JPH11509905A

JPH11509905A - pump

Info

Publication number: JPH11509905A
Application number: JP9507154A
Authority: JP
Inventors: ファイゲル、ハンス−ヨルク; シュール、ローター; ノイマン、ウルリヒ
Original assignee: アイティーティー・オートモーティブ・ヨーロップ・ゲーエムベーハー
Priority date: 1995-07-27
Filing date: 1996-07-11
Publication date: 1999-08-31
Also published as: DE19527402A1; WO1997005381A1; EP0840851A1

Abstract

(57)【要約】本発明は、ポンプに関し、特に、作動チャンバー（１３）を持った少なくとも２つのポンプ（１０）を有するラジアルピストンポンプに関し、作動チャンバー（１３）が、入力バルブシステム（８）経由で入力パイプ（４）に接続されていて、また、加圧バルブシステム（９）経由で共通の加圧パイプ（５）に接続されていて、入力バルブシステム（８）の少なくとも１つが、関連するパイプ（４，５）の圧力に依存する加圧ストロークの間開成していて、入力バルブシステム（８）の少なくとも１つが、加圧パイプ（５）の圧力に依存する加圧ストロークの間開成している。 The present invention relates to a pump, in particular a radial piston pump having at least two pumps (10) with a working chamber (13), wherein the working chamber (13) comprises an input valve system (8). At least one of the input valve systems (8) is connected to the common pressure pipe (5) via a pressurized valve system (9) Opening during a pressure-dependent pressure stroke of the pressure pipe (4,5) and at least one of the input valve systems (8) is open during a pressure-dependent pressure stroke of the pressure pipe (5). doing.

Description

【発明の詳細な説明】ポンプ本発明は、請求項１の前段の態様を有するポンプに関する。たとえば、ドイツ特許出願第３５１０６３３号には、この型のポンプが開示されている。この刊行物は、いくつかのシリンダとポンプの組み合わせを有するピストンポンプの先行技術を示していて、そのうちの１つは、加圧された流体を持ったシリンダとポンプの他の組み合わせの吸引ラインを提供するためのものである。個々のシリンダとポンプの組み合わせの吸引バルブ装置は、最低の圧力が吸引ラインに現れるまで開成しない予め装着された不帰還バルブを有している。この最低の圧力がないと、ピストンは、圧力流体を吸引出来ず、その非作動位置、すなわち、それを偏心的に駆動するのに臨まないで維持される。公知のピストンポンプの欠点は、パイロット圧力が吸引側に必要であり、そのために、少なくともさらに１つのシリンダとポンプの組み合わせが必要ななことである。最低のポンプの流体量がシリンダとポンプの組み合わせの分配の割合によって限定される。本発明の目的は、必要に応じて、多くの量の流体を供給し、１つまたはそれ以上のシリンダとポンプの組み合わせを一時的な作動停止にする位置にあるポンプを提供することである。この目的は、請求項１の特徴部分とその従属請求項に記載された装置によって達成される。本発明によれば、少なくとも１つの吸引バルブ装置が加圧ラインの圧力に依存して開成する。パイロット圧力は吸引ラインに必要ではなく、すなわち、ピストンは支援ピストンとして全く必要ではなく、流量は支援ピストンの分配率に限定されない。吸引バルブ装置の開成は、協同するピストンの中立位置、すなわち、ポンプの比較的少ない流量と比較的低いパワーの消耗に対応する。使用者が高い量を要求する限り、加圧ラインの圧力は低く、そして、吸引バルブ装置は圧力ストロークの間閉成されたままになる。加圧ラインの圧力が、規定された切り換え圧力を越えた場合、吸引バルブ装置は圧力ストロークの間も同様に開成するであろうし、また、圧力流体はほとんど圧力が掛けられずに作動チャンバーから吸引ラインに戻ることが出来る。摩擦ロスが起こった場合にのみ、ポンプのパワーの消耗が少ない。本発明の構造は、特に好ましくは、偏心的に結合され、それ故、従来技術で知られたポンプにおいて可能な、非作動位置で動かないように維持出来ないピストンを有するラジアルピストンポンプに使用することが出来る。好ましくは、吸引バルブ装置は、強制的な制御によって開成される。この開成は、例えば、適切な圧力検出及び制御装置によって作動される電磁気的に操作可能なバルブにより影響され得る。好ましくは、上述の強制的制御を液圧的に達成することもまた可能である。そのために、一方において加圧ラインの圧力によって作動されることが出来、他方において開成方向に吸引バルブ装置の閉成部材を作動できる作動部材が設けられ得る。本発明によれば、この型の閉成部材は、一方において加圧ラインに、他方において吸引ラインに接続されている制御ピストンに結合することが出来る。この場合、吸引ラインは、加圧ラインで生ずる圧力脈流を滑らかにする減衰チャンバーとして作用する。幾つかの吸引バルブ装置が加圧ラインの圧力に応答して開成し、切り換えられる圧力バルブが異なった値を有している場合、関連するポンプピストンは、次々に非作動に出来る。それにより、切り換え圧力は格付けされ、それは例えば、利用者の流量要求または圧力要求に従って等距離にまたは他のある格付けにされる。このことは、ポンプのパワーの消耗を減少し、そしてさらに、関連する利用者の要求のためそれを最適にすることを可能にするが、それは、各ケースにおいて、必要な流量または必要な圧力を維持するために要求されるような、沢山のポンプピストンが操作されているからである。異なった切り換え圧力を調整する簡単な可能性が、吸引バルブ装置のバネ部材が変えられたバネ定数を有するか、異なった割合に予め装着されることを含んでいる。利点として、本発明ポンプは、自動車の補助的加圧システムの圧力流体源として使用され、特に、アンチロックシステム、トラクションスリップ制御システム、運転安定性制御システムまたは運転者の意思とは無関係に作動されるブレーキシステム用システムのような、液圧式ステアリングサーボ装置、ブレーキ力ブースタまたは電気的に駆動される独立した強制的ブレーキシステムに使用される。この型のシステムにおいて、しばしば、流量／圧力特性曲線は、本発明のポンプによって調整できることが望まれる。もちろん、これが他のケースに応用するために適していないポンプを作れないということではない。本発明の更なる利点は、添付した図面を参照した以下の説明から理解できる。図において、図１は、４つのポンプピストンを有する本発明のポンプの概略図。図２は、本発明のポンプのポンプ特性曲線。図１は、本発明のポンプのハウジング１を通った断面の概略図を示している。ハウジング１は、吸引部２と加圧部３とを有している。吸引ライン４は、前部チャンバー６によってポンプピストン１０の吸引バルブ装置８へ導かれている。ポンプピストン１０は、孔１１へ案内されていて、偏心軸によって駆動される。偏心軸１２から離隔したポンプピストン１０の端部は、作動チャンバー１３を制限していて、この作動チャンバー１３は、吸引バルブ装置８を介して前部チャンバー６に接続されていてバネ１４、閉成部材１５およびバルブシート１６を有している。