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WO2012175281A1 - Hochdruckpumpe für eine kraftstoffeinspritzeinrichtung einer brennkraftmaschine - Google Patents

Hochdruckpumpe für eine kraftstoffeinspritzeinrichtung einer brennkraftmaschine Download PDF

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Publication number
WO2012175281A1
WO2012175281A1 PCT/EP2012/059720 EP2012059720W WO2012175281A1 WO 2012175281 A1 WO2012175281 A1 WO 2012175281A1 EP 2012059720 W EP2012059720 W EP 2012059720W WO 2012175281 A1 WO2012175281 A1 WO 2012175281A1
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WO
WIPO (PCT)
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pump
internal combustion
combustion engine
pump piston
drive shaft
Prior art date
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Ceased
Application number
PCT/EP2012/059720
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English (en)
French (fr)
Inventor
Otto Mueller
Arnold Gente
Matthias Greiner
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch 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.)
Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of WO2012175281A1 publication Critical patent/WO2012175281A1/de
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Ceased legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • 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
    • F02M59/44—Details, components parts, or accessories not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M59/02 - F02M59/42; Pumps having transducers, e.g. to measure displacement of pump rack or piston
    • F02M59/447—Details, components parts, or accessories not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M59/02 - F02M59/42; Pumps having transducers, e.g. to measure displacement of pump rack or piston means specially adapted to limit fuel delivery or to supply excess of fuel temporarily, e.g. for starting of the engine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/04—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B1/0404—Details or component parts
    • F04B1/0413—Cams
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M2200/00—Details of fuel-injection apparatus, not otherwise provided for
    • F02M2200/60—Fuel-injection apparatus having means for facilitating the starting of engines, e.g. with valves or fuel passages for keeping residual pressure in common rails

Definitions

  • the present invention relates to a high-pressure pump for a
  • Fuel injection device of an internal combustion engine according to the preamble of claim 1.
  • Such a high-pressure pump is known from DE 10 2008 041 934 A1.
  • This high-pressure pump has a pump piston, of a
  • Pump drive shaft is mechanically driven by the internal combustion engine, so that the rotational speed of the pump drive shaft is proportional to the speed of the internal combustion engine.
  • the pump piston Through the pump piston is a
  • the high-pressure pump feeds fuel into a high-pressure region, for example a high-pressure accumulator, and can be injected at the internal combustion engine.
  • a high-pressure region for example a high-pressure accumulator
  • High pressure pump already at low speed a large amount of fuel to be promoted.
  • the prior art leads to the fact that a high torque for driving the pump drive shaft is required and that the required drive torque also varies widely.
  • more fuel may be delivered by the high-pressure pump at high speed than is required in each operating state of the internal combustion engine.
  • the high-pressure pump according to the invention with the features of claim 1 has the advantage that on the one hand even at low speed the required for a quick start of the engine fuel quantity is promoted on the other hand, however, at high speed not too much fuel is promoted.
  • the stroke volume of the pump working space can according to the quantity requirement for starting the
  • the embodiment according to claim 2 has the advantage that the shortening of the suction phases compared to the delivery phases of the pump piston both the filling of the pump working chamber is reduced at high speed, since the delivery of the high-pressure pump at high speeds deteriorates, but this effect can by increasing the Hubvolumens be compensated.
  • the required drive torque for driving the high-pressure pump can be reduced, since a larger rotation angle range of the pump drive shaft is available for the delivery phases.
  • Construction costs are virtually unchanged compared to a previously known high-pressure pump.
  • the embodiment of claim 4 allows a sufficiently large displacement of the pump working space without high
  • Figure 1 is a sectional view of an inventively designed
  • FIG. 2 shows a diagram with a representation of a known piston stroke and a piston stroke of a pump camshaft designed according to the invention
  • FIG. 3 shows a diagram with a representation of a piston speed of a known cam and a cam designed according to the invention of a pump camshaft.
  • the pump illustrated in FIG. 1 is designed as a fuel lift pump for a fuel injection device, in particular a common rail injection system, a self-igniting internal combustion engine operated with diesel fuel and designed to deliver diesel fuel at a pressure of more than 1600 bar into a high-pressure accumulator.
