混合动力双泵
本发明涉及一种用于为内燃机输送冷却剂的混合动力双泵。
本领域中已知许多用于内燃机的电驱动辅助单元。泵中的电驱动器使得有关内燃机的运行参数的更灵活的控制和反应选择成为可能，特别地，输送功率可独立于发动机转速运行，例如作为内燃机负荷的函数。因此，在内燃机的部分负荷范围内，尤其是在车辆的行驶状态下，可以在辅助单元中实现功率节省，从而提高燃油效率并减少车辆的排放。
然而，辅助单元驱动器的通电也涉及到折中，以便考虑驱动器中的故障情况(与内燃机分离)，或者在对冷却功率有最大要求时确保足够的功率储备。因此，冷却剂泵的电动马达或其电源的故障必然导致内燃机随后被迫停止，以防止整个系统的热损坏。此外，电驱动器必须配置为可靠地覆盖冷却系统的峰值负荷的额定功率，该峰值负荷在正常运行的整个持续时间内很少发生，或者仅在内燃机的特定负荷和特殊外部条件时才达到。
电动马达的尺寸、重量和成本随着额定功率的增加而增加，而通过紧凑和轻量化的结构补偿可接受的功率比的变型与不成比例的成本增加相关。这特别适用于符合汽车行业质量标准的无刷永磁电动马达。因此，电驱动器的以安全为导向的配置尤其在高成本因素方面与生产大量零件的经济可行性方面相冲突。
避免了纯电动或纯机械驱动泵的问题的混合动力泵在本领域中也是已知的。通过将电动马达和传统皮带传动装置组合以形成内燃机的输出轴，提高了故障安全性，同时可以将电驱动器构造成用于平均负荷。此外，冷却剂的循环可以在内燃机停止期间继续进行，例如，在具有自动起停系统的车辆中。
然而，这些混合动力泵的构造通常具有缺点，即在关闭状态下，电动马达必须由机械驱动器带动。在带动关闭的电动马达期间，发生功率耗散，以克服由电动马达的转子和定子的磁极之间的磁场引起的齿槽转矩。因此，在这种类型的混合动力驱动的机械操作模式下，与纯机械驱动的情况相比，内燃机必须施加更多的动力，从而降低了车辆的燃油效率。其他混合动力泵装配备有离合器，特别是电磁离合器，其需要大的安装空间并且承担了混合动力泵的成本的很高比例。
在同一申请人的专利申请DE 102017118264 A1中公开了一种相对紧凑和有利的构造，该专利申请在本申请的申请日之前尚未公开。该专利申请描述了一种用于冷却剂泵的混合驱动器，其中皮带轮和电动马达分别通过单独分配的单向离合器联接到可调节泵组件的泵轴上，单向离合器沿驱动器旋转的方向接合，并沿旋转的相反方向滑行。
然而，在最大输送功率下，例如在组合驱动模式下，包括离合器的这种类型的混合泵受限于基于泵叶轮或泵组件的尺寸的容积效率。
为了获得更高的最大功率，WO 2015/187079 A1公开了一种冷却系统的布置，其中，除了机械驱动的冷却剂泵之外，还提供了电动冷却剂泵，该电动冷却剂泵设置在机械驱动冷却剂泵的旁通管线中。弹簧加载的阀瓣设置在旁通管线的端部，并在电动冷却剂泵关闭时阻止从机械驱动冷却剂泵到旁通管线端部开口的输出管线，以防止回流。该系统需要相应大的安装空间，因此主要适用于多用途车或类似的包括内燃机的大型驱动器。
DE 102011001090 A1公开了一种用于汽车的相对紧凑的冷却系统，其中，机械驱动的可调节的初级冷却剂泵和较小的电驱动的次级冷却剂泵作为组合结构单元连接在一起。在这种情况下，电动次级冷却剂泵又被设置为初级冷却剂泵的旁路，使得电动次级冷却剂泵的入口和出口分别在初级冷却剂泵的上游和下游连接至初级冷却剂泵的主输送路径。电动次级冷却剂泵中设有一个调节滑阀，用于在次级冷却剂泵关闭时防止回流通过旁路。关于泵的结构，在高效、可变功率混合泵设计的集成方面仍有改进的空间。
DE 102012214503 A1公开了一种具有可调输送体积的旋转泵，其包括(a)具有第一壳体结构和第二壳体结构的壳体，(b)输送腔室，该输送腔室包括由第一壳体结构形成的第一腔室壁、由第二壳体结构形成的第二腔室壁、低压区域中的流体的入口以及高压区域中的流体的出口，(c)在输送腔室中可绕旋转轴旋转的泵轮，以及(d)用于产生接触压力的接触压力装置，(e)其中第二壳体结构能够相对于第一壳体结构从第一位置抵抗接触压力而移动到第二位置，并且(f)流体通过间隙从输送腔室中逸出，绕过入口和出口，或者在输送腔室内的间隙中发生降低旋转泵的输送功率的流体循环。
