[0001] Die Erfindung betrifft eine Kolbenpumpe mit mehreren Kolben-Zylinder-Einheiten der
im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 beschriebenen Gattung. Ein bevorzugtes, jedoch
nicht ausschließliches Anwendungsgebiet der Erfindung sind Systeme zur Kraftstoffeinspritzung
an Verbrennungsmotoren, insbesondere solche, die mit gemeinsamem Druckspeicher ("Common
Rail") für die Versorgung der Kraftstoffinjektoren an den Zylindern des Motors arbeiten.
In derartigen Systemen werden zur Speisung des Druckspeichers üblicherweise Hochdruckpumpen
in Form mehrzylindriger Kolbenpumpen eingesetzt.
[0002] Pumpen dieser Gattung enthalten eine Mehrzahl z>1 von gleichartigen Kolben-Zylinder-Einheiten,
in deren Zylindern jeweils ein zugeordneter Verdrängerkolben geführt ist. In den Köpfen
der Zylinder sind jeweils Einlaß- und Auslaßöffnungen mit entsprechenden Ventilen
zum Ansaugen bzw. Ausschieben des zu fördernden Fluids vorgesehen. Eine Getriebeanordnung
setzt die Drehbewegung einer gemeinsamen Antriebswelle in eine periodisch oszillierende
translatorische Hubbewegung der Kolben in den jeweiligen Zylindern um, derart daß
jeder Kolben pro 360°-Umdrehung der Antriebswelle eine oder mehrere volle Perioden
seiner Oszillation vollführt. Jede Oszillationsperiode setzt sich zusammen aus einem
Saugintervall, in welchem der Kolben einen in eine erste Richtung gehenden Hub zum
Ansaugen des zu fördernden Fluids in den betreffenden Zylinder vollführt, und einem
Förderintervall, in welchem der Kolben einen in die entgegengesetzte Richtung gehenden
Hub zum Ausschieben des Fluids aus dem Zylinder vollführt, wobei die Oszillationen
der Kolben einander gleich sind und um 360°/z zueinander phasenversetzt sind.
[0003] Die Kraftübertragung von der Antriebswelle auf die Kolben erfolgt üblicherweise über
Kurbelgetriebe oder Exzentergetriebe. Bevorzugt, insbesondere bei Kolbenpumpen in
Radialbauweise (Radialkolbenpumpen), werden Exzentergetriebe eingesetzt. Diese Antriebsart
gestattet die Verwendung eines einzigen, auf der Antriebswelle sitzenden zylindrischen
Exzenters, an dessen Außenumfang sich rückwärtige Verlängerungen der Kolben, die sternförmig
um die Welle angeordnet sind, unter Federvorspannung abstützen, gewöhnlich über einen
den Exzenter umschließenden Exzenterring. Die Zylinderform des Exzenters bringt es
mit sich, daß die Oszillationen der Kolben exakt sinusförmig sind, d.h., jede Oszillationsperiode
entspricht exakt einer Sinus-Vollwelle. Da alle Ableitungen einer Sinusfunktion (bis
zur beliebigen Ordnung) ebenfalls sinusartig sind, haben nicht nur der Kolbenhub sondern
auch die Kolbengeschwindigkeit und die Kolbenbeschleunigung sinusartigen und somit
stetigen Verlauf. Die so erzielbaren dynamischen Vorteile standen bisher im Vordergrund
bei der Auswahl des Kolbenantriebs.
[0004] Nicht nur bei Kolbenpumpen mit Exzenterantrieb, sondern bei Kolbenpumpen generell,
kommt es aufgrund der begrenzten Anzahl von Verdrängerelementen (Kolben) immer zu
Pulsationen im Gesamtförderstrom der Pumpe. Die damit verbundene Welligkeit oder "Ungleichförmigkeit"
des Förderstroms, die hier definiert sei als das Verhältnis der Pulsationsbreite (Differenz
zwischen Maximal- und Minimalwert) zum Mittelwert des Förderstroms, kann sich störend
auf die Verbrauchereinrichtungen auswirken. Beispielsweise führen Pulsationen im Förderstrom
der Hochdruckpumpe eines Common-Rail-Einspritzsystems zu Pulsationen des Raildrucks.
Raildruckschwankungen wirken sich negativ auf das Einspritzverhalten und somit auf
die Emissionswerte des Verbrennungsmotors aus.
[0005] Besonders stark ist die Ungleichförmigkeit des Förderstroms bei nur teilweiser Füllung
der Zylinder einer Kolbenpumpe. Insbesondere dann, also bei kleinen Fördergraden,
kommt es nicht mehr zur Überlagerung der Förderströme von verschiedenen Kolben. Dann
bewegt sich der Kolben vom unteren Totpunkt in Richtung zum oberen Totpunkt anfänglich,
ohne das Medium auszuschieben. Erst wenn der Kolben das Vakuum verdichtet hat, was
einer dem Füllgrad entsprechenden Kolbenstellung entspricht, kann bei entsprechendem
Gegendruck Fluid gefördert werden. Dadurch verringert sich die Phasenlänge, in der
ein bestimmter Kolben zum Gesamtförderstrom beiträgt. Bei entsprechend kurzen Phasen
bzw. kleinen Fördergraden kann es vorkommen, dass momentan keiner der Kolben fördert.
Der Förderstrom liegt in dieser Zeit bei Null, so dass die Ungleichförmigkeit in diesem
Fall äußerst ausgeprägt ist.
