 in Gegenuhrzeigerrichtung um die Kugel 22 entgegen der Druckkraft der Feder 53 derart hin- und hergehend bewegt, daß die Förderleistung der Pumpe reduziert wird. Wenn der Ausgangsdruck der Pumpe andererseits abfällt, wird der Steuerschieber 121 nach unten bewegt, um die Verbindung zwischen den Durchgängen 111 und 112 abzusperren, so daß die Förderleistung der Pumpe entsprechend ansteigt. Die vorstehend beschriebenen Arbeitsgänge laufen automatisch ab, so daß der maximale Druck in der Schaltung selbst dann auf einem konstanten Wert gehalten werden kann, wenn die Drehzahl der Pumpe variiert.
Fig. 18 zeigt eine weitere Ausführungsform des Steuerventils. Diese Ausführungsform bezweckt die Förderleistung der Flügelpumpe mit variabler Förderleistung auf einem konstanten Wert bei einer Pumpendrehzahl zu halten, die größer als ein vorbestimmter Wert ist. Der Auslaßdurchgang 110 ist in Verbindung mit dem Auslaßanschluß 14 der Pumpe ähnlich wie bei der Ausführungsform nach Fig. 17 und ferner mit der Betätigungseinrichtung A über eine Öffnung bzw. eine Drosseleinrichtung 130 und einen Durchgang 131 . Von dem Auslaßdurchgang 110 zweigt eine Zweigleitung 132 ab, die eine Verbindung mit einer Ventilkammer 141 herstellen kann, die in einem Ende des Steuerschiebers 144 eines Ventils 140 mit konstantem Differenzdruck ausgebildet ist. Von der Leitung 131 zweigt eine Zweigleitung 133 ab, die eine Verbindung mit einer Ventilkammer 142 hat, die auf der anderen Seite des Ventilschiebers 144 ausgebildet ist. In der Ventilkammer 142 befindet sich eine Feder 143, die den Steuerschieber 144 in der Zeichnung nach rechts drückt. Ein Auslaßanschluß 145, der mittels des hervorstehenden Umfangsteils 146 des Steuerschiebers 144 drosselbar ist, ist mit der Steuerkammer 18 der Pumpe über den Anschluß 84 verbindbar.
Dank dieser vorstehend beschriebenen Konstruktion wird der Steuerschieber 144 in der Zeichnung durch die Wirkung der Feder 143 nach rechts gedrückt, wenn der Durchmesser der Drosselstelle 130 und die Stärke der Feder 143 des Ventils mit konstanter Druckdifferenz entsprechend gewählt sind. Das Öl fließt durch die Drosselstelle 130 mit einer Strömungsgeschwindigkeit, die nicht größer als ein regelbarer Wert ist, um die Verbindung zwischen der Zweigleitung 132 und dem Durchgang 112 abzusperren, so daß kein Öl in die Steuerkammer 18 fließt. Zu diesem Zeitpunkt ändert sich die Förderleistung der Pumpe proportional zu ihrer Drehzahl. Wenn die Pumpendrehzahl ansteigt, so daß die Strömungsgeschwindigkeit des durch die Drosselstelle 130 gehenden Öls entsprechend größer wird, wird die Druckdifferenz zwischen der stromaufwärtigen und der stromabwärtigen Seite der Drosselstelle proportional zu der Öldurchflußgeschwindigkeit vergrößert. Diese Druckdifferenz wirkt auf die beiden Seiten des Kolbens bzw. Steuerschiebers 144 über die Durchgänge 132 und 133 ein. Wenn daher die Druckdifferenz einen vorbestimmten Wert überschreitet, wird der Steuerschieber in der Zeichnung nach links entgegen der Wirkung der Feder verschoben. Dies führt dazu, daß eine Verbindung zwischen den Durchgängen 132 und 112 hergestellt wird, um der Steuerkammer der Pumpe 18 das Drucköl zuzuführen, um hierdurch die Förderleistung der Pumpe zu reduzieren. Die Druckdifferenz, bei der die Verbindung zwischen den Durchgängen 132 und 141 zu Beginn hergestellt wird, ist der Kraft der Feder 143 ausgesetzt. Der Steuerschieber 144 arbeitet derart, daß er die Druckdifferenz zwischen der stromaufwärtigen und der stromabwärtigen Seite der Drosselstelle immer auf einem Wert konstant hält, der durch die Feder 143 eingestellt ist.
