WO2014206639A1 - Hydraulische baugruppe für ein kraftstoffsystem einer brennkraftmaschine - Google Patents

Hydraulische baugruppe für ein kraftstoffsystem einer brennkraftmaschine Download PDF

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WO2014206639A1
WO2014206639A1 PCT/EP2014/059980 EP2014059980W WO2014206639A1 WO 2014206639 A1 WO2014206639 A1 WO 2014206639A1 EP 2014059980 W EP2014059980 W EP 2014059980W WO 2014206639 A1 WO2014206639 A1 WO 2014206639A1
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pressure
stepped piston
hydraulic assembly
fuel
low
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PCT/EP2014/059980
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Siamend Flo
Frank Nitsche
Thorsten Allgeier
Juergen Koreck
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Robert Bosch Gmbh
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    • F02M59/06—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps of reciprocating-piston or reciprocating-cylinder type characterised by special arrangement of cylinders with respect to piston-driving shaft, e.g. arranged parallel to that shaft or swash-plate type pumps with cylinders arranged radially to driving shaft, e.g. in V or star arrangement
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    • F02M59/10—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps of reciprocating-piston or reciprocating-cylinder type characterised by the piston-drive
    • F02M59/102—Mechanical drive, e.g. tappets or cams

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic assembly according to the preamble of claim 1, and a high-pressure fuel pump after
  • a high-pressure fuel pump fuel from a low pressure region, for example, downstream of a feed pump, in a
  • High pressure range in particular in a high-pressure accumulator (Rail) promote.
  • Such high-pressure fuel pumps may include, inter alia, a pressure damper, which is arranged in the low-pressure region of the high-pressure fuel pump.
  • a pressure damper which is arranged in the low-pressure region of the high-pressure fuel pump.
  • Pressure relief valve which has a fuel pressure in the
  • High pressure range can limit to a predetermined maximum value.
  • operation of the high-pressure fuel pump can be improved and possible damages of the fuel system can be prevented. Disclosure of the invention
  • the invention has the advantage that a pressure limiting valve and a pressure damper for a high-pressure fuel pump can be designed together in the hydraulic assembly as a structural unit. Thereby, a required number of elements of such combined
  • Pressure relief valve and pressure damper can be reduced or even minimized, which costs can be saved.
  • Diaphragm pressure damper can be omitted. Furthermore, that can
  • Pressure relief valve be designed so that its function is less sensitive to possible pressure pulsations in a high pressure region of the high-pressure fuel pump or a fuel system powered by the high-pressure fuel pump. As a result, in particular an unintentional opening of the pressure relief valve can be avoided.
  • the invention relates to a hydraulic assembly for a fuel system of a
  • Pressure pulsation damper and the pressure relief valve designed as a unit thereby, the thus combined pressure relief valve and the pressure damper can build very small, the function can be improved.
  • the structural unit according to the invention can be designed so that pressure pulsations can be damped, in particular in the low-pressure region, but also in the high-pressure region.
  • the pressure-limiting valve can open and excess fuel can be returned to flow the low pressure area.
  • the predefinable threshold value can be determined by means of a suitable dimensioning of the geometry of the elements of the
  • Pressure relief valve or the pressure damper can be adjusted, as will be explained in more detail below.
  • the pressure pulsation damper comprises a spring-loaded stepped piston which limits a low-pressure space on one side, which has a larger overall diameter, and a high-pressure space on the other side, which has a smaller overall diameter.
  • Stepped piston is acted upon from two opposite axial directions with a hydraulic pressure.
  • Diameters is a limiting the high pressure chamber end face of the
  • Stepped piston smaller than a low pressure space limiting end face. This allows the stepped piston - preferably using an axially acting spring - between the ruling in the high-pressure chamber
  • Fuel pressure and the pressure prevailing in the low pressure space fuel pressure can be maintained in equilibrium.
  • a hydraulic pressure damping can be carried out in a particularly simple and cost-effective manner.
  • High pressure chamber of the pressure pulsation damper is the high pressure area of
  • Fuel system assigned and the low-pressure chamber is the
  • Stage formed paragraph has a sealing portion which cooperates in a final position of the stepped piston with a housing-side sealing seat.
  • the stepped piston can be moved by means of the hydraulic pressure in the
  • the stepped piston forms a valve element designed as a valve element of the pressure relief valve.
  • the structural unit according to the invention can also be embodied as a slide valve, wherein the function of the valve is achieved by means of an axial displacement of the stepped piston caused by a hydraulic pressure difference
  • Stepped piston at least three diameter sections, between which
  • Control edges are formed, so that a first control edge with smaller
  • Diameter and a second control edge are formed with a larger diameter, each cooperating with Gehauseeitigen control edges, wherein the first control edge can connect the high-pressure region with a control chamber located upstream of the second control edge, and the second
  • Control edge can connect the control room with the low pressure area.
  • control sections formed by the control edges are arranged offset axially, so that they at an axial displacement of the
  • the control sections can be arranged axially such that they open or close at the same time.
  • the pressure relief valve comprises a spring-loaded check valve, which is integrated in the stepped piston and on one side with the low-pressure chamber and on the other side with the high-pressure chamber
  • Pressure relief valve by means of two different elements and thus be carried out independently, thereby improving their function can be.
  • the invention comprises a high-pressure fuel pump, which comprises a hydraulic assembly according to one of the embodiments described above.
  • the high-pressure fuel pump can build smaller and be carried out more cheaply, the functions of the
  • Pressure pulsation damping and the pressure limit can be improved.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a fuel system for a
  • Figure 2 shows a first embodiment of the hydraulic assembly of Figure 1 in an axial sectional view
  • FIG. 3 shows a second embodiment of the hydraulic assembly of Figure 1 in an axial sectional view.
  • FIG. 1 shows a fuel system 10 for a further not shown
  • Fuel tank 12 is fuel via a suction line 14, by means of a
  • Vorforderpumpe 16 via a low pressure line 18, via an inlet 19 and an actuatable by an electromagnetic actuator 20 quantity control valve 22 a working space 34 of a high-pressure fuel pump 24 supplied.
