WO2016091609A1 - Hubkolbenpumpe - Google Patents

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WO2016091609A1
WO2016091609A1 PCT/EP2015/077823 EP2015077823W WO2016091609A1 WO 2016091609 A1 WO2016091609 A1 WO 2016091609A1 EP 2015077823 W EP2015077823 W EP 2015077823W WO 2016091609 A1 WO2016091609 A1 WO 2016091609A1
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WO
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tread
rotation
pump
dead center
camshaft
Prior art date
Application number
PCT/EP2015/077823
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English (en)
French (fr)
Inventor
Markus Zankl
Original Assignee
Continental Automotive Gmbh
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
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Publication date
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    • F02M39/02—Arrangements of fuel-injection apparatus to facilitate the driving of pumps; Arrangements of fuel-injection pumps; Pump drives
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04B9/04—Piston machines or pumps characterised by the driving or driven means to or from their working members the means being mechanical the means being cams, eccentrics or pin-and-slot mechanisms
    • F04B9/042—Piston machines or pumps characterised by the driving or driven means to or from their working members the means being mechanical the means being cams, eccentrics or pin-and-slot mechanisms the means being cams
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • F02M59/02—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
    • 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 reciprocating pump according to the preamble of patent claim 1.
  • a high-pressure pump initially brings the fuel to a high pressure level.
  • the fuel is then passed to an accumulator referred to as common rail, before the fuel is injected into the combustion chamber by means of injectors connected to the pressure accumulator.
  • the accumulator pressure in the pressure accumulator is usually generated independently of the injection quantity into the combustion chamber.
  • the high-pressure pump has, for example, a No ⁇ ckenwelle with a cam and thus operatively connected pump piston for compressing the fuel.
  • the pump piston is usually arranged to be movable in a compression space between a top dead center and a bottom dead center.
  • fuel is sucked via an inlet ⁇ valve in the compression chamber.
  • the inlet valve closes, and the Pum ⁇ penkolben moves in the direction of the top dead center.
  • the fuel is compressed to a storage pressure.
  • the compressed to the accumulator pressure fuel is passed through a designed as a high-pressure valve discharge valve from the Ver ⁇ sealing space to the pressure accumulator.
  • the pressure in the compression chamber thus equals the accumulator pressure in the pressure accumulator.
  • the inlet valve is usually hyd ⁇ raulisch blocked, so it can then get no fuel through the inlet valve into the compression chamber. Therefore, the pressure of the fuel in the compression chamber on a Pre-delivery pressure, which corresponds approximately to a pressure of the fuel before the intake valve, reduce before the intake valve can be opened.
  • the camshaft rotates to reduce the pressure depending on a dead space of the reciprocating pump and the pressure of about 2 ° to 45 °, in particular 5 ° to 35 °, more preferably 7 ° to 25 °, For example, 10 ° to 15 ° before the intake valve can be opened and fuel is sucked through the inlet valve into the compression chamber.
  • dead space is to be understood as meaning the minimum volume of the compression or working space of the reciprocating pump The late opening time of the inlet valve limits a volume sucked in by the high-pressure pump.
  • the object of the present invention is to design a reciprocating pump which operates more efficiently than comparable pumps of the prior art.
  • the object is achieved by a reciprocating pump with the features of the main claim. Further developments of the invention will become apparent from the dependent claims and the embodiments.
  • the invention relates to a cam-driven reciprocating pump, which comprises a pump chamber, a camshaft with a cam and a pump piston.
  • the pump piston is supported on a tappet, in particular via a roller tappet, on a running surface of the cam and is by a rotational movement of the camshaft between a top dead center on which a from
  • a tread rotational axis distance which is defined as the distance between a rotational axis of the camshaft and a location on the running surface on which the pump piston is supported on the tread via the tappet, is dependent on a rotational angle of the camshaft. Furthermore, the tread rotational axis distance is at least one rotational angle corresponding to the top dead center maximum and at least one of the bottom dead center ent ⁇ speaking rotation angle minimal.
  • the tread has a portion in which the circumferentially otherwise convexly shaped tread is concaved circumferentially, with a portion of the tappet supporting the tappet on the cam reaching that portion at a rotational angle measured from top dead center is smaller than a rotation angle to be swept from reaching this section to the subsequent bottom dead center.
  • the tread rotation axis distance is the rotation angle, wherein said part of the plunger the concave portion he ⁇ sufficient magnitude closer to the maximum tread rotation axis distance as the minimum tread rotation axis distance.
  • the concave portion can in this case allow a smooth surface of the tread without cracks or sharp edges, whereby a steady movement between the cam and the plunger is achieved and thus wear of the cam and the plunger can be prevented.
  • an upper dead center or a plurality of upper dead centers per revolution of the camshaft ⁇ wave may be provided.
  • the running surface then has a previously described concave section per top dead center. In one embodiment, there are two top dead centers and two bottom dead centers per revolution of the camshaft.
  • the angle of rotation at which said part of the plunger reaches the concave portion is less than 90 °, preferably less than 40 °, typically less than 30 ° or less than 15 ° divided by a number of top dead centers per revolution of Camshaft away from the respective top dead center. If there are for example two top dead centers per To ⁇ rotation of the camshaft, the said angle of rotation can thus be smaller than 45 °, preferably less than 20 °, typically less than 15 ° or less than 7.5 ° Be. The smaller the mentioned rotation angle is selected, the faster the pressure compensation in the pump room can take place. In order to reduce wear on the plunger and the cam, however, said rotation angle is preferably selected greater than 1 °.
  • an expansion of the concave portion on the running surface corresponds to a rotation angle which is less than 35 °, preferably less than 15 °.
  • a smallest radius of curvature of the tread between the top dead center and the concave portion is smaller than a smallest radius of curvature of the tread between the concave portion and the bottom dead center.
  • the camshaft and thus the cam rotate with its tread once about the axis of rotation of the camshaft.
  • the tread has a compression region which is in contact with the plunger when the plunger moves to the top dead center. Further points the tread has a suction area in contact with the plunger as the plunger moves toward bottom dead center.
