DE19955778A1

DE19955778A1 - Mehrzylindrige Kolbenpumpe

Info

Publication number: DE19955778A1
Application number: DE19955778A
Authority: DE
Inventors: Hinrich Krueger; Christian Taudt; Eckbert Zander
Original assignee: Siemens AG
Current assignee: Continental Automotive GmbH
Priority date: 1999-11-19
Filing date: 1999-11-19
Publication date: 2001-06-13
Also published as: EP1101939B1; EP1101939A2; EP1101939A3; DE50008084D1

Abstract

Gegenstand der Erfindung ist eine Kolbenpumpe (3) mit einer Mehrzahl von Kolben-Zylinder-Einheiten (30) und einer Getriebeanordnung (34, 35), welche die Drehbewegung einer gemeinsamen Antriebswelle (33) in eine periodisch oszillierende translatorische Hubbewegung der Kolben (32) in den jeweiligen Zylindern (31) umsetzt, derart, daß jeder Kolben (32) pro 360 DEG -Umdrehung der Antriebswelle (33) wenigstens eine volle Periode seiner Oszillation vollführt. Zur Reduzierung der Ungleichförmigkeiten im Förderstrom der Pumpe (3), die bedingt sind durch die einzelnen, zeitlich gegeneinander versetzten Förderhübe der Kolben (32), ist die Getriebeanordnung (34, 35) derart ausgebildet, vorzugsweise unter Verwendung eines Nockenprofils (34), daß bei jedem Kolben (32) das Förderintervall einen größeren Teil der Oszillationsperiode belegt als das Saugintervall. Vorzugsweise wird zur Minimierung der Ungleichförmigkeit das Größenverhältnis von Förderintervall zu Saugintervall gleich oder annähernd gleich (2z-1) zu 1 bei z-Zylindern bemessen, gewünschtenfalls unter Hinzufügung eines zusätzlichen Korrekturfaktors zur Kompensation von Leckage und gegebenenfalls anderen Erscheinungen, die weitere Ungleichförmigkeiten im Förderstrom verursachen können. Auf diese Weise gelingt es, bei einer Pumpe mit z-Zylindern die weit geringere Ungleichförmigkeit einer Pumpe mit 2z-1 Zylindern nachzubilden.

Description

Die Erfindung betrifft eine Kolbenpumpe mit mehreren Kolben-Zylinder-Einheiten der im Oberbegriff des Patentan spruchs 1 beschriebenen Gattung. Ein bevorzugtes, jedoch nicht ausschließliches Anwendungsgebiet der Erfindung sind Systeme zur Kraftstoffeinspritzung an Verbrennungsmotoren, insbesondere solche, die mit gemeinsamem Druckspeicher ("Com mon Rail") für die Versorgung der Kraftstoffinjektoren an den Zylindern des Motors arbeiten. In derartigen Systemen werden zur Speisung des Druckspeichers üblicherweise Hochdruckpumpen in Form mehrzylindriger Kolbenpumpen eingesetzt.

Pumpen dieser Gattung enthalten eine Mehrzahl z<1 von gleichartigen Kolben-Zylinder-Einheiten, in deren Zylindern jeweils ein zugeordneter Verdrängerkolben geführt ist. In den Köpfen der Zylinder sind jeweils Einlaß- und Auslaßöffnungen mit entsprechenden Ventilen zum Ansaugen bzw. Ausschieben des zu fördernden Fluids vorgesehen. Eine Getriebeanordnung setzt die Drehbewegung einer gemeinsamen Antriebswelle in eine pe riodisch oszillierende translatorische Hubbewegung der Kolben in den jeweiligen Zylindern um, derart daß jeder Kolben pro 360°-Umdrehung der Antriebswelle eine oder mehrere volle Pe rioden seiner Oszillation vollführt. Jede Oszillationsperiode setzt sich zusammen aus einem Saugintervall, in welchem der Kolben einen in eine erste Richtung gehenden Hub zum Ansaugen des zu fördernden Fluids in den betreffenden Zylinder voll führt, und einem Förderintervall, in welchem der Kolben einen in die entgegengesetzte Richtung gehenden Hub zum Ausschieben des Fluids aus dem Zylinder vollführt, wobei die Oszillatio nen der Kolben einander gleich sind und um 360°/z zueinander phasenversetzt sind.

Die Kraftübertragung von der Antriebswelle auf die Kol ben erfolgt üblicherweise über Kurbelgetriebe oder Exzenter getriebe. Bevorzugt, insbesondere bei Kolbenpumpen in Radial bauweise (Radialkolbenpumpen), werden Exzentergetriebe einge setzt. Diese Antriebsart gestattet die Verwendung eines ein zigen, auf der Antriebswelle sitzenden zylindrischen Exzen ters, an dessen Außenumfang sich rückwärtige Verlängerungen der Kolben, die sternförmig um die Welle angeordnet sind, un ter Federvorspannung abstützen, gewöhnlich über einen den Ex zenter umschließenden Exzenterring. Die Zylinderform des Ex zenters bringt es mit sich, daß die Oszillationen der Kolben exakt sinusförmig sind, d. h., jede Oszillationsperiode ent spricht exakt einer Sinus-Vollwelle. Da alle Ableitungen ei ner Sinusfunktion (bis zur beliebigen Ordnung) ebenfalls si nusartig sind, haben nicht nur der Kolbenhub sondern auch die Kolbengeschwindigkeit und die Kolbenbeschleunigung sinusarti gen und somit stetigen Verlauf. Die so erzielbaren dynami schen Vorteile standen bisher im Vordergrund bei der Auswahl des Kolbenantriebs.

