WO2013037537A1 - Pumpe, insbesondere kraftstoffhochdruckpumpe für eine kraftstoffeinspritzeinrichtung einer brennkraftmaschine - Google Patents

Pumpe, insbesondere kraftstoffhochdruckpumpe für eine kraftstoffeinspritzeinrichtung einer brennkraftmaschine Download PDF

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WO2013037537A1
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cam
region
conveying
piston
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PCT/EP2012/064062
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Michael Raff
Eberhard Maier
Otto Mueller
Vincent Lemeunier
Arnold Gente
Martin Schwab
Matthias Greiner
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Robert Bosch Gmbh
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    • F02M59/102—Mechanical drive, e.g. tappets or cams
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    • F02M2200/60—Fuel-injection apparatus having means for facilitating the starting of engines, e.g. with valves or fuel passages for keeping residual pressure in common rails

Definitions

  • the present invention relates to a pump, in particular high-pressure fuel pump for a fuel injection device of an internal combustion engine according to the preamble of claim 1.
  • Such a pump is known from DE 10 2009 003 054 A1.
  • This pump has at least one pump element with a pump piston which is driven at least indirectly by a cam of a drive shaft in a lifting movement.
  • the drive shaft is mechanically driven by the internal combustion engine, so that the rotational speed of the drive shaft is proportional to the rotational speed of the internal combustion engine.
  • the pump delivers fuel into a high-pressure region, for example a high-pressure accumulator, from which fuel is taken for injection at the internal combustion engine.
  • the aim is to stop this in the absence of drive demand, for example when a motor vehicle equipped with the internal combustion engine is at a standstill. This is also called a start-stop system.
  • the pump according to the invention with the features of claim 1 has the advantage that is promoted by this even at low speed of the drive shaft required for a quick start of the engine fuel amount, since the speed of the pump piston is high in the initial range of the delivery range of the cam. In the further course of the conveying range of the cam, the speed of the pump piston is reduced whereby the drive torque for the drive shaft can be reduced.
  • Figure 1 is a sectional view of an inventively designed
  • Figure 2 is a diagram showing the velocity of a
  • Figure 3 is a diagram showing a required torque for driving a camshaft in a known cam design and in the inventive cam design and
  • Figure 4 is a diagram showing the stroke of a pump piston in a known cam design and the cam design according to the invention.
  • the pump shown in Figure 1 is designed as a high-pressure fuel pump for a fuel injection device, in particular a common-rail injection system, a self-igniting internal combustion engine operated with diesel fuel and designed to promote diesel fuel with a pressure of up to 2000 bar in a high-pressure accumulator.
  • the pump has a pump housing 1 in which a drive shaft designed as a pump camshaft 2 is rotatably mounted.
  • the pump has at least one pump element 4 with a pump piston 6.
  • the pump camshaft 2 has at least one cam 8, which drives the pump piston 6 in a translatory up and down movement in a rotational movement of the pump camshaft 2 about an axis of rotation 3 cooperating with a roller tappet 10.
  • the cam 8 may be a single or multiple cam, in particular as shown in Figure 1, a double cam which has two mutually offset by 180 ° with respect to the rotation axis 3 cam elevations.
  • the cam 8 has a descending cam flank 8a and a rising cam flank 8b.
  • the pump camshaft 2 is driven mechanically by the internal combustion engine and the rotational speed of the pump camshaft 2 is proportional to the rotational speed of the internal combustion engine.
  • a pump chamber 12 is formed in a pump cylinder head 14 of the pump, wherein the pump cylinder head 14 is further formed integrally with a pump cylinder 16.
  • the pump cylinder 16 protrudes into a recess 18 of the pump housing 1 in and is aligned radially to the axis of rotation 3 of the pump camshaft 2.
  • the roller tappet 10 has a tappet body 20 which can be guided inwardly on the pump cylinder 16 and possibly secured against rotation by means of an anti-twist device. Likewise, the roller tappet 10 could be externally guided in the pump housing 1 and secured against rotation. It can also be provided that for the roller tappet 10 no rotation is present. Furthermore, the plunger body 20 has a pump camshaft-side recess extending up to an inner annular flange 22 into which a roller shoe 24 is inserted. The roller shoe 24 has a hollow cylindrical recess 26 into which a roller 28 is inserted. The roller 28 runs at a rotational movement of the camshaft 2 on the cam track of the cam 8 and thus transmits the rotational movement of the pump camshaft 2 in a translational movement of the pump piston 6. Der
  • Pump piston 6 has a Pumpenkolbenfuß 30, which is connected for example via a clamping device 32 with the roller tappet 10 and the plunger body 20 by pinching between the roller shoe 24 and the inner annular flange 22.
