EP1201913B1 - Kraftstoffhochdruckpumpe mit veränderlicher Fördermenge - Google Patents

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EP1201913B1
EP1201913B1 EP01123835A EP01123835A EP1201913B1 EP 1201913 B1 EP1201913 B1 EP 1201913B1 EP 01123835 A EP01123835 A EP 01123835A EP 01123835 A EP01123835 A EP 01123835A EP 1201913 B1 EP1201913 B1 EP 1201913B1
Authority
EP
European Patent Office
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angle range
piston
rotary
fuel pump
pressure
Prior art date
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Application number
EP01123835A
Other languages
English (en)
French (fr)
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EP1201913A3 (de
EP1201913A2 (de
Inventor
Helmut Rembold
Bruno Schmidt
Dietmar Krieg
Mathias Schumacher
Uwe Mueller
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Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Publication date
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Publication of EP1201913A3 publication Critical patent/EP1201913A3/de
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    • F02M63/02—Fuel-injection apparatus having several injectors fed by a common pumping element, or having several pumping elements feeding a common injector; Fuel-injection apparatus having provisions for cutting-out pumps, pumping elements, or injectors; Fuel-injection apparatus having provisions for variably interconnecting pumping elements and injectors alternatively
    • F02M63/0225—Fuel-injection apparatus having a common rail feeding several injectors ; Means for varying pressure in common rails; Pumps feeding common rails
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    • F02M59/10—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps of reciprocating-piston or reciprocating-cylinder type characterised by the piston-drive
    • F02M59/102—Mechanical drive, e.g. tappets or cams
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04B49/22—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00 by means of valves
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    • F04B49/243—Bypassing by keeping open the inlet valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F02M2200/31—Fuel-injection apparatus having hydraulic pressure fluctuations damping elements
    • F02M2200/315—Fuel-injection apparatus having hydraulic pressure fluctuations damping elements for damping fuel pressure fluctuations
    • 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
    • F04B2205/00—Fluid parameters
    • F04B2205/09—Flow through the pump

Definitions

  • the invention relates to a high-pressure fuel pump with variable delivery rate for an internal combustion engine according to the preamble of claim 1.
  • the invention has for its object to provide a high-pressure fuel pump with variable flow, in which the pressure surges in the high pressure line and the common rail over the prior art significantly reduced and the mechanical stresses of the high-pressure fuel pump can be reduced.
  • the high-pressure fuel pump In the high-pressure fuel pump according to the invention, an increase in pressure takes place in the delivery chamber at the beginning of the delivery stroke. As soon as the pressure force in the delivery chamber is greater than the sum of the decoupled by an exhaust valve from the delivery chamber pressure force in the high-pressure line and the spring force of the exhaust valve, the high-pressure fuel pump starts to promote fuel in the high pressure line. As soon as enough fuel has been pumped into the high-pressure line, the quantity control valve opens so that the pressure in the delivery chamber collapses and the exhaust valve closes between the high-pressure line and the delivery chamber.
  • the pressure curve in the delivery chamber and thus in the high-pressure line can be designed so that the pressure surges in the high-pressure line and the common rail and the impact loads of the high-pressure fuel pump can be reduced.
  • the height of the pressure surge depends on the speed of the cam at the opening time of the exhaust valve.
  • each cam of the camshaft has at least a first rotation angle range, a second rotation angle range and a third rotation angle range, wherein the bottom dead center (UT) of the piston is within the first rotation angle range the piston experiences a positive acceleration after reaching the UT by the piston in the first rotation angle range, that within the second rotation angle range, the speed related to the speed V H / ⁇ of the piston is approximately constant, the exhaust valve of the high pressure pump opens, while the cam the second Passes through the rotation angle range and that within the third rotation angle range, the stroke speed of the piston increases until reaching a maximum value.
  • UT bottom dead center
  • the second rotation angle range with an approximately constant, the lowest possible lifting speed V H / ⁇ has the advantage that, regardless of the flow rate, ie the time at which opens the exhaust valve, the lifting speed V H depends essentially only on the speed of the camshaft. This makes it possible, by selecting a low lifting speed, even at maximum speed of the high-pressure fuel pump and maximum pressure in the high-pressure line, to limit the pressure surge p s to a permissible level. This allows the
  • Injection quantity can be controlled with greater accuracy and reduce the o.g. Schwellbe pipeieux and jerky loads.
  • the acceleration of the piston in the first rotation angle range at the maximum permissible speed of the high-pressure fuel pump is essentially limited by the mass forces of the piston, so that the first rotation angle range can be kept as small as possible. This makes it possible to design the second rotation angle range correspondingly larger. Since, at the beginning of the delivery stroke, the piston only causes an increase in the pressure of the fuel in the delivery chamber and does not have to perform pressure-increasing work against the pressure in the high-pressure line, the acceleration of the piston in the first rotation-angle region can assume a very high value.
  • the piston experiences no or a positive acceleration that is lower than the acceleration in the first rotational angle range.
  • V H / ⁇ can by means of a low positive acceleration - provided that the allowable pressure surges p s in the high pressure line are not exceeded - increase in the second rotation angle range, the stroke speed of the piston and thus within a smaller rotation angle range of the same delivery stroke can be achieved.
  • the maximum stroke speed of the piston can be reduced, resulting in high speeds of the high-pressure fuel pump to a reduction in the flow losses at the flow control valve when Ab juryn and thereby increases the pump efficiency.
  • the acceleration of the piston in the third rotation angle range at the maximum permissible speed of the high-pressure fuel pump is limited by the maximum allowable pressure, so that on the one hand, the maximum piston speed in the delivery stroke is achieved as quickly as possible and on the other hand, no unacceptable stresses the high-pressure fuel pump , In the third rotation angle range, the piston must work against the pressure in the high-pressure line.