  • the compression region is formed longer than the suction region, so that the pump piston, which interacts with the tread on the tread, a longer path and thus a longer period is available to compress the fluid. This has an advantageous effect on the drive torque of the reciprocating pump.
  • the part with which the plunger is supported on the running surface is a rolling on the running surface roller, wherein the plunger has a roller shoe for supporting the roller.
  • an inlet with an inlet valve for introducing the fluid into the pump chamber and an outlet with an outlet valve for discharging the fluid from the pump chamber are generally provided.
  • the inlet may be connected to a fluid reservoir and the outlet may be connected to a pressure accumulator, for example a common rail.
  • the reciprocating pump may be, for example, a high pressure pump for a fuel injection system.
  • an internal combustion engine may include a fuel injection system having a reciprocating pump of the type described above. The internal combustion engine may further be designed as a motor in a motor vehicle.
  • Fig. 1 is a schematic representation of a section of a
  • FIG. 2 is a schematic representation of the section of
  • FIG. 3 detail A of FIG. 2;
  • Fig. 4 shows a course of a voltage applied to a pump piston
  • FIG. 5 shows a course of a pressure exerted by a further pump piston pressure and a course of a stroke of the pump piston according to a further embodiment of the invention.
  • FIG. 6 shows a camshaft with a cam according to another
  • FIGS. 1 and 2 show a reciprocating pump 1 with a pump housing 2.
  • the reciprocating pump 1 is designed in particular as a high-pressure pump, preferably as a radial piston pump, for a fuel injection system of an internal combustion engine.
  • a plunger 3 in particular a roller tappet 15, with a pump piston 16 arranged thereon is movably mounted between a top dead center OT and a bottom dead center UT.
  • a pump housing 2 is a
  • Compaction space 4 which can also be referred to as a pump room.
  • a displaced part of a volume of the compression space 4 is maximum.
  • the remaining minimum volume of the compression chamber 4 at top dead center OT forms the so-called dead space.
  • the fluid is in particular a fuel for operating an internal combustion engine of a motor vehicle.
  • the fluid has a supply line 5, in which preferably a valve 6 designed as an inlet valve is arranged.
  • the valve 6 is preferably a digitally switched valve before ⁇ .
  • the compression space 4 further comprises a drain line 7, in which a further valve 8 designed as an outlet valve is arranged.
  • the pressurized fluid passes via the discharge line 7 to a pressure accumulator, the so-called common rail (not shown).
  • a pressure sensor for measuring a pressure prevailing in the accumulator accumulator pressure is connected.
  • the storage pressure may be, for example, about 3000 bar, it may be less than or greater than 3000 bar in other embodiments.
  • the reciprocating pump 1 further comprises a camshaft 9 with a cam 20 which is rotatable about a rotational axis 21 in a clockwise direction of rotation. In one revolution of the camshaft 9, there are two top dead centers and two bottom dead centers.
  • the valve 6 is constructed in the embodiment shown in Fig. 1 and Fig. 2 as a normally open solenoid valve, but it is also possible to provide the valve 6 as a normally closed solenoid valve.
  • the valve 6 comprises a spring 10, a closing body 11, a valve seat 12 and a sealing element 13, wherein in the present embodiment, the closing body 11 and the sealing element 13 are integrally formed.
  • the spring 10 biases the closing body 11 against a stop 17 so that the sealing element 13 does not bear on the valve seat 12 when the valve 6 is open and de-energized.
  • the valve 2 has an electric actuator 14, which in particular comprises a magnetic coil.
  • the closing body 11 is designed as a magnet armature and can be actuated by the coil 14.
  • the closing body 11 is a permanent magnet having a north pole 110 and a south pole 111, which is pulled into the coil 14 when the inrush current is applied.
  • the closing body 11 may also be non-magnetized in other embodiments and consist of a ferromagnetic material, such as cast iron.
  • FIG. 3 details detail A from FIG. In the figure 3, the plunger 3 and the pump piston 16 are at top dead center.
  • the camshaft 9 is rotatably mounted in a bearing housing 30, wherein the bearing housing 30 for lubricating the Camshaft 9 is filled with a lubricant, such as fuel or oil.
  • the pump housing 2 has a bore 31 formed as a sliding surface, in which the plunger 3 between the top dead center and the bottom dead center is movable.
  • the plunger 3 has an inner ring flange 32, on which a roller shoe 33 is supported on the side facing the camshaft 9.
  • the roller shoe 33 has a recess 34 in which a roller 35 is rotatably mounted.
  • the roller 35 is supported on a running surface 22 of the camshaft 20 and rolls on the tread 22 according to the rotational direction shown. During a rotational movement of the camshaft 9 in the arrow direction, the roller 35 sets the rotational movement into a lifting movement of the plunger 3 and thus also of the pump piston 16.
  • Plunger 3 a portion of the tread 22, in which the plunger 3 and the pump piston 16 are moved to the top dead center OT.
  • This area forms a compression area 18 of the tread 22.
  • the plunger 3 as it moves over the tread 22 over a portion of the tread 22, in which the plunger 3 and the pump piston 16 are moved to the bottom dead center UT down.
  • This region forms a suction region 19 of the tread 22 per cam 20 on the camshaft 9 is provided in each case a compression region 18 and a suction region 19 of the tread 22.
  • the compression region 18 may be formed longer than the suction region 19, as shown in the present embodiment.
  • a tread rotational axis distance R is defined below as the distance between the axis of rotation 21 of the camshaft 9 and a location on the running surface 22, on which the plunger 3 is supported on the running surface 22.
  • the tread rotation axis distance R is dependent on a rotation angle of the camshaft 9 and is at least at a top dead center OT corresponding rotation angle maximum (Rl) and at least one of the bottom dead center UT corresponding rotation angle minimal (R2).
  • a maximum stroke of the plunger 3 and the pump piston 16 is characterized by a difference of maximum tread rotation axis distance Rl and the minimum tread rotation axis distance R2 given.
  • the otherwise convex running surface 22 of the cam 20 has a concave portion 40.
