EP1101939A2 - Multicylinder piston pump - Google Patents

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Publication number
EP1101939A2
EP1101939A2 EP00124637A EP00124637A EP1101939A2 EP 1101939 A2 EP1101939 A2 EP 1101939A2 EP 00124637 A EP00124637 A EP 00124637A EP 00124637 A EP00124637 A EP 00124637A EP 1101939 A2 EP1101939 A2 EP 1101939A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
piston
pump
delivery
interval
cylinder
Prior art date
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Granted
Application number
EP00124637A
Other languages
German (de)
French (fr)
Other versions
EP1101939A3 (en
EP1101939B1 (en
Inventor
Hinrich Dr. Krüger
Christian Taudt
Eckbert Zander
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Siemens AG
Original Assignee
Siemens AG
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Filing date
Publication date
Application filed by Siemens AG filed Critical Siemens AG
Publication of EP1101939A2 publication Critical patent/EP1101939A2/en
Publication of EP1101939A3 publication Critical patent/EP1101939A3/en
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Publication of EP1101939B1 publication Critical patent/EP1101939B1/en
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Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/04—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B1/0404—Details or component parts
    • F04B1/0413—Cams

Definitions

  • the invention relates to a piston pump with several Piston-cylinder units in the preamble of the claim 1 described genus.
  • a preferred one, however are not the exclusive field of application of the invention Fuel injection systems for internal combustion engines, especially those with a common pressure accumulator ("Common Rail ”) for the supply of the fuel injectors to the Cylinders of the engine work. In such systems usually high pressure pumps to supply the pressure accumulator used in the form of multi-cylinder piston pumps.
  • Common Rail common pressure accumulator
  • Pumps of this type contain a plurality z> 1 of similar piston-cylinder units, in their cylinders an associated displacement piston is guided.
  • In the Heads of the cylinders are inlet and outlet openings, respectively with appropriate valves for sucking in or pushing out the provided fluids to be conveyed.
  • a gear arrangement sets the rotational movement of a common drive shaft into a periodic oscillating translatory stroke movement of the pistons in the respective cylinders so that each piston per 360 ° rotation of the drive shaft one or more full periods of its oscillation.
  • Every oscillation period is composed of a suction interval, in which the Piston a stroke in a first direction for suction of the fluid to be pumped into the relevant cylinder, and a delivery interval in which the piston a stroke going in the opposite direction to extend of the fluid from the cylinder, the oscillations the pistons are equal to each other and to each other by 360 ° / z are out of phase.
  • crank gear or eccentric gear Preferred, especially for radial piston pumps (Radial piston pumps), eccentric gears are used.
  • This type of drive allows the use of a single, cylindrical eccentric seated on the drive shaft, on the outer circumference there are rear extensions the pistons, which are arranged in a star shape around the shaft, below Support the spring preload, usually via an eccentric enclosing eccentric ring.
  • the cylindrical shape of the eccentric entails that the oscillations of the pistons are exactly sinusoidal, i.e. each oscillation period corresponds exactly one sine wave. Since all derivatives are one Sin function (up to any order) also sinusoidal not only have the piston stroke but also the Piston speed and piston acceleration are sinusoidal and thus steady course. The dynamic achievable in this way So far, advantages have been in the foreground in the selection of the piston drive.
  • the flow irregularity is particularly strong if the piston of a piston pump is only partially filled. Especially then, i.e. with low funding levels, there is no longer a superimposition of the flow of different pistons. Then the piston moves from the lower one Dead center toward top dead center initially without that Eject medium. Only when the piston compresses the vacuum has what a piston position corresponding to the degree of filling corresponds, can fluid with appropriate back pressure be promoted. This reduces the phase length, in which a certain piston contributes to the total flow. At correspondingly short phases or small funding levels can happen that none of the pistons is currently delivering. The flow is zero at this time, so the non-uniformity is extremely pronounced in this case.
  • number of piston-cylinder units hereinafter referred to briefly as "number of cylinders".
  • number of cylinders is an odd number of cylinders, because here the same non-uniformity in the flow as in twice (and therefore even) number occurs.
  • the number of cylinders is associated with high costs. This applies especially for pistons and cylinders for high pressures as in Common rail systems because the necessary tolerances are very low are. So far, a compromise has been made for common rail systems Usually a 3-cylinder piston pump is used.
  • the object of the invention is to improve the non-uniformity, which are in the flow of a multi-cylinder Piston pump in relation to the number of cylinders results. That is, a piston pump according to the invention should Comparison with a conventional pump, with the same number of cylinders, cause less flow non-uniformity or, with the same flow irregularity, with a smaller number of cylinders.
  • the basic idea of the invention is therefore by extending the funding interval within each Period of piston oscillation, i.e. slowed down conveying and in contrast, faster suction, for a cheaper mutual Overlapping the funding intervals of the different Piston in the sense of reducing the flow pulsation to care. So instead of increasing the number of cylinders, the invention a comparable effect by changing the Function achieved which the current stroke position of each piston depending on the angle of rotation of the drive shaft.
  • the required stroke / angle function ie the "waveform" of the piston oscillation
  • the required stroke / angle function is through appropriate training of the gear arrangement realized between drive shaft and piston, preferably by the profile of a cam that is in place the eccentric of a conventional piston pump occurs.
  • the piston oscillation in a pump according to the invention no longer be sinusoidal in their entirety can, it is still possible to use the stroke / angle function within to keep the funding interval sinusoidal, for example through appropriate training of the associated segment of the cam profile.
  • the stroke / angle function within the suction interval can be designed accordingly.
  • a piston pump according to the invention Can be used advantageously as a high-pressure pump in common rail systems for fuel injection on internal combustion engines.
  • a pre-feed pump 1 fuel over a Filter 9 conveyed from the tank 2 and the high pressure pump 3 fed.
  • the high pressure pump 3 usually a radial piston pump with several piston-cylinder units, compressed the fuel and leads it to what is known as the rail Pressure accumulator 4 too.
  • Injectors 5 take this pressure accumulator the fuel and inject it into the combustion chambers of the Motors (not shown).
  • a pre-pressure regulator 12 controls the Excess quantity of the pre-feed pump in the inlet.
  • the tax amount is tried at the pressure control valve 7 as low as possible hold.
  • the volume flow control valve 6 only a limited volume flow passed to the high pressure pump 3. This corresponds to the funded and compacted Amount of fuel to actual demand.
  • the 3 each Piston-cylinder units offset by 120 °, each with 180 ° Suction and delivery interval, it occurs during the delivery interval of a piston in the first 60 ° to an overlay with the delivery interval of the previous piston, in only the piston under consideration conveys the following 60 °, and comes during the last 60 ° of the 180 ° funding interval it already overlaps with the funding interval of next piston.
  • FIG. 2 This relationship is illustrated in FIG. 2.
  • the z pistons 360 ° / z out of phase so that the 3-cylinder Piston pump the phase shift is 120 ° in each case.
  • the current partial flows TFA, TFB and TFC the piston A or B or C, which is offset by 120 °, of a 3-cylinder piston Piston pump with 180 ° delivery interval.
  • the paths KA, KB and KC of the three pistons A, B and C between top dead center OT and bottom dead center UT are also shown also as a function of the drive shaft rotation angle.
  • the one that is currently being conveyed is Volume flow directly proportional to the piston speed.
  • the proportionality factor is the piston or cylinder cross-sectional area.
  • the length of the individual delivery intervals must be increased in comparison to the suction intervals so that the same conditions of the overlay result.
  • FIG. 3 shows the example of one in the above described 2-cylinder optimized according to the invention Piston pump with full delivery.
  • the curves KA and KB in this Figure show the path of the two pistons A and B as a function of the drive shaft rotation angle.
  • the funding interval and that Suction interval a length of 270 ° or 90 °. Within each this interval is the course, taken individually, preferably sinusoidal.
  • TFA and TFB of the two pistons A and B show 3 in the case of FIG. 3 the same superimposition of the Delivery intervals as with a 3-cylinder piston pump Suction and delivery interval of 180 ° in each case according to FIG. 2.
  • the course of the resulting total flow (sum of Partial flow) with the dashed curve GF2 * in Fig. 3 shown.
  • FIG. 4 shows in a common diagram once again the total flow curve GF3 of the conventional 3-cylinder pump according to FIG. 2 and the total flow GF2 * of the 2-cylinder pump optimized according to the invention according to FIG. 3.
  • the non-uniformity is defined here as the ratio of the difference between the maximum and minimum flow rate to the mean flow rate, i.e. (Q max -Q min ) / Q mean ).
  • the total delivery flow of a 2-cylinder pump which is not modified according to the invention (i.e. has the same delivery and suction intervals of 180 ° each), has a much more pronounced non-uniformity, as is clearly shown by curve GF2 in FIG. 4.
  • the curve GF3 shows the total flow rate of a conventional one 3-cylinder pump.
  • the suction interval is set to 60 ° shorten and extend the delivery interval to 300 °.
  • the optimized 3-cylinder pump the one with the curve GF3 * shown in Figure 5, the same non-uniformity like a conventional 5-cylinder pump.
  • the advantage of an aspect ratio optimized according to the invention of the funding interval is therefore the generation of a more uniform one Total flow.
  • Through the optimization according to the invention becomes the non-uniformity of the total flow a pump with z cylinders similar to that of a conventional one Pump with 2z-1 cylinders. Is particularly pronounced this advantage for pumps with an even number of cylinders.
  • Exemplary be on Fig. 4 with an optimized 2-cylinder pump and refer to Fig. 6 with an optimized 4-cylinder pump.
  • a longer funding interval is also for partial funding a suction-throttled pump advantageous because it is still there funding intervals may still overlap. Besides that the longer funding interval leads to a reduction the flow peaks and thus to a more uniform Flow flow even with partial funding. While the Figures treated above 2 to 6 pumps in full delivery Condition concern (100% funding level) are in the figures 7 and 8 show the flow patterns for partial funding.
  • Fig. 7 shows the course of the total flow of one conventional 3-cylinder pump (curve GF3), a conventional one 2-cylinder pump (curve GF2) and one according to the invention optimized 2-cylinder pump (curve GF2 *) each with 50% partial funding.
  • the reduction is clear the flow or drive torque peaks can be recognized.
  • the course of the total flow is one conventional 5-cylinder pump (curve GF5), a conventional one 3-cylinder pump (curve GF3) and one according to the invention optimized 3-cylinder pump (curve GF3 *) shown also with 50% partial funding.
  • the extension of the funding interval both the Flow peaks reduced as well as a better overlay the partial flow flows.
  • At the funding level of 50% always delivers with the optimized 3-cylinder pump at least one piston. There are no interruptions of the total flow as with the conventional 3-cylinder Pump on.
  • curve GF2 * shows the resultant Total flow (like curve GF2 * in Fig. 4), each without Taking leakage into account.
  • Z means the number of cylinders and ⁇ the volumetric Efficiency in one for the respective pump operation provided map point, which in the case of a common rail high pressure pump e.g. an interesting one for exhaust emissions Map point would be.
  • the factor 2 at the beginning of the formula comes from the necessary extension to the beginning and end of the Delivery stroke.
  • the factor (2z-1) / z is used to adjust the the inverse function obtained at the angular size no longer 180 ° but according to the above formula certain conveying stroke angle.
  • the argument of the inverse function describes the size of the leak, as from the factor (1- ⁇ ) evident.
  • the factors 1 / z and 360 ° / ⁇ are used for the conversion the total leakage on the contribution of a piston.
  • the optimal total length of the delivery stroke of a pump with z cylinders for emulating a pump with 2z-1 cylinders can be estimated using the following equation:
  • the measurement of the size ratio between funding and suction interval can in any case also be empirical Foundation done by looking at an existing pump Gear arrangements such as cam profiles with different Interval-size ratios tried in a suitable gradation (which also happens with the help of computer simulation can) and then select the arrangement in which the observed non-uniformity of the total flow satisfactory is low or minimal. You can do the above given equations if necessary for approximation the area to be tested can be used. This method can be beneficial if the actual total flow in practice is noticeably dependent on additional ones Factors that are not exactly predictable or mathematically formulated are. In addition to the leakage and signs of compressibility also the dynamic Behavior of the components used and that at the exit of the Pump connected facilities.
  • FIG. 11 shows the structure purely schematically as an example a 3-cylinder radial piston pump designed according to the invention in radial section.
  • This pump can be used as a high pressure pump 3 can be used in the common rail system according to FIG. 1 and is accordingly designated by the reference number 3.
  • the pump 3 according to FIG. 11 contains three piston-cylinder units 30 each with a cylinder 31, which (not shown) housing of the pump is formed and in which a displacement piston 32 is guided.
  • the three piston-cylinder units 30 are star-shaped and offset by 120 ° arranged with respect to the drive shaft 33 of the pump, the cylinder heads pointing radially outwards.
  • the cylinder heads there are one suction opening and one each Sliding opening with assigned valves, these Parts not shown for reasons of clarity are.
  • a cam gear provided, consisting of a non-rotatably seated on the shaft Cam 34 and three cam followers or tappets 35.
  • Each Ram 35 is through a straight guide (not shown) guided so that it extends along a radial line can move, and is connected to the piston in question.
  • the pistons 32 and thus also the tappets 35 are through suitable means biased against the cam 34, symbolically represented by a tension spring 36 between pistons and back of the cylinder in question.
  • the profile of the cam 34 is such that the cam radius, starting at a location P1, in the circumferential direction counterclockwise to a location P2 increases monotonously and then decreases monotonously again to the location P1.
  • the Difference between the smallest radius (at P1) and the largest radius (at P2) is equal to the stroke length of the pistons 32, i.e. equal to the distance between bottom and top dead center.
  • the pistons 32 thus oscillate when the shaft rotates 33 mediated by the plunger 35 in the desired Way between their bottom and top dead centers, with a mutual phase shift of 120 °.
  • the angular range ⁇ within which the cam radius increases, i.e. the traversed angle from location P1 to location P2, greater than that Angular range ⁇ within which the cam radius decreases, that is, the angle traveled through from location P2 to location P1.
  • each piston 32 begins its Suction stroke as soon as the location P2 of the cam 34 on the assigned Ram 35 passes. Relatively shortly afterwards, while walking by after P1 (60 ° rotation) is the piston in question at bottom dead center, and the much longer delivery stroke (300 °) begins.
  • the profile of the cam 34 is preferably designed such that that the increase in cam radius as a function of the angle of rotation is sinusoidal in the segment from location P1 to location P2, i.e. the course of a sine function from the minimum to the next one Corresponds to maximum.
  • the decrease can the cam radius in the segment from location P2 to location P1 preferably be adapted to the course of a sine function. For dynamic reasons, there must be continuous transitions to the one selected Derivative must be respected.
  • a piston pump according to the invention is of course not the embodiment shown in FIG limited.
  • a cam gear too other types of gears are used with which are unequal have long suction and delivery intervals, e.g. different cam gear or linkage and articulated gear.
  • the invention is also not based on radial piston pumps limited, it can equally with multi-cylinder pumps be practiced, the piston-cylinder units along one Drive shaft lie one behind the other. In this case, you can a corresponding number of individual gears are provided are of the same design and work out of phase.

