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WO2009062783A1 - Pumpenbaugruppe zur synchronen druckbeaufschlagung von zwei fluidkreisen - Google Patents

Pumpenbaugruppe zur synchronen druckbeaufschlagung von zwei fluidkreisen Download PDF

Info

Publication number
WO2009062783A1
WO2009062783A1 PCT/EP2008/062919 EP2008062919W WO2009062783A1 WO 2009062783 A1 WO2009062783 A1 WO 2009062783A1 EP 2008062919 W EP2008062919 W EP 2008062919W WO 2009062783 A1 WO2009062783 A1 WO 2009062783A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
internal gear
pump assembly
pump
pressure
gear pumps
Prior art date
Application number
PCT/EP2008/062919
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Rene Schepp
Norbert Alaze
Original Assignee
Robert Bosch Gmbh
Priority date (The priority date 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 date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch Gmbh filed Critical Robert Bosch Gmbh
Priority to US12/743,291 priority Critical patent/US20100322810A1/en
Priority to EP08804797A priority patent/EP2220373A1/de
Priority to CN2008801159889A priority patent/CN101855452B/zh
Priority to JP2010533521A priority patent/JP5323080B2/ja
Publication of WO2009062783A1 publication Critical patent/WO2009062783A1/de

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Classifications

    • 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
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/101—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member with a crescent-shaped filler element, located between the inner and outer intermeshing members
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
    • B60T8/00—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force
    • B60T8/32—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration
    • B60T8/34—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition
    • B60T8/40—Arrangements for adjusting wheel-braking force to meet varying vehicular or ground-surface conditions, e.g. limiting or varying distribution of braking force responsive to a speed condition, e.g. acceleration or deceleration having a fluid pressure regulator responsive to a speed condition comprising an additional fluid circuit including fluid pressurising means for modifying the pressure of the braking fluid, e.g. including wheel driven pumps for detecting a speed condition, or pumps which are controlled by means independent of the braking system
    • B60T8/4031—Pump units characterised by their construction or mounting
    • 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
    • F04C11/00—Combinations of two or more machines or pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type; Pumping installations
    • F04C11/001—Combinations of two or more machines or pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type; Pumping installations of similar working principle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/06—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/082—Details specially related to intermeshing engagement type machines or pumps
    • F04C2/086—Carter

Definitions

  • the invention is based on a pump assembly for the synchronous pressurization of two fluid circuits according to the preamble of independent claim 1.
  • Such a pump assembly is z. B. from DE 10053991 Al as so-called
  • Pump insert for a hydraulic, wheel slip-controlled vehicle brake system known, being supplied by the two internal gear pumps of the pump insert different brake circuits of the brake system with diagonal brake circuit distribution.
  • the two internal gear pumps are separated from each other by a separately formed partition wall of the multi-part housing and are traversed transversely by a common drive shaft.
  • the pinion of the two gear pumps are pushed and rotatably connected via a driver connection with her.
  • two shaft seals are inserted into matched annular spaces of the partition bore at a distance from each other.
  • each internal gear pump are further associated with a suction channel and a pressure channel, which are seen in the axial direction at opposite end portions of the pump assembly, extending substantially radially and bending their end portion in the suction or pressure side of the associated pump room open. Due to their lateral arrangement, the pairs of channels belonging to the internal gear pumps have, in addition to the front ends of the pump assembly, an NEN considerable distance from each other, which must also be considered in the design and dimensioning of the pump housing.
  • the pump assembly according to the invention with the features of independent claim 1 has the advantage that the axial distance of the pairs with suction and pressure channel of the internal gear pumps can be significantly reduced from each other. This allows a more compact design of the pump assembly can be realized and possibly accompanied by a simplified design of the line system for the two FIu- id Vietnamesee.
  • the suction channel and the pressure channel can also be arranged in a technically simpler manner positionally accurate in the partition, since the partition serves as an axial thrust washer for the wheelsets of the pump. So the partition is accessible from all sides before installation in the pump housing, which z. B. a spa- nende processing for generating or editing the hollow channels significantly easier.
  • the enclosing housing parts no longer at a distance of their faces from each other at the periphery of the partition by means of rolled-up areas or the like. Be joined, but the dividing plane can extend next to the partition wall and the annular end faces of the housing parts to be joined together can be added to shock.
  • the connection intensity of the hollow cylindrical housing parts can be substantially improved so that the pump assembly does not require the insertion into a pump housing that stabilizes it.
  • the suction channels and the pressure channels of both internal gear pumps are integrated into the partition.
  • the pressure channels and the suction channels of both internal gear pump are very close to each other, which is a correspondingly compact
  • the dividing wall can have a relatively small thickness if the four fluid channels are arranged substantially in the same cross-sectional area of the dividing wall.
  • the fluid channels in the dividing wall can be arranged offset from each other by 90 degrees by arranging the internal gear pumps of the pump assembly rotated 180 degrees counter to one another. This has the positive side effect that largely cancel out the acting in the opposite direction compressive forces in the internal gear pumps.
  • valve arrangement is provided in the line system of one of the fluid circuits to be supplied, this arrangement can be arranged directly in the associated fluid channel
  • This valve arrangement may comprise one or two valves in one or both fluid circuits to be charged.
  • a technically particularly useful equipment of the fluid circuits or fluid circuits, each with two valves is present when a pressure relief valve in the suction channel or the suction channels of the partition and a pressure relief valve in the pressure channel of the partition wall are arranged.
  • a pressure relief valve in the suction channel or the suction channels of the partition and a pressure relief valve in the pressure channel of the partition wall are arranged.
  • an already existing space is used within the partition, so that it can be dispensed with an external arrangement of the valves in the system of the associated fluid circuit. This results in a corresponding space savings outside the pump assembly and possibly a simplification of the connected line system.