  • each cam has a fourth, a fifth and a sixth rotational angle range, that the top dead center (TDC) of the piston is between the fourth rotational angle range and the fifth rotational angle range, that the positive acceleration of the piston in the fourth rotational angle range becomes negative that the piston undergoes a negative acceleration in the fifth rotation angle range, and that within the sixth rotation angle range, the stroke speed of the piston is negative and approximately constant.
  • TDC top dead center
  • the quantity control valve is a normally open solenoid valve, so that impermissible pressures in the fuel delivery pump are prevented even in case of failure of the quantity control valve or its control.
  • a piston 10 which is guided in a cylinder 11 and driven by a camshaft 12 with two cams 13, injection pump is shown schematically.
  • the piston 10 defines a delivery chamber 14, in which a low pressure line 15 and a high pressure line 16 open. Between the high-pressure line 16 and the delivery chamber 14, an outlet valve 17 is provided, which prevents a backflow of the fuel located in the high-pressure line 16 into the delivery chamber 14.
  • the high-pressure line 16 may be in a not shown
  • a hydraulic connection between delivery chamber 14 and low-pressure line 15 can be produced via a quantity control valve 19.
  • quantity control valve 19 designed as a solenoid valve quantity control valve 19 is closed.
  • the Quantity control valve 19 opened. As a result, the pressure in the delivery chamber 14 collapses and the outlet valve 17 closes. Thus, the promotion of fuel from the delivery chamber 14 is terminated in the high-pressure line 16. Until the TDC is reached, the piston 10 conveys fuel from the delivery chamber 14 into the low-pressure line 15. Because of the low pressure in the low-pressure line 15, the delivery work of the piston 10 in this switching state (FIG. 1c) is very low.
  • FIGS. 1a, 1b and 1c are assigned by lines 24, 25 and 26 to the corresponding sections in the above-mentioned diagram.
  • the switching position of the quantity control valve 19 is shown. It is clear that the opening of the closed quantity control valve 19, the promotion of fuel in the high-pressure line 16 is terminated.
  • the opening of the quantity control valve 19 as shown within a range 27 between UT and OT can be varied.
  • the camshaft 12 has two cams 13, so that two suction and delivery strokes are performed by the piston 10 with one camshaft revolution.
  • Fig. 2 the camshaft 12 is shown in somewhat greater detail.
  • the contour of the cam 13 has been divided into six rotation angle ranges 1 to 6, which will be described in detail below with reference to FIG. 3.
  • Fig. 3a shows the hub 23 of the cam 13 in the radial
  • FIG. 3b the speed v R of the cam 13 is plotted in the radial direction.
  • the speed v R corresponds to the speed of the piston 10.
  • FIG. 3 c the acceleration a of the piston 10 is shown above the angle of rotation ⁇ NW of the camshaft 12.
  • Fig. 3d the position of the exhaust valve 18 is shown.
  • FIG. 3 e shows the curve of the pressure p F in the delivery chamber 14 above the angle of rotation ⁇ NW
  • FIG. 3 f shows the switching position of the quantity control valve 19.
  • the pressure p F in the delivery room rises steeply.
  • the liquid column in the line between high-pressure fuel pump and rail is accelerated abruptly according to the cam speed at the time of overflow. With increasing speeds, this raises a pressure increase in the delivery chamber 14.
  • This pressure increase reaches a maximum, which is indicated in Fig. 3e with p s , and runs after the exhaust valve 17 has opened as a surge of pressure through the high pressure line 16.
  • this pressure surge reaches the common rail, an injection nozzle or an injector, this can inaccurate fuel metering during injection.
  • the pressure increase leads to a heavy load on the cam drive of the pump.
  • the pressure increase in the delivery chamber 14 with respect to the ruling in the high pressure line 15 rail pressure P CR should be as low as possible. That is, the difference between p s and p CR should be as small as possible. This goal can be achieved with the design of the cam 13 described below.
  • the exhaust valve 17 opens sooner or later. Because of the volumetric losses between the piston 10 and cylinder 11 and the compressibility of the fuel located in the delivery chamber and the elasticity of the delivery chamber 14 surrounding, not shown in Fig. 1 wall of the injection pump, a certain delivery stroke is necessary to build up a pressure in the delivery chamber 14. With knowledge of the characteristics of a specific high-pressure fuel pump, a rotation angle range can thus be specified within which the outlet valve 17 does not open under any circumstances. In Fig. 3a, this rotation angle range is designated 1.
  • the rotation angle range 1 is the smaller, the lower the pressure P CR in the high-pressure line and the smaller the volume of the delivery chamber 14 and the greater the elasticity of the wall 14 surrounding the delivery chamber.
  • the outlet valve 17 opens regardless of the speed, with otherwise identical boundary conditions, the latest, when the pending in the high-pressure line 16 pressure p CR corresponds to the maximum allowable operating pressure of the common rail. Ie.
  • For each high-pressure fuel pump can be a function of the above-mentioned parameters specify a second rotation angle range 2, within which the exhaust valve 17 opens.
  • the acceleration a in the third rotation angle range 3 is selected so that after reaching the maximum permissible speed and after a transition to a fourth
  • the maximum acceleration is such that at the contact point between the cam 13 and piston 11 at the highest allowable pressure P CR, the allowable Hertzian pressure is not exceeded. In this case, the pressure forces acting on the piston 10, and the inertial forces are taken into account.
  • a fourth rotation angle range 4 which is characterized in that the acceleration a is negative.
  • the value of the acceleration is limited by the maximum permissible Hertzian pressure.
  • the acceleration a is constantly negative, which means that the speed of the piston 10 decreases.
  • the speed becomes negative, ie the suction stroke begins.
  • the piston 10 has a certain negative speed, which it maintains constant over a sixth rotation angle range 6.
  • a first rotation angle range 1 again follows the sixth rotation angle range 6.
  • the rotation angle range 1 is characterized in that the acceleration a of the piston 10 is selected as large as possible.
  • the possible acceleration is essentially limited by the mass forces of the piston 10, since hydraulic forces acting on the piston 10 in the area of the delivery chamber are comparatively low. For this reason, the maximum acceleration in the first rotation angle range is significantly greater than the maximum acceleration in the third rotation angle range 3.