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Abstract

The piston pump (3) includes a number of preferably homogeneous butt-cylinder units (30), in whose cylinders (31) respectively one associated displacement butt (32) is led, and a gearing arrangement (34, 35) which converts the rotation of a common drive shaft (33) to a periodic oscillating translational lift movement of the butts in the respective cylinders. Each butt executes at least one full period of its oscillation per 360 degree rotation of the drive shaft, whereby the oscillation is composed of a suction interval, in which the butt executes a lift in a first direction for taking in the fluid in the corresponding cylinder, and a pump interval, in which the butt executes a lift in the opposite direction, for pressing the fluid out of the cylinder. The oscillations of the butts are equal to each other, and are displaced with respect to phase. The gearing arrangement is formed in such way, that the pump interval of each butt covers a larger part than the suction interval, with such ratio, that inhomogenities in the temporal course of the total conveyed current are smaller than at equal pump- and suction intervals.

Description

Die Erfindung betrifft eine Kolbenpumpe mit mehreren Kolben-Zylinder-Einheiten der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 beschriebenen Gattung. Ein bevorzugtes, jedoch nicht ausschließliches Anwendungsgebiet der Erfindung sind Systeme zur Kraftstoffeinspritzung an Verbrennungsmotoren, insbesondere solche, die mit gemeinsamem Druckspeicher ("Common 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.The invention relates to a piston pump with several Piston-cylinder units in the preamble of the claim 1 described genus. A preferred one, however are not the exclusive field of application of the invention Fuel injection systems for internal combustion engines, especially those with a common pressure accumulator ("Common Rail ") for the supply of the fuel injectors to the Cylinders of the engine work. In such systems usually high pressure pumps to supply the pressure accumulator used in the form of multi-cylinder piston pumps.

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 periodisch oszillierende translatorische Hubbewegung der Kolben in den jeweiligen Zylindern um, derart daß jeder Kolben pro 360°-Umdrehung der Antriebswelle eine oder mehrere volle Perioden 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 vollführt, und einem Förderintervall, in welchem der Kolben einen in die entgegengesetzte Richtung gehenden Hub zum Ausschieben des Fluids aus dem Zylinder vollführt, wobei die Oszillationen der Kolben einander gleich sind und um 360°/z zueinander phasenversetzt sind.Pumps of this type contain a plurality z> 1 of similar piston-cylinder units, in their cylinders an associated displacement piston is guided. In the Heads of the cylinders are inlet and outlet openings, respectively with appropriate valves for sucking in or pushing out the provided fluids to be conveyed. A gear arrangement sets the rotational movement of a common drive shaft into a periodic oscillating translatory stroke movement of the pistons in the respective cylinders so that each piston per 360 ° rotation of the drive shaft one or more full periods of its oscillation. Every oscillation period is composed of a suction interval, in which the Piston a stroke in a first direction for suction of the fluid to be pumped into the relevant cylinder, and a delivery interval in which the piston a stroke going in the opposite direction to extend of the fluid from the cylinder, the oscillations the pistons are equal to each other and to each other by 360 ° / z are out of phase.

