EP1589218A1 - Schwingungsdämpfer für ein Hydrauliksystem - Google Patents

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EP1589218A1
EP1589218A1 EP05100693A EP05100693A EP1589218A1 EP 1589218 A1 EP1589218 A1 EP 1589218A1 EP 05100693 A EP05100693 A EP 05100693A EP 05100693 A EP05100693 A EP 05100693A EP 1589218 A1 EP1589218 A1 EP 1589218A1
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EP
European Patent Office
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pressure
valve
vibration damper
throttle element
hydraulic system
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EP05100693A
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English (en)
French (fr)
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Volker Knoedler
Andreas Beiter
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Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Publication date
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M55/00—Fuel-injection apparatus characterised by their fuel conduits or their venting means; Arrangements of conduits between fuel tank and pump F02M37/00
    • F02M55/04—Means for damping vibrations or pressure fluctuations in injection pump inlets or outlets
    • 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
    • F15B21/00—Common features of fluid actuator systems; Fluid-pressure actuator systems or details thereof, not covered by any other group of this subclass
    • F15B21/008—Reduction of noise or vibration
    • 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
    • F02M2200/00—Details of fuel-injection apparatus, not otherwise provided for
    • 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

Definitions

  • the invention relates to a vibration damper for a hydraulic system with a Damping volume, which via a throttle element with a pressure line in conjunction stands.
  • Hydraulic systems are today in various applications, such as in Construction machinery sector, in the commercial vehicle sector, in production plants, in Heating systems or in the engine area, in use.
  • an injection system with a pressure accumulator which uses a piston-cylinder unit to influence the injection, which lies in the path of the fuel in front of the injection nozzle.
  • a piston-cylinder unit to influence the injection, which lies in the path of the fuel in front of the injection nozzle.
  • both the end faces of the piston of the cylinder piston unit associated pressure chambers Be-aufschlagt with the prevailing in the injection line fuel pressure.
  • Each injection period is the pressure in one of the pressure chambers by means of a connected solenoid valve reduced to cause a displacement of the piston.
  • the displacement of the piston causes an enlargement of the other end face adjacent pressure chamber, which is located in the inlet of the fuel to the nozzle of the injector.
  • a fuel injector with upstream storage volume known.
  • Such a fuel injection system includes to supply the Combustion chambers of an internal combustion engine with fuel a high-pressure pump.
  • a high-pressure pump is a number of high-pressure fuel injectors pressurized fuel, wherein the individual fuel injectors each one Storage volume is connected directly upstream.
  • the fuel from the manifold through High-pressure lines and, if necessary, pressure pipe connection to the individual injectors guided.
  • the pressure in the injector in the injector must be constant for the To provide injection.
  • the balanced system is disturbed with the beginning of the injection. When opening the solenoid valve of the Injector and the nozzle there is a local pressure drop.
  • Vibration damper for above-mentioned hydraulic systems currently consist of a Throttle, which has a constant throttle cross-section. This is a compromise necessary in the design of the throttle. First, there is a large throttle cross-section required to quickly reduce pressure peaks. On the other hand, the Vibration damping rather a small throttle cross section needed.
  • the problem is solved in that in a vibration damper for a Hydraulic system with a damping volume, which via a throttle element with a pressure line is in communication, the throttle element in the inlet direction for Damping volume opening valve is connected in parallel. Pressure peaks can over the valve will be dismantled. The vibration damping results from the Flow characteristic of the throttle element. Compromises, as they were previously Vibration dampers with constant flow area were required no longer be received.
  • the vibration damper is designed such that for the fluid in the hydraulic system, the valve the inlet to the damping volume and the Throttling element, designed as remindströmdrosselventil forms the process for pressure conduction, whereby the functions pressure peak reduction and vibration damping spatially separated.
  • the valve may have a sealing seat and a closing body, which in the closed Condition of the valve is pressed by a spring element in the sealing seat and thus sealing the valve in the direction of the pressure line.
