(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
大気圧であるガス圧力(P1)が加わる自由表面を有する液体タンク(1)から供給されるべき液体を吸い込む少なくとも１つの変位空間(15;129)と、この変位空間への液体の吸い込みを制限するために、変位空間の上流側に設けられた調整可能な手段(30;60;150;50;34)を備えた容積型ポンプのための制御装置において、
上記変位空間(15;129)の上流側、かつ、上記調整可能な手段(30;60;150;50;34)の下流側に圧力差で作動する少なくとも１つの２ポート絞り弁(21;134;151;103)が設けられ、この２ポート絞り弁(21;134;151;103)は、上記調整可能な手段(30;60;150;50;34)との間の接続管(31;41;130;107;31;202;204)内の圧力を、上記液体から蒸気および溶解ガスが発生しないよう、常時少なくとも絶対圧力０．９バール以上に維持することを特徴とする制御装置。
【請求項２】
上記調整可能な手段(30;60;150;50;34)の上流側に、上記液体タンク(1)から液体を直接または間接的に吸い込む圧力源(8;34)を、高圧(P2)を供給するために設けたことを特徴とする請求項１に記載の制御装置。
【請求項３】
上記変位空間(15;129)は、少なくとも１つの入口スロット(35)または入口弁(28)を備え、上記少なくとも１つの２ポート絞り弁(21,21a,21b;51,52,53,54;103)は、上記入口スロット(35)または入口弁(28)の上流側の極近傍に配置されていることを特徴とする請求項１に記載の制御装置。
【請求項４】
上記調整可能な手段(30;60;150;50;34)は、電気的，機械的，液圧的または空気圧的に調整可能な絞り弁(10;150)であることを特徴とする請求項１に記載の制御装置。
【請求項５】
上記調整可能な手段は、絞り弁(30)を差圧弁(40)と組み合わせて作られることを特徴とする請求項１に記載の制御装置。
【請求項６】
上記調整可能な手段は、電気的に作動できるパルス幅変調できる２ポート切換弁(60)であることを特徴とする請求項１に記載の制御装置。
【請求項７】
少なくとも１つの上記２ポート絞り弁(103)は、ばねで付勢され、一方の有効面(102)に第２の流体回路に属する圧力源(100)からの圧力(P10)が加わるスプールを有することを特徴とする請求項１に記載の制御装置。
【請求項８】
少なくとも１つの上記２ポート絞り弁は、ばねで付勢され、上記少なくとも１つの変位空間(15;129)のための入口弁(134;51,52,53,54)として設計されていることを特徴とする請求項１に記載の制御装置。
【請求項９】
少なくとも１つの上記２ポート絞り弁(21,21a,21b)に、ダンパ(70)が作用することを特徴とする請求項１に記載の制御装置。
【請求項１０】
少なくとも１つの上記２ポート絞り弁(21,21a,21b;134;51,52,53,54;103)は、急峻な開特性を有するとともに、上記調整可能な手段(30;60;150;50;34)に供給される液体の圧力(P2)は、ポンプの最大体積流量においても、上記調整可能な手段(30;60;150;50;34)の前後の差圧が本質的に減じないほど十分に高いことを特徴とする請求項１または２に記載の制御装置。
【請求項１１】
少なくとも１つの２ポート絞り弁(21;134;51;103)が、上記変位空間(15;129)の前方に位置することを特徴とする複数の変位空間(15;129)を有する請求項１乃至１０のいずれか１つに記載の制御装置。
【請求項１２】
各２ポート絞り弁(21;134;51;103)が、上記夫々の変位空間(15;129)の前方に位置することを特徴とする請求項１１に記載の制御装置。
【請求項１３】