  • the roller tappet 10 is urged by a spring 32 toward the pump cam shaft 2.
  • the spring 32 may be disposed in a space 34 below the pump cylinder 16 between it and the inner annular flange 22 of the plunger body 20.
  • the pump chamber 12 is connected via a suction valve with an inlet, is supplied via the fuel from a low pressure system and wherein the
  • Suction valve in a suction stroke (to the pump camshaft 2 directed downward movement) of the pump piston 6 opens and thus fuel is introduced into the pump working chamber 12.
  • the pump piston 6, together with the roller tappet 10 is moved by the spring 32 along the suction region 8a of the cam 8 that slopes down towards the rotation axis 3.
  • Delivery stroke (upward movement away from the pump camshaft 2) of the pump piston 6 closes the suction valve and fuel is delivered from the pump working chamber 12 via a check valve and a further line into the high-pressure accumulator.
  • the pump piston 6 is together with the roller tappet 10 is moved against the force of the spring 32 by the conveying area 8b of the cam 8 rising away from the axis of rotation 3.
  • the pump piston 6 has, for example, a diameter of about 6 mm to 9 mm, in particular from about 6.5 to 7.5 mm and by the cam
  • the abscissa represents the cam angle in degrees of pump camshaft 2
  • the ordinate represents the piston velocity v in m / s at a rotational speed of 1000 revolutions / min of the pump camshaft 2.
  • the speed v of the pump piston 6 in an initial region A of the delivery region 8b of the cam 8 is increased to a maximum value vmax which is reached at a cam angle of approximately 10 ° to 20 °, preferably approximately 15 °, of the pump camshaft 2.
  • the maximum value vmax of the speed is slightly above 0.6 m / s.
  • the speed v of the pump piston 6 at the end of the starting region A decreases again to a value vi which is less than the value vmax.
  • the value vi of the speed of the pump piston 6 is about 0.4 m / s.
  • a region B adjoins the initial region A of the delivery region 8b of the cam 8, in which the velocity of the pump piston 6 remains at least approximately constant at the value vi or at least changes only slightly.
  • the speed v of the pump piston 6 decreases again to zero until the top dead center of the cam 8, in which the motion reversal of the pump piston 6 takes place in its suction stroke.
  • the entire conveying region 8b of the cam 8 extends over a cam angle of approximately 100 ° to 105 ° of the pump camshaft 2.
  • the initial region A of the conveying region 8b of the cam 8 extends over a cam angle of approximately 30 ° of the pump camshaft 2 and thus approximately 1/3 of the total funding area.
  • the maximum speed vmax is reached approximately in the middle of the starting area A at approximately 15 ° cam angle of the pump camshaft 2, and at the end of the starting area A the constant value vi of the speed is reached.
  • the area B of the conveying area 8b extends thus about about 70 ° to 75 ° cam angle of the pump camshaft 2 and over about 2/3 of the entire delivery area 8b.
  • FIG. 2 also shows the course of the speed v 'of the pump piston 6 in the case of a known standard cam with a dashed line.
  • Standard cam is designed so that this pump piston 6, starting from a piston speed of 0 m / s at 0 ° cam angle of the pump camshaft 2 to a value v2 of about 0.45 m / s at approximately 10 ° to 15 ° cam angle of the pump camshaft accelerates and then the speed at this value over a cam angle of approximately 60 ° to
  • the abscissa represents the cam angle in degrees of pump camshaft 2
  • the ordinate indicates the drive torque M in Nm for the pump camshaft 2 for driving the pump piston 6.
  • the required drive torque results essentially from the product of the speed of the pump piston 6 and the pressure force in the pump working space 12 on the pump piston
  • the diagram of Figure 4 has an abscissa on which the cam angle is shown in degrees pump camshaft 2, while the ordinate indicates the stroke h of the pump piston 6 in millimeters.
  • the well-known standard cam for a pump camshaft 2 with a double cam 8 generates a stroke curve h 'of the pump piston 6 in the delivery region 8b, shown in FIG.