Nicht nur bei Kolbenpumpen mit Exzenterantrieb, sondern bei Kolbenpumpen generell, kommt es aufgrund der begrenzten Anzahl von Verdrängerelementen (Kolben) immer zu Pulsationen im Gesamtförderstrom der Pumpe. Die damit verbundene Wellig keit oder "Ungleichförmigkeit" des Förderstroms, die hier de finiert sei als das Verhältnis der Pulsationsbreite (Diffe renz zwischen Maximal- und Minimalwert) zum Mittelwert des Förderstroms, kann sich störend auf die Verbrauchereinrich tungen auswirken. Beispielsweise führen Pulsationen im För derstrom der Hochdruckpumpe eines Common-Rail- Einspritzsystems zu Pulsationen des Raildrucks. Raildruckschwankungen wirken sich negativ auf das Einspritz verhalten und somit auf die Emissionswerte des Verbrennungs motors aus.

Besonders stark ist die Ungleichförmigkeit des Förder stroms bei nur teilweiser Füllung der Zylinder einer Kolben pumpe. Insbesondere dann, also bei kleinen Fördergraden, kommt es nicht mehr zur Überlagerung der Förderströme von verschiedenen Kolben. Dann bewegt sich der Kolben vom unteren Totpunkt in Richtung zum oberen Totpunkt anfänglich, ohne das Medium auszuschieben. Erst wenn der Kolben das Vakuum ver dichtet hat, was einer dem Füllgrad entsprechenden Kolben stellung entspricht, kann bei entsprechendem Gegendruck Fluid gefördert werden. Dadurch verringert sich die Phasenlänge, in der ein bestimmter Kolben zum Gesamtförderstrom beiträgt. Bei entsprechend kurzen Phasen bzw. kleinen Fördergraden kann es vorkommen, daß momentan keiner der Kolben fördert. Der För derstrom liegt in dieser Zeit bei Null, so daß die Ungleich förmigkeit in diesem Fall äußerst ausgeprägt ist.

Eine Möglichkeit, die Förderstrompulsationen zu verrin gern, besteht darin, die Zahl der Kolben-Zylinder-Einheiten, im folgenden kurz als "Zylinderzahl" bezeichnet, zu vergrö ßern. Prinzipiell ist eine ungerade Zylinderzahl vorzuziehen, da hierbei dieselbe Ungleichförmigkeit im Förderstrom wie bei der doppelten (und damit geraden) Anzahl auftritt. Eine hohe Zylinderzahl ist aber mit hohen Kosten verbunden. Dies gilt insbesondere bei Kolben und Zylindern für hohe Drücke wie in Common-Rail-Systemen, da die notwendigen Toleranzen sehr ge ring sind. Als Kompromiß wird bisher für Common-Rail-Systeme üblicherweise eine 3-zylindrige Kolbenpumpe verwendet.

Die Aufgabe der Erfindung besteht darin, die Ungleich förmigkeit, die sich im Förderstrom einer mehrzylindrigen Kolbenpumpe in Relation zur Zylinderzahl ergibt, zu vermin dern. Das heißt, eine erfindungsgemäße Kolbenpumpe soll im Vergleich mit einer herkömmlichen Pumpe, bei gleicher Zylin derzahl, eine geringere Förderstrom-Ungleichförmigkeit verur sachen oder, bei gleicher Förderstrom-Ungleichförmigkeit, mit einer kleineren Zylinderzahl auskommen.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im Patent anspruch 1 aufgeführten Merkmale einer Kolbenpumpe gelöst. Besondere Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteran sprüchen beschrieben.

Der Grundgedanke der Erfindung besteht demnach darin, durch eine Verlängerung des Förderintervalls innerhalb jeder Periode der Kolbenoszillation, d. h. verlangsamtes Fördern und demgegenüber schnelleres Ansaugen, für eine günstigere gegen seitige Überlagerung der Förderintervalle der verschiedenen Kolben im Sinne einer Verminderung der Förderstrom-Pulsation zu sorgen. Anstatt also die Zylinderzahl zu erhöhen, wird er findungsgemäß ein vergleichbarer Effekt durch Änderung der Funktion erzielt, welche die momentane Hubposition jedes Kol bens abhängig vom Drehwinkel der Antriebswelle darstellt. Die benötigte Hub/Winkel-Funktion (also die "Wellenform" der Kol benoszillation) wird durch entsprechende Ausbildung der Ge triebeanordnung zwischen Antriebswelle und Kolben realisiert, vorzugsweise durch das Profil eines Nockens, der an die Stel le des Exzenters einer herkömmlichen Kolbenpumpe tritt.

Obwohl bei einer erfindungsgemäßen Pumpe die Kolbenos zillation in ihrer Gesamtheit nicht mehr sinusförmig sein kann, ist es dennoch möglich, die Hub/Winkel-Funktion inner halb des Förderintervalls für sich sinusförmig zu halten, et wa durch entsprechende Ausbildung des zugehörigen Segmentes des Nockenprofils. Die Hub/Winkel-Funktion innerhalb des Sau gintervalles kann entsprechend ausgelegt werden.

Jede Verlängerung des Förderintervalls in Relation zum Saugintervall, die zu einer deutlichen Abnahme der Ungleich förmigkeit des Gesamtförderstroms führt, stellt bereits einen die obengenannte Aufgabe lösenden technischen Fortschritt dar. Es gibt darüber hinaus Wege, diesen Fortschritt zu opti mieren. So ist festzustellen, daß die Funktion, welche die Ungleichförmigkeit des Förderstroms in Abhängigkeit der zeit lichen Streckung des Förderintervalls (auf Kosten des Saugin tervalls) wiedergibt, ein Minimum durchläuft. Vorzugsweise wird daher das Größenverhältnis zwischen Förder- und Saugin tervall so bemessen, daß sich dieses Optimum einstellt. Bei einer Pumpe mit z Zylindern läßt sich hiermit die Ungleich förmigkeit des Förderstroms auf ein Maß reduzieren, welches demjenigen einer herkömmlichen Pumpe mit 2z-1 Zylindern ent spricht.

Die Erfindung wird nachstehend an Ausführungsbeispielen anhand von Zeichnungen näher erläutert.

