Die Erfindung betrifft eine Radialkolbenpumpe mit mehreren in einem Pumpengehäuse vorgesehenen Zylinderbohrungen für die Aufnahme von federbelasteten Kolben, die sternförmig um einen Exzenter angeordnet sind. Auf dem Exzenter sind zum reibungsfreien Antrieb der Kolben zwei Gleitringe vorgesehen, zwischen welchen eine Ringfeder zur Dämpfung von Druckspitzen in radialer Richtung vorgesehen ist. Die Druckräume der Kolben stehen über Auslassventile mit einem Verbraucher in Verbindung.

Radialkolbenpumpen an sich haben den durch ihr Arbeitsprinzip bedingten Vorteil, dass der Förderstrom ab einer mittleren Drehzahl von zum Beispiel 1 600 U/min durch die Ansaugdrosselung begrenzt ist. Oberhalb dieser Drehzahl ist der Kolbeninnenraum nicht mehr vollständig gefüllt. Dies bedeutet, dass der Förderbeginn von der Füllung abhängig ist, nachdem der Kolben seine zugehörige Saugöffnung verschlossen hat. Beim Förderbeginn trifft der Kolben daher mit drehzahlabhängiger Geschwindigkeit auf die eingeschlossene Ölsäule auf und schiebt das Öl über ein als umlaufende Bandfeder ausgeführtes Rückschlagventil, das alle Auslassbohrungen der Kolben verschließt, in einen mit dem Verbraucher verbundenen Sammelkanal aus. Da der Kolben nicht mit der Geschwindigkeit Null zu fördern beginnt, entsteht ein starker Druckstoß im Kolbeninnenraum. Die durch einen solchen Druckstoß erzeugte Druckspitze übersteigt den Auslassdrück im Sammelkanal um ein Mehrfaches. Die Druckstöße verstärken sich prinzipbedingt mit steigender Drehzahl. Die Druckstöße sämtlicher Kolben regen einen Körperschall an, der über die Gehäusewand als Luftschall abgestrahlt wird.

Eine in ein Getriebe eingebaute Radialkolbenpumpe dieser Bauart ist bereits aus der DE 43 36 673 C2 bekannt.

Eine dort gezeigte Ausführungsform dieser Ringfeder hat die Form eines regelmäßigen Polygonzuges und kann Druckstöße in radialer Richtung aufnehmen. Die Flankenlängen der Ringfeder sind über dem gesamten Umfang gleich und damit auch der Winkelabstand, unter dem die Flanken verteilt sind. An einer Flanke ist die Ringfeder unterbrochen, da sie vorteilhafterweise aus Bandmaterial hergestellt wird und ausserdem dadurch leichter zu montieren ist. Dies nennt man das Schloß der Feder.

Ringfedern dieser Bauart nehmen Druckstöße in radialer Richtung auf. Die Kolben der Pumpe stützen sich auf dem Exzenter federnd ab, so dass sie bei Beginn des Ausschiebens einfedern können. Auf diese Weise lassen sich die Druckspitzen vermindern, die beim Auftreffen der Kolben auf die Ölsäule entstehen

Durch das Schloß wird aber die Federrate stark verringert, die Federrate ist über den Umfang verteilt also ungleichmäßig. (Die Federrate beschreibt die Federkraftzunahme je mm Federweg). Außerdem treten an den der unterbrochenen Flanke benachbarten Ecken sehr hohe Spannungen auf. Diese beiden Eigenschaften führen zu einer reduzierten Geräusch- und Spannungsstoßdämpfung durch die Ringfeder. Durch die ungleichmäßige Spannungs- und Federratenverteilung ist das Bauteil nur unter Verlust der gewünschten funktionalen Eigenschaften dauerfest dimensionierbar.

Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe besteht darin, eine Radialkolbenpumpe zu entwickeln, bei welcher die Geräusch- und Druckstoßspitzen weiter verringert werden.

Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe wird durch eine Radialkolbenpumpe mit den Merkmalen des Hauptanspruchs gelöst.

Das Hauptmerkmal der neuartigen Pumpe besteht darin, dass das zwischen den beiden Gleitringen eingebaute Dämpfungsglied aus einer Ringfeder in Form eines unregelmäßigen Polygonzuges besteht, und dass die Flankenlänge der unterbrochenen Flanke geringer ist als die der übrigen Flanken. Dadurch wird erreicht, dass die Lebensdauer wie auch die Bauteilfunktion der Ringfeder wesentlich verbessert werden.

Die erfindungsgemäße Ringfeder berührt abwechselnd mit ihrer Innen- oder Außenseite entsprechend den inneren oder am äußeren Gleitring. Genauer gesagt kontaktiert die Ringfeder an ihren äußeren Ecken mit dem äußeren Gleitring und an ihren Innenseiten der Flanken mit dem inneren Gleitring. Wesentlich für die erfindungsgemäße Lösung ist, dass die Flankenlängen des Polygonzuges ungleichmäßig lang ausgeführt sind, ins besondere die Länge der unterbrochenen Flanke geringer ist als die der übrigen Flanken. Damit sind auch die Ecken des Polygonzuges mit einem ungleichmäßigen Winkelabstand über den Umfang verteilt.

Diese Ringfeder ist vorteilhafterweise an einer Seite geöffnet ausgeführt, damit sie einerseits aus Bandmaterial einfach zu fertigen und andererseits leicht zu montieren ist.

