CN1116441A - 充液比例调解泵用的控制装置 - Google Patents

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Abstract

一种具有至少一个位移空间的充液比例调解泵用的控制装置，它以具有容积可强制变化的一或多个位移空间的吸入一节流原理进行工作，尤其预定用于共轨柴油喷射系统。它能准确精密、高度动态地控制充液比例调解泵，而且费用低，不希望的空穴形成不会损害该系统。泵的吸入侧安置至少一个由压力差驱动的节流2/2通阀。或是此阀能用于一组位移空间或整个泵，或是此类的相应阀能安装在每一单个位移空间前面。每一2/2通阀的压差控制通过配置在其流入侧的调解装置进行，后者设计成节流阀或流量调节阀。

Description

充液比例调解泵用的控制装置
本发明涉及一种具有至少一个位移空间的充液比例调解泵，它以具有容积强制变化的一或多个位移空间的吸入-节流原理进行工作，它利用一根导管(如果合适的话通过一个液压系统)从具有加载了通常为大气压的气体压力的自由表面的贮液箱获得待输送的液体，但并不能传送气体。
充液比例调解泵是具有利用行程活塞泵(如径向活塞泵、轴向活塞泵、直列泵)或转动活塞或枢轴活塞泵(如叶片-气室泵、阻塞-叶片泵、滚柱-气室泵)的位移效果的液压泵。本发明只涉及以具有一个强制位移运动的吸入节流作用原理进行工作的那些充液比例调解泵。在这些泵中，由于压缩液体中空穴形成受到控制，出现了位移空间的部分充液。具有摆动和转动位移器的两类活塞(叶片-气室泵、阻塞-叶片泵等)都可以被看作是强制运动位移器。
为了提高液压系统的能量效率，增加调解泵的使用已经成为长期以来的愿望。但是，目前获得的此类调解泵的设计大多按冲程调解原理进行，它们对许多用途仍然过于昂贵，或者是在部分输送期间效率太低，也就是充液比例低。
同时，由于电子线路的增益/成本比不断地提高，存在一种将电子和流体技术相互联结的持续倾向，因此存在一种对成本效益好的调解泵进行直接电控制的不断增长的要求。
为了结合进调节系统中(以驱动部件的形式)，未来的调解泵必须具有特定的输送流量特性并必须准确地再生这些特性，具有低的滞后现象和足够的快速性(也就是说，例如，没有长的空转时间)。如已经知道的，对于控制回路中的驱动部件，这些性能一部分是不可缺少的，一部分至少有相当大的优点。
其次，单个位移器很高的输送均匀性彼此间是重要的，一方面是因为会产生噪声、另一方面因为依赖均匀性的任何消耗装置的需要，以便不给高压系统带入能够激励控制器的不同频率的附加干扰。
这种类型的液压充液比例调解泵可以用于许多应用领域，如车辆、工业、航空和水压装置中，特别是通用马达-车辆液压装置及所谓公用轨道柴油喷射系统。通过在此种充液比例调解泵中相位控制原理的利用(见说明书末的参考文献)，即使在部分输送期间也能够达到非常高的效率，特别是，即使在低粘度介质、极高压力和尽可能低的转动速度的情况下也能达到非常高的效率。特别是与这种冲程调解泵相反，在相位控制泵中，对于每个工作周期的减小的输送量，也存在位移器主体充压持续时间减少和与其有关的损失的功(例如活塞-间隙泄漏)。除了其它原因外(见说明书未参考文献2和4)，这种泄漏不敏感性的性质还使得这种泵特别适用于公共轨道柴油喷射技术。
调解能量或调节力的低消耗也是这样一个原因，因为通过低压部分中节流阀的调解这种情况会经常发生(US 4,907,949)。此外，这也使手动调解成为可能。
在原理上，力的低消耗也使得极高的调解动态特性成为可能，使得不仅能够通过电子方法的快速计算进行必要的调解，而且能够将高速部件用于直接电驱动而进行调解。由于力的低消耗，电驱动的大小和生产成本同样很低。通常，低的力使得有可能调节液压/机械系统而基本上不存在校正变量和测量信号之间的相互干扰。
所要求的高的调解动态特性的一个例子又一次是公共轨道柴油喷射系统；充高压的分配管(＝公共轨道)和其它容积在响应从引擎电子装置来的信号时必须能够非常快速地(在汽车中使用时为0.2秒的数量级)泵到相当高的压力。为此，泵的输送量必须能够调解到更快一个数量级——一个泵工作周期能够达到的最低值。这又一次可从参考文献(4)中查到。同样，甚至当压力恒定时，这样一种泵也必须在大约两次喷射的数量级内能够提供其它输送量。
其它早先的解决办法(例如带有单个控制阀的解决办法)太复杂，特别对于具有相当多的位移空间的泵来说。对于许多气缸来说，只用一个调解部件是一大优点。
从PCT/EP89/01057已知充液比例调解泵用的一般控制装置的一个例子，它对多重位移空间只用一个换能器元件并在入口侧上具有缝隙控制，它对许多用途都是足够的。偏心外壳中的特殊的流动引导件力图产生所有位移空间的均匀充液，因此对于许多用途即使在部分输送相当低的期间也产生高的恒定输送。但是，对于各种使用例子来说动态特性是不够的，因为所有气缸都是从中心偏心外壳充液的，而在瞬时过渡到完全输送期间，后者首先必须由节流部件充液，在相反的操作中，在充液和在输送流中重新建立稳态之前必须排空。但是，表面和重力效应甚至在此时仍然能够产生分散的局部气泡积聚，随后(例如从壁处)成群地破裂，而这在泵的工作期间能够导致统计的输送量离中趋势和滞后效果。例如，可能造成在充液期间一些位移空间接受更多液体而其它位移空间接受更高的空腔的状态，从而使输送同样不均匀。
Fassbender测量了以类似于上述专利的方式设计的一种泵的动态特性(见参考文献6)。在这个特定的例子中，输送流滞后于驱动部件的运动约7个工作周期的空转时间。因此单独一个高速驱动器是不够的。在上述已经取作例子的公共轨道柴油喷射技术中，由于其小的容积，在该时间间隔内分配管中的压力可能已升高到不能允许的程度，并只能困难地进行调节。
从专利CH674，243＝EP－A－299，337可知一种装有作为止回阀生产的入口阀的泵用的一般控制装置的另一例子。该已经公布的现有技术并不指示有关所用压力的任何细节。但是，在已经试验过的比类泵中，发现在吸入节流过程期间它们受到气穴的损害，从而产生体积相当大的气体，后者显著地损害所需要的准确、精密而简单的控制。
鉴于在带有强制位移运动的吸入节流过程期间的气穴现象，节流-调节部件紧挨位移空间安置，以便达到所需要的高的动态特性。因此，至少在径向活塞设计中，从每一个位移空间或一个复杂的机械连杆来的换能器又一次变成必需。单气缸设计是最佳的，提出一种多重凸轮或齿轮，以便获得较高的容积流量和较高的泵频率。除了构造和(如果合适)与此相联的与负载有关的限制外，这样一种具有与带有n个气缸的泵有关的n个凸轮或n个驱动传动比的解决方法确实形成高度的周期性，也就是非常类似于单个输送趋势，但也确实形成较高程度的间断性。相当多的(n次)较高的驱动扭矩峰值，由于在气缸中产生(n次)极度压力升高并发出较大噪声，和气体分子从空穴重新返回液体的过程不再能够与压力升高的速度保持同步的危险(见参考文献1)以及在这种状态下能够出现气蚀破坏。
美国俄亥俄州Mt.Vernan市的Cooper Bessemer公司已经多年建造一种公共轨道柴油喷射系统用的上述类型双缸活塞泵。此种泵有两个气缸，调整节流部件配制在两个气缸之间，使得能够被空穴填充有害空间达到最小。此处也是，扩展到多于两个气缸又困难又复杂。调整节流部件在两个气缸之间的位置限制位移器配置的自由度(径向、轴向、直列)。该泵再次装有入口槽，位移空间的令人满意的气密性明显地通过长冲程设计获得(也就是说，相应的大的密封长度和较小的间隙长度)，但这需要一个带吸收横向力的杯形挺杆的合适的曲轴并相当大地增加总容积。
总而言之，可以说(首先)缺点在于，即今天问题仍然是，需要最优的动态特性、输送特性的精确性和不存在滞后性，这些是当泵被用于调节系统时特别需要的性能，每个位移空间必须装备其自己的带驱动器的驱动部件或者驱动部件必须利用复杂机构连接到中心驱动部件上，以及相应的量平衡的问题。当单个位移空间如在径向或直列配置中互相远远隔开地安置或当存在大量位移空间时，在简单性(尽可能少的驱动部件或仅仅一个驱动部件)和高的动态特性、输送特性的正确性及不存在滞后之间的这种目标的冲突更加明显地显示出来。如果位移空间互相紧靠地安置(如在轴向活塞泵中那样)，一种调解部件的中心配置将基本上是可能的，但结构空间常常太受限制或要设置其它部件。
在通过具有强制位移运动的吸入节流过程的充液控制的使用中这些各种限制的原因被发现在于气穴现象，这种气穴现象至今为止对于调整输送量是必需的，因为有时对与粘性无关的目的是需要始终存在的扰动的缘故，这种气穴现象通常不仅在位移空间中开始，而且在节流装置中就已经开始。