  • the acceleration A of the piston 10 is maximized in the first rotation angle range 1, the second Turn angle range 2 correspondingly larger.
  • a slight acceleration of the piston 10 can also take place. The prerequisite is, however, that in all operating conditions, the pressure peak p s when opening the exhaust valve 17 is not unacceptably high.
  • the third rotation angle range 3 it is advisable to select the acceleration a of the piston 10 as large as possible in order to achieve the required flow rate with the lowest possible maximum velocity v max of the piston 10. The lower the maximum speed v max of the piston 10, the lower are the flow losses during the shutdown by the quantity control valve 19. Thus, the efficiency of the high-pressure fuel pump is improved.
  • the statements made above on the design of the contour of the cam 13 from the first rotation angle range 1 to the sixth rotation angle range 6 are basically applicable to all high-pressure fuel pump according to the invention
  • the high-pressure fuel pump according to the invention is particularly suitable for use in internal combustion engines with gasoline direct injection.

Description

    Stand der Technik
  • Die Erfindung betrifft eine Kraftstoffhochdruckpumpe mit veränderlicher Fördermenge für eine Brennkraftmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
  • Bei dieser aus der EP 481 964 B2 bekannten Kraftstoffhochdruckpumpe wird die Fördermenge dadurch geregelt, dass das Auslassventil 1 zu Beginn des Förderhubs geschlossen ist und während des Förderhubs geöffnet wird. Aufgrund des Totvolumens im Förderraum hat der Kolben zum Öffnungszeitpunkt des Auslaßventils (Förderbeginn in Hochduckleitung und Rail) bereits eine hohe Geschwindigkeit. Dies führt aufgrund der zu diesem Zeitpunkt stehenden Flüssigkeitssäule in der Hochdruckleitung, die beschleunigt werden muß, zu einem Druckstoß. Dieser Druckstoß erschwert die exakte Mengenzumessung bei der Einspritzung von Kraftstoff in den Brennraum und führt außerdem zu einer Schwellbeanspruchung der Hochdruckleitung und des Common-Rails. Außerdem sind die mechanischen Belastungen der Kraftstoffhochdruckpumpe und der Nockenwelle wegen der stoßartigen Belastung zu Beginn der Kraftstoffförderung in die Hochdruckleitung sehr hoch.
  • Aus der JP2000-297725A oder der WO 00/61939 ist eine Kraftstoffpumpe mit einem Pumpenelement bekannt, bei der die Fördermengenregelung durch Öffnen eines Mengensteuerventils während des Förderhubs des Pumpenelements erfolgt.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Kraftstoffhochdruckpumpe mit veränderlicher Fördermenge bereitzustellen, bei der die Druckstöße in der Hochdruckleitung und im Common-Rail gegenüber dem Stand der Technik deutlich reduziert und die mechanischen Beanspruchungen der Kraftstoffhochdruckpumpe verringert werden.
  • Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß bei einer gattungsgemäßen Kraftstoffhochdruckpumpe durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 gelöst.
    • Vorteile der Erfindung
  • Bei der erfindungsgemäßen Kraftstoffhochdruckpumpe findet zu Beginn des Förderhubs eine Druckerhöhung im Förderraum statt. Sobald die Druckkraft im Förderraum größer ist als die Summe der durch ein Auslaßventil vom Förderraum entkoppelten Druckkraft in der Hochdruckleitung und der Federkraft des Auslaßventils, beginnt die Kraftstoffhochdruckpumpe Kraftstoff in die Hochdruckleitung zu fördern. Sobald genügend Kraftstoff in die Hochdruckleitung gefördert wurde, öffnet das Mengensteuerventil, so dass der Druck im Förderraum zusammenbricht und das Auslaßventil zwischen Hochdruckleitung und Förderraum schließt. Da bei der oben beschriebenen Mengenregelung die Druckerhöhung im Förderraum stets ab dem unteren Totpunkt (UT) des Kolbens erfolgt, kann unabhängig von der Drehzahl und dem Betriebspunkt der Brennkraftmaschine der Druckverlauf im Förderraum und damit auch in der Hochdruckleitung so gestaltet werden, dass die Druckstöße in der Hochdruckleitung und im Common-Rail und die stoßartigen Belastungen der Kraftstoffhochdruckpumpe verringert werden. Die Höhe des Druckstoßes hängt dabei von der Geschwindigkeit des Nockens zum Öffnungszeitpunkt des Auslaßventils ab.
  • Um die Druckstöße und/oder die Belastung der Kraftstoffhochdruckpumpe zu minimieren ist vorgesehen, dass jeder Nocken der Nockenwelle mindestens einen ersten Drehwinkelbereich, einen zweiten Drehwinkelbereich und einen dritten Drehwinkelbereich aufweist, wobei der untere Totpunkt (UT) des Kolbens innerhalb des ersten Drehwinkelbereichs liegt, dass der Kolben nach Erreichen des UT durch den Kolben im ersten Drehwinkelbereich eine positive Beschleunigung erfährt, dass innerhalb des zweiten Drehwinkelbereichs die auf die Drehzahl bezogene Hubgeschwindigkeit VH/ω des Kolbens annähernd konstant ist, dass das Auslaßventil der Hochdruckpumpe öffnet, während der Nocken den zweiten Drehwinkelbereich durchläuft und dass innerhalb des dritten Drehwinkelbereichs die Hubgeschwindigkeit des Kolbens bis zum Erreichen eines Maximalwerts zunimmt.