上記調整可能な手段は、全体または組で互いに同期して駆動される複数の可変絞り弁(30,30a,30b;60;150)からなることを特徴とする請求項１１に記載の制御装置。
【請求項１４】
複数の調整可能な絞り弁を有する回転すべり弁(150)を備え、この回転すべり弁は、多数の室を備えたハウジング(138)を有し、このハウジング内に中空のスライド体が回転可能または軸方向に移動可能に配置され、上記ハウジング(138)およびスライド体には、室ごとに対をなして対向する穴(155a-d;130a,130b;130c,130d)が設けられていることを特徴とする請求項１３に記載の制御装置。
【請求項１５】
上記スライド体およびハウジング(138)に設けられた対向する穴(155a-d;130a,130b;130c,130d)は、ワイヤ  エロージョンによって作られることを特徴とする請求項１４に記載の制御装置。
【請求項１６】
内部空間(202)と、少なくとも１つの変位ピストン(9)と、この変位ピストンを駆動する偏心カム(11)を備えたハウジングを有し、上記内部空間は、ハウジング内の穴を介して少なくとも１つの変位空間および入口スロット(35)に連通する請求項１に記載の制御装置において、少なくとも１つの２ポート絞り弁(51)が、ハウジング内の入口スロット(35)または少なくとも１つの変位空間(9)の上流側に配置されていることを特徴とする請求項１に記載の制御装置。
【請求項１７】
複数の変位空間(9)と対応する数の変位ピストンを有し、各変位空間が入口スロット(35)を介して内部空間(202)に連通する請求項１６に記載の制御装置において、上記調整可能な手段(30)は、総ての変位空間に共通で、液体タンク(1)と内部空間(202)との間の導管(33;31)に配置されていることを特徴とする制御装置。
【請求項１８】
複数の変位空間と対応する数の変位ピストン(9)を有し、各変位空間が供給されるべき液体のための入口スロット(35)を有する請求項１に記載の制御装置において、上記入口スロット(35)およびこれらと協働する変位ピストン(9)は、上記入口スロット(35)の開位相が、略360°を変位ピストン数で除した値であり、好ましくはこの値よりも僅に小さく、その結果、吸い込みの制限が唯一の調整可能な手段(30)で行われるようになっていることを特徴とする制御装置。
【発明の詳細な説明】
本発明は、少なくとも１つの変位空間を有する注入比調整ポンプのための制御装置に関し、上記変位空間は、単一または複数の変位空間の体積の強制的変化を伴う吸入絞りの原理によって作動するとともに、通常大気圧であるガス圧力が加わる自由表面をもつ液体タンクから、導管,適切ならばガスを供給しない液圧系を介して圧送すべき液体を受ける。
注入比調整ポンプは、上昇ピストン(例えばラジアルピストンポンプ、アキシャルピストンポンプ、インライン型ポンプ)あるいは回転ポンプまたはピボットピストンポンプ(例えばベーンセルポンプ、ブロッキングベーンポンプ、ローラセルポンプ)による変位効果を有する液圧ポンプである。本発明は、強制的変位運動を伴う吸入絞りの原理によって作動するこのような注入比調整ポンプのみに関する。このようなポンプでは、変位空間への部分的な注入は、圧力液体内で空隙(キャビテーション)の形成を制御することによって行なわれている。往復動するピストンも回転変位機(ベーンセルポンプ、ブロッキングベーンポンプ等)も、強制的に動かされる変位機とみなされる。
静水圧系におけるエネルギ効率を向上させるために、調整ポンプの使用を拡大しようという希望は、かなり以前からあった。しかし、殆んど行程調整の原理により製造されているかかる調整ポンプの一般に得られる設計は、多用途のためには余りに高価であり、部分的圧送,つまり低い注入比において、効率が余りに低い。
同時に、弱まることなく増大するエレクトロニクスのゲイン／コスト比のために、エレクトロニクスと流体工学の相互結合への傾向が進行して、調整ポンプを電子工学的に直接ではあるが低コストで制御したいという要求が増大した。