  • a spring element in the open state of the Valve is formed an opening cross-section.
  • the opening cross-section of the open valve is greater than that Flow cross-section of the throttle element in the flow direction of the damping volume, whereby at a small cross section of the throttle element a good vibration damping achieved while a rapid reduction of pressure peaks by a large opening cross-section of the valve can be achieved.
  • vibration damper in particular in a Low pressure circuit of a diesel injection system, in particular a common rail injection system be used, which has a positive effect on the smoothness of the Motors result while material is gentle, as high pressure fluctuations be reduced.
  • FIG. 1 shows a vibration damper 1 for a hydraulic system according to the prior art of the technique.
  • a damping volume 30 via a throttle element 20 with a Pressure line 10 connected.
  • the throttle element 20 has a constant Flow area on.
  • the damping volume 30 is passed through a pressure vessel shown.
  • FIG. 2 shows a vibration damper 1 for a hydraulic system in inventive Embodiment, wherein the throttle element 20 in the inlet direction to the damping volume 30 opening valve 40 is connected in parallel.
  • the valve 40 has a Seal seat 42 and a closing body 43, which in the closed state of the valve 40 is pressed by means of a spring element 44 in the sealing seat 42 and the valve 40 in Direction of the pressure line 10 seals.
  • a Opening cross-section 41 is formed in the open state of the valve 40.
  • the valve 40 provides the inlet to the damping volume 30 and the throttle element 20 - as remindströmdrosselventil (RDV) forms out - The flow to the pressure line 10.
  • RSV Rasterdrosselventil
  • the Opening cross-section 41 of the open valve 40 is greater than the flow cross-section the throttle element 20 designed.
  • the throttle element 20 is integrated in the closing body 43 or are the Valve 40 and designed as remindströmdrosselventil (RDV) throttle element 20 in integrated into a housing.
  • RV Rasterdrosselventil
  • FIG. 3 shows the result of a simulation calculation of the pressure conditions in progress the time compared.
  • the figure shows the temporal pressure curve for a Damping element 1 according to the prior art (marked as “without Damper ”) and a damping element 1 in an inventive embodiment (marked as “with damper”). Pressure peaks can thus be significantly reduced. Furthermore, a good vibration damping at the same time higher Holding pressure level achieved.
  • FIGS. 4a and 4b show the result of a measurement of the pressure conditions in FIG Comparison. Measured here is the time course of the pressure conditions in one Low pressure rail of a common rail injection system.
  • Figure 4a represents an enlarged Section of Figure 4b. The measurement confirmed for the variant with remindströmdrosselventil (RDV) also a significant reduction in pressure peaks at the same time good vibration damping.
  • RSV Rasteriserdrosselventil
  • Vibration damper 1 in the above-mentioned embodiment can basically in be installed in all hydraulic systems where large dynamic pressure fluctuations can happen.
  • the mode of action can be applied both to aqueous fluids as well as on hydraulic oils.
  • the field of application extends For example, on construction machinery, machine tools, production equipment and Heating systems and engines.
  • vibration dampers 1 in the engine area for example in the low-pressure circuit in diesel injection systems, in particular in common-rail injection systems used and can be integrated in the housing of the injection systems.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Schwingungsdämpfer (1) für ein Hydrauliksystem mit einem Dämpfungsvolumen (30), welches über ein Drosselelement (20) mit einer Druckleitung (10) in Verbindung steht. Um Druckspitzen bei gleichzeitig guter Schwingungsdämpfung zu reduzieren ist es erfindungsgemäß vorgesehen, dass dem Drosselelement (20) ein in Zulaufrichtung zum Dämpfungsvolumen (30) öffnendes Ventil (40) parallel geschaltet ist. <IMAGE>

Description

Stand der Technik
Die Erfindung betrifft einen Schwingungsdämpfer für ein Hydrauliksystem mit einem Dämpfungsvolumen, welches über ein Drosselelement mit einer Druckleitung in Verbindung steht.