  • Der zweite Drehwinkelbereich mit einer annähernd konstanten, möglichst geringen Hubgeschwindigkeit VH/ω hat den Vorteil, dass, unabhängig von der Fördermenge, d. h. dem Zeitpunkt, zu dem das Auslaßventil öffnet, die Hubgeschwindigkeit VH im Wesentlichen nur von der Drehzahl der Nockenwelle abhängt. Damit ist es möglich, durch die Wahl einer niedrigen Hubgeschwindigkeit selbst bei maximaler Drehzahl der Kraftstoffhochdruckpumpe und maximalem Druck in der Hochdruckleitung, den Druckstoß ps auf ein zulässiges Maß zu begrenzen. Dadurch kann die
  • Einspritzmenge mit größerer Genauigkeit gesteuert werden und es verringern sich die o.g. Schwellbeanspruchungen und stoßartigen Belastungen.
  • Bei einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung wird die Beschleunigung des Kolbens im ersten Drehwinkelbereich bei der zulässigen Höchstdrehzahl der Kraftstoffhochdruckpumpe im Wesentlichen durch die Massenkräfte des Kolbens begrenzt, so dass der erste Drehwinkelbereich so klein wie möglich gehalten werden kann. Dies erlaubt es, den zweiten Drehwinkelbereich entsprechend größer auszulegen. Da zu Beginn des Förderhubs der Kolben nur eine Druckerhöhung des Kraftstoffs im Förderraum bewirkt und nicht gegen den Druck in der Hochdruckleitung Druckerhöhungsarbeit leisten muss, kann die Beschleunigung des Kolbens im ersten Drehwinkelbereich einen sehr hohen Wert annehmen.
  • In weiterer Ergänzung der Erfindung erfährt der Kolben im zweiten Drehwinkelbereich bei der zulässigen Höchstdrehzahl der Kraftstoffhochdruckpumpe keine oder eine gegenüber der Beschleunigung im ersten Drehwinkelbereich geringere positive Beschleunigung. Gegenüber konstanter Hubgeschwindigkeit VH/ω kann mittels einer geringen positiven Beschleunigung - vorausgesetzt die zulässigen Druckstöße ps in der Hochdruckleitung werden nicht überschritten - auch im zweiten Drehwinkelbereich die Hubgeschwindigkeit des Kolbens zunehmen und somit innerhalb eines kleineren Drehwinkelbereichs der gleiche Förderhub erreicht werden. Durch diese Maßnahme kann die maximale Hubgeschwindigkeit des Kolbens verringert werden, was bei hohen Drehzahlen der Kraftstoffhochdruckpumpe zu einer Verringerung der Strömungsverluste am Mengensteuerventil beim Absteuern führt und dadurch den Pumpenwirkungsgrad erhöht.
  • Bei einer weiteren Ausgestaltung der erfindungsgemäßen Kraftstoffhochdruckpumpe wird die Beschleunigung des Kolbens im dritten Drehwinkelbereich bei der zulässigen Höchstdrehzahl der Kraftstoffhochdruckpumpe durch den maximal zulässigen Druck begrenzt, so dass einerseits die maximale Kolbengeschwindigkeit im Förderhub so schnell wie möglich erreicht wird und andererseits keine unzulässigen Beanspruchungen der Kraftstoffhochdruckpumpe auftreten. Im dritten Drehwinkelbereich muss der Kolben gegen den Druck in der Hochdruckleitung Arbeit verrichten.
  • Bei einer anderen Ausgestaltung der Erfindung ist weiter vorgesehen, dass jeder Nocken einen vierten, einen fünften und einen sechsten Drehwinkelbereich aufweist, dass der obere Totpunkt (OT) des Kolbens zwischen viertem Drehwinkelbereich und fünftem Drehwinkelbereich liegt, dass die positive Beschleunigung des Kolbens im vierten Drehwinkelbereich negativ wird, dass der Kolben im fünften Drehwinkelbereich eine negative Beschleunigung erfährt, und dass innerhalb des sechsten Drehwinkelbereichs die Hubgeschwindigkeit des Kolbens negativ und annähernd konstant ist. Dadurch wird der Saughub mit geringer mechanischer Beanspruchung der Kraftstoffpumpe und geringer Kavitationswirkung ermöglicht. Dieser Vorteil wird nochmals erhöht, wenn die Änderung der Geschwindigkeit des Kolbens im vierten und im fünften Drehwinkelbereich annähernd konstant ist.
  • Bei einer Ausführungsform der Kraftstoffhochdruckpumpe ist das Mengensteuerventil ein stromlos geöffnetes Magnetventil, so dass unzulässige Drücke in der Kraftstoffförderpumpe auch bei Ausfall des Mengensteuerventils oder dessen Ansteuerung verhindert werden.
  • Bei einer weiteren Ergänzung der Erfindung nimmt beim.
  • Übergang vom sechsten Drehwinkelbereich in den ersten Drehwinkelbereich die Sauggeschwindigkeit langsam ab, so dass die Überströmverluste durch zu spätes Schließen des Einlassventils verringert werden.
  • Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind der nachfolgenden Zeichnung, deren Beschreibung und den Patentansprüchen entnehmbar.
    • Zeichnungen
  • Es zeigen:
    • Fig. 1:
    eine schematische Darstellung einer Kraftstoffhochdruckpumpe in drei verschiedenen Betriebszuständen mit einem Hub-Drehwinkel-Diagramm;
    Fig. 2:
    die Kontur eines erfindungsgemäßen Nockens und
    Fig. 3:
    den Verlauf von Nockenhub, Nockengeschwindigkeit und Beschleunigung, Auslaßventilhub, Förderraumdruck und Zustand des Mengensteuerungventils über dem Drehwinkel der Nockenwelle.
  • In Fig. 1 ist eine aus einem Kolben 10, der in einem Zylinder 11 geführt und von einer Nockenwelle 12 mit zwei Nocken 13 angetrieben wird, bestehende Einspritzpumpe schematisch dargestellt. Der Kolben 10 begrenzt einen Förderraum 14, in den eine Niederdruckleitung 15 und eine Hochdruckleitung 16 münden. Zwischen Hochdruckleitung 16 und Förderraum 14 ist ein Auslaßventil 17 vorgesehen, welches ein Rückströmen des in der Hochdruckleitung 16 befindlichen Kraftstoffs in den Förderraum 14 verhindert. Die Hochdruckleitung 16 kann in ein nicht dargestelltes
  • Common-Rail münden oder direkt mit Injektoren oder Einspritzdüsen verbunden sein.