  • the quantity control valve 22 may be a forcedly-openable inlet valve of the high-pressure fuel pump 24.
  • the high-pressure fuel pump 24 is designed as a piston pump, wherein a piston 30 can be moved vertically by means of a cam 32 in the drawing. Downstream of the working space 34, the high-pressure fuel pump 24 is connected via an outlet valve 25 and an outlet 27 to a high-pressure line 26 and via this to a high-pressure accumulator 28 ("common rail").
  • a hydraulic assembly 36 Hydraulically between the inlet 19 and the outlet 27, a hydraulic assembly 36 is arranged.
  • the hydraulic assembly 36 comprises a pressure pulsation damper 38 and a pressure relief valve 40, which are designed together as a structural unit.
  • the pressure pulsation damper 38 is primarily located in the drawing upstream of the inlet valve 22 of the fuel rail.
  • the pressure pulsation damper 38 can also damp pulsations in a high pressure region located downstream of the high pressure fuel pump 24.
  • the pressure limiting valve 40 is assigned to a high-pressure region arranged downstream of the outlet valve 25 in FIG. 1 and is drawn in the form of a spring-loaded check valve in FIG.
  • the pressure limiting valve 40 can also be designed as a slide valve.
  • the electromagnetic actuator 20 is controlled by a control and / or regulating device 42.
  • the pre-demand pump 16 delivers fuel from the fuel tank 12 into the low pressure line 18.
  • the quantity control valve 22 may be closed and opened in response to a respective demand for fuel.
  • the pressure relief valve 40 is closed.
  • a fuel pressure in the high-pressure line 26 is higher than a fuel pressure in a region of the inlet 19 (plus a spring force)
  • the pressure relief valve 40 can open and thus fuel from the high pressure line 26 back into the low pressure line 18th stream.
  • a hydraulic "pressure transmission" also takes place, as will be explained below.
  • Figure 2 shows a first embodiment of the hydraulic assembly 36 of Figure 1 in an axial sectional view.
  • lines 41 and 43 respective hydraulic connections to the high-pressure region in the drawing on the left and to the low-pressure region in the drawing on the right are indicated.
  • a housing 44 which preferably corresponds to a housing 44 of the high-pressure fuel pump 24, a stepped piston 46 is arranged in the drawing horizontally displaceable or displaceable along a longitudinal axis 48.
  • the stepped piston 46 has in the drawing from left to right rising three different-sized diameter 50, 52 and 54, which first, second and third diameter sections (without reference numerals) correspond.
  • the stepped piston 46 is as well as the other elements of the hydraulic
  • Assembly 36 constructed and arranged substantially rotationally symmetrical to the longitudinal axis 48.
  • the first diameter section is at a left in the drawing
  • End portion of the stepped piston 46 is formed, wherein the small diameter 50 of the stepped piston 46 is increased with increasing in the axial direction slope to the mean diameter 52 out.
  • the stepped piston 46 is without the first diameter 50 or without the first diameter section executed.
  • the second diameter 52 transitions abruptly to zero in the drawing on the left, whereby a "non-stepped" end face of the stepped piston 46 is formed on the high-pressure side.
  • Stepped piston 46 is radially guided in a housing section 56, resulting in a radial guide gap 57.
  • the housing section 56 is presently arranged as a separate element within the housing 44 and pressed, for example, in the housing 44. In one embodiment, not shown, the housing portion 56 is designed integrated into the housing 44.
  • the third diameter portion of the stepped piston 46 is guided on a radially inner wall portion of the housing 44, whereby a radial guide gap 59 results.
  • the housing 44 has a radially extending groove 58 at least for a radial section.
  • the groove 58 is hydraulically connected to the low-pressure region, which is indicated in the drawing by means of a line 61.
  • a right in the drawing end portion of the stepped piston 46 this has a cylindrical recess 60 in which a coil spring 62 is received.
  • the coil spring 62 is supported on a right in the drawing face (without reference numeral) of the housing 44 and therefore acts on the stepped piston 46 with a force to the left.
  • the end face has a central bore 64, by means of which a hydraulic connection to the low-pressure region is made possible.
  • control edges are formed on the stepped piston 46, namely a first control edge 66a with the comparatively small diameter 52 and a second control edge 68a with the comparatively large diameter 54.
  • the first control edge 66a operates with a first control edge 66b on the Housing 44 together and the second control edge 68a cooperates with a second control edge 68b on the housing 44 together.
  • the first control edge 66b is at one in the
  • Stepped piston 46 a designed as a valve spool valve element of the
  • Control edges 66a, 66b, 68a, 68b and the housing portion 56 are formed in the housing 44 three fluid spaces.
  • a high-pressure chamber 70 is located in a region between the housing section 56 and the third diameter section of the housing section 56
  • Stepped piston 46 is a control chamber 72, and in an area of
  • Coil spring 62 is a right in Figure 2 low pressure space 74 is formed.
  • Pressure relief valve 40 is a flow direction of the fuel in the drawing from left to right, then the control chamber 72 is located upstream of the second control edge 68 a and 68 b.
  • Stepped piston 46 is a the high-pressure chamber 70 limiting end face of the stepped piston 46 is smaller than a low-pressure space 74 limiting end face.
  • a respective axial position of the stepped piston 46 is determined by the fuel pressures prevailing in the high-pressure region and in the low-pressure region and by the properties of the helical spring 62. As a result of unequal large end faces on the stepped piston 46 results, so to speak, a "pressure ratio" between the high-pressure region and the
  • Low pressure area For example, a ratio of said end faces greater than 1:10 is particularly useful. However, more deviating ratios of the faces may be useful. Among other things, the ratio determines how strongly pressure pulsations in the low-pressure range can affect the high-pressure range (and possibly vice versa).
  • the stepped piston 46 has a sealing section 76 extending axially to the housing section 56 at a shoulder formed at a step (between the second and the third diameter section, that is to say where the control edge 68a is formed), which cooperates in a left in the drawing left end position of the stepped piston 46 with a sealing seat (without reference numeral) on the housing portion 56.