  • the roller 35 reaches the concave portion 40 at a measured from top dead center angle of rotation ⁇ of about 5 °.
  • the rotation angle ⁇ may also have a different value in other embodiments.
  • An angle of rotation to be swept from reaching the concave portion 40 to the following bottom dead center is 85 ° in the present embodiment by way of example.
  • An expansion of the concave portion 40 on the tread 22 corresponds, for example, a rotation angle ß of about 7 °.
  • Tread rotation axis distance R3 at the rotation angle ⁇ at which the roller 35 reaches the concave portion 40 is closer in absolute value to the maximum tread rotation axis distance Rl than the minimum tread rotation axis distance R2.
  • FIG. 3 shows a circle of curvature K with a radius of curvature R4, wherein the radius of curvature R4 represents a smallest radius of curvature of the tread 22 between top dead center OT and the concave section 40.
  • the radius of curvature R4 is typically smaller than a smallest radius of curvature of the tread 22 between the concave portion 40 and the bottom dead center UT.
  • FIG. 6 shows a cross-section of an alternative camshaft 9 ⁇ , which, as indicated by the arrow, in the
  • Pump piston 16 moves in the direction of the pump housing 2 and thereby compresses the fluid in the pressure chamber 4.
  • the coil 14 Upon reaching the bottom dead center UT, the coil 14 is subjected to an inrush current. This will be the
  • Closing member 11 is pulled against the spring force in the coil 14 and the sealing element 13 applies to the valve seat 12 at.
  • the valve 6 is now closed and a return flow of the fluid through the valve 6 is prevented.
  • the fluid is now compressed by the up movement of the pump piston 16 to the accumulator pressure.
  • the outlet valve 8 is opened and the fluid is discharged via the drain line 7 from the reciprocating pump 1 to the pressure accumulator ( Figure 2).
  • the prefeed pressure in the compression space 4 can be reached more quickly in comparison to a running surface 22 with a purely convex shape, since the damaged volume is released more quickly.
  • the fluid can be used at otherwise identical conditions over more angular degrees of the
  • FIG. 4 shows a curve 50 of a 9.
  • the upper piston 16 by abutting on the pump pressure as a function of the rotation angle of the No ⁇ ckenwelle 9 as well as a course 52 of the stroke of the pump piston 16 as a function of the rotational angle of the camshaft Dead centers OT are characterized by a maximum stroke of the pump piston 16 of about 6 mm and a rotation angle of the camshaft 9 of 0 °, 180 ° and 360 ", while the bottom dead center UT at a stroke of the pump piston 16 of about 0 mm and a rotation angle of Camshaft 9 of 90 ° and 270 °
  • a pressure of about 1 bar is applied to the pump piston 16, while in a pressure phase, a pressure of about 3000 bar at the pump piston 16.
  • a dashed line 53 indicates a typical stroke curve of a pump piston
  • the profile 52 of the stroke of the pump piston 16 has a turning point 55.
  • the turning point 55 is with respect to the stroke and the rotation angle substantially closer to the top dead center OT than bottom dead center UT.
  • the inlet valve 6 can be opened sooner than previously usual after the top dead center OT.
  • cam design Due to the longer possible intake and the associated longer intake time cam contours can be used, which have a longer compression range 18 than before. This has a positive effect on the
  • FIG. 5 shows a curve 50 ⁇ of a pressure exerted by the pump piston 16 pressure as a function of the angle of rotation 21 of the camshaft 9 ⁇ and a curve 52 ⁇ of the stroke of the pump piston 16 as a function of the angle of rotation of the camshaft 9 ⁇ .
  • the curves are similar to 50 ⁇ and 52 en in the Fig. 4 shown gradients 50 and 52nd

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine nockengetriebene Hubkolbenpumpe (1), welche einen Pumpenraum (4), eine Nockenwelle (9, 9') mit einem Nocken (20) und einen Pumpenkolben (16) umfasst, der sich über einen Stößel (3), insbesondere einen Rollenstößel (15), auf einer Lauffläche (22) des Nockens (20) abstützt. Die Lauffläche (22) hat einen Abschnitt (40), in dem die in Umfangsrichtung ansonsten konvex geformte Lauffläche (22) in Umfangsrichtung konkav geformt ist, um einen Schadraum in einer Saugphase der Hubkolbenpumpe (1) schnell von einem zuvor erzeugten Hochdruck zu entspannen.

