EP1259730A1 - Vorrichtung mit einem hydraulischen system und verfahren zur kraftübertragung mit einem hydraulischen koppler - Google Patents

Vorrichtung mit einem hydraulischen system und verfahren zur kraftübertragung mit einem hydraulischen koppler

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Publication number
EP1259730A1
EP1259730A1 EP01913578A EP01913578A EP1259730A1 EP 1259730 A1 EP1259730 A1 EP 1259730A1 EP 01913578 A EP01913578 A EP 01913578A EP 01913578 A EP01913578 A EP 01913578A EP 1259730 A1 EP1259730 A1 EP 1259730A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
coupler
piston
hydraulic
pressure
space
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP01913578A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Florian Seiler
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.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP1259730A1 publication Critical patent/EP1259730A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • F02M59/20—Varying fuel delivery in quantity or timing
    • F02M59/36—Varying fuel delivery in quantity or timing by variably-timed valves controlling fuel passages to pumping elements or overflow passages
    • F02M59/366—Valves being actuated electrically
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • F02M59/20—Varying fuel delivery in quantity or timing
    • F02M59/36—Varying fuel delivery in quantity or timing by variably-timed valves controlling fuel passages to pumping elements or overflow passages
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B7/00—Systems in which the movement produced is definitely related to the output of a volumetric pump; Telemotors

Definitions

  • the invention relates to a mechanical hydraulic device in a system that includes a hydraulic coupler.
  • the invention further relates to a method for power transmission with a hydraulic coupler.
  • a generic device is known. It is used in single-pump injection systems, which are used particularly in diesel engines with direct injection.
  • a generic device can be part of a "pump nozzle unit (PDE)".
  • An integrated solenoid valve for example, is used as the control element in the electronically controlled pump-nozzle unit.
  • the solenoid valve and the nozzle form a unit that is built directly into the cylinder head of the diesel engine. Each engine cylinder is supplied by its own injection module.
  • the pump-nozzle unit is driven by an injection cam on the engine camshaft via a tappet and a rocker arm.
  • a pump-nozzle unit with a solenoid valve works in such a way that the solenoid valve is open when not energized.
  • piezo actuators that operate a control valve have several advantages over solenoid valves.
  • a piezo actuator offers a high switching speed.
  • a piezo actuator is infinitely adjustable through the appropriate selection of the control parameters. Small injection quantities can thus be achieved, which is particularly useful for an electronically controlled pre-injection.
  • the stroke of a piezo actuator is too small for use in a pump nozzle unit without further measures, it is necessary to enlarge it by means of a hydraulic coupler. However, this increases the space required for the entire control system
  • the invention builds on the generic device according to claim 1 in that the coupler has at least two interconnected coupler spaces and that the hydraulic system has elastic means which prevent the formation of pressure peaks. Due to limited space, for example in a pump-nozzle unit, it has have proven to be useful in dividing the coupler space into two separate coupler spaces, which are connected to one another via a hydraulic line, for example a bore. In this way, the control valve can be positioned in the shaft of the pump nozzle unit, while the control element can be arranged separately. This results in the further advantage that a high-pressure bore from an externally arranged control valve in the shaft of the pump-nozzle unit can be dispensed with. As a result, the damage volume of the high pressure area is reduced. However, this arrangement has a new one
  • the two-volume coupler together with the spring-loaded valve needle, forms a vibrating system with natural frequencies that depend on the respective state of the system, including whether the valve needle is open or closed.
  • the valve needle closes, that is to say the moment the valve needle reaches its seat, there is a sudden increase in pressure in the coupler, which mainly results from the hydraulic element being demanded by the actuating element.
  • the increase in pressure leads to pressure fluctuations between the two volumes, the amplitudes occurring being significantly greater than the desired mean pressure. In particular, cavitation occurs.
  • very short activation times which are used, for example, in the representation of small injection quantities, for example in the case of a pre-injection, the pressure vibrations have a negative influence on the movement behavior of the valve needle.
  • the invention counteracts this problem in an advantageous manner by providing the elastic means.
  • the elastic means By means of the elastic means, the pressure vibrations occurring when the needle closes can be achieved by specifically giving in the elastic Means are steamed.
  • the natural frequency of the system is changed by the evasive process of the elastic means, that is to say the system becomes "softer", as a result of which there is better damping behavior.
  • the reduction in the pressure amplitude has a direct influence on the movement behavior of the needle, which avoids the formation of dead times.
  • a virtually immediate reopening of the needle is made possible, which facilitates the display of small injection quantities.
  • the system is therefore advantageously suitable for realizing a pre-injection.
  • the elastic means are preferably designed as a spring which applies force to a piston against the pressure in the hydraulic coupler. In this way, pressure equalization can be reliably and thus avoidance of
  • the piston device is practically maintenance-free and unproblematic in operation.
  • a first piston which can be actuated by an actuating element, projects into the first coupler space
  • a second piston which can be actuated via the hydraulic coupling, projects into the second coupler space
  • the elastic means being arranged closer to the second coupler space than to the first coupler space are.
  • the piston In the idle state, the piston preferably lies against a stop.
  • the piston therefore only moves against the spring force when excessive pressure occurs. This is achieved by optimizing the preload of the spring with regard to the vibration behavior and the desired medium pressure. It is also advantageous if the spring space on the rear side of the piston is filled with the same hydraulic medium as the rest of the hydraulic system. In this way, a closed hydraulic system can be realized, in which the front and the rear of the piston communicate with one another.
  • the piston arrangement in the system is advantageously selected so that throttling of the flowing fluid is avoided.
  • the hydraulic system is part of an injection device, the injection device having a pressure generator, an injector coupled to the pressure generator, a control valve and an actuating element for actuating the control valve
  • Coupler the effect of the control element on the control valve is transferable.
  • a free spatial arrangement of the two subsystems is possible, which is particularly useful in a pump-nozzle unit.
  • the components can be arranged at locations where space is available anyway due to other structural constraints, so that overall a flexible and space-saving arrangement can be selected.
  • the control element is preferably a piezo actuator.
  • a hydraulic coupler is particularly useful when using a piezo actuator due to its short stroke. Since a piezo actuator has a small design in comparison to other control elements, the invention is particularly advantageous when using a piezo actuator.
  • the first coupler space is arranged near the actuating element, that the second coupler space is arranged near the control valve and that the control valve is arranged near the injector.
  • the control valve can thus be installed, for example, in the shaft of the pump nozzle unit and the space available there can be used. Outside of the shaft, therefore, only the already small actuating element and the first coupler space have to be accommodated. The overall dimension of the entire pump-nozzle unit is consequently reduced.
  • a further advantage in the arrangement mentioned is that no high-pressure bore has to be provided from the pump chamber to a control valve arranged outside the shaft.
  • the connection between the shaft and the components arranged outside the shaft can only be made with low-pressure components. In this way, the hydraulic damage volume is reduced and cheaper components can be used. The reduction in the hydraulic damage volume can be used to improve the hydraulic efficiency.
  • the control element is preferably infinitely adjustable.
  • a seat valve can be brought into any intermediate position in which two valve seats can be opened at the same time.
  • the two valve seats act as hydraulic throttles that can be used to set the pressure level on the injector.
  • the high level of a control signal in connection with the control frequency of the control element accordingly allows a pressure curve control that can be individually adapted to the respective operating conditions of the internal combustion engine.
  • the two valve seats allow a particularly sensitive and stable control characteristic.
  • the method is preferably further developed in that an actuating element is activated, the actuating element actuates a first piston in a first coupler chamber, the force is transmitted via a hydraulic medium to a second coupler chamber with a second piston, and a piston increases the effective hydraulic volume by evading the pressure in the hydraulic system.
  • Effective hydraulic volume is to be understood here so that the piston dodges due to a change in pressure and thus keeps the pressure at a lower level. Since, according to a preferred embodiment, the same hydraulic medium is present on the front side and on the rear side of the piston, the actual hydraulic volume is not changed by a movement of the piston. Therefore, we speak of the "effective" hydraulic volume.