Eine Möglichkeit, die Förderstrompulsationen zu verringern, besteht darin, die Zahl
der Kolben-Zylinder-Einheiten, im folgenden kurz als "Zylinderzahl" bezeichnet, zu
vergrößern. Prinzipiell ist eine ungerade Zylinderzahl vorzuziehen, da hierbei dieselbe
Ungleichförmigkeit im Förderstrom wie bei der doppelten (und damit geraden) Anzahl
auftritt. Eine hohe Zylinderzahl ist aber mit hohen Kosten verbunden. Dies gilt insbesondere
bei Kolben und Zylindern für hohe Drücke wie in Common-Rail-Systemen, da die notwendigen
Toleranzen sehr gering sind. Als Kompromiß wird bisher für Common-Rail-Systeme üblicherweise
eine 3-zylindrige Kolbenpumpe verwendet.
Eine Kolbenpumpe mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Patentanspruch 1 ist aus der
US-A-4453898 bekannt. Ähnliche Kolbenpumpen sind in der US-A-3816029 und EP-A-0801982
beschrieben.
Die Aufgabe der Erfindung besteht darin, die Ungleichförmigkeit, die sich im Förderstrom
einer mehrzylindrigen Kolbenpumpe in Relation zur Zylinderzahl ergibt, weiter zu minimieren.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im Patentanspruch 1 aufgeführten Merkmale
einer Kolbenpumpe gelöst. Besondere Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen
beschrieben.
Der Grundgedanke der Erfindung besteht demnach darin, durch eine Verlängerung des
Förderintervalls innerhalb jeder Periode der Kolbenoszillation, d.h. verlangsamtes
Fördern und demgegenüber schnelleres Ansaugen, für eine günstigere gegenseitige Überlagerung
der Förderintervalle der verschiedenen Kolben im Sinne einer Verminderung der Förderstrom-Pulsation
zu sorgen. Anstatt also die Zylinderzahl zu erhöhen, wird erfindungsgemäß ein vergleichbarer
Effekt durch Änderung der Funktion erzielt, welche die momentane Hubposition jedes
Kolbens abhängig vom Drehwinkel der Antriebswelle darstellt. Die benötigte Hub/Winkel-Funktion
(also die "Wellenform" der Kolbenoszillation) wird durch entsprechende Ausbildung
der Getriebeanordnung zwischen Antriebswelle und Kolben realisiert, vorzugsweise durch
das Profil eines Nockens, der an die Stelle des Exzenters einer herkömmlichen Kolbenpumpe
tritt.
Obwohl bei einer erfindungsgemäßen Pumpe die Kolbenoszillation in ihrer Gesamtheit
nicht mehr sinusförmig sein kann, ist es dennoch möglich, die Hub/Winkel-Funktion
innerhalb des Förderintervalls für sich sinusförmig zu halten, etwa durch entsprechende
Ausbildung des zugehörigen Segmentes des Nockenprofils. Die Hub/Winkel-Funktion innerhalb
des Saugintervalles kann entsprechend ausgelegt werden.
Jede Verlängerung des Förderintervalls in Relation zum Saugintervall, die zu einer
deutlichen Abnahme der Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms führt, stellt bereits
einen die obengenannte Aufgabe lösenden technischen Fortschritt dar. Es gibt darüber
hinaus Wege, diesen Fortschritt zu optimieren. So ist festzustellen, dass die Funktion,
welche die Ungleichförmigkeit des Förderstroms in Abhängigkeit der zeitlichen Streckung
des Förderintervalls (auf Kosten des Saugintervalls) wiedergibt, ein Minimum durchläuft.
Daher wird das Größenverhältnis zwischen Förder- und Saugintervall so bemessen, dass
sich dieses Optimum einstellt. Bei einer Pumpe mit z Zylindern lässt sich hiermit
die Ungleichförmigkeit des Förderstroms auf ein Maß reduzieren, welches demjenigen
einer herkömmlichen Pumpe mit 2z-1 Zylindern entspricht.
Die Erfindung wird nachstehend an Ausführungsbeispielen anhand von Zeichnungen näher
erläutert.
Fig. 1 zeigt schematisch den Aufbau eines Common-Rail-Systems zur Kraftstoffeinspritzung,
in welchem eine erfindungsgemäße Kolbenpumpe als Hochdruckpumpe mit Vorteil verwendet
werden kann.
Fig. 2 zeigt in einer graphischen Darstellung Kolbenhubverläufe und Förderströme als
Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe
bei Vollförderung.
Fig. 3 zeigt in einer ähnlichen Darstellung wie Fig. 2 Hubverläufe und Förderströme
einer erfindungsgemäß optimierten 2-zylindrigen Kolbenpumpe bei Vollförderung.
Fig. 4 zeigt in einer graphischen Darstellung die Verläufe jeweils des Gesamtförderstroms
als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe,
einer herkömmlichen 2-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten
2-zylindrigen Kolbenpumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 100% und gleicher Gesamtfördermenge.
Fig. 5 zeigt in einer graphischen Darstellung die Verläufe jeweils des Gesamtförderstroms
als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 5-zylindrigen Kolbenpumpe,
einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten
3-zylindrigen Kolbenpumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 100% und gleicher Gesamtfördermenge.
Fig. 6 zeigt in einer graphischen Darstellung die Verläufe jeweils des Gesamtförderstroms
als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 7-zylindrigen Kolbenpumpe,
einer herkömmlichen 4-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten
4-zylindrigen Kolbenpumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 100% und gleicher Gesamtfördermenge.
Fig. 7 zeigt in einer graphischen Darstellung die Verläufe jeweils des Gesamtförderstroms
als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe,
einer herkömmlichen 2-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten
2-zylindrigen Kolbenpumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 50% und gleicher Gesamtfördermenge.