Description

Beschreibung HubkoIbenpumpe
Die Erfindung betrifft eine Hubkolbenpumpe gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Verbrennungsmotoren in Kraftfahrzeugen weisen oftmals Ein- spritzsysteme auf, mittels derer Kraftstoff zu vorgegebenen Zeiten in einen Brennraum gespritzt wird. Bei der sogenannten Speichereinspritzung bringt eine Hochdruckpumpe den Kraftstoff zunächst auf ein hohes Druckniveau. Der Kraftstoff wird dann zu einem als Common Rail bezeichneten Druckspeicher geleitet, bevor der Kraftstoff mittels an dem Druckspeicher angeschlossenen Injektoren in den Verbrennungsraum gespritzt wird. Der Speicherdruck im Druckspeicher wird üblicherweise unabhängig von der Einspritzmenge in den Verbrennungsraum erzeugt. Bei der
Speichereinspritzung sind Druckerzeugung und Einspritzung somit entkoppelt. Die Hochdruckpumpe weist zum Beispiel eine No¬ ckenwelle mit einem Nocken und einen damit in Wirkverbindung stehenden Pumpenkolben zum Verdichten des Kraftstoffs auf. Der Pumpenkolben ist üblicherweise in einem Verdichtungsraum zwischen einem oberen Totpunkt und einem unteren Totpunkt beweglich angeordnet. Wenn der Pumpenkolben sich in Richtung des unteren Totpunktes bewegt, wird Kraftstoff über ein Einlass¬ ventil in den Verdichtungsraum gesaugt. Nach Erreichen des unteren Totpunktes schließt das Einlassventil, und der Pum¬ penkolben bewegt sich in Richtung des oberen Totpunktes. Hierbei wird der Kraftstoff auf einen Speicherdruck verdichtet. Danach wird der auf den Speicherdruck verdichtete Kraftstoff über ein als Hochdruckventil ausgebildetes Auslassventil aus dem Ver¬ dichtungsraum zu dem Druckspeicher geleitet. Beim Erreichen des oberen Totpunktes gleicht der Druck im Verdichtungsraum somit dem Speicherdruck im Druckspeicher. Bei Vorliegen des Speicherdrucks im Verdichtungsraum ist das Einlassventil in der Regel hyd¬ raulisch blockiert, d.h. es kann dann kein Kraftstoff über das Einlassventil in den Verdichtungsraum gelangen. Deswegen muss sich der Druck des Kraftstoffs im Verdichtungsraum auf einen Vorförderdruck, der etwa einem Druck des Kraftstoffs vor dem Einlassventil entspricht, verringern, bevor das Einlassventil geöffnet werden kann. Falls es zwei obere Totpunkte pro Umdrehung der Nockenwelle gibt, dreht sich die Nockenwelle zur Druck- Verringerung abhängig von einem Schadraum der Hubkolbenpumpe und vom Druck etwa 2° bis 45°, insbesondere 5° bis 35°, mehr insbesondere 7° bis 25°, beispielsweise 10° bis 15° weiter, bevor das Einlassventil geöffnet werden kann und Kraftstoff durch das Einlassventil in den Verdichtungsraum gesaugt wird. Unter dem Begriff „Schadraum" soll dabei das minimale Volumen des Ver- dichtungs- bzw. Arbeitsraumes der Hubkolbenpumpe verstanden werden. Der späte Öffnungszeitpunkt des Einlassventils begrenzt ein durch die Hochdruckpumpe angesaugtes Volumen. Hierdurch ist der Wirkungsgrad einer solchen Hochdruckpumpe limitiert.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine Hubkolbenpumpe zu konstruieren, die gegenüber vergleichbaren Pumpen aus dem Stand der Technik effizienter arbeitet. Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine Hubkolbenpumpe mit den Merkmalen des Hauptanspruchs gelöst. Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen sowie den Ausführungsbeispielen . Die Erfindung betrifft eine nockengetriebene Hubkolbenpumpe, welche einen Pumpenraum, eine Nockenwelle mit einem Nocken und einen Pumpenkolben umfasst. Der Pumpenkolben stützt sich über einen Stößel, insbesondere über einen Rollenstößel, auf einer Lauffläche des Nockens ab und ist durch eine Drehbewegung der Nockenwelle zwischen einem oberen Totpunkt, an dem ein vom
Pumpenkolben verdrängter Teil eines Volumens des Pumpenraums maximal ist, und einem unteren Totpunkt bewegbar. Ein Lauf- flächen-Drehachsen-Abstand, der als Abstand zwischen einer Drehachse der Nockenwelle und einem Ort auf der Lauffläche, an dem sich der Pumpenkolben über den Stößel auf der Lauffläche abstützt, definiert ist, ist von einem Drehwinkel der Nockenwelle abhängig. Weiterhin ist der Laufflächen-Drehachsen-Abstand bei mindestens einem dem oberen Totpunkt entsprechenden Drehwinkel maximal und bei mindestens einem dem unteren Totpunkt ent¬ sprechenden Drehwinkel minimal.
Die Lauffläche hat einen Abschnitt, in dem die in Umfangsrichtung ansonsten konvex geformte Lauffläche in Umfangsrichtung konkav geformt ist, wobei ein Teil des Stößels, mit dem sich der Stößel auf dem Nocken abstützt, diesen Abschnitt bei einem vom oberen Totpunkt aus gemessenen Drehwinkel erreicht, der kleiner ist als ein Drehwinkel, der vom Erreichen dieses Abschnitts bis zum darauffolgenden unteren Totpunkt zu überstreichen ist. Dabei liegt der Laufflächen-Drehachsen-Abstand bei dem Drehwinkel, bei dem der genannte Teil des Stößels den konkaven Abschnitt er¬ reicht, betragsmäßig näher am maximalen Laufflä- chen-Drehachsen-Abstand als am minimalen Laufflä- chen-Drehachsen-Abstand .
Durch diese Ausgestaltung der Lauffläche des Nockens kann ein im Pumpenraum vorliegender Druck im Schadvolumen nach Erreichen des oberen Totpunktes schneller im Vergleich zu einer rein konvex geformten Lauffläche eines Nockens verringert werden und das Einlassventil ist nicht mehr hydraulisch blockiert. Das zu fördernde bzw. zu verdichtende Fluid kann länger angesaugt werden. Dadurch bleibt pro Arbeitstakt der Hubkolbenpumpe für den eigentlichen Ansaugvorgang mehr Zeit, wodurch sich ein Wir- kungsgrad der Hubkolbenpumpe verbessern lässt.
Die Größe eines Drehwinkels der Nockenwelle, der überfahren werden muss, um das Einlassventil zu öffnen, ist zum Beispiel abhängig von einem zu komprimierenden Fluid, einer Temperatur des Fluids, dem Schadraum, einem mit der Hubkolbenpumpe zu er¬ zielenden Druck und einem Vorförderdruck des Fluids vor dem Einlassen des Fluids in den Pumpenraum der Hubkolbenpumpe. Der konkave Abschnitt kann hierbei eine glatte Oberfläche der Lauffläche ohne Sprünge oder scharfe Kanten ermöglichen, wodurch ein stetiger Bewegungsablauf zwischen dem Nocken und dem Stößel erreicht wird und damit einem Verschleiß des Nockens und des Stößels vorgebeugt werden kann. Je nach Ausgestaltung der Hubkolbenpumpe können ein oberer Totpunkt oder mehrere obere Totpunkte pro Umdrehung der Nocken¬ welle vorgesehen sein. Die Lauffläche weist dann pro oberen Totpunkt einen zuvor beschriebenen konkaven Abschnitt auf. In einer Ausgestaltung gibt es pro Umdrehung der Nockenwelle zwei obere Totpunkte und zwei untere Totpunkte.