  • Der in der Niederdruckleitung 15 anstehende Kraftstoff kann über ein Saugventil 18 in den Förderraum 14 gesaugt werden, wenn sich der Kolben 10, wie in Fig. 1a dargestellt, nach unten bewegt und somit den Förderraum 14 vergrößert. Alternativ kann über ein Mengensteuerventil 19 eine hydraulische Verbindung zwischen Förderraum 14 und Niederdruckleitung 15 hergestellt werden. In Fig. 1a ist das als Magnetventil ausgebildete Mengensteuerventil 19 geschlossen. Wenn sich der Kolben 10 von einem in Fig. 1a nicht eingezeichneten oberen Totpunkt (OT) in Richtung des Pfeils 20 zum unteren Totpunkt (UT), der ebenfalls in Fig. 1a nicht dargestellt ist, bewegt, strömt Kraftstoff von der Niederdruckleitung 15 über das Saugventil 18 in den Förderraum 14. Das Mengensteuerventil 19 ist während des Saughubs geschlossen. Sobald die Nockenwelle 12 sich soweit gedreht hat, dass der Punkt 21 den Kolben 10 berührt, ist der UT erreicht. Anschließend beginnt der Förderhub.
  • Beim Durchgang des Kolbens 10 durch den UT herrscht im Förderraum 14 und in der Niederdruckleitung 15 der gleiche Druck, so dass das federbelastete Saugventil 18 schließt. Sobald sich der Kolben 10 in Richtung des Pfeils 22 (Fig. 1b) nach oben bewegt, erhöht sich der Druck im Förderraum 14. Wenn die Druckkraft im Förderraum 14 größer als die Summe der Hochdruckleitung 16 anstehende Druckkraft und der Federkraft des Auslaßventils 17 ist, öffnet das Auslaßventil 17 und die Förderung von Kraftstoff in die Hochdruckleitung 16 beginnt. Dieser Zustand ist in der Fig. 1b dargestellt. Das Saugventil 18 und das Mengensteuerventil 19 sind geschlossen.
  • Wenn ausreichend Kraftstoff aus dem Förderraum 14 in die Hochdruckleitung 16 gefördert wurde, wird das Mengensteuerventil 19 geöffnet. Dadurch bricht der Druck im Förderraum 14 zusammen und das Auslaßventil 17 schließt. Damit ist die Förderung von Kraftstoff aus dem Förderraum 14 in die Hochdruckleitung 16 beendet. Bis zum Erreichen des OT fördert der Kolben 10 Kraftstoff aus dem Förderraum 14 in die Niederdruckleitung 15. Wegen des geringen Drucks in der Niederdruckleitung 15 ist die Förderarbeit des Kolbens 10 in diesem Schaltzustand (Fig. 1c) sehr gering.
  • In der oberen Hälfte von Fig. 1 ist der Hub 23 des Kolbens 10 über den Drehwinkel φNW der Nockenwelle 12 schematisch dargestellt. Die in der Figur 1a, 1b und 1c dargestellten Zustände sind durch Linien 24, 25 und 26 den entsprechenden Abschnitten in dem o. g. Diagramm zugeordnet. In dem Diagramm von Fig. 1 ist auch die Schaltstellung des Mengensteuerventils 19 dargestellt. Dabei wird deutlich, dass durch das Öffnen des geschlossenen Mengensteuerventils 19 die Förderung von Kraftstoff in die Hochdruckleitung 16 beendet wird.
  • Abhängig vom Lastzustand der Brennkraftmaschine, welche mit der erfindungsgemäßen Kraftstoffhochdruckpumpe ausgerüstet ist, kann das Öffnen des Mengensteuerventils 19 wie dargestellt innerhalb eines Bereichs 27 zwischen UT und OT variiert werden.
  • Die Nockenwelle 12 weist zwei Nocken 13 auf, so dass mit einer Nockenwellenumdrehung je zwei Saug- und Förderhübe vom Kolben 10 ausgeführt werden.
  • In Fig. 2 ist die Nockenwelle 12 etwas detaillierter dargestellt. Die Kontur des Nockens 13 wurde in sechs Drehwinkelbereiche 1 bis 6 unterteilt, die nachfolgend anhand der Fig. 3 im Detail beschrieben werden.
  • Fig. 3a zeigt den Hub 23 des Nockens 13 in radialer
  • Richtung und damit auch des Kolbens 10 über dem Drehwinkel öNW der Nockenwelle 12. In der Fig. 3b ist die Geschwindigkeit vR des Nockens 13 in radialer Richtung aufgetragen. Die Geschwindigkeit vR entspricht der Geschwindigkeit des Kolbens 10. In Fig. 3c ist die Beschleunigung a des Kolbens 10 über dem Drehwinkel öNW der Nockenwelle 12 dargestellt. In Fig. 3d ist die Stellung des Auslaßventils 18 dargestellt. Die Fig. 3e zeigt den Verlauf des Drucks pF im Förderraum 14 über dem Drehwinkel öNW, während in der Fig. 3f die Schaltstellung des Mengensteuerventils 19 dargestellt ist.
  • Ausgehend von UT steigt der Druck pF im Förderraum steil an. Nach dem Öffnen des Auslaßventils 18 wird die Flüssigkeitssäule in der Leitung zwischen Kraftstoffhochdruckpumpe und Rail entsprechend der Nockengeschwindigkeit zum Zeitpunkt des Überströmens schlagartig beschleunigt. Mit steigenden Drehzahlen stellt sich dadurch eine Drucküberhöhung im Förderraum 14 ein. Diese Drucküberhöhung erreicht ein Maximum, das in Fig. 3e mit ps gekennzeichnet ist, und läuft nachdem das Auslaßventil 17 geöffnet hat als Druckstoß durch die Hochdruckleitung 16. Wenn dieser Druckstoß den Common-Rail, eine Einspritzdüse oder einen Injektor erreicht, kann dies zu ungenauen Kraftstoffzumessungen bei der Einspritzung führen. Außerdem führt die Drucküberhöhung zu einer starken Belastung des Nockenantriebs der Pumpe. Deshalb soll die Drucküberhöhung im Förderraum 14 gegenüber dem in der Hochdruckleitung 15 herrschenden Raildruck PCR so gering wie möglich ausfallen. D. h., die Differenz zwischen ps und pCR soll möglichst klein ausfallen. Dieses Ziel kann mit der nachfolgend beschriebenen Gestaltung des Nockens 13 erreicht werden.