(アクチュエーティング部材の形で)制御システムにまとめるためには、将来の調整ポンプは、特定の供給流量特性を有し、かつこの特性を低ヒステリシスおよび十分な迅速性(つまり,例えば長い遊び時間なしに)でもって正確に再現しなければならない。公知のように、このような特性は、制御ループで部材を作動させるために一方で不可欠であり,他方で少なくとも相当有利である。
さらに、個々の変位機相互間の高い圧送均一性は、一方でノイズの発生のためおよび均一性に頼らざるをえない万一の使用者のために、他方で制御器を刺激しうる異なった周波数の付加的な妨害が高圧系に持ち込まれないために重要である。
この種の静水圧の注入比調整ポンプは、車両,工業,航空および水力学など多くの分野、特に一般の油圧駆動自動車およびいわゆるディーゼルの共同噴射(コモンレール)方式に適用することができる。このような注入比調整ポンプ(本明細書の末尾の文献リストを参照)に、位相制御の原理を用いることによって、部分的圧送、特に低粘性の圧力媒体を非常な高圧でかつ可能な限り低い回転速度で圧送する際にも、非常に高い効率が達成できる。特に、この行程調整型ポンプと対照的に、位相制御型ポンプでは、動作サイクル当たりの吐出量が減少するに伴って、変位体に加わる圧力負荷の持続時間およびこれに伴う無効仕事(例えばピストン間隔からの漏れ)も減少する。この漏れに対する不感性の特性は、他の理由(明細書の末尾の文献リストの２,４を参照)に加えて、上記ポンプをディーゼルの共同噴射技術に最適に適用できるという結果をもたらす。
このような理由の１つは、調整が低圧部分における絞りの調整に亘ってしばしば行なわれるので、調整のためのエネルギまたは力の消費が低いことである(米国特許第4,907,949号)。このことは、特に手動の調整をも可能にする。
原則的には、力の消費が低いことは、非常に速い調整の動力学(ダイナミックス)を可能にし、その結果、必要な調整は、電子的に迅速に計算できるだけでなく、電子的に直接駆動される高速の構成要素を用いることによって調整が実行できる。低い力の見地から、電子機器の寸法および製造コストも、同様に低くなる。一般に、低い力は、油圧／機械系を調整量と測定信号との間の相互作用が殆んどない状態で制御することを可能にする。
高い調整の動力学を必要とする例は、再びディーゼルの共同噴射方式であり、分配管(コモンレール)および高圧を導く他の体積は、エンジンの電子機器からの信号に呼応して非常に急速(自動車に用いられる場合は0.2秒のオーダ)にかなり高い圧力までポンプで昇圧できなければならない。この目的のため、ポンプの吐出量は、さらに高いオーダで急速に調整できなければならず、つまりポンプの動作サイクルは最小に達することができなくてはならない。このことは、再び上記文献リストの４から読み取ることができる。また、圧力が一定であっても、このようなポンプは、略２つの噴射の大きさの範囲内で他の吐出量を供給することができなければならない。
例えば個々に制御される入口弁をもつ従来の他の解決策は、特に比較的多数の変位空間をもつポンプに対しては非常に複雑である。多数のシリンダに対して単一の調整要素で間に合わすことは、非常な利点である。
注入比調整ポンプのための一般的な制御装置の一例は、複数の変位空間に対して唯一のトランスデューサ(変換器)で間に合わせ、入口側にスリット制御を有し、多用途に用いうるものであるが、この例は、国際出願ＰＣＴ／ＥＰ89／01057号で知られている。偏心ハウジング内の特別の流れ誘導手段が、総ての変位空間への均一な注入を行ない、多くの適用に対して十分に少ない部分圧送の際にも高度な均一供給をもたらすようになっている。しかし、上記動力学は、種々の使用例に対しては十分でない。なぜなら、総てのシリンダは、中央の偏心ハウジングから注入され、最大圧送への直接移行の際に、偏心ハウジングは、最初に絞り要素によって注入されなければならず、逆の経過の際には、注入流内および圧送流内で定常状態が再確立されるまでに、空にされなければならないからである。しかし、表面作用と重力の作用は、局部気泡の散発的な集積と,これに続く例えば壁から群をなす離散を発生させる可能性があり、これがポンプの動作中に吐出量の統計的な分散およびヒステリシス効果に導く可能性がある。例えば、注入過程の間に、幾つかの変位空間がより多くの液体を収容し、他の変位空間がより高い空隙率をもつような状態が確立される可能性があり、これによって圧送も同様に不均一になる。