Die Kraftübertragung von der Antriebswelle auf die Kolben erfolgt üblicherweise über Kurbelgetriebe oder Exzentergetriebe. Bevorzugt, insbesondere bei Kolbenpumpen in Radialbauweise (Radialkolbenpumpen), werden Exzentergetriebe eingesetzt. Diese Antriebsart gestattet die Verwendung eines einzigen, auf der Antriebswelle sitzenden zylindrischen Exzenters, an dessen Außenumfang sich rückwärtige Verlängerungen der Kolben, die sternförmig um die Welle angeordnet sind, unter Federvorspannung abstützen, gewöhnlich über einen den Exzenter umschließenden Exzenterring. Die Zylinderform des Exzenters bringt es mit sich, daß die Oszillationen der Kolben exakt sinusförmig sind, d.h., jede Oszillationsperiode entspricht exakt einer Sinus-Vollwelle. Da alle Ableitungen einer Sinusfunktion (bis zur beliebigen Ordnung) ebenfalls sinusartig sind, haben nicht nur der Kolbenhub sondern auch die Kolbengeschwindigkeit und die Kolbenbeschleunigung sinusartigen und somit stetigen Verlauf. Die so erzielbaren dynamischen Vorteile standen bisher im Vordergrund bei der Auswahl des Kolbenantriebs.The power transmission from the drive shaft to the pistons usually takes place via crank gear or eccentric gear. Preferred, especially for radial piston pumps (Radial piston pumps), eccentric gears are used. This type of drive allows the use of a single, cylindrical eccentric seated on the drive shaft, on the outer circumference there are rear extensions the pistons, which are arranged in a star shape around the shaft, below Support the spring preload, usually via an eccentric enclosing eccentric ring. The cylindrical shape of the eccentric entails that the oscillations of the pistons are exactly sinusoidal, i.e. each oscillation period corresponds exactly one sine wave. Since all derivatives are one Sin function (up to any order) also sinusoidal not only have the piston stroke but also the Piston speed and piston acceleration are sinusoidal and thus steady course. The dynamic achievable in this way So far, advantages have been in the foreground in the selection of the piston drive.

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 Welligkeit oder "Ungleichförmigkeit" des Förderstroms, die hier definiert sei als das Verhältnis der Pulsationsbreite (Differenz zwischen Maximal- und Minimalwert) zum Mittelwert des Förderstroms, kann sich störend auf die Verbrauchereinrichtungen auswirken. Beispielsweise führen Pulsationen im Förderstrom der Hochdruckpumpe eines Common-Rail-Einspritzsystems zu Pulsationen des Raildrucks. Raildruckschwankungen wirken sich negativ auf das Einspritzverhalten und somit auf die Emissionswerte des Verbrennungsmotors aus.Not only for piston pumps with eccentric drives, but also with piston pumps in general, it comes because of the limited Number of displacement elements (pistons) always to pulsations in the total flow of the pump. The associated ripple or "flow non-uniformity" defined here as the ratio of the pulsation width (difference between maximum and minimum value) to the mean of the Flow rate can be disruptive to consumer devices impact. For example, there are pulsations in the flow the high pressure pump of a common rail injection system to pulsations of the rail pressure. Rail pressure fluctuations have a negative impact on the injection behavior and thus on the emission values of the internal combustion engine out.

Besonders stark ist die Ungleichförmigkeit des Förderstroms bei nur teilweiser Füllung der Zylinder einer Kolbenpumpe. 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 verdichtet hat, was einer dem Füllgrad entsprechenden Kolbenstellung 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 Förderstrom liegt in dieser Zeit bei Null, so daß die Ungleichförmigkeit in diesem Fall äußerst ausgeprägt ist.The flow irregularity is particularly strong if the piston of a piston pump is only partially filled. Especially then, i.e. with low funding levels, there is no longer a superimposition of the flow of different pistons. Then the piston moves from the lower one Dead center toward top dead center initially without that Eject medium. Only when the piston compresses the vacuum has what a piston position corresponding to the degree of filling corresponds, can fluid with appropriate back pressure be promoted. This reduces the phase length, in which a certain piston contributes to the total flow. At correspondingly short phases or small funding levels can happen that none of the pistons is currently delivering. The flow is zero at this time, so the non-uniformity is extremely pronounced in this case.

Eine Möglichkeit, die Förderstrompulsationen zu verringern, besteht darin, die Zahl der Kolben-Zylinder-Einheiten, im folgenden kurz als "Zylinderzahl" bezeichnet, zu vergröβern. 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 gering sind. Als Kompromiß wird bisher für Common-Rail-Systeme üblicherweise eine 3-zylindrige Kolbenpumpe verwendet.One way to reduce flow pulsations is the number of piston-cylinder units, hereinafter referred to briefly as "number of cylinders". In principle, an odd number of cylinders is preferable, because here the same non-uniformity in the flow as in twice (and therefore even) number occurs. A high However, the number of cylinders is associated with high costs. this applies especially for pistons and cylinders for high pressures as in Common rail systems because the necessary tolerances are very low are. So far, a compromise has been made for common rail systems Usually a 3-cylinder piston pump is used.

Die Aufgabe der Erfindung besteht darin, die Ungleichförmigkeit, die sich im Förderstrom einer mehrzylindrigen Kolbenpumpe in Relation zur Zylinderzahl ergibt, zu vermindern. Das heißt, eine erfindungsgemäße Kolbenpumpe soll im Vergleich mit einer herkömmlichen Pumpe, bei gleicher Zylinderzahl, eine geringere Förderstrom-Ungleichförmigkeit verursachen oder, bei gleicher Förderstrom-Ungleichförmigkeit, mit einer kleineren Zylinderzahl auskommen.The object of the invention is to improve the non-uniformity, which are in the flow of a multi-cylinder Piston pump in relation to the number of cylinders results. That is, a piston pump according to the invention should Comparison with a conventional pump, with the same number of cylinders, cause less flow non-uniformity or, with the same flow irregularity, with a smaller number of cylinders.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im Patentanspruch 1 aufgeführten Merkmale einer Kolbenpumpe gelöst. Besondere Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen beschrieben.This object is achieved by the claim 1 listed characteristics of a piston pump solved. Particular embodiments of the invention are in the subclaims described.

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 gegenseitige Überlagerung der Förderintervalle der verschiedenen Kolben im Sinne einer Verminderung der Förderstrom-Pulsation zu sorgen. Anstatt also die Zylinderzahl zu erhöhen, wird erfindungsgemäß ein vergleichbarer Effekt durch Änderung der Funktion erzielt, welche die momentane Hubposition jedes Kolbens abhängig vom Drehwinkel der Antriebswelle darstellt. Die benötigte Hub/Winkel-Funktion (also die "Wellenform" der Kolbenoszillation) wird durch entsprechende Ausbildung der Getriebeanordnung zwischen Antriebswelle und Kolben realisiert, vorzugsweise durch das Profil eines Nockens, der an die Stelle des Exzenters einer herkömmlichen Kolbenpumpe tritt.The basic idea of the invention is therefore by extending the funding interval within each Period of piston oscillation, i.e. slowed down conveying and in contrast, faster suction, for a cheaper mutual Overlapping the funding intervals of the different Piston in the sense of reducing the flow pulsation to care. So instead of increasing the number of cylinders, the invention a comparable effect by changing the Function achieved which the current stroke position of each piston depending on the angle of rotation of the drive shaft. The required stroke / angle function (ie the "waveform" of the piston oscillation) is through appropriate training of the gear arrangement realized between drive shaft and piston, preferably by the profile of a cam that is in place the eccentric of a conventional piston pump occurs.

Obwohl bei einer erfindungsgemäßen Pumpe die Kolbenoszillation in ihrer Gesamtheit nicht mehr sinusförmig sein kann, ist es dennoch möglich, die Hub/Winkel-Funktion innerhalb des Förderintervalls für sich sinusförmig zu halten, etwa durch entsprechende Ausbildung des zugehörigen Segmentes des Nockenprofils. Die Hub/Winkel-Funktion innerhalb des Saugintervalles kann entsprechend ausgelegt werden.Although the piston oscillation in a pump according to the invention no longer be sinusoidal in their entirety can, it is still possible to use the stroke / angle function within to keep the funding interval sinusoidal, for example through appropriate training of the associated segment of the cam profile. The stroke / angle function within the suction interval can be designed accordingly.