  • the partition consists in a preferred embodiment of a cylindrical disc with plane-parallel end faces which are perpendicular to the central longitudinal axis of the disc and parallel to each other, and is pressed into a cylindrical hollow cross-section of the associated housing part. If the flat faces are ground, which is possible due to the disc shape cost-effective with high surface quality, they can serve directly as contact surfaces for the gear sets.
  • a press fit By pressing the disc in a cylindrical hollow section, z. B. with a press fit, can ensure a position-securing mounting position of the disc in the housing without additional fasteners.
  • the press-in process must be carried out so that the radial ends the fluid channels of the disc are aligned after the pressing process to corresponding fluid channels in the housing. By choosing a suitable interference fit, if necessary, a liquid-tight connection between the outer circumference of the disk and the inner circumference of the housing can be created without additional sealing means.
  • the pressed-in dividing wall can advantageously be supported axially between opposite annular end faces of two housing parts, the outer diameter of one of the housing parts largely corresponding to the outer diameter of the dividing wall.
  • the adapted in the diameter of the partition tubular end portion can then, similar to the dividing wall, be pressed or inserted into the larger tubular end portion of the other housing part, after which there is a telescopic length overlap of the pipe ends.
  • a pressure piece from a usual for plungers plastic material may be arranged on the one hand and on the front sides of the associated wheelset on the other hand, axially supported on the opposite bore wall of the pump chamber.
  • the plungers are each structurally associated with an associated bearing sleeve for the drive shaft, resulting in a desirable reduction in the number of parts in the pump assembly.
  • the bearing sleeve itself can be formed integrally with the pressure piece and even form a plain bearing. Alternatively, however, the bearing sleeve can accommodate or enclose a roller bearing or bearing shells of a sliding bearing.
  • Fig. 1 shows a schematic central longitudinal section through a pump assembly according to the invention.
  • Fig. 2 shows a pump chamber of the pump assembly of Fig. 1 in side view.
  • 3 shows a vertical section through a partition wall of the pump assembly according to the section line III-III in FIG. 1.
  • a pump assembly 10 comprises two internal gear pumps 11 and 11 ', which lie laterally next to one another and are arranged in a common pump housing 12.
  • the pump assembly 10 is part of a not shown pressure control device for a vehicle brake system with diagonally split brake circuits, the internal gear pumps 11 and 11 'are each responsible for the pressure supply of the brake circuits in the course of known as such brake interventions for ABS or ESP applications.
  • the common pump housing 12 is composed on the outside of two pot-like hollow housing parts 13 and 14, which each define a pump space of the internal gear pump 11 or 11 'on three sides and are joined under length coverage of their end regions.
  • a partition wall 15 is inserted as an inner housing part, which limits the pump chambers of the two internal gear pumps 11 and 11 'with its end faces on the fourth side.
  • the partition wall 15 consists of a cylindrical disc with plane-parallel end faces, which is pressed into a cylindrical hollow cross-section of the associated housing part 13.
  • Housing 12 is inserted and passes through coaxial bearing bores, which are recessed from the end faces of the housing parts 13 and 14 and from the partition wall 15.
  • the drive shaft 16 is rotatably mounted to slide directly in the bore of the partition wall 15, while the drive shaft 16 is rotatably mounted rotatably on the lateral bearings via a bearing sleeve 17 and a bearing sleeve 17 'made of plastic.
  • the bearing sleeves 17 and 17 ' are each formed as a hollow cylinder and lie positively between the circumference of the drive shaft 16 and the associated bore wall of the housing part 13 and 14 respectively.
  • the drive shaft 16 passes through the bearing sleeve 17 or 17 'in each case a pressure piece 18 or 18', which is formed integrally with the associated bearing sleeve 17 or 17 ', then a central insertion opening in the associated pinion 19 and 19 'of the internal gear pumps 11 and 11' and finally an associated shaft seal 20 or 20 ', in an associated, stepped extension of
  • Bearing bore for the drive shaft 16 is pressed in the partition wall 15.
  • the drive shaft 16 z. B. by means of an electric gear motor rotated in the clockwise direction, the pinion 19 rotates synchronously with and also the ring gear 21 is rotated due to the meshing engagement with the pinion 19 in the same direction. Since the tooth gaps covered by the filling piece 22 are sealed on one end face by the pressure piece 18 acted upon by a corresponding axial force and by running on the dividing wall 15 on the opposite end face, the hollow volumes of brake fluid received by the tooth spaces can be filled sufficiently. Seal the tooth tips relative to the filler 22 are transported under appropriate pressure increase from the suction channel 24 to the pressure channel 25 of the internal gear pump 11. The sealing between the tooth tips and filling piece 22 required for this purpose comes about solely on the basis of a defined circumferential clearance of the filling piece 22, through which a pressure distribution over the circumferential extension of the filling ring 22 during operation is achieved
  • the internal gear pump 11 ' is driven by the drive shaft 16, as well as the pinion 19' penetrated by the drive shaft 16 and rotatably connected thereto via one of the pinion 19 corresponding driver connection.
  • the geometry of the internal gear pump 11 'as such is largely consistent with that of internal gear pump 11, wherein the wheel set of pinion 19' and ring gear 21 'are arranged rotated by 180 degrees relative to the wheel set of pinion 19 and ring gear 21. Because of this by 180 degrees against each other rotated Radsatzan whatsoever in the internal gear pumps 11 and 11 ', ie an oppositely eccentric arrangement, the resultant of the pressure forces on the pressure side of the internal gear pump 11 and 11' act in opposite radial directions, as shown in FIG Arrows is indicated. Thus, these resulting radial forces largely cancel, which allows a more favorable dimensioning of the pump housing 12, as in the dimensioning of the same essentially only the forces acting through the axial displacement of the resultant moments must be considered constructive.