因此，本发明的目的在于提供一种按照前序部分所述的控制装置，它能够成本效益很好地进行生产，并且能够以低的费用至少相当大地包含这种阻止过早气穴现象的效果，通常对不同位移方式的泵都有效，因而在实施这种实际上极端有利的而且有前途的输送流控制过程中有助于提供不同的更大的自由度。从生产费用的观点看，提供自由度意味着上述通常有效地应用于不同类型的泵、总体积和作为整体的泵的设计，有可能将多个驱动部件组合起来并(例如)从一个电动机械换能器直接驱动它们，以及能够将可调部件配制在泵的任何位置，而不显著地损害性能，或者甚至能够将它们安置在离泵一定距离，从而提供远距离控制的可能性。
过去反复研究过稳态流动情况下液体的气穴现象及有关气蚀破坏。但是，至今还很少研究过泵气缸中非稳定的和实际上不流动的气穴现象的情况。但是很显然，对于泵构造中惯用的材料，不希望有气蚀损伤产生的破坏。若干原因之一可能是，时间太短以至不能溶解掉很大量的气体或蒸气。Schweitzer(见参考文献5)研究过溶解气体从液体中的逸出并发现扩散的时间常数，该时间远大于液压泵的典型工作周期时间。Fassbender(参考文献6)测量过气体排出压力，这些压力对许多有关液体实际上太低了。
本发明使用这些物理现象和其它本质上熟知的事实，即有时间在大于压力P1的气体氛围下成为饱和的液体(例如停留在与大气相通的贮液箱中的液体)，在该压力不足的情况下首先具有明显的倾向，即液流通过或围绕一个障碍物期间也附加地存在扰动以使液流排除过量气体。就量来说这可能很小，但按照体积可以填充大部分导管或体积，因此，就动态特性而论，需要进行上述加注或排空操作，直到建立一种新的稳定状态。
为了达到上述目的，按照本发明提供一种根据权利要求1或根据权利要求15的控制装置。本发明的主要特征是预先连接被动节流阀，节流阀根据权利要求的规定，在单个位移空间的上游，在多组位移器或整个泵的上游增压，从而保证在节流-驱动部件下游至这些阀上游的一个点的压力至少基本上不小于贮液箱的压力P1，而最好是P1加上后面说明的△PTemp，并因而将一个显著破坏性的气穴现象限制到位于这些阀下游直至位移空间的比较小的体积中。这个步骤是异乎寻常的，因为泵中有压力损失的节流作用尽可能用其它方式避免，例如采用根本不使入口阀增压或仅使入口阀稍许增压，以便获得泵的某些自吸能力或减少入口导管中(例如转折处)气蚀的危险。为此，通常必须利用已知方式的压力源稍许提高节流阀上游的压力P3，也可以用贮液箱和阀入口之间的高度差作为压力源。许多液压系统特别是车辆中的液压和燃料供应系统，由于这些原因在任何情况下都用产生低的至极低的供油压力进行操作，使得在实际中，作为此种状态的结果，在本发明的使用或联用中不存在显著的限制。
作为本发明基础的一个重要的认识是，在大气压下，1升燃料或液压液体能够吸收约10％体积的处于溶解状态的空气，这对车辆的燃料箱也是如此。因此，在大气压下，在1升燃料中包含约100cc体积的气体。当压力降低时，该溶解的空气以气体形式从溶液中逸出，而且按照体积，该气体的体积由于占优势的负压(例如0.1巴)而膨胀10倍达到1000cc。这样体积的气体可以非常迅速地充满阀下游出现的容积直至位移空间，从而大大损害燃料泵的输送过程和控制。这种同样的考虑也适用于其它液体。由于本发明限制/△Pomin不小于0.9巴而且最好位于1.0至1.5巴的范围内，因此气体体积的膨胀保持最小或完全避免，使得原系统的输送和控制不会由此受到损害。
权利要求5和6中的规定考虑到液体和气体的特殊性质。根据权利要求5和6的公式使得有可能对具有入口槽的泵和对具有由位移器行程控制的自动弹簧加载的入口阀的泵两者都确定最小的开启压力差/△Pmin，在该压差下那个或每一个节流2/2-通阀由压力差驱动而打开。如果不知道气体排出压力P气体排出和蒸气排出压力P蒸气排出，那么公式中这些压力取0巴是安全的。
所谓溶解度系数特别对液体和气体按照享利方程说明溶解性能： cs = k * p
式中cs为液体中溶解气体或气体混合物的饱和浓度，p为饱和平衡时的压力(P1)，k＝k(T)为液体中气体或气体混合物的溶解度系数。
在许多系统中，特别是(例如)在车辆使用中，例如在路上从一个仍然冷却的油箱到一部已经热的发动机，一种待输送的液体可以经历一种快速的温度变化。
如果溶解度系数沿温度变化方向比较低，就能够出现一种液体的突然过饱和状态，它能够早在节流弹簧加载阀的上游就导致干扰气体释放。
为了可靠地阻止这种情况，也就是至少保持饱和浓度，在工作期间出现的溶解度系数K的与最大温度有关的降低可以通过使最小开放压力差增加一个量△Ptemp来预防。
如果CSx＝CS1，
那么，根据享利方程，下列方程是正确的，
K(Tx)Px＝K(T1)P1’
Px/P1＝K(T1)/K(Tx)
或者△Ptemp＝Px－P1＝(Px/P1－1)P1＝(K(T1)/K(Tx)－1)P1当K(Tx)＜K(T1)时，其中Tx和T1为在以几小时的时间间隔工作期间在贮液箱和节流弹簧加载阀之间出现的液体的最大温度差。
根据本发明选择的控制装置的最大优点是输送量对调节部件调解的所希望的快速、重复性、低滞后作用和低空转时间反应。这种集部件位置和泵通量的可以精确计算的规定是又一次将此种泵结合进液压系统的控制环路的先决条件，特别是将此种泵结合进那些严格要求控制动态特性的液压系统，例如尤其是公共轨道柴油喷射系统。鉴于理论上驱动器无限快速的调节工作，输送量的相关完全响应已经随第一次后续的完全吸入动作而出现(在原理上它完全不能够更快地发生)。因此，在知道预期消耗中的突然变化的液压系统中，泵的输送流量也已经能够同时变化。
在直到靠近位移空间的节流阀中都明显地不存在空穴(而在特定情况下，当节流阀被设计为入口阀时，直到位移空间的范围都明显地不存在空穴)，这一点允许将各种调解装置使用于充液控制和许多有利的专门用途，因为在位移型的各种各样泵中获得了自由度。
本发明的充液比例调解泵用的控制装置的尤其有利的实施形式可从其它的从属权利要求中获知。
下面参照附图利用示范性的实施例更详细地说明本发明，附图中：
图1表示本发明的一种具有自动入口阀的泵所用的控制装置的方案；
图2表示本发明的一种具有由位移器控制的入口槽的泵所用的控制装置的另一种方案；
图3表示本发明对一种泵用的控制装置的专门设计，入口阀被设计成具有特定的弹簧特性并具有一个阻尼器，而调解节流阀被结合在一个连续的方向阀中；
图4表示一个通过成品泵的截面，带有一个安装在泵内的本发明的控制装置；
图5表示带有图4的控制装置的泵的轮廓图，部分沿图4中V-V线取纵向截面；
图6A和6B表示说明图4和图5中泵的入口阀的工作方式的图解，图6A表示开启动作，图6B表示关闭动作；
图7表示说明节流阀特性的设计的图解；
图8表示根据图3的一种泵的满负载输送工作周期的图线；
图9和图10表示与图8相应的图线，但分别对应于半负载输送和零负载输送；
图11表示根据图3的一种泵的输送流量特性；
图12表示类似于图11的输送流量特性，但对应于一种缝式控制泵；
图13表示本发明的一种带有一个开关阀作为调解装置的控制装置的方案；
图14表示本发明的一种充液比例调解泵用的控制装置的设计，其中调解装置是由一种位移可变化的机器形成的；
图15表示一种类似于图14的实施例；
图16表示本发明的一种充液比例调解泵用的控制装置的另一方案，其中一种可调压力溢流阀用作调解装置；
图17表示本发明的一种充液比例调解泵用的控制装置的优选方案，其中调解装置用辅助介质工作，也就是不用待泵液体工作；
图18表示本发明的另一种充液比例调解泵的轮廓图。
图1表示一种具有自动工作入口阀的泵用的控制装置的第一种可能形式。
根据图1图解表示的泵有三个单独的位移活塞9，图1中只能见到其中一个。三个位移器通过各自的偏心轮11受一个旋转轴12的驱动，每个偏心轮11被配置在一个位于相应活塞9下端的提升部件10中。
这种情况下，偏心轮11的旋转运动A造成摆动运动B，活塞9作为位移空间15中的位移器在两个死点位置C(底部死点)和D(顶部死点)之间来回移动，并触发周期性的抽吸运动。由于提升部件10的原故，活塞在其运动的任何相位中都不会上升离开偏心轮11(容积式运动)。每个位移空间以已知方式设置一个入口阀28和一个出口阀17，而在每种情况下入口阀28和出口阀17均可以由各自的弹簧(例如，入口阀28对应的弹簧29)加压到关闭位置。这意味着阀28被设计成一个入口止回阀。由于位移器9的运动，通过偏心轮11的转动，入口止回阀因存在的压力差P4-P5而以已知方式打开，从而触发抽吸作用。在位移器9的向上冲程期间，收集在其中的液体量通过出口阀17排出位移空间15，也就是说，出口阀17克服加压弹簧的作用升高离开其阀座，而现已处在高压下的液体通过导管18与通过导管18a和18b的相应液体量一起输入压力P6占优势的共用导管19，后者构成(例如)所谓喷射系统的“共用轨道”(分配管道)。