上述の特許のポンプと同様に設計されたポンプの動力学は、ファスベンダー(文献リストの６参照)によって測定されている。この特別な例では、圧送流は、アクチュエータ部材の動作よりも略７動作サイクルの遊び時間だけ遅延していた。従って、高速のアクチュエータだけでは十分ではない。上述の例で既に採用されたディーゼルの共同噴射技術において、分配管内の圧力は、分配管の体積が小さいために上記時間の間に許容できないほど高圧になり、制御することが殆んど困難になる虞がある。
逆止め弁として製造された入口弁をもつポンプのための一般的な制御装置のさらなる例は、スイス国特許出願ＣＨ674,243号＝欧州特許出願ＥＰ-Ａ-299,337号から公知である。この公開された技術水準は、使用圧力についての何の記述もしていない。しかし、この型のポンプを試験して、吸入絞り中にポンプがキャビテーションを蒙り、これによって所望の正確,精密,かつ簡単な制御をかなり低減させる相当の体積のガスを発生させることが分かった。
強制的な変位運動を伴う吸入絞り中の空隙の形成の見地から、絞り調整要素が、所望の高い動力学を達成するために変位空間の近傍に配置された。その結果、少なくともラジアルピストンの設計では、各変位空間に１つずつのトランスデューサまたは複雑な機械的結合が再び必要になる。単一シリンダの設計が好ましかったので、複数のカムまたはギヤが、高い体積流量および高いポンプ周波数を達成するために提案された。これに伴う構造上,加えて場合によっては荷重に関する制限は別にしても、n倍のカムまたはシリンダn個のポンプに対するn倍の伝動比を有するこのような解決策は、高い周期性つまり個々の供給過程間の高い類似性という結果をもたらすが、より大きな妨害度,駆動中の相当高い(n倍)トルクのピーク,シリンダ内の急峻(n倍)な圧力上昇によるより大きな騒音の発生という結果および空隙内のガス分子の流体中への再溶解が上記圧力上昇の速度に追い付くことができなくなって(文献リストの１参照)、このような条件下でキャビテーションが発生しうる虞れをもたらす。
米国のオハイオ州  マウント  ヴェルノンに在るクーパー  ベッセマー  コーポレーションは、ディーゼルの共同噴射方式のための汎用の２シリンダのピストンポンプを長年に亘って製造している。このポンプは、２つのシリンダと、これら２つのシリンダの間に気泡で満たされうる有害な空間が最小になるように配置された調整絞り要素とを有している。このポンプでも、２つ以上のシリンダへの拡張は、困難かつ複雑である。２つのシリンダの間の調整絞り要素の位置は、変位機(ラジアル,アキシャル,インライン)の配置の自由度を制限する。このポンプは、今度は入口スリットを備え、長い行程の設計(即ち対応する大きなシーリング長さとより小さいギャップ長さ)によって変位空間の十分な強度が達成されているが、これは、横方向の力を吸収するカップ  タペットをもつ正確なクランクシャフトと相当増加した全体体積とを必要とする。
要するに、最適の動力学と圧送特性の正確さとヒステリシスの欠如という特性を得るには、現在でも問題があるということが(まず第１に)欠点と言えるであろう。上記特性は、ポンプが調整系に用いられる場合特に望まれるものであるが、各変位空間は、駆動または作動要素が量的問題をかかえた複雑な機構を介して中央の駆動要素に連結された夫々の駆動要素を備えなければならない。簡素化(できるだけ少ないあるいは唯一の駆動要素)と、高い動力学性,圧送特性の正確さ,ヒステリシスの欠如という両目的の衝突は、例えばラジアルまたはインラインのポンプで個々の変位空間が互いに遠く離れて配置された場合や、多数の変位空間がある場合に、一層明瞭に露呈する。アキシャルピストンポンプにおけるように変位空間が互いに隣接して配置されていれば、調整要素の或る配置は、基本的には可能であるが、構造空間が非常に制限されたり、構造空間に他の構成部材が設けられることがしばしばある。