  • the invention is based on the surprising finding that a hydraulic system can advantageously be steamed by elastic means, the natural frequency being changed as a function of the pressure that occurs.
  • this reduction in pressure amplitude has a direct impact
  • Figure 1 shows schematically an overview of a system with a pump-nozzle unit
  • Figure 2 shows a pump-nozzle unit with a piezo actuator and a hydraulic coupler
  • Figure 3 shows schematically an arrangement with two separate coupler spaces without pressure compensation means
  • FIG. 4 shows an injection device with two separate coupler spaces without pressure compensation means
  • Figure 5 shows the principle of a hydraulic coupler
  • FIG. 6 shows a basic circuit diagram of a pump-nozzle unit with two separate coupler spaces without pressure compensation means
  • FIG. 7 shows a basic circuit diagram of a hydraulic system with two separate coupler spaces with a pressure compensation center
  • FIG. 8 shows several diagrams to explain the processes in a hydraulic system without pressure compensation means
  • FIG. 9 shows several diagrams to explain a hydraulic system with pressure compensation means.
  • FIG. 1 schematically shows a structure in which a pump-nozzle unit 10 according to the invention is used.
  • the pump-nozzle unit comprises a hydraulic pressure generator 12, an injector 14 which merges into a combustion chamber (not shown) and a control unit 16 for determining the pressure applied to the injector 14.
  • the pump-nozzle unit 10 is removed from a tank 72 by a preliminary request.
  • pump 74 supplied with fuel via a filter 76.
  • a fuel return 78 is also provided between the pump nozzle unit 10 and the tank 72.
  • the control unit 16 is controlled by an electronic control device 80.
  • the pressure generator 12 has a piston 18 which is movably guided.
  • a support sleeve 23 is connected to the piston 18 and comprises a circumferential collar 24.
  • a compression spring 26 which is clamped between the support sleeve 23 and the housing of the pump-nozzle unit 10.
  • a plunger 28 which can be actuated by the camshaft 82 of an internal combustion engine, acts on the end of the piston 18 on which the support sleeve 23 is arranged. This device forces the piston 18 against the restoring force of the compression spring 26 on a lifting movement.
  • a pump-nozzle unit 10 is shown so that the basic processes during the injection process can be described. It should be noted, however, that the representation according to FIG. 2 is a pump-nozzle unit 10 with a single coupling space 44, in contrast to the solution according to the invention, in which two Coupler spaces are provided. However, the illustration according to FIG. 2 is equally suitable for explaining the basic structure and the basic processes which are also relevant for the invention. In particular, the features of the pump-nozzle unit 10 according to FIG. 2 in combination with other features of the invention can be essential for the invention.
  • FIG. 2 again shows the pressure generator 12 with its piston 18, which is movably guided in a cylinder 20 of a housing 22.
  • the piston 18 projects from one end of the cylinder 20. There it has a fixed support sleeve 23 with a horizontally circumferential collar 24.
  • a compression spring 26 rests on this collar 24 and is clamped between the support sleeve 23 and the housing 22.
  • a plunger 28 acts on this end of the piston 18.
  • This device forces the piston 18 against the restoring force of the compression spring 26 on a lifting movement.
  • the cylinder 20 is filled with fuel, which comes under high pressure as a result of the stroke movement of the piston 18, provided the control unit 16 is in its illustrated, unactuated rest position. In this rest position, a pressure medium connection between the high pressure and the low pressure leading part of the pump nozzle unit 10 is blocked.
  • the control unit 16 is also arranged in the housing 22 and comprises a valve member 34 slidably mounted in a control bore 32, an externally controllable piezoelectric actuator 36 and a hydraulic translator 38 for transmitting the stroke movement of the actuator 36 to the valve member 34 FIG. 2, the longitudinal axis of the control bore 32 is arranged parallel to the longitudinal axis of the pressure generator 12. Likewise, a vertical arrangement tion or an arrangement with any other angle conceivable.
  • the translator 38 has two pistons 40 and 42 with differently large pressure areas, which protrude into a pressure chamber 44 designed as a coupling space and filled with pressure medium.
  • the piston 40 facing the actuator 36 has the larger pressure area of the two pistons 40, 42 in order to translate the relatively small stroke movement of the actuator 36 into a larger deflection movement of the valve member 34.
  • the pistons 40 and 42 can each be formed in one piece with the components assigned to them.
  • a first channel acting as inlet 46 connects the cylinder 20 to the control bore 32 of the control unit 16; a second channel acting as an outlet 48 leads from the control bore 32 to the injector 14.
  • the control unit 16 is thus hydraulically connected in series with the pressure generator 12 and the injector 14.
  • the control bore 42 is expanded in its inner diameter, the diameter transition being designed as a chamfer.
  • This chamfer forms the first valve seat 50, which is closed by the valve member 34 as shown.
  • the latter is pressed against the valve seat 50 by a valve spring 54, which is supported at the closed end of the control bore 32 and at the end face of the valve member 34.
  • the valve member 34 accordingly forms an I valve because its opening movement takes place in the direction of the pressure medium flow at the valve seat 50.
  • a supply channel 55 which carries fuel under low pressure, flows into the control bore 32 in the area of the installation space of the valve spring 54.
  • the expansion of the control bore 32 is withdrawn in this area, the corresponding diameter change likewise being designed as a chamfer.
  • This bevel forms a second valve seat 56 located between the outlet 48 and the supply channel 55. Both valve seats 50 and 56 are aligned and are controlled by a common closing element 60 of the valve member 34.
  • the second valve seat 56 is open, so that there is a pressure medium connection between the supply channel 55 and the outlet 48. This serves, for example, for the initial filling of the device 10 with fuel or to compensate for leakage-related losses, for example after the device 10 has not been operated for a long time.
  • the supply channel 55 connects the two end regions of the control bore 32 to one another by means of a branch 58.
  • valve member 34 moves, no pressure differences that inhibit this movement can form.
  • the valve member 34 consists of the closing body 60, which is thickened in the outer diameter, the ends of which form bevels inclined opposite one another for controlling the two valve seats 50 and 56. Furthermore, the valve member 34 has a guide piston 62 opposite the closing body 60 and smaller in outside diameter, which enables the valve member 34 to move in the control bore 32 without tilting. The diameter of the guide piston 62 is matched to the diameter of the control bore 32. Between the guide piston 62 and the closing member 60, the valve member 34 has a waist 64 which is again reduced in outside diameter. This forms with the wall of the
  • Control bore 32 an annular space 66 delimited by the guide piston 62 and the control member 60.
  • the inlet 46 flows into the annular space 66.
  • the diameter of the guide piston 62 corresponds to that of the first valve seat 50, so that the pressure in the annular space 66 loaded surfaces of the valve member 34 are the same size.
  • the valve member 34 is therefore guided in the control bore 32 in a pressure-balanced manner.
  • the actuator 36 therefore only has to overcome the counterforce of the valve spring 54 in order to actuate the valve member 34. Since the valve spring 54 can have a relatively low spring stiffness for this purpose, an actuator 36 with low operating forces can be used. Such actuators 36 are characterized in particular by their compact and space-saving dimensions.
  • a pressure build-up in the injector 14 takes place by electrical actuation of the actuator 36.
  • the actuator 36 generates a stroke movement due to the electrical actuation, which it transmits to the piston 40.
  • the liquid displaced by the piston 40 in the pressure chamber 44 likewise forces the piston 42 to perform a stroke movement, the ratio of the two stroke movements being inversely proportional to the ratio of the pressure areas of the two pistons 40, 42.
  • the valve member 34 rests with its closing member 60 on the second valve seat 56 and seals it.
  • the pressure medium connection between the supply channel 55 and the outlet 48 is interrupted, while the inlet 46 is now connected to the outlet 48.
  • the valve member 34 thus acts as a 3/2-way valve.
  • the pressure prevailing in the cylinder 20 is also present at the injector 14. As soon as the pressure level exceeds a value determined by the pretensioning of a closing spring 68 of the injector 14, a needle 70 acted upon by this closing spring 68 opens. In the illustration, this releases injection openings of the injector 14, so that the injection process into the combustion chamber opens Internal combustion engine takes place. The injection process is ended by a pressure reduction in the injector 14. For this purpose, the actuation of the actuator 36 is withdrawn, as a result of which the valve member 34 moves back into the rest position shown. The second valve seat 56 opens, so that the injector 14 is depressurized via the pressure medium connection between the outlet 48 and the supply channel 55.