  • the suction channel 24 opening into the pump chamber of the internal gear pump 11 and the associated pressure channel 25 lie essentially in the same cross-sectional plane as the opening into the pump chamber of the internal gear pump 11 ' Suction channel 24 'and the associated pressure channel 25'.
  • they are arranged radially so far in the direction of the outer circumference that they can stand without detriment to the function under axial cover to the pressed-in shaft sealing rings 20 and 20 '.
  • the partition 15 must have a total of only a slightly greater thickness than is required to integrate the axial and radial channel portion of the suction channel 24 and 24 'anyway.
  • a leakage channel 26 is additionally arranged for removing brake fluid which has penetrated into the bearing bore of the dividing wall 15, which extends from the bearing bore of the dividing wall 15 between the shaft sealing rings 20 and 20 ', extends diagonally through the dividing wall 15 and into which two suction channels 24 and 24 'opens. Furthermore, it can be seen that in the suction channels 24 and 24 'are each a pressure reducing valve 27 and 27' and in the pressure channels 25 and 25 'are each a pressure relief valve 28 and 28' is arranged, wherein the arrangement is made so that all Valves 27, 27 ', 28 and 28' received within the partition wall 15 are located within partition wall cavities in each switching state.
  • the pressure relief valves 28 and 28 ' are identical, oppositely arranged pressure relief valves of conventional design, in which a ball is in the flow path of the pressure channel and is pressed by the force of a return spring to its sealing seat. As soon as the fluid pressure at the sealing seat is greater than the spring force, the ball is displaced and the flow path of the pressure channel is thus released.
  • the pressure channels 25 and 25 ' which are integrated with their radial length portion diametrically opposite each other near the periphery in the partition wall 15 are thus moved at a corresponding pressure against the spring load radially outward and thereby with the associated
  • the pressure reducing valves 27 and 27 ' are formed as linear slide valves, which transversely through the radial flow path of the suction channel 24 and 24' with a tapered control section and are also used in the opposite direction.
  • the sliding directions of the pressure reducing valves 27 and 27 ' run parallel to one another and to the radial length sections of the pressure channels 25 and 25'.
  • the slides of the pressure reducing valves 27 and 27 ' are each held by the spring force of an associated helical compression spring in an axial starting position, which, however, the passage position of the pressure reducing valve 27 and 27' corresponds.
  • the helical compression spring is in each case supported on the annular end face of a piston section adjoining the control section, which is slidably guided under sealing in its bore of the partition wall 15, and the control section engages with an end region having a central bore in an associated blind hole bore of the partition wall 15 one.
  • the components of the pressure reducing valves 27 and 27' are coordinated so that a pressure limit of about 10 bar on the suction side of the internal gear pumps 11 and 11 'can not be exceeded.
  • unnecessary frictional forces in the internal gear pumps 11 and 11 'can be avoided, which would be detrimental both in terms of the efficiency of the pump assembly 10 and in terms of their wear. If fluid from the suction channel 24 or 24 'at the sealing plane of the pressure reducing valve 27 or 27' over into the guide bore, so it can flow together with fluid from the leakage channel 26, since the guide bore to the periphery of the partition wall 15 is open and thus additionally serves as a drain opening.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Pumpenbaugruppe (10) zur synchronen Druckbeaufschlagung von zwei Fluidkreisen, die zwei zusammen in einem Pumpengehäuse (12) angeordnete, über ihre Antriebswelle (16) drehangetriebene Innenzahnradpumpen (11, 11') umfasst, deren Ritzel (19, 19') im zugehörigen Pumpenraum liegen und im Verzahnungseingriff mit ihrem Hohlrad (21, 21 ') stehen, wobei die Pumpenräume der Innenzahnradpumpen (11, 11 ') durch eine gemeinsame Trennwand (15) voneinander abgeteilt sind, die als separates Gehäuseteil ausgebildet ist und in einen Hohlquerschnitt eines die Umfangswand einer der Innenzahnradpumpen (11, 11') bildenden Gehäuseteils (13) eingreift, und wobei den Innenzahnradpumpen (11, 11') zugeordnete Saugkanäle (24, 24') und Druckkanäle (25, 25') nach einem axialen Längenabschnitt in der seitlichen Begrenzungswand des zugeordneten Pumpenraums in einen sich radial im Pumpengehäuse (12) erstreckenden Längenabschnitt übergehen. Erfindungsgemäß sind der Saugkanal (24, 24') und der Druckkanal (25, 25') einer der Innenzahnradpumpen (11, 11 ') in die Trennwand (15) integriert.

Description

Beschreibung
Titel
Pumpenbaugruppe zur synchronen Druckbeaufschlagung von zwei Fluidkreisen
Stand der Technik
Die Erfindung geht von einer Pumpenbaugruppe zur synchronen Druckbeaufschlagung von zwei Fluidkreisen nach der Gattung des unabhängigen Patentanspruchs 1 aus.