  • An automatic operation of the hydraulic assembly 36 is at least partially in response to a respective fuel pressure in the
  • Sealing portion 76 rests against the housing-side sealing seat. This results in a particularly low - or even vanishing - leakage of fuel from the high-pressure region into the low-pressure region. However, in this case, there is no damping of pressure pulsations.
  • a second pressure range - for example, between 50 bar and 250 bar - is the stepped piston 46, as shown in the drawing, between the two possible axial end positions.
  • pressure pulsations in particular in the low-pressure region, can be reduced by means of a dynamic axial displacement of the stepped piston 46.
  • a certain damping of pressure pulsations by means of a dynamic axial displacement of the pressure is also present in the high-pressure region
  • the stepped piston 46 is displaced to the right in the drawing so that the first control section coincides with the first control section
  • Control edges 66a and 66b can open. This allows the first
  • Control edges 66a and 66b hydraulically connect the high-pressure region with the control chamber 72, whereby the hydraulic pressure in the control chamber 72 is increased.
  • Diameter section formed paragraph also opens the second control section with the control edges 68a and 68b relatively quickly.
  • the second control edges 68a and 68b hydraulically connect the control chamber 72 with the low-pressure region, whereby a flow of the fuel from the high-pressure region through the control chamber 72 and the groove 58 in the
  • FIG. 3 shows a further embodiment of the hydraulic assembly 36 in a simplified sectional view.
  • the hydraulic subassembly 36 of FIG. 3 has a spring-loaded check valve 78 integrated in the stepped piston 46, which functions as a function of the
  • the check valve 78 may open to the low pressure area.
  • the check valve 78 is in a centrally arranged axial
  • Longitudinal bore 80 of the stepped piston 46 and includes a
  • Valve ball 82 and a cooperating with the valve ball 82 valve spring 84 are cooperating with the valve ball 82 valve spring 84.
  • the stepped piston 46 for example - unlike shown in Figure 3 - made of several interconnected parts.
  • the housing portion 56 is arranged integrated in the housing 44.
  • the stepped piston 46 has only the second and the third diameter 52 and 54, and the groove 58 in the housing 44 is not present in the embodiment of Figure 3. Similar to Figure 2, the radial guide gaps 57 and 59 between the stepped piston 46 and the housing 44 are sized large enough to allow for axial displacement of the stepped piston 46 sufficient hydraulic flow. Also, the hydraulic assembly 36 and the stepped piston 46 has a hydraulic

Abstract

Die Erfindung betrifft eine hydraulische Baugruppe (36) für ein Kraftstoffsystem (10) einer Brennkraftmaschine, mit einem Druckpulsationsdampfer (38) für einen Niederdruckbereich und einem Druckbegrenzungsventil (40) für einen Hochdruckbereich des Kraftstoffsystems (10). Erfindungsgemäß sind der Druckpulsationsdampfer (38) und das Druckbegrenzungsventil (40) als Baueinheit ausgeführt.

Description

Beschreibung Titel
Hydraulische Baugruppe für ein Kraftstoffsvstem einer Brennkraftmaschine Stand der Technik
Die Erfindung betrifft eine hydraulische Baugruppe nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 , sowie eine Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach dem
nebengeordneten Patentanspruch.
Vom Markt her bekannt sind Kraftstoff-Hochdruckpumpen für Kraftstoffsysteme von Brennkraftmaschinen, insbesondere für eine Benzindirekteinspritzung. Eine Kraftstoff-Hochdruckpumpe kann Kraftstoff aus einem Niederdruckbereich, beispielsweise stromabwärts von einer Vorförderpumpe, in einen
Hochdruckbereich, insbesondere in einen Hochdruckspeicher (Rail) fördern.
Solche Kraftstoff-Hochdruckpumpen können unter anderem einen Druckdämpfer aufweisen, welcher in dem Niederdruckbereich der Kraftstoff-Hochdruckpumpe angeordnet ist. Dadurch können unerwünschte Druckpulsationen, welche beispielsweise durch die Arbeitsbewegung eines Kolbens der Kraftstoff- Hochdruckpumpe entstehen, insbesondere in dem Niederdruckbereich gedämpft werden.
Weiterhin weisen Kraftstoff-Hochdruckpumpen häufig ein
Druckbegrenzungsventil auf, welches einen Kraftstoffdruck in dem
Hochdruckbereich auf einen vorgebbaren Maximalwert begrenzen kann. Somit kann ein Betrieb der Kraftstoff-Hochdruckpumpe verbessert und mögliche Beschädigungen des Kraftstoffsystems verhindert werden. Offenbarung der Erfindung
Das der Erfindung zugrunde liegende Problem wird durch eine hydraulische Baugruppe nach Anspruch 1 , sowie durch eine Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach dem nebengeordneten Anspruch gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen sind in
Unteransprüchen angegeben. Für die Erfindung wichtige Merkmale finden sich ferner in der nachfolgenden Beschreibung und in den Zeichnungen, wobei die Merkmale sowohl in Alleinstellung als auch in unterschiedlichen Kombinationen für die Erfindung wichtig sein können, ohne dass hierauf nochmals explizit hingewiesen wird.