Fig. 1 zeigt schematisch den Aufbau eines Common-Rail- Systems zur Kraftstoffeinspritzung, in welchem eine erfin dungsgemäße Kolbenpumpe als Hochdruckpumpe mit Vorteil ver wendet werden kann.

Fig. 2 zeigt in einer graphischen Darstellung Kolbenhub verläufe und Förderströme als Funktion des Antriebswellen- Drehwinkels einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe bei Vollförderung.

Fig. 3 zeigt in einer ähnlichen Darstellung wie Fig. 2 Hubverläufe und Förderströme einer erfindungsgemäß optimier ten 2-zylindrigen Kolbenpumpe bei Vollförderung.

Fig. 4 zeigt in einer graphischen Darstellung die Ver läufe jeweils des Gesamtförderstroms als Funktion des An triebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe, einer herkömmlichen 2-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten 2-zylindrigen Kolben pumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 100% und gleicher Ge samtfördermenge.

Fig. 5 zeigt in einer graphischen Darstellung die Ver läufe jeweils des Gesamtförderstroms als Funktion des An triebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 5-zylindrigen Kolbenpumpe, einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten 3-zylindrigen Kolben pumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 100% und gleicher Ge samtfördermenge.

Fig. 6 zeigt in einer graphischen Darstellung die Ver läufe jeweils des Gesamtförderstroms als Funktion des An triebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 7-zylindrigen Kolbenpumpe, einer herkömmlichen 4-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten 4-zylindrigen Kolben pumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 100% und gleicher Ge samtfördermenge.

Fig. 7 zeigt in einer graphischen Darstellung die Ver läufe jeweils des Gesamtförderstroms als Funktion des An triebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe, einer herkömmlichen 2-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten 2-zylindrigen Kolben pumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 50% und gleicher Ge samtfördermenge.

Fig. 8 zeigt in einer graphischen Darstellung die Ver läufe jeweils des Gesamtförderstroms als Funktion des An triebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 5-zylindrigen Kolbenpumpe, einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten 3-zylindrigen Kolben pumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 50% und gleicher Ge samtfördermenge.

Fig. 9 zeigt in einer graphischen Darstellung Förder stromverläufe als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels ei ner 2-zylindrigen Kolbenpumpe mit 270°-Förderintervall und 10% Leckage.

Fig. 10 zeigt in einer graphischen Darstellung Förder stromverläufe als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels ei ner 2-zylindrigen Kolbenpumpe mit 281°-Förderintervall und 10% Leckage.

Fig. 11 zeigt schematisch im Radialschnitt den Aufbau eine 3-zylindrigen Radialkolbenpumpe mit erfindungsgemäß aus gebildetem Nocken zum Antreiben der Kolben.

In den Fig. 2 und 3 ist der Maßstab des Kolbenhubwe ges (rechte Ordinatenskala) normiert auf den Wert 1 für den oberen Totpunkt OT und den Wert 0 für den unteren Totpunkt UT. Die Förderströme in den Fig. 4 bis 10 sind als "rela tive" Förderströme skaliert, d. h., der Maßstab des Förder stroms (linke Ordinatenskala) ist normiert auf den Wert 1 für den maximalen mittleren Förderstrom der gesamten Pumpenein heit.

Wie eingangs erwähnt, ist eine erfindungsgemäße Kolben pumpe vorteilhaft einsetzbar als Hochdruckpumpe in Common- Rail-Systemen zur Kraftstoffeinspritzung an Verbrennungsmoto ren. Wie in Fig. 1 schematisch dargestellt, wird bei derarti gen Systemen durch eine Vorförderpumpe 1 Kraftstoff über ein Filter 9 aus dem Tank 2 gefördert und der Hochdruckpumpe 3 zugeführt. Die Hochdruckpumpe 3, üblicherweise eine Radial kolbenpumpe mit mehreren Kolben-Zylinder-Einheiten, verdich tet den Kraftstoff und führt ihn dem als Rail bezeichneten Druckspeicher 4 zu. Injektoren 5 entnehmen diesem Druckspei cher den Kraftstoff und spritzen ihn in die Brennräume des Motors (nicht gezeigt) ein. Ein Vordruckregler 12 steuert die Überschußmenge der Vorförderpumpe im Zulauf. Zur Schmierung und Kühlung der Pumpe wird üblicherweise ein durch eine Dros sel 8 bestimmter Teilvolumenstrom der Vorförderpumpe 1 be nutzt. Eine Druckbegrenzung des Kraftstoffs im Druckspeicher 4 erfolgt über das Druckregelventil 7. Dieses Druckregelventil und ein die Fördermenge zur Hochdruckpumpe dosierendes Volu menstromregelventil 6 wird mittels einer elektronischen Steu ereinheit 10 (ECU) gesteuert, abhängig von jeweiligen Be triebszuständen des Motors und von benutzerseitigen Sollvor gaben sowie abhängig vom Istdruck im Rail, der über einen Sensor mit Druck/Spannungs-Wandler 11 gemessen wird.

Aus energieökonomischen Gründen wird versucht, die Ab steuermenge am Druckregelventil 7 so gering wie möglich zu halten. Dazu wird mit Hilfe des Volumenstromregelventils 6 nur ein begrenzter Volumenstrom zur Hochdruckpumpe 3 durchge lassen. Dadurch entspricht die geförderte und verdichtete Kraftstoffmenge dem tatsächlichen Bedarf.

Wie es bereits oben erwähnt wurde, kamen als Hochdruck pumpe 3 bisher hauptsächlich Kolbenpumpen mit Exzenterantrieb zum Einsatz, aus den erwähnten dynamischen Gründen (stetige Ableitungen bis zur n-ten Ordnung) und aus fertigungstechni schen Gründen (rotationssymetrisches Teil). Bei einer solchen herkömmlichen Pumpe sind Saug- und Förderintervall gleich lang. Jeder Kolben bewegt sich vom oberen Totpunkt OT zum un teren Totpunkt UT (Saugintervall) während 180° der Antriebs wellendrehung. Für das Förderintervall, also von UT nach OT, werden ebenfalls 180° benötigt.