Eine derartige Pumpenbaugruppe ist z. B. aus der DE 10053991 Al als sogenannter
Pumpeneinschub für eine hydraulische, radschlupfgeregelte Fahrzeugbremsanlage bekannt, wobei von den beiden Innenzahnradpumpen des Pumpeneinschubs unterschiedliche Bremskreise des Bremssystems mit diagonaler Bremskreisaufteilung versorgt werden. Die beiden Innenzahnradpumpen sind durch eine separat ausgebildete Trennwand des mehrteiligen Gehäuses voneinander abgeteilt und werden quer von einer gemeinsamen Antriebswelle durchsetzt. Auf diese Antriebswelle sind die Ritzel der beiden Zahnradpumpen aufgeschoben und über eine Mitnehmerverbindung drehfest mit ihr verbunden. Um die Pumpenräume der benachbarten Zahnradpumpen gegeneinander abzudichten, sind in angepasste Ringräume der Trennwandbohrung im Abstand voneinander zwei Wellendichtringe eingesetzt. Falls durch den somit an beiden Enden abgedichteten Wellendurchgang etwas Bremsflüssigkeit hindurchgelangt, wird diese über eine Belüftungsbohrung abgeführt, die zwischen den Wellendichtringen unter radialer Erstreckung in der Trennwand angeordnet ist. Zur Einbindung der beiden Innenzahnradpumpen in den jeweils zugehörigen Bremskreis sind jeder Innenzahnradpumpe ferner ein Saugkanal und ein Druckkanal zugeordnet, die sich in Axialrichtung gesehen an entgegengesetzten Endbereichen der Pumpenbaugruppe befinden, sich im Wesentlichen radial erstrecken und unter Abwinkelung ihres Endbereiches in die Saugseite bzw. Druckseite des zugehörigen Pumpenraums einmünden. Die zu den Innenzahnradpumpen gehörenden Kanalpaare weisen aufgrund ihrer seitlichen Anordnung neben den Stirnenden der Pumpenbaugruppe ei- nen erheblichen Abstand voneinander auf, was auch bei der konstruktiven Gestaltung und Dimensionierung des Pumpengehäuses berücksichtigt werden muss.
Offenbarung der Erfindung
Die erfindungsgemäße Pumpenbaugruppe mit den Merkmalen des unabhängigen Patentanspruchs 1 hat demgegenüber den Vorteil, dass der axiale Abstand der Paare mit Saugkanal und Druckkanal der Innenzahnradpumpen voneinander deutlich reduziert werden kann. Hierdurch kann eine kompaktere Bauweise der Pumpenbaugruppe realisiert werden und ggf. mit einer vereinfachten Ausführung des Leitungssystems für die beiden FIu- idkreise einhergehen. Der Saugkanal und der Druckkanal können zudem auf technisch einfachere Weise positionsgenau in der Trennwand angeordnet werden, da die Trennwand als axiale Anlaufscheibe für die Radsätze der Pumpen dient. So ist die Trennwand vor dem Einbau in das Pumpengehäuse von allen Seiten zugänglich, was z. B. eine spa- nende Bearbeitung zum Erzeugen oder Bearbeiten der Hohlkanäle deutlich erleichtert.
Auch müssen die umschließendenden Gehäuseteile nicht mehr in einem Abstand ihrer Stirnseiten voneinander am Umfang der Trennwand mittels eingerollter Bereiche oder dgl. gefügt werden, sondern die Teilungsebene kann neben der Trennwand verlaufen und die Ringstirnseiten der miteinander zu verbindenden Gehäuseteile können auf Stoß gefügt sein. Hierdurch kann die Verbindungsintensität der hohlzylindrischen Gehäuseteile wesentlich verbessert werden, so dass die Pumpenbaugruppe nicht des Einschubes in ein sie stabilisierendes Pumpengehäuse bedarf.
Durch die in den abhängigen Ansprüchen aufgeführten Maßnahmen und Weiterbildungen sind vorteilhafte Ausgestaltungen und Verbesserungen der im unabhängigen Patentanspruch 1 angegebenen Pumpenbaugruppe möglich.
Besonders vorteilhaft sind die Saugkanäle und die Druckkanäle beider Innenzahnradpumpen in die Trennwand integriert. Hierdurch liegen die Druckkanäle und die Saugka- näle beider Innenzahnradpumpen sehr nahe beieinander, was eine entsprechend kompakte
Bauweise der Pumpenbaugruppe möglich macht. Wird zudem der Leckagekanal in die Trennwand integriert, kann er deutlich verkürzt sein und bedarf keiner eigenen Austrittsöffnung, wenn er in eine Ablaufbohrung eines oder beider Saugkanäle der Trennwand einmündet. Befinden sich alle unmittelbar an die Pumpenräume anschließenden bzw. mit diesen strömungsverbundenen Fluidkanäle der Pumpenbaugruppe samt dem Leckageka- nal innerhalb der Trennwand, dann lassen sich die Fluidkanäle mit wenig fertigungstechnischem Aufwand passgenau in das Werkstück „Trennwand" einbringen bzw. bei eingegossenen Fluidkanälen problemlos bearbeiten.
Die Trennwand kann trotz der Integration von zwei Saugkanälen und zwei Druckkanälen eine relativ geringe Dicke aufweisen, wenn die vier Fluidkanäle im Wesentlichen im gleichen Querschnittsbereich der Trennwand angeordnet sind. Damit dies möglich wird, lassen sich die Fluidkanäle in der Trennwand jeweils um 90 Grad gegeneinander versetzt anordnen, indem die Innenzahnradpumpen der Pumpenbaugruppe um 180 Grad gegen- einander gedreht angeordnet werden. Dies hat den positiven Nebeneffekt, dass sich auch die in entgegengesetzter Richtung wirkenden Druckkräfte in den Innenzahnradpumpen weitgehend aufheben.
Falls im Leitungssystem eines der zu versorgenden Fluidkreise eine Ventilanordnung vorgesehen ist, kann diese Anordnung unmittelbar in den zugeordneten Fluidkanal der
Trennwand integriert sein. Diese Ventilanordnung kann bei einem oder beiden zu beschickenden Fluidkreisen ein Ventil oder auch zwei Ventile umfassen. Eine technisch besonders sinnvolle Ausrüstung des Fluidkreise oder der Fluidkreise mit jeweils zwei Ventilen liegt vor, wenn im Saugkanal oder den Saugkanälen der Trennwand ein Druckminderven- til und im Druckkanal oder den Druckkanälen der Trennwand ein Überdruckventil angeordnet sind. Für diese Ventilanordnung wird somit ein ohnehin vorhandener Raum innerhalb der Trennwand genutzt, so dass auf eine externe Anordnung der Ventile im System des zugehörigen Fluidkreises verzichtet werden kann. Hierdurch ergibt sich außerhalb der Pumpenbaugruppe eine entsprechende Platzersparnis und ggf. eine Vereinfachung des angeschlossenen Leitungssystems.