Die Erfindung weist den Vorteil auf, dass ein Druckbegrenzungsventil und ein Druckdämpfer für eine Kraftstoff-Hochdruckpumpe gemeinsam in der hydraulischen Baugruppe als Baueinheit ausgeführt sein können. Dadurch kann eine erforderliche Anzahl von Elementen des derart kombinierten
Druckbegrenzungsventils und Druckdämpfers verringert oder sogar minimiert werden, wodurch Kosten gespart werden können. Ein separater
Membrandruckdämpfer kann entfallen. Weiterhin kann das
Druckbegrenzungsventil so ausgeführt sein, dass seine Funktion weniger empfindlich in Bezug auf mögliche Druckpulsationen in einem Hochdruckbereich der Kraftstoff-Hochdruckpumpe bzw. eines von der Kraftstoff-Hochdruckpumpe gespeisten Kraftstoffsystems ist. Dadurch kann insbesondere ein ungewolltes Öffnen des Druckbegrenzungsventils vermieden werden. Die Erfindung betrifft eine hydraulische Baugruppe für ein Kraftstoffsystem einer
Brennkraftmaschine, mit einem Druckpulsationsdämpfer für einen
Niederdruckbereich und einem Druckbegrenzungsventil für einen
Hochdruckbereich des Kraftstoffsystems. Erfindungsgemäß sind der
Druckpulsationsdämpfer und das Druckbegrenzungsventil als Baueinheit ausgeführt. Dadurch können das derart kombinierte Druckbegrenzungsventil und der Druckdämpfer besonders klein bauen, wobei die Funktion verbessert werden kann. Außerdem kann die erfindungsgemäße Baueinheit so ausgeführt sein, dass Druckpulsationen insbesondere in dem Niederdruckbereich, aber auch in dem Hochdruckbereich gedämpft werden können. Bei einem Kraftstoffdruck in dem Hochdruckbereich, welcher größer ist als ein vorgebbarer Schwellwert, kann das Druckbegrenzungsventil öffnen und überschüssiger Kraftstoff kann zurück in den Niederdruckbereich strömen. Der vorgebbare Schwellwert kann mittels einer geeigneten Bemessung der Geometrie der Elemente des
Druckbegrenzungsventils bzw. des Druckdämpfers eingestellt werden, wie weiter unten noch näher erläutert werden wird.
In einer Ausgestaltung der erfindungsgemäßen hydraulischen Baugruppe umfasst der Druckpulsationsdämpfer einen federbelasteten Stufenkolben, der auf der einen Seite, welche insgesamt einen größeren Durchmesser aufweist, einen Niederdruckraum und auf der anderen Seite, welche insgesamt einen kleineren Durchmesser aufweist, einen Hochdruckraum begrenzt. Der federbelastete
Stufenkolben wird dabei aus zwei entgegengesetzten axialen Richtungen mit einem hydraulischen Druck beaufschlagt. Entsprechend den besagten
Durchmessern ist eine den Hochdruckraum begrenzende Stirnfläche des
Stufenkolbens kleiner als eine den Niederdruckraum begrenzende Stirnfläche. Dadurch kann der Stufenkolben - vorzugsweise unter Verwendung einer axial wirkenden Feder - zwischen dem in dem Hochdruckraum herrschenden
Kraftstoff druck und dem in dem Niederdruckraum herrschenden Kraftstoff druck in einem Gleichgewicht gehalten werden. Somit kann auf besonders einfache und kostengünstige Weise eine hydraulische Druckdämpfung erfolgen. Der
Hochdruckraum des Druckpulsationsdämpfers ist dem Hochdruckbereich des
Kraftstoffsystems zugeordnet und der Niederdruckraum ist dem
Niederdruckbereich zugeordnet. Vor allem der Druck im Hochdruckraum beeinflusst somit die Position des Stufenkolbens. Auf Druckpulsationen reagiert der Kolben mit einer entsprechenden Verschiebung. Dabei führt die Strömung in einem Führungsspalt, der zwischen dem Stufenkolben und einer
Führungsbohrung, in der der Stufenkolben aufgenommen ist, gebildet ist, zu einem Widerstand, der der Bewegung des Stufenkolbens entgegengesetzt ist und dessen Bewegung hierdurch dämpft. Ergänzend kann vorgesehen sein, dass der Stufenkolben an einem an einer
Stufe gebildeten Absatz einen Dichtabschnitt aufweist, der in einer Endstellung des Stufenkolbens mit einem gehäuseseitigen Dichtsitz zusammenwirkt.
Falls der Kraftstoffdruck in dem Hochdruckraum vergleichsweise niedrig ist, so kann der Stufenkolben mittels des hydraulischen Drucks in dem
Niederdruckraum und gegebenenfalls der Federkraft in Richtung des
Hochdruckbereichs geschoben werden und an dem Dichtabschnitt dichten. Somit kann auf einfache und kostengünstige Weise eine Leckage zwischen dem Hochdruckraum und dem Niederdruckraum minimiert werden und der
Wirkungsgrad verbessert werden. Weiterhin kann vorgesehen sein, dass der Stufenkolben ein als Ventilschieber ausgeführtes Ventilelement des Druckbegrenzungsventils bildet. Dadurch kann die erfindungsgemäße Baueinheit zugleich als Schieberventil ausgeführt sein, wobei mittels einer durch einen hydraulischen Druckunterschied bewirkten axialen Verschiebung des Stufenkolbens die Funktion des
Druckbegrenzungsventils ausgeführt wird. Dadurch können der Bauraum, der
Materialaufwand und ebenso die Kosten der hydraulischen Baugruppe besonders klein gehalten werden.
In einer weiteren Ausgestaltung der hydraulischen Baugruppe weist der
Stufenkolben mindestens drei Durchmesserabschnitte auf, zwischen denen
Steuerkanten gebildet sind, so dass eine erste Steuerkante mit kleinerem
Durchmesser und eine zweite Steuerkante mit größerem Durchmesser gebildet werden, die jeweils mit gehauseseitigen Steuerkanten zusammenarbeiten, wobei die erste Steuerkante den Hochdruckbereich mit einem stromaufwärts von der zweiten Steuerkante gelegenen Steuerraum verbinden kann, und die zweite
Steuerkante den Steuerraum mit dem Niederdruckbereich verbinden kann.