  • the suction phase 8a of the pump piston 6 extends in each case over a cam angle of about 75 ° to 80 ° and the delivery phase of the pump piston 6 extends over a cam angle of about 100 ° to 105 °.
  • the starting region of the conveying region is designated A and the remaining region of the conveying region is designated B.
  • the pump piston 6 in the cam 8 according to the invention already in the initial region A at a lower cam angle of the pump camshaft 2 a larger stroke h1 compared to the standard cam.
  • the stroke h of the pump piston 6 caused by the cam 8 according to the invention extends at a smaller pitch than the stroke h 'of the pump piston 6 caused by the standard cam with correspondingly reduced required drive torque for the pump camshaft 2.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Pumpe, insbesondere Kraftstoffhochdruckpumpe für eine Kraftstoffeinspritzeinrichtung einer Brennkraftmaschine, mit wenigstens einem Pumpenelement (4), das einen Pumpenkolben (6) aufweist, der durch einen Nocken (8) einer Antriebswelle (2) zumindest mittelbar in einer Hubbewegung angetrieben wird. Der Nocken (8) weist wenigstens einen Saugbereich (8a) und wenigstens einen Förderbereich (8b) für den Pumpenkolben (6) auf. Der wenigstens eine Förderbereich (8b) des Nockens (8) ist so ausgelegt, dass die Geschwindigkeit (v) des Pumpenkolbens (6) in einem Anfangsbereich (A) des Förderbereichs (8b) auf einen Maximalwert (vmax) zunimmt und zum Ende des Anfangsbereichs (A) für den restlichen Bereich (B) des Förderbereichs (8b) wieder gegenüber dem Maximalwert (vmax) abnimmt. Dieses Nockenprofil soll die Kraftstoffmenge beim Starten der Brennkraftmaschine erhöhen.

Description

Beschreibung
Titel
Pumpe, insbesondere Kraftstoffhochdruckpumpe für eine Kraftstoffeinspritzeinrichtung einer Brennkraftmaschine
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Pumpe, insbesondere Kraftstoffhochdruckpumpe für eine Kraftstoffeinspritzeinrichtung einer Brennkraftmaschine nach der Gattung des Anspruchs 1. Stand der Technik
Eine derartige Pumpe ist aus der DE 10 2009 003 054 A1 bekannt. Diese Pumpe weist wenigstens ein Pumpenelement mit einem Pumpenkolben auf, der zumindest mittelbar durch einen Nocken einer Antriebswelle in einer Hubbewegung angetrieben wird. Die Antriebswelle wird mechanisch durch die Brennkraftmaschine angetrieben, so dass die Drehzahl der Antriebswelle proportional zur Drehzahl der Brennkraftmaschine ist. Durch die Pumpe wird Kraftstoff in einen Hochdruckbereich, beispielsweise einen Hochdruckspeicher, gefördert, aus dem Kraftstoff zur Einspritzung an der Brennkraftmaschine entnommen wird. Zur Re- duzierung des Kraftstoffverbrauchs und des C02-Ausstoßes der Brennkraftmaschine wird angestrebt diese bei fehlendem Antriebsbedarf, beispielsweise beim Stillstand eines mit der Brennkraftmaschine ausgerüsteten Kraftfahrzeugs, abzustellen. Dies wird auch als Start-Stopp-System bezeichnet. Bei abgestellter Brennkraftmaschine wird auch durch die Pumpe kein Kraftstoff mehr gefördert. Nachfolgend ist jedoch ein schneller Start der Brennkraftmaschine erforderlich wozu wiederum eine schnelle Kraftstoffförderung durch die Pumpe erforderlich ist. Um ein schnelles Starten der Brennkraftmaschine zu ermöglichen muss durch die Pumpe bereits bei geringer Drehzahl der Antriebswelle eine große Kraftstoffmenge gefördert werden. Eine entsprechende Auslegung der Pumpe gemäß dem Stand der Technik führt jedoch dazu, dass ein hohes Drehmoment zum Antrieb der Antriebswelle erforderlich ist und dass das erforderliche Antriebsmoment außerdem stark schwankt. Darüber hinaus wird durch die Pumpe bei hoher Drehzahl unter Umständen mehr Kraftstoff gefördert als im jeweiligen Betriebszustand der Brennkraftmaschine erforderlich ist.