因此，本发明的目的是提供一种具有紧凑结构的混合动力驱动的冷却剂泵，使得驱动功率具有高的最大输送功率和宽的体积上有效的输送功率谱成。
该目的通过一种具有权利要求1的特征的用于输送内燃机的冷却剂的混合动力双泵来实现。
根据本发明，该混合动力双泵的特征在于，其包括：第一泵组件，其具有第一泵叶轮、第一螺旋壳体和第一泵轴，该第一泵轴通过机械驱动连接由内燃机驱动；第二泵组件，其具有第二泵叶轮、第二螺旋壳体、第二泵轴和电驱动器；接合泵壳体，其将第一泵组件和第二泵组件围合，并具有接合泵入口和接合泵出口；以及翼板，其可自由枢转地设置在第一螺旋壳体的出口和第二螺旋壳体的出口之间，使得第一螺旋壳体和第二螺旋壳体之间的直接流体连接被阻断。
因此，本发明首先提供一种用于冷却剂的双泵，其具有两个不同的驱动器，并且包括具有泵入口和泵出口的泵壳体。
与具有机械和电动冷却剂泵的系统相比，根据本发明的泵结构具有两个泵组件的更紧凑的集成。在这种情况下，根据具体应用的配置，大小尺寸不同以及同样的泵组件，以及不对称或对称的泵构造都是可能的。
由于泵入口和泵出口是接合的，简化了管路系统，因为没有汇合管路，并且节省了安装成本和安装空间。
安装空间的减少和冷却系统的简化使高输送功率成为可能，因为如果需要的话，两个泵组件可以同时以最大驱动功率运行，使得如果选择足够的共同使用的流动横截面，将导致大体上相加在一起的最大输送功率。
还可以通过在两个泵组件之间选择性地分配部分输送功率来实现所需的总输送功率。这同样使得将总驱动功率分配在每个部分分配功率上成为可能。这产生了两个泵组件的相关容积效率与两个驱动器的相关有效转速范围之间的自由分配比的控制优化选项。
翼板的位置仅受两个泵组件之间的流入流体比率的影响，它提供了一种简单的结构装置，用于在两个泵组件之一暂时未加压或未使用时自动防止通过两个泵组件之一的回流。
混合动力双泵的有利发展形成从属权利要求的主题。
根据本发明的一个方面，第一泵组件和第二泵组件可以进一步共用一个接合泵腔室，第一泵叶轮和第二泵叶轮容纳在该接合泵腔室中。
这样，促进了泵组件之间的可变输送功率分配的补偿流行为。此外，结构变得更紧凑，包含更少的壁元件，并且节省了密封点。
根据本发明的一个方面，第一泵叶轮和第二泵叶轮在泵腔室中彼此面对面地设置。
这样，可以实现更紧凑的结构，特别是在径向测量中，并且可以减小包括共用泵腔室的抽吸区域。
根据本发明的一个方面，泵入口可以通向第一泵叶轮和第二泵叶轮之间的泵腔室。
这样，在泵叶轮上的基本对称的流动和没有其他引导元件的均匀的入口引导是可能的。
根据本发明的一个方面，第一泵组件可包括圆柱形调节滑阀，该圆柱形调节滑阀可转移成与第一泵叶轮的径向出口区域轴向重叠。
这样，第一泵组件的输送功率可根据所提供的内燃机的驱动功率或转速进行节流。
根据本发明的一个方面，圆柱形调节滑阀可以由液压回路致动。
这样，可以在泵的潮湿区域提供一个可靠的致动器系统，用于调节第一泵组件。
根据本发明的一个方面，液压回路可以输送冷却剂作为液压介质，液压介质从输送流中转移出来。
这样，可以避免用于在泵的潮湿区域引导内部液压介质的密封分离系统。
根据本发明的一个方面，液压回路可以通过轴向活塞泵输送，该轴向活塞泵由第一泵叶轮经由凸轮机构往复驱动。
这样，可以在泵的湿润区域提供液压回路的可靠驱动，用于调节第一泵组件。
根据本发明的一个方面，圆柱形调节滑阀的致动可以由液压回路中的比例阀控制。
这样，可以提供用于调节第一泵组件的液压回路的可靠调节构件。
根据本发明的一个方面，第二泵轴的轴承和电驱动器彼此轴向重叠地设置。
这样，可以实现泵结构的较小的轴向测量，尤其是在第二泵组件的区域中。
根据本发明的一个方面，混合动力双泵可进一步包括泵控制器，该泵控制器被配置为：根据接收到的作为内燃机的冷却需求的指示的参数以及内燃机或第一泵组件的转速，计算调节滑阀的位移和第二泵组件的转速的控制值；并根据计算出的控制值来驱动比例阀和电驱动器。