Beispielsweise sind mittels der Steuerkanten gebildete Steuerabschnitte axial versetzt angeordnet, so dass diese bei einer axialen Verschiebung des
Stufenkolbens "nacheinander" öffnen bzw. schließen. Alternativ können die Steuerabschnitte axial derart angeordnet sein, dass diese gleichzeitig öffnen bzw. schließen. Dadurch sind eine Vielzahl von vorteilhaften Möglichkeiten für die Funktion und die konstruktive Ausführung der hydraulischen Baugruppe gegeben. In einer weiteren Ausgestaltung der hydraulischen Baugruppe ist vorgesehen, dass das Druckbegrenzungsventil ein federbelastetes Rückschlagventil umfasst, welches in den Stufenkolben integriert ist und auf der einen Seite mit dem Niederdruckraum und auf der anderen Seite mit dem Hochdruckraum
kommuniziert. Dadurch können der Druckpulsationsdämpfer und das
Druckbegrenzungsventil mittels zweier verschiedener Elemente und somit unabhängig voneinander ausgeführt sein, wodurch deren Funktion verbessert werden kann. Beispielsweise kann die Feder und die Geometrie des
Rückschlagventils auf eine optimale Druckbegrenzung ausgelegt sein, und die Feder und die Geometrie des Stufenkolbens kann auf eine optimale
Druckpulsationsdämpfung ausgelegt sein.
Weiterhin umfasst die Erfindung eine Kraftstoff-Hochdruckpumpe, welche eine hydraulische Baugruppe nach einer der oben beschriebenen Ausgestaltungen umfasst. Dadurch kann die Kraftstoff-Hochdruckpumpe kleiner bauen und kostengünstiger ausgeführt sein, wobei die Funktionen der
Druckpulsationsdämpfung und der Druckbegrenzung verbessert sein können.
Nachfolgend werden beispielhafte Ausführungsformen der Erfindung unter Bezugnahme auf die Zeichnung erläutert. In der Zeichnung zeigen: Figur 1 eine schematische Darstellung eines Kraftstoffsystems für eine
Brennkraftmaschine mit einer Kraftstoff-Hochdruckpumpe und einer darin angeordneten hydraulischen Baugruppe mit einem
Druckpulsationsdämpfer und einem Druckbegrenzungsventil; Figur 2 eine erste Ausführungsform der hydraulischen Baugruppe von Figur 1 in einer axialen Schnittansicht; und
Figur 3 eine zweite Ausführungsform der hydraulischen Baugruppe von Figur 1 in einer axialen Schnittansicht.
Es werden für funktionsäquivalente Elemente und Größen in allen Figuren auch bei unterschiedlichen Ausführungsformen die gleichen Bezugszeichen verwendet. Figur 1 zeigt ein Kraftstoffsystem 10 für eine weiter nicht dargestellte
Brennkraftmaschine in einer stark vereinfachten Darstellung. Aus einem
Kraftstofftank 12 wird Kraftstoff über eine Saugleitung 14, mittels einer
Vorforderpumpe 16, über eine Niederdruckleitung 18, über einen Einlass 19 und ein von einer elektromagnetischen Betätigungseinrichtung 20 betätigbares Mengensteuerventil 22 einem Arbeitsraum 34 einer Kraftstoff-Hochdruckpumpe 24 zugeführt. Beispielsweise kann das Mengensteuerventil 22 ein zwangsweise offenbares Einlassventil der Kraftstoff-Hochdruckpumpe 24 sein.
Vorliegend ist die Kraftstoff-Hochdruckpumpe 24 als Kolbenpumpe ausgeführt, wobei ein Kolben 30 mittels einer Nockenscheibe 32 in der Zeichnung vertikal bewegt werden kann. Stromabwärts von dem Arbeitsraum 34 ist die Kraftstoff- Hochdruckpumpe 24 über ein Auslassventil 25 und einen Auslass 27 an eine Hochdruckleitung 26 und über diese an einen Hochdruckspeicher 28 ("Common Rail") angeschlossen.
Hydraulisch zwischen dem Einlass 19 und dem Auslass 27 ist eine hydraulische Baugruppe 36 angeordnet. Die hydraulische Baugruppe 36 umfasst einen Druckpulsationsdämpfer 38 sowie ein Druckbegrenzungsventil 40, welche zusammen als Baueinheit ausgeführt sind. Der Druckpulsationsdämpfer 38 ist primär einem in der Zeichnung stromaufwärts vom Einlassventil 22 der Kraftstoff-
Hochdruckpumpe 24 angeordneten Niederdruckbereich zugeordnet. Wie weiter unten noch erläutert werden wird, kann der Druckpulsationsdämpfer 38 jedoch auch Pulsationen in einem stromabwärts der Kraftstoff-Hochdruckpumpe 24 angeordneten Hochdruckbereich dämpfen.
Das Druckbegrenzungsventil 40 ist einem in der Figur 1 stromabwärts von dem Auslassventil 25 angeordneten Hochdruckbereich zugeordnet und in der Figur 1 als federbelastetes Rückschlagventil gezeichnet und kann zu dem
Niederdruckbereich hin öffnen. Wie weiter unten bei der Figur 2 noch gezeigt werden wird, kann das Druckbegrenzungsventil 40 auch als Schieberventil ausgeführt sein. Die elektromagnetische Betätigungseinrichtung 20 wird durch eine Steuer- und/oder Regeleinrichtung 42 angesteuert.
Im Betrieb des Kraftstoffsystems 10 fördert die Vorforderpumpe 16 Kraftstoff vom Kraftstofftank 12 in die Niederdruckleitung 18. Das Mengensteuerventil 22 kann in Abhängigkeit von einem jeweiligen Bedarf an Kraftstoff geschlossen und geöffnet werden. Hierdurch wird die zu dem Hochdruckspeicher 28 geförderte Kraftstoffmenge beeinflusst. Im Normalfall ist das Druckbegrenzungsventil 40 geschlossen. Beim Betrieb der Kraftstoff-Hochdruckpumpe 24 in dem
Niederdruckbereich und/oder in dem Hochdruckbereich entstehende hydraulische Druckpulsationen werden mittels des Druckpulsationsdämpfers 38 gedämpft.
Wenn in einem vom Normalfall abweichenden Betriebsfall ein Kraftstoff druck in der Hochdruckleitung 26 höher ist als ein Kraftstoffdruck in einem Bereich des Einlasses 19 (zuzüglich einer Federkraft), so kann das Druckbegrenzungsventil 40 öffnen und somit kann Kraftstoff aus der Hochdruckleitung 26 zurück in die Niederdruckleitung 18 strömen. Erfindungsgemäß findet dabei auch eine hydraulische "Druckübersetzung" statt, wie weiter unten noch erläutert werden wird. Durch die Funktion der Druckbegrenzung können Störungen des Betriebs und/oder eine Beschädigung von Elementen der Kraftstoff-Hochdruckpumpe 24 verhindert werden.