この作動チャンバー１３は、加圧バルブ装置９を介して加圧ライン５に接続されている。ポンプピストン１０は、孔１１との関係において封止部材１７によって封止されている。減衰チャンバー７が、加圧バルブ装置９に近接して加圧ライン５に設けられている。減衰チャンバー７は、前部チャンバー６内において摺動可能でかつ封止部材１９によって封止された移動可能な制御ピストン１８によって限界を定められている。さらに、バネ部材２０が、前部チャンバー６内に位置していて、減衰チャンバーに近接して非作動位置にある制御ピストン１８を予め装着している。停止部２１は、制御ピストン１８のピストン内で非作動位置から離隔した位置にストロークの限界を定めている。さらに制御ピストン１８は、吸引バルブ装置８の閉成部材１５を、制御ピストン１８の作動位置へバルブシート１６から移動する作動部材２２を有している（図１のＡ側参照）。作動チャンバー１３はそれ故、吸引ライン４に接続されている。これは、制御ピストン１８が損失工程（ｌｏｓｔｔｒａｖｅｌ）‘ａ’を補われたあとで、吸引バルブ装置８を強制的に開成する。ポンプの操作：偏心軸１２は偏心的な運動をし、ポンプピストン１０を偏心軸１２との関係でラジアル（ｒａｄｉａｌ）方向へ移動する。ポンプピストン１０が、ラジアル方向内方へ移動される限り、作動チャンバー１３の容量は増加し、吸引バルブ装置８は開成され、そして、圧力流体は吸引ライン４から作動チャンバー１３へ導かれる（たとえば、図１のＤ側参照）。ポンプピストン１０がその下死点に達したとき（図１のＣ側参照）、作動チャンバー１３はその最大容量に達する。そして圧縮ストロークが開始される。それが開始すると、吸引バルブ装置８が閉成し、加圧バルブ装置９が開成する（図１のＢ側参照）。圧力流体は、加圧下で作動チャンバー１３から出て加圧ライン５に向けられる。それ故、減衰チャンバー７の圧力も同様に上昇し、その結果、制御ピストン１８は、減衰チャンバー側に及ぼされる力がバネ部材２０のリセット力を越えるとすぐに、その非作動位置から置き換えられる。制御ピストン１８は、加圧ライン５の圧力脈動が穏やかになるので従順になる。加圧ライン５の圧力が高くなると、制御ピストン１８は減衰チャンバー７から離れた停止部に当接するまで移動し、作動部材２２は協同する吸引バルブ装置８を開成するであろう。これによって、すなわち、圧縮ストローク中もまた、対応するピストンがその各作動位置の吸引ライン４に接続される。これは、ピストンが空転することを意味する（図１のＡ側参照）。ピストンは、流体量の増加に貢献しないのみでなく、ピストンのパワーの消耗にも貢献しない。複数のバネ部材２０のバネ定数が異なった値を有しているので、対応する吸引バルブ装置８の強制的な開成のための切り換え圧力は異なった割合である。たとえば、図１のＡ側の制御ピストン１８は、その最終位置ですでに圧力Ｐ₂より低い圧力Ｐ₁に達する。圧力Ｐ₂において、制御ピストン１８は、図１のＣ側では、その最終位置に達する。一方、制御圧力Ｐ₂は、図１のＤ側での制御バルブ装置８において制御圧力Ｐ₃よりも低い。ポンプピストン１０の少なくとも１つは、図１のＤ側において、作動部材２２を有していないので、加圧ライン５において、常に、流体量と圧力形成に貢献する。制御ピストン１８の損失工程‘ａ’は、制御バルブ装置８を、同時に強制的に開成する必要なしで圧力脈動の補償が可能なように寸法を決められる。図２は、本発明のポンプのポンプ特性曲線を示している。流体量Ｑは、液圧ポンプの関数としてプロットされている。一番上の線ｂは、一般的なポンプの特性曲線を示していて、その必要条件は、最大の流体量Ｑ_maxと、最大の圧力Ｐ_maxとを形成することである。線ｃは、操作における４つの全ての位置を有する本発明のポンプの特性曲線を示している。切り換え圧力ｐ₁において、ポンプピストン１０（図１のＡ側）は、図２のポンプ特性曲線に対応して停止される。この場合、最大限可能な流体量Ｑ₁は、実質的にＱ_maxよりも少なく、最大限可能な圧力ｐは、必要な最大圧力Ｐ_maxよりも低い。切り換え圧力ｐ₂が達成されたとき、他のポンプピストン１０が、ポンプ特性ｅの結果、空転位置に切り換えられる。加圧ライン５の圧力ｐが、切り換え圧力ｐ₃を越えると、第３のポンプピストン１０（図１のＢ側）は、図２のポンプ特性曲線ｆが採用されるので、空転位置に切り換えられる。この場合、１つのポンプピストン１０のみが流体を分配するので、理論的な流体量Ｑ₃は、Ｑ_maxよりもかなり少なく、また、最大に達成可能な流体圧力Ｐ_maxは要求される装置に対応する。太字で伸びたポンプ特性曲線ｇは、個別の切り換え操作による本発明のポンプの結果である。好ましくは、本発明のポンプは電気的に駆動され、また、例えば、圧力アキュムレータなしでブレーキ力ブースタまたはステアリングサーボ装置として使用される。典型的な圧力―容量特性曲線ｇの特別の設計のために、特に自動車ブレーキシステムにおいて、補助的な圧力発生器が、ブレーキの第１の位相において低負荷圧力（ポンプ特性曲線ｃ）での非常に多い量の流れを作り出し、第２の位相において低い量の流れでの高いポンプ圧力を作り出すために必要とされている。これらの極端な要求は、ポンプを駆動する電気的モータが高い達成値と付加的に大きな慣性モーメントを有するように寸法が定められなければならない必要がある。この問題は、分配容量を圧力応答型に変えることによって克服することが出来る。従来技術で知られている適切な可変―置換型ポンプに比べて、本発明のポンプは、実質的にコストの減少を実現できる自動車への応用のための解決を提供する。加圧側の減衰チャンバー７が減衰ピストンとして形成された制御ピストン１８を収容したものが図１に示されている。制御ピストン１８は、次いで、一方において減衰圧力のピークを可能にし、他方において構造的に予め規定された圧力レベルが達せられた後、吸引バルブ装置８を開成したままに保持するバネ部材２０と協同する。Detailed Description of the Invention Pump The present invention relates to a pump having the first aspect of the first aspect. For example, German Patent Application No. 35 10 633 discloses a pump of this type. This publication shows the prior art of piston pumps having several cylinder and pump combinations, one of which has a suction line for other combinations of cylinders and pumps with pressurized fluid. It is for providing. The suction valve arrangement of the individual cylinder and pump combination has a pre-mounted non-return valve that does not open until the lowest pressure appears in the suction line. Without this minimum pressure, the piston would not be able to draw the pressurized fluid and would remain in its inactive position, i.e., eccentrically driving it. A disadvantage of the known piston pumps is that a pilot pressure is required on the suction side, which requires at least one further cylinder and pump combination. The