Hydrauliksysteme sind heute in verschiedensten Anwendungen, wie beispielsweise im Baumaschinenbereich, im Nutzfahrzeugbereich, in Produktionsanlagen, in Heizungssystemen oder im Motorenbereich, im Einsatz.
Für Verbrennungsmotoren, insbesondere für Dieselmotoren, sind Kraftstoffeinspritzsysteme bekannt, die einen, üblicherweise von mehreren, über eine Kraftstoffhochdruckleitung mit unter hohem Druck vorgehaltenen Kraftstoff versorgten Kraftstoffinjektor zum Einspritzen des Kraftstoffs in den Brennraum der Brennkraftmaschine während eines Einspritzvorgangs enthalten. Zusätzlich kann bei einem solchen Kraftstoffeinspritzsystem ein in der Kraftstoffhochdruckleitung dem Kraftstoffinjektor vorgeschaltetes Drucksteuerventil zur Steuerung des Drucks des während des Einspritzvorgangs in den Brennraum der Brennkraftmaschine eingespritzten Kraftstoffs vorgesehen sein.
Aus der JP 11182376 A geht ein Einspritzsystem mit einem Druckspeicher als be-kannt hervor, das zur Beeinflussung der Einspritzung eine Kolben - Zylindereinheit verwendet, die im Weg des Kraftstoffs vor der Einspritzdüse liegt. Während einer Einspritzung sind beide den Stirnseiten des Kolbens der Zylinderkolbeneinheit zuge-ordnete Druckräume mit dem in der Einspritzleitung herrschenden Kraftstoffdruck be-aufschlagt. Am Ende jeder Einspritzperiode wird der Druck in einem der Druckräume mittels eines verbundenen Magnetventils reduziert, um eine Verschiebung des Kol-bens zu bewirken. Die Verschiebung des Kolbens bewirkt eine Vergrößerung des auf der anderen Stirnseite angrenzenden Druckraums, der im Zulauf des Kraftstoffs zur Düse des Injektors liegt.
Weiterhin ist aus der DE 101 14 219 ein Kraftstoffinjektor mit vorgeordnetem Speichervolumen bekannt. Solch ein Kraftstoffeinspritzsystem beinhaltet zur Versorgung der Brennräume einer Brennkraftmaschine mit Kraftstoff eine Hochdruckpumpe. Über diese Hochdruckpumpe wird eine Anzahl von Kraftstoffinjektoren mit unter hohem Druck stehenden Kraftstoff beaufschlagt, wobei den einzelnen Kraftstoff-Injektoren jeweils ein Speichervolumen direkt vorgeschaltet ist. Bei diesen Einspritz-systemen gemäß des Common - Rail - Prinzips wird der Kraftstoff vom Verteilerrohr durch Hochdruckleitungen und gegebenenfalls Druckrohrstutzen zu den einzelnen Injektoren geführt. Es gilt, den im Verteilerrohr anstehenden Druck im Injektor konstant für die Einspritzung zur Verfügung zu stellen. Das sich im Gleichgewicht befindliche System wird mit dem Beginn der Einspritzung gestört. Beim Öffnen des Magnetventils des Injektors und der Düse kommt es zu einem lokalen Druckabfall. Aufgrund der Druckdifferenz zwischen Hochdruckleitung und Injektor strömt Kraftstoff aus der Hochdruckleitung nach, wodurch der Druck über den Systemdruck ansteigt. Entsprechend dieser Anregung schwingt der Druck in Injektor und Zuleitung erheb-lich, wobei die Druckschwingung nur langsam abklingt. Bei Einspritzende wird durch Schließen der Düsennadel darüber hinaus ein Druckstoss verursacht. Dieser Druck-stoss überlagert sich mit der bereits ausgebildeten, jedoch im Abklingen begriffenen Druckschwingung in Injektor und Zuleitung. Fällt das Nadelschließen mit einem Maximum der Druckschwingung zusammen, so treten im Injektor unerwünscht hohe Druckspitzen auf, welche die Bauteile erheblich belasten.