通常在此种多活塞装置中，单个的活塞或位移器9的运动带一个相位移，以便达到进入共用导管的出口压力P6的均等，并保证泵工作带有的振动尽可能小。那就是说，如果如图1例子中所示有3个位移器，那么单个位移活塞相对于相邻的位移器在每一情况下以120°的相位移完成其上升运动。
通过每个位移器的过流量由安置在其上游的一个各自的装弹簧的节流2/2通阀21和一个调解装置27确定，后者在该例子中被设计成一个调解节流阀30。
调解装置27像同样设计的调解装置27a和27b一样从共用导管32送入压力为P2的待输送液体，此处为柴油。柴油2来自贮液箱1，在那里柴油在接触面4处与压力为P1的气体3相接触，此处为1个大气压的空气。液体可以用气体饱和。液体首先流经系统7，在该系统中最好不再有气体被引入液体。因为压力有待于从P1增加到P2，一个增压装置(在该例子中是压力源8)被结合在系统7中。
导管32中的柴油液体而后流经三个调解节流阀30、30a、30b和分派给它们的节流2/2通阀21、21a、21b并受压力差的驱动。由于对不可压缩介质的连续性方程(这只能在缺乏空穴的基础上假定)，通过每个调解节流阀和分派给它的2/2通阀21、21a、21b的过流量是相同的。从这里建立起一种在一侧上2/2通阀的有效面24处的压力P3和2/2通阀的另一侧上有效面23的接近P1的与贮液箱相似的压力P12以及从取决于伸展行程的弹簧22的力产生的平衡状态。调解节流阀30、30a、30b可以在理论上单个调解，以便互相配合。
图1公开本发明的另一个重要优点。与阀有效面24、24a、24b和相应的节流阀30、30a、30b一起，系统具有一种增加更强的节流作用的固有的阻尼效果，它对于输送特性的保持和再现性是重要的(见图10和图11)。阻尼的功能在于，在突然开始的开启阶段中，即使当节流2/2通阀21、21a、21b只存在小量过调解时，由面24、24a、24b和连接线31、31a、31b中冲程差异的乘积产生的体积增大导致压力p3降低相当大的量△p3，后者抵消过调解，这是由于根据本发明不存在空穴所致！
节流阀设定得越低，直到介质能够继续流动之前的时间就越长，而阻尼效果就越能维持。
在这个示范性的实施例中，由压力差驱动的节流2/2通阀21、21a和21b每个在其有效面23处连接到返回线6上，结果是在有效面23处接近P1的与贮液箱相似的压力P12占优势。
该装置的优点在于，取决于面23的大小的弹簧22可以选得非常弱，对于增压的作用比对与另一有效面24上的开启压力P3相反的阀21的调节性重新设定的作用更小，因为对于有效面23处的压力P12，已经存在相当大部分的必需增压，也许甚至是更大。
图2例示一种与图1相似的控制装置，其差别在于泵具有入口槽35并只提供一种具有调解节流阀30的中心调解装置27。具有入口槽的泵与具有入口阀的泵相比，通常其生产的成本效益更好，但是它们较少用于极高压力，使用粘度低的压力介质。
在这个示范性的实施例中，低成本的目的是通过基本上允许简单手动调解或电动调解的中心调解装置27来达到的。调解装置27中的单个调解节流阀30可以同样以本质上已经的方式进行成本效益好的生产。在吸入相位中，利用平行连接的差压阀40，可以使跨越调解节流阀的压力差P2-P3保持近似恒定，而与过流量无关，结果是调解节流阀30和差压阀40的结合给出流量调节阀的效果。对所有位移部件16、16a、16b的使用同一调解节流阀30的简单动作在这种具有泵的入口侧缝式控制的构型中提供额外的优点。
第一优点在于，对于一个特定的转动速度和一个特定的位移空间相对充液，按照所用的位移空间数目和各个吸入相位的短时间，节流阀30的控制截面显著地大于(例如)按照图1的构型中的单个节流阀的控制截面(假定转动速度相同和相对充液相同)。
这对价格和生产容差具有有利的影响。此外，控制截面的特殊轮廓比控制节流阀打开行程更容易达到，这一点是控制原理对极小泵的应用。
第二个优点在于，因为吸入相位短和位移运动的相位移动均匀(＝通过带偏心轮的转动轴控制位移)，所以吸入相位的重叠相当微小或甚至没有(如果小孔35的高度、即被遮盖区域保持很小，那么吸入相位甚至没有重叠，也就是在活塞9打开小孔35期间，偏心轮11或旋转轴12的角度范围为360°/位移部件数目的最大值)。
这等价于一个和同一个节流阀对接续的各个位移部件的锁定。这表明作为所有位移部件的相等充液或相等输送的理想先决条件的每个位移部件的节流截面的相等性质。
当上述开启角度稍许小于360°/位移部件数时，获得第三个优点。而后得到或多或少的短的中间相位，在这些相位中没有一个位移空间发生抽吸。
在各个2/2通阀21、21a、21b和各个入口截面35(35a、35b被挡住，在图中不能被看到)之间通道部分36、36a、36b的充液可以在吸入相位之间基本上连续。这也有助于至少达到在通道部分36、36a、36b中没有空穴，那就是说直至呈入口截面35形式的位移空间范围没有空穴。
在中间相位中，连接通道中的压力P3甚至可以升至P2的最大值，因为没有一个位移部件利用吸入动作从通道部分36、36a、36b吸取液体。这导致2/2通阀的开启暂时较大和通道部分充液的加速。
图3例示图1控制装置的一种特别有利的实施例。
这表明，由于不存在空穴，有可能将此处结合在泵中的节流2/2通阀21用的调解装置配置在距这些或单个位移空间更远的距离处。这使得有可能以只有一个驱动器的连续方向阀的形式将许多个或全部驱动部件结合进一个驱动器60，然后这又使得(例如)可以简单地手动操作。在电动泵调解的情况下，从成本和构造空间来看，对许多个或全部位移空间只需要一个换能器是一个很大的优点。
将属于位移部件的单个节流阀简单地组合成连续的方向阀60也允许单个节流阀的优选相等控制。如已经知道的，此类阀的外壳和控制滑阀的控制小孔通常制在固定装置中，这意味着这些小孔是彼此相对地差错很低地不可活动地定位的。
本发明的一个重要性质是，由于不存在空穴，在一个通道内包围在一个调解装置27和单个节流2/2通阀21之间的液体容积几乎不存在弹性，因此也几乎没有任何额外的液体量必须流入或流出，以便获得一次充液动作或两次充液动作之间时间间隔的稳定状态。因此，几何通道容积允许互相明显偏离，这就是为什么本发明适用于所有几何位移器装置的原因(例如，在活塞泵的情况下为轴向、径向、直列式)。对所有这此位移器装置可以找到按照构造空间和外观有利的调解装置27的位置。
在这个例子中，调解装置27甚至利用软管导管41、41a、41b连接到泵上，从而可以在泵的特征尺寸(例如径向活塞泵情况下的直径)的几倍的长度上对泵进行遥控。
图3也表示本发明的另一种可能的和有利的形式，在于有一个附加的阻尼器补充上面图1进一步说明的固有阻尼。图示的阻尼器只是可能的设计的一个例子。在这个例子中，由压力差驱动的各个节流2/2通阀21被连接到各个阻尼活塞73上，后者可以按照2/2通阀21的滑阀的运动在各个气缸70中来回运动。由于不存在空穴，阻尼效果好而持续。同时，在相应的气缸70中在相应的阻尼活塞73的相对两侧形成阻尼室71和72。在阻尼活塞73按照有关2/2通阀21的相应滑阀的开启或关闭的位移期间，液体从室71流过活塞进入室72或从室72流过活塞进入室71，并穿过杆74的导向间隙而阻尼活塞的运动并因此阻尼2/2通阀21的相应滑阀的运动。这有助于避免阀运动的不能控制的过调解，因为这会对输送流量的特性产生影响。
图3同时表示本发明的一种有利的形式，在于由压力差驱动的2/2通阀21同时被设计为入口阀，从而节省了费用。
图4和5分别以横截面和纵截面表示一种具有本发明的控制装置的泵的特别有利的设计。根据图4和5的泵装备了4个位移空间129a－d，它们成对地配置在驱动轴110的上下。在图中不能看到位移空间129b，因为在图5中它被安置在图上部的截面平面(图4中V-V)的后面。
为每个位移空间各自提供一个活塞或位移器117。位移器117利用各自的弹簧135与两个偏心地安装在驱动轴110上的驱动环114保持接触。驱动环114利用滚针轴承115可以转动地安装在偏心轮113上，后者以彼此相对偏移的方式与驱动轴110抗扭连接。
相应位移活塞117用的弹簧135支承在每个单独位移活塞端部处的盘状的支座116上，而驱动环114压在安置于位移活塞117对面的弹簧支座116的相应侧面上。因此驱动轴110的转动通过抗扭连接在驱动轴上的偏心轮113并通动环114产生位移活塞117的往复运动，上位移活塞117的冲程运动对相应的对面的下位移活塞117的冲程运动偏移180°。这意味着(例如)，位移空间129a具有最小的容积而位移空间129b具有最大的容积，反之亦然。两个偏心轮113以彼此相对偏移90°的方式连接到转动轴110上，使得两个位移活塞117的冲程相位差互相邻接地配置，也就是说，图5中的下位移活塞117和上位移活塞同方向增加90°。这一方面有助于泵的平稳运行，另一方面有助于液体的均匀输送。