  • the piston pump has a pump housing 1, in which a designed as a pump camshaft 2 pump drive shaft is rotatably mounted.
  • the pump camshaft 2 has a double cam 3, which in a rotational movement of the
  • Pump camshaft 2 cooperates with a roller tappet 4 and a pump piston 5 a translational up and down movement of the pump piston 5 causes.
  • the pump camshaft 2 is mechanically by the
  • a pump working chamber 6 is in a pump cylinder head 7 of
  • High-pressure pump with the pump cylinder head 7 continues is integrally formed with a pump cylinder 8.
  • the pump cylinder 8 projects into a recess 9 of the pump housing 1 and is aligned with the center axis of the pump camshaft 2.
  • the roller tappet 4 has a tappet body 10, which is guided inwardly on the pump cylinder 8 and is secured against rotation by means of an anti-rotation device 1 1. Similarly, the roller tappet in the pump housing 1 could be externally guided and secured against rotation. Furthermore, the plunger body 10 has an up to an inner annular flange 18 extending
  • the roller shoe 12 has a hollow cylindrical recess 13 into which a roller 14 is inserted captive.
  • the roller 14 runs at a rotational movement of the camshaft 2 on the cam track and thus transmits the rotational movement of the camshaft 2 in a translational movement of the pump piston 5.
  • the pump piston 5 has a
  • Roller plunger 4 and the plunger body 10 is connected by pinching between the roller shoe 12 and the inner annular flange 18.
  • a pump spring which presses the roller tappet 4 in the direction of the camshaft 2.
  • the pump spring is arranged in a space 17 below the pump cylinder 8 between this and the inner annular flange 18 of the plunger body 10.
  • the pump working chamber 6 is in communication with a suction valve, via which fuel is supplied from a low-pressure system and wherein the suction valve opens during a suction stroke (downward movement) of the pump piston 5 and thus fuel is admitted into the pump working chamber 6.
  • a delivery stroke (upward movement) of the pump piston 5 closes the suction valve and
  • Fuel is delivered from the pump working chamber 6 via a fuel line, a check valve and a continuing line in the high-pressure accumulator.
  • the pump piston 5 has, for example, a diameter of about 6 mm to 9 mm, in particular from about 6.5 to 7.5 mm and the stroke of
  • Pump piston 5 is about 5 mm to 8 mm, in particular about 5 to 6.5 mm.
  • the diameter of the pump piston 5 is greater than the stroke of the pump piston 5.
  • the diagram of Figure 2 has an abscissa on which the cam angle in degrees pump camshaft 2 is shown, while the ordinate the
  • Pump camshaft 2 with a double cam 3 has a cam profile, which is reached from 0 mm piston stroke at 0 ° pump camshaft 2 a maximum piston stroke of 6.5 mm at approximately 90 ° pump camshaft 2 and then drops again to a piston stroke of 0 mm at
  • the inventively designed cam 3 (start-stop cam) has the same maximum piston stroke of approximately 6.5 mm, but this piston stroke is only achieved at a later cam angle of approximately 105 °.
  • the suction phase of the pump piston 5 extends in the cam 3 according to the invention over a cam angle of about 75 ° and the delivery phase of the pump piston 5 extends over a
  • a well-known standard cam is designed so that this pump piston 5, starting from a
  • Cam angle of 60 ° pump camshaft 2 remains. From the cam angle of 60 ° pump camshaft 2, the piston speed is reduced to a standstill at 90 ° pump camshaft (OT), then negative to a minimum value of approximately -0.7 m / s (negative piston speed at the downward movement of the pump piston) at about 135 °, then up to a cam angle of 180 ° Pumpenmnockenwelle 2 again up to a piston speed of 0 m / s (standstill in UT) increase.
  • the cam 3 according to the invention starts-stop cam
  • Piston speed which allows a significant reduction in the drive torque of the pump camshaft 2 of the piston pump.