Da also bei der herkömmlichen mehrzylindrigen Kolbenpum pe mit Exzenter Saug- und Ausschubintervall bei jedem Kolben gleichlang sind, resultiert der gleichförmigere Gesamtförder strom von Pumpen mit mehr Kolben lediglich aus der Überlage rung der Ausschubintervalle mehrerer verschiedener Kolben.

Zum Beispiel bei einer Radialkolbenpumpe, die 3 jeweils um 120° versetzten Kolben-Zylinder-Einheiten mit je 180° Saug- und Förderintervall hat, kommt es während des Förderin tervalls eines Kolbens in den ersten 60° zu einer Überlage rung mit dem Förderintervall des vorhergehenden Kolbens, in den folgenden 60° fördert lediglich der betrachtete Kolben, und während der letzten 60° des 180°-Förderintervalls kommt es bereits zur Überlagerung mit dem Förderintervall des nächsten Kolbens.

Dieser Zusammenhang ist in Fig. 2 verdeutlicht. Dort wird, ebenso wie in allen weiteren Figuren, davon ausgegan gen, daß bei einer z-zylindrigen Kolbenpumpe die z Kolben um 360°/z phasenverschoben laufen, so daß bei der 3-zylindrigen Kolbenpumpe die Phasenverschiebung jeweils 120° beträgt. Dar gestellt in Fig. 2 sind, als Funktion des Antriebswellen- Drehwinkels, die aktuellen Teilförderströme TFA, TFB und TFC der um 120° versetzten Kolben A bzw. B bzw. C einer 3- zylindrigen Kolbenpumpe mit 180° Förderintervall. Ferner dar gestellt, ebenfalls als Funktion des Antriebswellen- Drehwinkels, sind die Wege KA, KB und KC der drei Kolben A, B und C zwischen oberem Totpunkt OT und unterem Totpunkt UT. Bei druckloser Förderung ist der augenblicklich geförderte Volumenstrom direkt proportional der Kolbengeschwindigkeit. Der Proportionalitätsfaktor ist die Kolben- bzw. Zylinder querschnittsfläche.

Der Gesamtförderstrom, der sich durch die Überlagerung der drei Teilförderströme TFA, TFB, TFC ergibt, ist mit der Kurve GF3 in Fig. 2 dargestellt. Man erkennt, daß diese Kurve zwischen einem Minimum Q_min von sin60° und einem Maximum Q_max von 2*sin30° pulsiert. Dabei treten die Minima bei 0°, 60°, 120°, . . . und die Maxima bei 30°, 90°, 150°, . . . auf.

Um bei einer Pumpe mit wenigen Zylindern die gleichen Ü berlagerungen der Förderintervalle wie bei einer Pumpe mit mehr Zylindern zu erhalten, ist die Länge der einzelnen För derintervalle im Vergleich zu den Saugintervallen so zu ver größern, daß sich gleiche Verhältnisse der Überlagerung erge ben. Auf diese Weise ist es möglich, mittels einer Pumpe die z Zylinder hat, maximal das gleiche Überlagerungsverhältnis der Förderintervalle zu erzielen, wie es sich bei einer her kömmlichen Pumpe mit 2z-1 Zylindern ergibt, in denen Förder- und Saugintervall gleichlang sind. Hierzu ist die Länge α jedes Förderintervalls (ausgedrückt in Winkelgraden der An triebswellen-Drehung) der z-zylindrigen Pumpe nach der fol genden Gleichung 1 zu bemessen:

Für die Länge β des Saugintervalls bleibt dann noch der Rest bis zur vollen Wellenumdrehung, also

Die Fig. 3 zeigt das Beispiel einer in der vorstehend beschriebenen Weise erfindungsgemäß optimierten 2-zylindrigen Kolbenpumpe bei Vollförderung. Die Kurven KA und KB in dieser Figur zeigen den Weg der beiden Kolben A und B als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels. Wie man erkennt, haben gemäß den obigen Gleichungen 1 und 2 das Förderintervall und das Saugintervall eine Länge von 270° bzw. 90°. Innerhalb jedes dieser Intervalle ist der Verlauf, jeweils für sich genommen, vorzugsweise sinusförmig. Wie die Verläufe der Teilförder ströme TFA und TFB der beiden Kolben A und B zeigen, ergibt sich die im Falle der Fig. 3 die gleiche Überlagerung der Förderintervalle wie bei einer 3-zylindrigen Kolbenpumpe mit Saug- und Förderintervall von jeweils 180° gemäß der Fig. 2. Der Verlauf des sich ergebenden Gesamtförderstroms (Summe der Teilförderströme) ist mit der gestrichelten Kurve GF2* in Fig. 3 gezeigt.

Die Fig. 4 zeigt zum besseren Vergleich in einem gemein samen Schaubild noch einmal den Gesamtförderstromverlauf GF3 der herkömmlichen 3-zylindrigen Pumpe nach Fig. 2 und den Ge samtförderstrom GF2* der erfindungsgemäß optimierten 2- zylindrigen Pumpe nach Fig. 3. Es ist ersichtlich, daß in den beiden Fällen die Ungleichförmigkeit gleich stark ist. Die Ungleichförmigkeit ist, wie schon oben erwähnt, hier defi niert als das Verhältnis der Differenz zwischen dem maximalen und minimalen Förderstrom zum mittleren Förderstrom, also (Q_max-Q_min)/Q_mittel). Demgegenüber hat der Gesamtförderstrom ei ner 2-zylindrigen Pumpe, die nicht erfindungsgemäß modifi ziert ist (also gleichlange Förder- und Saugintervalle von jeweils 180° hat), eine viel ausgeprägtere Ungleichförmig keit, wie es die Kurve GF2 in Fig. 4 deutlich offenbart.