转动轴110通过滚珠轴承13b和滚柱轴承137可以转动地安装在泵的主外壳138中。
对每个位移空间129a－d(其中位移空间129c未图示)提供各自的入口阀134和各自的出口阀118。属于各个位移空间129a－d的各个入口阀134和出口阀118安置在各自的外壳部件133a－133d中，其中也配置了形成位移空间129a－d并用于容纳位移活塞117的气缸。这些外壳部件133a－d每个有一圆筒形延伸部，它们与各自的气缸也就是与各自的位移活塞117共轴地配置，该圆筒形延伸部插入主外壳部件138的相应的气缸孔中。一个相应的环形密封圈安置在每个外壳部件133a－d的圆筒形延伸部和外壳138之间，使得主外壳138被封住而防漏。此外，每个外壳部件133a－d的圆筒形延伸部有一个环状台肩，上面支承背对盘状支座116的相应弹簧135的端部。也就是说，环状台肩形成弹簧135的另一个支座。
每个外壳部件133a－133d也装有一个相应的阀罩119a－d，各个阀罩119a－d都有一个圆筒形凹口121，该凹口同轴地配置到相应的外壳部件133a－d的圆筒形延伸部上，它容纳入口阀134的一个阀柄部件和与其配合的部件，它们放大图示于图6A和6B中。阀罩119a－d和外壳部件133a－d利用示于图5的连续螺钉拧在曲轴箱138上。
在图4的左侧可以看到一个空心的转动滑阀150，它可以被结合在构造中并可以(例如)按照DE-PS3,714,691设计。对于本实施例，阀150构成用于控制由压力差驱动的节流2/2通阀的可调部件，它们在本实施例中是由各自的入口阀134与有关的零件一起形成的，下文将更详细地予以说明。
从该转动滑阀150开始，设置了4个分配孔或分配通道130a－d(130c未图示)，它们通向各自的入口阀134，具体地说，在每一情况下都通入阀的阀柄侧上的室134a－d中并紧靠相应的阀座，室134c未图示。从每个分配通道130a－d开始，在各自的气缸头119a－d中设置了向圆筒形空间121开放的各自的斜孔127a－d，图中未示出斜孔127c和127d。
在入口侧，在本例子中空心转动滑阀150设计成可按简单方式更换的插装组件，它沿箭头E方向经过外壳孔132从压力为P2的贮液箱1接受液体，如(例如)图3所示。液体没有任何显著压力损失地经过一个恒定开启的足够大的入口截面156继续流入空心转动滑阀的内部。由于能够利用电驱动器158(图5)或未图示但接合于部件159上的气压活塞杆而发生的空心转动滑阀的转动的结果，通过空心转动滑阀150中的细长线性控制缝隙155a-155d与分配孔130a－d(130c未图示)的孔口边缘的配合而得到一种可以调解的节流效果，使得可以利用驱动部件159精确而快速地调节在分配导管130a－d中占优势的压力p3。
特别是，在后侧上(未图示)，阀插装件可以在每个室中具有对称地相对的相同小孔115a-115d和156，而可移动的滑阀可以制造得壁非常薄，使得阀具有德国专利说明书DE-PS3,714,691的阀的优点。
如可以在DE-PS3,714,691中发现的，这种类型的转动滑阀或轴向滑阀的优点是，由于摩擦小、惯性小和流动力小，它们可以利用小驱动力非常快速而准确地驱动，使得电驱动器(电驱动马达)158制造得又小又省钱。在出口侧如上面的实施例那样从各个出口阀118向外延伸地设置了流出孔112a－d，其中流出孔112c和112d没有图示，它们汇入一个共用的流出导管111，后者通向(例如)共用轨道柴油喷射系统的“共用轨道”。
分配导管130a至130d中的压力p3通过相应气缸空间121中的斜孔127a－d连通，在此处通过阀134的阀柄的横截面沿开启方向作用在阀134上。在阀134的关闭状态，同一压力P3也沿阀的开启方向作用在阀头部的面向室134的侧面上。在这一阶段，两个弹簧125和126在阀124上作用一个关闭力。接合在阀柄端部处支座124上的较强的弹簧125对阀124永久性地施加一个闭合力，而较弱的弹簧126则支承在弹簧座126T上，后者可以移位地配置在室121中的阀124的对面。在阀的关闭状态中，当弹簧座126T支承在支座124上时，弹簧126也对阀134施加关闭力。但是，带弹簧126的弹簧座126T首先用于阻尼目的。当各个位移空间129a－d由于各个位移活塞离开顶部死点的运动而扩大时，阀的位移空间侧上的压力比圆筒形空间121中的压力低；因此，同时，一个力作用在导向该阀开孔的阀部件134a上。与此同时，强弹簧125和弱弹簧126两者都受压缩。位于弹簧座126T下面的液体通过弹簧座126T中的阻尼小孔逸出并因此延缓阀部件134的开启。
阀部件134的开启冲程的量和通过阀部件134的头流入位移空间129的液体量取决于分配导管130中的压力P3。
在位移活塞117的位移运动期间，位移空间129的容积减小而该空间中的压力升高，虽然由于逸出的小量气体或液体分子起初仅有稍许升高。一方面，这种结果是，大于打开力的关闭力被作用在阀部件134上，从而阀134被关闭。在这一阶段，弹簧座126T中的阻尼小孔起作用，以便阻尼弹簧盘的关闭运动，使得阀134相当温和地对着阀座关闭而弹簧座126T在稍后时间同样能够温和地承受支座124。这意味着，阻尼器被设计成仅仅在节流阀的开启冲程期间才有效，也就是说，在最容易地引入振动的相位中才有效，而且有效的时间最长。按照图6，在关闭相位中，阻尼活塞可能滞后于阀的运动。液体通过暴露于阻尼活塞下的阻尼空间小孔流动，并防止负压和空穴形成。位移空间129a－d中的升压也造成相应的出口阀118提升，使得柴油按所需要的初始压力通入导管112a－d或111。
这种装置具有各种优点。阀150可以以节省空间的方式结合进泵的构造，因为具有不同长度的分配通道130a－d并非重要。具有细长线性槽155a－d的阀150的设计允许泵的特别好的可调节性，低至极小的输送量。
使用座阀134a－d作为入口阀，该阀在此处同时用作本发明的由压力差驱动的节流2/2通阀，它通常为比使用滑阀的成本效益更好的形式，最重要的是位移空间有一个较小的泄漏通道损失，这在泵中对于极高压力、低转动速度和极低粘度(这种情况在与公用轨道柴油喷射相结合时发生)是特别重要的，如果要获得高效率的话。入口座阀134的气密性也对从位移空间129a－d至位移空间129a－d的相等输送具有积极作用，因为泄漏通常与零件公差密切相关。在带座阀的构造的批量生产中，泵的一般输送特性也能够更有效地保持。节流阀的振动(如一般的振动)可以导致弹簧断裂，或是在座阀的情况下导致磨损增加或阀柄断裂，最重要的是，此处这些振动对输送特性也是有害的，输送特性由此而变化。由于随机波动阻尼效果或激励，振动常常偶然地出现。在这样一种情况下，泵中将增加输送量的随机波动或滞后效果，这两者将使得难以把泵用于调节目的。因此，对于特定的阀阻尼的目的，提出把阻尼器用于节流阀。在已知类型的简单活塞阻尼器中，阻尼力也产生负压，负压转过来又产生对阻尼作用有害的空穴。当使用这样一种阻尼器时，这种空穴可以通过较高的阀增压作用来消除。如果阻尼活塞直径保持较大，例如在阀直径的尺寸下，负压和阀的额外需要的增压均可减小。这一点是希望达到的，因为泵的供油压力通常应保持尽可能低。
将调解部件配置在离节流阀或单个位移空间较远的距离的可能性，使得有可能将许多个或所有的驱动部件都结合进一个仅带一个驱动装置的驱动器，这转过来(例如)又使得可以进行简单的手动驱动。在电动泵调解的情况下，按照费用和构造空间的观点看，对于多个或所有位移空间仅需一个换能器是一个很大的优点。此外，由于不存在空穴，在调解部件和通道中节流阀之间包围，的液体容积几乎是没有弹性的，使得也很少有任何额外的液体量必须流入或流出，以便在每种情况下获得一次充液动作或两次充液动作之间时间间隔的稳定状态。因此，通道的几何容积被允许互相明显地偏离，这就是本发明适用于一切几何形状的位移器配置(如活塞泵情况下轴向、径向、直列式)的原因，而且对所有这些都可以找到一个调解装置27适用的位置，该位置从构造空间和外观看都是有利的。
对于节流驱动部件，图7表示节流阀(例如图1中阀30或根据图4至图6的形式中的150)的设计的一些特性。
但是，对于图1、3、4、5的实施例，每个实施例对每个位移空间有一个节流点，这涉及高的费用。
对于本发明的装置，调解部件处的压力差影响随压力差的方根而变的计量液体量。但是，在固定的输入压力下，该压力差随增大的节流阀开口而减小。图2中差压阀40的使用表明，这个压力差是怎样能够保持基本恒定的，其中，通过使用差压阀，供油压力可以与节流阀上游的压力一起平行地共同变化。