  • the stroke movement of the actuator 36 is infinitely variable between zero and a maximum value due to the high level of the control signal.
  • the valve member 34 accordingly forms a so-called proportional valve in connection with the continuously switching actuator 36. This can be brought into any intermediate positions in which both valve seats 50 and 56 are open at the same time. In these cases, the two valve seats 50 and 56 act as hydraulic throttles that determine the pressure level in the injector 14.
  • the high level of the control signal in connection with the control frequency of the actuator 36 accordingly allows a pressure curve control that can be individually adapted to the respective operating conditions of the internal combustion engine.
  • the two valve seats 50 and 56 in interaction with the closing body 60 of the valve member 34, allow the realization of a particularly sensitive and stable control characteristic.
  • the hydraulic coupler is formed by forming a first coupler space 100 and a second Coupler room 102 realized.
  • the two coupler spaces 100, 102 are connected to one another by a line 108 or a bore.
  • a first piston 40 is provided in the first coupler space 100 and is actuated by the piezo actuator 36.
  • the piezo actuator 36 is controlled by a control device 80.
  • the first piston 40 in the first coupler chamber 100 is pressed against the piezo actuator 36 by a spring 104.
  • a second piston 42 is provided in the second coupler chamber 102 and actuates a valve 106 by means of the hydraulically mediated movement.
  • the counterforce against the hydraulic stroke of the second piston 42 is applied by an elastic element, not shown, of the control valve 106.
  • FIG. 4 shows a pump nozzle unit 10 without pressure compensation means.
  • a control device 80 controls a piezo actuator 36. This acts mechanically on a first piston 40, which projects into a first coupler space 100 of a hydraulic coupler. The force of a spring 104 counteracts the stroke of the piston 40.
  • the coupler space 100 is connected to a second coupler space 102 via a line 108, which is designed, for example, as a bore.
  • a second piston 42 projects into this and actuates a valve 106.
  • the valve 106 is shown here in terms of switching technology. It can, for example, in the
  • a spring 110 which is arranged on the valve 106, generates the counterforce for the second piston 42.
  • the pressure generator 12 has a piston 20 which is movably guided in the housing of the pump-nozzle unit.
  • the piston 18 protrudes with one of its ends from the housing of the pump-nozzle unit 10 and is there, preferably as described in connection with FIGS. 1 and 2 a compression spring 36 is subjected to a force.
  • This force is the counterforce for a force that is applied, for example, by a plunger.
  • This tappet is preferably actuated by the camshaft of an internal combustion engine. Due to the movement of the piston 18
  • the various components of the pump-nozzle unit 10 can be arranged in an advantageous manner.
  • the first coupler space 100 is arranged in the vicinity of the piezo actuator 36, while the second coupler space 102 is arranged in the control valve 106.
  • the control valve 106 is in the vicinity of the injector 14.
  • the high-pressure system of the pump-nozzle unit is therefore small in comparison to the arrangement according to FIG. 2, which leads to a low hydraulic damage volume. Ultimately, the efficiency of the pump nozzle unit 10 can thus be improved.
  • This system also retains an advantageous ability of a hydraulic coupler: it is suitable to compensate for temperature expansions within the system.
  • FIG. 5 again shows the operation of a hydraulic coupler in a schematic manner.
  • a piezo element 36 displaces a first piston 40 by a first stroke h ⁇ .
  • This stroke generates a pressure in a pressure chamber 44 filled with a hydraulic medium.
  • This Pressure acts on a second piston 42, which has a smaller effective area than the first piston 40. Consequently, this second piston 42 carries out a larger stroke h 2 , the ratio of the stroke determining the ratio of the effective areas of the pistons 40, 42 becomes.
  • the second piston 42 actuates a control valve 106.
  • FIG. 6 shows a pump-nozzle unit 10 in which a hydraulic coupler with two separate coupler spaces 100, 102 is used.
  • This representation shows in a highly schematic manner the basic functions which have already been explained in connection with FIG. 4, the same reference symbols denoting the corresponding components.
  • the piezo actuator 36 is arranged perpendicular to the direction of movement of the pressure piston 18 of the pressure generator 12 in this embodiment.
  • FIG. 7 shows a hydraulic system with two coupler spaces 100, 102, which corresponds to that from FIG. 6, except that an escape piston 112 is connected to the connecting line 108 between the coupler spaces 100, 102 via a short pipe 114.
  • the escape piston 112 is pressed by a spring 116 against a stop 118. This position of the escape piston 112 corresponds to its rest position.
  • the preload of the spring 116 must be optimized with regard to the vibration behavior and the desired medium pressure.
  • Figure 8 relates to a system without
  • FIG. 9 relates to a system with pressure compensation means.
  • the upper diagram shows the control voltage of the piezo element.
  • the piezo stroke is shown as a broken line, while the needle stroke is shown as a solid line.
  • FIG. 8 shows the conditions in a hydraulic system without pressure compensation means, so that a dead time ⁇ t can be seen in the needle stroke behavior. In contrast to this, there is no such dead time in the system according to FIG. 9 with pressure compensation means; rather, the valve can be opened directly without dead time at the time t ⁇ .
  • the stroke of the evasive piston is additionally shown as a dash-dot line.
  • FIG. 8 shows an oscillation behavior with large oscillation amplitudes.
  • FIG. 9 shows the advantageous damping of the pressure vibrations according to the invention.
  • the pressure curve on the evasive piston is also shown by a dash-dot line.
  • the needle-side pressure is shown in the lower diagram of FIG. 8 and FIG. 9.
  • a pressure peak of approximately 135 bar can be seen in FIG. 8, which results from the subsequent demand of the piezo actuator.
  • this pressure peak is reduced to approximately 55 bar. This has the advantageous influence according to the invention on the temporal behavior of the needle stroke, in particular the avoidance of dead time.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung mit einem hydraulischen System, welches einen hydraulischen Koppler aufweist, wobei der Koppler mindestens zwei miteinander verbundene Kopplerräume (100, 102) aufweist und wobei das hydraulische System elastische Mittel (112, 116) aufweist, welche die Ausbildung von Druckspitzen verhindern; insbesondere sind die elastischen Mittel als Ausweichkolben (112) realisiert, welche von einer Feder (116) mit Kraft beaufschlagt werden. Die Erfindung betrifft ferner ein Verfahren zur Kraftübertragung mit einem hydraulischen Koppler, bei dem die erfindungsgemässe Vorrichtung zum Einsatz kommt.

Description

Vorrichtung mit einem hydraulischen System und Verfahren zur Kraftübertragung mit einem hydraulischen Koppler
Stand der Technik
Die Erfindung betrifft eine mechanisch hydraulische Vorrichtung in einem System, welches einen hydraulischen Koppler beinhaltet. Weiterhin betrifft die Erfindung ein Verfahren zur Kraftübertragung mit einem hydraulischen Koppler.
Eine gattungsgemaße Vorrichtung ist bekannt. Sie kommt bei Einzelpumpen-Einspritzsystemen zum Einsatz, welche insbesondere bei Dieselmotoren mit Direkteinspritzung verwendet werden. Eine gattungsgemaße Vorrichtung kann Teil einer "Pumpe- Duse-Einheit (PDE) " sein. Als Stellelement kommt bei der elektronisch geregelten Pumpe-Duse-Einheit beispielsweise ein integriertes Magnetventil zum Einsatz. Das Magnetventil und die Düse bilden eine Einheit, die direkt in den Zylinderkopf des Dieselmotors eingebaut wird. Jeder Motorzylinder wird von einem eigenen Einspritzmodul versorgt. Angetrieben wird die Pumpe-Duse-Einheit über einen Stößel und einen Kipphebel von einem Einspritznocken auf der Motornockenwelle. Eine Pumpe-Duse-Einheit mit einem Magnetventil arbeitet so, daß das Magnetventil im nicht erregten Zustand geöffnet ist. Dadurch ist ein freier Durchlaß vom Pumpensystem zum Niederdruckbereich des Systems gegeben, wodurch ein Befullen des Pumpenraums wahrend des Saughubes des Pumpenkolbens und ein Ruckstromen des Kraftstoffes wahrend des Forderhubes möglich ist. Ein Ansteuern des Magnetventils wahrend des Forderhubes des Pumpenzylinders schließt diesen "Bypass". Dies fuhrt zu einem Druckaufbau im Hochdruckbereich und nach Überschreiten des Dusenoffnungsdruckes zum Abspritzen von Kraftstoff an der Einspritzdüse.