minimum pump fluid volume is limited by the distribution ratio of the cylinder and pump combination. SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to provide a pump that is in a position to supply a large volume of fluid as needed and temporarily deactivate one or more cylinder and pump combinations. This object is achieved by a device according to the characterizing part of claim 1 and its dependent claims. According to the invention, at least one suction valve device opens depending on the pressure of the pressurization line. Pilot pressure is not required for the suction line, i.e., the piston is not required at all as a support piston, and the flow rate is not limited to the distribution rate of the support piston. The opening of the suction valve arrangement corresponds to the neutral position of the cooperating pistons, i.e. the relatively low flow and relatively low power consumption of the pump. As long as the user demands a high volume, the pressure in the pressure line is low and the suction valve device remains closed during the pressure stroke. If the pressure in the pressurization line exceeds the defined switching pressure, the suction valve device will likewise open during the pressure stroke, and the pressure fluid will be suctioned from the working chamber with little pressure. You can return to the line. Only when a friction loss occurs does the power consumption of the pump be low. The structure of the present invention is particularly preferably used for radial piston pumps having eccentrically coupled pistons which cannot be kept stationary in the inoperative position, which is possible in pumps known from the prior art. I can do it. Preferably, the suction valve device is opened by forced control. This opening can be affected, for example, by an electromagnetically operable valve activated by a suitable pressure sensing and control device. Preferably, it is also possible to achieve the above-mentioned forced control hydraulically. To that end, there can be provided an actuating member which can be actuated on the one hand by the pressure of the pressure line and on the other hand actuate the closing member of the suction valve device in the opening direction. According to the invention, a closing element of this type can be connected to a control piston which is connected on the one hand to the pressure line and on the other hand to the suction line. In this case, the suction line acts as a damping chamber for smoothing out the pressure pulsation occurring in the pressure line. If some suction valve devices open in response to the pressure in the pressurization line and the switched pressure valves have different values, the associated pump pistons can be deactivated one after the other. Thereby, the switching pressure is rated, for example, equidistant or some other rating according to the user's flow or pressure requirements. This reduces the consumption of the power of the pump and furthermore allows it to be optimized for the requirements of the relevant user, but in each case the required flow or the required pressure is reduced. Many pump pistons are being operated, as required to maintain. The simple possibility of adjusting different switching pressures comprises that the spring elements of the suction valve device have a changed spring constant or are pre-mounted at different rates. Advantageously, the pump according to the invention is used as a source of pressurized fluid in an auxiliary pressurizing system