Figur 2 zeigt eine erste Ausführungsform der hydraulischen Baugruppe 36 von Figur 1 in einer axialen Schnittdarstellung. Mittels Linien 41 und 43 sind jeweilige hydraulische Verbindungen zu dem Hochdruckbereich in der Zeichnung links und zu dem Niederdruckbereich in der Zeichnung rechts angedeutet. In einem Gehäuse 44, welches vorzugsweise einem Gehäuse 44 der Kraftstoff- Hochdruckpumpe 24 entspricht, ist ein Stufenkolben 46 in der Zeichnung horizontal verschiebbar bzw. verschiebbar längs zu einer Längsachse 48 angeordnet.
Der Stufenkolben 46 weist in der Zeichnung von links nach rechts ansteigend drei verschieden große Durchmesser 50, 52 und 54 auf, welche ersten, zweiten und dritten Durchmesserabschnitten (ohne Bezugszeichen) entsprechen. Der Stufenkolben 46 ist ebenso wie die übrigen Elemente der hydraulischen
Baugruppe 36 im Wesentlichen rotationsymmetrisch zu der Längsachse 48 aufgebaut und angeordnet.
Der erste Durchmesserabschnitt ist an einem in der Zeichnung linken
Endabschnitt des Stufenkolbens 46 gebildet, wobei der kleine Durchmesser 50 des Stufenkolbens 46 mit in axialer Richtung zunehmender Steigung zu dem mittleren Durchmesser 52 hin vergrößert wird.
In einer weiteren nicht dargestellten Ausführungsform ist der Stufenkolben 46 ohne den ersten Durchmesser 50 bzw. ohne den ersten Durchmesserabschnitt ausgeführt. Dabei geht der zweite Durchmesser 52 links in der Zeichnung sprunghaft auf null über, wodurch hochdruckseitig eine "ungestufte" Stirnfläche des Stufenkolbens 46 gebildet wird. Der zweite Durchmesserabschnitt an einem axial mittleren Abschnitt des
Stufenkolbens 46 ist in einem Gehäuseabschnitt 56 radial geführt, wodurch sich ein radialer Führungsspalt 57 ergibt. Der Gehäuseabschnitt 56 ist vorliegend als separates Element innerhalb des Gehäuses 44 angeordnet und beispielsweise in das Gehäuse 44 eingepresst. In einer nicht gezeigten Ausführungsform ist der Gehäuseabschnitt 56 in das Gehäuse 44 integriert ausgeführt.
Der dritte Durchmesserabschnitt des Stufenkolbens 46 ist an einem radial inneren Wandabschnitt des Gehäuses 44 geführt, wodurch sich ein radialer Führungsspalt 59 ergibt. In einem Bereich des dritten Durchmesserabschnitts weist das Gehäuse 44 zumindest für einen radialen Abschnitt eine radial verlaufende Nut 58 auf. Die Nut 58 ist hydraulisch mit dem Niederdruckbereich verbunden, was in der Zeichnung mittels einer Linie 61 angedeutet ist.
In einem in der Zeichnung rechten Endabschnitt des Stufenkolbens 46 weist dieser eine zylindrische Ausnehmung 60 auf, in welcher eine Schraubenfeder 62 aufgenommen ist. Die Schraubenfeder 62 ist an einer in der Zeichnung rechten Stirnfläche (ohne Bezugszeichen) des Gehäuses 44 abgestützt und beaufschlagt den Stufenkolben 46 daher mit einer Kraft nach links. Die Stirnfläche weist eine zentrische Bohrung 64 auf, mittels welcher eine hydraulische Verbindung zu dem Niederdruckbereich ermöglicht wird.
Zwischen den oben beschriebenen drei Durchmesserabschnitten sind an dem Stufenkolben 46 Steuerkanten gebildet, und zwar eine erste Steuerkante 66a mit dem vergleichsweise kleinen Durchmesser 52 und eine zweite Steuerkante 68a mit dem vergleichsweise großen Durchmesser 54. Die erste Steuerkante 66a arbeitet mit einer ersten Steuerkante 66b an dem Gehäuse 44 zusammen und die zweite Steuerkante 68a arbeitet mit einer zweiten Steuerkante 68b an dem Gehäuse 44 zusammen. Die erste Steuerkante 66b ist an einem in der
Zeichnung rechten Endabschnitt des Gehäuseabschnitts 56 gebildet und die zweite Steuerkante 68b ist an einer Kante der Nut 58 gebildet. Dadurch bildet der Stufenkolben 46 ein als Ventilschieber ausgeführtes Ventilelement des
Druckbegrenzungsventils 40.
In einer nicht dargestellten Ausführungsform weist der Stufenkolben 46 an dem linken Endabschnitt keinen stetigen Übergang von dem ersten Durchmesser 50 zu dem zweiten Durchmesser 52 auf, sondern weist im Bereich seines linken Endes radialsymmetrisch verteilte Ausnehmungen auf. Diese Ausnehmungen bilden Strömungskanäle mit Steuerkanten 66a. Entsprechend der Ausführung und der Anordnung des Stufenkolbens 46, der
Steuerkanten 66a, 66b, 68a, 68b und des Gehäuseabschnitts 56 werden in dem Gehäuse 44 drei Fluidräume gebildet. In einem in Figur 2 linken Bereich des Gehäuseabschnitts 56 ist ein Hochdruckraum 70, in einem Bereich zwischen dem Gehäuseabschnitt 56 und dem dritten Durchmesserabschnitt des
Stufenkolbens 46 ist ein Steuerraum 72, und in einem Bereich der
Schraubenfeder 62 ist ein in Figur 2 rechter Niederdruckraum 74 gebildet.