In einer Weiterbildung ist der Drehwinkel, bei dem der genannte Teil des Stößels den konkaven Abschnitt erreicht, weniger als 90°, vorzugsweise weniger als 40°, typischerweise weniger als 30° oder weniger als 15° geteilt durch eine Anzahl der oberen Totpunkte pro Umdrehung der Nockenwelle vom jeweiligen oberen Totpunkt entfernt. Wenn es z.B. zwei obere Totpunkte pro Um¬ drehung der Nockenwelle gibt, kann der genannte Drehwinkel somit kleiner als 45°, vorzugsweise weniger als 20°, typischerweise weniger als 15° oder weniger als 7,5° sein. Je kleiner der genannte Drehwinkel gewählt wird, desto schneller kann der Druckausgleich im Pumpenraum stattfinden. Um Verschleiß des Stößels sowie des Nockens zu verringern, wird der genannte Drehwinkel aber vorzugsweise größer als 1° gewählt.
Es kann vorgesehen sein, dass eine Ausdehnung des konkaven Abschnitts auf der Lauffläche einem Drehwinkel entspricht, der weniger als 35°, vorzugsweise weniger als 15° beträgt.
In einer Weiterbildung ist ein kleinster Krümmungsradius der Lauffläche zwischen dem oberen Totpunkt und dem konkaven Abschnitt kleiner als ein kleinster Krümmungsradius der Lauffläche zwischen dem konkaven Abschnitt und dem unteren Totpunkt. Je kleiner der genannte Drehwinkel, umso geringer ist in der Regel der kleinste Krümmungsradius der Lauffläche zwischen dem oberen Totpunkt und dem konkaven Abschnitt.
Während eines Arbeitszyklus der Hubkolbenpumpe drehen sich die Nockenwelle und damit der Nocken mit seiner Lauffläche einmal um die Drehachse der Nockenwelle. Dabei weist die Lauffläche einen Verdichtungsbereich auf, der in Kontakt ist mit dem Stößel, wenn sich der Stößel auf dem oberen Totpunkt zu bewegt. Weiter weist die Lauffläche einen Saugbereich auf, der in Kontakt ist mit dem Stößel, wenn sich der Stößel auf den unteren Totpunkt zu bewegt.
In vorteilhafter Ausgestaltung ist der Verdichtungsbereich länger ausgebildet als der Saugbereich, sodass dem Pumpenkolben, der über den Stößel mit der Lauffläche zusammenwirkt, ein längerer Weg und damit auch ein längerer Zeitraum zur Verfügung steht, um das Fluid zu verdichten. Dies wirkt sich vorteilhaft auf die Antriebsmomente der Hubkolbenpumpe aus.
Es kann vorgesehen sein, dass der Teil, mit dem sich der Stößel auf der Lauffläche abstützt, eine auf der Lauffläche abrollende Laufrolle ist, wobei der Stößel einen Rollenschuh zur Lagerung der Laufrolle aufweist. Durch die Laufrolle kann eine Reibung und somit ein Verschleiß zwischen dem Stößel und der Nockenwelle reduziert werden.
Weiter sind in der Regel ein Einlass mit einem Einlassventil zum Einführen des Fluids in den Pumpenraum sowie ein Auslass mit einem Auslassventil zum Abführen des Fluids aus dem Pumpenraum vorgesehen. Der Einlass kann mit einem Fluidspeicher verbunden sein und der Auslass kann mit einem Druckspeicher, beispielsweise einem Common Rail, verbunden sein. Die Hubkolbenpumpe kann zum Beispiel eine Hochdruckpumpe für ein Kraftstoffeinspritzsystem sein. Weiter kann eine Brennkraftmaschine ein Kraftstoffeinspritzsystem mit einer Hubkolbenpumpe der zuvor beschriebenen Art enthalten. Die Brennkraftmaschine kann weiter als Motor in einem Kraftfahrzeug ausgebildet sein.
Ausführungsbeispiele der Erfindung werden anhand beigefügter Figuren erläutert. In den Figuren zeigen
Fig. 1 eine schematische Darstellung eines Schnitts einer
Hochdruckpumpe in einer Saugphase gemäß einer Aus¬ gestaltung der Erfindung; Fig. 2 eine schematische Darstellung des Schnitts der
Hochdruckpumpe der Fig. 1 in einer Druckphase;
Fig. 3 Detail A aus der Fig. 2 ;
Fig. 4 einen Verlauf eines bei einem Pumpenkolben anliegenden
Druckes sowie einen Verlauf eines Hubs des Pumpen¬ kolbens ; Fig. 5 einen Verlauf eines durch einen weiteren Pumpenkolben ausgeübten Druckes sowie einen Verlauf eines Hubs des Pumpenkolbens gemäß einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung; und Fig. 6 eine Nockenwelle mit einem Nocken gemäß einer weiteren
Ausgestaltung der Erfindung.
In den Figuren 1 und 2 ist eine Hubkolbenpumpe 1 mit einem Pumpengehäuse 2 gezeigt. Die Hubkolbenpumpe 1 ist insbesondere als Hochdruckpumpe, vorzugsweise als Radialkolbenpumpe, für ein Kraftstoffeinspritzsystem einer Brennkraftmaschine ausgebildet. In dem Pumpengehäuse 2 ist ein Stößel 3, insbesondere ein Rollenstößel 15, mit einem daran angeordneten Pumpenkolben 16 bewegbar zwischen einem oberen Totpunkt OT und einem unteren Totpunkt UT gelagert. Im Pumpengehäuse 2 befindet sich ein
Verdichtungsraum 4, der auch als Pumpenraum bezeichnet werden kann. An dem oberen Totpunkt OT ist ein verdrängter Teil eines Volumens des Verdichtungsraums 4 maximal. Das verbleibende minimale Volumen des Verdichtungsraumes 4 im oberen Totpunkt OT bildet dabei den sogenannten Schadraum.