但是，同一目的至少可以基本上达到，即弹簧加载的节流2/2通阀具有陡的开启特性曲线，这是利用一个软弹簧或一个大的压力负载阀面或两者的结合而获得的，而且输入压力P2足够高，使得即使对泵的最大流量即大的阀门开口，压力差也不会通过调解装置显著地减小。于是这些措施基本上保证节流部件处的流量仅仅受入口阀弹簧的弹簧刚度或弹簧预张力的变动或受有效阀面的差异的微小影响。因此该设计也不需要对弹簧精确分类或对每个单独的入口阀调置弹簧预张力。
图8、9、10分别对根据图3、4、5的形式用图解表示同一转动速度下不同的位移空间充液过程和一个工作周期的动态过程是怎样随上述弹簧设计而发生的。图8表示位移空间15的完全充液或输送状态，图9表示位移空间15的半充液或输送状态，而图10表示位移空间15的非完全零的输送，特别是作为与各个位移活塞9的上死点和下死点有关的驱动轴转角的函数。在图8或图9中，在吸入冲程期间气缸中的压力P5和阀横截面趋势A阀对于完全位移空间充液V＝Vmax和对于半位移空间充液V＝0.5Vmax几乎是矩形的，而且不管动态特性如何，在充液期间压力差P输入－P通道吸入＝P2－P3是稳定的并且对所有输送量都几乎相等。
节流2/2通阀21的冲程和压力P4能够实际上立即建立并处于稳定状态的原因是本发明在通道孔31a、b、c或130a、b、c、d或调解部件27或150中避免了空穴现象。
如上面已经进一步说明的，对于位移空间15中的压力P4，在每种情况下建立一个恒定的低值(在接近零的例子中)，超越下死点而直到阀的关闭。
以此种方式，在整个吸入动作期间(阀开启到关闭)，采取在一定程度上恒定的输入压力P2和位移空间压力P5的在一定程度上恒定的边界条件占优势。
鉴于本发明连接装置41a、b、c或130a、b、c、d中不存在空穴，在压力P2的入口流动和位移空间P5之间可以认为存在不可压缩性。因此，由于单个节流截面30处的V30必然等于节流阀21处的通流V21的连续性条件，在节流阀21的上游建立压力P3而不存在显著的延迟：
Figure A9419091000321
式中α21、α30、C1、C2为确定A21(P3)的常数，而ρ为液体密度。因此，在吸入相中，通过常数C1和C2，对特定的A30固定地确定一个特定的A21(P3)和一个特定的P3。
保持强行的规定(例如在开启期间作为相对阀21的过分调解的安全性)是由上面已经进一步说明的本发明装置的固有阻尼和附加阻尼70或图6A中说明的阀的阻尼保证的。
参看图7，由于特定的阀的设计，各种充液状态的压力P3与P2和P5比较是互相接近的。上述等式由此简化为： A 21 = α 30 α 21 A 30
在按照图8的位移空间15的完全充液中，通过入口阀28的自由流动截面A阀取最大值。在按照图9的位移空间15的半充液中，阀28仅仅部分开启。输送体积V对应于体积-流量函数下的面积。图10表示输送刚巧为零而充液因此同样趋向零的情景。在图10中，作为极限状态，液体在上死点仍然处于P5＝P6，也就是说被压缩到系统的高压并再一次被释压缩，但同时没有排出什么。尽管输送为零，但能够出现位移器的稍许充液，以便盖住作为压缩/释压结果的任何活塞泄漏。因此在图10中标记一个最小的开口A吸入(V→0)。这个开口的延续时间大约延伸整个一圈，仅仅被相当短促的压缩/释压相位中断。对按照图2、3和4至6以及图13、14、15、16和17的其它实施例也出现同样的趋势。
图11表示作为该控制装置的调解节流阀30的节流横截面A节流阀1至A节流阀4的函数的输送流量特性曲线，体积流量V＝dV/dt。该特性曲线从各自的极限转动速度Cm极限1至Cm极限4向极限转动速度两倍的体积流量成渐近线地增加，因为除了吸入横截面以外吸入时间也是有影响的，而且同样从图8、9、10可以明显看出，随着每个趋向零的冲程的输送量，吸入时间从初始的半圈增加到几乎一个整圈，也就是加倍。
图12表示如根据图2的形式中的缝式控制泵的相应的输送流量特性曲线。
图13表示类似于图3的一个实施例，但是具有由压力差驱动的节流2/2通阀的不同设计并具有调解节流阀的不同驱动类型。根据图13的实施例的2/2通阀每个包括一个利用弹簧53推压在阀座上的球54。与阀的开启状态中的阀座有关的球54的运动取决于在各个导管31、31a和31b中占优势的压力P3，其结果是位移空间的充液取决于P3而受到控制。虽然按照图1的驱动调解节流阀用的转换器27特别适用于结合进模拟控制回路，但按照图13的开关阀50有一个转换器，其优点是与数字电子装置相联用。
图13表示如图2中的这样一种装置，具有缝式控制的泵并具有适应气缸数目的开启角度，一个开关阀50足以用于许多个位移部件9。
图14表示仅仅一个2/2通阀81在该例子中用于3个位移空间的实施例，该2/2通阀81被配置在泵的外部并通过导管36、36a和36b输入各个位移空间15。
在该例子中，调解装置包括一个接过流-限制作用的可调容积式机械84。但是，容积式机械84最好由可变转速的电机驱动。容积式机械被设计成定量容积式机械并获得直接从导管33出来或经过系统7间接地从贮液箱出来的待输送液体。在该情况下，压力溢流阀具有安全阀或放气阀的功能。这阻止了输送前级泵处压力差的不能允许的增长，如果输送前级泵被调整到一个位置，在该位置上它输送的量大于主泵的最大吸收量。
在这个例子中，如果节流2/2通阀并不代表弹簧加截的止回阀81，而是相同于图2中的阀21，也就是代表一个滑阀而在阀开口上没有预定的压力P4的反应，甚至在这种情况下，如果单个位移部件的吸入相位之间出现中断的话，特定的阀的开口仍会保持下来。在这样的中断相位中，压力P4迅速提高到压力P3，结果是通道7、7a、7b中空穴的比例在每种情况下都减少。这样的中断相位是通过下述方法达到的，即这样选择小孔35的高度，使得小孔在每种情况下只有满足小于360°/位移空间数目才由活塞9打开。
图15非常相似于图14的实施例并同样利用可调的输送前级泵，此处取可调的容积式机械86的形式，它是在泵转动速度或在与其正比的转动速度下受驱动的。在原则上，例如，容积式机械84的驱动可以通过泵的驱动轴12来实现。
图16表示一个类似于图3实施例，其中输送前级泵34以恒定速度运行，但是其中入口压力的控制是通过控制压力溢流阀90的弹簧预张力而产生的，也就是可变的压力溢流阀组成调解装置。
图17表示一种允许输送液体与贮液箱和驱动介质隔开的解决方案(但同一种液体也是可能的)。
当待输送液体粘度极高或包含可能损伤功能执行(例如重油发动机的公用轨道喷射系统)的杂质，或者当调解泵预定自我起动或者预定仅在极低的供油压力下操作时，这种构型具有优点。此时仅需要压力源100时驱动液体存在相当低的功率，这样一种压力源已经可以经常得到(例如压缩空气网)。
驱动液体是在可控压力P10下通过导管101传送到各个2/2通阀103上的。在这种情况下，压力P10在2/2通阀103的一个滑动侧面上作用于有效面102上，而弹簧104和2/2通阀的出口压力通过导管106作用在另一滑动侧面102的有效面105上。
图18表示一种有三个位移活塞9的径向式泵，仅示出围绕驱动轴12的泵壳的中央部分，而且只完全示出上位移活塞9。
可以清楚地看到，所有三个位移活塞9都用一个公共偏心凸轮11操作，后者与轴12一起转动。
如从上位移活塞的图示可以明显看到的，该活塞像另两个位移活塞一样，始终通过弹簧200与偏心凸轮11保持接触。虽然在目前的附图中所有三个位移活塞是通过公共偏心凸轮11驱动的，但也可沿驱动轴的轴向偏移位移活塞并通过独立的偏心凸轮驱动它们。也可以选择任何其它数目的位移活塞。
图18的充液比例调解泵的基本特点是待位移的液体通过泵外壳的内腔和202通向各个位移活塞9。
至今为止，通向贮液箱的连接导管采用参照号33。参考号30表示一个通过导管31通向内腔202的可调的节流部件。图18的泵为缝式控制型并为此目的而具有入口槽35(只图示上位移活塞)，在每种情况下，入口槽35通过由压力差驱动的节流2/2通阀51(如图13所示)和泵外壳中相应的导管部分204、206而与内腔202连通。至今为止，参照号17表示出口阀，它通过导管18与另一个位移活塞9的相应导管(未图示)接通，而且最终导向连接到那里的内燃机的“公共轨道”。
为了保证对偏心凸轮11的相应转动角范围的缝式控制，位移活塞9中设置了与入口槽35连通并以所要求的角度范围与入口槽配合的小孔208。
当泵工作时，单个位移活塞9在相应的气缸210中通过与相应弹簧200配合的偏心凸轮11作往复运动。燃料由此通过导管33、节流阀30、导管31、内腔202、导管206、2/2通阀51、导管204、入口槽35、位移活塞9的小孔208抽吸入位移空间，随后在位移活塞9的作用下通过出口阀17流出。