Jede Verlängerung des Förderintervalls in Relation zum Saugintervall, die zu einer deutlichen Abnahme der Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms führt, stellt bereits einen die obengenannte Aufgabe lösenden technischen Fortschritt dar. Es gibt darüber hinaus Wege, diesen Fortschritt zu optimieren. So ist festzustellen, daß die Funktion, welche die Ungleichförmigkeit des Förderstroms in Abhängigkeit der zeitlichen Streckung des Förderintervalls (auf Kosten des Saugintervalls) wiedergibt, ein Minimum durchläuft. Vorzugsweise wird daher das Größenverhältnis zwischen Förder- und Saugintervall so bemessen, daß sich dieses Optimum einstellt. Bei einer Pumpe mit z Zylindern läßt sich hiermit die Ungleichförmigkeit des Förderstroms auf ein Maß reduzieren, welches demjenigen einer herkömmlichen Pumpe mit 2z-1 Zylindern entspricht.Each extension of the funding interval in relation to Suction interval, which leads to a significant decrease in the non-uniformity of the total flow is already one technical progress solving the above problem There are also ways to optimize this progress. Thus it can be stated that the function which the Delivery flow non-uniformity as a function of time Extension of the funding interval (at the expense of the suction interval) reproduces, goes through a minimum. Preferably therefore the size ratio between delivery and suction interval dimensioned so that this optimum is reached. At A pump with z cylinders can be used to measure the non-uniformity reduce the flow rate to a level which corresponds to that of a conventional pump with 2z-1 cylinders.

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 erfindungsgemäße Kolbenpumpe als Hochdruckpumpe mit Vorteil verwendet werden kann.
  • Fig. 2 zeigt in einer graphischen Darstellung Kolbenhubverläufe 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 optimierten 2-zylindrigen Kolbenpumpe bei Vollförderung.
  • Fig. 4 zeigt in einer graphischen Darstellung die Verläufe jeweils des Gesamtförderstroms als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe, einer herkömmlichen 2-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten 2-zylindrigen Kolbenpumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 100% und gleicher Gesamtfördermenge.
  • Fig. 5 zeigt in einer graphischen Darstellung die Verläufe jeweils des Gesamtförderstroms als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 5-zylindrigen Kolbenpumpe, einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten 3-zylindrigen Kolbenpumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 100% und gleicher Gesamtfördermenge.
  • Fig. 6 zeigt in einer graphischen Darstellung die Verläufe jeweils des Gesamtförderstroms als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 7-zylindrigen Kolbenpumpe, einer herkömmlichen 4-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten 4-zylindrigen Kolbenpumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 100% und gleicher Gesamtfördermenge.
  • Fig. 7 zeigt in einer graphischen Darstellung die Verläufe jeweils des Gesamtförderstroms als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe, einer herkömmlichen 2-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten 2-zylindrigen Kolbenpumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 50% und gleicher Gesamtfördermenge.
  • Fig. 8 zeigt in einer graphischen Darstellung die Verläufe jeweils des Gesamtförderstroms als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 5-zylindrigen Kolbenpumpe, einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten 3-zylindrigen Kolbenpumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 50% und gleicher Gesamtfördermenge.
  • Fig. 9 zeigt in einer graphischen Darstellung Förderstromverläufe als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer 2-zylindrigen Kolbenpumpe mit 270°-Förderintervall und 10% Leckage.
  • Fig. 10 zeigt in einer graphischen Darstellung Förderstromverläufe als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer 2-zylindrigen Kolbenpumpe mit 281°-Förderintervall und 10% Leckage.
  • Fig. 11 zeigt schematisch im Radialschnitt den Aufbau eine 3-zylindrigen Radialkolbenpumpe mit erfindungsgemäß ausgebildetem Nocken zum Antreiben der Kolben.
    • The invention is explained in more detail below using exemplary embodiments with reference to drawings.
  • Fig. 1 shows schematically the structure of a common rail system for fuel injection, in which a piston pump according to the invention can advantageously be used as a high pressure pump.
  • Fig. 2 shows a graphical representation of piston stroke profiles and flow rates as a function of the drive shaft rotation angle of a conventional 3-cylinder piston pump with full delivery.
  • FIG. 3 shows, in a representation similar to FIG. 2, stroke profiles and flow rates of a 2-cylinder piston pump optimized according to the invention with full delivery.
  • Fig. 4 shows a graphical representation of the curves of the total delivery flow as a function of the drive shaft rotation angle of a conventional 3-cylinder piston pump, a conventional 2-cylinder piston pump and a 2-cylinder piston pump optimized according to the invention, each with a delivery rate of 100% and the same Total output.
  • Fig. 5 shows a graphical representation of the curves of the total flow as a function of the drive shaft rotation angle of a conventional 5-cylinder piston pump, a conventional 3-cylinder piston pump and a 3-cylinder piston pump optimized according to the invention, each with a delivery rate of 100% and the like Total output.
  • Fig. 6 shows a graphical representation of the curves of the total flow as a function of the drive shaft rotation angle of a conventional 7-cylinder piston pump, a conventional 4-cylinder piston pump and a 4-cylinder piston pump optimized according to the invention, each with a delivery rate of 100% and the same Total output.
  • Fig. 7 shows a graphical representation of the curves of the total flow as a function of the drive shaft rotation angle of a conventional 3-cylinder piston pump, a conventional 2-cylinder piston pump and a 2-cylinder piston pump optimized according to the invention, each with a delivery rate of 50% and the like Total output.
  • Fig. 8 shows a graphical representation of the curves of the total flow as a function of the drive shaft rotation angle of a conventional 5-cylinder piston pump, a conventional 3-cylinder piston pump and a 3-cylinder piston pump optimized according to the invention, each with a delivery rate of 50% and the like Total output.
  • FIG. 9 shows a graphical representation of the delivery flow curves as a function of the drive shaft rotation angle of a 2-cylinder piston pump with a delivery interval of 270 ° and 10% leakage.
  • Fig. 10 shows a graphical representation of flow curves as a function of the drive shaft rotation angle of a 2-cylinder piston pump with 281 ° delivery interval and 10% leakage.
  • 11 schematically shows in radial section the structure of a 3-cylinder radial piston pump with a cam designed according to the invention for driving the pistons.

    • In den Figuren 2 und 3 ist der Maßstab des Kolbenhubweges (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 Figuren 4 bis 10 sind als "relative" Förderströme skaliert, d.h., der Maßstab des Förderstroms (linke Ordinatenskala) ist normiert auf den Wert 1 für den maximalen mittleren Förderstrom der gesamten Pumpeneinheit.In Figures 2 and 3 is the scale of the piston stroke (right ordinate scale) normalized to the value 1 for the top dead center OT and the value 0 for bottom dead center Subtitles The flow rates in Figures 4 to 10 are "relative" Flow rates scaled, i.e. the scale of the flow rate (left ordinate scale) is normalized to the value 1 for the maximum average flow of the entire pump unit.

    Wie eingangs erwähnt, ist eine erfindungsgemäße Kolbenpumpe vorteilhaft einsetzbar als Hochdruckpumpe in Common-Rail-Systemen zur Kraftstoffeinspritzung an Verbrennungsmotoren. Wie in Fig. 1 schematisch dargestellt, wird bei derartigen 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 Radialkolbenpumpe mit mehreren Kolben-Zylinder-Einheiten, verdichtet den Kraftstoff und führt ihn dem als Rail bezeichneten Druckspeicher 4 zu. Injektoren 5 entnehmen diesem Druckspeicher 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 Drossel 8 bestimmter Teilvolumenstrom der Vorförderpumpe 1 benutzt. Eine Druckbegrenzung des Kraftstoffs im Druckspeicher 4erfolgt über das Druckregelventil 7. Dieses Druckregelventil und ein die Fördermenge zur Hochdruckpumpe dosierendes Volumenstromregelventil 6 wird mittels einer elektronischen Steuereinheit 10 (ECU) gesteuert, abhängig von jeweiligen Betriebszuständen des Motors und von benutzerseitigen Sollvorgaben sowie abhängig vom Istdruck im Rail, der über einen Sensor mit Druck/Spannungs-Wandler 11 gemessen wird.As mentioned at the beginning, is a piston pump according to the invention Can be used advantageously as a high-pressure pump in common rail systems for fuel injection on internal combustion engines. As shown schematically in Fig. 1, such Systems by a pre-feed pump 1 fuel over a Filter 9 conveyed from the tank 2 and the high pressure pump 3 fed. The high pressure pump 3, usually a radial piston pump with several piston-cylinder units, compressed the fuel and leads it to what is known as the rail Pressure accumulator 4 too. Injectors 5 take this pressure accumulator the fuel and inject it into the combustion chambers of the Motors (not shown). A pre-pressure regulator 12 controls the Excess quantity of the pre-feed pump in the inlet. For lubrication and cooling of the pump is usually done by a throttle 8 certain partial volume flow of the feed pump 1 used. A pressure limitation of the fuel in the pressure accumulator 4 takes place via the pressure control valve 7. This pressure control valve and a volume flow control valve dosing the flow rate to the high pressure pump 6 is by means of an electronic control unit 10 (ECU) controlled, depending on the respective operating states of the engine and of user specifications as well as depending on the actual pressure in the rail, which over a Sensor with pressure / voltage converter 11 is measured.

    Aus energieökonomischen Gründen wird versucht, die Absteuermenge am Druckregelventil 7 so gering wie möglich zu halten. Dazu wird mit Hilfe des Volumenstromregelventils 6 nur ein begrenzter Volumenstrom zur Hochdruckpumpe 3 durchgelassen. Dadurch entspricht die geförderte und verdichtete Kraftstoffmenge dem tatsächlichen Bedarf.For energy-economic reasons, the tax amount is tried at the pressure control valve 7 as low as possible hold. For this purpose, the volume flow control valve 6 only a limited volume flow passed to the high pressure pump 3. This corresponds to the funded and compacted Amount of fuel to actual demand.