  • the stroke volume of the pump working space 6 is dimensioned such that at low speed of the pump drive shaft 2 and the internal combustion engine, in particular at the starting speed of the internal combustion engine, in the suction phase of
  • Pump piston 5 of the pump chamber 6 is at least substantially completely filled with fuel, and thus by the pump piston 5 is a sufficient to start the engine fuel quantity is promoted.
  • the starting speed of the internal combustion engine is the speed with which, for example, an electrically operated starter can drive the engine.
  • an electrically operated starter can drive the engine.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Fuel-Injection Apparatus (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Hochdruckpumpe, insbesondere für eine Kraftstoffeinspritzeinrichtung einer Brennkraftmaschine, mit wenigstens einem Pumpenkolben (5), der durch eine Antriebswelle (2) zumindest mittelbar in einer Hubbewegung angetrieben wird, wobei die Antriebswelle (2) von der Brennkraftmaschine mit der Drehzahl der Brennkraftmaschine proportionaler Drehzahl angetrieben wird. Die Antriebswelle (2) weist wenigstens einen Einfach- oder Mehrfachnocken (3) zum Antrieb des wenigstens einen Pumpenkolbens (5) auf. Durch den wenigstens einen Pumpenkolben (5) wird ein Pumpenarbeitsraum (6) begrenzt, der ein Hubvolumen aufweist. Die Saugphasen des wenigstens einen Pumpenkolbens (5) sind so bemessen, dass bei geringer Drehzahl der Antriebswelle (2) und der Brennkraftmaschine, insbesondere Startdrehzahl der Brennkraftmaschine, das Hubvolumen des Pumpenarbeitsraums (6) in der Saugphase des wenigstens einen Pumpenkolbens (5) zumindest im wesentlichen vollständig mit Kraftstoff befüllt wird, und dass bei hoher Drehzahl der Antriebswelle (2) und der Brennkraftmaschine in der Saugphase des wenigstens einen Pumpenkolbens (5) das Hubvolumen des Pumpenarbeitsraums (6) nur teilweise mit Kraftstoff befüllt wird.

Description

Hochdruckpumpe für eine Kraftstoffeinspritzeinrichtung einer Brennkraftmaschine
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Hochdruckpumpe für eine
Kraftstoffeinspritzeinrichtung einer Brennkraftmaschine nach der Gattung des Anspruchs 1.
Stand der Technik
Eine derartige Hochdruckpumpe ist aus der DE 10 2008 041 934 A1 bekannt. Diese Hochdruckpumpe weist einen Pumpenkolben auf, der von einer
Pumpenantriebswelle mit einem Nocken angetrieben wird. Die
Pumpenantriebswelle wird mechanisch durch die Brennkraftmaschine angetrieben, so dass die Drehzahl der Pumpenantriebswelle proportional zur Drehzahl der Brennkraftmaschine ist. Durch den Pumpenkolben wird ein
Pumpenarbeitsraum mit einem definierten Hubvolumen begrenzt. Durch die Hochdruckpumpe wird Kraftstoff in einen Hochdruckbereich, beispielsweise einen Hochdruckspeicher, gefördert und kann an der Brennkraftmaschine eingespritzt werden. Zur Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und des C02- Ausstoßes der Brennkraftmaschine wird angestrebt diese bei fehlendem
Antriebsbedarf, beispielsweise beim Stillstand eines mit der Brennkraftmaschine ausgerüsteten Kraftfahrzeugs, abzustellen. Dies wird auch als Start-Stopp- System bezeichnet. Bei abgestellter Brennkraftmaschine wird auch durch die Hochdruckpumpe kein Kraftstoff mehr gefördert. Nachfolgend ist jedoch ein schneller Start der Brennkraftmaschine erforderlich wozu wiederum eine schnelle Kraftstoffförderung durch die Hochdruckpumpe erforderlich ist. Um ein schnelles Starten der Brennkraftmaschine zu ermöglichen muss durch die
Hochdruckpumpe bereits bei geringer Drehzahl eine große Kraftstoffmenge gefördert werden. Eine entsprechende Auslegung der Hochdruckpumpe gemäß dem Stand der Technik führt jedoch dazu, dass ein hohes Drehmoment zum Antrieb der Pumpenantriebswelle erforderlich ist und dass das erforderliche Antriebsmoment außerdem stark schwankt. Darüber hinaus wird durch die Hochdruckpumpe bei hoher Drehzahl unter Umständen mehr Kraftstoff gefördert als im jeweiligen Betriebszustand der Brennkraftmaschine erforderlich ist.
