EP1101939B1

EP1101939B1 - Mehrzylindrige Kolbenpumpe

Info

Publication number: EP1101939B1
Application number: EP00124637A
Authority: EP
Inventors: Hinrich Dr. Krüger; Christian Taudt; Eckbert Zander
Original assignee: Siemens AG
Current assignee: Siemens AG
Priority date: 1999-11-19
Filing date: 2000-11-10
Publication date: 2004-10-06
Anticipated expiration: 2020-11-10
Also published as: EP1101939A2; EP1101939A3; DE50008084D1; DE19955778A1

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.

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.

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.

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.

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.
Eine Möglichkeit, die Förderstrompulsationen zu verringern, besteht darin, die Zahl der Kolben-Zylinder-Einheiten, im folgenden kurz als "Zylinderzahl" bezeichnet, zu vergrößern. 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.
Eine Kolbenpumpe mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Patentanspruch 1 ist aus der US-A-4453898 bekannt. Ähnliche Kolbenpumpen sind in der US-A-3816029 und EP-A-0801982 beschrieben.
Die Aufgabe der Erfindung besteht darin, die Ungleichförmigkeit, die sich im Förderstrom einer mehrzylindrigen Kolbenpumpe in Relation zur Zylinderzahl ergibt, weiter zu minimieren.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im Patentanspruch 1 aufgeführten Merkmale einer Kolbenpumpe gelöst. Besondere Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen beschrieben.
Der Grundgedanke der Erfindung besteht demnach darin, durch eine Verlängerung des Förderintervalls innerhalb jeder Periode der Kolbenoszillation, d.h. verlangsamtes Fördern und demgegenüber schnelleres Ansaugen, für eine günstigere 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.
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.
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. Daher wird 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.
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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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.

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

Um bei einer Pumpe mit wenigen Zylindern die gleichen 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 Förderund 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° .

Für die Länge β des Saugintervalls bleibt dann noch der Rest bis zur vollen Wellenumdrehung, also β = 180° z .

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.

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 (Q_max-Q_min)/Q_mittel). 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.

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.

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.

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.

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.

Ein längeres Förderintervall ist auch bei Teilförderung einer sauggedrosselten Pumpe vorteilhaft, da es auch dann noch zu Überlagerungen der Förderintervalle kommen kann. Außerdem 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.

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 berlagerung 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.

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.

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.

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.

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.

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.

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

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 l/z und 360°/α dienen der Umrechnung der Gesamtleckage auf den Beitrag eines Kolbens.

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:

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:

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.

Die Bemessung des Größenverhältnisses zwischen Förderund 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.

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.

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.

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.

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°.

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.

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.

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.

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

Claims

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, wobei bei jedem Kolben (32) das Förderintervall einen größeren 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, dadurch gekennzeichnet, dass die Länge jedes Förderintervalls einem Drehwinkel der Antriebswelle (33) von gleich oder annähernd gleich α = 2z - 1 z 180° entspricht.
Kolbenpumpe nach Anspruch 1, 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
entspricht, wobei α* = 2z - 1 z 180° der Startwert ist und f'(0) die Ableitung der Winkelfunktion des Teilförderstroms pro Kolben-Zylinder-Einheit im Nulldurchgang ist und η der volumetrische Wirkungsgrad der Pumpe (30) ist.
Kolbenpumpe nach Anspruch 1, 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
entspricht, wobei α = 2z - 1 z 180° der Startwert ist und η der volumetrische Wirkungsgrad der Pumpe (30) ist.
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.
Kolbenpumpe nach Anspruch 4, 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.
Verwendung einer Kolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche als Hochdruckpumpe in einer Common-Rail-Kraftstoffeinspritzanlage für einen Verbrennungsmotor.