Das Fluid ist insbesondere ein Kraftstoff zum Betreiben einer Brennkraftmaschine eines Kraftfahrzeuges. Um den Verdichtungsraum 4 mit Fluid zu befüllen, weist dieser eine Zulaufleitung 5 auf, in der vorzugsweise ein als Einlassventil ausgebildetes Ventil 6 angeordnet ist. Das Ventil 6 ist vor¬ zugsweise ein digital geschaltetes Ventil. Der Verdichtungsraum 4 weist weiter eine Ablaufleitung 7 auf, in der ein als Auslassventil ausgebildetes weiteres Ventil 8 angeordnet ist.
Das mit hohem Druck beaufschlagte Fluid gelangt über die Ab- laufleitung 7 zu einem Druckspeicher, dem so genannten Common Rail (nicht dargestellt) . Am Druckspeicher ist ein Drucksensor zur Messung eines im Druckspeicher herrschenden Speicherdrucks angeschlossen. Der Speicherdruck kann zum Beispiel etwa 3000 bar betragen, er kann in anderen Ausführungsformen auch kleiner oder größer als 3000 bar sein. Die Hubkolbenpumpe 1 umfasst weiter eine Nockenwelle 9 mit einem Nocken 20, die in einer Drehrichtung im Uhrzeigersinn um eine Drehachse 21 drehbar ist. Bei einer Umdrehung der Nockenwelle 9 gibt es zwei obere Totpunkte und zwei untere Totpunkte.
Das Ventil 6 ist in der in Fig. 1 und Fig. 2 dargestellten Ausführungsform als stromlos offenes Magnetventil aufgebaut, es ist jedoch auch möglich, das Ventil 6 als stromlos geschlossenes Magnetventil vorzusehen. Das Ventil 6 umfasst eine Feder 10, einen Schließkörper 11, einen Ventilsitz 12 und ein Dichtelement 13, wobei in der vorliegenden Ausführungsform der Schließkörper 11 und das Dichtelement 13 einteilig ausgebildet sind. Die Feder 10 spannt den Schließkörper 11 gegen einen Anschlag 17 vor, sodass das Dichtelement 13 am Ventilsitz 12 nicht anliegt, wenn das Ventil 6 offen und unbestromt ist. Ferner weist das Ventil 2 einen elektrischen Aktuator 14 auf, der insbesondere eine Magnetspule umfasst. Der Schließkörper 11 ist als Magnetanker ausgebildet und von der Spule 14 betätigbar. Der Schließkörper 11 ist im Ausführungsbeispiel ein Dauermagnet mit einem Nordpol 110 und einem Südpol 111, der bei einem Anlegen des Einschaltstromes in die Spule 14 gezogen wird. Der Schließkörper 11 kann in anderen Ausführungsformen auch nicht-magnetisiert sein und aus einem ferromagnetischen Material, wie z.B. Gusseisen bestehen. In der Figur 3 ist Detail A aus der Figur 2 näher beschrieben. In der Figur 3 befinden sich der Stößel 3 und der Pumpenkolben 16 im oberen Totpunkt . Die Nockenwelle 9 ist in einem Lagergehäuse 30 drehbar gelagert, wobei das Lagergehäuse 30 zur Schmierung der Nockenwelle 9 mit einem Schmiermittel, z.B. Kraftstoff oder Öl, gefüllt ist. Das Pumpengehäuse 2 weist eine als Gleitfläche ausgebildete Bohrung 31 auf, in der der Stößel 3 zwischen dem oberen Totpunkt und dem unteren Totpunkt bewegbar ist. Der Stößel 3 weist einen Innenringflansch 32 auf, an dem sich auf der der Nockenwelle 9 zugewandten Seite ein Rollenschuh 33 abstützt. Der Rollenschuh 33 weist eine Ausnehmung 34 auf, in der eine Laufrolle 35 drehbar gelagert ist. Die Laufrolle 35 stützt sich auf einer Lauffläche 22 der Nockenwelle 20 ab und rollt auf der Lauffläche 22 gemäß der gezeigten Drehrichtung ab. Bei einer Drehbewegung der Nockenwelle 9 in Pfeilrichtung setzt die Laufrolle 35 die Drehbewegung in eine Hubbewegung des Stößels 3 und somit auch des Pumpenkolbens 16 um. Bei seiner Bewegung über die Lauffläche 22 überstreicht der
Stößel 3 einen Bereich der Lauffläche 22, in dem der Stößel 3 und der Pumpenkolben 16 zu dem oberen Totpunkt OT hin bewegt werden. Dieser Bereich bildet einen Verdichtungsbereich 18 der Lauffläche 22. Weiter überstreicht der Stößel 3 bei seiner Bewegung über die Lauffläche 22 einen Bereich der Lauffläche 22, in dem der Stößel 3 und der Pumpenkolben 16 zu dem unteren Totpunkt UT hin bewegt werden. Dieser Bereich bildet einen Saugbereich 19 der Lauffläche 22. Pro Nocken 20 an der Nockenwelle 9 ist jeweils ein Verdichtungsbereich 18 und ein Saugbereich 19 der Lauffläche 22 vorgesehen. Der Verdichtungsbereich 18 kann länger ausgebildet sein als der Saugbereich 19, wie dies im vorliegenden Ausführungsbeispiel dargestellt ist.
Ein Laufflächen-Drehachsen-Abstand R ist im Folgenden als Abstand zwischen der Drehachse 21 der Nockenwelle 9 und einem Ort auf der Lauffläche 22, an dem sich der Stößel 3 auf der Lauffläche 22 abstützt, definiert. Der Laufflächen-Drehachsen-Abstand R ist von einem Drehwinkel der Nockenwelle 9 abhängig und ist bei mindestens einem dem oberen Totpunkt OT entsprechenden Dreh- winkel maximal (Rl) und bei mindestens einem dem unteren Totpunkt UT entsprechenden Drehwinkel minimal (R2) . Ein maximaler Hub des Stößels 3 bzw. des Pumpenkolbens 16 ist durch eine Differenz des maximalen Laufflächen-Drehachsen-Abstand Rl und des minimalen Laufflächen-Drehachsen-Abstand R2 gegeben.