Analog ist in Fig. 5 die erfindungsgemäß optimierte Aus legung einer 3-zylindrigen Kolbenpumpe veranschaulicht (z = 3). Die Kurve GF3 zeigt den Gesamtförderstrom einer herkömmlichen 3-zylindrigen Pumpe. Entsprechend den obigen Gleichungen 1 und 2 kann mit der erfindungsgemäßen Optimierung die Un gleichförmigkeit des Gesamtförderstroms einer herkömmlichen 5-zylindrigen Kolbenpumpe nachgebildet werden, wie er mit der Kurve GF5 gezeigt ist. Dazu ist das Saugintervall auf 60° zu verkürzen und das Förderintervall auf 300° zu verlängern. Hierdurch ergibt sich die gleiche anteilige Überlagerung der Förderphasen wie bei einer herkömmlichen 5-zylindrigen Pumpe mit gleichlangen Saug- und Förderintervallen von jeweils 180°. Dementsprechend ergibt sich auch für den Gesamtförder strom der optimierten 3-zylindrigen Pumpe, der mit der Kurve GF3* in Fig. 5 gezeigt ist, die gleiche Ungleichförmigkeit wie bei einer herkömmlichen 5-zylindrigen Pumpe.

In ähnlicher Weise veranschaulicht die Fig. 6 das Ergeb nis der erfindungsgemäßen Optimierung einer 4-zylindrigen Kolbenpumpe (z = 4). Gemäß den obigen Gleichungen 1 und 2 sind hierzu das Saugintervall auf 45° und das Förderintervall auf 315° zu bemessen. Den resultierenden Gesamtförderstrom zeigt die Kurve GF4*. Die Ungleichförmigkeit ist die gleiche wie bei dem mit der Kurve GF7 dargestellten Gesamtförderstrom ei ner herkömmlichen 7-zylindrigen Kolbenpumpe und wesentlich kleiner als bei dem mit der Kurve GF4 dargestellten Gesamt förderstrom einer herkömmlichen 4-zylindrigen Kolbenpumpe.

Der Vorteil einer erfindungsgemäß optimierten Streckung des Förderintervalls ist also die Erzeugung eines gleichför migeren Gesamtförderstroms. Durch die erfindungsgemäße Opti mierung wird die Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms einer Pumpe mit z Zylindern gleich derjenigen einer herkömm lichen Pumpe mit 2z-1 Zylindern. Besonders ausgeprägt ist dieser Vorteil bei Pumpen mit gerader Zylinderzahl. Beispiel haft sei auf Fig. 4 mit einer optimierten 2-zylindrigen Pumpe und auf Fig. 6 mit einer optimierten 4-zylindrigen Pumpe ver wiesen.

Ein weiterer wesentlicher und entscheidender Vorteil der erfindungsgemäßen Streckung des Förderintervalls ergibt sich durch einen günstigeren Antriebsmomentenverlauf. Unter Ver nachlässigung der Reibung ist bei gegebenem Druck das An triebsmoment direkt proportional dem Förderstrom. Ein gleich förmigerer Förderstrom hat somit auch einen gleichförmigeren Antriebsmomentenverlauf zur Folge; d. h. die Spitzen des An triebsmomentes und damit die Belastungen der Antriebselemente sind geringer.

Ein längeres Förderintervall ist auch bei Teilförderung einer sauggedrosselten Pumpe vorteilhaft, da es auch dann noch zu Überlagerungen der Förderintervalle kommen kann. Au ßerdem führt das längere Förderintervall zu einer Verringe rung der Förderstromspitzen und somit zu einem gleichförmige ren Förderstromverlauf selbst bei Teilförderung. Während die vorstehend behandelten Fig. 2 bis 6 Pumpen im vollfördern den Zustand betreffen (100% Fördergrad), sind in den Fig. 7 und 8 die Förderstromverläufe bei Teilförderung darge stellt.

Die Fig. 7 zeigt den Verlauf des Gesamtförderstroms ei ner herkömmlichen 3-zylindrigen Pumpe (Kurve GF3), einer her kömmlichen 2-zylindrigen Pumpe (Kurve GF2) und einer erfin dungsgemäß optimierten 2-zylindrigen Pumpe (Kurve GF2*) je weils bei 50% Teilförderung. Hierbei ist deutlich die Verrin gerung der Förderstrom- bzw. Antriebsmomentspitzen zu erken nen. In Fig. 8 ist der Verlauf des Gesamtförderstroms einer herkömmlichen 5-zylindrigen Pumpe (Kurve GF5), einer herkömm lichen 3-zylindrigen Pumpe (Kurve GF3) und einer erfindungs gemäß optimierten 3-zylindrigen Pumpe (Kurve GF3*) gezeigt, ebenfalls jeweils bei 50% Teilförderung. Hier ist zu erken nen, daß die Verlängerung des Förderintervalls sowohl die Förderstromspitzen verringert als auch zu einer besseren Ü berlagerung der Teilförderströme führt. Beim Fördergrad von 50% fördert bei der optimierten 3-zylindrigen Pumpe stets mindestens ein Kolben. Es treten keine zeitweisen Unterbre chungen des Gesamtförderstroms wie bei der herkömmlichen 3- zylindrigen Pumpe auf.

Die vorstehend beschriebene Optimierung der relativen Längen der Intervalle des Kolbenhubes gemäß den obigen Glei chungen 1 und 2 berücksichtigt nicht den Einfluß von Leckagen auf die Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms. Trotz die ser Vernachlässigung können aber allein schon mit der be schriebenen Optimierung gute Vorteile gegenüber herkömmlichen Kolbenpumpen erzielt werden.

Während jedes Ausschubes (Förderintervall) kommt es zu Leckage im Spalt zwischen Kolben und Kolbenführung. Bei Über lagerung der Förderintervalle kommt es somit auch zur Überla gerung der Leckagen. Wie bereits bei der Beschreibung von Fig. 2 erwähnt, gibt es Abschnitte, in denen sich Förderin tervalle unterschiedlich vieler Kolben überlagern. Daraus re sultiert, daß in bestimmten Abschnitten eine unterschiedliche Gesamtleckage auftritt. Abschnitte mit verschiedenen Gesamt leckagen führen zu Abschnitten mit verschiedenen Gesamtför dermengen. Folglich führt die unterschiedliche Verteilung der Leckagen zu einer zusätzlichen Ungleichförmigkeit des Gesamt förderstroms.