这样，在车辆的中央控制系统中提供了一个专用控制系统，该系统针对两个泵组件的特定运行点进行了优化，以简化集成。
在下文中，参考附图以实施例的方式描述本发明，其中：
图1是根据本发明的混合动力双泵的纵向剖视图。
图2是根据本发明的混合动力双泵的平面图。
图3是根据本发明的混合动力双泵的立体图。
图1是整个泵结构的剖视图，其基本上包括第一泵组件1、第二泵组件2以及接合泵壳体3。泵壳体3设置在第一泵组件1和第二泵组件2之间，并包围泵腔室30。第一泵组件1的第一泵叶轮10和第二泵组件2的第二泵叶轮20在连结泵腔室30内彼此相对布置。
第一泵叶轮10被作为泵壳体3的一部分的第一螺旋壳体31包围。同样地，在泵腔室30的另一侧，第二泵叶轮20被作为泵壳体3的一部分的第二螺旋壳体32围绕。第一螺旋壳体31和第二螺旋壳体32通向形成为壳体开口的接合泵出口35。第一螺旋壳体31和第二螺旋壳体32在接合泵出口35的上游分别具有出口开口，所述开口的横截面彼此成锐角延伸。
在第一螺旋壳体31的出口开口和第二螺旋壳体32的出口开口之间，翼板33可枢转地设置在泵壳体3中。翼板33可以在出口开口的横截面之间的锐角内以可自由枢转的方式移动，直至第一螺旋壳体31的出口开口处或第二螺旋壳体32的出口开口处的接触位置，并阻塞所讨论的出口开口。壳体开口形式的接合泵出口35设置在翼板33的接触位置之间的枢转区域内。
两侧中的每一侧通过第一泵组件1的输送流和第二泵组件2的输送流流向翼板33。因此，翼板33沿枢转角的位置是由两个输送流之间的压力比导致的。如果第一泵组件1在运行中而第二泵组件2不运行，则输送流将翼板33推入第二螺旋壳体32的出口开口的横截面中，并关闭所述壳体。这使得来自第一泵组件1的输送流直接流过接合泵出口35，而不会到达第二螺旋壳体32中，换句话说，未到达第二泵组件2的未加压输出区域。当第二泵组件2处于运行状态而第一泵组件1未处于运行状态时，输送流将翼板33推入第一螺旋壳体1的出口开口的横截面中，并关闭该壳体。这又使得来自第二泵组件2的输送流直接流过接合泵出口35，而不会到达第一螺旋壳体31中，换句话说，未到达第一泵组件1的未加压输出区域。在第一泵组件1和第二泵组件2都处于运行状态时，翼板33沿枢转角处于中间位置，从而使两个输送流都从接合泵出口35导出，同时防止涡流直接汇合。
泵壳体3还具有接合泵入口34。接合泵入口34形成为通向接合泵腔室30的壳体开口，并且设置在第一泵叶轮10和第二泵叶轮20之间的轴向区域中。根据第一泵组件1和第二泵组件2之间的泵功率分配，流过接合泵入口34的冷却剂沿朝向第一泵叶轮10的方向或朝向第二泵叶轮20的方向或者沿所述两个方向被吸入，并且借助于泵叶轮10、20的径向作用叶片加速进入螺旋壳体31、32。
第一泵组件1通过皮带传动由内燃机驱动。皮带传动与皮带传动装置12配合，皮带传动装置12驱动第一泵轴11，第一泵叶轮10通过第一泵轴11固定在泵腔室30中。第一泵组件1对应于机械驱动的可调节离心泵。
图1所示的实施例中，第一泵组件1具有液压可调节的调节滑阀13，调节滑阀13从ECF泵类型已知。在这种情况下，围绕第一泵叶轮10的有效流动的径向区域由圆柱形调节盘13沿着平行于第一泵轴11的调节路径可变地覆盖，调节盘13与第一泵轴11同轴地形成。在图1中，调节滑阀13处于打开位置，在该位置处第一泵叶轮10的流动区域未被覆盖。
第一泵组件1还包括在第一泵叶轮10的半径内的轴向活塞泵14，轴向活塞泵14由第一泵叶轮10通过凸轮控制系统以在第一泵叶轮10的后面的摆盘上滑动的形式驱动或往复地致动。
轴向活塞泵14将冷却剂吸入第一泵叶轮10和调节滑阀13之间，并将加压的冷却剂喷射到泵壳体3中形成的液压回路15中。液压回路15包括电磁比例阀16，如图2和图3所示，并通向与第一泵轴11同轴布置的环形活塞17。环形活塞17沿调节滑阀13的移动路径起到液压调节构件的作用。