of a motor vehicle, and in particular is operated independently of an anti-lock system, a traction slip control system, a driving stability control system or a driver's intention Used in hydraulic steering servo systems, braking force boosters or electrically driven independent forced braking systems, such as systems for braking systems. In systems of this type, it is often desirable that the flow / pressure characteristic curve be adjustable by the pump of the present invention. Of course, this does not mean that you cannot make a pump that is not suitable for application in other cases. Further advantages of the present invention can be understood from the following description with reference to the accompanying drawings. In the drawings, FIG. 1 is a schematic diagram of a pump of the present invention having four pump pistons. FIG. 2 is a pump characteristic curve of the pump of the present invention. FIG. 1 shows a schematic view of a section through the housing 1 of the pump according to the invention. The housing 1 has a suction unit 2 and a pressure unit 3. The suction line 4 is led by a front chamber 6 to a suction valve device 8 of a pump piston 10. The pump piston 10 is guided into a bore 11 and is driven by an eccentric shaft. The end of the pump piston 10 remote from the eccentric shaft 12 defines a working chamber 13 which is connected to the front chamber 6 via a suction valve device 8 and which has a spring 14 which is closed. It has a member 15 and a valve seat 16. The working chamber 13 is connected to the pressure line 5 via the pressure valve device 9. The pump piston 10 is sealed by a sealing member 17 in relation to the hole 11. A damping chamber 7 is provided in the pressure line 5 close to the pressure valve device 9. The damping chamber 7 is delimited in the front chamber 6 by a movable control piston 18 which is slidable and sealed by a sealing member 19. Further, a spring member 20 is pre-mounted with a control piston 18 located in the front chamber 6 and in an inoperative position adjacent to the damping chamber. The stop 21 defines a stroke limit at a position within the piston of the control piston 18 that is remote from the inoperative position. Further, the control piston 18 has an operating member 22 that moves the closing member 15 of the suction valve device 8 from the valve seat 16 to the operating position of the control piston 18 (see the A side in FIG. 1). The working chamber 13 is therefore connected to the suction line 4. This forces the suction valve device 8 to open after the control piston 18 has been compensated for the lost travel 'a'. Operation of the pump: The eccentric shaft 12 moves eccentrically and moves the pump piston 10 in the radial direction in relation to the eccentric shaft 12. As long as the pump piston 10 is moved radially inward, the volume of the working chamber 13 increases, the suction valve device 8 is opened, and pressure fluid is directed from the suction line 4 to the working chamber 13 (for example, (See D side in FIG. 1). When the pump piston 10 has reached its bottom dead center (see side C in FIG. 1), the working chamber 13 has reached its maximum capacity. Then, the compression stroke is started. When it starts, the suction valve device 8 is closed and the pressure valve device 9 is opened (see the side B in FIG. 1). The pressure fluid exits the working chamber 13 under pressure and is directed to the pressure line 5. Therefore, the pressure in the damping chamber 7 