  • Abhängig vom Druck pCR in der Hochdruckleitung 16 öffnet das Auslaßventil 17 früher oder später. Wegen der volumetrischen Verluste zwischen Kolben 10 und Zylinder 11 sowie der Kompressibilität des im Förderraum befindlichen Kraftstoffs und der Elastizität der den Förderraum 14 umgebenden, in Fig. 1 nicht dargestellten Wandung der Einspritzpumpe ist ein gewisser Förderhub notwendig, um im Förderraum 14 einen Druck aufzubauen. In Kenntnis der Eigenschaften einer konkreten Kraftstoffhochdruckpumpe kann somit ein Drehwinkelbereich angegeben werden innerhalb dessen das Auslaßventil 17 auf keinen Fall öffnet. In Fig. 3a ist dieser Drehwinkelbereich mit 1 bezeichnet.
  • Der Drehwinkelbereich 1 ist umso kleiner, je geringer der Druck PCR in der Hochdruckleitung ist und je kleiner das Volumen des Förderraums 14 und je größer die Elastizität der den Förderraum 14 umgebenden Wandung sind.
  • Das Auslaßventil 17 öffnet unabhängig von der Drehzahl, bei sonst gleichen Randbedingungen, am spätesten, wenn der in der Hochdruckleitung 16 anstehende Druck pCR dem maximal zulässigen Betriebsdrucks des Common-Rails entspricht. D. h. für jede Kraftstoffhochdruckpumpe lässt sich abhängig von den o. g. Parametern ein zweiter Drehwinkelbereich 2 angeben, innerhalb dessen das Auslaßventil 17 öffnet.
  • Um zu verhindern, dass die erwähnten Druckstöße vor allem bei hohen Drehzahlen und hohem Druck PCR unzulässig hoch werden, ist vorgesehen, dass die Geschwindigkeit des Kolbenhubs VR im zweiten Drehwinkelbereich 2 konstant ist. Dieses Plateau ist in der Fig. 3b deutlich zu erkennen. Sobald der zweite Drehwinkelbereich 2 durchlaufen wurde, nimmt die Geschwindigkeit des Kolbenhubs bis zum Erreichen eines Maximums vmax zu.
  • Die Beschleunigung a im dritten Drehwinkelbereich 3 wird so gewählt, dass nach Erreichen der maximal zulässigen Geschwindigkeit und nach einem Übergang in einen vierten
  • Bereich die maximale Beschleunigung so ausfällt, dassan der Kontaktstelle zwischen Nocken 13 und Kolben 11 bei dem höchsten zulässigen Druck PCR die zulässige Hertz'sche Pressung nicht überschritten wird. Dabei sind die Druckkräfte, die auf den Kolben 10 wirken, und die Trägheitskräfte zu berücksichtigen.
  • Nach Erreichen der Höchstgeschwindigkeit vmax beginnt ein vierter Drehwinkelbereich 4, der dadurch gekennzeichnet ist, dass die Beschleunigung a negativ wird. Der Wert der Beschleunigung wird durch die maximal zulässige Hertz'sche Pressung begrenzt. Während nahezu des gesamten vierten Drehwinkelbereichs 4 und eines daran anschließenden fünften Drehwinkelbereichs 5 ist die Beschleunigung a konstant negativ, was bedeutet, dass die Geschwindigkeit des Kolbens 10 abnimmt. Mit Erreichen des OT wird die Geschwindigkeit negativ, d. h. der Saughub beginnt. Am Ende des fünften Drehwinkelbereichs 5 hat der Kolben 10 eine bestimmte negative Geschwindigkeit, die er über einen sechsten Drehwinkelbereich 6 konstant beibehält. Im fünften Drehwinkelbereich und im sechsten Drehwinkelbereich erfolgt das Ansaugen von Kraftstoff aus der Niederdruckleitung 15 in den Förderraum 14. An den sechsten Drehwinkelbereich 6 schließt sich wieder ein erster Drehwinkelbereich 1 an. Der Drehwinkelbereich 1 ist dadurch gekennzeichnet, dass die Beschleunigung a des Kolbens 10 so groß wie möglich gewählt ist. Begrenzt wird die mögliche Beschleunigung im Wesentlichen durch die Massenkräfte des Kolbens 10, da im Bereich des UT vom Förderraum auf den Kolben 10 wirkenden hydraulischen Kräfte vergleichsweise gering sind. Aus diesem Grund ist die maximale Beschleunigung im ersten Drehwinkelbereich deutlich größer als die maximale Beschleunigung im dritten Drehwinkelbereich 3.
  • Dadurch, dass die Beschleunigung A des Kolbens 10 im ersten Drehwinkelbereich 1 maximiert wird, kann der zweite Drehwinkelbereich 2 entsprechend größer ausfallen. In einer alternativen Ausgestaltung kann anstelle einer konstanten Geschwindigkeit des Kolbens 10 im zweiten Drehwinkelbereich 2 auch eine leichte Beschleunigung des Kolbens 10 erfolgen. Voraussetzung ist allerdings, dass in allen Betriebszuständen die Druckspitze ps beim Öffnen des Auslaßventils 17 nicht unzulässig hoch wird. Im dritten Drehwinkelbereich 3 empfiehlt es sich, die Beschleunigung a des Kolbens 10 so groß wie möglich zu wählen, um die erforderliche Fördermenge mit einer möglichst geringen maximalen Geschwindigkeit vmax des Kolbens 10 zu erreichen. Je geringer die maximale Geschwindigkeit vmax des Kolbens 10 ist, desto geringer sind die Strömungsverluste beim Absteuern durch das Mengensteuerventil 19. Damit wird der Wirkungsgrad der Kraftstoffhochdruckpumpe verbessert.