复位弹簧(未示出)沿与液压回路15的压力相反的方向作用在环形活塞17上，换句话说，远离第一泵叶轮10的方向。环形活塞17与调节滑阀13相连接，并且随着液压回路15中轴向活塞泵14的压力增加，环形活塞17沿第一泵叶轮10的方向滑动。
在不提供驱动电流的情况下打开电磁比例阀16，使得轴向活塞泵14吸入的冷却剂通过液压回路15通过比例阀16基本上没有压力地流回输送的冷却剂体积流中。因此，在液压回路15中没有压力积聚，并且环形活塞17在复位弹簧的作用下保持在基座位置。在这种情况下，调节滑阀13被保持在打开位置，如图1所示。
在调节滑阀13的打开位置，与内燃机通过皮带传动给定的泵转速无关，第一泵组件1的最大体积流(取决于转速)通过调节滑阀13输送，而未屏蔽第一泵叶轮10的有效流动区域。该状态也代表故障保护模式，因为在电源故障的情况下，换言之，在电磁比例阀16未通电的情况下，确保了无限制的体积流和内燃机的相应热量输出。
如果关闭电磁比例阀16，则轴向活塞泵14施加的压力通过液压回路15传播并作用于环形活塞17上。环形活塞17抵抗复位弹簧的力，将调节滑阀13朝向第一泵叶轮10移动。在这种情况下，圆柱形调节滑阀13与第一泵叶轮10轴向重叠，从而使得第一泵叶轮10的有效流动区域越来越多地被覆盖。
在调节滑阀13的关闭位置，调节滑阀13完全覆盖第一泵叶轮10，从而通过屏蔽将第一泵组件1的输送体积流减少至最小或完全抑制，与泵转速无关。
如上所述，由冷却剂泵输送的体积流既取决于第一泵叶轮10的流动效率，也随着调节滑阀13和环形活塞17的位置朝向关闭位置的轴向位移的增加而减小，伴随着调节滑阀13的覆盖度增加。另一方面，冷却剂泵的输送体积流取决于泵转速，这是车辆运行所特有的波动的基础。
液压回路15中的压力由用于打开和关闭比例阀16的接通和断开持续时间来控制，从而实现并保持液压与环形活塞17所在位置处的复位弹簧或调节滑阀13的压力之间的平衡。环形活塞17的实际位置由行程传感器检测并用于调节比例阀16。通过使用脉冲宽度调制来打开和关闭电磁比例阀16，从而在内燃机的预定转速下对第一泵组件1的输送功率进行节流。
第二泵组件对应于电动离心泵，该离心泵以转速调节。
第二泵组件包括容纳在泵壳体3中的电动马达22。电动马达22驱动第二泵轴21，第二泵叶轮20通过第二泵轴21固定在接合泵腔室30中。电动马达22是包括永磁转子的无刷直流电动马达，在永磁转子的外围嵌入有永磁元件。电动马达22的定子具有定子齿，定子齿分布在定子的外围并且被定子线圈的各个绕组包围。电动马达22和第二泵轴21具有用于相对于泵壳体3可旋转地安装的接合轴承23。
定子线圈由连接到电源的功率电路24致动，以产生具有预定转速的电动马达22的旋转驱动功率。因此，第二泵组件2的输送功率取决于电动马达22的可控转速。
混合动力双泵具有专用的泵控制系统4，泵控制系统4与电动马达22的功率电路24一起设置在泵盖36中。
泵控制系统4通过所连接的传感器来确定是增加还是减少了对内燃机冷却功率的功率需求，冷却剂泵的混合动力驱动的运行模式之间的切换过程可能依赖于该功率需求，所述传感器用于测量温度(例如冷却剂温度和/或外部温度)、负荷(例如内燃机的输出扭矩)、内燃机的转速和/或车辆的其他运行参数(例如油门踏板位置，燃油体积流量等)。可替代地，泵控制系统4从车辆的中央控制单元接收关于冷却功率的功率需求的命令。
响应于接收到的或确定的参数，泵控制系统4通过启动比例阀16以及通过调节电动马达22的电源中的功率电路24控制第一泵组件1的机械运行模式和第二泵组件2的电气运行模式之间的切换或组合，以及输送功率分配。
附图标记列表：
1-第一泵组件
2-第二泵组件
3-泵壳体
4-泵控制系统
10-第一泵叶轮
11-第一泵轴
12-皮带传动装置
13-调节滑阀
14-轴向活塞泵
15-液压回路
16-比例阀
17-环形活塞
20-第二泵叶轮
21-第二泵轴
22-电动马达
23-轴承
24-功率电路
30-泵腔室
31-第一螺旋壳体
32-第二螺旋壳体
33-可枢转翼板
34-泵入口
35-泵出口
36-泵盖