Es wurde auch bereits vorgeschlagen, als Stellelement einen Piezoaktor zu verwenden. Piezoaktoren, welche ein Steuerven- til betätigen, haben gegenüber Magnetventilen einige Vorteile. Beispielsweise bietet ein Piezoaktor eine hohe Schaltgeschwindigkeit. Ferner ist ein Piezoaktor durch die geeignete Wahl der Ansteuerparameter stufenlos einstellbar. Es lassen sich somit kleine Einspritzmengen verwirklichen, was beson- ders für eine elektronisch geregelte Voreinspritzung nutzlich ist. Da jedoch der Hub eines Piezoaktors für die Verwendung in einer Pumpe-Duse-Einheit ohne weitere Maßnahmen zu klein ist, ist es erforderlich, diesen durch einen hydraulischen Koppler zu vergrößern. Hierdurch wird aber der Raumbedarf für das gesamte Ansteuersystem vergrößert
Vorteile der Erfindung
Die Erfindung baut auf der gattungsgemaßen Vorrichtung gemäß Anspruch 1 dadurch auf, daß der Koppler mindestens zwei miteinander verbundene Kopplerraume aufweist und daß das hydraulische System elastische Mittel aufweist, welche die Ausbildung von Druckspitzen verhindern. Aufgrund begrenzter Raumverhaltnisse, etwa in einer Pumpe-Duse-Einheit, hat es sich als nutzlich erwiesen, den Kopplerraum in zwei getrennte Kopplerraume aufzuteilen, welche über eine hydraulische Leitung, etwa eine Bohrung miteinander verbunden sind. Auf diese Weise läßt sich das Steuerventil im Schaft der Pumpe- Duse-Einheit positionieren, wahrend das Stellelement separat angeordnet werden kann. Damit ergibt sich der weitere Vorteil, daß eine Hochdruckbohrung von einem extern angeordneten Steuerventil in den Schaft der Pumpe-Duse-Einheit entfallen kann. Folglich wird das Schadvolumen des Hochdruckbe- reiches verringert. Diese Anordnung hat jedoch ein neues
Problem zur Folge. Der zweivolumige Koppler bildet nämlich zusammen mit der gefederten Ventilnadel ein schwingtahiges System mit Eigenfrequenzen die vom jeweiligen Zustand des Systems abhangen, unter anderem also davon, ob die Ventilna- del offen oder geschlossen ist. Beim Schließen der Ventilnadel, das heißt in dem Moment, zu dem die Ventilnadel ihren Sitz erreicht, kommt es zu einem sprunghaften Druckanstieg im Koppler, welcher hauptsachlich aus dem Nachfordern von Hydraulikmedium durch das Stellelement resultiert. Der Druckanstieg fuhrt zu Druckschwingungen zwischen den beiden Volumina, wobei die auftretenden Amplituden deutlich großer sind als der gewünschte Mitteldruck. Insbesondere kommt es dabei zu Kavitation. Bei sehr kurzen Ansteuerzeiten, welche zum Beispiel bei der Darstellung kleiner Einspritzmengen, etwa bei einer Voreinspritzung, zum Einsatz kommen, haben die Druckschwingungen einen negativen Einfluß auf das Bewegungsverhalten der Ventilnadel. Dies fuhrt mitunter zu Totzeiten, so daß sich die Ventilnadel verspätet aus dem Ventilsitz lost. Eine Darstellung kleiner Einspritzmengen kann somit schwierig oder unmöglich sein. Dieser Problematik begegnet die Erfindung in vorteilhafter Weise durch die Bereitstellung der elastischen Mittel. Durch die elastischen Mittel können die beim Nadelschließen auftretenden Druckschwingungen durch ein gezieltes Nachgeben der elastischen Mittel gedampft werden. Durch den Ausweichvorgang der elastischen Mittel wird die Eigenfrequenz des Systems verändert, das heißt das System wird "weicher", wodurch ein besseres Dampfungsverhalten vorliegt. Die Verringerung der Druckamplitude hat einen direkten Einfluß auf das Bewegungsverhalten der Nadel, was die Ausbildung von Totzeiten vermeidet. Ferner wird ein quasi sofortiges Wiederoffnen der Nadel ermöglicht, was die Darstellung kleiner Einspritzmengen erleichtert. Das System eignet sich somit in vorteilhaf- ter Weise für die Verwirklichung einer Voreinspritzung.
Bevorzugt sind die elastischen Mittel als Feder ausgebildet, die einen Kolben gegen den Druck in dem hydraulischen Koppler mit Kraft beaufschlagt. Auf diese Weise laßt sich zuver- lassig ein Druckausgleich und somit eine Vermeidung von
Druckspitzen erreichen. Die Kolbeneinrichtung ist praktisch wartungsfrei und im Betrieb unproblematisch.
Vorzugsweise ragt in den ersten Kopplerraum ein erster Kol- ben, welcher von einem Stellelement betatigbar ist, und in den zweiten Kopplerraum ragt ein zweiter Kolben, welcher über die hydraulische Kopplung betatigbar ist, wobei die elastischen Mittel naher zum zweiten Kopplerraum als zum ersten Kopplerraum angeordnet sind. Die unvorteilhaften Druck- spitzen werden somit dort aufgenommen, wo sie problematisch sind, namlich im zweiten Kopplerraum, welcher beispielsweise im Bereich der Ventilnadel angeordnet ist.
Vorzugsweise liegt der Kolben im Ruhezustand an einem An- schlag an. Der Kolben bewegt sich demnach nur beim Auftreten überhöhter Drucke gegen die Federkraft. Dies wird erreicht, indem die Vorspannung der Feder im Hinblick auf das Schwingungsverhalten und den erwünschten Mitteldruck optimiert wird. Ferner ist vorteilhaft, wenn der Federraum auf der Ruckseite des Kolbens mit demselben hydraulischen Medium gefüllt ist wie das restliche hydraulische System. Hierdurch laßt sich ein geschlossenes hydraulisches System verwirklichen, bei dem die Vorderseite und die Ruckseite des Kolbens miteinander kommunizieren. Vorteilhafterweise wird die Kolbenanordnung in dem System so gewählt, daß eine Drosselung des stromenden Fluids vermieden wird.
Es ist besonders vorteilhaft, wenn das hydraulische System Teil einer Einspritzeinrichtung ist, wobei die Einspritzeinrichtung einen Druckerzeuger, einen mit dem Druckerzeuger gekoppelten Injektor, ein Steuerventil und ein Stellelement zum Betatigen des Steuerventils aufweist, wobei über den
Koppler die Wirkung des Stellelementes auf das Steuerventil übertragbar ist. Durch die Trennung des hydraulischen Kopplers in zwei Teilsysteme ist eine freie raumliche Anordnung der beiden Teilsystem möglich, was insbesondere bei einer Pumpe-Duse-Einheit nutzlich ist. Damit können die Komponenten an Stellen angeordnet werden, an denen aufgrund anderer baulicher Randbedingungen ohnehin Raum verfugbar ist, wodurch insgesamt eine flexible und im Ergebnis platzsparende Anordnung gewählt werden kann.