強制的な変位機の動作による吸入絞りを介する注入制御の適用に際しての種々の制限の原因は、今まで圧送量の調整に不可欠な空隙(キャビティ)の形成に基づいて存在し、この空隙の形成は、常に存在し,一部には粘性に対する独立性のために望ましい乱流のために、変位空間内で初めてではなく、絞り位置内で既に殆んど始まっている。
従って、本発明の目的は、安価に製造でき、初期のキャビテーションによる障害作用を低コストで少なくともかなり防止することができる上位概念による制御装置を提供することであり、これによりこの制御装置は、変位機型の種々のポンプ全般に有効で、本来極めて有利で将来性のある供給流量制御の実現に際して、種々の大きな自由度の獲得に寄与できるのである。自由度を作るということは、製造コストとポンプの種々の形式,大きさ,全ポンプの設計に際しての上述の全般的で有効な適用性との見地から、調整要素を一体化でき、かつ調整要素を例えば電子機械的なトランスデューサで作動でき、かつ調整可能な要素をその特性をさほど損なわずにポンプの任意の箇所に取り付けることができ、または遠隔操作を可能ならしめるべく調整要素をポンプから或る距離に配置することができることであると理解される。
定常流の場合の液体中のキャビテーションおよびこれに伴うキャビテーション損傷は、昔から度々研究されてきた。しかし、非定常流および実質上零流量の流れの場合のポンプシリンダ内のキャビテーションは、これまで僅しか研究されていない。しかし、ポンプ構造に通常用いられる材料では、気泡の崩壊による損傷が考慮されていないことが明らかである。多くの理由のうちの１つは、恐らく、時間が短かすぎて、現実に大量のガスまたは蒸気が出て来れないからである。シュヴァイツァー(文献リストの５参照)は、溶解したガスの液体からの逃散を研究して、液圧ポンプの典型的な動作サイクル周期よりも明らかに大きい拡散時定数を見つけ出した。ファスベンダー(文献リストの６参照)は、ガスの出口圧力を測定し、この圧力は、多くの関連する液体について実際,非常に低かった。
本発明は、上記物理学的現象、および少なくとも雰囲気に連通するタンク内で圧力P1の静止したガス雰囲気で飽和されるに十分な時間を与えられた液体は、上記圧力を下回わったとき、とりわけ障害を貫くあるいは障害の回りの流れに乱流が加わったとき、過剰ガスを放出する強い傾向があるというさらなる公知の事実を利用している。このガスは、質量に換算すれば少ないが、体積に換算すると、導管または体積の大部分を満たしうるので、動力学の見地から上述の注入または空にする操作は、新たな定常状態が確立されるまで必要になる。
上述の目的を達成するために、本発明によれば、請求項１または請求項１５による制御装置が提供される。本発明の主な特徴は、個々の変位空間の上流側,変位空間の組の上流側または全ポンプの上流側に、請求項１の規準によって圧縮される受動的絞り弁を直列に設けることであり、これによって、絞り動作する要素の後から上記絞り弁の手前までの圧力が、液体タンクの圧力P1,好ましくはP1に後述するΔPtempを加えた値を少なくとも概ね下回らないようにして、損傷をもたらすような分かるほどのキャビテーションを、上記絞り弁の後から変位空間までの比較的小さい体積に制限する。これは、通常の手法ではない。なぜなら、このようにしなければ、ポンプにおける圧力損失を伴う絞りは、可能な限り避けられるからであり、例えば、ポンプの幾らかの自吸能力を得たり、例えばキンク部の入口導管内のキャビテーションの虞を減じたりするために、入口弁は全く圧縮されないか、極僅に圧縮される。この目的のために、上記絞り弁の上流側の圧力P3は、通常、公知の圧力源によって少し上昇させられなければならず、液体タンクと弁入口との圧力差をより大きくすることも可能である。大抵の液圧装置,とりわけ車両における液圧-燃料供給装置は、このような理由から低い乃至非常に低い吸入圧力を発生するポンプによってもともと動作しており、その結果、このような条件により本発明の適用または導入に対して分かるほどの制限は実際には生じない。