Definiert man in der Figur 2 entsprechend einer Öffnungsfunktion des
Druckbegrenzungsventils 40 eine Stromrichtung des Kraftstoffs in der Zeichnung von links nach rechts, dann ist der Steuerraum 72 stromaufwärts von der zweiten Steuerkante 68a bzw. 68b gelegen.
Entsprechend den unterschiedlichen Durchmessern 50, 52 und 54 des
Stufenkolbens 46 ist eine den Hochdruckraum 70 begrenzende Stirnfläche des Stufenkolbens 46 kleiner als eine den Niederdruckraum 74 begrenzende Stirnfläche. Die den Hochdruckraum 70 begrenzende und hydraulisch wirksame
Stirnfläche hat dabei insgesamt den Durchmesser 52, die den Niederdruckraum 74 begrenzende und hydraulisch wirksame Stirnfläche hat insgesamt den Durchmesser 54. Dadurch kann der Stufenkolben 46 - unter Mitwirkung der Schraubenfeder 62 - zwischen dem in dem Hochdruckraum 70 herrschenden Kraftstoff druck und dem in dem Niederdruckraum 74 herrschenden
Kraftstoffdruck zwischen zwei möglichen axialen Endpositionen in einem
Kräftegleichgewicht gehalten werden.
Eine jeweilige axiale Position des Stufenkolbens 46 wird dabei durch die im Hochdruckbereich und im Niederdruckbereich herrschenden Kraftstoffdrücke sowie durch die Eigenschaften der Schraubenfeder 62 bestimmt. Als Folge der ungleich großen Stirnflächen an dem Stufenkolben 46 ergibt sich sozusagen eine "Druckübersetzung" zwischen dem Hochdruckbereich und dem
Niederdruckbereich. Beispielsweise ist ein Verhältnis der besagten Stirnflächen von größer als 1 :10 besonders sinnvoll. Jedoch können auch stärker davon abweichende Verhältnisse der Stirnflächen nützlich sein. Das Verhältnis bestimmt unter anderem, wie stark sich Druckpulsationen im Niederdruckbereich auf den Hochdruckbereich (und gegebenenfalls umgekehrt) auswirken können.
Weiterhin ist in der Figur 2 zu erkennen, dass der Stufenkolben 46 an einem an einer Stufe (zwischen dem zweiten und dem dritten Durchmesserabschnitt, also dort, wo die Steuerkante 68a gebildet wird) gebildeten Absatz einen sich axial zum Gehäuseabschnitt 56 erstreckenden Dichtabschnitt 76 aufweist, der in einer in der Zeichnung linken Endstellung des Stufenkolbens 46 mit einem Dichtsitz (ohne Bezugszeichen) an dem Gehäuseabschnitt 56 zusammenwirkt.
Ein selbsttätiger Betrieb der hydraulischen Baugruppe 36 erfolgt zumindest teilweise in Abhängigkeit von einem jeweiligen Kraftstoffdruck in dem
Hochdruckbereich des Kraftstoffsystems 10. Dies ergibt sich insbesondere bei Brennkraftmaschinen mit einer Benzindirekteinspritzung, bei welchen der Kraftstoff druck im Hochdruckbereich systembedingt veränderlich ist. Dabei können drei Wertebereiche für den Kraftstoffdruck unterschieden werden.
In einem ersten Druckbereich - beispielsweise bei weniger als 50 bar - wird der Stufenkolben 46 aufgrund des hydraulischen Druckunterschieds und der Kraft der Schraubenfeder 62 in der Zeichnung nach links gedrückt, wobei der
Dichtabschnitt 76 an dem gehäuseseitigen Dichtsitz anliegt. Dadurch ergibt sich eine besonders geringe - oder sogar verschwindende - Leckage von Kraftstoff aus dem Hochdruckbereich in den Niederdruckbereich. Allerdings erfolgt in diesem Betriebsfall keine Dämpfung von Druckpulsationen.
In einem zweiten Druckbereich - beispielsweise zwischen 50 bar und 250 bar - befindet sich der Stufenkolben 46, wie in der Zeichnung dargestellt, zwischen den zwei möglichen axialen Endpositionen. Dabei können Druckpulsationen, insbesondere in dem Niederdruckbereich, mittels einer dynamischen axialen Verschiebung des Stufenkolbens 46 verringert werden. Eine Strömung von
Kraftstoff längs der den Stufenkolben 46 radial umgebenden Führungsspalte 57 und 59 bewirkt einen hydraulischen Widerstand, welcher die axiale Bewegung des Stufenkolbens 46 dämpft. Wie an der Ausführungsform von Figur 2 zu erkennen, ist jedoch auch in dem Hochdruckbereich eine gewisse Dämpfung von Druckpulsationen mittels einer dynamischen axialen Verschiebung des
Stufenkolbens 46 möglich.
Wenn der Kraftstoffdruck in dem Hochdruckbereich einen durch die Geometrie des Stufenkolbens 46 sowie durch die Eigenschaften der Schraubenfeder 62 vorgebbaren Wert überschreitet, so wird der Stufenkolben 46 in der Zeichnung nach rechts so weit verschoben, dass der erste Steuerabschnitt mit den ersten
Steuerkanten 66a und 66b öffnen kann. Dadurch können die ersten
Steuerkanten 66a und 66b den Hochdruckbereich mit dem Steuerraum 72 hydraulisch verbinden, wodurch der hydraulische Druck in dem Steuerraum 72 erhöht wird.
Bedingt durch die dadurch vergrößerte "Angriffsfläche" für den Kraftstoffdruck an dem durch die Stufe zwischen dem zweiten und dem dritten
Durchmesserabschnitt gebildeten Absatz öffnet auch der zweite Steuerabschnitt mit den Steuerkanten 68a und 68b relativ rasch. Dadurch können die zweiten Steuerkanten 68a und 68b den Steuerraum 72 auch mit dem Niederdruckbereich hydraulisch verbinden, wodurch sich eine Strömung des Kraftstoffs von dem Hochdruckbereich durch den Steuerraum 72 und die Nut 58 in den
Niederdruckbereich ergibt, so dass der Kraftstoffdruck in dem Hochdruckbereich rasch und nachhaltig gesenkt wird. Es ergibt sich somit ein rasches und nicht ein nur allmähliches Öffnen des Druckbegrenzungsventils 40 mit einer Hysterese zwischen Öffnen und Schließen. Eine Instabilität des Druckbegrenzungsventils 40 bei einem Druck nahe einem Grenzdruck wird somit vermieden.