Vorzugsweise handelt es sich bei dem Stellelement um einen Piezoaktor. Wie bereits beschrieben wurde, ist besonders bei der Verwendung eines Piezoaktors aufgrund seines geringen Hubes ein hydraulischer Koppler nutzlich. Da ein Piezoaktor eine im Vergleich zu anderen Stellelementen kleine Bauform aufweist, kommt die Erfindung somit bei der Verwendung eines Piezoaktors besonders vorteilhaft zum Tragen. Es ist bevorzugt, daß der erste Kopplerraum in der Nahe des Stellelementes angeordnet ist, daß der zweite Kopplerraum in der Nahe des Steuerventils angeordnet ist und daß das Steuerventil in der Nahe des Injektors angeordnet ist. Man kann das Steuerventil somit beispielsweise in den Schaft der Pumpe-Duse-Einheit einbauen und den dort vorhandenen Raum nutzen. Außerhalb des Schaftes ist daher nur noch das ohnehin klein bauende Stellelement und der erste Kopplerraum unterzubringen. Das Baumaß der gesamten Pumpe-Duse-Einheit wird folglich verringert. Ein weiterer Vorteil in der genannten Anordnung besteht darin, daß keine Hochdruckbohrung von dem Pumpenraum zu einem außerhalb des Schaftes angeordneten Steuerventil vorgesehen werden muß. Die Verbindung zwischen dem Schaft und den außerhalb des Schaftes angeordneten Kom- ponenten kann ausschließlich mit Niederdruckkomponenten erfolgen. Auf diese Weise wird das hydraulische Schadvolumen verringert, und es können kostengünstigere Komponenten verwendet werden. Die Verkleinerung des hydraulischen Schadvolumens kann zur Verbesserung des hydraulischen Wirkungsgra- des genutzt werden.
Vorzugsweise ist das Stellelement stufenlos einstellbar. Auf diese Weise laßt sich beispielsweise ein Sitzventil in beliebige Zwischenstellungen bringen, in denen zwei Ventilsit- ze gleichzeitig geöffnet sein können. In diesen Fallen wirken die beiden Ventilsitze als hydraulische Drosseln, über die das Druckniveau am Injektor eingestellt werden kann. Die Hohe eines Ansteuersignais in Verbindung mit der Ansteuerfrequenz des Stellelementes erlaubt demnach eine an die je- weiligen Betriebsbedingungen des Verbrennungsmotors individuell anpaßbare Druckverlaufssteuerung. Die beiden Ventilsitze erlauben dabei in Wechselwirkung mit dem Schließkorper des Steuerventils eine besonders feinfühlige und stabile Regelcharakteristik. Das erfindungsgemaße Verfahren baut auf dem Stand der Technik gemäß Anspruch 10 dadurch auf, daß die Kraft von einem ersten Kopplerraum in einen zweiten Kopplerraum übertragen wird und daß durch elastische Mittel die Ausbildung von
Druckspitzen verhindert wird. Durch dieses Verfahren werden die Vorteile der erfindungsgemaßen Vorrichtung umgesetzt.
Vorzugsweise ist das Verfahren dadurch weitergebildet, daß ein Stellelement aktiviert wird, daß das Stellelement einen ersten Kolben in einem ersten Kopplerraum betätigt, das über ein hydraulisches Medium Kraft in einen zweiten Kopplerraum mit einem zweiten Kolben übertragen wird und daß ein Kolben das effektive hydraulische Volumen vergrößert, indem er dem Druck in dem hydraulischen System ausweicht. Der Begriff
"effektives hydraulisches Volumen" ist hier so zu verstehen, daß der Kolben aufgrund einer Druckanderung ausweicht und somit den Druck auf einem niedrigeren Niveau halt. Da gemäß einer bevorzugten Ausfuhrungsform auf der Vorderseite und auf der Ruckseite des Kolbens dasselbe hydraulische Medium vorhanden ist, wird durch eine Bewegung des Kolbens das tatsachliche hydraulische Volumen nicht verändert. Daher wird von dem "effektiven" hydraulischen Volumen gesprochen.
Der Erfindung liegt die überraschende Erkenntnis zugrunde, daß durch elastische Mittel ein hydraulisches System in vorteilhafter Weise gedampft werden kann, wobei die Eigenfrequenz in Abhängigkeit des auftretenden Druckes verändert wird. Beim Einsatz des Systems in einer Einspritzeinrichtung hat diese Verringerung der Druckamplitude einen direkten
Einfluß auf das Bewegungsverhalten der Ventilnadel, wodurch ein sofortiges Wiederoffnen der Nadel ohne Totzeit am Sitz ermöglicht wird. Hierdurch ist die Darstellung kleiner Ein- spritzmengen erleichtert, was insbesondere im Zusammenhang mit einer Voreinspritzung nutzlich ist.
Zeichnung
Die Erfindung wird mit Bezug auf die begleitende Zeichnung beispielhaft erläutert.
Figur 1 zeigt schematisch einen Überblick über ein System mit einer Pumpe-Duse-Einheit;
Figur 2 zeigt eine Pumpe-Duse-Einheit mit einem Piezoaktor und einem hydraulischen Koppler;
Figur 3 zeigt schematisch eine Anordnung mit zwei getrennten Kopplerraumern ohne Druckausgleichsmittel;
Figur 4 zeigt eine Einspritzeinrichtung mit zwei getrennten Kopplerraumen ohne Druckausgleichsmittel;
Figur 5 zeigt das Prinzip eines hydraulischen Kopplers;
Figur 6 zeigt ein Prinzipschaltbild einer Pumpe-Duse-Einheit mit zwei getrennten Kopplerraumen ohne Druckausgleichsmittel;
Figur 7 zeigt ein Prinzipschaltbild eines hydraulischen Systems mit zwei getrennten Kopplerraumen mit Druckausgleichs- mittein;
Figur 8 zeigt mehrere Diagramme zur Erläuterung der Vorgange in einem hydraulischen System ohne Druckausgleichsmittel; Figur 9 zeigt mehrere Diagramme zur Erläuterung eines hydraulischen Systems mit Druckausgleichsmitteln.
Beschreibung der Ausfuhrungsbeispiele
In Figur 1 ist schematisch ein Aufbau dargestellt, bei dem eine erfindungsgemaße Pumpe-Duse-Einheit 10 zum Einsatz kommt. Die Pumpe-Duse-Einheit umfaßt einen hydraulischen Druckerzeuger 12, einen in einen nicht dargestellten Brennraum einmundenden Injektor 14 und eine Steuereinheit 16 zur Bestimmung des am Injektor 14 anliegenden Drucks. Die Pumpe- Duse-Einheit 10 wird aus einem Tank 72 durch eine Vorforder- pumpe 74 über ein Filter 76 mit Kraftstoff versorgt. Ferner ist ein Kraftstoffrucklauf 78 zwischen der Pumpe-Duse- Einheit 10 und dem Tank 72 vorgesehen. Die Steuereinheit 16 wird von einem elektronischen Steuergerat 80 angesteuert. Der Druckerzeuger 12 weist einen Kolben 18 auf, der beweglich gefuhrt ist. Mit dem Kolben 18 ist eine Stutzhulse 23 verbunden, welche einen umlaufenden Bund 24 umfaßt. An diesem Bund 24 liegt eine Druckfeder 26 an, die zwischen der Stutzhulse 23 und dem Gehäuse der Pumpe-Duse-Einheit 10 eingespannt ist. Auf das Ende des Kolbens 18, an dem die Stutzhulse 23 angeordnet ist, wirkt ein Stößel 28, der von der Nockenwelle 82 eines Verbrennungsmotors betatigbar ist. Diese Einrichtung zwingt dem Kolben 18 entgegen der Ruckstellkraft der Druckfeder 26 eine Hubbewegung auf.
In Figur 2 ist eine Pumpe-Duse-Einheit 10 so dargestellt, daß sich die prinzipiellen Vorgange beim Einspritzvorgang beschreiben lassen. Es ist allerdings zu bemerken, daß es sich bei der Darstellung gemäß Figur 2 um eine Pumpe-Duse- Einheit 10 mit einem einzigen Kopplungsraum 44 handelt, im Gegensatz zu der erfindungsgemaßen Losung, bei welcher zwei Kopplerraume vorgesehen sind. Zur Erläuterung des grundsatzlichen Aufbaus und der grundsatzlichen Vorgange, welche auch für die Erfindung relevant sind, ist die Darstellung gemäß Figur 2 jedoch gleichermaßen geeignet. Insbesondere können die Merkmale der Pumpe-Duse-Einheit 10 nach Figur 2 in Kombination mit sonstigen Merkmalen der Erfindung wesentlich für die Erfindung sein.