    Wie es bereits oben erwähnt wurde, kamen als Hochdruckpumpe 3 bisher hauptsächlich Kolbenpumpen mit Exzenterantrieb zum Einsatz, aus den erwähnten dynamischen Gründen (stetige Ableitungen bis zur n-ten Ordnung) und aus fertigungstechnischen Gründen (rotationssymetrisches Teil). Bei einer solchen herkömmlichen Pumpe sind Saug- und Förderintervall gleichlang. Jeder Kolben bewegt sich vom oberen Totpunkt OT zum unteren Totpunkt UT (Saugintervall) während 180° der Antriebswellendrehung. Für das Förderintervall, also von UT nach OT, werden ebenfalls 180° benötigt.As it was mentioned above, came as a high pressure pump 3 so far mainly piston pumps with eccentric drive for the dynamic reasons mentioned (continuous Derivatives up to the nth order) and from manufacturing technology Foundations (rotationally symmetrical part). With one Conventional pumps have the same suction and delivery intervals. Each piston moves from top dead center TDC to the bottom Dead center UT (suction interval) during 180 ° of the drive shaft rotation. For the funding interval, i.e. from UT to OT, 180 ° are also required.

    Da also bei der herkömmlichen mehrzylindrigen Kolbenpumpe mit Exzenter Saug- und Ausschubintervall bei jedem Kolben gleichlang sind, resultiert der gleichförmigere Gesamtförderstrom von Pumpen mit mehr Kolben lediglich aus der Überlagerung der Ausschubintervalle mehrerer verschiedener Kolben.So with the conventional multi-cylinder piston pump with eccentric suction and extension intervals for each piston are the same length, the more uniform total flow results of pumps with more pistons only from the overlay the extension intervals of several different pistons.

    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 Förderintervalls eines Kolbens in den ersten 60° zu einer Überlagerung 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.For example, with a radial piston pump, the 3 each Piston-cylinder units offset by 120 °, each with 180 ° Suction and delivery interval, it occurs during the delivery interval of a piston in the first 60 ° to an overlay with the delivery interval of the previous piston, in only the piston under consideration conveys the following 60 °, and comes during the last 60 ° of the 180 ° funding interval it already overlaps with the funding interval of next piston.

    Dieser Zusammenhang ist in Fig. 2 verdeutlicht. Dort wird, ebenso wie in allen weiteren Figuren, davon ausgegangen, 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. Dargestellt 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 dargestellt, 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. Zylinderquerschnittsfläche.This relationship is illustrated in FIG. 2. There is assumed, as in all other figures, that with a z-cylindrical piston pump, the z pistons 360 ° / z out of phase so that the 3-cylinder Piston pump the phase shift is 120 ° in each case. Shown 2, as a function of the drive shaft rotation angle, the current partial flows TFA, TFB and TFC the piston A or B or C, which is offset by 120 °, of a 3-cylinder piston Piston pump with 180 ° delivery interval. Also shown also as a function of the drive shaft rotation angle, are the paths KA, KB and KC of the three pistons A, B and C between top dead center OT and bottom dead center UT. In the case of unpressurized conveyance, the one that is currently being conveyed is Volume flow directly proportional to the piston speed. The proportionality factor is the piston or cylinder cross-sectional area.

    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 Qmin von sin60° und einem Maximum Qmax von 2*sin30° pulsiert. Dabei treten die Minima bei 0°, 60°, 120°, ... und die Maxima bei 30°, 90°, 150°, ... auf.The total delivery flow, which results from the superposition of the three partial delivery flows TFA, TFB, TFC, is shown by curve GF3 in FIG. 2. It can be seen that this curve pulsates between a minimum Q min of sin60 ° and a maximum Q max of 2 * sin30 °. The minima occur at 0 °, 60 °, 120 °, ... and the maxima at 30 °, 90 °, 150 °, ...

    Um bei einer Pumpe mit wenigen Zylindern die gleichen Überlagerungen der Förderintervalle wie bei einer Pumpe mit mehr Zylindern zu erhalten, ist die Länge der einzelnen Förderintervalle im Vergleich zu den Saugintervallen so zu vergrößern, daß sich gleiche Verhältnisse der Überlagerung ergeben. 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 herkömmlichen Pumpe mit 2z-1 Zylindern ergibt, in denen Förder- und Saugintervall gleichlang sind. Hierzu ist die Länge α jedes Förderintervalls (ausgedrückt in Winkelgraden der Antriebswellen-Drehung) der z-zylindrigen Pumpe nach der folgenden Gleichung 1 zu bemessen: α = 2z-1 z 180° . In order to obtain the same overlap of the delivery intervals for a pump with a few cylinders as for a pump with more cylinders, the length of the individual delivery intervals must be increased in comparison to the suction intervals so that the same conditions of the overlay result. In this way it is possible, using a pump with z cylinders, to achieve at most the same superimposition ratio of the delivery intervals as is the case with a conventional pump with 2z-1 cylinders, in which the delivery and suction intervals are of equal length. For this purpose, the length α of each delivery interval (expressed in angular degrees of the drive shaft rotation) of the z-cylindrical pump is to be measured according to the following equation 1: α = 2 e.g. -1 e.g. 180 °.

    Für die Länge β des Saugintervalls bleibt dann noch der Rest bis zur vollen Wellenumdrehung, also β = 180° z . For the length β of the suction interval, the rest then remains until the shaft rotates completely β = 180 ° e.g. ,

    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 Teilförderströme 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.3 shows the example of one in the above described 2-cylinder optimized according to the invention Piston pump with full delivery. The curves KA and KB in this Figure show the path of the two pistons A and B as a function of the drive shaft rotation angle. As you can see, according to equations 1 and 2 above, the funding interval and that Suction interval a length of 270 ° or 90 °. Within each this interval is the course, taken individually, preferably sinusoidal. Like the course of the partial funding flows TFA and TFB of the two pistons A and B show 3 in the case of FIG. 3 the same superimposition of the Delivery intervals as with a 3-cylinder piston pump Suction and delivery interval of 180 ° in each case according to FIG. 2. The course of the resulting total flow (sum of Partial flow) with the dashed curve GF2 * in Fig. 3 shown.

    Die Fig. 4 zeigt zum besseren Vergleich in einem gemeinsamen Schaubild noch einmal den Gesamtförderstromverlauf GF3 der herkömmlichen 3-zylindrigen Pumpe nach Fig. 2 und den Gesamtförderstrom 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 definiert als das Verhältnis der Differenz zwischen dem maximalen und minimalen Förderstrom zum mittleren Förderstrom, also (Qmax-Qmin) /Qmittel). Demgegenüber hat der Gesamtförderstrom einer 2-zylindrigen Pumpe, die nicht erfindungsgemäß modifiziert ist (also gleichlange Förder- und Saugintervalle von jeweils 180° hat), eine viel ausgeprägtere Ungleichförmigkeit, wie es die Kurve GF2 in Fig. 4 deutlich offenbart.For better comparison, FIG. 4 shows in a common diagram once again the total flow curve GF3 of the conventional 3-cylinder pump according to FIG. 2 and the total flow GF2 * of the 2-cylinder pump optimized according to the invention according to FIG. 3. It can be seen that in in the two cases the non-uniformity is equally strong. As mentioned above, the non-uniformity is defined here as the ratio of the difference between the maximum and minimum flow rate to the mean flow rate, i.e. (Q max -Q min ) / Q mean ). In contrast, the total delivery flow of a 2-cylinder pump, which is not modified according to the invention (i.e. has the same delivery and suction intervals of 180 ° each), has a much more pronounced non-uniformity, as is clearly shown by curve GF2 in FIG. 4.

    Analog ist in Fig. 5 die erfindungsgemäß optimierte Auslegung 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 Ungleichförmigkeit 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 Gesamtförderstrom 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.The design optimized according to the invention is analogous in FIG. 5 a 3-cylinder piston pump (z = 3). The curve GF3 shows the total flow rate of a conventional one 3-cylinder pump. According to equations 1 above and 2 can with the optimization according to the invention the non-uniformity of the total flow of a conventional one 5-cylinder piston pump can be replicated as it with the Curve GF5 is shown. To do this, the suction interval is set to 60 ° shorten and extend the delivery interval to 300 °. This results in the same proportional superimposition of the Delivery phases as with a conventional 5-cylinder pump with equally long suction and delivery intervals of each 180 °. Accordingly, there is also the total flow the optimized 3-cylinder pump, the one with the curve GF3 * shown in Figure 5, the same non-uniformity like a conventional 5-cylinder pump.

    In ähnlicher Weise veranschaulicht die Fig. 6 das Ergebnis 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 einer herkömmlichen 7-zylindrigen Kolbenpumpe und wesentlich kleiner als bei dem mit der Kurve GF4 dargestellten Gesamtförderstrom einer herkömmlichen 4-zylindrigen Kolbenpumpe.6 illustrates the result in a similar manner the inventive optimization of a 4-cylinder Piston pump (z = 4). According to equations 1 and 2 above the suction interval to 45 ° and the delivery interval to 315 °. The resulting total flow shows the curve GF4 *. The non-uniformity is the same as in the total flow represented by curve GF7 one conventional 7-cylinder piston pump and essential less than the total flow shown with curve GF4 a conventional 4-cylinder piston pump.