likewise increases, so that the control piston 18 is displaced from its inactive position as soon as the force exerted on the damping chamber exceeds the reset force of the spring member 20. The control piston 18 becomes compliant because the pressure pulsation of the pressurizing line 5 becomes gentle. If the pressure in the pressure line 5 increases, the control piston 18 will move until it abuts a stop remote from the damping chamber 7 and the actuating member 22 will open the cooperating suction valve device 8. In this way, ie also during the compression stroke, the corresponding piston is connected to the suction line 4 in its respective operating position. This means that the piston idles (see A side in FIG. 1). The piston does not only contribute to the increase in the fluid volume, but also does not contribute to the power consumption of the piston. Since the spring constants of the plurality of spring members 20 have different values, the switching pressures for forcibly opening the corresponding suction valve devices 8 have different ratios. For example, the control piston 18 of the A-side in FIG. 1, already reaches a lower pressure P ₁ than the pressure P ₂ in its final position. At a pressure P _2, the control piston 18, the C side of FIG. 1 will reach its final position. On the other hand, the control pressure P ₂ is lower than the control pressure P ₃ in the control valve arrangement 8 at the D side of FIG. At least one of the pump pistons 10 does not have an actuating member 22 on the D side in FIG. 1 and thus always contributes to the fluid volume and pressure build-up in the pressurization line 5. The loss process 'a' of the control piston 18 is dimensioned in such a way that it is possible to compensate for pressure pulsations without having to simultaneously forcibly open the control valve device 8. FIG. 2 shows a pump characteristic curve of the pump of the present invention. Fluid volume Q is plotted as a function of hydraulic pump. The top line b shows the characteristic curve of a typical pump, the requirement being to form a maximum fluid volume Q _max and a maximum pressure P _max . Line c shows the characteristic curve of the pump according to the invention with all four positions in operation. In switching the pressure p _1, (A side in FIG. 1) the pump piston 10 is stopped in response to the pump characteristic curve of FIG. In this case, the maximum possible fluid volume Q ₁ is substantially less than Q _max and the maximum possible pressure p 2 is lower than the required maximum pressure P _max . When the switching pressure p ₂ is achieved, the other pump piston 10, the result of the pump characteristic e, is switched to the idle position. The pressure p of the pressure line 5, exceeds the switching pressure p _3, the third pump piston 10 (B side in FIG. 1), since the pump characteristic curve f of FIG. 2 is employed, is switched to idling position . In this case, since only one pump piston 10 to dispense fluid, the theoretical fluid quantity Q ₃ are significantly less than the Q _max, also, the fluid pressure P _max achievable maximum corresponding to the device that is required I do. The pump characteristic curve g, which is extended in bold, is the result of the pump according to the invention with an individual switching operation. Preferably, the pump according to the invention is electrically driven and is used, for example, as a braking force booster or a steering servo without a pressure accumulator. Due to