Offenbarung der Erfindung
Vorteile der Erfindung
Die erfindungsgemäße Pumpe mit den Merkmalen des Anspruchs 1 hat demgegenüber den Vorteil, dass durch diese bereits bei geringer Drehzahl der Antriebswelle die für ein schnelles Starten der Brennkraftmaschine erforderliche Kraftstoffmenge gefördert wird, da die Geschwindigkeit des Pumpenkolbens bereits im Anfangsbereich des Förderbereichs des Nockens hoch ist. Im weiteren Verlauf des Förderbereichs des Nockens ist die Geschwindigkeit des Pumpenkolbens reduziert wodurch das Antriebsmoment für die Antriebswelle verringert werden kann.
In den abhängigen Ansprüchen sind vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der erfindungsgemäßen Pumpe angegeben. Die Ausbildung gemäß Anspruch 2 ermöglicht eine gleichmäßige Kraftstoffförderung durch den Pumpenkolben nach dem Anfangsbereich des Förderbereichs des Nockens.
Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind außerdem der Zeichnungsbeschreibung zu entnehmen, in der ein in den Figuren dargestelltes Ausführungsbeispiel der Erfindung näher beschrieben ist.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Es zeigen:
Figur 1 eine Schnittdarstellung einer erfindungsgemäß ausgestalteten
Pumpe, Figur 2 ein Diagramm mit einer Darstellung der Geschwindigkeit eines
Pumpenkolbens bei einer bekannten Nockenauslegung und bei einer erfindungsgemäßen Nockenauslegung,
Figur 3 ein Diagramm mit einer Darstellung eines erforderlichen Drehmoments zum Antrieb einer Nockenwelle bei einer bekannten Nockenauslegung und bei der erfindungsgemäßen Nockenauslegung und
Figur 4 ein Diagramm mit einer Darstellung des Hubs eines Pumpenkolbens bei einer bekannten Nockenauslegung und bei der erfindungsgemäßen Nockenauslegung.
Die in Figur 1 dargestellte Pumpe ist als eine Kraftstoffhochdruckpumpe für eine Kraftstoffeinspritzeinrichtung, insbesondere ein Common-Rail-Einspritzsystem, einer mit Dieselkraftstoff betriebenen selbstzündenden Brennkraftmaschine konzipiert und zur Förderung von Dieselkraftstoff mit einem Druck von bis über 2000 bar in einen Hochdruckspeicher ausgelegt. Die Pumpe weist ein Pumpengehäuse 1 auf, in dem eine als Pumpennockenwelle 2 ausgebildete Antriebswelle drehbar gelagert ist. Die Pumpe weist wenigstens ein Pumpenelement 4 mit einem Pumpenkolben 6 auf. Die Pumpennockenwelle 2 weist wenigstens einen Nocken 8 auf, der bei einer Rotationsbewegung der Pumpennockenwelle 2 um eine Drehachse 3 zusammenwirkend mit einem Rollenstößel 10 den Pumpenkolben 6 in einer translatorischen Auf- und Abbewegung antreibt. Der Nocken 8 kann ein Einfach- oder Mehrfachnocken sein, insbesondere wie in Figur 1 dargestellt ein Doppelnocken, der zwei um 180° bezüglich der Drehachse 3 zueinander versetzte Nockenerhebungen aufweist. Der Nocken 8 weist eine abfallende Nockenflanke 8a und eine ansteigende Nockenflanke 8b auf. Die Pumpennockenwelle 2 wird mechanisch durch die Brennkraftmaschine angetrieben und die Drehzahl der Pumpennockenwelle 2 ist proportional der Drehzahl der Brennkraftmaschine.
Ein Pumpenarbeitsraum 12 ist in einem Pumpenzylinderkopf 14 der Pumpe ausgebildet, wobei der Pumpenzylinderkopf 14 weiterhin einstückig mit einem Pumpenzylinder 16 ausgebildet ist. Der Pumpenzylinder 16 ragt in eine Ausnehmung 18 des Pumpengehäuses 1 hinein und ist radial zur Drehachse 3 der Pumpennockenwelle 2 ausgerichtet.