本発明の基礎となる重要な発見は、大気圧下で１lの燃料または液体は、体積％で略10％の空気を溶解状態で吸収することができ、これは車両の燃料タンクでも行なわれるということである。従って、大気圧下では略100ccの体積のガスが、１lの燃料に含まれる。圧力が減少すると、この溶解した空気は、ガスの形で液体から逃げ出し、例えば0.1バールの負圧に応じて10倍つまり1000ccの体積に膨張する。このようなガス体積は、上記弁の下流から変位空間までに存在する体積を非常に迅速に満たし、その結果、燃料ポンプの分配と制御に非常な悪影響を与える。これと同様のことは、他の液体についても言える。本発明により
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を、少なくとも0.9バール以上、好ましくは1.0〜1.5バールの範囲に制限することによって、ガス体積の形成は、最小に抑えられあるいは完全に防止されて、ポンプの分配と制御は、上記不具合を蒙ることがなくなる。いわゆる溶解度係数は、特定の液体へのガスの溶解挙動を次のヘンリーの式のよって記述する。
Ｃs＝k＊Ｐ
ここで、Ｃsは、液体中に溶解したガスまたは混合ガスの飽和濃度であり、Ｐは、飽和平衡における圧力(P1)であり、k＝k(Ｔ)は、液体中のガスまたは混合ガスの溶解度係数である。
多くの系、特に例えば車両に用いられる系では、まだ冷たいタンクから既に熱いエンジンへの途上で、圧送されるべき液体は、急激な温度変化を蒙る。
温度変化の方向への溶解度係数がより低いならば、液体の突然の過飽和状態が起こる可能性があり、この液体は、ばねで付勢される絞り弁の上流側で妨げとなるガスの放出を生じうる。
これを確実に防止する、つまり少なくとも上記飽和状態を維持するために、運転で最大に生じる温度で制限された溶解度係数kの減少は、最小の開差圧をΔptempだけ高めることによって防止される。
もし、Ｃsx＝Ｃs1の場合は、ヘンリー式k(Ｔx)Ｐx＝k(Ｔ1)P1、Ｐx／P1＝k(Ｔ1)／k(Ｔx)
およびΔptemp＝Ｐx−P1＝(Ｐx／P1−１)P1＝(k(Ｔ1)／k(Ｔx)−１)P1
が成立し、
k(Ｔx)＜k(Ｔ1)なら、ＴxとＴ1は、運転中に１〜２時間の間に液体タンクとばねで付勢される絞り弁との間に生じる液体の最大の温度差を定義する。本発明によって選ばれる制御装置の主たる利点は、調整部材の調整に対する圧送流量の迅速で,再現性が良く,遊び時間が短く,低ヒステリシスの望ましい応答である。この正確に計算できる調整部材位置およびポンプ流量の配分は、このポンプを液圧系の制御ループ,ディーゼルの共同噴射方式に見られるような特に厳しい制限動力学が要求される制御ループに一体化するための前提条件である。理論的に無限に迅速なアクチュエータのセット作動においては、圧送される流量の完全な配分の応答が、最初に続く完全な吸入動作(これはそれ以上迅速にはなりえない)によって既に生じている。従って、液圧系において、予想される突然の使用量の変化の知識によって、ポンプの圧送流量も、既に同時に変化されうるのである。
変位空間の近傍の絞り弁に至るまで(絞り弁が入口弁として形成されている特別の場合は、変位空間の境界に至るまで)気泡が殆んど欠如していることは、変位機型の種々のポンプでは自由度が得られるので、注入制御への種々の調整装置の適用および多くの有利な特別化が可能になる。