Offenbarung der Erfindung
Vorteile der Erfindung
Die erfindungsgemäße Hochdruckpumpe mit den Merkmalen des Anspruchs 1 hat demgegenüber den Vorteil, dass durch diese einerseits bereits bei geringer Drehzahl die für ein schnelles Starten der Brennkraftmaschine erforderliche Kraftstoffmenge gefördert wird andererseits jedoch bei hoher Drehzahl nicht zu viel Kraftstoff gefördert wird. Das Hubvolumen des Pumpenarbeitsraums kann dabei entsprechend der Mengenanforderung zum Starten der
Brennkraftmaschine ausgelegt werden.
In den abhängigen Ansprüchen sind vorteilhafte Ausgestaltungen und
Weiterbildungen der erfindungsgemäßen Hochdruckpumpe angegeben. Die Ausbildung gemäß Anspruch 2 hat den Vorteil, dass durch die Verkürzung der Saugphasen gegenüber den Förderphasen des Pumpenkolbens sowohl die Befüllung des Pumpenarbeitsraums bei hoher Drehzahl verringert wird, da sich der Liefergrad der Hochdruckpumpe bei hohen Drehzahlen verschlechtert, dieser Effekt kann aber durch eine Vergrößerung des Hubvolumens ausgeglichen werden. Außerdem kann das erforderliche Antriebsmoment zum Antrieb der Hochdruckpumpe reduziert werden, da für die Förderphasen ein größerer Drehwinkelbereich der Pumpenantriebswelle zur Verfügung steht. Der
Bauaufwand ist gegenüber einer vorbekannten Hochdruckpumpe quasi unverändert. Die Ausbildung gemäß Anspruch 4 ermöglicht ein ausreichend großes Hubvolumen des Pumpenarbeitsraums ohne dass hohe
Geschwindigkeiten und Beschleunigungen des Pumpenkolbens und daraus resultierende hohe und schwankende Antriebsmomente für die
Pumpenantriebswelle auftreten. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind außerdem der Zeichnungsbeschreibung zu entnehmen, in der ein in den Figuren dargestelltes Ausführungsbeispiel der Erfindung näher beschrieben ist.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Es zeigen:
Figur 1 eine Schnittdarstellung einer erfindungsgemäß ausgestalteten
Kolbenpumpe,
Figur 2 ein Diagramm mit einer Darstellung eines bekannten Kolbenhubs und eines erfindungsgemäß ausgelegten Kolbenhubs einer Pumpennockenwelle und
Figur 3 ein Diagramm mit einer Darstellung einer Kolbengeschwindigkeit eines bekannten Nockens und eines erfindungsgemäß ausgelegten Nockens einer Pumpennockenwelle.
Die in Figur 1 dargestellte Pumpe ist als eine Kraftstoffh och d ruckpumpe für eine Kraftstoffeinspritzeinrichtung, insbesondere ein Common-Rail-Einspritzsystem, einer mit Dieselkraftstoff betriebenen selbstzündenden Brennkraftmaschine konzipiert und zur Förderung von Dieselkraftstoff mit einem Druck von mehr als 1600 bar in einen Hochdruckspeicher ausgelegt. Die Kolbenpumpe weist ein Pumpengehäuse 1 auf, in dem eine als Pumpennockenwelle 2 ausgebildete Pumpenantriebswelle drehbar gelagert ist. Die Pumpennockenwelle 2 weist einen Doppelnocken 3 auf, der bei einer Rotationsbewegung der
Pumpennockenwelle 2 zusammenwirkend mit einem Rollenstößel 4 und einem Pumpenkolben 5 eine translatorische Auf- und Abbewegung des Pumpenkolbens 5 bewirkt. Die Pumpennockenwelle 2 wird mechanisch durch die
Brennkraftmaschine angetrieben und die Drehzahl der Pumpennockenwelle 2 ist proportional der Drehzahl der Brennkraftmaschine.