Die ansonsten konvex verlaufende Lauffläche 22 des Nockens 20 weist einen konkaven Abschnitt 40 auf. Im gezeigten Ausführungsbeispiel erreicht die Laufrolle 35 den konkaven Abschnitt 40 bei einem vom oberen Totpunkt aus gemessenen Drehwinkel φ von etwa 5°. Der Drehwinkel φ kann in anderen Ausführungsformen auch einen anderen Wert aufweisen.
Ein Drehwinkel , der vom Erreichen des konkaven Abschnitts 40 bis zum folgenden unteren Totpunkt zu überstreichen ist, beträgt in der vorliegenden Ausführungsform beispielhaft 85°. Eine Ausdehnung des konkaven Abschnitts 40 auf der Lauffläche 22 entspricht beispielhaft einem Drehwinkel ß von etwa 7°. Der
Laufflächen-Drehachsen-Abstand R3 bei dem Drehwinkel φ, bei dem die Laufrolle 35 den konkaven Abschnitt 40 erreicht, liegt betragsmäßig näher am maximale Laufflächen-Drehachsen-Abstand Rl als am minimalen Laufflächen-Drehachsen-Abstand R2.
In der Figur 3 ist ein Krümmungskreis K mit einem Krümmungsradius R4 dargestellt, wobei der Krümmungsradius R4 einen kleinsten Krümmungsradius der Lauffläche 22 zwischen dem oberen Totpunkt OT und dem konkaven Abschnitt 40 darstellt. Der Krümmungsradius R4 ist typischerweise kleiner als ein kleinster Krümmungsradius der Lauffläche 22 zwischen dem konkaven Abschnitt 40 und dem unteren Totpunkt UT .
In der Fig. 6 ist ein Querschnitt einer alternativen Nockenwelle 9λ gezeigt, die sich, wie durch den Pfeil angedeutet, im
Uhrzeigersinn um die Drehachse 21 dreht. Anders als bei den in den Figuren 1 - 4 beschriebenen Ausführungsformen gibt es bei einer Umdrehung der Nockenwelle 9λ lediglich einen einzigen oberen Totpunkt und einen einzigen unteren Totpunkt. Ent- sprechend weist eine Lauffläche 22 λ der Nockenwelle 9λ einen einzigen konkaven Abschnitt 40 λ auf. Im Folgenden soll die Funktionsweise der Hubkolbenpumpe 1 beschrieben werden. Durch eine Drehbewegung der Nockenwelle 9 werden der Stößel 3 und der Pumpenkolben 16 in der Figur 1 in Pfeilrichtung zu der Drehachse 21 der Nockenwelle 9 hin bewegt. Dabei öffnet sich das Ventil 6 aufgrund einer Rückstellkraft der Feder 10 und aufgrund der Druckverhältnisse vor und hinter dem Einlassventil 6. Das Dichtelement 13 hebt bei Vorliegen eines Vorförderdrucks im Verdichtungsraum 4 vom Ventilsitz 12 ab und der Verdichtungsraum 4 wird mit Fluid befüllt. Durch eine weitere Drehbewegung der Nockenwelle 9 werden der Stößel 3 und der
Pumpenkolben 16 in Richtung des Pumpengehäuses 2 bewegt und dabei das Fluid im Druckraum 4 verdichtet.
Beim Erreichen des unteren Totpunktes UT wird die Spule 14 mit einem Einschaltstrom beaufschlagt. Hierdurch wird der
Schließkörper 11 entgegen der Federkraft in die Spule 14 gezogen und das Dichtelement 13 legt sich an den Ventilsitz 12 an. Das Ventil 6 ist jetzt geschlossen und eine Rückströmung des Fluids durch das Ventil 6 ist unterbunden. Das Fluid wird nun durch die Aufbewegung des Pumpenkolbens 16 auf den Speicherdruck komprimiert. Anschließend wird das Auslassventil 8 geöffnet und das Fluid wird über die Ablaufleitung 7 aus der Hubkolbenpumpe 1 zum Druckspeicher ausgestoßen (Figur 2). Durch die zuvor beschriebene Ausgestaltung der Lauffläche 22 kann der Vorförderdruck im Verdichtungsraum 4 im Vergleich zu einer Lauffläche 22 mit einer rein konvexen Form schneller erreicht werden, da das Schadvolumen schneller entspannt wird. Hierdurch kann bei der hier beschriebenen Hubkolbenpumpe 1 das Fluid bei ansonsten gleichen Bedingungen über mehr Winkelgrade des
Kurbelwinkels der Nockenwelle 9 in den Verdichtungsraum 4 gesaugt werden, wodurch sich der Wirkungsgrad der Hubkolbenpumpe 1 aus den schon weiter oben erläuterten Gründen steigern lässt. Die Fig. 4 zeigt einen Verlauf 50 eines durch am Pumpenkolben 16 anliegenden Druckes in Abhängigkeit des Drehwinkels der No¬ ckenwelle 9 sowie einen Verlauf 52 des Hubs des Pumpenkolbens 16 in Abhängigkeit des Drehwinkels der Nockenwelle 9. Die oberen Totpunkte OT sind durch einen maximalen Hub des Pumpenkolbens 16 von etwa 6 mm und einen Drehwinkel der Nockenwelle 9 von 0°, 180° und 360 "gekennzeichnet, während die unteren Totpunkte UT bei einem Hub des Pumpenkolbens 16 von etwa 0 mm und einem Drehwinkel der Nockenwelle 9 von 90° und 270° vorliegen. In einer Saugphase liegt ein Druck von etwa 1 bar am Pumpenkolben 16 an, während in einer Druckphase ein Druck von etwa 3000 bar am Pumpenkolben 16 anliegt. Eine gestrichelte Linie 53 deutet einen typischen Hubverlauf eines Pumpenkolbens 16 einer Hubkolbenpumpe gemäß dem Stand der Technik an.