Die Funktionseigenschaften der Ringfeder steht in direktem Zusammenhang mit ihrer Breite und Blechstärke d. Vor allem durch die Blechstärke wird die Federrate und die Lebensdauer der Ringfeder stark beeinflußt. Im Schloßbereich führt die Unterbrechung einer Flanke, die als klassischer Biegebalken angesehen werden kann, zu äußerst hohen Spannungen an den beiden benachbarten Ecken. Weiterhin ist die Federrate im Schloßbereich kleiner als an den durchgehenden Flanken. Dies führt über den Umfang der Feder zu einer ungleichmäßigen Dämpfung der Geräusch- und Druckspitzen. Durch die ungleichmäßige Spannungs- und Federratenverteilung sind die bisher bekannten unterbrochenen Ringfedern nur unter Verlust der gewünschten funktionalen Eigenschaften dauerfest dimensionierbar.

Nachfolgend ist die Erfindung anhand der in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiele näher erläutert.

Es zeigen:

1 einen Teil-Querschnitt durch eine Radialkolbenpumpe mit einer Abfederung der Kolben durch eine geschlitzte Ringfeder;

2 eine Prinzipskizze der Ringfeder mit Innen- und Außenring und

3 eine Prinzipskizze des Berechnungsmodells der Ringfeder.

Die Pumpe nach 1 weist in Zylinderbohrungen 1 eines Pumpengehäuses 2 eine Anzahl von Kolben 3 auf. Jeder Kolben 3 ist durch eine Feder 4 belastet, die sich an einem die Zylinderbohrung 1 verschließenden Stopfen 5 abstützt.

Eine Bandfeder 6 umspannt ringartig alle Stopfen 5 und verschließt an Innenräume 7 anschließende Auslassbohrungen 8 gegen eine Sammelringnut 10. Die Bandfeder 6 ist mit Stiften 9 auf dem Pumpengehäuse 2 in ihrer Lage gesichert. Eine Antriebswelle 11 trägt einen Exzenter 12, auf welchem eine Gleitbuchse 13 angeordnet ist. Erfindungsgemäß ist zwischen einem auf die Gleitbuchse 13 aufgeschobenen inneren Gleitring 14 und einem konzentrischen äußeren Gleitring 15 als Dämpfungselement eine Ringfeder 16 eingebaut. Beim Rotieren des Exzenters 12 können die jeweils das Drucköl ausschiebenden Kolben 3 auf dem zugehörigen Abschnitt des Gleitringes 15 geringfügig einfedern, so dass sich die zu Beginn eines Druckhubes auftretenden Druckspitzen absenken lassen. Die Bandfeder 6 wölbt sich von ihrer Sitzfläche über jeweils dem Kolben 3 auf, der gerade einen Druckhub ausführt. Die Kolben 3 saugen das Drucköl an ihrer Oberkante über Saugöffnungen 17 an.

Die erfindungsgemäße Ringfeder 16 besteht aus einem mehreckigen Polygonzug, der zwischen 2 Gleitringen 14,15 angeordnet ist. Der Aussenring 15 berührt dabei die Aussenseiten 23 der Ecken 18, der Innenring 14 die Innenseiten 22 der Flanken 19, 20 der Ringfeder 16. Dadurch entsteht eine Situation ähnlich der eines klassischen Biegebalkens, bei dem eine von aussen oder innen wirkende radiale – auch umlaufende – Kraft F wirkt.

Bei der erfindungsgemäßen Ringfeder 16 wurde die Geometrie so verändert, dass sowohl die Lebensdauer als auch die Bauteilfunktion entscheidend verbessert werden konnte. Hierfür werden die Blechstärke 26, die Winkelabstand &agr;, &bgr;, die Hebelarme 24, 25 sowie die Biegespannung &sgr;_1, &sgr;_2 in eine mathematische Beziehung zueinander gesetzt. Durch ein Vorgeben von Optimierungszielen kann dann ein bestmögliches oder ein beliebig anderes Verhältnis von Federrate zu Lebensdauer bestimmt werden. Optimierungsziele können z. B. eine 'gleichmäßige Federrate über den Umfang' oder 'Biegespannung kleiner Grenzwert' sein.

Durch die Optimierung wird die Biegespannung &sgr;_1 der das Schloß 21 benachbarten Ecken 18 drastisch reduziert. Dies kann durch die Verkürzung des Hebelarmes 24 bei gleichzeitiger Verringerung des Winkelabstandes &bgr; erreicht werden. Damit erhöht sich ausserdem die Lebensdauer der Ringfeder 16. Die Federrate wird dabei über den gesamten Umfang konstant gehalten, wodurch eine deutliche Geräuschreduktion erreicht wird. Durch die drastische Spannungsreduktion kann der Blechquerschnitt der Feder 16 zudem reduziert werden, wodurch der Federweg der Ringfeder 16 deutlich gesteigert wird, was eine weitere deutliche Geräuschreduktion mit sich bringt.

Die Flankenlänge 24 der unterbrochenen Flanke ist im Vergleich zur Flankenlänge der durchgehenden Flanke 25 in einer vorteilhaften Ausgestaltung der erfindungsgemäßen Ringfeder im Bereich von 10 % bis 90 %, besonders vorteilhaft im Bereich von 40 % bis 80 % der Länge der durchgehenden Flanke 25.