Ein Pumpenarbeitsraum 6 ist in einen Pumpenzylinderkopf 7 der
Hochdruckpumpe eingelassen, wobei der Pumpenzylinderkopf 7 weiterhin einstückig mit einem Pumpenzylinder 8 ausgebildet ist. Der Pumpenzylinder 8 ragt in eine Ausnehmung 9 des Pumpengehäuses 1 hinein und ist zu der Mittelachse der Pumpennockenwelle 2 ausgerichtet.
Der Rollenstößel 4 weist einen Stößelkörper 10 auf, der an dem Pumpenzylinder 8 innengeführt ist und gegenüber diesem mittels einer Verdrehsicherung 1 1 verdrehgesichert ist. Genauso könnte der Rollenstößel in dem Pumpengehäuse 1 außengeführt und verdrehgesichert sein. Weiterhin weist der Stößelkörper 10 eine sich bis zu einem inneren Ringflansch 18 erstreckende
pumpennockenwellenseitige Ausnehmung auf, in die ein Rollenschuh 12 eingesetzt ist. Der Rollenschuh 12 weist eine hohlzylinderförmige Ausnehmung 13 auf, in die eine Laufrolle 14 verliersicher eingesetzt ist. Die Laufrolle 14 läuft bei einer Drehbewegung der Nockenwelle 2 auf der Nockenlaufbahn ab und überträgt so die Drehbewegung der Nockenwelle 2 in eine translatorische Bewegung des Pumpenkolbens 5. Der Pumpenkolben 5 weist einen
Pumpenkolbenfuß 15 auf, der über eine Klemmeinrichtung 16 mit dem
Rollenstößel 4 beziehungsweise dem Stößelkörper 10 durch ein Einklemmen zwischen dem Rollenschuh 12 und dem inneren Ringflansch 18 verbunden ist. Nicht dargestellt ist in der Figur eine Pumpenfeder, die den Rollenstößel 4 in Richtung zu der Nockenwelle 2 drückt. Die Pumpenfeder ist in einem Raum 17 unterhalb des Pumpenzylinders 8 zwischen diesem und dem inneren Ringflansch 18 des Stößelkörpers 10 angeordnet.
Der Pumpenarbeitsraum 6 steht in Verbindung mit einem Saugventil, über das Kraftstoff von einem Niederdrucksystem zugeführt wird und wobei das Saugventil bei einem Saughub (Abwärtsbewegung) des Pumpenkolbens 5 öffnet und somit Kraftstoff in den Pumpenarbeitsraum 6 eingelassen wird. Bei einem Förderhub (Aufwärtsbewegung) des Pumpenkolbens 5 schließt das Saugventil und
Kraftstoff wird aus dem Pumpenarbeitsraum 6 über eine Kraftstoffleitung, ein Rückschlagventil und eine weiterführende Leitung in den Hochdruckspeicher gefördert.
Der Pumpenkolben 5 weist beispielsweise einen Durchmesser von etwa 6 mm bis 9 mm, insbesondere von etwa 6,5 bis 7,5 mm auf und der Hub des
Pumpenkolbens 5 beträgt etwa 5 mm bis 8 mm, insbesondere etwa 5 bis 6,5 mm. Vorzugsweise ist der Durchmesser des Pumpenkolbens 5 größer als der Hub des Pumpenkolbens 5. Bei einem bestimmten Hubvolumen des
Pumpenarbeitsraums 6 ergeben sich bei großem Durchmesser des
Pumpenkolbens 5 und geringem Hub des Pumpenkolbens 5 geringere
Geschwindigkeiten und Beschleunigungen des Pumpenkolbens 5 als bei gleichem Hubvolumen mit kleinerem Durchmesser und größerem Hub des Pumpenkolbens 5.