Nachstehend wird beschrieben, wie man durch Modifizie rung der in den Gleichungen 1 und 2 angegebenen Optimierungs vorschrift sogar auch die leckagebedingten Ungleichförmigkei ten vermindern kann. Die in obiger Weise gemäß der Gleichung 1 berechnete Länge des Förderintervalls kann nämlich zusätz lich derart verlängert werden, daß sich, trotz unterschiedli cher Gesamtleckagen in bestimmten Abschnitten, in allen Ab schnitten ein ähnlicher und gleich großer Gesamtförderstrom ergibt.

In Fig. 9 sind mit den Kurven TFA und TFB die Verläufe der Teilförderströme der Kolben A bzw. B für eine gemäß den Gleichungen 1 und 2 optimierte 2-zylindrige Kolbenpumpe dar gestellt, und die Kurve GF2* zeigt den hieraus resultierenden Gesamtförderstrom (wie die Kurve GF2* in Fig. 4), jeweils oh ne Berücksichtigung von Leckage. Dabei ist das Saugintervall 90° lang, und das Förderintervall ist 270° lang. Betrachtet man nun den als Beispiel angenommenen Fall, daß eine Gesamt leckagemenge von 10% der theoretischen Fördermenge existiert und sich diese Leckage als ein während des Förderintervalls konstanter Volumenstrom auf die einzelnen Kolben verteilt, dann ergibt sich für den Gesamtförderstrom ein Verlauf, wie er mit der Kurve GF2*L in Fig. 9 gezeigt ist. Deutlich zu er kennen ist der verstärkte Einfluß der doppelten Leckage wäh rend der Überlagerung der Förderintervalle der beiden Kolben auf die Gleichförmigkeit des Gesamtförderstroms.

In dem angegebenen Beispielsfall führt eine zusätzliche Verlängerung des Förderintervalls von 270° auf 281° zu einer Vermeidung dieses Effektes. Wie in Fig. 10 dargestellt, ist es möglich, die Ungleichförmigkeit weiter zu minimieren und den Verlauf des Gesamtförderstoms der optimierten Pumpe mit 2 Zylindern auch unter Berücksichtigung der Leckage an den För derstromverlauf der leckagefreien herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe anzupassen. Die Fig. 10 zeigt mit den Kurven TFA und TFB den Teilförderstrom der Kolben A und B und mit der Kurve GF2* den resultierenden Gesamtförderstrom im Falle des neu gewählten Förderintervalls von 281° ohne Leckage. Durch die zusätzliche Verlängerung des Förderintervalls um 11° er gibt sich infolge der weitergreifenden Überlappung der Kurven TFA und TFB ein erhöhter Ausschlag des Gesamtförderstroms im Bereich gerade desjenigen Abschnitts, wo im Falle der Leckage ein verstärkter Einbruch zu erwarten ist. Hierdurch wird die zusätzliche, leckagebedingte Ungleichförmigkeit des Gesamt förderstroms kompensiert, wie es Kurve GF2*L* zeigt, die den Gesamtförderstrom bei dem neu gewählten Förderintervall von 281° im Falle der 10%-igen Leckage wiedergibt.

Bei sinusförmigem Förderverlauf läßt sich die zusätzli che Verlängerung des Förderintervalls zum Ausgleich der Le ckage der optimierten Pumpe wie folgt ausdrücken:

Dabei bedeutet z die Zylinderzahl und η den volumetri schen Wirkungsgrad in einem für den jeweiligen Pumpenbetrieb vorgesehenen Kennfeldpunkt, der im Falle einer Common-Rail- Hochdruckpumpe z. B. ein für die Abgasemission interessanter Kennfeldpunkt wäre. Der Faktor 2 am Anfang der Formel kommt von der notwendigen Verlängerung zum Beginn und zum Ende des Förderhubes. Der Faktor (2z-1)/z dient der Anpassung der aus der Umkehrfunktion gewonnenen Winkelgröße an den nicht mehr 180° betragenden sondern nach der weiter oben genannten For mel bestimmten Förderhubwinkel. Das Argument der Umkehrfunk tion beschreibt die Größe der Leckage, wie aus dem Faktor (1- η) ersichtlich. Die Faktoren 1/z und 360°/α dienen der Um rechnung der Gesamtleckage auf den Beitrag eines Kolbens.

Unter der Annahme von gestreckten aber immer noch sinus förmigen Förderverläufen kann also die optimale Gesamtlänge des Förderhubes einer Pumpe mit z Zylindern zur Nachbildung einer Pumpe mit 2z-1 Zylindern unter Berücksichtigung der Le ckage nach folgender Gleichung abgeschätzt werden:

Bei nicht sinusförmigen oder anderen nicht explizit be kannten Förderverläufen kann die Benutzung der Umkehrfunktion umgangen werden mit Hilfe der Ableitung f'(0) der Funktion des Förderstroms im Nulldurchgang:

Die in den Fig. 2 bis 10 dargestellten Förderverläufe gelten streng genommen nur für inkompressible Medien. Für die in der Dieseleinspritztechnik verwendeten Drücke von bis zu 1500 bar oder auch darüber ist diese Annahme nicht mehr gül tig. Aufgrund der Kompression des Mediums im Pumpzylinder kommt es zu einer Verzögerung des Förderbeginns. Es ist aber möglich, die optimale Länge des Förderintervalls unter Be rücksichtigung der Kompression auszulegen. Eine solche opti male Auslegung gilt nur für ein bestimmtes Druckniveau und ist abhängig von der Kompressibilität des Mediums. Für Pum pen, die bei verschiedenen Druckniveaus eingesetzt werden sollen, wie es bei Common-Rail-Systemen der Fall ist, muß ein globales Optimum z. B. für die emissionskritischen Betriebs punkte gesucht werden.