Der Rollenstößel 10 weist einen Stößelkörper 20 auf, der an dem Pumpenzylin- der 16 innengeführt und gegebenenfalls gegenüber diesem mittels einer Verdrehsicherung gegen Verdrehen gesichert sein kann. Genauso könnte der Rollenstößel 10 in dem Pumpengehäuse 1 außengeführt und verdrehgesichert sein. Es kann auch vorgesehen sein, dass für den Rollenstößel 10 keine Verdrehsicherung vorhanden ist. Weiterhin weist der Stößelkörper 20 eine sich bis zu ei- nem inneren Ringflansch 22 erstreckende pumpennockenwellenseitige Ausnehmung auf, in die ein Rollenschuh 24 eingesetzt ist. Der Rollenschuh 24 weist eine hohlzylinderförmige Ausnehmung 26 auf, in die eine Laufrolle 28 eingesetzt ist. Die Laufrolle 28 läuft bei einer Drehbewegung der Nockenwelle 2 auf der Nockenlaufbahn des Nockens 8 ab und überträgt so die Drehbewegung der Pum- pennockenwelle 2 in eine translatorische Bewegung des Pumpenkolbens 6. Der
Pumpenkolben 6 weist einen Pumpenkolbenfuß 30 auf, der beispielsweise über eine Klemmeinrichtung 32 mit dem Rollenstößel 10 beziehungsweise dem Stößelkörper 20 durch ein Einklemmen zwischen dem Rollenschuh 24 und dem inneren Ringflansch 22 verbunden ist. Der Rollenstößel 10 wird durch eine Feder 32 in Richtung zu der Pumpennockenwelle 2 gedrückt. Die Feder 32 kann in einem Raum 34 unterhalb des Pumpenzylinders 16 zwischen diesem und dem inneren Ringflansch 22 des Stößelkörpers 20 angeordnet sein.
Der Pumpenarbeitsraum 12 ist über ein Saugventil mit einem Zulauf verbindbar, über das Kraftstoff von einem Niederdrucksystem zugeführt wird und wobei das
Saugventil bei einem Saughub (zur Pumpennockenwelle 2 hin gerichtete Abwärtsbewegung) des Pumpenkolbens 6 öffnet und somit Kraftstoff in den Pumpenarbeitsraum 12 eingelassen wird. Beim Saughub wird der Pumpenkolben 6 zusammen mit dem Rollenstößel 10 durch die Feder 32 bewirkt entlang des zur Drehachse 3 hin abfallenden Saugbereichs 8a des Nockens 8 bewegt. Bei einem
Förderhub (von der Pumpennockenwelle 2 weg gerichtete Aufwärtsbewegung) des Pumpenkolbens 6 schließt das Saugventil und Kraftstoff wird aus dem Pumpenarbeitsraum 12 über ein Rückschlagventil und eine weiterführende Leitung in den Hochdruckspeicher gefördert. Beim Förderhub wird der Pumpenkolben 6 zu- sammen mit dem Rollenstößel 10 durch den von der Drehachse 3 weg ansteigenden Förderbereich 8b des Nockens 8 gegen die Kraft der Feder 32 bewegt.
Der Pumpenkolben 6 weist beispielsweise einen Durchmesser von etwa 6 mm bis 9 mm, insbesondere von etwa 6,5 bis 7,5 mm auf und der durch den Nocken
8 bewirkte Hub des Pumpenkolbens 6 beträgt etwa 5 mm bis 8 mm, insbesondere etwa 5 bis 6,5 mm.
In dem Diagramm gemäß Figur 2 ist auf der Abszisse der Nockenwinkel in Grad Pumpennockenwelle 2 angegeben, während die Ordinate die Kolbengeschwindigkeit v in m/s bei einer Drehzahl von 1000 Umdrehungen/min der Pumpennockenwelle 2 wiedergibt. Bei dem erfindungsgemäßen Nocken 8 wird die Geschwindigkeit v des Pumpenkolbens 6 in einem Anfangsbereich A des Förderbereichs 8b des Nockens 8 auf einen Maximalwert vmax erhöht, der bei einem Nockenwinkel von etwa 10° bis 20°, vorzugsweise etwa 15° der Pumpennockenwelle 2 erreicht wird. Der Maximalwert vmax der Geschwindigkeit beträgt etwas über 0,6 m/s. Mit zunehmendem Nockenwinkel der Pumpennockenwelle 2 nimmt die Geschwindigkeit v des Pumpenkolbens 6 zum Ende des Anfangsbereichs A wieder ab auf einen Wert vi , der geringer ist als der Wert vmax. Der Wert vi der Geschwindigkeit des Pumpenkolbens 6 beträgt etwa 0,4 m/s. An den Anfangsbereich A des Förderbereichs 8b des Nockens 8 schließt sich ein Bereich B an, in dem die Geschwindigkeit des Pumpenkolbens 6 zumindest annähernd konstant auf dem Wert vi bleibt oder sich zumindest nur wenig ändert. Zum Ende des Bereichs B nimmt die Geschwindigkeit v des Pumpenkolbens 6 wieder auf Null ab bis zum oberen Totpunkt des Nockens 8, in dem die Bewegungsumkehr des Pumpenkolbens 6 in dessen Saughub erfolgt.