Wenn die Druckdifferenz zunimmt, wird der Steuerschieber in der Zeichnung nach links verschoben, um eine Verbindung zwischen den Durchgängen 132 und 112 herzustellen, um die Förderleistung der Pumpe zu reduzieren. Wenn die Druckdifferenz im Gegensatz hierzu kleiner wird, wird die Verbindung zwischen den Durchgängen 132 und 112 unterbrochen, um die Förderleistung der Pumpe zu erhöhen. Diese Arbeitsgänge werden automatisch ausgeführt und die Pumpenförderleistung kann auf einem konstanten Wert für die Drehzahl gehalten werden, die größer als der vorbestimmte Wert ist.
Fig. 21 zeigt eine weitere Ausführungsform, bei der eine konstante Durchflußrate bei der Drehzahl konstant gehalten wird, die größer als der vorbestimmte Wert ist. Gleiche oder ähnliche Teile wie jene in Fig. 1 sind mit denselben Bezugszeichen versehen und sie weisen den Zusatz A, B, C und D auf. Bei dieser Ausführungsform ist der Pumpenauslaßanschluß 14 derart beschaffen, daß er mit der Betätigungseinrichtung A über den Auslaßdurchgang 110, die Drosselstelle 130 und den Durchgang 131 in Verbindung steht. Von dem Auslaßdurchgang 110 zweigt eine Zweigleitung 137 ab, von der der Auslaßdruck über den Steueranschluß 84 der Steuerkammer 18 A zugeleitet wird, die durch die Dichtungsbolzen 60 A und 60 B begrenzt ist. Von dem Durchgang 131 zweigt eine Zweigleitung 138 ab, von der der Auslaßdruck, der durch die Drosselstelle durchgegangen ist, über den Steueranschluß 85 der Steuerkammer 18 B zugeleitet wird, die durch die Dichtungsbolzen 60 C und 60 D begrenzt ist.
Das so von der Pumpe ausgegebene Öl wird durch die Drosselstelle 130 der Betätigungseinrichtung zugeführt. Wenn das Öl durch die Drosselstelle 130 durchgegangen ist, so stellt sich zwischen der stromaufwärtigen und der stromabwärtigen Seite der Drosselstelle 130 eine Druckdifferenz ein, die der Durchflußrate des durchgehenden Öls bzw. dessen Strömungsgeschwindigkeit entspricht. Da die zugeordneten Öldrücke den Steuerkammern 18 A und 18 B zugeführt werden, beginnt der Ring 50 A sich in der Zeichnung durch den hydraulischen Druck zu drehen, der durch die Druckdifferenz aufgebaut wird. Der Ring 50 A ist jedoch an einem Ende 52 mit der Feder 53 versehen, die ihrerseits den Ring 50 A in der Zeichnung nach links drückt. Wenn daher der hydraulische Druck schwächer als die Federkraft ist, wird der Ring 50 A in dem gezeigten Zustand gehalten, um Öl proportional zur Drehzahl der Pumpe abzugeben. Wenn die Drehzahl weiter ansteigt, so daß die Durchflußrate des durch die Drosselstelle gehenden Öls entsprechend ansteigt, steigt jedoch auch die Druckdifferenz zwischen der stromaufwärtigen und der stromabwärtigen Seite der Drosselstelle proportional hierzu an. Hierdurch wird der auf den Ring wirkende hydraulische Druck verstärkt. Wenn diese hydraulische Kraft die Federkraft überwindet, wird der Ring 50 A in der Zeichnung nach rechts gedreht, so daß seine Exzentrizität zur Abnahme der Förderleistung verringert wird. Auf diese Weise wird die Pumpendurchflußgeschwindigkeit bzw. Durchflußrate automatisch auf einen konstanten Wert durch die hydraulische Kraft der Steuerkammer und die Kraft der Feder eingestellt, so daß die Druckdifferenz zwischen der stromaufwärtigen und der stromabwärtigen Seite der Drosselstelle bei der Drehzahl konstant werden kann, die größer als der vorbestimmte Wert ist. Hier kann die günstigste Steuerung gewählt werden, indem der Drosseldurchmesser, die Dichtwirkung (oder der Steuerkammerbereich) durch die Dichtungsbolzen und die Federkraft geändert werden.