特に、注入比調整ポンプのための本発明による制御装置の好ましい実施例は、本発明のさらなる従属請求項から取り出すことができる。
次に、本発明は、添付の図面を参照して実施例により詳細に説明される。
図１は、本発明による自動入口弁をもつポンプのための制御装置の一実施例である。
図２は、本発明による変位機で制御される入口スリットをもつポンプのための制御装置の他の実施例である。
図３は、本発明による制御装置の特別な設計を示しており、入口弁が、特別のばね特性と,ダンパと,連続方向制御弁に結合された可変絞りとをもつように設計されている。
図４は、本発明による制御装置を内蔵した完成したポンプの断面図である。
図５は、図４の制御装置をもつポンプの図４のV-V線に沿う部分的な断面図である。
図６Ａおよび図６Ｂは、図４と図５のポンプの入口弁の動作モードを説明する図であり、図６Ａは開動作を、図６Ｂは閉動作を夫々示している。
図７は、絞り弁の特性の設計を説明する図である。
図８は、図３のポンプの最大吐出量における動作サイクルを示すグラフである。
図９および図１０は、夫々半吐出量および零吐出量における図８に対応するグラフである。
図１１は、図３のポンプの圧送-流量の特性を示す図である。
図１２は、スリット-制御ポンプにおける図１１と同様の圧送-流量の特性を示す図である。
図１３は、本発明による調整装置として切換弁をもつ制御装置の一実施例である。
図１４は、本発明による注入比調整ポンプのための制御装置の設計を示しており、調整装置が、可変変位機で構成されている。
図１５は、図１４と同様の実施例を示している。
図１６は、本発明による注入比調整ポンプのための制御装置のさらなる実施例を示しており、可変圧力リリーフ弁が、調整装置の役目を果たしている。
図１７は、本発明による注入比調整ポンプのための制御装置の好ましい実施例を示しており、調整装置が、圧送される流体と異なる補助媒体で作動させられる。
図１８は、本発明によるさらなる注入比調整ポンプを示している。
図１は、自動入口弁を有するポンプのための制御装置の第１実施例を示している。
図１に示されたポンプは、個別の３つの変位ピストン９を有し、そのうちの１つの変位ピストンだけが、図１に示されている。この３つの変位機は、夫々の偏心輪１１を介して回転軸１２によって駆動され、各偏心輪１１は、協働するピストン９の下端に位置するリフト部材１０内に配置されている。
この実施例の場合、偏心輪１１の回転運動Ａは、往復運動Ｂを起こさせ、ピストン９は、変位機として変位空間１５内で２つの死点Ｃ(下死点)とＤ(上死点)の間で往復運動し、周期的な吸入動作を起こす。上記リフト部材１０のおかげで、ピストンは、運動のどの段階でも偏心輪１１から離れない(正の変位運動)。各変位空間には、入口弁２８および出口弁１７が、それ自体は知られた方法で設けられ、入口弁２８と出口弁１７は、どちらも各ばね(例えば入口弁２８の２９)によって閉じ位置に押し付けられうる。このことは、弁２８が入口の逆止め弁として設計されていることを意味する。変位機９の運動の結果、偏心輪１１の回転運動によって、入口逆止弁は、生じる圧力差p4−p5により周知の如く開き、吸入動作が引き起こされる。変位機９の上昇行程の間に、それまでに入った液体量は、出口弁１７を経て変位空間１５の外へ送られる。即ち、上記出口弁は、圧縮ばねの作用に抗して弁座からリフトし、今や高圧になった液体は、導管１８を通って圧送され、導管１８aと１８bを経る対応する液体と一緒になって共通導管１９に入る。この共通導管は、内部圧力がp６であり、例えばいわゆる「コモンレール」噴射方式(共同噴射方式)の「コモンレール」(分配管)を構成する。
このような複数のピストン配置で慣習的であるように、個々のピストンまたは変位機９は、共通導管への吐出圧力p6を均一化するため、およびポンプができるだけ小さい振動で動作するのを保証するために位相をずらして動かされる。即ち、図１による例に示すように３つの変位機があるなら、個々の変位ピストンは、隣接する変位機に対して１２０°の位相ずれでもって上昇運動を実行する。