Das Diagramm gemäß Figur 2 weist eine Abszisse auf, auf die der Nockenwinkel in Grad Pumpennockenwelle 2 dargestellt ist, während die Ordinate den
Kolbenhub in Millimeter angibt. Ein bekannter Standardnocken für eine
Pumpennockenwelle 2 mit einem Doppelnocken 3 weist einen Nockenverlauf auf, der ausgehend von 0 mm Kolbenhub bei 0° Pumpennockenwelle 2 einen maximalen Kolbenhub von 6,5 mm bei angenähert 90° Pumpennockenwelle 2 erreicht ist und der danach wieder abfällt bis auf einen Kolbenhub von 0 mm bei
180° Pumpennockenwelle 2. Der erfindungsgemäß ausgelegte Nocken 3 (Start- Stopp-Nocken) weist den gleichen maximalen Kolbenhub von angenähert 6,5 mm auf, dieser Kolbenhub wird aber erst bei einem späteren Nockenwinkel von angenähert 105° erreicht. Die Saugphase des Pumpenkolbens 5 erstreckt sich bei dem erfindungsgemäßen Nockens 3 über einen Nockenwinkel von etwa 75° und die Förderphase des Pumpenkolbens 5 erstreckt sich über einen
Nockenwinkel von etwa 105°.
In dem Diagramm gemäß Figur 3 ist auf der Abszisse wieder der Nockenwinkel in Grad Pumpennockenwelle 2 angegeben, während die Ordinate die
Kolbengeschwindigkeit in m/s bei einer Drehzahl von 1 .000 Umdrehungen der Pumpennockenwelle 2 wiedergibt. Ein bekannter Standardnocken ist so ausgelegt, dass dieser einen Pumpenkolben 5 ausgehend von einer
Kolbengeschwindigkeit von 0 m/s bis auf einen Maximalwert von 0,6 m/s bei angenähert 20° Pumpennockenwelle 2 beschleunigt und anschließend bei diesem Wert über einen Nockenwinkel von angenähert 40° bis zu einem
Nockenwinkel von 60° Pumpennockenwelle 2 verharrt. Ab dem Nockenwinkel von 60° Pumpennockenwelle 2 wird die Kolbengeschwindigkeit reduziert bis zu einem Stillstand bei 90° Pumpennockenwelle (OT), wird dann negativ bis zu einem Minimalwert von angenähert -0,7 m/s (negative Kolbengeschwindigkeit bei der Abwärtsbewegung des Pumpenkolbens) bei ungefähr 135°, um anschließend bis zu einem Nockenwinkel von 180°Pumpenmnockenwelle 2 wieder bis auf eine Kolbengeschwindigkeit von 0 m/s (Stillstand im UT) anzusteigen. Der erfindungsgemäße Nocken 3 (Start-Stopp-Nocken) erreicht schon bei angenähert 10° Pumpennockenwelle 2 schneller die maximale
Kolbengeschwindigkeit von etwas über 0,4 m/s, die über einen Nockenwinkel von angenähert 70° bis zu einem Nockenwinkel von angenähert 80° konstant gehalten wird. Danach wird die Kolbengeschwindigkeit - den Stillstand im OT bei angenähert 105° Pumpennockenwelle 2 erreichend - auf einen Negativwert von -
0,8 m/s bei angenähert 150° Nockenwinkel reduziert, um anschließend bis 180° Pumpennockenwelle 2 wieder auf 0 m/s (Stillstand im UT) zu steigen. Deutlich erkennbar ist die über einen weiten Nockenwinkel von ca. 70°
Pumpennockenwelle 2 während der Förderphase reduzierte
Kolbengeschwindigkeit, die eine deutliche Reduzierung des Antriebsmoments der Pumpennockenwelle 2 der Kolbenpumpe ermöglicht.