Die Pumpensteuerung durch das Steuerventil 150, das eine Drosselstelle 130 in Fig. 18 hat, ist als eingebautes Ventil 140 mit konstantem Differenzdruck, das in Fig. 19 gezeigt ist, ausgebildet. Das Steuerventil 150 ist derart beschaffen und ausgelegt, daß es folgendes enthält: eine Feder 153, die in einer Federkammer 158 angebracht ist, die eine Verbindung mit einem Auslaßanschluß 157 hat, der mit der Betätigungseinrichtung A verbunden ist, einen Steuerschieber 154, der auf seinem Außenumfang mit wenigstens zwei hervorspringenden Umfangsteilen 154&min; und 154&min;&min; versehen ist und darin einen hohlen Abschnitt 159 hat, der eine Drosselstelle 155 bildet, und dessen eines Ende durch die Wirkung der Feder 153 mit einer Druckkraft beaufschlagt ist, einen Behälteranschluß 152, der mit dem Pumpeneinlaßanschluß in Verbindung steht, einen ersten Anschluß 151, der mit dem Pumpenauslaßanschluß 14 und dem hohlen Abschnitt 159 über den Durchgang 110 in Verbindung steht, und einen zweiten Anschluß 156, der derart beschaffen und ausgelegt ist, daß er mit der Steuerkammer 18 über den Anschluß 84 mit Hilfe der Leitung 112 in Verbindung steht, die sich zwischen den beiden hervorspringenden Umfangsteilen 154&min; und 154&min;&min; öffnet, und die derart beschaffen und ausgelegt ist, daß sie mit dem Behälteranschluß 152 in Verbindung steht, wenn die Druckdifferenz zwischen der Drosselstelle 155 nicht größer als ein vorbestimmter Wert ist, und die mit dem ersten Anschluß 151 in Verbindung steht, wenn die Druckdifferenz den vorbestimmten Wert überschreitet. Die Drosselstelle 155 braucht nicht in der Nähe bzw. benachbart der Feder 153 angeordnet zu sein, wie bei der Ausführungsform, sondern sie kann auf irgendeiner Innenseite des Steuerschiebers 154 oder in der Nähe des ersten Anschlusses 151 an der gegenüberliegenden Seite vorgesehen sein.
Dank der soweit beschriebenen Ausführungsform wird der Steuerschieber 154 in der Zeichnung durch die Wirkung der Feder 153 nach unten gedrückt, wenn der Durchmesser der Drosselstelle 155 und die Stärke der Feder 153 des Ventils mit konstanter Druckdifferenz entsprechende Werte haben, währenddem das durch die Drosselstelle 155 fließende Öl mit einer Durchflußrate bzw. einer Durchflußgeschwindigkeit fließt, die nicht größer als ein voreinstellbarer Wert ist. Die Verbindung zwischen dem Durchgang 122 und dem Auslaßdurchgang 110 wird abgesperrt, so daß kein Öl durch die Steuerkammer 18 fließt. Zu diesem Zeitpunkt ändert sich die Förderleistung der Pumpe proportional zu ihrer Drehzahl. Wenn diese Drehzahl ansteigt, wodurch die Durchflußrate bzw. die Strömungsgeschwindigkeit des durch die Drosselstelle 155 gehenden Öls größer wird, wird die Druckdifferenz zwischen der stromaufwärtigen Seite und der stromabwärtigen Seite der Drosselstelle proportional zu der Öldurchflußrate vergrößert. Andererseits wirkt diese Druckdifferenz direkt auf die oberen und unteren Seiten des Ventilschiebers 154. Wenn diese Druckdifferenz größer als der vorbestimmte Wert wird, wird der Steuerschieber 154 in der Zeichnung nach oben entgegen der Kraft der Feder 153 verschoben. Dies führt dazu, daß die Verbindung zwischen den Durchgängen 110 und 112 hergestellt wird, um das Drucköl der Steuerkammer 18 zuzuführen, so daß die Förderleistung der Pumpe kleiner wird. Die Druckdifferenz, bei der die Verbindung zwischen den Durchgängen 110 und 112 am Anfang hergestellt wird, ist durch die Kraft der Feder 153 bestimmt. Der Steuerschieber 154 bewirkt, daß die Druckdifferenz zwischen der stromaufwärtigen und der stromabwärtigen Seite der Drosselstelle immer auf einem solchen Wert konstant gehalten wird, der durch die Feder 153 einstellbar ist.