Fig. 8 zeigt in einer graphischen Darstellung die Verläufe jeweils des Gesamtförderstroms
als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels einer herkömmlichen 5-zylindrigen Kolbenpumpe,
einer herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe und einer erfindungsgemäß optimierten
3-zylindrigen Kolbenpumpe, jeweils bei einem Fördergrad von 50% und gleicher Gesamtfördermenge.
Fig. 9 zeigt in einer graphischen Darstellung Förderstromverläufe als Funktion des
Antriebswellen-Drehwinkels einer 2-zylindrigen Kolbenpumpe mit 270°-Förderintervall
und 10% Leckage.
Fig. 10 zeigt in einer graphischen Darstellung Förderstromverläufe als Funktion des
Antriebswellen-Drehwinkels einer 2-zylindrigen Kolbenpumpe mit 281°-Förderintervall
und 10% Leckage.
Fig. 11 zeigt schematisch im Radialschnitt den Aufbau eine 3-zylindrigen Radialkolbenpumpe
mit erfindungsgemäß ausgebildetem Nocken zum Antreiben der Kolben.
[0006] In den Figuren 2 und 3 ist der Maßstab des Kolbenhubweges (rechte Ordinatenskala)
normiert auf den Wert 1 für den oberen Totpunkt OT und den Wert 0 für den unteren
Totpunkt UT. Die Förderströme in den Figuren 4 bis 10 sind als "relative" Förderströme
skaliert, d.h., der Maßstab des Förderstroms (linke Ordinatenskala) ist normiert auf
den Wert 1 für den maximalen mittleren Förderstrom der gesamten Pumpeneinheit.
[0007] Wie eingangs erwähnt, ist eine erfindungsgemäße Kolbenpumpe vorteilhaft einsetzbar
als Hochdruckpumpe in Common-Rail-Systemen zur Kraftstoffeinspritzung an Verbrennungsmotoren.
Wie in Fig. 1 schematisch dargestellt, wird bei derartigen Systemen durch eine Vorförderpumpe
1 Kraftstoff über ein Filter 9 aus dem Tank 2 gefördert und der Hochdruckpumpe 3 zugeführt.
Die Hochdruckpumpe 3, üblicherweise eine Radialkolbenpumpe mit mehreren Kolben-Zylinder-Einheiten,
verdichtet den Kraftstoff und führt ihn dem als Rail bezeichneten Druckspeicher 4
zu. Injektoren 5 entnehmen diesem Druckspeicher den Kraftstoff und spritzen ihn in
die Brennräume des Motors (nicht gezeigt) ein. Ein Vordruckregler 12 steuert die Überschußmenge
der Vorförderpumpe im Zulauf. Zur Schmierung und Kühlung der Pumpe wird üblicherweise
ein durch eine Drossel 8 bestimmter Teilvolumenstrom der Vorförderpumpe 1 benutzt.
Eine Druckbegrenzung des Kraftstoffs im Druckspeicher 4erfolgt über das Druckregelventil
7. Dieses Druckregelventil und ein die Fördermenge zur Hochdruckpumpe dosierendes
Volumenstromregelventil 6 wird mittels einer elektronischen Steuereinheit 10 (ECU)
gesteuert, abhängig von jeweiligen Betriebszuständen des Motors und von benutzerseitigen
Sollvorgaben sowie abhängig vom Istdruck im Rail, der über einen Sensor mit Druck/Spannungs-Wandler
11 gemessen wird.
[0008] Aus energieökonomischen Gründen wird versucht, die Absteuermenge am Druckregelventil
7 so gering wie möglich zu halten. Dazu wird mit Hilfe des Volumenstromregelventils
6 nur ein begrenzter Volumenstrom zur Hochdruckpumpe 3 durchgelassen. Dadurch entspricht
die geförderte und verdichtete Kraftstoffmenge dem tatsächlichen Bedarf.
[0009] Wie es bereits oben erwähnt wurde, kamen als Hochdruckpumpe 3 bisher hauptsächlich
Kolbenpumpen mit Exzenterantrieb zum Einsatz, aus den erwähnten dynamischen Gründen
(stetige Ableitungen bis zur n-ten Ordnung) und aus fertigungstechnischen Gründen
(rotationssymetrisches Teil). Bei einer solchen herkömmlichen Pumpe sind Saug- und
Förderintervall gleichlang. Jeder Kolben bewegt sich vom oberen Totpunkt OT zum unteren
Totpunkt UT (Saugintervall) während 180° der Antriebswellendrehung. Für das Förderintervall,
also von UT nach OT, werden ebenfalls 180° benötigt.
[0010] Da also bei der herkömmlichen mehrzylindrigen Kolbenpumpe mit Exzenter Saug- und
Ausschubintervall bei jedem Kolben gleichlang sind, resultiert der gleichförmigere
Gesamtförderstrom von Pumpen mit mehr Kolben lediglich aus der Überlagerung der Ausschubintervalle
mehrerer verschiedener Kolben.
[0011] Zum Beispiel bei einer Radialkolbenpumpe, die 3 jeweils um 120° versetzten Kolben-Zylinder-Einheiten
mit je 180° Saug- und Förderintervall hat, kommt es während des Förderintervalls eines
Kolbens in den ersten 60° zu einer Überlagerung mit dem Förderintervall des vorhergehenden
Kolbens, in den folgenden 60° fördert lediglich der betrachtete Kolben, und während
der letzten 60° des 180°-Förderintervalls kommt es bereits zur Überlagerung mit dem
Förderintervall des nächsten Kolbens.