In Figur 2 sind wiederum der Druckerzeuger 12 mit seinem Kolben 18, der in einem Zylinder 20 eines Gehäuses 22 beweglich gefuhrt ist, dargestellt. Der Kolben 18 ragt mit einem seiner Enden aus dem Zylinder 20 heraus. Dort verfugt er über eine festgelegte Stutzhulse 23 mit einem horizontal umlaufenden Bund 24. An diesem Bund 24 liegt eine Druckfeder 26 an, die zwischen der Stutzhulse 23 und dem Gehäuse 22 eingespannt ist. Auf dieses Ende des Kolbens 18 wirkt ein Stößel 28 ein. Diese Einrichtung zwingt dem Kolben 18 entgegen der Ruckstellkraft der Druckfeder 26 eine Hubbewegung auf. Der Zylinder 20 ist mit Kraftstoff gefüllt, der in Fol- ge der Hubbewegung des Kolbens 18 unter Hochdruck gelangt, vorausgesetzt, die Steuereinheit 16 befindet sich in ihrer dargestellten, nicht betätigten Ruhestellung. In dieser Ruhestellung ist eine Druckmittelverbindung zwischen dem Hochdruck und dem Niederdruck fuhrenden Teil der Pumpe-Duse- Einheit 10 gesperrt.
Die Steuereinheit 16 ist ebenfalls im Gehäuse 22 angeordnet und umfaßt ein verschiebbar in einer Steuerbohrung 32 gelagertes Ventilglied 34, einen extern ansteuerbaren piezoelek- frischen Aktor 36 und einen hydraulischen Übersetzer 38 zur Übertragung der Hubbewegung des Aktors 36 auf das Ventilglied 34. In der Darstellung nach Figur 2 ist die Langsachse der Steuerbohrung 32 parallel zur Langsachse des Druckerzeugers 12 angeordnet. Gleichermaßen ist eine senkrechte Anord- nung oder eine Anordnung mit einem sonstigen beliebigen Winkel denkbar.
Der Übersetzer 38 weist zwei Kolben 40 und 42 mit unter- schiedlich großen Druckflachen auf, die in eine als Kopplungsraum ausgebildete mit Druckmittel gefüllte Druckkammer 44 hineinragen. Der dem Aktor 36 zugewandte Kolben 40 weist die größere Druckflache der beiden Kolben 40, 42 auf, um die relativ kleine Hubbewegung des Aktors 36 in eine größere Auslenkbewegung des Ventilglieds 34 zu übersetzen. Die Kolben 40 und 42 können jeweils einteilig mit den ihnen zugeordneten Bauelementen ausgebildet sein.
Ein als Zulauf 46 wirkender erster Kanal verbindet den Zy- linder 20 mit der Steuerbohrung 32 der Steuereinheit 16; ein als Ablauf 48 wirkender zweiter Kanal fuhrt von der Steuerbohrung 32 zum Injektor 14. Die Steuereinheit 16 ist somit hydraulisch in Reihe mit dem Druckerzeuger 12 und dem Injektor 14 geschaltet. Zwischen dem Zulauf 46 und dem Ablauf 48 ist die Steuerbohrung 42 in ihrem Innendurchmesser erweitert, wobei der Durchmesserubergang als Fase ausgebildet ist. Diese Fase bildet den ersten Ventilsitz 50, der entsprechend den Darstellungen vom Ventilglied 34 verschlossen ist. Letzteres wird von einer Ventilfeder 54, die sich am verschlossenen Ende der Steuerbohrung 32 und an der Stirnseite des Ventilglieds 34 abstutzt, gegen den Ventilsitz 50 gedruckt. Das Ventilglied 34 bildet demnach ein I-Ventil, weil dessen Offnungsbewegung in Richtung der Druckmittel- stromung am Ventilsitz 50 erfolgt. Ein Versorgungskanal 55, welcher Kraftstoff unter Niederdruck fuhrt, mundet im Bereich des Einbauraums der Ventilfeder 54 in die Steuerbohrung 32. In diesem Bereich ist die Erweiterung der Steuerbohrung 32 zurückgenommen, wobei die entsprechende Durchmes- seranderung ebenfalls als Fase ausgeführt ist. Diese Fase bildet einen zweiten, zwischen dem Ablauf 48 und dem Versorgungskanal 55 liegenden Ventilsitz 56. Beide Ventilsitze 50 und 56 liegen sich fluchtend gegenüber und werden von einem gemeinsamen Schließkorper 60 des Ventilglieds 34 gesteuert.
In der dargestellten, nicht betätigten Stellung des Ventilgliedes 34 ist der zweite Ventilsitz 56 geöffnet, so daß zwischen dem Versorgungskanal 55 und dem Ablauf 48 eine Druckmittelverbindung besteht. Diese dient zum Beispiel der Erstbefullung der Einrichtung 10 mit Kraftstoff oder zum Ausgleich leckagebedingter Verluste, beispielsweise nach längerem Nichtbetrieb der Einrichtung 10.
Der Versorgungskanal 55 verbindet mittels eines Abzweigs 58 die beiden Endbereiche der Steuerbohrung 32 miteinander. Im
Falle der Bewegung des Ventilgliedes 34 können sich dadurch keine diese Bewegung hemmenden Druckunterschiede ausbilden.
Das Ventilglied 34 besteht aus dem im Außendurchmesser ver- dickten Schließkorper 60, dessen Enden entgegengesetzt zueinander geneigte Abschragungen zur Steuerung der beiden Ventilsitze 50 und 56 bilden. Ferner hat das Ventilglied 34 einen dem Schließkorper 60 gegenüberliegenden und im Außendurchmesser kleineren Fuhrungskolben 62, der eine verkan- tungsfreie Bewegung des Ventilglieds 34 in der Steuerbohrung 32 ermöglicht. Der Durchmesser des Fuhrungskolbens 62 ist auf den Durchmesser der Steuerbohrung 32 abgestimmt. Zwischen dem Fuhrungskolben 62 und dem Schließglied 60 weist das Ventilglied 34 eine im Außendurchmesser nochmals zuruck- genommene Taille 64 auf. Diese bildet mit der Wandung der
Steuerbohrung 32 einen vom Fuhrungskolben 62 und vom Steuerglied 60 begrenzten Ringraum 66. In den Ringraum 66 mundet der Zulauf 46. Der Durchmesser des Fuhrungskolbens 62 entspricht dem des ersten Ventilsitzes 50, so daß die vom Druck im Ringraum 66 belasteten Flachen des Ventilglieds 34 gleich groß sind. Das Ventilglied 34 ist demnach druckausgeglichen in der Steuerbohrung 32 gefuhrt. Der Aktor 36 muß demzufolge lediglich die Gegenkraft der Ventilfeder 54 überwinden, um das Ventilglied 34 zu betätigen. Da die Ventilfeder 54 dafür eine relativ geringe Federsteifigkeit aufweisen kann, ist ein Aktor 36 mit kleinen Betriebskraften verwendbar. Derartige Aktoren 36 zeichnen sich insbesondere durch ihre kompakten und bauraumsparenden Abmessungen aus.
Ein Druckaufbau im Injektor 14 erfolgt durch elektrische An- steuerung des Aktors 36. Dieser erzeugt aufgrund der elektrischen Ansteuerung eine Hubbewegung, die er auf den Kolben 40 übertragt. Die vom Kolben 40 in der Druckkammer 44 ver- drängte Flüssigkeit zwingt dem Kolben 42 ebenfalls eine Hubbewegung auf, wobei das Verhältnis beider Hubbewegungen umgekehrt proportional zum Verhältnis der Druckflachen beider Kolben 40, 42 ist. Im maximal ausgelenkten Zustand liegt das Ventilglied 34 mit seinem Schließglied 60 am zweiten Ventil- sitz 56 an und dichtet diesen ab. Durch diese Maßnahme ist die Druckmittelverbindung zwischen dem Versorgungskanal 55 und dem Ablauf 48 unterbrochen, wahrend der Zulauf 46 nunmehr mit dem Ablauf 48 Verbindung hat. Das Ventilglied 34 wirkt demnach als 3/2-Wegeventil .