Wenn die Druckdifferenz größer wird, wird der Steuerschieber 154 in der Zeichnung nach oben verschoben, um die Verbindung zwischen den Durchgängen 110 und 112 herzustellen, wodurch die Förderleistung der Pumpe abnimmt. Wenn andererseits die Druckdifferenz abfällt, wird die Verbindung zwischen den Durchgängen 110 und 112 abgesperrt, woraus resultiert, daß die Förderleistung der Pumpe größer wird.
Da diese Arbeitsgänge automatisch ausgeführt werden, kann die Förderleistung der Pumpe auf einem konstanten Wert bei ihrer Drehzahl gehalten werden, die nicht kleiner als der vorbestimmte Wert ist.
Wie vorstehend beschrieben worden ist, kann in Abweichung von Fig. 18 dieses Ausführungsbeispiel eine Ventilanzahl und Leitungen haben, die auf weniger als die Hälfte verkleinert ist, um die gesamte Leitungsanordnung zu vereinfachen, so daß die Anordnung als ganze kompakt ausgelegt und mit geringen Kosten hergestellt werden kann. Darüberhinaus kann das Steuerventil 150 eingebaut oder einstückig mit dem Gehäuse 10 der Pumpe 1 ausgebildet werden, da es verkleinerte Abmessungen haben kann. Insbesondere unter Bezugnahme auf Fig. 20 ist das Steuerventil 150 nach Fig. 19 einstückig mit dem Auslaßanschluß 14 des Gehäuses 10 ausgebildet und die zugeordneten Anschlüsse 152, 151, 156 und 157 des Steuerventils 150 sind jeweils so ausgelegt, daß sie mit dem Pumpeneinlaßanschluß 13 über nicht gezeigte Gehäuseöffnungen, mit dem Pumpenauslaßanschluß 14 direkt über den Anschluß und mit der Pumpensteuerkammer 18 über die Öffnung 112 in Verbindung stehen, die in dem Gehäuse ausgebildet ist, wobei die Verbindung über Durchgänge hergestellt wird, die in dem Gehäuse ausgebildet sind. Die Wirkungsweise einer solchen Vorrichtung ist jener nach Fig. 19 ähnlich, bei der das Steuerventil 150 an der Pumpe 1 angebracht ist, so daß das Steuerventil 150 als ein Einsatzventil ausgebildet ist, das in die Öffnung eingeschraubt wird, die in dem Auslaßanschluß 14 vorgesehen ist.
Dank dieser bisher beschriebenen Auslegungsform kann die Anordnung sehr kompakt ausgelegt werden, so daß sich das Problem, daß die Anordnung schwierig anzuwenden ist, überwinden läßt, da das automatische, in dem begrenzten Motorraum anzubringende Getriebe zwei oder mehrere Steuerventile nach dem Stand der Technik erforderlich macht. Ferner ist auch die hydraulische Schaltungsauslegung beträchtlich modifiziert, so daß die variable Pumpe unter Anwendung einer konstanten Pumpenförderleistung wie beim Stand der Technik in einer Hydraulikanlage des Automatikgetriebes eingesetzt werden kann. Derartige Abänderungen bereiteten in der Praxis bisher Schwierigkeiten. Gemäß der Erfindung hingegen läßt sich das automatische Getriebe unter Verwendung der Flügelpumpe mit variabler Förderleistung so abwandeln, daß nur die Pumpe ohne weitere Änderungen der hydraulischen Anlage ersetzt zu werden braucht. Dies bedeutet, daß keine weiteren Änderungen in einer Hydraulikanlage nach dem Stand der Technik erforderlich sind.