[0012] Dieser Zusammenhang ist in Fig. 2 verdeutlicht. Dort wird, ebenso wie in allen weiteren
Figuren, davon ausgegangen, daß bei einer z-zylindrigen Kolbenpumpe die z Kolben um
360°/z phasenverschoben laufen, so daß bei der 3-zylindrigen Kolbenpumpe die Phasenverschiebung
jeweils 120° beträgt. Dargestellt in Fig. 2 sind, als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels,
die aktuellen Teilförderströme TFA, TFB und TFC der um 120° versetzten Kolben A bzw.
B bzw. C einer 3-zylindrigen Kolbenpumpe mit 180° Förderintervall. Ferner dargestellt,
ebenfalls als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels, sind die Wege KA, KB und KC
der drei Kolben A, B und C zwischen oberem Totpunkt OT und unterem Totpunkt UT. Bei
druckloser Förderung ist der augenblicklich geförderte Volumenstrom direkt proportional
der Kolbengeschwindigkeit. Der Proportionalitätsfaktor ist die Kolben- bzw. Zylinderquerschnittsfläche.
[0013] Der Gesamtförderstrom, der sich durch die Überlagerung der drei Teilförderströme
TFA, TFB, TFC ergibt, ist mit der Kurve GF3 in Fig. 2 dargestellt. Man erkennt, daß
diese Kurve zwischen einem Minimum Q
min von sin60° und einem Maximum Q
max von 2*sin30° pulsiert. Dabei treten die Minima bei 0°, 60°, 120°, ... und die Maxima
bei 30°, 90°, 150°, ... auf.
[0014] Um bei einer Pumpe mit wenigen Zylindern die gleichen Überlagerungen der Förderintervalle
wie bei einer Pumpe mit mehr Zylindern zu erhalten, ist die Länge der einzelnen Förderintervalle
im Vergleich zu den Saugintervallen so zu vergrößern, daß sich gleiche Verhältnisse
der Überlagerung ergeben. Auf diese Weise ist es möglich, mittels einer Pumpe die
z Zylinder hat, maximal das gleiche Überlagerungsverhältnis der Förderintervalle zu
erzielen, wie es sich bei einer herkömmlichen Pumpe mit 2z-1 Zylindern ergibt, in
denen Förderund Saugintervall gleichlang sind. Hierzu ist die Länge α jedes Förderintervalls
(ausgedrückt in Winkelgraden der Antriebswellen-Drehung) der z-zylindrigen Pumpe nach
der folgenden Gleichung 1 zu bemessen:
[0015] Für die Länge β des Saugintervalls bleibt dann noch der Rest bis zur vollen Wellenumdrehung,
also
[0016] Die Fig. 3 zeigt das Beispiel einer in der vorstehend beschriebenen Weise erfindungsgemäß
optimierten 2-zylindrigen Kolbenpumpe bei Vollförderung. Die Kurven KA und KB in dieser
Figur zeigen den Weg der beiden Kolben A und B als Funktion des Antriebswellen-Drehwinkels.
Wie man erkennt, haben gemäß den obigen Gleichungen 1 und 2 das Förderintervall und
das Saugintervall eine Länge von 270° bzw. 90°. Innerhalb jedes dieser Intervalle
ist der Verlauf, jeweils für sich genommen, vorzugsweise sinusförmig. Wie die Verläufe
der Teilförderströme TFA und TFB der beiden Kolben A und B zeigen, ergibt sich die
im Falle der Fig. 3 die gleiche Überlagerung der Förderintervalle wie bei einer 3-zylindrigen
Kolbenpumpe mit Saug- und Förderintervall von jeweils 180° gemäß der Fig. 2. Der Verlauf
des sich ergebenden Gesamtförderstroms (Summe der Teilförderströme) ist mit der gestrichelten
Kurve GF2* in Fig. 3 gezeigt.
[0017] Die Fig. 4 zeigt zum besseren Vergleich in einem gemeinsamen Schaubild noch einmal
den Gesamtförderstromverlauf GF3 der herkömmlichen 3-zylindrigen Pumpe nach Fig. 2
und den Gesamtförderstrom GF2* der erfindungsgemäß optimierten 2-zylindrigen Pumpe
nach Fig. 3. Es ist ersichtlich, daß in den beiden Fällen die Ungleichförmigkeit gleich
stark ist. Die Ungleichförmigkeit ist, wie schon oben erwähnt, hier definiert als
das Verhältnis der Differenz zwischen dem maximalen und minimalen Förderstrom zum
mittleren Förderstrom, also (Q
max-Q
min)/Q
mittel). Demgegenüber hat der Gesamtförderstrom einer 2-zylindrigen Pumpe, die nicht erfindungsgemäß
modifiziert ist (also gleichlange Förder- und Saugintervalle von jeweils 180° hat),
eine viel ausgeprägtere Ungleichförmigkeit, wie es die Kurve GF2 in Fig. 4 deutlich
offenbart.
[0018] Analog ist in Fig. 5 die erfindungsgemäß optimierte Auslegung einer 3-zylindrigen
Kolbenpumpe veranschaulicht (z=3). Die Kurve GF3 zeigt den Gesamtförderstrom einer
herkömmlichen 3-zylindrigen Pumpe. Entsprechend den obigen Gleichungen 1 und 2 kann
mit der erfindungsgemäßen Optimierung die Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms
einer herkömmlichen 5-zylindrigen Kolbenpumpe nachgebildet werden, wie er mit der
Kurve GF5 gezeigt ist. Dazu ist das Saugintervall auf 60° zu verkürzen und das Förderintervall
auf 300° zu verlängern. Hierdurch ergibt sich die gleiche anteilige Überlagerung der
Förderphasen wie bei einer herkömmlichen 5-zylindrigen Pumpe mit gleichlangen Saug-
und Förderintervallen von jeweils 180°. Dementsprechend ergibt sich auch für den Gesamtförderstrom
der optimierten 3-zylindrigen Pumpe, der mit der Kurve GF3* in Fig. 5 gezeigt ist,
die gleiche Ungleichförmigkeit wie bei einer herkömmlichen 5-zylindrigen Pumpe.