    Der Vorteil einer erfindungsgemäß optimierten Streckung des Förderintervalls ist also die Erzeugung eines gleichförmigeren Gesamtförderstroms. Durch die erfindungsgemäße Optimierung wird die Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms einer Pumpe mit z Zylindern gleich derjenigen einer herkömmlichen Pumpe mit 2z-1 Zylindern. Besonders ausgeprägt ist dieser Vorteil bei Pumpen mit gerader Zylinderzahl. Beispielhaft sei auf Fig. 4 mit einer optimierten 2-zylindrigen Pumpe und auf Fig. 6 mit einer optimierten 4-zylindrigen Pumpe verwiesen.The advantage of an aspect ratio optimized according to the invention of the funding interval is therefore the generation of a more uniform one Total flow. Through the optimization according to the invention becomes the non-uniformity of the total flow a pump with z cylinders similar to that of a conventional one Pump with 2z-1 cylinders. Is particularly pronounced this advantage for pumps with an even number of cylinders. Exemplary be on Fig. 4 with an optimized 2-cylinder pump and refer to Fig. 6 with an optimized 4-cylinder pump.

    Ein weiterer wesentlicher und entscheidender Vorteil der erfindungsgemäßen Streckung des Förderintervalls ergibt sich durch einen günstigeren Antriebsmomentenverlauf. Unter Vernachlässigung der Reibung ist bei gegebenem Druck das Antriebsmoment direkt proportional dem Förderstrom. Ein gleichförmigerer Förderstrom hat somit auch einen gleichförmigeren Antriebsmomentenverlauf zur Folge; d.h. die Spitzen des Antriebsmomentes und damit die Belastungen der Antriebselemente sind geringer.Another essential and decisive advantage of the Extension of the funding interval according to the invention results due to a more favorable drive torque curve. Neglecting friction is the driving torque at a given pressure directly proportional to the flow. A more uniform The flow rate is therefore more uniform Drive torque curve result; i.e. the peaks of the drive torque and thus the loads on the drive elements are lower.

    Ein längeres Förderintervall ist auch bei Teilförderung einer sauggedrosselten Pumpe vorteilhaft, da es auch dann noch zu Überlagerungen der Förderintervalle kommen kann. Auβerdem führt das längere Förderintervall zu einer Verringerung der Förderstromspitzen und somit zu einem gleichförmigeren Förderstromverlauf selbst bei Teilförderung. Während die vorstehend behandelten Figuren 2 bis 6 Pumpen im vollfördernden Zustand betreffen (100% Fördergrad), sind in den Figuren 7 und 8 die Förderstromverläufe bei Teilförderung dargestellt.A longer funding interval is also for partial funding a suction-throttled pump advantageous because it is still there funding intervals may still overlap. Besides that the longer funding interval leads to a reduction the flow peaks and thus to a more uniform Flow flow even with partial funding. While the Figures treated above 2 to 6 pumps in full delivery Condition concern (100% funding level) are in the figures 7 and 8 show the flow patterns for partial funding.

    Die Fig. 7 zeigt den Verlauf des Gesamtförderstroms einer herkömmlichen 3-zylindrigen Pumpe (Kurve GF3), einer herkömmlichen 2-zylindrigen Pumpe (Kurve GF2) und einer erfindungsgemäß optimierten 2-zylindrigen Pumpe (Kurve GF2*) jeweils bei 50% Teilförderung. Hierbei ist deutlich die Verringerung der Förderstrom- bzw. Antriebsmomentspitzen zu erkennen. In Fig. 8 ist der Verlauf des Gesamtförderstroms einer herkömmlichen 5-zylindrigen Pumpe (Kurve GF5), einer herkömmlichen 3-zylindrigen Pumpe (Kurve GF3) und einer erfindungsgemäß optimierten 3-zylindrigen Pumpe (Kurve GF3*) gezeigt, ebenfalls jeweils bei 50% Teilförderung. Hier ist zu erkennen, daß die Verlängerung des Förderintervalls sowohl die Förderstromspitzen verringert als auch zu einer besseren Überlagerung der Teilförderströme führt. Beim Fördergrad von 50% fördert bei der optimierten 3-zylindrigen Pumpe stets mindestens ein Kolben. Es treten keine zeitweisen Unterbrechungen des Gesamtförderstroms wie bei der herkömmlichen 3-zylindrigen Pumpe auf.Fig. 7 shows the course of the total flow of one conventional 3-cylinder pump (curve GF3), a conventional one 2-cylinder pump (curve GF2) and one according to the invention optimized 2-cylinder pump (curve GF2 *) each with 50% partial funding. Here the reduction is clear the flow or drive torque peaks can be recognized. In Fig. 8 the course of the total flow is one conventional 5-cylinder pump (curve GF5), a conventional one 3-cylinder pump (curve GF3) and one according to the invention optimized 3-cylinder pump (curve GF3 *) shown also with 50% partial funding. Here you can see that the extension of the funding interval both the Flow peaks reduced as well as a better overlay the partial flow flows. At the funding level of 50% always delivers with the optimized 3-cylinder pump at least one piston. There are no interruptions of the total flow as with the conventional 3-cylinder Pump on.

    Die vorstehend beschriebene Optimierung der relativen Längen der Intervalle des Kolbenhubes gemäß den obigen Gleichungen 1 und 2 berücksichtigt nicht den Einfluß von Leckagen auf die Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms. Trotz dieser Vernachlässigung können aber allein schon mit der beschriebenen Optimierung gute Vorteile gegenüber herkömmlichen Kolbenpumpen erzielt werden.The optimization of the relative described above Lengths of the piston stroke intervals according to the above equations 1 and 2 do not take into account the influence of leaks on the non-uniformity of the total flow. Despite this Neglect can be done with the described alone Optimization good advantages over conventional ones Piston pumps can be achieved.

    Während jedes Ausschubes (Förderintervall) kommt es zu Leckage im Spalt zwischen Kolben und Kolbenführung. Bei Überlagerung der Förderintervalle kommt es somit auch zur Überlagerung der Leckagen. Wie bereits bei der Beschreibung von Fig. 2 erwähnt, gibt es Abschnitte, in denen sich Förderintervalle unterschiedlich vieler Kolben überlagern. Daraus resultiert, daß in bestimmten Abschnitten eine unterschiedliche Gesamtleckage auftritt. Abschnitte mit verschiedenen Gesamtleckagen führen zu Abschnitten mit verschiedenen Gesamtfördermengen. Folglich führt die unterschiedliche Verteilung der Leckagen zu einer zusätzlichen Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms.It happens during each extension (funding interval) Leakage in the gap between the piston and piston guide. With overlay the funding intervals are therefore also superimposed of leaks. As in the description of Fig. 2 mentions, there are sections in which there are funding intervals different numbers of pistons overlap. This results, that in certain sections a different Total leakage occurs. Sections with different total leaks lead to sections with different total production volumes. Consequently, the different distribution of the Leakage to an additional non-uniformity of the total flow.

    Nachstehend wird beschrieben, wie man durch Modifizierung der in den Gleichungen 1 und 2 angegebenen Optimierungsvorschrift sogar auch die leckagebedingten Ungleichförmigkeiten vermindern kann. Die in obiger Weise gemäß der Gleichung 1 berechnete Länge des Förderintervalls kann nämlich zusätzlich derart verlängert werden, daß sich, trotz unterschiedlicher Gesamtleckagen in bestimmten Abschnitten, in allen Abschnitten ein ähnlicher und gleich großer Gesamtförderstrom ergibt.The following describes how to modify the optimization rule given in equations 1 and 2 even the leakage-related irregularities can decrease. The above in accordance with the equation 1 calculated length of the funding interval can be additional be extended in such a way that, despite different Total leakage in certain sections, in all sections a similar and equal total flow results.

    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 dargestellt, und die Kurve GF2* zeigt den hieraus resultierenden Gesamtförderstrom (wie die Kurve GF2* in Fig. 4), jeweils ohne 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 Gesamtleckagemenge 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 erkennen ist der verstärkte Einfluß der doppelten Leckage während der Überlagerung der Förderintervalle der beiden Kolben auf die Gleichförmigkeit des Gesamtförderstroms.9 shows the curves with the curves TFA and TFB of the partial flow rates of the pistons A and B for a according to the Equations 1 and 2 optimized 2-cylinder piston pump shown, and curve GF2 * shows the resultant Total flow (like curve GF2 * in Fig. 4), each without Taking leakage into account. Here is the suction interval 90 ° long and the delivery interval is 270 ° long. Considered consider the case assumed as an example that a total leakage amount of 10% of the theoretical output exists and this leakage turns out to be one during the production interval constant volume flow distributed over the individual pistons, then there is a course for the total flow, such as it is shown with the curve GF2 * L in FIG. 9. Clearly visible is the increased influence of double leakage during the superimposition of the delivery intervals of the two pistons on the uniformity of the total flow.