  • Die oben gemachten Ausführungen betreffend die Gestaltung der Kontur des Nockens 13 vom ersten Drehwinkelbereich 1 bis zum sechsten Drehwinkelbereich 6 sind grundsätzlich auf alle erfindungsgemäßen Kraftstoffhochdruckpumpen anwendbar Die konkrete Ausgestaltung der Kontur des Nockens 13 kann jedoch nur in Kenntnis der erforderlichen Betriebsdrücke pCR im Common-Rail, der Drehzahlen der Kraftstoffhochdruckpumpe, der Kompressibilität des Kraftstoffs, der Elastizität der den Förderraum 13 umgebenden Wandungen und anderer Einflussgrößen erfolgen. Dies ist jedoch einem Fachmann auf dem Gebiet der Kraftstoffhochdruckpumpen mit Hilfe von Simulationsrechnungen oder anderer Hilfsmitteln möglich. Die erfindungsgemäße Kraftstoffhochdruckpumpe ist besonders zum Einsatz in Brennkraftmaschinen mit Benzin-Direkteinspritzung geeignet.

Claims (9)

  1. Kraftstoffhochdruckpumpe mit veränderlicher Fördermenge für eine Brennkraftmaschine, mit einem von einer Nockenwelle (12) betätigten Kolben (10), wobei der Kolben (10) Kraftstoff aus einer Niederdruck-Leitung (15) in einen Förderraum (14) ansaugt und anschließend durch ein als Rückschlagventil ausgebildetes Auslaßventil (17) in eine Hochdruck-Leitung (16) fördert, und mit einem Förderraum (14) und Niederdruckleitung (15) verbindenden Mengensteuerventil (19) wobei zwischen Niederdruck-Leitung (15) und Förderraum (14) ein separates Saugventil (18) angeordnet ist, und wobei die Regelung der Fördermenge durch Öffnen des Mengensteuerventils (19) während des Förderhubs des Kolbens (10) erfolgt, dadurch gekennzeichnet, dass jeder Nocken (13) der Nockenwelle (12) mindestens einen ersten Drehwinkelbereich (1), einen zweiten Drehwinkelbereich (2) und einen dritten Drehwinkelbereich (3) aufweist, wobei der UT des Kolbens (23) innerhalb des ersten Drehwinkelbereichs (1) liegt, dass der Kolben (10) nach Erreichen des UT durch den Nocken (13) im ersten Drehwinkelbereich (1) eine positive Beschleunigung erfährt, dass innerhalb des zweiten Drehwinkelbereichs (2) die Hubgeschwindigkeit (vR) des Kolbens (10) annähernd konstant ist, dass das Auslaßventil (17) öffnet während die Nocke (13) den zweiten Drehwinkelbereich durchläuft, und dass innerhalb des dritten Drehwinkelbereichs (3) die Hubgeschwindigkeit (vR) des Kolbens (10) bis zum Erreichen eines Maximalwerts (vMAX) zunimmt.
  2. Kraftstoffhochdruckpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Beschleunigung des Kolbens (10) im ersten Drehwinkelbereich (1) bei der zulässigen Höchstdrehzahl der Kraftstoffhochdruckpumpe im Wesentlichen durch die Massenkräfte des Kolbens (10) begrenzt wird.
  3. Kraftstoffhochdruckpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (10) im zweiten Drehwinkelbereich (2) bei der zulässigen Höchstdrehzahl der Kraftstoffhochdruckpumpe einen gegenüber der Beschleunigung im ersten Drehwinkelbereich (1) geringere positive Beschleunigung erfährt.
  4. Kraftstoffhochdruckpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Beschleunigung des Kolbens (10) im dritten Drehwinkelbereich (3) bei der zulässigen Höchstdrehzahl der Kraftstoffhochdruckpumpe von der maximal zulässigen Hertz'schen Pressung an der Kontaktstelle zwischen Nocken (13) und Kolben (10) begrenzt wird.
  5. Kraftstoffhochdruckpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass jeder Nocken (13) einen vierten Drehwinkelbereich (4), einen fünften Drehwinkelbereich (5) und einen sechsten Drehwinkelbereich (6) aufweist, dass der OT des Kolbens (10) zwischen viertem Drehwinkelbereich (4) und fünftem Drehwinkelbereich (5) liegt, dass die positive Beschleunigung des Kolbens (10) durch den Nocken (13) im vierten Drehwinkelbereich (4) auf Null verringert wird, dass der Kolben (10) durch den Nocken (13) im fünften Drehwinkelbereich (5) eine negative Beschleunigung erfährt, und dass innerhalb des sechsten Drehwinkelbereichs (6) die Hubgeschwindigkeit (vR) des Kolbens (10) negativ und annähernd konstant ist.
  6. Kraftstoffhochdruckpumpe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Änderung der Geschwindigkeit des Kolbens (10) im vierten und im fünften Drehwinkelbereich (4, 5) annähernd konstant ist.
  7. Kraftstoffhochdruckpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Mengensteuerventil (18) ein stromlos geöffnetes Magnetventil ist.
  8. Kraftstoffhochdruckpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Mengensteuerventil (19) von einem Steuergerät in Abhängigkeit der Drehzahl, der Last, der Temperatur der Brennkraftmaschine, der Spannung des Bordnetzes und der Temperatur der Ansaugluft und des Drucks im Common-Rail geregelt wird.
  9. Kraftstoffhochdruckpumpe nach einem der Ansprüche 5 oder 6 dadurch gekennzeichnet, dass vor dem Übergang vom sechsten Drehwinkelbereich (6) in den ersten Drehwinkelbereich (1) die Sauggeschwindigkeit langsam abnimmt.