[0019] In ähnlicher Weise veranschaulicht die Fig. 6 das Ergebnis der erfindungsgemäßen
Optimierung einer 4-zylindrigen Kolbenpumpe (z=4). Gemäß den obigen Gleichungen 1
und 2 sind hierzu das Saugintervall auf 45° und das Förderintervall auf 315° zu bemessen.
Den resultierenden Gesamtförderstrom zeigt die Kurve GF4*. Die Ungleichförmigkeit
ist die gleiche wie bei dem mit der Kurve GF7 dargestellten Gesamtförderstrom einer
herkömmlichen 7-zylindrigen Kolbenpumpe und wesentlich kleiner als bei dem mit der
Kurve GF4 dargestellten Gesamtförderstrom einer herkömmlichen 4-zylindrigen Kolbenpumpe.
[0020] Der Vorteil einer erfindungsgemäß optimierten Streckung des Förderintervalls ist
also die Erzeugung eines gleichförmigeren Gesamtförderstroms. Durch die erfindungsgemäße
Optimierung wird die Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms einer Pumpe mit z Zylindern
gleich derjenigen einer herkömmlichen Pumpe mit 2z-1 Zylindern. Besonders ausgeprägt
ist dieser Vorteil bei Pumpen mit gerader Zylinderzahl. Beispielhaft sei auf Fig.
4 mit einer optimierten 2-zylindrigen Pumpe und auf Fig. 6 mit einer optimierten 4-zylindrigen
Pumpe verwiesen.
[0021] Ein weiterer wesentlicher und entscheidender Vorteil der erfindungsgemäßen Streckung
des Förderintervalls ergibt sich durch einen günstigeren Antriebsmomentenverlauf.
Unter Vernachlässigung der Reibung ist bei gegebenem Druck das Antriebsmoment direkt
proportional dem Förderstrom. Ein gleichförmigerer Förderstrom hat somit auch einen
gleichförmigeren Antriebsmomentenverlauf zur Folge; d.h. die Spitzen des Antriebsmomentes
und damit die Belastungen der Antriebselemente sind geringer.
[0022] Ein längeres Förderintervall ist auch bei Teilförderung einer sauggedrosselten Pumpe
vorteilhaft, da es auch dann noch zu Überlagerungen der Förderintervalle kommen kann.
Außerdem führt das längere Förderintervall zu einer Verringerung der Förderstromspitzen
und somit zu einem gleichförmigeren Förderstromverlauf selbst bei Teilförderung. Während
die vorstehend behandelten Figuren 2 bis 6 Pumpen im vollfördernden Zustand betreffen
(100% Fördergrad), sind in den Figuren 7 und 8 die Förderstromverläufe bei Teilförderung
dargestellt.
[0023] Die Fig. 7 zeigt den Verlauf des Gesamtförderstroms einer herkömmlichen 3-zylindrigen
Pumpe (Kurve GF3), einer herkömmlichen 2-zylindrigen Pumpe (Kurve GF2) und einer erfindungsgemäß
optimierten 2-zylindrigen Pumpe (Kurve GF2*) jeweils bei 50% Teilförderung. Hierbei
ist deutlich die Verringerung der Förderstrom- bzw. Antriebsmomentspitzen zu erkennen.
In Fig. 8 ist der Verlauf des Gesamtförderstroms einer herkömmlichen 5-zylindrigen
Pumpe (Kurve GF5), einer herkömmlichen 3-zylindrigen Pumpe (Kurve GF3) und einer erfindungsgemäß
optimierten 3-zylindrigen Pumpe (Kurve GF3*) gezeigt, ebenfalls jeweils bei 50% Teilförderung.
Hier ist zu erkennen, daß die Verlängerung des Förderintervalls sowohl die Förderstromspitzen
verringert als auch zu einer besseren berlagerung der Teilförderströme führt. Beim
Fördergrad von 50% fördert bei der optimierten 3-zylindrigen Pumpe stets mindestens
ein Kolben. Es treten keine zeitweisen Unterbrechungen des Gesamtförderstroms wie
bei der herkömmlichen 3-zylindrigen Pumpe auf.
[0024] Die vorstehend beschriebene Optimierung der relativen Längen der Intervalle des Kolbenhubes
gemäß den obigen Gleichungen 1 und 2 berücksichtigt nicht den Einfluß von Leckagen
auf die Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms. Trotz dieser Vernachlässigung können
aber allein schon mit der beschriebenen Optimierung gute Vorteile gegenüber herkömmlichen
Kolbenpumpen erzielt werden.
[0025] Während jedes Ausschubes (Förderintervall) kommt es zu Leckage im Spalt zwischen
Kolben und Kolbenführung. Bei Überlagerung der Förderintervalle kommt es somit auch
zur Überlagerung der Leckagen. Wie bereits bei der Beschreibung von Fig. 2 erwähnt,
gibt es Abschnitte, in denen sich Förderintervalle unterschiedlich vieler Kolben überlagern.
Daraus resultiert, daß in bestimmten Abschnitten eine unterschiedliche Gesamtleckage
auftritt. Abschnitte mit verschiedenen Gesamtleckagen führen zu Abschnitten mit verschiedenen
Gesamtfördermengen. Folglich führt die unterschiedliche Verteilung der Leckagen zu
einer zusätzlichen Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms.