Der im Zylinder 20 herrschende Druck liegt auch am Injektor 14 an. Sobald das Druckniveau einen von der Vorspannung einer Schließfeder 68 des Injektors 14 bestimmten Wert überschreitet, öffnet eine von dieser Schließfeder 68 beauf- schlagte Nadel 70. Diese gibt in der Darstellung nicht erkennbare Einspritzoffnungen des Injektors 14 frei, so daß der Einspritzvorgang in den Brennraum eines Verbrennungsmotors erfolgt. Eine Beendigung des Einspritzvorgangs wird durch einen Druckabbau im Injektor 14 erreicht. Dazu wird die Ansteue- rung des Aktors 36 zurückgenommen, wodurch sich das Ventilglied 34 zurück in die dargestellte Ruhestellung bewegt. Da- bei öffnet der zweite Ventilsitz 56, so daß über die Druckmittelverbindung zwischen dem Ablauf 48 und dem Versorgungskanal 55 eine Druckentlastung des Injektors 14 stattfindet.
Die Hubbewegung des Aktors 36 ist durch die Hohe des Ansteu- ersignals stufenlos zwischen Null und einem maximalen Wert regulierbar. Das Ventilglied 34 bildet demnach in Verbindung mit dem stufenlos schaltenden Aktor 36 ein sogenanntes Proportionalventil. Dieses kann in beliebige Zwischenstellungen gebracht werden, in denen beide Ventilsitze 50 und 56 gleichzeitig geöffnet sind. In diesen Fallen wirken die beiden Ventilsitze 50 und 56 als hydraulische Drosseln, die das Druckniveau im Injektor 14 bestimmen. Die Hohe des Ansteuersignais in Verbindung mit der Ansteuerfrequenz des Aktors 36 erlaubt demnach eine an die jeweiligen Betriebsbedingungen des Verbrennungsmotors individuell anpaßbare Druckverlaufssteuerung. Die beiden Ventilsitze 50 und 56 erlauben dabei in Wechselwirkung mit dem Schließkorper 60 des Ventilglieds 34 die Verwirklichung einer besonders feinfühligen und stabilen Regelcharakteristik.
Auf der Grundlage der voranstehenden Beschreibung einer Pumpe-Duse-Einheit mit einem hydraulischen Koppler, welcher nur einen Kopplerraum aufweist, kann nun die charakteristische Besonderheit der Erfindung beschrieben werden.
Hierzu ist zunächst in Figur 3 schematisch die prinzipielle Anordnung zur hydraulischen Kopplung ohne Druckausgleichsmittel dargestellt. Der hydraulische Koppler ist durch die Ausbildung eines ersten Kopplerraums 100 und eines zweiten Kopplerraums 102 verwirklicht. Die beiden Kopplerraume 100, 102 sind durch eine Leitung 108 bzw. eine Bohrung miteinander verbunden. In dem ersten Kopplerraum 100 ist ein erster Kolben 40 vorgesehen, welcher von dem Piezoaktor 36 betätigt wird. Der Piezoaktor 36 wird von einem Steuergerat 80 angesteuert. Der erste Kolben 40 in dem ersten Kopplerraum 100 wird von einer Feder 104 gegen den Piezoaktor 36 gedruckt. Im zweiten Kopplerraum 102 ist ein zweiter Kolben 42 vorgesehen, welcher durch die hydraulisch vermittelte Bewegung ein Ventil 106 betätigt. Die Gegenkraft gegen den hydraulischen Hub des zweiten Kolbens 42 wird durch ein nicht dargestelltes elastisches Element des Steuerventils 106 aufgebracht .
In Figur 4 ist eine Pumpe-Duse-Einheit 10 ohne Druckausgleichsmittel dargestellt. Ein Steuergerat 80 steuert einen Piezoaktor 36 an. Dieser wirkt mechanisch auf einen ersten Kolben 40, welcher in einen ersten Kopplerraum 100 eines hydraulischen Kopplers hineinragt. Dem Hub des Kolbens 40 wirkt die Kraft einer Feder 104 entgegen. Der Kopplerraum 100 ist über eine Leitung 108, welche beispielsweise als Bohrung ausgebildet ist, mit einem zweiten Kopplerraum 102 verbunden. In diesen ragt ein zweiter Kolben 42 hinein, welcher ein Ventil 106 betätigt. Das Ventil 106 ist vorliegend schalttechnisch dargestellt. Es kann beispielsweise in der
Art oder ahnlich aufgebaut sein wie das Ventil nach Figur 2. Eine Feder 110, welche an dem Ventil 106 angeordnet ist, erzeugt die Gegenkraft für den zweiten Kolben 42.
Der Druckerzeuger 12 weist einen Kolben 20 auf, welcher in dem Gehäuse der Pumpe-Duse-Einheit beweglich gefuhrt ist.
Der Kolben 18 ragt mit einem seiner Enden aus dem Gehäuse der Pumpe-Duse-Einheit 10 heraus und wird dort, vorzugsweise wie im Zusammenhang mit den Figuren 1 und 2 beschrieben, von einer Druckfeder 36 mit einer Kraft beaufschlagt. Diese Kraft ist die Gegenkraft für eine Kraft, welche beispielsweise von einem Stößel aufgebracht wird. Dieser Stößel wird vorzugsweise von der Nockenwelle eines Verbrennungsmotors betätigt. Aufgrund der Bewegung des Kolbens 18 wird der
Hochdruck für die Einspritzung zur Verfugung gestellt, aufgrund dessen sich letztlich im Injektor 14 eine Nadel 70 gegen die Kraft einer Schließfeder 68 hebt.
An der Darstellung der Figur 4 ist zu erkennen, daß sich die verschiedenen Komponenten der Pumpe-Duse-Einheit 10 in vorteilhafter Weise anordnen lassen. So ist der erste Kopplerraum 100 in der Nahe des Piezoaktors 36 angeordnet, wahrend der zweite Kopplerraum 102 beim Steuerventil 106 angeordnet ist. Auf diese Weise ist eine flexible Anordnung der beiden Komponenten des hydraulischen Kopplers möglich. Dies fuhrt letztlich zu einer kompakten Bauform der gesamten Pumpe- Duse-Einheit. Weiter ist zu betonen, daß sich das Steuerventil 106 in der Nahe des Injektors 14 befindet. Das Hoch- drucksystem der Pumpe-Duse-Einheit ist also im Vergleich zu der Anordnung gemäß Figur 2 klein, was zu einem geringen hydraulischen Schadvolumen fuhrt. Letztlich laßt sich somit also der Wirkungsgrad der Pumpe-Duse-Einheit 10 verbessern.
Bei diesem System bleibt außerdem eine vorteilhafte Fähigkeit eines hydraulischen Kopplers erhalten: dieser ist geeignet Temperaturdehnungen innerhalb des Systems zu kompensieren .
In Figur 5 ist nochmals die Funktionsweise eines hydraulischen Kopplers in schematischer Weise dargestellt. Ein Pie- zoelement 36 verschiebt einen ersten Kolben 40 um einen ersten Hub h^. Dieser Hub erzeugt einen Druck in einer mit einem hydraulischen Medium gefüllten Druckkammer 44. Dieser Druck wirkt auf einen zweiten Kolben 42, welcher eine geringere wirksame Flache hat als der erste Kolben 40. Folglich fuhrt dieser zweite Kolben 42 einen größeren Hub h2 aus, wobei das Verhältnis der Hube von dem Verhältnis der wirksamen Flachen der Kolben 40, 42 bestimmt wird. Der zweite Kolben 42 betätigt ein Steuerventil 106.