Das Hubvolumen des Pumpenarbeitsraums 6 ist so bemessen, dass bei geringer Drehzahl der Pumpenantriebswelle 2 und der Brennkraftmaschine, insbesondere bei Startdrehzahl der Brennkraftmaschine, bei der Saugphase des
Pumpenkolbens 5 der Pumpenarbeitsraum 6 zumindest im wesentlichen vollständig mit Kraftstoff befüllt wird und somit durch den Pumpenkolben 5 eine zum Starten der Brennkraftmaschine ausreichende Kraftstoff menge gefördert wird. Die Startdrehzahl der Brennkraftmaschine ist dabei die Drehzahl mit der ein beispielsweise elektrisch betätigter Starter die Brennkraftmaschine antreiben kann. Bei hoher Drehzahl der Pumpennockenwelle 2 und der
Brennkraftmaschine wird der Pumpenarbeitsraums 6 wegen der gegenüber der Förderphase verkürzten Saugphase des Pumpenkolbens 5 beim Saughub des Pumpenkolbens 5 nicht mehr voll befüllt, so dass sich bei hoher Drehzahl der Liefergrad der Hochdruckpumpe verringert. Das Hubvolumen des
Pumpenarbeitsraums 6 ist jedoch so groß bemessen, dass trotz der
Liefergradverringerung auch bei der Drehzahl in einem Betriebszustand der Brennkraftmaschine für deren höchstes Drehmoment und/oder deren höchste Leistung die erforderliche Kraftstoff menge durch den Pumpenkolben 5 gefördert wird.

Claims

Patentsprüche
1 . Hochdruckpumpe, insbesondere für eine Kraftstoffeinspritzeinrichtung einer Brennkraftmaschine, mit wenigstens einem Pumpenkolben (5), der durch eine Antriebswelle (2) zumindest mittelbar in einer Hubbewegung angetrieben wird, wobei die Antriebswelle (2) von der
Brennkraftmaschine mit der Drehzahl der Brennkraftmaschine proportionaler Drehzahl angetrieben wird, wobei die Antriebswelle (2) wenigstens einen Einfach- oder Mehrfach nocken (3) zum Antrieb des wenigstens einen Pumpenkolbens (5) aufweist, wobei durch den wenigstens einen Pumpenkolben (5) ein Pumpenarbeitsraum (6) begrenzt wird, der ein Hubvolumen aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass die Saugphasen des wenigstens einen Pumpenkolbens (5) so bemessen sind, dass bei geringer Drehzahl der Antriebswelle (2) und der Brennkraftmaschine, insbesondere Startdrehzahl der
Brennkraftmaschine, das Hubvolumen des Pumpenarbeitsraums (6) in der Saugphase des wenigstens einen Pumpenkolbens (5) zumindest im wesentlichen vollständig mit Kraftstoff befüllt wird, und dass bei hoher Drehzahl der Antriebswelle (2) und der Brennkraftmaschine in der Saugphase des wenigstens einen Pumpenkolbens (5) das Hubvolumen des Pumpenarbeitsraums (6) nur teilweise mit Kraftstoff befüllt wird.
2. Hochdruckpumpe nach Anspruch 1
dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Einfach- oder Mehrfachnocken (3) der Antriebswelle (2) so ausgebildet ist, dass sich bezogen auf den Drehwinkel der Antriebswelle (2) die Saugphasen des wenigstens einen Pumpenkolbens (5) über einen kleineren Drehwinkel der Antriebswelle (2) erstrecken als die Förderphasen des wenigstens einen Pumpenkolbens (5).
3. Hochdruckpumpe nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, dass das Hubvolumen des
Pumpenarbeitsraums (6) so bemessen ist, dass in einem
Betriebszustand der Brennkraftmaschine mit maximalem Drehmoment und/oder maximaler Leistung der Brennkraftmaschine auch bei
Teilbefüllung des Hubvolumens des Pumpenarbeitsraums (6) die erforderliche Kraftstoff menge gefördert wird.
4. Hochdruckpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3,
dadurch gekennzeichnet, dass der Hub des wenigstens einen
Pumpenkolbens (5) kleiner ist als der Durchmesser des wenigstens einen Pumpenkolbens (5).
5. Hochdruckpumpe nach einem der vorherigen Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Pumpenkolben (5) einen Durchmesser von etwa 6 bis 9 mm, vorzugsweise etwa 6,5 bis 7,5 mm aufweist, und dass der Hub des wenigstens einen Pumpenkolbens (5) etwa 5 bis 8 mm, vorzugsweise etwa 5 bis 6 mm beträgt.
PCT/EP2012/059720 2011-06-21 2012-05-24 Hochdruckpumpe für eine kraftstoffeinspritzeinrichtung einer brennkraftmaschine Ceased WO2012175281A1 (de)

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