Der gesamte Förderbereich 8b des Nockens 8 erstreckt sich über einen Nockenwinkel von etwa 100°bis 105° der Pumpennockenwelle 2. Der Anfangsbe- reich A des Förderbereichs 8b des Nockens 8 erstreckt sich über einen Nockenwinkel von etwa 30° der Pumpennockenwelle 2 und somit über etwa 1/3 des gesamten Förderbereichs. Die maximale Geschwindigkeit vmax wird etwa in der Mitte des Anfangsbereichs A bei etwa 15° Nockenwinkel der Pumpennockenwelle 2 erreicht und am Ende des Anfangsbereichs A wird der konstante Wert vi der Geschwindigkeit erreicht. Der Bereich B des Förderbereichs 8b erstreckt sich somit über etwa 70° bis 75° Nockenwinkel der Pumpennockenwelle 2 und über etwa 2/3 des gesamten Förderbereichs 8b.
In Figur 2 ist außerdem der Verlauf der Geschwindigkeit v' des Pumpenkolbens 6 bei einem bekannten Standardnocken mit gestrichelter Linie dargestellt. Der
Standardnocken ist so ausgelegt, dass dieser den Pumpenkolben 6 ausgehend von einer Kolbengeschwindigkeit von 0 m/s bei 0° Nockenwinkel der Pumpennockenwelle 2 bis auf einen Wert v2 von etwa 0,45 m/s bei angenähert 10° bis 15° Nockenwinkel der Pumpennockenwelle 2 beschleunigt und anschließend die Ge- schwindigkeit bei diesem Wert über einen Nockenwinkel von angenähert 60° bis
70° bis zu einem Nockenwinkel von etwa 80° bis 85° der Pumpennockenwelle 2 verharrt. Ab dem Nockenwinkel von etwa 80° bis 85° der Pumpennockenwelle 2 wird die Kolbengeschwindigkeit reduziert bis auf Null bei etwa 100° bis 105° Nockenwinkel der Pumpennockenwelle 2. Im Vergleich mit dem Geschwindigkeits- verlauf des Standardnockens wird deutlich, dass beim Geschwindigkeitsverlauf des erfindungsgemäßen Nockens 8 die Geschwindigkeit v im Anfangsbereich A stärker ansteigt auf einen höheren Wert vmax als beim Standardnocken und im weiteren Verlauf im Bereich B der konstante Wert vi unter dem Wert v'2 des Standardnockens liegt.
In Figur 3 ist auf der Abszisse der Nockenwinkel in Grad Pumpennockenwelle 2 dargestellt, während die Ordinate das Antriebsdrehmoment M in Nm für die Pumpennockenwelle 2 zum Antrieb des Pumpenkolbens 6 angibt. Es wird aus Figur 3 deutlich, dass das erforderliche maximale Antriebsdrehmoment M bei der erfindungsgemäßen Auslegung des Nockens 8 für die Pumpennockenwelle 2 gegenüber dem beim Standardnocken im Bereich B des Förderbereichs 8b erforderlichen Antriebsmoment M' reduziert ist. Die gegenüber dem Standardnocken im Anfangsbereich A erhöhte Geschwindigkeit vmax des Pumpenkolbens 6 führt in dieser Phase nur zu einem etwas erhöhten Antriebsdrehmoment gegen- über dem Standardnocken, da in diesem Bereich noch ein relativ niedriger Druck im Pumpenarbeitsraum 12 vorhanden ist. Das erforderliche Antriebsdrehmoment ergibt sich im wesentlichen aus dem Produkt der Geschwindigkeit des Pumpenkolbens 6 und der Druckkraft im Pumpenarbeitsraum 12 auf den Pumpenkolben Das Diagramm gemäß Figur 4 weist eine Abszisse auf, auf die der Nockenwinkel in Grad Pumpennockenwelle 2 dargestellt ist, während die Ordinate den Hub h des Pumpenkolbens 6 in Millimeter angibt. Der bekannte Standardnocken für eine Pumpennockenwelle 2 mit einem Doppelnocken 8 erzeugt einen in Figur 4 mit gestrichelter Linie dargestellten Hubverlauf h' des Pumpenkolbens 6 im Förderbereich 8b, der ausgehend von 0 mm Kolbenhub bei einem Nockenwinkel von 0° der Pumpennockenwelle 2 einen