由于内腔202的体积相当大，有可能利用本发明将该内腔中气体的逸出限制到能使泵完善地起作用的程度。也应当指出，在该实施例中，同样可以将2/2通阀插入(未图示)相应的位移活塞9中。

Claims (27)

1.一种至少具有一个位移空间的充液比例调解泵用的控制装置，它以具有容积可强制变化的一或多个位移空间(15；129a-d)的吸入-节流阀原理进行工作，它利用一根导管(33)，如果合适的话通过一个液压系统(7)，从具有加载了通常为大气压的气体压力(P1)的自由表面的贮液箱(1)获得待输送的液体(2)，其特征在于，在泵的上游或在泵的一个或多个位移空间的上游或在泵的一组或多组位移空间的上游，在低压侧上配置了至少一个由压力差驱动的节流2/2通阀(21，21a，21b；134a-d；51-54；81；103)，其开口横截面可以通过一个有效表面上承受的压力(p3，p3a，p3b；p10)受到控制，以便调节充液比例。
2.根据权利要求1的控制装置，其特征在于，在具有1巴绝对压力的压力(p1)的贮液箱的情况下，在节流2/2通阀上游由使该阀打开的压力差驱动的压力也就是有效表面上承受的压力(p3，p3a，p3b})至少有大约0.9巴绝对压力并最好为处于1.0至1.5巴绝对压力范围内，也可允许更高的压力，或者，在较高贮液箱压力(p1)的情况下，上述压力被选定得相应比较高，也就是说等于贮液箱压力(p1)的至少90％和最好100至150％，也可允许大于P1的150％的最小压力差。
3.根据权利要求1的充液比例调解泵用的控制装置，其特征在于，该或每个由压力差驱动的节流2/2通阀(21，21a，21b；134；51，52，53，54；81)随流入侧的增大的压力(p3)而开启，该压力施加在2/2通阀的第一有效表面(24)上，而在相反的方向上，用建立在位移空间侧的压力(p4)或(p5)或建立在回流管路(6)中的接近贮液箱压力的压力(p12)加载在第二有效表面(23)上，而该2/2通阀还受一个与开启方向相反的弹簧(22；125；53；82)力的作用，阀的开启特性是按已知的方式通过弹簧预加载和有效压力表面设计的，使得阀仅仅从或大于有效表面(24)和流出侧也就是建立的压力(p4)或(p5)之间的最小开启压力差△Pomin而开启，还在于一个调解装置(27；150)被配置在每个2/2通阀的上游并与2/2通阀连接，该调解装置被设计成节流阀(30)，或者被设计成流量调节阀。
4.根据权利要求1、2或3的一种充液比例调解泵用的控制装置，其特征在于，调解装置的前面有一个已知类型的压力源(8；34)，用于输入足够高的压力(p2)，它从导管(33)直接获得液体或经过液压系统从贮液箱间接地获得液体。
5.根据上述权利要求中一项的控制装置，其特征在于，与有效表面((23和24)＝(p3－p4))有关的使一或多个2/2通阀开启的最小开启压力差△Pmin按下列值取值：
△Pmin＝p1－max[p气体排出；P蒸气排出]，其中P气体排出是最低气体排出压力，它是在保持密闭的位移空间中随着位移器在最重要工作范围内以最大平均速度进行扩张运动而产生的直接压力降低对待输送液体和与其接触的气体介质而特别测量的，
P蒸气排出是在工作期间在预期的液体温度范围内液体蒸气压力的最低值，在液体混合物的情况下，选择蒸发10％质量的压力。
6.根据权利要求5的控制装置，其特征在于，对于具有额外安置在2/2通阀下游的弹簧加载的入口止回阀(28)的泵，与有效表面((23和24)＝(p3－p4))有关的最小开启压力差△Pmin减少进口止回阀开启压力差的数值△POEV，也就是
△Pmin＝p1－max[p气体排出；P蒸气排出]，－△POEV
7.根据权利要求2、5、6中一项的控制装置，其特征在于，使阀开启的最小开启压力差△Pomin对具有入口槽(35)和入口阀的两种泵都额外地增加一个代表附加安全压力差的值△Potemp，以便记录溶解度系数对温度依赖关系的影响，这种溶解度系数以特定液体种类选定并依赖于工作条件。
8.根据上述权利要求之一的控制装置，其特征在于，至少一个由压力差驱动的节流2/2通阀(21，21a，21b；134；51，52，55，59；81；103)被配置在几组位移空间(15；129a－d)或位移空间部件(16，16a，16b)的上游或单个位移空间(15；129a－d)的上游。
9.根据权利要求8的控制装置，其特征在于，上述或每个2/2通阀(21，21a，21b；51，52，53，54；81；103)被非常接近地配置在入口槽(35)或入口阀(28)的上游。
10.根据上述权利要求之一的控制装置，其特征在于，一个可调解部件(27)配置在每个2/2通阀(21，21a，21b；134；81)或每组2/2通阀(51、52、53、54；103)的上游或在所有这些阀的上游，并具有一个通向2/2通阀的接头(31，31a，31b；32；41，41a，41b；101)，该可调整部件构成调解装置。
11.根据上述权利要求之一的控制装置，其特征在于，节流阀结构的调解装置(27)是一个电的、机械的、液压的或气动的可调解的节流阀(30；150)。
12.根据上述权利要求之一的控制装置，其特征在于，结构为流量调节阀的调解装置(27)是通过节流阀(30)与差压阀(40)的结合而产生的。
13.根据上述权利要求之一的控制装置，其特征在于，该调解装置(27)是一个电动的脉冲宽度可调制的2/2通开关阀(60)。
14.根据权利要求1的控制装置，其特征在于，一个可调解装置(27)配置在每个2/2通阀(81)或每组这些阀的上游或所有这些阀的上游，并具有一个通向阀的接头(41)，该调解装置(27)是一个可调解的容积式机械(86)或一个定量容积式机械(84)，前者(86)具有通流限制功能并以(例如)泵转动速度或正比转动速度驱动，后者(84)利用可变速电机(35)操作，并从导管(33)直接获得液体或通过系统(7)从贮液箱获得液体。
15.根据权利要求1的控制装置，其特征在于，每个2/2通阀(21，21a，21b)或每组这些阀的上游或所有这些阀的上游压力都可利用电、机械或气动调解的可变供给压力源进行控制，例如用一个与作为可调解部件的可调压力溢流阀(90)相结合的定量泵(34)进行控制，上述供给压力源从导管(33)直接获得液体或通过系统(7)从贮液箱(1)间接地获得液体。
16.根据权利要求1的一种充液比例调解泵用的控制装置，其特征在于，在多个位移器(9)的上游或单个位移器(9)的上游，最好非常接近位移器，该或每个弹簧加载的节流2/2通阀(103)的开口横截面ADr可以通过一个从第二液体回流路的压力源(100)来的作用在2/2通阀的有效表面(102)上的压力(p10)进行控制，如果合适的话，该压力源也包括另一种压力介质如空气，或者用贮液箱中同一液体充液。
17.根据上述权利要求之一的泵，其特征在于，该节流弹簧加载的2/2通阀被设计成泵的入口阀(124；51，52，53，54)，最好是座阀。
18.根据上述权利要求之一的泵，其特征在于，阻尼器(7)作用在节流弹簧加载2/2通阀(21，21a，21b)上。
19.根据权利要求17的泵，其特征在于，阻尼器(70)有一个阻尼活塞，并在于，压力差△Pomin增加到工作期间在阻尼器室(71)和(72)之间出现的整个最大压差的一半。
20.根据上述权利要求之一的泵，其特征在于，可调解的节流阀(30，30a，30b；60；150)总是互相机械地连接成组或组成一整体，或者以互相同步地驱动的方式结合在一个只有一个手动、机械、电动或气动驱动器的驱动装置中。
21.根据上述权利要求之一的泵，其特征在于，这些弹簧加载的节流2/2通阀(21，21a，21b；124；51，52，53，54；81；103)有一个陡的开启特性曲线，这是利用一个软弹簧(22；52；82；104)或大的压力加载的阀表面或两者结合而获得的，还在于输入压力(p2)足够高，使得即使对最大的泵体积流量(即大的阀开口)，通过调解装置的压力差也不会显著地减小。
22.根据权利要求3的泵，其特征在于，可调节流阀(30；155a－d)的节流横截面在驱动行程上呈近似线性的函数，也就是说节流横截面是狭缝。
23.根据权利要求20的泵，其特征在于，可调节流阀(例如)按照专利说明书DE3,714,691 C2结合进一个空心滑阀(150)形式的驱动装置，其中，一个可以转动或可以沿轴向位移的空心滑动阀体被配置在设有许多个腔室的外壳(138)中，彼此成对地相对设置于阀体(150)和外壳(138)中的穿孔(155a－d；130a，130b；130c，130d)存在于每个腔室中，最好取这样一种方式，即它们彼此同步地开启或关闭。