[0026] Nachstehend wird beschrieben, wie man durch Modifizierung der in den Gleichungen
1 und 2 angegebenen Optimierungsvorschrift sogar auch die leckagebedingten Ungleichförmigkeiten
vermindern kann. Die in obiger Weise gemäß der Gleichung 1 berechnete Länge des Förderintervalls
kann nämlich zusätzlich derart verlängert werden, daß sich, trotz unterschiedlicher
Gesamtleckagen in bestimmten Abschnitten, in allen Abschnitten ein ähnlicher und gleich
großer Gesamtförderstrom ergibt.
[0027] In Fig. 9 sind mit den Kurven TFA und TFB die Verläufe der Teilförderströme der Kolben
A bzw. B für eine gemäß den Gleichungen 1 und 2 optimierte 2-zylindrige Kolbenpumpe
dargestellt, und die Kurve GF2* zeigt den hieraus resultierenden Gesamtförderstrom
(wie die Kurve GF2* in Fig. 4), jeweils ohne Berücksichtigung von Leckage. Dabei ist
das Saugintervall 90° lang, und das Förderintervall ist 270° lang. Betrachtet man
nun den als Beispiel angenommenen Fall, daß eine Gesamtleckagemenge von 10% der theoretischen
Fördermenge existiert und sich diese Leckage als ein während des Förderintervalls
konstanter Volumenstrom auf die einzelnen Kolben verteilt, dann ergibt sich für den
Gesamtförderstrom ein Verlauf, wie er mit der Kurve GF2*L in Fig. 9 gezeigt ist. Deutlich
zu erkennen ist der verstärkte Einfluß der doppelten Leckage während der Überlagerung
der Förderintervalle der beiden Kolben auf die Gleichförmigkeit des Gesamtförderstroms.
[0028] In dem angegebenen Beispielsfall führt eine zusätzliche Verlängerung des Förderintervalls
von 270° auf 281° zu einer Vermeidung dieses Effektes. Wie in Fig. 10 dargestellt,
ist es möglich, die Ungleichförmigkeit weiter zu minimieren und den Verlauf des Gesamtförderstoms
der optimierten Pumpe mit 2 Zylindern auch unter Berücksichtigung der Leckage an den
Förderstromverlauf der leckagefreien herkömmlichen 3-zylindrigen Kolbenpumpe anzupassen.
Die Fig. 10 zeigt mit den Kurven TFA und TFB den Teilförderstrom der Kolben A und
B und mit der Kurve GF2* den resultierenden Gesamtförderstrom im Falle des neu gewählten
Förderintervalls von 281° ohne Leckage. Durch die zusätzliche Verlängerung des Förderintervalls
um 11° ergibt sich infolge der weitergreifenden Überlappung der Kurven TFA und TFB
ein erhöhter Ausschlag des Gesamtförderstroms im Bereich gerade desjenigen Abschnitts,
wo im Falle der Leckage ein verstärkter Einbruch zu erwarten ist. Hierdurch wird die
zusätzliche, leckagebedingte Ungleichförmigkeit des Gesamtförderstroms kompensiert,
wie es Kurve GF2*L* zeigt, die den Gesamtförderstrom bei dem neu gewählten Förderintervall
von 281° im Falle der 10%-igen Leckage wiedergibt.
[0029] Bei sinusförmigem Förderverlauf läßt sich die zusätzliche Verlängerung des Förderintervalls
zum Ausgleich der Leckage der optimierten Pumpe wie folgt ausdrücken:
[0030] Dabei bedeutet z die Zylinderzahl und η den volumetrischen Wirkungsgrad in einem
für den jeweiligen Pumpenbetrieb vorgesehenen Kennfeldpunkt, der im Falle einer Common-Rail-Hochdruckpumpe
z.B. ein für die Abgasemission interessanter Kennfeldpunkt wäre. Der Faktor 2 am Anfang
der Formel kommt von der notwendigen Verlängerung zum Beginn und zum Ende des Förderhubes.
Der Faktor (2z-1)/z dient der Anpassung der aus der Umkehrfunktion gewonnenen Winkelgröße
an den nicht mehr 180° betragenden sondern nach der weiter oben genannten Formel bestimmten
Förderhubwinkel. Das Argument der Umkehrfunktion beschreibt die Größe der Leckage,
wie aus dem Faktor (1-η) ersichtlich. Die Faktoren l/z und 360°/α dienen der Umrechnung
der Gesamtleckage auf den Beitrag eines Kolbens.
[0031] Unter der Annahme von gestreckten aber immer noch sinusförmigen Förderverläufen kann
also die optimale Gesamtlänge des Förderhubes einer Pumpe mit z Zylindern zur Nachbildung
einer Pumpe mit 2z-1 Zylindern unter Berücksichtigung der Leckage nach folgender Gleichung
abgeschätzt werden:
[0032] Bei nicht sinusförmigen oder anderen nicht explizit bekannten Förderverläufen kann
die Benutzung der Umkehrfunktion umgangen werden mit Hilfe der Ableitung f'(0) der
Funktion des Förderstroms im Nulldurchgang:
[0033] Die in den Fig. 2 bis 10 dargestellten Förderverläufe gelten streng genommen nur
für inkompressible Medien. Für die in der Dieseleinspritztechnik verwendeten Drücke
von bis zu 1500 bar oder auch darüber ist diese Annahme nicht mehr gültig. Aufgrund
der Kompression des Mediums im Pumpzylinder kommt es zu einer Verzögerung des Förderbeginns.