    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 Förderstromverlauf 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° ergibt 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 Gesamtförderstroms kompensiert, wie es Kurve GF2*L* zeigt, die den Gesamtförderstrom bei dem neu gewählten Förderintervall von 281° im Falle der 10%-igen Leckage wiedergibt.In the given example, there is an additional one Extension of the funding interval from 270 ° to 281 ° to one Avoiding this effect. As shown in Fig. 10, it is possible to further minimize the non-uniformity and the course of the total flow of the optimized pump with 2 Cylinders also taking into account the leakage to the flow rate the leak-free conventional 3-cylinder Adjust piston pump. 10 shows with the curves TFA and TFB the partial flow of pistons A and B and with the Curve GF2 * the resulting total flow in the case of newly selected delivery interval of 281 ° without leakage. By the additional extension of the funding interval by 11 ° results due to the overlapping curves TFA and TFB an increased deflection of the total flow in Area of just that section where in the event of leakage an increased slump is to be expected. This will make the additional, leakage-related non-uniformity of the total flow compensates, as it shows curve GF2 * L *, which Total flow at the newly selected delivery interval of 281 ° in the case of 10% leakage.

    Bei sinusförmigem Förderverlauf läßt sich die zusätzliche Verlängerung des Förderintervalls zum Ausgleich der Leckage der optimierten Pumpe wie folgt ausdrücken:

    Figure 00130001
    In the case of a sinusoidal delivery curve, the additional extension of the delivery interval to compensate for the leakage of the optimized pump can be expressed as follows:
    Figure 00130001

    Dabei bedeutet z die Zylinderzahl und η den volumetrischen 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 Formel bestimmten Förderhubwinkel. Das Argument der Umkehrfunktion beschreibt die Größe der Leckage, wie aus dem Faktor (1-η) ersichtlich. Die Faktoren 1/z und 360°/α dienen der Umrechnung der Gesamtleckage auf den Beitrag eines Kolbens.Z means the number of cylinders and η the volumetric Efficiency in one for the respective pump operation provided map point, which in the case of a common rail high pressure pump e.g. an interesting one for exhaust emissions Map point would be. The factor 2 at the beginning of the formula comes from the necessary extension to the beginning and end of the Delivery stroke. The factor (2z-1) / z is used to adjust the the inverse function obtained at the angular size no longer 180 ° but according to the above formula certain conveying stroke angle. The argument of the inverse function describes the size of the leak, as from the factor (1-η) evident. The factors 1 / z and 360 ° / α are used for the conversion the total leakage on the contribution of a piston.

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

    Figure 00140001
    Assuming elongated but still sinusoidal delivery curves, the optimal total length of the delivery stroke of a pump with z cylinders for emulating a pump with 2z-1 cylinders can be estimated using the following equation:
    Figure 00140001

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

    Figure 00140002
    In the case of non-sinusoidal or other pumping courses which are not explicitly known, the use of the reverse function can be circumvented with the aid of the derivative f '(0) of the function of the pumping flow in the zero crossing:
    Figure 00140002

    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 gültig. Aufgrund der Kompression des Mediums im Pumpzylinder kommt es zu einer Verzögerung des Förderbeginns. Es ist aber möglich, die optimale Länge des Förderintervalls unter Berücksichtigung der Kompression auszulegen. Eine solche optimale Auslegung gilt nur für ein bestimmtes Druckniveau und ist abhängig von der Kompressibilität des Mediums. Für Pumpen, 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 Betriebspunkte gesucht werden.The funding courses shown in FIGS. 2 to 10 strictly speaking only apply to incompressible media. For the pressures of up to used in diesel injection technology 1500 bar or above this assumption is no longer valid. Due to the compression of the medium in the pump cylinder there is a delay in the start of funding. But it is possible, taking into account the optimal length of the funding interval the compression. Such an optimal one Design only applies to a certain pressure level and depends on the compressibility of the medium. For pumps, which are used at different pressure levels As is the case with common rail systems, a must global optimum e.g. for the emission-critical operating points be searched for.

    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 ausprobiert (was auch mit Hilfe von Computersimulation geschehen kann) und dann diejenige Anordnung auswählt, bei welcher die beobachtete Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms zufriedenstellend 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 Gesamtförderstrom in der Praxis spürbar abhängig ist von zusätzlichen Faktoren, die nicht exakt vorhersagbar oder mathematisch formulierbar sind. Hierzu zählt neben den bereits erwähnten Leckage- und Kompressibilitätserscheinungen auch das dynamische Verhalten der verwendeten Bauteile und der an den Ausgang der Pumpe angeschlossenen Einrichtungen.The measurement of the size ratio between funding and suction interval can in any case also be empirical Foundation done by looking at an existing pump Gear arrangements such as cam profiles with different Interval-size ratios tried in a suitable gradation (which also happens with the help of computer simulation can) and then select the arrangement in which the observed non-uniformity of the total flow satisfactory is low or minimal. You can do the above given equations if necessary for approximation the area to be tested can be used. This method can be beneficial if the actual total flow in practice is noticeably dependent on additional ones Factors that are not exactly predictable or mathematically formulated are. In addition to the leakage and signs of compressibility also the dynamic Behavior of the components used and that at the exit of the Pump connected facilities.

    Die Fig. 11 zeigt als Beispiel rein schematisch den Aufbau einer erfindungsgemäß ausgelegten 3-zylindrigen Radialkolbenpumpe im Radialschnitt. Diese Pumpe kann als Hochdruckpumpe 3 in dem Common-Rail-System nach Fig. 1 verwendet werden und ist dementsprechend mit der Bezugszahl 3 bezeichnet.11 shows the structure purely schematically as an example a 3-cylinder radial piston pump designed according to the invention in radial section. This pump can be used as a high pressure pump 3 can be used in the common rail system according to FIG. 1 and is accordingly designated by the reference number 3.

    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 welchem ein Verdrängerkolben 32 geführt ist. Die drei Kolben-Zylinder-Einheiten 30 sind sternförmig und um 120° winkelversetzt bezüglich der Antriebswelle 33 der Pumpe angeordnet, wobei die Zylinderköpfe radial nach außen weisen. In den Zylinderköpfen befinden sich jeweils eine Ansaugöffnung und eine Ausschiebeöffnung mit zugeordneten Ventilen, wobei diese Teile aus Gründen der Übersichtlichkeit nicht dargestellt sind.The pump 3 according to FIG. 11 contains three piston-cylinder units 30 each with a cylinder 31, which (not shown) housing of the pump is formed and in which a displacement piston 32 is guided. The three piston-cylinder units 30 are star-shaped and offset by 120 ° arranged with respect to the drive shaft 33 of the pump, the cylinder heads pointing radially outwards. In the cylinder heads there are one suction opening and one each Sliding opening with assigned valves, these Parts not shown for reasons of clarity are.

    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 sitzenden Nocken 34 und drei Nockenfolgern bzw. Stößeln 35. Jeder Stößel 35 ist durch eine (nicht dargestellte) Geradführung so geführt, daß er sich entlang einer radialen Linie verschieben läßt, und ist mit dem betreffenden Kolben verbunden. 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.To rotate the shaft 33 into an oscillating Implementing the stroke movement of the piston 32 is a cam gear provided, consisting of a non-rotatably seated on the shaft Cam 34 and three cam followers or tappets 35. Each Ram 35 is through a straight guide (not shown) guided so that it extends along a radial line can move, and is connected to the piston in question. The pistons 32 and thus also the tappets 35 are through suitable means biased against the cam 34, symbolically represented by a tension spring 36 between pistons and back of the cylinder in question.

    Das Profil des Nockens 34 ist so beschaffen, daß der Nockenradius, beginnend an einem Ort P1, in Umfangsrichtung entgegen dem Uhrzeigersinn bis zu einem Ort P2 monoton zunimmt 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 Totpunkt. 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°.The profile of the cam 34 is such that the cam radius, starting at a location P1, in the circumferential direction counterclockwise to a location P2 increases monotonously and then decreases monotonously again to the location P1. The Difference between the smallest radius (at P1) and the largest radius (at P2) is equal to the stroke length of the pistons 32, i.e. equal to the distance between bottom and top dead center. The pistons 32 thus oscillate when the shaft rotates 33 mediated by the plunger 35 in the desired Way between their bottom and top dead centers, with a mutual phase shift of 120 °.

    Um gemäß der Erfindung dafür zu sorgen, daß das Förderintervall größer ist als das Saugintervall, ist der Winkelbereich 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 dargestellten 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.To ensure according to the invention that the funding interval is larger than the suction interval, the angular range α, within which the cam radius increases, i.e. the traversed angle from location P1 to location P2, greater than that Angular range β within which the cam radius decreases, that is, the angle traveled through from location P2 to location P1. In the illustrated The case of a 3-cylinder pump is preferred α = 300 ° and β = 60 ° according to equations 1 and 2 above (or the respective angle values are also modified to Consideration e.g. leakage, etc., as mentioned above). Rotate shaft 33 and cam 34 in the prescribed Direction, in the present case clockwise according to the drawn arrow, then each piston 32 begins its Suction stroke as soon as the location P2 of the cam 34 on the assigned Ram 35 passes. Relatively shortly afterwards, while walking by after P1 (60 ° rotation) is the piston in question at bottom dead center, and the much longer delivery stroke (300 °) begins.