Die Trennwand besteht bei einer bevorzugten Ausführung aus einer zylindrischen Scheibe mit planparallelen Stirnseiten, die rechtwinklig zur Mittellängsachse des Scheibe und zueinander parallel verlaufen, und ist in einen zylindrischen Hohlquerschnitt des zugehö- rigen Gehäuseteils eingepresst. Wenn die planen Stirnseiten geschliffen werden, was aufgrund der Scheibenform kostengünstig mit hoher Oberflächengüte möglich ist, können sie unmittelbar als Anlaufflächen für die Zahnradsätze dienen. Durch Einpressen der Scheibe in einen zylindrischen Hohlquerschnitt, z. B. mit einer Presspassung, lässt sich eine lagesichernde Einbaulage der Scheibe im Gehäuse ohne zusätzliche Befestigungs- mittel sicherstellen. Der Einpressvorgang muss dabei so erfolgen, dass die radialen Enden der Fluidkanäle der Scheibe nach dem Einpressvorgang zu korrespondierenden Fluidka- nälen im Gehäuse fluchten. Durch Wahl einer geeigneten Presspassung kann ggf. eine ohne zusätzliche Dichtmittel flüssigkeitsdichte Verbindung zwischen Außenumfang der Scheibe und Innenumfang des Gehäuses geschaffen werden.
Die eingepresste Trennwand kann vorteilhaft axial zwischen einander gegenüberliegenden Ringstirnseiten von zwei Gehäuseteilen abgestützt sein, wobei der Außendurchmesser eines der Gehäuseteile dem Außendurchmesser der Trennwand weitgehend entspricht. Der im Durchmesser der Trennwand angepasste rohrförmige Endbereich kann dann, ähn- lieh der Trennwand, in den größeren rohrförmigen Endbereich des anderen Gehäuseteils eingepresst oder eingeschoben werden, wonach eine teleskopartiger Längenüberdeckung der Rohrenden besteht. Bei ausreichender axialer Sicherung ergibt sich durch den Zusammenbau aus den hohlen Gehäuseteilen und der Trennwand ein sehr stabiler Verbund.
Um eine zuverlässige Abdichtung der Zahnlücken der Radsätze in den Innenzahnrad- pumpen auf ihren von der Trennwand abgewandten Stirnseiten zu gewährleisten, kann an den Enden der Pumpenbaugruppe jeweils ein Druckstück aus einem für Druckstücke üblichen Kunststoffmaterial angeordnet sein, das an den Stirnseiten des zugeordneten Radsatzes einerseits und an der gegenüberliegenden Bohrungswand des Pumpenraums ande- rerseits axial abgestützt ist. Vorzugsweise sind die Druckstücke jeweils mit einer zugehörigen Lagerhülse für die Antriebswelle baulich vereinigt, was zu einer wünschenswerten Reduzierung der Teilezahl in der Pumpenbaugruppe führt. Die Lagerhülse selbst kann dabei einteilig mit dem Druckstück ausgebildet sein und selbst ein Gleitlager bilden. Alternativ kann die Lagerhülse jedoch ein Wälzlager oder Lagerschalen eines Gleitlagers aufnehmen bzw. umschließen.
Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung ist nachfolgend anhand von Zeichnungen dargestellt und unter Bezugnahme auf die Zeichnungen beschrieben.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Fig. 1 zeigt einen schematischen Mittellängsschnitt durch eine erfindungsgemäße Pumpenbaugruppe.
Fig. 2 zeigt einen Pumpenraum der Pumpenbaugruppe von Fig. 1 in Seitenansicht. Fig. 3 zeigt einen Vertikalschnitt durch eine Trennwand der Pumpenbaugruppe gemäß der Schnittlinie III-III in Fig. 1.
Ausführungsform der Erfindung
Wie aus Fig. 1 ersichtlich ist, umfasst eine Pumpenbaugruppe 10 zwei Innenzahnrad- pumpen 11 und 11 ', die seitlich unmittelbar nebeneinander liegen und in einem gemeinsamen Pumpengehäuse 12 angeordnet sind. Im Einbauzustand ist die Pumpenbaugruppe 10 Bestandteil eines nicht gezeigten Drucksteuergerätes für eine Fahrzeugbremsanlage mit diagonal aufgeteilten Bremskreisen, wobei die Innenzahnradpumpen 11 und 11 ' jeweils für die Druckversorgung eines der Bremskreise im Zuge von als solches bekannten Bremseingriffen für ABS- oder ESP -Anwendungen zuständig sind. Das gemeinsame Pumpengehäuse 12 ist außenseitig aus zwei topfartig hohlen Gehäuseteilen 13 und 14 zu- sammengesetzt, die jeweils einen Pumpenraum der Innenzahnradpumpe 11 bzw. 11 ' auf drei Seiten begrenzen und unter Längenüberdeckung ihrer Endbereiche gefügt sind. Zwischen diesen Gehäuseteilen 13 und 14 ist eine Trennwand 15 als innenliegendes Gehäuseteil eingefügt, welche die Pumpenräume der beiden Innenzahnradpumpen 11 und 11 ' mit seinen Stirnseiten auf der vierten Seite begrenzt. Die Trennwand 15 besteht aus einer zy- lindrische Scheibe mit planparallelen Stirnseiten, die in einen zylindrischen Hohlquerschnitt des zugehörigen Gehäuseteils 13 eingepresst ist.