Es ist aber möglich, die optimale Länge des Förderintervalls unter Berücksichtigung
der Kompression auszulegen. Eine solche optimale Auslegung gilt nur für ein bestimmtes
Druckniveau und ist abhängig von der Kompressibilität des Mediums. Für Pumpen, die
bei verschiedenen Druckniveaus eingesetzt werden sollen, wie es bei Common-Rail-Systemen
der Fall ist, muß ein globales Optimum z.B. für die emissionskritischen Betriebspunkte
gesucht werden.
[0034] Die Bemessung des Größenverhältnisses zwischen Förderund Saugintervall kann in jedem
Fall auch auf empirischer Grundlage erfolgen, indem man an einer existierenden Pumpe
Getriebeanordnungen wie etwa Nockenprofile mit verschiedenen Intervall-Größenverhältnissen
in geeigneter Abstufung ausprobiert (was auch mit Hilfe von Computersimulation geschehen
kann) und dann diejenige Anordnung auswählt, bei welcher die beobachtete Ungleichförmigkeit
des Gesamtförderstroms zufriedenstellend gering oder minimal ist. Dabei können die
oben angegebenen Gleichungen gewünschtenfalls zur Annäherung an den auszuprobierenden
Bereich verwendet werden. Diese Methode kann vorteilhaft sein, wenn der tatsächliche
Gesamtförderstrom in der Praxis spürbar abhängig ist von zusätzlichen Faktoren, die
nicht exakt vorhersagbar oder mathematisch formulierbar sind. Hierzu zählt neben den
bereits erwähnten Leckage- und Kompressibilitätserscheinungen auch das dynamische
Verhalten der verwendeten Bauteile und der an den Ausgang der Pumpe angeschlossenen
Einrichtungen.
[0035] Die Fig. 11 zeigt als Beispiel rein schematisch den Aufbau einer erfindungsgemäß
ausgelegten 3-zylindrigen Radialkolbenpumpe im Radialschnitt. Diese Pumpe kann als
Hochdruckpumpe 3 in dem Common-Rail-System nach Fig. 1 verwendet werden und ist dementsprechend
mit der Bezugszahl 3 bezeichnet.
[0036] Die Pumpe 3 nach Fig. 11 enthält drei Kolben-Zylinder-Einheiten 30 mit jeweils einem
Zylinder 31, der im (nicht dargestellten) Gehäuse der Pumpe ausgebildet ist und in
welchem ein Verdrängerkolben 32 geführt ist. Die drei Kolben-Zylinder-Einheiten 30
sind sternförmig und um 120° winkelversetzt bezüglich der Antriebswelle 33 der Pumpe
angeordnet, wobei die Zylinderköpfe radial nach außen weisen. In den Zylinderköpfen
befinden sich jeweils eine Ansaugöffnung und eine Ausschiebeöffnung mit zugeordneten
Ventilen, wobei diese Teile aus Gründen der Übersichtlichkeit nicht dargestellt sind.
[0037] Um die Drehbewegung der Welle 33 in eine oszillierende Hubbewegung der Kolben 32
umzusetzen, ist ein Nockengetriebe vorgesehen, bestehend aus einem drehfest auf der
Welle sitzenden Nocken 34 und drei Nockenfolgern bzw. Stößeln 35. Jeder Stößel 35
ist durch eine (nicht dargestellte) Geradführung so geführt, daß er sich entlang einer
radialen Linie verschieben läßt, und ist mit dem betreffenden Kolben verbunden. Die
Kolben 32 und somit auch die Stößel 35 sind durch geeignete Mittel gegen den Nocken
34 vorgespannt, symbolisch dargestellt durch jeweils eine Zugfeder 36 zwischen Kolben
und Rückseite des betreffenden Zylinders.
[0038] Das Profil des Nockens 34 ist so beschaffen, daß der Nockenradius, beginnend an einem
Ort P1, in Umfangsrichtung entgegen dem Uhrzeigersinn bis zu einem Ort P2 monoton
zunimmt und dann wieder bis zum Ort P1 monoton abnimmt. Die Differenz zwischen dem
kleinsten Radius (bei P1) und dem größten Radius (bei P2) ist gleich der Hublänge
der Kolben 32, also gleich der Distanz zwischen unterem und oberen Totpunkt. Somit
oszillieren die Kolben 32 bei Drehung der Welle 33 unter Vermittlung durch die Stößel
35 in der gewünschten Weise zwischen ihren unteren und oberen Totpunkten, mit einer
gegenseitigen Phasenverschiebung von 120°.
[0039] Um gemäß der Erfindung dafür zu sorgen, daß das Förderintervall größer ist als das
Saugintervall, ist der Winkelbereich α, innerhalb dessen der Nockenradius zunimmt,
also der durchfahrene Winkel vom Ort P1 zum Ort P2, größer als der Winkelbereich β,
innerhalb dessen der Nockenradius abnimmt, also der durchfahrene Winkel vom Ort P2
zum Ort P1. Im dargestellten Fall einer 3-zylindrigen Pumpe ist vorzugsweise α=300°
und β=60° gemäß den obigen Gleichungen 1 und 2 (oder die jeweiligen Winkelwerte sind
zusätzlich modifiziert zur Berücksichtigung z.B. der Leckage usw., wie oben erwähnt).
Drehen sich Welle 33 und Nocken 34 in der vorgeschriebenen Richtung, im vorliegenden
Fall im Uhrzeigersinn gemäß dem eingezeichneten Pfeil, dann beginnt jeder Kolben 32
seinen Saughub, sobald der Ort P2 des Nockens 34 am zugeordneten Stößel 35 vorbeiläuft.
Relativ kurz danach, beim Vorbeilaufen des Ortes P1 nach (60° Drehung), ist der betreffende
Kolben am unteren Totpunkt, und der wesentlich längere Förderhub (300°) beginnt.