Claims

1. Flügelradpumpe mit variabler Förderleistung, mit einem Gehäuse, einem Rotor, der in dem Gehäuse gelagert ist, mehreren Flügeln, die in den äußeren Umfang des Rotors radial bewegbar eingesetzt sind, einem den Rotor und die Flügel umgebenden Ring, der schwenkbar mittels einer Schwenklagerung gelagert ist, die zwischen einer Kreisbohrung des Gehäuses und dem äußeren Umfang des Ringes angeordnet ist, einem Einlaßanschluß und einem Auslaßanschluß, die in dem Gehäuse ausgebildet sind, wobei wenigstens eine Druckkammer zur Schwenkbewegung des Ringes zwischen der Kreisbohrung und dem äußeren Umfang des Ringes mit Hilfe zumindest eines Dichtungselements gebildet wird, das jeweils in eine axiale Nut eingesetzt ist, die in dem äußeren Umfang des Ringes ausgebildet ist und sich zu der Kreisbohrung des Gehäuses hin öffnet, wobei der Ring durch die Wirkung einer Feder, die in das Gehäuse eingesetzt ist, in eine Gegenrichtung zur Richtung des Druckes gedrückt wird, der durch die Druckkammer aufgebaut wird, insbesondere in eine solche Richtung, daß die Achse des Ringes in eine zur Drehachse des Rotors exzentrische Lage gerät, und mit einem elastischen Element, welches in die axiale Nut eingesetzt ist, um das Dichtungselement in Richtung auf die Kreisbohrung des Gehäuses zu drücken, dadurch gekennzeichnet, daß das Dichtungselement in Form eines Dichtungsbolzens (60, 61, 62, 60 A, 60 B, 60 C, 60 D) mit kreisförmigem Querschnitt ausgebildet ist, und daß die Druckrichtung des elastischen Elements und eine sich durch den Berührungspunkt des Dichtungsbolzens am Innenumfang des Gehäuses erstreckende, zur Kreisbohrung (20) des Gehäuses (10, 30) tangentiale Linie (C) relativ zueinander unter einem spitzen Winkel (A) verlaufen.

2. Flügelradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß jedes elastische Element (63) aus einer geformten Drahtfeder (102 bzw. 105) besteht, die derart ausgebildet ist, daß sie dem Umriß des Grundes jeder Ausnehmung (54, 55, 56) entspricht und die einen inneren Endabschnitt (104 ) hat, der so nach innen gebogen ist, daß im ungespannten Zustand eine Höhe (h) gegenüber dem restlichen Teil der Drahtfeder gegeben ist. (Fig. 9, 10).

3. Flügelradpumpe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die geformte Drahtfeder (102 bzw. 105) in einer Draufsicht in Form eines eckig geschriebenen "G" ausgebildet ist. (Fig. 11, 16).

4. Flügelradpumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die G-förmig ausgebildete Drahtfeder (105) einen inneren Endabschnitt hat, der etwa unter einem rechten Winkel zweimal nach innen gebogen ist. (Fig. 16).

5. Flügelradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Druckkammern (17, 18) vorgesehen sind, nämlich:
eine erste Druckkammer (17), die eine Verbindung mit dem Auslaßanschluß (14) hat und ein Schwenkteil (22) der Schwenklagerung umgibt, um eine Druckkraft (FRO) zu erzeugen, die geringer ist als der von innen her auf den Ring (50) in Richtung auf das Schwenkteil (22) wirkende und den Ring (50) an das Schwenkteil (22) drückende, durch Pumpwirkung erzeugte Innendruck (FRI), und
eine zweite Druckkammer (18), die in der Nähe der ersten Druckkammer (17) durch einen der Dichtungsbolzen (61) von dieser getrennt angeordnet ist und derart beschaffen ist, daß sie mit dem Pumpenauslaßdruck entweder direkt oder indirekt über ein Steuerventil (120, 150) versorgt wird, um eine Druckkraft zu erzeugen, die der Vorbelastungskraft der Feder (53) entgegenwirkt, und daß der zwischen der Kreisbohrung (20) des Gehäuses und dem äußeren Umfang des Ringes (50) sich erstreckende Bereich (16), abgesehen von den Druckkammern (17, 18), in Verbindung mit dem Einlaßanschluß (13) bringbar ist. (Fig. 1, 17).