In Figur 6 ist eine Pumpe-Duse-Einheit 10 dargestellt, bei welcher ein hydraulischer Koppler mit zwei getrennten Kopp- lerraumen 100, 102 zum Einsatz kommt. Diese Darstellung zeigt in stark schematisierter Weise die prinzipiellen Funktionen, welche schon im Zusammenhang mit Figur 4 erläutert wurden, wobei gleiche Bezugszeichen die entsprechenden Bauteile bezeichnen. Zu erwähnen bleibt, daß der Piezoaktor 36 bei dieser Ausfuhrungsform senkrecht zur Bewegungsrichtung des Druckkolbens 18 des Druckerzeugers 12 angeordnet ist.
Figur 7 zeigt ein hydraulisches System mit zwei Kopplerraumen 100, 102, welches demjenigen aus Figur 6 entspricht, bis darauf, daß an der Verbindungsleitung 108 zwischen den Kopplerraumen 100, 102 ein Ausweichkolben 112 über ein kurzes Rohr 114 angeschlossen ist. Der Ausweichkolben 112 wird von einer Feder 116 gegen einen Anschlag 118 gedruckt. Diese Stellung des Ausweichkolbens 112 entspricht seiner Ruhestel- lung. Auf der Ruckseite des Ausweichkolbens 112 befindet sich ein Fluidzulauf 120, so daß der Ausweichkolben 112 allseitig von dem Hydraulikmedium umgeben ist. Die Vorspannung der Feder 116 ist im Hinblick auf das Schwingungsverhalten und den erwünschten Mitteldruck zu optimieren. Wird nun ein Druck von dem ersten Kopplerraum 100 in den zweiten Kopplerraum 102 übertragen, so können Druckspitzen dadurch vermieden werden, daß der Ausweichkolben 112 gegen die Kraft der Feder 116 zurückweicht. Durch den Ausweichvorgang wird die Eigenfrequenz des Systems verändert, das heißt das System wird "weicher" und hat ein besseres Dampfungsverhalten. Die Verringerung der Druckamplitude hat einen direkten Einfluß auf das Bewegungsverhalten der Nadel in dem Ventil 106, wodurch insbesondere ein direktes Wiederoffnen der Nadel ohne Totzeit ermöglicht wird. Dies ist für die Darstellung kleiner Einspritzmengen nutzlich.
Anhand der Diagramme, welche in Figur 8 und in Figur 9 dargestellt sind, lassen sich die erfindungsgemaßen Vorteile verdeutlichen. Figur 8 bezieht sich auf ein System ohne
Druckausgleichsmittel; Figur 9 bezieht sich auf ein System mit Druckausgleichsmitteln. Das jeweils obere Diagramm zeigt die Ansteuerspannung des Piezoelementes . In dem jeweils zweiten Diagramm ist als unterbrochene Linie der Piezohub dargestellt, wahrend als durchgezogene Linie der Nadelhub gezeigt ist. Figur 8 zeigt die Verhaltnisse in einem hydraulischen System ohne Druckausgleichsmittel, so daß eine Totzeit Δt im Nadelhubverhalten zu erkennen ist. Im Gegensatz hierzu liegt eine solche Totzeit bei dem System gemäß Figur 9 mit Druckausgleichsmitteln nicht vor; vielmehr ist ein direktes Offnen des Ventils ohne Totzeit zum Zeitpunkt tλ möglich. Im zweiten Diagramm der Figur 9 ist zusatzlich als Strich-Punkt-Linie der Hub des Ausweichkolbens dargestellt.
Zur weiteren Veranschaulichung ist im dritten Diagramm der piezoseitige Druckverlauf gezeigt. In Figur 8 erkennt man ein Schwingungsverhalten mit großen Schwingungsamplituden. Hierzu im Gegensatz erkennt man in Figur 9 die erfindungsge- maß vorteilhafte Dampfung der Druckschwingungen. In Figur 9 ist zusätzlich der Druckverlauf am Ausweichkolben durch eine Strich-Punkt-Linie gezeigt. Schließlich ist im unteren Diagramm der Figur 8 und der Figur 9 der nadelseitige Druck dargestellt. Wiederum erkennt man bei dem System gemäß Figur 8 ohne Druckausgleichsmittel das Schwingungsverhalten mit großen Schwingungsamplituden, im Gegensatz zu dem System gemäß Figur 9 mit Druckausgleichsmitteln, wo eine deutliche Dampfung zu sehen ist. Ferner ist in Figur 8 eine Druckspitze von etwa 135 bar zu erkennen, welche aus dem Nachfordern des Piezoaktors resultiert. Diese Druckspitze ist in dem System nach Figur 9 auf etwa 55 bar vermindert. Dies hat den erfindungsgemaß vorteilhaften Einfluß auf das zeitliche Verhalten des Nadelhubs, insbesondere die Vermeidung einer Totzeit.
Die vorhergehende Beschreibung der Ausfuhrungsbeispiele ge- maß der vorliegenden Erfindung dient nur zu illustrativen
Zwecken und nicht zum Zwecke der Beschrankung der Erfindung. Im Rahmen der Erfindung sind verschiedene Änderungen und Modifikationen möglich, ohne den Umfang der Erfindung sowie ihre Äquivalente zu verlassen.

Claims

Ansprüche
1. Vorrichtung mit einem hydraulischen System, welches einen hydraulischen Koppler (100, 102, 40, 42) aufweist, dadurch gekennzeichnet, daß der Koppler (100, 102, 40, 42) minde- stens zwei miteinander verbundene Kopplerraume (100, 102) aufweist und daß das hydraulische System elastische Mittel (112, 116) aufweist, welche die Ausbildung von Druckspitzen verhindern.
2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die elastischen Mittel als Feder (116) ausgebildet sind, die einen Kolben (112) gegen den Druck in dem hydraulischen Koppler (100, 102, 40, 42) mit Kraft beaufschlagt.
3. Vorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß in den ersten Kopplerraum (100) ein erster Kolben (40) ragt, welcher von einem Stellelement (36) betatigbar ist, das in den zweiten Kopplerraum (102) ein zweiter Kolben (42) ragt, welcher über die hydraulische Kopplung betatigbar ist und daß die elastischen Mittel (112, 116) naher zum zweiten Kopplerraum (102) als zum ersten Kopplerraum (100) angeordnet sind.
4. Vorrichtung nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolben (112) im Ruhezustand an einem Anschlag (118) anliegt.
5. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Federraum auf der Ruckseite des Kolbens (112) mit demselben hydraulischen Medium gefüllt ist wie das restliche hydraulische System.
6. Vorrichtung nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das hydraulische System Teil einer Einspritzeinrichtung ist, wobei die Einspritzeinrichtung einen Druckerzeuger (12), einen mit dem Druckerzeuger (12) gekoppelten Injektor (14), ein Steuerventil (106) und ein Stellelement (36) zum Betatigen des Steuerventils (106) aufweist, wobei über den Koppler (100, 102, 40, 42) die Wirkung des Stellelementes (36) auf das Steuerventil (106) übertragbar ist.
7. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellelement (36) ein Piezoaktor ist.
8. Vorrichtung nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Kopplerraum (100) in der Nahe des Stelle- lementes (36) angeordnet ist, daß der zweite Kopplerraum
(102) in der Nahe des Steuerventils (106) angeordnet ist und daß das Steuerventil (106) in der Nahe des Injektors (14) angeordnet ist.
9. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Stellelement (36) stufenlos einstellbar ist.
10. Verfahren zur Kraftübertragung mit einem hydraulischen Koppler (100, 102, 40, 42), dadurch gekennzeichnet, daß die Kraft von einem ersten Kopplerraum (100) in einen zweiten Kopplerraum (102) übertragen wird und daß durch elastische Mittel (112, 116) die Ausbildung von Druckspitzen verhindert wird .
11. Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß ein Stellelement (36) aktiviert wird, daß das Stellelement (36) einen ersten Kolben (40) in einem ersten Kopplerraum (100) betätigt, das über ein hydraulisches Medium Kraft in einen zweiten Kopplerraum (102) mit einem zweiten Kolben (42) übertragen wird und daß ein Kolben (112) das effektive hydraulische Volumen vergrößert, indem er dem Druck in dem hydraulischen System ausweicht.
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