24.根据权利要求23的泵，其特征在于，在阀体和/或外壳(138)中彼此对立地设置的穿孔(155a－d；130a，130b；130c，130d)是利用金属线腐蚀法制成的，那里设置了一个旋入孔，当泵工作时，该孔或是根本不打开，或是仅仅为提供特别大的输送量而打开，特别是在极高的转动速度下打开。
25.根据权利要求1的控制装置，其特征在于，液体对充液比例调解泵的提供是通过包括驱动位移活塞(9)的偏心凸轮(11)的泵的内腔(202)进行的，该内腔通过泵外壳中的相应的孔和入口槽(35)与位移空间连通，由压力差驱动的节流2/2通阀(51)或是被配置在入口槽(35)前面的泵外壳中，或是被配置在相应的位移活塞(9)中。
26.根据权利要求25的控制装置，其特征在于，该调解装置是一种对多个位移活塞共用的调解装置，而且它被配置在一个位于贮液箱和泵外壳的内腔(202)之间的导管(33，31)中。
27.根据上述权利要求之一的一种具有许多个气缸和入口槽(35)的充液比例调解泵用的控制装置，其特征在于，入口槽(35)和与其配合的位移活塞(9)是这样设计的，使得入口槽的开口相位大约为360°除以位移活塞的数目，最好稍许小于该值，结果仅利用一个调解部件就可实现控制。
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WO (1) WO1995013474A1 (zh)

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN100425816C (zh) * 2003-04-24 2008-10-15 博世株式会社 蓄压式燃料喷射装置的吐出流量控制方法和蓄压式燃料喷射装置
CN104870813A (zh) * 2013-03-28 2015-08-26 萱场工业株式会社 泵容积控制装置
CN107835910A (zh) * 2015-05-15 2018-03-23 株式会社电装 溢流阀以及使用了该溢流阀的高压泵
CN111396384A (zh) * 2020-04-08 2020-07-10 重庆凯瑞汽车试验设备开发有限公司 一种用于拉杆式静压油缸的插装式节流器阀组
CN113348040A (zh) * 2019-09-18 2021-09-03 7Rdd有限公司 压力清洗机设备
CN114341492A (zh) * 2019-06-11 2022-04-12 克洛布股份公司 用于分配流体产品的组件、设备和方法

Families Citing this family (55)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0902181B1 (en) * 1997-09-11 2003-12-17 Denso Corporation Variable-discharge-rate high-pressure pump
JP3999855B2 (ja) * 1997-09-25 2007-10-31 三菱電機株式会社 燃料供給装置
DE19818421B4 (de) 1998-04-24 2017-04-06 Robert Bosch Gmbh Kraftstoffversorgungsanlage einer Brennkraftmaschine
EP1000245B1 (en) * 1998-05-26 2004-08-25 Caterpillar Inc. Hydraulic system having a variable delivery pump
DE19846157A1 (de) * 1998-10-07 2000-04-13 Bosch Gmbh Robert Pumpenanordnung zur Kraftstoffhochdruckerzeugung
DE19846940B4 (de) * 1998-10-12 2007-09-06 Hydraulik-Ring Gmbh Pumpenanordnung
JP2000130279A (ja) * 1998-10-21 2000-05-09 Toyota Motor Corp 内燃機関の高圧燃料供給装置
DE19853103A1 (de) * 1998-11-18 2000-05-25 Bosch Gmbh Robert Kraftstoffeinspritzsystem für Brennkraftmaschinen
JP4088738B2 (ja) 1998-12-25 2008-05-21 株式会社デンソー 燃料噴射ポンプ
DE19902259B4 (de) * 1999-01-21 2006-02-23 Siemens Ag Montageverfahren
DE19904341A1 (de) * 1999-02-03 2000-08-10 Mannesmann Rexroth Ag Steuerungsverfahren
DE19907311A1 (de) * 1999-02-22 2000-08-31 Bosch Gmbh Robert Hydraulikpumpeneinheit
DE19909329A1 (de) * 1999-03-03 2000-09-07 Mannesmann Rexroth Ag Kraftstoffeinspritzsystem
JP2000310171A (ja) * 1999-04-27 2000-11-07 Mitsubishi Electric Corp 燃料供給装置
DE19927826A1 (de) * 1999-06-18 2000-12-28 Bosch Gmbh Robert Pumpenanordnung
DE19938751A1 (de) * 1999-08-16 2001-03-01 Siemens Ag Einspritzanlage für eine Brennkraftmaschine, insbesondere für eine Common-Rail-Einspritzanlage
DE19941850B4 (de) * 1999-09-02 2005-03-31 Siemens Ag Einspritzanlage für eine Brennkraftmaschine
DE19946610B4 (de) * 1999-09-29 2009-09-10 Robert Bosch Gmbh Kraftstoffeinspritzsystem und Kraftstoffhochdruckpumpe
DE19959006C1 (de) * 1999-12-08 2000-12-21 Bosch Gmbh Robert Radialkolbenpumpe
DE10005212A1 (de) * 2000-02-05 2001-09-27 Bosch Gmbh Robert Verfahren und Einrichtung zum Ansteuern eines elektromagnetischen Mengensteuerventils
DE10115324A1 (de) * 2001-03-28 2002-10-17 Bosch Gmbh Robert Kraftstoffsystem
DE10139054C1 (de) * 2001-08-08 2003-01-30 Bosch Gmbh Robert Verfahren, Computerprogramm, Steuer- und/oder Regelgerät sowie Kraftstoffsystem für eine Brennkraftmaschine, insbesondere mit Direkteinspritzung
DE10153185A1 (de) * 2001-10-27 2003-05-15 Bosch Gmbh Robert Kraftstoffeinspritzanlage mit verbesserter Fördermengenregelung
ITTO20011039A1 (it) * 2001-10-30 2003-04-30 Ct Studi Componenti Per Veicol Valvola di aspirazione per una pompa ad alta pressione, in particolare per combustibile di un motore endotermico.