Nachteilig ist also, dass die Druckschwingung im Injektor zu Druckspitzen führt, die die Lebensdauer des Injektors erheblich beeinträchtigt. Weiterhin bewirkt der schwin-gende Druckverlauf, dass die Nacheinspritzung durch die Länge der Haupteinsprit-zung und den zeitlichen Abstand zwischen diesen beiden Einspritzphasen beein-flusst wird.
Schwingungsdämpfer für oben nannte Hydrauliksysteme bestehen derzeit aus einer Drossel, die einen konstanten Drosselquerschnitt besitzt. Dadurch ist ein Kompromiss bei der Auslegung der Drossel notwendig. Zum einen ist ein großer Drosselquerschnitt erforderlich, um Druckspitzen schnell abzubauen. Andererseits wird zur Schwingungsdämpfung eher ein kleiner Drosselquerschnitt benötigt.
Es ist Aufgabe der Erfindung, einen Schwingungsdämpfer für ein Hydrauliksystem zu schaffen, welcher die auftretenden Druckschwingungen dämpft und gleichzeitig Druckspitzen schnell abbauen kann.
Vorteile der Erfindung
Die Aufgabe wird dadurch gelöst, dass in einem Schwingungsdämpfer für ein Hydrauliksystem mit einem Dämpfungsvolumen, welches über ein Drosselelement mit einer Druckleitung in Verbindung steht, dem Drosselelement ein in Zulaufrichtung zum Dämpfungsvolumen öffnendes Ventil parallel geschaltet ist. Druckspitzen können über das Ventil abgebaut werden. Die Schwingungsdämpfung ergibt sich durch die Durchflusskennlinie des Drosselelementes. Kompromisse, wie sie bisher bei Schwingungsdämpfer mit konstantem Durchflussquerschnitt erforderlich waren, müssen nicht mehr eingegangen werden.
In bevorzugter Ausführungsform ist der Schwingungsdämpfer derart ausgelegt, dass für das Fluid im Hydrauliksystem das Ventil den Zulauf zum Dämpfungsvolumen und das Drosselelement, als Rückströmdrosselventil ausgelegt, den Ablauf zur Drucklei-tung ausbildet, wodurch die Funktionen Druckspitzenreduzierung und Schwingungsdämpfung räumlich getrennt erfolgen.
Das Ventil kann einen Dichtsitz und einen Schließkörper aufweisen, der im geschlossenen Zustand des Ventils mittels eines Federelements in den Dichtsitz gepresst ist und somit das Ventil in Richtung der Druckleitung abdichtet. Im geöffneten Zustand des Ventils ist ein Öffnungsquerschnitt ausgebildet. Durch das Federelement wird, abhängig vom Druck, ein nahezu lineares Verhalten zwischen Druck und Öffnungsquerschnitt erzielt. Hohe Druckspitzen resultieren in großen Öffnungsquerschnitten und können somit auch schnell über das Dämpfungsvolumen abgebaut werden.
Idealerweise ist der Öffnungsquerschnitt des geöffneten Ventils größer als der Durchflussquerschnitt des Drosselelementes in Ablaufrichtung des Dämpfungsvolu-mens, wodurch bei kleinem Querschnitt des Drosselelementes eine gute Schwin-gungsdämpfung erzielt wird und gleichzeitig ein schneller Abbau von Druckspitzen durch einen großen Öffnungsquerschnitt des Ventils erzielt werden können.
Werden Ventil und das als Rückströmdrosselventil ausgebildete Drosselelement in einem Gehäuse integriert, ergeben sich besonders kompakte und robuste Baufor-men, die den Einsatz insbesondere in Anwendungen erlauben, die räumlich stark begrenzt sind.