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Families Citing this family (19)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3058538B2 (ja) * 1993-08-17 2000-07-04 三菱電機株式会社 カセット装着装置
GB0210753D0 (en) * 2002-05-10 2002-06-19 Delphi Tech Inc Fuel pump
JP4123952B2 (ja) * 2003-02-06 2008-07-23 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の燃料供給システム
JP4106663B2 (ja) * 2004-03-26 2008-06-25 株式会社デンソー 内燃機関の燃料供給装置
US7517200B2 (en) * 2004-06-24 2009-04-14 Caterpillar Inc. Variable discharge fuel pump
DE102004053278A1 (de) * 2004-11-04 2006-05-11 Robert Bosch Gmbh Verfahren zum Betreiben eines Kraftstoffsystems einer Brennkraftmaschine, sowie Kraftstoffsystem
DE102004056665A1 (de) * 2004-11-24 2006-06-01 Robert Bosch Gmbh Verfahren, Computerprogramm und Steuer- und/oder Regelgerät zum Betreiben einer Brennkraftmaschien, sowie Brennkraftmaschine
US7444989B2 (en) * 2006-11-27 2008-11-04 Caterpillar Inc. Opposed pumping load high pressure common rail fuel pump
US20090272365A1 (en) * 2008-04-30 2009-11-05 Kunz Timothy W Cam lobe profile for driving a mechanical fuel pump
GB0811385D0 (en) * 2008-06-20 2008-07-30 Artemis Intelligent Power Ltd Fluid working machines and method
DE102008050060A1 (de) 2008-10-01 2010-04-08 Man Diesel Se Krafteinspritzsystem mit Hochdruckpumpen mit magnetisch betätigbarem Saugventil
US8091530B2 (en) * 2008-12-08 2012-01-10 Ford Global Technologies, Llc High pressure fuel pump control for idle tick reduction
DE102008054512B4 (de) * 2008-12-11 2021-08-05 Robert Bosch Gmbh Verfahren zum Betreiben eines Kraftstoffeinspritzsystems einer Brennkraftmaschine
DE102011005459A1 (de) 2011-03-11 2012-09-13 Robert Bosch Gmbh Fluidpumpe, insbesondere Kraftstoff-Hochdruckpumpe, mit einer Antriebswelle mit mindestens einem ersten Nockenabschnitt
DE102011089281B4 (de) 2011-12-20 2024-01-04 Robert Bosch Gmbh Verfahren zum Betreiben einer Kraftstoffhochdruckpumpe bei Nullförderung
US9989026B2 (en) * 2012-02-17 2018-06-05 Ford Global Technologies, Llc Fuel pump with quiet rotating suction valve
DE102014206442B4 (de) 2014-04-03 2019-02-14 Continental Automotive Gmbh Verfahren und Vorrichtung zum Betreiben eines Druckspeichers, insbesondere für Common-Rail-Einspritzsysteme in der Kfz-Technik
GB2529909B (en) * 2014-09-30 2016-11-23 Artemis Intelligent Power Ltd Industrial system with synthetically commutated variable displacement fluid working machine
DE102015220374A1 (de) * 2015-10-20 2017-04-20 Robert Bosch Gmbh Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine, sowie Computerprogramm und Steuer- und/oder Regeleinrichtung

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CH228741A (de) * 1941-11-15 1943-09-15 Bosch Gmbh Robert Einspritzpumpe, insbesondere für Brennkraftmaschinen.
NL154807B (nl) * 1968-10-04 1977-10-17 Werkspoor Amsterdam Nv Nokschijf- of dergelijk aandrijfmechanisme voor de brandstofinspuitpomp van een verbrandingsmotor.
US5197438A (en) * 1987-09-16 1993-03-30 Nippondenso Co., Ltd. Variable discharge high pressure pump
US5058553A (en) 1988-11-24 1991-10-22 Nippondenso Co., Ltd. Variable-discharge high pressure pump
JP2829639B2 (ja) * 1989-09-22 1998-11-25 株式会社ゼクセル 電子制御式分配型燃料噴射ポンプの送油率可変制御方法
US5230613A (en) * 1990-07-16 1993-07-27 Diesel Technology Company Common rail fuel injection system
DE4223728C2 (de) * 1992-07-18 1999-02-18 Daimler Benz Ag Ventilgesteuerte Einspritzvorrichtung, insbesondere für eine luftverdichtende Einspritzbrennkraftmaschine
MX9403372A (es) * 1993-05-06 1995-01-31 Cummins Engine Co Inc Bomba de alta presion de desplazamiento variable para sistemas deinyeccion de combustible a deposito comun.
US5577892A (en) * 1993-11-26 1996-11-26 Mercedes Benz Ag Method of injecting fuel including delayed magnetic spill valve actuation
DE4407166C1 (de) * 1994-03-04 1995-03-16 Daimler Benz Ag Kraftstoffeinspritzanlage für eine Brennkraftmaschine
DE19646581A1 (de) * 1996-11-12 1998-05-14 Bosch Gmbh Robert Kraftstoffeinspritzsystem
JP3237549B2 (ja) * 1996-11-25 2001-12-10 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の高圧燃料供給装置
JPH11200990A (ja) * 1998-01-07 1999-07-27 Unisia Jecs Corp 燃料噴射制御装置
JP3110021B2 (ja) * 1999-04-12 2000-11-20 株式会社ボッシュオートモーティブシステム 燃料供給ポンプ
JP3819208B2 (ja) * 2000-03-01 2006-09-06 三菱電機株式会社 可変吐出量燃料供給装置

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US20020053338A1 (en) 2002-05-09
DE50109544D1 (de) 2006-05-24
US6655362B2 (en) 2003-12-02
EP1201913A2 (de) 2002-05-02
JP2002138923A (ja) 2002-05-17
DE10052629A1 (de) 2002-05-08

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