Der Antrieb der beiden Innenzahnradpumpen 11 und 11 ' erfolgt über eine gemeinsame Antriebswelle 16, die von einem außen angeflanschten Gleichstrommotor drehangetrie- ben wird, wobei die Antriebswelle 16 über einen abgedichteten Wellendurchgang in das
Gehäuse 12 hineingeführt ist und koaxiale Lagerbohrungen durchsetzt, die aus den Stirnseiten der Gehäuseteile 13 und 14 sowie aus der Trennwand 15 ausgespart sind. An der mittleren Lagerstelle ist die Antriebswelle 16 unmittelbar in der Bohrung der Trennwand 15 drehbar gleitend gelagert, während die Antriebswelle 16 an den seitlichen Lagerstellen über eine Lagerhülse 17 und eine Lagerhülse 17' aus Kunststoff gleitend drehgelagert ist.
Die Lagerhülsen 17 und 17' sind jeweils hohlzylindrisch ausgebildet und liegen formschlüssig zwischen dem Umfang der Antriebswelle 16 und der zugeordneten Bohrungswand des Gehäuseteils 13 bzw. 14. Zwischen den Lagerstellen durchsetzt die Antriebswelle 16 im Anschluss an die Lagerhülse 17 bzw. 17' jeweils ein Druckstück 18 bzw. 18', das einteilig mit der zugeordneten Lagerhülse 17 bzw. 17' ausgebildet ist, danach eine zentrale Durchstecköffnung im zugeordneten Ritzel 19 bzw. 19' der Innenzahnradpumpen 11 bzw. 11 ' und zuletzt einen zu- geordneten Wellendichtring 20 bzw. 20', der in eine zugeordnete, stufige Erweiterung der
Lagerbohrung für die Antriebswelle 16 in der Trennwand 15 eingepresst ist.
Wie in Verbindung mit der Seitenansicht des Pumpenraums der Innenzahnradpumpe 11 nach Fig. 2 zu erkennen ist, durchsetzt die Antriebswelle 16 mit einem etwa sechseckigen Querschnitt, der über sanft abgerundete Kanten verfügt, einen hierzu passenden Hohlquerschnitt des Ritzels 19, wodurch eine drehsichere Mitnehmerverbindung zwischen dem Ritzel 19 und der Antriebswelle 16 gegeben ist. Die Außenverzahnung des Ritzels 19 kämmt dabei in der Innenverzahnung eines Hohlrades 21, das seinerseits mit dem runden Außenumfang drehbar in einem Bohrungsabschnitt des zugeordneten Gehäuseteils 13 gelagert ist. Der Verzahnungseingriff befindet sich exakt mittig im oberen Bereich der
Innenverzahnung des Hohlrades 21, wodurch die Kopfkreise von Ritzel 19 und Hohlrad 21 einen insgesamt sichelförmigen Ringraum begrenzen. Dieser Ringraum ist bezogen auf die vertikale Mittelebene des Radsatzes, in der die Drehachsen von Ritzel 19 und Hohlrad 21 verlaufen, spiegelsymmetrisch gestaltet. Im sichelförmigen Ringraum ist mit- tig ein Füllstück 22 mittels eines zentral angeordneten Achsbolzens 23 schwenkbeweglich gelagert. Die Schwenkbeweglichkeit ist aber auf ein Minimum begrenzt, da die Au- ßenumfangsseite des Füllstücks 22 mit wenig Spiel an den überdeckten Zahnköpfen der Innenverzahnung des Hohlrades 21 und die Innenumfangsseite des Füllstücks 22 mit wenig Spiel an den überdeckten Zahnköpfen des Ritzels 19 anliegt. In der Trennwand 15 ist ferner auf der rechten Saugseite der Innenzahnradpumpe 11 ein Saugkanal 24 und auf der linken Druckseite ein zugehöriger Druckkanal 25 für die Bremsflüssigkeit zu erkennen.
Wird nun bei vollständig mit Bremsflüssigkeit befüllter und entlüfteter Innenzahnradpumpe 11 die Antriebswelle 16 z. B. mittels eines elektrischen Getriebemotors im Uhr- zeigersinn gedreht, so dreht sich das Ritzel 19 synchron mit und auch das Hohlrad 21 wird aufgrund des Verzahnungseingriffs zum Ritzel 19 im gleichen Richtungssinn mitgedreht. Da die vom Füllstück 22 überdeckten Zahnlücken auf einer Stirnseite vom mit entsprechender Axialkraft beaufschlagtem Druckstück 18 und auf der gegenüberliegenden Stirnseite durch Auflaufen an der Trennwand 15 abgedichtet sind, können die von den Zahnlücken aufgenommenen Hohlvolumina an Bremsflüssigkeit bei ausreichender Ab- dichtung der Zahnköpfe gegenüber dem Füllstück 22 unter entsprechender Druckerhöhung vom Saugkanal 24 zum Druckkanal 25 der Innenzahnradpumpe 11 transportiert werden. Die hierzu notwendige Abdichtung zwischen Zahnköpfen und Füllstück 22 kommt hierbei allein aufgrund eines definierten Umfangsspiels des Füllstücks 22 zustan- de, durch welches sich im Betrieb eine Druckverteilung über die Umfangserstreckung des
Füllstücks 22 ergibt, die zu einer ausreichenden Drehkraft des Füllstücks 22 um die Mittellängsachse des Achsbolzen 23 führt. Bei Drehung des Ritzels 19 im Uhrzeigersinn ergibt sich somit auch eine Drehkraft auf das Füllstück 22 im Uhrzeigersinn, wodurch die Innenumfangsseite des Füllstücks 22 vom Hebelarm links des Achsbolzens 23 auf die ü- berdeckten Zahnköpfe des Ritzels 19 und die Außenumfangsseite vom Hebelarm rechts des Achsbolzens 23 auf die Zahnköpfe des Hohlrades 21 niedergedrückt wird. Infolge der Verzwängung der Hebelenden des Füllstücks 22 zwischen den Verzahnungen von Ritzel 19 und Hohlrad 21 ergibt sich eine entgegengesetzt gleiche Anpresskraft des Füllstücks 22, wie sie zur hinreichenden Abdichtung zwischen den überdeckten Zahnköpfen und dem Füllstück 22 erforderlich ist.