Beispielsweise können derartige Schwingungsdämpfer insbesondere in einem Niederdruckkreis eines Dieseleinspritzsystems, insbesondere eines Common-Rail-Einspritzsystems eingesetzt werden, was positive Auswirkungen auf die Laufruhe des Motors zur Folge hat und gleichzeitig Material schonend ist, da hohe Druckschwankungen reduziert werden.
Zeichnungen
Die Erfindung wird im folgenden anhand eines in den Figuren dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. Es zeigen:
  • Figur 1 schematisch einen Schwingungsdämpfer für ein Hydrauliksystem gemäß dem Stand der Technik;
  • Figur 2 schematisch einen Schwingungsdämpfer für ein Hydrauliksystem gemäß der Erfindung;
  • Figur 3 das Ergebnis einer Simulation der Druckverhältnisse im Vergleich;
  • Figur 4a und Figur 4b das Ergebnis einer Messung der Druckverhältnisse im Vergleich.
    • Beschreibung der Ausführungsbeispiele
    Figur 1 zeigt einen Schwingungsdämpfer 1 für ein Hydrauliksystem gemäß dem Stand der Technik. Dabei ist ein Dämpfungsvolumen 30 über ein Drosselelement 20 mit einer Druckleitung 10 verbunden. Das Drosselelement 20 weist dabei einen konstanten Durchflussquerschnitt auf. Das Dämpfungsvolumen 30 wird durch einen Druckbehälter dargestellt.
    Figur 2 zeigt einen Schwingungsdämpfer 1 für ein Hydrauliksystem in erfinderischer Ausgestaltung, wobei dem Drosselelement 20 ein in Zulaufrichtung zum Dämpfungsvolumen 30 öffnendes Ventil 40 parallel geschaltet ist. Das Ventil 40 weist einen Dichtsitz 42 und einen Schließkörper 43 auf, der im geschlossenen Zustand des Ventils 40 mittels eines Federelements 44 in den Dichtsitz 42 gepresst wird und das Ventil 40 in Richtung der Druckleitung 10 abdichtet. Im geöffneten Zustand des Ventils 40 ist ein Öffnungsquerschnitt 41 ausgebildet.
    Für das Fluid im Hydrauliksystem stellt das Ventil 40 den Zulauf zum Dämpfungsvolumen 30 und das Drosselelement 20 - als Rückströmdrosselventil (RDV) ausge-bildet - den Ablauf zur Druckleitung 10 dar. In bevorzugter Ausführungsform ist der Öffnungsquerschnitt 41 des geöffneten Ventils 40 größer als der Durchflussquer-schnitt des Drosselelementes 20 ausgelegt.
    Idealerweise ist das Drosselelement 20 im Schließkörper 43 integriert oder sind das Ventil 40 und das als Rückströmdrosselventil (RDV) ausgebildete Drosselelement 20 in einem Gehäuse integriert.
    Bei Druckstößen in der Druckleitung 10 kann in Richtung des Dämpfungsvolumens 30 ein großer Öffnungsquerschnitt 41 erzeugt werden, wodurch sich Druckspitzen schnell abbauen können. Üblicherweise ergibt sich ein nahezu linearer Zusammenhang zwischen Druck und Öffnungsquerschnitt 41, wodurch große Druckspitzen schneller und kleine Druckspitzen langsamer abgebaut werden.
    Sinkt der Druck in der Druckleitung 10, schließt das Ventil 40 und der gespeicherte Druck wird über das, als Rückströmdrosselventil (RDV) ausgebildete Drosselelement 20 abgebaut. Eine gute Schwingungsdämpfung wird durch den kleineren Durchflussquerschnitt des Drosselelementes 20 gegenüber dem Öffnungsquerschnitt 41 des Ventils 40 erreicht. Druckunterschwinger in der Druckleitung 10 werden hierdurch ebenfalls ausgeglichen. Ein Überentlasten kann durch ein nachgeschaltetes Druck-halteventil verhindert werden.