maximalen Kolbenhub von 6,5 mm bei angenähert 100° bis 105° Pumpennockenwelle 2 bewirkt und der danach wieder abfällt bis auf einen Kolbenhub von 0 mm bei 180° Pumpennockenwelle 2. Der durch den erfindungsgemäß ausgelegten Nocken 8 bewirkte Hubverlauf h des Pumpenkolbens 6 ist in Figur 4 mit durchgezogener Linie dargestellt und erreicht den gleichen maximalen Kolbenhub von angenähert 6,5 mm, der ebenfalls bei etwa 100° bis 105° Nockenwinkel erreicht wird. Die Saugphase 8a des Pumpenkolbens 6 erstreckt sich jeweils über einen Nockenwinkel von etwa 75° bis 80° und die Förderphase des Pumpenkolbens 6 erstreckt sich über einen Nockenwinkel von etwa 100° bis 105°. In Figur 4 ist wiederum der Anfangsbereich des Förderbereichs mit A und der restliche Bereich des Förderbereichs mit B bezeichnet. Im Vergleich zum Standardnocken erreicht der Pumpenkolben 6 beim erfindungsgemäßen Nocken 8 bereits im Anfangsbereich A bei einem geringeren Nockenwinkel der Pumpennockenwelle 2 einen größeren Hub h1 gegenüber dem Standardnocken. Im Bereich B des Förderbereichs verläuft der durch den erfindungsgemäßen Nocken 8 bewirkte Hub h des Pumpenkolbens 6 mit geringerer Steigung als der durch den Standardnocken bewirkte Hub h' des Pumpenkolbens 6 mit entsprechend reduziertem erforderlichem Antriebsdrehmoment für die Pumpennockenwelle 2.

Claims

Pumpe, insbesondere Kraftstoffhochdruckpumpe für eine Kraftstoffeinspritzeinrichtung einer Brennkraftmaschine, mit wenigstens einem Pumpenelement (4), das einen Pumpenkolben (6) aufweist, der durch einen Nocken (8) einer Antriebswelle (2) zumindest mittelbar in einer Hubbewegung angetrieben wird, wobei der Nocken (8) wenigstens einen Saugbereich (8a) und wenigstens einen Förderbereich (8b) für den Pumpenkolben (6) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Förderbereich (8b) des Nockens (8) so ausgelegt ist, dass die Geschwindigkeit (v) des Pumpenkolbens (6) in einem Anfangsbereich (A) des Förderbereichs (8b) auf einen Maximalwert (vmax) zunimmt und zum Ende des Anfangsbereichs (A) für den restlichen Bereich (B) des Förderbereichs (8b) wieder gegenüber dem Maximalwert (vmax) abnimmt.
Pumpe nach Anspruch 1
dadurch gekennzeichnet, dass die Geschwindigkeit (vi) des Pumpenkolbens (6) in dem an den Anfangsbereich (A) anschließenden restlichen Bereich (B) des Förderbereichs (8b) außerhalb des Endbereichs des Förderbereichs (8b) zumindest annähernd konstant ist oder sich zumindest nur wenig ändert.
Pumpe nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, dass sich der Anfangsbereich (A) des Förderbereichs (8b) des Nockens (8) über zumindest annähernd 1/3 des gesamten Förderbereichs (8b) erstreckt.
Pumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3,
dadurch gekennzeichnet, dass die maximale Geschwindigkeit (vmax) des Pumpenkolbens (6) etwa in der Mitte des Anfangsbereichs (A) des Förderbereichs (8b) des Nockens (8) erreicht wird. Pumpe nach einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass sich der Förderbereich (8b) des Nockens (8) über einen größeren Drehwinkel der Antriebswelle (2) erstreckt als der Saugbereich (8a).
Pumpe nach einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass der Nocken (8) ein Doppelnocken mit zwei um etwa 180° zueinander versetzten Nockenerhebungen ist.
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