Die Bemessung des Größenverhältnisses zwischen Förder- und Saugintervall kann in jedem Fall auch auf empirischer Grundlage erfolgen, indem man an einer existierenden Pumpe Getriebeanordnungen wie etwa Nockenprofile mit verschiedenen Intervall-Größenverhältnissen in geeigneter Abstufung auspro biert (was auch mit Hilfe von Computersimulation geschehen kann) und dann diejenige Anordnung auswählt, bei welcher die beobachtete Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms zufrie denstellend gering oder minimal ist. Dabei können die oben angegebenen Gleichungen gewünschtenfalls zur Annäherung an den auszuprobierenden Bereich verwendet werden. Diese Methode kann vorteilhaft sein, wenn der tatsächliche Gesamtförder strom in der Praxis spürbar abhängig ist von zusätzlichen Faktoren, die nicht exakt vorhersagbar oder mathematisch for mulierbar sind. Hierzu zählt neben den bereits erwähnten Le ckage- und Kompressibilitätserscheinungen auch das dynamische Verhalten der verwendeten Bauteile und der an den Ausgang der Pumpe angeschlossenen Einrichtungen.

Die Fig. 11 zeigt als Beispiel rein schematisch den Auf bau einer erfindungsgemäß ausgelegten 3-zylindrigen Radial kolbenpumpe im Radialschnitt. Diese Pumpe kann als Hochdruck pumpe 3 in dem Common-Rail-System nach Fig. 1 verwendet wer den und ist dementsprechend mit der Bezugszahl 3 bezeichnet. Die Pumpe 3 nach Fig. 11 enthält drei Kolben-Zylinder- Einheiten 30 mit jeweils einem Zylinder 31, der im (nicht dargestellten) Gehäuse der Pumpe ausgebildet ist und in wel chem ein Verdrängerkolben 32 geführt ist. Die drei Kolben- Zylinder-Einheiten 30 sind sternförmig und um 120° winkelver setzt bezüglich der Antriebswelle 33 der Pumpe angeordnet, wobei die Zylinderköpfe radial nach außen weisen. In den Zy linderköpfen befinden sich jeweils eine Ansaugöffnung und ei ne Ausschiebeöffnung mit zugeordneten Ventilen, wobei diese Teile aus Gründen der Übersichtlichkeit nicht dargestellt sind.

Um die Drehbewegung der Welle 33 in eine oszillierende Hubbewegung der Kolben 32 umzusetzen, ist ein Nockengetriebe vorgesehen, bestehend aus einem drehfest auf der Welle sit zenden Nocken 34 und drei Nockenfolgern bzw. Stößeln 35. Je der Stößel 35 ist durch eine (nicht dargestellte) Geradfüh rung so geführt, daß er sich entlang einer radialen Linie verschieben läßt, und ist mit dem betreffenden Kolben verbun den. Die Kolben 32 und somit auch die Stößel 35 sind durch geeignete Mittel gegen den Nocken 34 vorgespannt, symbolisch dargestellt durch jeweils eine Zugfeder 36 zwischen Kolben und Rückseite des betreffenden Zylinders.

Das Profil des Nockens 34 ist so beschaffen, daß der No ckenradius, beginnend an einem Ort P1, in Umfangsrichtung entgegen dem Uhrzeigersinn bis zu einem Ort P2 monoton zu nimmt und dann wieder bis zum Ort P1 monoton abnimmt. Die Differenz zwischen dem kleinsten Radius (bei P1) und dem größten Radius (bei P2) ist gleich der Hublänge der Kolben 32, also gleich der Distanz zwischen unterem und oberen Tot punkt. Somit oszillieren die Kolben 32 bei Drehung der Welle 33 unter Vermittlung durch die Stößel 35 in der gewünschten Weise zwischen ihren unteren und oberen Totpunkten, mit einer gegenseitigen Phasenverschiebung von 120°.

Um gemäß der Erfindung dafür zu sorgen, daß das Förder intervall größer ist als das Saugintervall, ist der Winkelbe reich α, innerhalb dessen der Nockenradius zunimmt, also der durchfahrene Winkel vom Ort P1 zum Ort P2, größer als der Winkelbereich β, innerhalb dessen der Nockenradius abnimmt, also der durchfahrene Winkel vom Ort P2 zum Ort P1. Im darge stellten Fall einer 3-zylindrigen Pumpe ist vorzugsweise α = 300° und β = 60° gemäß den obigen Gleichungen 1 und 2 (oder die jeweiligen Winkelwerte sind zusätzlich modifiziert zur Berücksichtigung z. B. der Leckage usw., wie oben erwähnt). Drehen sich Welle 33 und Nocken 34 in der vorgeschriebenen Richtung, im vorliegenden Fall im Uhrzeigersinn gemäß dem eingezeichneten Pfeil, dann beginnt jeder Kolben 32 seinen Saughub, sobald der Ort P2 des Nockens 34 am zugeordneten Stößel 35 vorbeiläuft. Relativ kurz danach, beim Vorbeilaufen des Ortes P1 nach (60° Drehung), ist der betreffende Kolben am unteren Totpunkt, und der wesentlich längere Förderhub (300°) beginnt.

Vorzugsweise ist das Profil des Nockens 34 so ausgebil det, daß die Zunahme des Nockenradius als Funktion des Dreh winkels im Segment vom Ort P1 zum Ort P2 sinusförmig ist, d. h. dem Verlauf einer Sinusfunktion vom Minimum zum nächst folgenden Maximum entspricht. In ähnlicher Weise kann die Ab nahme des Nockenradius im Segment vom Ort P2 zum Ort P1 vor zugsweise dem Verlauf einer Sinusfunktion angepaßt werden. Aus dynamischen Gründen muß auf stetige Übergänge bis zur ge wählten Ableitung geachtet werden.