Figur 3 zeigt eine weitere Ausführungsform für die hydraulische Baugruppe 36 in einer vereinfachten Schnittdarstellung. Im Unterschied zu der Figur 2 weist die hydraulische Baugruppe 36 von Figur 3 ein in den Stufenkolben 46 integriertes federbelastetes Rückschlagventil 78 auf, welches die Funktion der
Druckbegrenzung und somit des Druckbegrenzungsventils 40 übernimmt und auf der einen Seite mit dem Niederdruckraum 74 und auf der anderen Seite mit dem Hochdruckraum 70 hydraulisch kommuniziert. Das Rückschlagventil 78 kann zu dem Niederdruckbereich hin öffnen. Das Rückschlagventil 78 ist in einer zentrisch angeordneten axialen
Längsbohrung 80 des Stufenkolbens 46 angeordnet und umfasst eine
Ventilkugel 82 sowie eine mit der Ventilkugel 82 zusammenwirkende Ventilfeder 84. Um den für diese Elemente erforderlichen Hohlraum zu schaffen, ist der Stufenkolben 46 beispielsweise - anders als in der Figur 3 dargestellt - aus mehreren miteinander verbundenen Teilen hergestellt.
Weiterhin ist der Gehäuseabschnitt 56 in dem Gehäuse 44 integriert angeordnet. Der Stufenkolben 46 weist nur den zweiten und den dritten Durchmesser 52 und 54 auf, und die Nut 58 in dem Gehäuse 44 ist in der Ausführungsform von Figur 3 nicht vorhanden. Ähnlich wie bei Figur 2 sind die radialen Führungsspalte 57 und 59 zwischen dem Stufenkolben 46 und dem Gehäuse 44 groß genug bemessen, um bei einer axialen Verschiebung des Stufenkolbens 46 eine genügende hydraulische Durchströmung zu ermöglichen. Ebenfalls weist die hydraulische Baugruppe 36 bzw. der Stufenkolben 46 eine hydraulische
"Druckübersetzung" zwischen dem Hochdruckbereich und dem
Niederdruckbereich ähnlich zu der Ausführungsform von Figur 2 auf.
Der Betrieb der hydraulischen Baugruppe 36 erfolgt im Hinblick auf die
Druckdämpfung ähnlich, wie bei der Figur 2 bereits beschrieben. Jedoch kann dann, wenn der Kraftstoffdruck in dem Hochdruckbereich größer ist als ein vorgebbarer Schwellwert, das Rückschlagventil 78 gemäß Figur 3 unabhängig von der axialen Position des Stufenkolbens 46 öffnen. Somit kann
überschüssiger Kraftstoff zurück in den Niederdruckbereich strömen, wodurch sich ebenfalls die erforderliche Druckbegrenzung in dem Hochdruckbereich ergibt.

Claims

Ansprüche
1 . Hydraulische Baugruppe (36) für ein Kraftstoff System (10) einer
Brennkraftmaschine, mit einem Druckpulsationsdämpfer (38) für einen Niederdruckbereich und einem Druckbegrenzungsventil (40) für einen Hochdruckbereich des Kraftstoffsystems (10), dadurch gekennzeichnet, dass der Druckpulsationsdämpfer (38) und das Druckbegrenzungsventil (40) als Baueinheit ausgeführt sind.
Hydraulische Baugruppe (36) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Druckpulsationsdämpfer (38) einen federbelasteten Stufenkolben (46) umfasst, der auf der einen Seite, welche insgesamt einen größeren Durchmesser (54) aufweist, einen Niederdruckraum (74) und auf der anderen Seite, welche insgesamt einen kleineren Durchmesser (52) aufweist, einen Hochdruckraum (70) begrenzt.
3. Hydraulische Baugruppe (36) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Stufenkolben (46) an einem an einer Stufe gebildeten Absatz einen Dichtabschnitt (76) aufweist, der in einer Endstellung des Stufenkolbens (46) mit einem gehäuseseitigen Dichtsitz zusammenwirkt.
4. Hydraulische Baugruppe (36) nach einem der Ansprüche 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Stufenkolben (46) ein als Ventilschieber ausgeführtes Ventilelement des Druckbegrenzungsventils (40) bildet.
5. Hydraulische Baugruppe (36) nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Stufenkolben (46) mindestens drei Durchmesserabschnitte aufweist, zwischen denen Steuerkanten (66a, 68a) gebildet sind, so dass eine erste Steuerkante (66a) mit kleinerem Durchmesser (52) und eine zweite Steuerkante (68a) mit größerem Durchmesser (54) gebildet werden, die jeweils mit gehäuseseitigen Steuerkanten (66b, 68b) zusammenarbeiten, wobei die erste Steuerkante (66a, 66b) den Hochdruckbereich mit einem stromaufwärts von der zweiten Steuerkante (68a, 68b) gelegenen
Steuerraum (72) verbinden kann, und die zweite Steuerkante (68a, 68b) den Steuerraum (72) mit dem Niederdruckbereich verbinden kann.
6. Hydraulische Baugruppe (36) nach einem der Ansprüche 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Druckbegrenzungsventil (40) ein federbelastetes Rückschlagventil (78) umfasst, welches in den Stufenkolben (46) integriert ist und auf der einen Seite mit dem Niederdruckraum (74) und auf der anderen Seite mit dem Hochdruckraum (70) kommuniziert.
7. Kraftstoff-Hochdruckpumpe (24), dadurch gekennzeichnet, dass sie eine hydraulische Baugruppe (36) nach einem der vorhergehenden Ansprüche umfasst.
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