[0040] Vorzugsweise ist das Profil des Nockens 34 so ausgebildet, daß die Zunahme des Nockenradius
als Funktion des Drehwinkels im Segment vom Ort P1 zum Ort P2 sinusförmig ist, d.h.
dem Verlauf einer Sinusfunktion vom Minimum zum nächstfolgenden Maximum entspricht.
In ähnlicher Weise kann die Abnahme des Nockenradius im Segment vom Ort P2 zum Ort
P1 vorzugsweise dem Verlauf einer Sinusfunktion angepaßt werden. Aus dynamischen Gründen
muß auf stetige Übergänge bis zur gewählten Ableitung geachtet werden.
[0041] Der konstruktive Aufbau einer erfindungsgemäßen Kolbenpumpe ist natürlich nicht auf
die in Fig. 11 gezeigte Ausführungsform beschränkt. Statt eines Nockengetriebes können
auch andere Getriebeformen verwendet werden, mit denen sich ungleich lange Saug- und
Förderintervalle realisieren lassen, z.B. andersartige Kurvengetriebe oder Gestänge-
und Gelenkgetriebe. Auch ist die Erfindung nicht auf Radialkolbenpumpen beschränkt,
sie kann gleichermaßen bei mehrzylindrigen Pumpen praktiziert werden, deren Kolben-Zylinder-Einheiten
längs einer Antriebswelle hintereinander liegen. In diesem Fall können entsprechend
viele Einzelgetriebe vorgesehen werden, die gleichartig ausgebildet sind und phasenverschoben
arbeiten.
[0042] Für die Darstellung wurde der Fall angenommen, daß jeder Kolben pro 360°-Drehung
der Antriebswelle eine volle Periode seiner Oszillation vollführt. Die obigen Ausführungen
gelten bei einer entsprechenden Anpassung der Gleichungen auch für den Fall, daß jeder
Kolben mehrere Oszillationsperioden bei einer 360°-Drehung der Antriebswelle ausführt.
1. Pompe à pistons (3) pour le refoulement de fluide, comprenant une pluralité z > 1
d'unités piston-cylindre (30) de préférence du même genre, dans chacun des cylindres
(31) desquelles est guidé un piston refoulant (32) qui y est associé, et un mécanisme
(34, 35) qui transforme le mouvement de rotation d'un arbre d'entraînement commun
(33) en un mouvement de course en translation périodiquement oscillant des pistons
(32) dans les cylindres (31) respectifs, de telle manière que chaque piston (32) décrive
à chaque rotation de 360° de l'arbre d'entraînement (33), au moins une période complète
de son oscillation, laquelle est composée d'un intervalle d'aspiration, dans lequel
le piston (32) effectue une course allant dans un premier sens, pour l'aspiration
du fluide à refouler dans le cylindre correspondant (31), et un intervalle de refoulement
dans lequel le piston (32) décrit une course allant dans le sens opposé, pour expulser
le fluide du cylindre (31), les oscillations des pistons (32) étant identiques entre
elles et étant décalées en phase, de préférence de 360°/z les unes par rapport aux
autres, cependant que, pour chaque piston (32), l'intervalle de refoulement occupe
une plus grande partie de la période d'oscillation que l'intervalle d'aspiration,
avec un calcul du rapport de grandeur entre l'intervalle de refoulement et l'intervalle
d'aspiration qui est tel que l'irrégularité dans la courbe de variation dans le temps
du débit de refoulement total de la pompe (3) pendant le fonctionnement soit plus
petite que dans le cas d'intervalles de refoulement et d'aspiration de même longueur,
caractérisée en ce que la longueur de chaque intervalle de refoulement correspond à un angle de rotation
de l'arbre d'entraînement (33) égal ou à peu près égal à
2. Pompe à pistons selon la revendication 1,
caractérisée en ce que, pour tenir compte de la fuite dans la fente entre piston (32) et paroi de cylindre
(31), la longueur de chaque intervalle de refoulement correspond à un angle de rotation
de l'arbre d'entraînement (33) égal ou à peu près égal à
où
est la valeur de départ et
f'(0) est la dérivée de la fonction angulaire du courant de refoulement partiel par
unité piston-cylindre au passage par zéro et η est le rendement volumétrique de la
pompe (30).
3. Pompe à pistons selon la revendication 1,
caractérisée par une configuration du mécanisme (34, 35) qui est telle que la vitesse du piston pendant
l'intervalle de refoulement suive une demi-onde sinusoïdale et que, pour tenir compte
de la fuite dans la fente entre piston (32) et paroi de cylindre (31), la longueur
de chaque intervalle de refoulement corresponde à un angle de rotation de l'arbre
d'entraînement (33) égal ou à peu près égal à
où
est la valeur de départ est η le rendement volumétrique de la pompe (30).
4. Pompe à pistons selon une des revendications précédentes, caractérisée en ce que le mécanisme (34, 35) pour chaque piston (32) est formé par un profil de came (34)
entourant l'arbre d'entraînement (33), qui est attaqué par des contre-cames (35) reliées
aux pistons (32).
5. Pompe à pistons selon la revendication 4, caractérisée en ce qu'elle est constituée par une pompe à pistons radiaux (3) dans laquelle les unités piston-cylindre
(30) sont disposées en étoile à des intervalles angulaires réguliers autour de l'arbre
d'entraînement (33), les contre-cames (35) attaquant toutes le même profil de came
(34).
6. Utilisation d'une pompe à pistons selon une des revendications précédentes en tant
que pompe à haute pression dans une installation d'injection de carburant à rampe
commune pour un moteur à combustion interne.