Der konstruktive Aufbau einer erfindungsgemäßen Kolben pumpe ist natürlich nicht auf die in Fig. 11 gezeigte Ausfüh rungsform beschränkt. Statt eines Nockengetriebes können auch andere Getriebeformen verwendet werden, mit denen sich un gleich lange Saug- und Förderintervalle realisieren lassen, z. B. andersartige Kurvengetriebe oder Gestänge- und Gelenkge triebe. Auch ist die Erfindung nicht auf Radialkolbenpumpen beschränkt, sie kann gleichermaßen bei mehrzylindrigen Pumpen praktiziert werden, deren Kolben-Zylinder-Einheiten längs ei ner Antriebswelle hintereinander liegen. In diesem Fall kön nen entsprechend viele Einzelgetriebe vorgesehen werden, die gleichartig ausgebildet sind und phasenverschoben arbeiten.

Für die Darstellung wurde der Fall angenommen, daß jeder Kolben pro 360°-Drehung der Antriebswelle eine volle Periode seiner Oszillation vollführt. Die obigen Ausführungen gelten bei einer entsprechenden Anpassung der Gleichungen auch für den Fall, daß jeder Kolben mehrere Oszillationsperioden bei einer 360°-Drehung der Antriebswelle ausführt.

Claims

1. Kolbenpumpe (3) zur Fluidförderung
mit einer Mehrzahl z<1 vorzugsweise gleichartiger Kol ben-Zylinder-Einheiten (30), in deren Zylindern (31) jeweils ein zugeordneter Verdrängerkolben (32) geführt ist,
und mit einer Getriebeanordnung (34, 35), welche die Drehbewegung einer gemeinsamen Antriebswelle (33) in eine pe riodisch oszillierende translatorische Hubbewegung der Kolben (32) in den jeweiligen Zylindern (31) umsetzt,
derart daß jeder Kolben (32) pro 360°-Umdrehung der An triebswelle (33) wenigstens eine volle Periode seiner Oszil lation vollführt, die sich zusammensetzt aus einem Sauginter vall, in welchem der Kolben (32) einen in eine erste Richtung gehenden Hub zum Ansaugen des zu fördernden Fluids in den betreffenden Zylinder (31) vollführt, und einem Förderinter vall, in welchem der Kolben (32) einen in die entgegengesetz te Richtung gehenden Hub zum Ausschieben des Fluids aus dem Zylinder (31) vollführt, wobei die Oszillationen der Kolben (32) einander gleich sind und um vorzugsweise 360°/z zueinan der phasenversetzt sind,
gekennzeichnet durch
eine derartige Ausbildung der Getriebeanordnung (34, 35), daß bei jedem Kolben (32) das Förderintervall einen grö ßeren Teil der Oszillationsperiode belegt als das Sauginter vall, unter derartiger Bemessung des Größenverhältnisses zwi schen Förder- und Saugintervall, daß die Ungleichförmigkeit im zeitlichen Verlauf des Gesamtförderstroms der Pumpe (3) während des Betriebs geringer ist als im Falle gleichlanger Förder- und Saugintervalle.

2. Kolbenpumpe nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch eine derartige Bemessung des Größenverhältnisses zwischen Förder- und Saugintervall, daß die Ungleichförmigkeit im zeitlichen Verlauf des Gesamtförderstroms der Pumpe (3) wäh rend des Betriebs minimal ist.

3. Kolbenpumpe nach Anspruch 2, gekennzeichnet durch derartige Bemessung des Größenverhältnisses zwischen Förder- und Saugintervall, daß der Quotient (Q_max-Q_min)/Q_mittel minimal ist, wobei Q_max die Maximalamplitude, Q_min die Minimalamplitude und Q_mittel der Mittelwert des Gesamtförderstroms der Pumpe (3) ist.

4. Kolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Länge jedes Förderintervalls einem Drehwinkel der Antriebswelle (33) von gleich oder annä hernd gleich
entspricht.

5. Kolbenpumpe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß zur Berücksichtigung der Leckage im Spalt zwischen Kolben (32) und Zylinderwand (31) die Länge jedes Förderintervalls einem Drehwinkel der Antriebswelle (33) von gleich oder annä hernd gleich
entspricht, wobei
der Startwert ist und '(0) die Ableitung der Winkelfunktion des Teilförderstroms pro Kolben- Zylinder-Einheit im Nulldurchgang ist und η der volumetri sche Wirkungsgrad der Pumpe (30) ist.

6. Kolbenpumpe nach Anspruch 4, gekennzeichnet durch derartige Ausbildung der Getriebeanordnung (34, 35),
daß die Kolbengeschwindigkeit während des Förderinter valls einer Sinushalbwelle folgt,
und daß zur Berücksichtigung der Leckage im Spalt zwi schen Kolben (32) und Zylinderwand (31) die Länge jedes För derintervalls einem Drehwinkel der Antriebswelle (33) von gleich oder annähernd gleich
entspricht, wobei
der Startwert ist und η der vo lumetrische Wirkungsgrad der Pumpe (30) ist.

7. Kolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Getriebeanordnung (34, 35) für jeden Kolben (32) durch ein mit der Antriebswelle (33) umlaufendes Nockenprofil (34) gebildet ist, an welchem mit den Kolben (32) verbundene Nockenfolger (35) angreifen.

8. Kolbenpumpe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß sie als Radialkolbenpumpe (3) ausgebildet ist, in welcher die Kolben-Zylinder-Einheiten (30) sternförmig in gleichmäßi gen Winkelabständen um die Antriebswelle (33) angeordnet sind, wobei die Nockenfolger (35) alle am selben Nockenprofil (34) angreifen.

9. Verwendung einer Kolbenpumpe nach einem der vorher gehenden Ansprüche als Hochdruckpumpe in einer Common-Rail- Kraftstoffeinspritzanlage für einen Verbrennungsmotor.