Wie bereits erläutert wurde, wird die Innenzahnradpumpe 11 ' von der Antriebswelle 16 mitangetrieben, da auch das Ritzel 19' von der Antriebswelle 16 durchsetzt und über eine der dem Ritzel 19 entsprechende Mitnehmerverbindung drehfest mit diesem verbunden ist. Auch die Geometrie der Innenzahnradpumpe 11' als solches stimmt weitgehend mit der von Innenzahnradpumpe 11 überein, wobei der Radsatz aus Ritzel 19' und Hohlrad 21 ' um 180 Grad gegenüber dem Radsatz aus Ritzel 19 und Hohlrad 21 gedreht angeordnet sind. Aufgrund dieser um 180 Grad gegeneinander gedrehten Radsatzanordnung in den Innenzahnradpumpen 11 und 11', also einer entgegengesetzt exzentrischen Anord- nung, wirken die Resultierenden der Druckkräfte auf der Druckseite der Innenzahnradpumpe 11 bzw. 11 ' in entgegengesetzten Radialrichtungen, wie in Fig. 1 durch dicke Pfeile angedeutet ist. Damit heben sich diese resultierenden Radialkräfte weitgehend auf, was eine günstigere Dimensionierung des Pumpengehäuses 12 ermöglicht, da bei der Dimensionierung desselben im Wesentlichen nur noch die durch den axialen Versatz der Resultierenden wirkenden Momente konstruktiv berücksichtigt werden müssen.
Es versteht sich, dass bei den entgegengesetzt exzentrisch angeordneten Innenzahnradpumpen 11 und 11 ' auch die Druckstücke 18 und 18' sowie die Füllstücke 22 und 22' um 180 Grad gegeneinander gedreht angeordnet sein müssen. Gleiches gilt für den Saugkanal 24' und den Druckkanal 25', die ebenfalls in die Trennwand 15 integriert und zum Pumpenraum der Innenzahnradpumpe 11' hin offen sind.
Wie in der Schnittdarstellung durch die Trennwand 15 gemäß Fig. 3 zu erkennen ist, lie- gen der in den Pumpenraum der Innenzahnradpumpe 11 einmündende Saugkanal 24 und der zugehörige Druckkanal 25 im Wesentlichen in der gleichen Querschnittsebene wie der in den Pumpenraum der Innenzahnradpumpe 11' einmündende Saugkanal 24' und der zugehörige Druckkanal 25'. Außerdem sind sie radial so weit in Richtung des Außenum- fangs angeordnet, dass sie ohne Beeinträchtigung der Funktion unter axialer Überde- ckung zu den eingepressten Wellendichtringen 20 und 20' stehen können. Dadurch muss die Trennwand 15 insgesamt nur eine geringfügig größere Dicke aufweisen, als dies zur Integration des axialen und radialen Kanalabschnittes des Saugkanals 24 bzw. 24' ohnehin erforderlich ist. Im gleichen Querschnittsbereich ist zusätzlich noch ein Leckagekanal 26 zur Abfuhr von in die Lagerbohrung der Trennwand 15 eingedrungener Bremsflüssig- keit angeordnet, der von der Lagerbohrung der Trennwand 15 zwischen den Wellendichtringen 20 und 20' ausgeht, sich diagonal durch die Trennwand 15 erstreckt und in die beiden Saugkanäle 24 und 24' einmündet. Ferner ist zu erkennen, dass in den Saugkanälen 24 und 24' jeweils ein Druckminderventil 27 bzw. 27' und in den Druckkanälen 25 und 25' jeweils ein Überdruckventil 28 bzw. 28' angeordnet ist, wobei die Anordnung so getroffen ist, dass sich alle von der Trennwand 15 aufgenommenen Ventile 27, 27' 28 und 28' in jedem Schaltzustand innerhalb von Trennwandhohlräumen befinden.
Bei den Überdruckventilen 28 und 28' handelt es sich um baugleiche, entgegengesetzt angeordnete Überdruckventile üblicher Bauart, bei der eine Kugel im Strömungspfad des Druckkanals liegt und durch die Kraft einer Rückstellfeder auf ihren Dichtsitz gedrückt wird. Sobald der Fluiddruck am Dichtsitz größer ist als die Federkraft, wird die Kugel verdrängt und der Strömungspfad des Druckkanals somit freigegeben. Die Druckkanäle 25 und 25', die mit ihrem radialen Längenabschnitt diametrisch zueinander nahe dem Umfang in die Trennwand 15 integriert sind, werden somit bei entsprechendem Druck gegen die Federbelastung radial nach außen bewegt und dadurch mit dem zugehörigen
Bremskreis strömungsverbunden bzw. bei entsprechender Änderung der Druckverhältnisse durch Federkraft wieder geschlossen und dadurch fluidisch vom Bremssystem getrennt. Demgegenüber sind die Druckminderventile 27 und 27' als lineare Schieberventile ausgebildet, welche den radialen Strömungspfad des Saugkanals 24 bzw. 24' mit einem verjüngten Steuerabschnitt quer durchsetzen und ebenfalls in entgegengesetzter Richtung eingesetzt sind. Die Schieberichtungen der Druckminderventile 27 und 27' verlaufen da- bei zueinander und zu den radialen Längenabschnitten der Druckkanäle 25 und 25' parallel. Auch die Schieber der Druckminderventile 27 und 27' sind jeweils durch die Federkraft einer zugeordneten Schraubendruckfeder in einer axialen Ausgangsstellung gehalten, die allerdings der Durchlassstellung des Druckminderventils 27 bzw. 27' entspricht. Die Schraubendruckfeder ist hierbei jeweils an der Ringstirnfläche eines an den Steuerab- schnitt anschließenden Kolbenabschnitts abgestützt, der unter Abdichtung in seiner Bohrung der Trennwand 15 schiebegeführt ist, und der Steuerabschnitt greift mit einem Endbereich, der