6. Flügelradpumpe nach den Ansprüchen 1 und 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Auslaßanschluß (14) und der Einlaßanschluß (13) jeweils in einer radialen Richtung in dem Gehäuse (10, 30) und außerhalb des Ringes (50, 50 A) ausgebildet sind und derart beschaffen und ausgelegt sind, daß sie mit der Pumpenkammer (83) über die zwei Seiten des Ringes (50, 50 A) in Verbindung sind. (Fig. 1, 2).

7. Flügelradpumpe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Pumpenauslaßdruck in die zweite Druckkammer (18) über das Steuerventil (120) angelegt wird, und daß das Steuerventil (120) als Folgeventil ausgebildet ist, um das auslaßseitige Pumpenöl in die zweite Druckkammer (18) einzuleiten, wenn der Pumpenauslaßdruck einen vorbestimmten Wert überschreitet.

8. Flügelradpumpe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpe ferner eine dritte Druckkammer (18 B) enthält, die der ersten Druckkammer (17) benachbart angeordnet ist und von dieser durch einen Dichtungsbolzen (60 D) getrennt ist, daß die dritte Druckkammer (18 B) im allgemeinen symmetrisch zu der Linie angeordnet ist, die die Mitte des Schwenkteils und die Mittelachse des Ringes (50 A) verbindet, und mit der stromabwärtigen Seite einer Drosselstelle (130) in Verbindung steht, die stromabwärts des Auslaßanschlusses (14) angeordnet ist, und daß die zweite Druckkammer (18 A) derart beschaffen ist, daß sie direkt mit dem Auslaßdruck der Pumpe über die stromaufwärtige Seite der Drosselstelle (130) versorgt wird. (Fig. 21).

9. Flügelradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Schwenklagerung enthält: ein als Wälzelement ausgebildetes Schwenkteil (22), entweder eine Kugel oder einen zylindrischen Wälzkörper, und eine Nut (21 bzw. 51), die in der Kreisbohrung des Gehäuses und in dem äußeren Umfang des Ringes ausgebildet ist und eine derartige komplementäre Form hat, daß ein Gleitkontakt mit dem Wälzelement (22) zugelassen ist, (Fig. 1, 2).

10. Flügelradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerventil (150) enthält: eine Feder (133), die in eine Federkammer (148) eingesetzt ist, die mit dem Auslaßanschluß (14) in Verbindung steht, einen Steuerschieber (154), dessen eines Ende durch die Feder (153) vorbelastet ist, und der einen hohlen Abschnitt (159) hat, der auf seinem Außenumfang wenigstens mit zwei vorspringenden Umfangsteilen (154&min;, 154&min;&min;) und in seiner Innenseite mit einer Drosselstelle (155) versehen ist, einen Behälteranschluß (152), der in Verbindung mit dem Pumpeneinlaßanschluß (13) ist, einen ersten Anschluß (151), der in Verbindung mit dem Pumpenauslaßanschluß (14) und dem hohlen Abschnitt (159) ist, und einen zweiten Anschluß (156), der in Verbindung mit der zweiten Druckkammer (18) bringbar ist und sich zwischen den beiden hervorspringenden Umfangsteilen (154&min;, 154&min;&min;) öffnet, sowie an einer solchen Stelle angeordnet ist, daß er in Verbindung mit dem Behälteranschluß (152) bringbar ist, wenn die Druckdifferenz zwischen der stromaufwärtigen und der stromabwärtigen Seite der Drosselstelle (155) gleich oder kleiner als ein vorbestimmter Wert ist, und mit dem ersten Anschluß (151) in Verbindung bringbar ist, wenn die Druckdifferenz größer als der vorbestimmte Wert ist.