Durch die beschriebene erfindungsgemäße Form der Lauffläche 22 des Nockens 20 hat der Verlauf 52 des Hubs des Pumpenkolbens 16 einen Wendepunkt 55. Der Wendepunkt 55 liegt bezüglich des Hubs und des Drehwinkels wesentlich näher am oberen Totpunkt OT als amunteren Totpunkt UT . Hierdurch kann das Einlassventil 6 früher als zuvor üblich nach dem oberen Totpunkt OT geöffnet werden.
Darüber hinaus stehen auch mehr Freiheiten zur Nockenauslegung zur Verfügung. Durch den längeren möglichen Ansaugweg und die damit einhergehende längere Ansaugzeit können Nockenkonturen eingesetzt werden, die einen längeren Verdichtungsbereich 18 aufweisen als zuvor. Dies wirkt sich positiv auf die
Peak-Antriebsmomente der Hubkolbenpumpe 1 aus. Dies ist ins- besondere vorteilhaft hinsichtlich immer weiter steigender Systemdrücke in Kraftstoffeinspritzsystemen .
Die Fig. 5 zeigt einen Verlauf 50 λ eines durch den Pumpenkolben 16 ausgeübten Druckes in Abhängigkeit des Drehwinkels 21 der Nockenwelle 9λ sowie einen Verlauf 52 λ des Hubs des Pumpenkolbens 16 in Abhängigkeit des Drehwinkels der Nockenwelle 9λ. Anders als bei den in den Figuren 1 - 4 beschriebenen Ausführungsformen gibt es bei einer Umdrehung der Nockenwelle 9λ entsprechend der Ausführungsform der Fig. 6 lediglich einen oberen Totpunkt OT bei einem Drehwinkel von 0° und 360° und einen unteren Totpunkt UT bei einem Drehwinkel von 180°. Ansonsten ähneln die Verläufe 50 λ und 52 en in der Fig. 4 gezeigten Verläufen 50 bzw. 52.

Claims

Nockengetriebene Hubkolbenpumpe (1), umfassend einen Pumpenraum (4), eine Nockenwelle (9, 9λ) mit einem Nocken (20) und einen Pumpenkolben (16) , der sich über einen Stößel (3), insbesondere einen Rollenstößel (15), auf einer Lauffläche (22) des Nockens (20) abstützt und durch eine Drehbewegung der Nockenwelle (9, 9λ) zwischen einem oberen Totpunkt (OT) , an dem ein vom Pumpenkolben (16) verdrängter Teil eines Volumens des Pumpenraums (4) maximal ist, und einem unteren Totpunkt (UT) bewegbar ist,
wobei ein Laufflächen-Drehachsen-Abstand, der als Abstand zwischen einer Drehachse der Nockenwelle (9, 9λ) und einem Ort auf der Lauffläche (22), an dem sich der Stößel (3) auf der Lauffläche (22) abstützt, definiert ist, von einem Drehwinkel der Nockenwelle (9, 9λ) abhängig ist und wobei der Laufflächen-Drehachsen-Abstand bei mindestens einem dem oberen Totpunkt (OT) entsprechenden Drehwinkel maximal und bei mindestens einem dem unteren Totpunkt (UT) ent¬ sprechenden Drehwinkel minimal ist,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Lauffläche (22) einen Abschnitt (40) hat, in dem die in Umfangsrichtung ansonsten konvex geformte Lauffläche (22) in Umfangsrichtung konkav geformt ist,
wobei ein Teil des Stößels (3), mit dem sich der Stößel (3) auf dem Nocken (20) abstützt, diesen Abschnitt (40) bei einem vom oberen Totpunkt (OT) aus gemessenen Drehwinkel (φ) erreicht, der kleiner ist als ein Drehwinkel ( ) , der vom Erreichen dieses Abschnitts (40) bis zum darauffolgenden unteren Totpunkt (UT) zu überstreichen ist,
wobei der Laufflächen-Drehachsen-Abstand bei dem Dreh¬ winkel (φ) , bei dem der genannte Teil des Stößels (3) den konkaven Abschnitt (40) erreicht, betragsmäßig näher an einem maximalen Laufflächen-Drehachsen-Abstand (Rl) als an einem minimalen Laufflächen-Drehachsen-Abstand
(R2) liegt.
Hubkolbenpumpe (1) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet , dass der Drehwinkel (φ) , bei dem der genannte Teil des Stößels (3) den konkaven Abschnitt (40) erreicht, weniger als 90° geteilt durch eine Anzahl der oberen Totpunkte (OT) pro Umdrehung der Nockenwelle (9, 9λ) vom jeweiligen oberen Totpunkt (OT) entfernt ist.
3. Hubkolbenpumpe (1) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Ausdehnung des konkaven Abschnitts (40) auf der Lauffläche (22) einem Drehwinkel (ß) entspricht, der weniger als 35° beträgt.
4. Hubkolbenpumpe (1) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein kleinster Krümmungsradius (R4) der Lauffläche (22) zwischen dem oberen Totpunkt (OT) und dem konkaven Abschnitt (40) kleiner als ein kleinster Krümmungsradius (R4) der Lauffläche (22) zwischen dem konkaven Abschnitt (40) und dem unteren Totpunkt (UT) ist.
5. Hubkolbenpumpe (1) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Verdichtungsbereich (18) des Nockens (20) länger ausgebildet ist als ein Saugbereich (19) des Nockens (20) .
6. Hubkolbenpumpe (1) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass es pro Umdrehung der No¬ ckenwelle (9, 9λ) zwei obere Totpunkte (OT) und zwei untere Totpunkte (UT) gibt.
7. Hubkolbenpumpe (1) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Teil, mit dem sich der Stößel (3) auf der Lauffläche (22) abstützt, eine auf der Lauffläche (22) abrollende Laufrolle (35) ist, wobei der Stößel (3) einen Rollenschuh (33) zur Lagerung der Laufrolle (35) aufweist.
8. Hubkolbenpumpe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass sie eine Hochdruckpumpe für ein Kraftstoffeinspritzsystem ist.
9. Brennkraftmaschine, enthaltend ein Kraftstoffeinspritz- system mit einer Hubkolbenpumpe (1) nach Anspruch 7.
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