eine Mittelbohrung aufweist, in eine zugeordnete Sacklochbohrung der Trennwand 15 ein. Steigt nun der Fluiddruck im Saugkanal 24 bzw. 24' über einen vorgegebenen Grenzwert, so drückt das in die Sacklochbohrung eingeströmte Fluid auf die Ringstirnseite des Steuerabschnitts und verschiebt damit den Kolben des Druckminderventils 27 bzw. 27' gegen die Kraft der Rückstellfeder, wobei der Strömungspfad des Saugkanals 24 bzw. 24' zunehmend vom vordringenden Steuerabschnitt verlegt wird und dabei eine entsprechende Drosselung des Fluidstroms herbeiführt. Im vorliegenden Fall der Zuordnung der Innenzahnradpumpen 11 und 11 ' zu Bremskreisen einer Bremsanlage sind die Komponenten der Druckminderventile 27 und 27' so aufeinander abgestimmt, dass ein Druckgrenzwert von etwa 10 bar auf der Saugseite der Innenzahnradpumpen 11 bzw. 11 ' nicht überschritten werden kann. Hierdurch können unnötige Reibungskräfte in den Innenzahnradpumpen 11 und 11 ' vermieden werden, die sich sowohl im Hinblick auf den Wirkungsgrad der Pumpenbaugruppe 10 als auch im Hinblick auf deren Verschleiß nachteilig auswirken würden. Gelangt Fluid aus dem Saugkanal 24 bzw. 24' an der Dichtungsebene des Druckminderventils 27 bzw. 27' vorbei in die Führungsbohrung desselben, so kann es gemeinsam mit Fluid aus dem Leckagekanal 26 abfließen, da die Führungsbohrung zum Umfang der Trennwand 15 hin offen ist und somit zusätzlich als Ablauföffnung dient.
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Claims

Ansprüche
1. Pumpenbaugruppe (10) zur synchronen Druckbeaufschlagung von zwei Fluidkreisen, die zwei zusammen in einem Pumpengehäuse (12) angeordnete, über ihre Antriebswelle (16) drehangetriebene Innenzahnradpumpen (11, 11 ') umfasst, deren Ritzel (19, 19') im zugehörigen Pumpenraum liegen und im Verzahnungseingriff mit ihrem Hohlrad (21, 21 ') stehen, wobei die Pumpenräume der Innenzahnradpumpen (11, 11 ') durch eine gemeinsame Trennwand (15) voneinander abgeteilt sind, die als separates Gehäuseteil ausgebildet ist und in einen Hohlquerschnitt eines die Umfangswand einer der Innenzahnradpumpen (11, 11 ') bildenden Gehäuseteils (13) eingreift, und wobei den Innenzahnradpumpen (11, 11 ') zugeordnete Saugkanäle (24, 24') und Druckkanäle (25, 25') nach einem axialen Längenabschnitt in der seitlichen Begrenzungswand des zugeordneten Pumpenraums in einen sich radial im Pumpengehäuse (12) erstreckenden Längenabschnitt übergehen, dadurch gekennzeichnet, dass der Saugkanal (24, 24') und der Druckkanal (25, 25') einer der Innenzahn- radpumpen (11, 11 ') in die Trennwand (15) integriert sind.
2. Pumpenbaugruppe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Saugkanäle (24, 24') und die Druckkanäle (25, 25') beider Innenzahnradpumpen (11, 11 ') in die Trennwand (15) integriert sind.
3. Pumpenbaugruppe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass in die Trennwand (15) ein Leckagekanal (26) integriert ist, der mit einer Ablauföffnung eines Saugkanals (24, 24') in der Trennwand (15) strömungsverbunden ist.
4. Pumpenbaugruppe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass jeder Saugkanal
(24, 24') und jeder Druckkanal (25, 25') der Trennwand (15) im gleichen Querschnittsbereich derselben angeordnet sind.
5. Pumpenbaugruppe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass in wenigstens einem Saugkanal (24, 24') oder Druckkanal (25, 25') der Trennwand (15) eine Ventilanordnung vorgesehen ist.
6. Pumpenbaugruppe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass in jedem Saugkanal (24, 24') der Trennwand (15) ein Druckminderventil (27, 27') und in jedem Druckkanal (25, 25') der Trennwand (15) ein Überdruckventil (28, 28') angeordnet sind.
7. Pumpenbaugruppe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Trennwand (15) eine zylindrische Scheibe mit planparallelen Stirnseiten ist, die in einen zylindrischen Hohlquerschnitt des zugehörigen Gehäuseteils (13) eingepresst ist.
8. Pumpenbaugruppe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die eingepresste Trennwand (15) axial an einer Ringstirnseite des Gehäuseteils (13) und auf der ihrer gegenüberliegenden Stirnseite eine Ringstirnseite des anschließenden Gehäuseteils (12) abgestützt sind, wobei die rohrförmigen Endbereiche der Gehäuseteile (13, 12) unter teleskopar- tiger Längenüberdeckung gefügt sind.
9. Pumpenbaugruppe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Radsätze der In- nenzahnradpumpen (11, 11 ') auf ihren den Enden der Pumpenbaugruppe (10) zugewandten Stirnflächen von einem zugeordneten Druckstück (18, 18') axial beaufschlagt sind, das ei- ne Lagerhülse (17, 17') für die Antriebswelle (16) mitumfasst.
10. Pumpenbaugruppe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Druckstück (18, 18') und die Lagerhülse (17, 17') aus Kunststoff bestehen und einteilig ausgebildet sind.
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