    In Figur 3 ist das Ergebnis einer Simulationsrechnung der Druckverhältnisse im Ver-lauf der Zeit im Vergleich dargestellt. Die Figur zeigt den zeitlichen Druckverlauf für ein Dämpfungselement 1 gemäß dem Stand der Technik (gekennzeichnet als "ohne Dämpfer") und einem Dämpfungselement 1 in erfinderischer Ausgestaltung (gekennzeichnet als "mit Dämpfer"). Druckspitzen können damit deutlich verringert werden. Weiterhin wird auch eine gute Schwingungsdämpfung bei gleichzeitig höherem Haltedruckniveau erzielt.
    Figur 4a und Figur 4b zeigen das Ergebnis einer Messung der Druckverhältnisse im Vergleich. Gemessen ist dabei der zeitliche Verlauf der Druckverhältnisse in einer Niederdruck-Rail einer Common-Rail-Einspritzanlage. Figur 4a stellt dabei einen vergrößerten Ausschnitt aus Figur 4b dar. Die Messung bestätigt für die Variante mit Rückströmdrosselventil (RDV) ebenfalls eine deutliche Reduzierung der Druckspitzen bei gleichzeitig guter Schwingungsdämpfung.
    Schwingungsdämpfer 1 in oben genannter Ausführungsform können grundsätzlich in allen Hydrauliksystemen eingebaut sein, in denen große dynamische Druckschwankungen vorkommen können. Die Wirkungsweise lässt sich sowohl auf wässrige Fluide als auch auf Hydrauliköle anwenden. Das Anwendungsgebiet erstreckt sich beispielsweise auf Baumaschinen, Werkzeugmaschinen, Produktionsanlagen und Heizungssysteme und Motoren.
    Vorzugsweise werden diese Schwingungsdämpfer 1 im Motorenbereich, beispielsweise im Niederdruckkreis bei Dieseleinspritzsystemen, insbesondere in Common-Rail-Einspritzanlagen eingesetzt und können im Gehäuse der Einspritzanlagen integriert sein.

    Claims (6)

    1. Schwingungsdämpfer (1) für ein Hydrauliksystem mit einem Dämpfungsvolumen (30), welches über ein Drosselelement (20) mit einer Druckleitung (10) in Verbin-dung steht, dadurch gekennzeichnet, dass dem Drosselelement (20) ein in Zulaufrichtung zum Dämpfungsvolumen (30) öffnendes Ventil (40) parallel geschaltet ist.
    2. Schwingungsdämpfer (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass für das Fluid im Hydrauliksystem das Ventil (40) den Zulauf zum Dämpfungs-volumen (30) und das Drosselelement (20) als Rückströmdrosselventil den Ablauf zur Druckleitung (10) ausbildet.
    3. Schwingungsdämpfer (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil (40) einen Dichtsitz (42) und einen Schließkörper (43) enthält, der im geschlossenen Zustand des Ventils (40) mittels eines Federelements (44) in den Dichtsitz (42) gepresst und das Ventil (40) in Richtung der Druckleitung (10) abgedichtet ist, und im geöffneten Zustand des Ventils (40) ein Öffnungsquer-schnitt (41) ausgebildet ist.
    4. Schwingungsdämpfer (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Öffnungsquerschnitt (41) des geöffneten Ventils (40) größer als der Durchflussquerschnitt des Drosselelementes (20) ist.
    5. Schwingungsdämpfer (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Drosselelement (20) im Schließkörper (43) integriert ist, oder dass das Ventil (40) und das als Rückströmdrosselventil ausgebildete Drossel-element (20) in einem Gehäuse integriert sind.
    6. Schwingungsdämpfer (1) nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Schwingungsdämpfer (1) in insbesondere einem Niederdruckkreis eines Dieseleinspritzsystems, insbesondere eines Common-Rail-Einspritzsystems eingesetzt ist.
    EP05100693A 2004-04-20 2005-02-01 Schwingungsdämpfer für ein Hydrauliksystem Ceased EP1589218A1 (de)

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    Publication Number Publication Date
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