    Vorzugsweise ist das Profil des Nockens 34 so ausgebildet, daß die Zunahme des Nockenradius als Funktion des Drehwinkels im Segment vom Ort P1 zum Ort P2 sinusförmig ist, d.h. dem Verlauf einer Sinusfunktion vom Minimum zum nächstfolgenden Maximum entspricht. In ähnlicher Weise kann die Abnahme des Nockenradius im Segment vom Ort P2 zum Ort P1 vorzugsweise dem Verlauf einer Sinusfunktion angepaßt werden. Aus dynamischen Gründen muß auf stetige Übergänge bis zur gewählten Ableitung geachtet werden.The profile of the cam 34 is preferably designed such that that the increase in cam radius as a function of the angle of rotation is sinusoidal in the segment from location P1 to location P2, i.e. the course of a sine function from the minimum to the next one Corresponds to maximum. Similarly, the decrease can the cam radius in the segment from location P2 to location P1 preferably be adapted to the course of a sine function. For dynamic reasons, there must be continuous transitions to the one selected Derivative must be respected.

    Der konstruktive Aufbau einer erfindungsgemäßen Kolbenpumpe ist natürlich nicht auf die in Fig. 11 gezeigte Ausführungsform beschränkt. Statt eines Nockengetriebes können auch andere Getriebeformen verwendet werden, mit denen sich ungleich lange Saug- und Förderintervalle realisieren lassen, z.B. andersartige Kurvengetriebe oder Gestänge- und Gelenkgetriebe. Auch ist die Erfindung nicht auf Radialkolbenpumpen beschränkt, sie kann gleichermaßen bei mehrzylindrigen Pumpen praktiziert werden, deren Kolben-Zylinder-Einheiten längs einer Antriebswelle hintereinander liegen. In diesem Fall können entsprechend viele Einzelgetriebe vorgesehen werden, die gleichartig ausgebildet sind und phasenverschoben arbeiten.The design of a piston pump according to the invention is of course not the embodiment shown in FIG limited. Instead of a cam gear, too other types of gears are used with which are unequal have long suction and delivery intervals, e.g. different cam gear or linkage and articulated gear. The invention is also not based on radial piston pumps limited, it can equally with multi-cylinder pumps be practiced, the piston-cylinder units along one Drive shaft lie one behind the other. In this case, you can a corresponding number of individual gears are provided are of the same design and work out of phase.

    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.For the presentation, the case was assumed that everyone Pistons a full period for every 360 ° rotation of the drive shaft of its oscillation. The above statements apply with a corresponding adjustment of the equations also for the case that each piston at several periods of oscillation 360 ° rotation of the drive shaft.

    Claims (9)

    Kolbenpumpe (3) zur Fluidförderung mit einer Mehrzahl z>1 vorzugsweise gleichartiger Kolben-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 periodisch oszillierende translatorische Hubbewegung der Kolben (32) in den jeweiligen Zylindern (31) umsetzt, derart daß jeder Kolben (32) pro 360°-Umdrehung der Antriebswelle (33) wenigstens eine volle Periode seiner Oszillation vollführt, die sich zusammensetzt aus einem Saugintervall, 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 Förderintervall, in welchem der Kolben (32) einen in die entgegengesetzte 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 zueinander phasenversetzt sind,    gekennzeichnet durch
       eine derartige Ausbildung der Getriebeanordnung (34, 35), daß bei jedem Kolben (32) das Förderintervall einen gröβeren Teil der Oszillationsperiode belegt als das Saugintervall, unter derartiger Bemessung des Größenverhältnisses zwischen 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.    Piston pump (3) for fluid delivery with a plurality z> 1, preferably of the same type, piston-cylinder units (30), in the cylinders (31) of which an associated displacement piston (32) is guided, and with a gear arrangement (34, 35) which converts the rotary movement of a common drive shaft (33) into a periodically oscillating translatory stroke movement of the pistons (32) in the respective cylinders (31), such that each piston (32) performs at least one full period of its oscillation per 360 ° revolution of the drive shaft (33), which is composed of a suction interval in which the piston (32) has a stroke in a first direction for sucking in the conveying fluid into the relevant cylinder (31), and a delivery interval in which the piston (32) performs a stroke in the opposite direction to push the fluid out of the cylinder (31), the oscillations of the pistons (32) each other are the same and are preferably phase-shifted from one another by 360 ° / z, marked by
    such a design of the gear arrangement (34, 35) that the delivery interval for each piston (32) occupies a larger part of the oscillation period than the suction interval, with such a dimensioning of the size ratio between delivery and suction interval that the non-uniformity over time of the total delivery flow Pump (3) during operation is less than in the case of equally long delivery and suction intervals.         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) während des Betriebs minimal ist. Piston pump according to claim 1, characterized by such a measurement of the size ratio between Delivery and suction interval that the non-uniformity in time course of the total flow of the pump (3) during operation is minimal. Kolbenpumpe nach Anspruch 2, gekennzeichnet durch derartige Bemessung des Größenverhältnisses zwischen Förder- und Saugintervall, daß der Quotient (Qmax-Qmin) /Qmitttel minimal ist, wobei Qmax die Maximalamplitude, Qmin die Minimalamplitude und Qmittel der Mittelwert des Gesamtförderstroms der Pumpe (3) ist.Piston pump according to Claim 2, characterized by dimensioning the size ratio between the delivery and suction intervals such that the quotient (Q max -Q min ) / Q average is minimal, Q max the maximum amplitude, Q min the minimum amplitude and Q average the mean value of the total delivery flow the pump (3). Kolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Länge jedes Förderintervalls einem Drehwinkel der Antriebswelle (33) von gleich oder annähernd gleich α = 2z-1 z 180° entspricht.Piston pump according to one of the preceding claims, characterized in that the length of each delivery interval is an angle of rotation of the drive shaft (33) of the same or approximately the same α = 2 e.g. -1 e.g. 180 ° corresponds. 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 annähernd gleich
    Figure 00190001
    entspricht, wobei α* = 2z-1 / z180° der Startwert ist und ƒ'(0) die Ableitung der Winkelfunktion des Teilförderstroms pro Kolben-Zylinder-Einheit im Nulldurchgang ist und η der volumetrische Wirkungsgrad der Pumpe (30) ist.    Piston pump according to claim 4, characterized in that to take into account the leakage in the gap between the piston (32) and the cylinder wall (31) the length of each delivery interval is equal to or approximately the same as the angle of rotation of the drive shaft (33)
    Figure 00190001
    corresponds, where α * = 2 z -1 / z 180 ° is the starting value and ƒ '(0) is the derivative of the angular function of the partial delivery flow per piston-cylinder unit in the zero crossing and η is the volumetric efficiency of the pump (30).         Kolbenpumpe nach Anspruch 4, gekennzeichnet durch derartige Ausbildung der Getriebeanordnung (34, 35), daß die Kolbengeschwindigkeit während des Förderintervalls einer Sinushalbwelle folgt, und 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 annähernd gleich
    Figure 00200001
    entspricht, wobei α = 2z-1 / z180° der Startwert ist und η der volumetrische Wirkungsgrad der Pumpe (30) ist.         Piston pump according to claim 4, characterized by such a configuration of the gear arrangement (34, 35), that the piston speed follows a sine half-wave during the delivery interval, and that to take into account the leakage in the gap between the piston (32) and the cylinder wall (31), the length of each delivery interval is an angle of rotation of the drive shaft (33) of the same or approximately the same
    Figure 00200001
    corresponds, where α = 2 z -1 / z 180 ° is the starting value and η is the volumetric efficiency of the pump (30).     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.Piston pump according to one of the preceding claims, characterized in that the gear arrangement (34, 35) for each piston (32) by means of a drive shaft (33) circumferential cam profile (34) is formed, on which with engage the cam follower (35) connected to the piston (32). Kolbenpumpe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß sie als Radialkolbenpumpe (3) ausgebildet ist, in welcher die Kolben-Zylinder-Einheiten (30) sternförmig in gleichmäßigen Winkelabständen um die Antriebswelle (33) angeordnet sind, wobei die Nockenfolger (35) alle am selben Nockenprofil (34) angreifen.Piston pump according to claim 7, characterized in that it is designed as a radial piston pump (3), in which the piston-cylinder units (30) in a star shape in uniform Angular distances arranged around the drive shaft (33) are, the cam followers (35) all on the same cam profile (34) attack. Verwendung einer Kolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche als Hochdruckpumpe in einer Common-Rail-Kraftstoffeinspritzanlage für einen Verbrennungsmotor.Use of a piston pump according to one of the preceding Claims as a high pressure pump in a common rail fuel injection system for an internal combustion engine.
    EP00124637A 1999-11-19 2000-11-10 Multicylinder piston pump Expired - Lifetime EP1101939B1 (en)

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