the special design of the typical pressure-capacity characteristic curve g, especially in a motor vehicle braking system, the auxiliary pressure generator is designed to provide a very low load pressure (pump characteristic curve c) at the first phase of the brake. There is a need to create a higher amount of flow and a higher pump pressure with a lower amount of flow in the second phase. These extreme requirements require that the electric motor driving the pump must be dimensioned such that it has a high attainment value and additionally a large moment of inertia. This problem can be overcome by changing the dispensing volume to be pressure responsive. Compared to suitable variable-displacement pumps known in the prior art, the pump of the present invention provides a solution for automotive applications that can achieve a substantial cost reduction. FIG. 1 shows the pressure-side damping chamber 7 containing a control piston 18 formed as a damping piston. The control piston 18 then cooperates with a spring member 20 which, on the one hand, allows the peak of the damping pressure and, on the other hand, keeps the suction valve device 8 open after a structurally predefined pressure level has been reached. I do.

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者ノイマン、ウルリヒドイツ連邦共和国、64380 ロスドルフ、リンクシュトラーセ 76────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of front page (72) Inventors Neumann, Ulrich Germany, 64380 Rossdorf, Linkstrasse 76

Claims

[Claims] 1. Pumps, especially radial piston pumps, each with a working chamber (13) having at least two pump pistons (10) associated therewith; The chamber (13) is connected to a suction line (4) via a suction valve device (8). Connected to a combined pressurizing line (5) via a pressure valve device (9) and at least One said suction valve device (8) is connected to one of said associated lines (4,5). Open during a pressure-dependent pressurization stroke, At least one of said suction valve devices (8) depends on the pressure of the pressurization line (5). A pump that opens during the existing pressurization stroke. 2. At least one said suction valve device (8) is opened by forced control. The pump according to claim 1, wherein the pump is formed. 3. The suction valve device (8) is mounted in advance in connection with a valve seat (16). Having a closed member (15), and one of which is associated with the closed member (15). Acts on the closing member (15) at the other, and on the other hand at the pressure line (5) 3. The device according to claim 2, comprising an actuating member to which pressure is applied. On-board pump. 4. The actuating member (22) is, on the one hand, driven by the pressure of the pressure line (5). Thus, on the other hand, it is actuated by the pressure of the suction line (4) and the spring member ( 20) connected to the control piston (18) pre-mounted The pump according to claim 3, wherein: 5. Some suction valve devices (8) depend on the pressure in the pressure line (5) And the switching pressure value associated with each suction valve device (8) is different. The pump according to any one of claims 1 to 4, wherein the pump has a size. 6. The plurality of spring members (20) have different spring constants or different spring constants. 6. The device according to claim 4, wherein the device is mounted in advance at a ratio. Pump. 7. Wherein said pump is part of an auxiliary pressure system of a motor vehicle. The pump according to any one of claims 1 to 6, wherein