EP1321663A3 (de) * 2001-12-19 2003-07-02 Robert Bosch Gmbh Kraftstoffeinspritzeinrichtung für eine Brennkraftmaschine
DE10205187A1 (de) * 2002-02-08 2003-08-21 Bosch Gmbh Robert Kraftstoffeinspritzeinrichtung für eine Brennkraftmaschine
JP3894179B2 (ja) 2003-10-02 2007-03-14 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の燃料供給装置
EP1687524B1 (de) * 2003-11-28 2008-07-02 Ganser-Hydromag Ag Hochdruckförderpumpe für verbrennungsmotoren
DE102005033638A1 (de) * 2005-07-19 2007-01-25 Robert Bosch Gmbh Kraftstoff-Fördereinrichtung, insbesondere für eine Brennkraftmaschine
DE102005051482A1 (de) * 2005-10-27 2007-05-03 Brueninghaus Hydromatik Gmbh Lastdruckgeführter Förderstromregler mit Schwingungsdämpfung
FI118055B (fi) * 2005-11-23 2007-06-15 Waertsilae Finland Oy Mäntämoottorin ruiskutuspumppu
US7857605B2 (en) * 2006-06-29 2010-12-28 Caterpillar Inc Inlet throttle controlled liquid pump with cavitation damage avoidance feature
US20100054958A1 (en) 2006-09-05 2010-03-04 New York Air Brake Corporation Oil-free air compressor system with inlet throttle
JP4672637B2 (ja) * 2006-11-02 2011-04-20 三菱重工業株式会社 エンジンの燃料噴射装置
SE530565C2 (sv) * 2006-11-10 2008-07-08 Scania Cv Ab Bränslepumpanordning
US7444989B2 (en) 2006-11-27 2008-11-04 Caterpillar Inc. Opposed pumping load high pressure common rail fuel pump
FR2914959B1 (fr) * 2007-04-13 2013-03-08 Siemens Automotive Hydraulics Sa Perfectionnement aux dispositifs d'alimentation de carburant sous haute pression par pompe transfert
DE102007060262A1 (de) 2007-12-14 2009-06-18 Robert Bosch Gmbh Pumpenanordnung und Verfahren zu deren Ansteuerung
DE102008040083A1 (de) * 2008-07-02 2010-01-07 Robert Bosch Gmbh Hochdruckpumpe
DE102009003066A1 (de) * 2009-05-13 2010-11-18 Robert Bosch Gmbh Kolbenmaschine, insbesondere Flüssigkeitskolbenmaschine
EP2593660A4 (en) * 2010-07-14 2014-01-29 Volvo Lastvagnar Ab FUEL INJECTION SYSTEM WITH PRESSURE-CONTROLLED OUTDOOR FUNCTION
WO2013035132A1 (ja) * 2011-09-06 2013-03-14 トヨタ自動車株式会社 燃料ポンプおよび内燃機関の燃料供給システム
US8926298B2 (en) 2012-01-04 2015-01-06 Husco International, Inc. Hydraulic piston pump with a variable displacement throttle mechanism
US9062665B2 (en) * 2013-01-15 2015-06-23 Husco International, Inc. Hydraulic piston pump with throttle control
DE102014219487A1 (de) * 2014-09-25 2016-03-31 Mahle International Gmbh Pumpvorrichtung, insbesondere Axialkolbenpumpe, für eine Abwärmenutzungseinrichtung eines Kraftfahrzeugs
DE102014219488A1 (de) * 2014-09-25 2016-03-31 Mahle International Gmbh Pumpvorrichtung, insbesondere Axialkolbenpumpe, für eine Abwärmenutzungseinrichtung eines Kraftfahrzeugs
NL2014285B1 (nl) * 2015-02-12 2016-10-13 Rio Boxx Holding B V Pompsysteem.
GB201502686D0 (en) * 2015-02-18 2015-04-01 Finishing Brands Uk Ltd High pressure pump
GB2554005A (en) 2015-07-10 2018-03-21 Husco Int Inc Radial piston pump assemblies and use thereof in hydraulic circuits
US10975816B2 (en) * 2017-11-27 2021-04-13 Stanadyne Llc Roller drive mechanism for GDI pump
IT201800003340A1 (it) * 2018-03-07 2019-09-07 Bosch Gmbh Robert Gruppo di pompaggio per alimentare combustibile, preferibilmente gasolio, ad un motore a combustione interna
DE102018001913A1 (de) * 2018-03-08 2019-09-12 Woodward L'orange Gmbh Anordnung mit einer Hochdruckpumpe und einer dieser vorgeordneten Regeleinrichtungen
CH715387A1 (de) 2018-09-27 2020-03-31 Ganser Hydromag Common Rail für eine Brennstoffeinspritzvorrichtung.
IT201900015099A1 (it) * 2019-08-27 2021-02-27 Bosch Gmbh Robert Gruppo di pompaggio per alimentare combustibile, preferibilmente gasolio, ad un motore a combustione interna
CH716632A1 (de) * 2019-09-25 2021-03-31 Liebherr Machines Bulle Sa Reihenkolbenpumpe.

Family Cites Families (21)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE680810C (de) * 1936-02-18 1939-09-07 Teves Kg Alfred Kolbenpumpe
US2653543A (en) * 1950-05-03 1953-09-29 Hobson Ltd H M Hydraulic pump
CH346728A (fr) * 1956-11-20 1960-05-31 Etienne Bessiere Pierre Pompe à piston à autorégulation de débit
NO142139C (no) * 1976-05-31 1980-07-02 Akers Mek Verksted As Fremgangsmaate for regulering av leveringsmengden for en stempelpumpe, samt en anordning for utfoerelse av samme
US4406264A (en) * 1980-07-26 1983-09-27 Lucas Industries Limited Governor for engines
FR2508112B1 (fr) * 1981-06-19 1986-05-02 Citroen Sa Regulateur de pompe par etranglement a l'aspiration avec limiteur de pression incorpore
GB2109058B (en) * 1981-11-11 1985-02-20 Lucas Ind Plc Liquid fuel pumping apparatus
US4474158A (en) * 1981-11-11 1984-10-02 Lucas Industries Public Limited Company Liquid fuel pumping apparatus
EP0111200B1 (en) * 1982-11-25 1988-02-03 Kawasaki Jukogyo Kabushiki Kaisha Fuel injection timing control system
GB2131493B (en) * 1982-12-08 1985-11-13 Lucas Ind Plc Fuel injection pumping apparatus
DE3440942A1 (de) * 1984-11-09 1986-05-15 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart Piezoelektrischer steuerblock
US4907949A (en) * 1986-12-16 1990-03-13 Regie Nationale Des Usines Renault Variable flow pump
DE3714691A1 (de) * 1987-05-02 1988-12-01 Backe Wolfgang Mehrwegeventil
CH674243A5 (zh) * 1987-07-08 1990-05-15 Dereco Dieselmotoren Forschung
EP0307947B1 (en) * 1987-09-16 1993-11-18 Nippondenso Co., Ltd. Variable discharge high pressure pump
JP2625560B2 (ja) * 1988-09-15 1997-07-02 ツァーンラートファブリーク、フリードリッヒスハーフェン、アクチエンゲゼルシャフト ラジアルピストンポンプ
US5197441A (en) * 1989-06-03 1993-03-30 Lucas Industries Fuel injection pumping apparatus
JP2829639B2 (ja) * 1989-09-22 1998-11-25 株式会社ゼクセル 電子制御式分配型燃料噴射ポンプの送油率可変制御方法
DE3937709A1 (de) * 1989-11-13 1991-05-16 Bosch Gmbh Robert Kraftstoffeinspritzpumpe fuer brennkraftmaschinen
US5167493A (en) * 1990-11-22 1992-12-01 Nissan Motor Co., Ltd. Positive-displacement type pump system
US5479899A (en) * 1994-10-13 1996-01-02 Phelps Fuel Systems, Inc. Fuel management system

Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN100425816C (zh) * 2003-04-24 2008-10-15 博世株式会社 蓄压式燃料喷射装置的吐出流量控制方法和蓄压式燃料喷射装置
CN104870813A (zh) * 2013-03-28 2015-08-26 萱场工业株式会社 泵容积控制装置
CN104870813B (zh) * 2013-03-28 2016-12-07 Ｋｙｂ株式会社 泵容积控制装置
CN107835910A (zh) * 2015-05-15 2018-03-23 株式会社电装 溢流阀以及使用了该溢流阀的高压泵
CN114341492A (zh) * 2019-06-11 2022-04-12 克洛布股份公司 用于分配流体产品的组件、设备和方法
CN113348040A (zh) * 2019-09-18 2021-09-03 7Rdd有限公司 压力清洗机设备
CN111396384A (zh) * 2020-04-08 2020-07-10 重庆凯瑞汽车试验设备开发有限公司 一种用于拉杆式静压油缸的插装式节流器阀组
CN111396384B (zh) * 2020-04-08 2022-05-13 重庆凯瑞汽车试验设备开发有限公司 一种用于拉杆式静压油缸的插装式节流器阀组

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