各変位機を通る貫流流量は、その上流に位置する各スプリングオフセット２ポート絞り切換弁２１およびこの実施例では可変絞り弁３０として設計された調整装置によって決定される。
調整装置２７は、同様に設計された調整装置２７aと２７bと同じく、ここではディーゼル燃料油である圧送すべき液体を供給する共通導管３２からp２の圧力で液体を供給される。上記ディーゼル燃料油２は、液体タンク１から送られてくるとともに、この液体タンク内でここでは大気圧の空気である圧力p1のガス３と接触面４において接触する。上記液体は、ガスで飽和させられうる。この液体は、好ましくは液体にガスがさらに入らないような系７をまず貫流する。圧力がp1からp2に増えねばならないので、この実施例では圧力源８である増圧装置が、系７に一体化されている。
次いで、導管３２内のディーゼル燃料油は、３つの可変絞り弁３０,３０a,３０bに流れ、これらの弁に割り当てられ,圧力差で動作する２ポート絞り切換弁２１,２１a,２１bに流れる。非圧縮媒体(これは気泡がない場合にのみ仮定することができる)の連続の式によって、各可変絞り弁およびこれに割り当てられた２ポート絞り切換弁２１,２１a,２１bを通る流量は、同一である。このことから、２ポート絞り切換弁２１の片側の有効面２４での圧力p3と、２ポート絞り切換弁のもう片側の有効面２３でのp1に近い略タンク圧力p12と、弁開度に依存するばね２２の力とから生じる平衡状態が確立される。可変絞り弁３０,３０a,３０bは、互いに同じになるように個々に理論的に調整されることができる。
図１は、本発明のさらに重要な利点を開示している。このシステムは、弁の有効面２４,２４a,２４bとこれに関連する可変絞り弁３０,３０a,３０bを備えて、本来的な減衰作用を有しており、この減衰作用は、絞りが鋭くなるにつれて増大し、圧送特性の再現性および維持(図１０および図１１参照)に重要である。急に始まった開段階において２ポート絞り切換弁２１,２１a,２１bに僅なオーバーシュートが生じた際、有効面２４,２４a,２４bとストローク差の積によって接続部３１,３１a,３１b内に生じる体積拡大が、本発明による気泡の欠如のおかげで、圧力p3をオーバーシュートを緩和するかなりの圧力ΔＰ3だけ低下させるから、減衰作用が奏される。
絞りが狭く設定されればされるほど、媒体が後から流れうるまでの時間がより長くなって、減衰作用がより長く持続される。
この実施例では、圧力差で動作する２ポート絞り切換弁２１,２１a,２１bは、各有効面２３を戻り管６に接続されているので、有効面２３には、p1に近い略タンク圧力p12が作用する。
この配置の利点は、有効面２３の寸法に応じて、非常に弱いばね２２を選んで、他方の有効面２４に作用する開方向の圧力に抗して弁(２１)をノーマル位置に調整する力を弱めるうることである。なぜなら、有効面２３に作用する圧力p12によって必要な押圧力のかなりの部分またはそれ以上さえもが得られるからである。
図２には、図１の制御装置と類似するが、ポンプが入口スリット３５を有し、１つの可変絞り弁３０をもつ単一の中央調整装置２７が設けられている点が異なる制御装置が示されている。入口スリットをもつポンプは、通常、入口弁をもつポンプに比してより安価に製造できるが、粘性の低い圧力媒体でもって非常な高圧で用いられることが少ない。
この実施例では、低コストの目的は、基本的に簡単な手動調整または電気的調整を可能にする中央調整装置によって達成される。調整装置２７内の個々の可変絞り弁３０は、それ自体は公知の方法により同様に低コストで製造することができる。吸入段階において、可変絞り弁の前後の圧力差p2-p3は、並列に接続された差圧弁４０によって、可変絞り弁３０と差圧弁４０の組み合わせが流量調整弁の働きをする結果、貫流流量に無関係に略一定に維持される。同じ可変絞り弁３０を総ての変位要素１６,１６a,１６bに用いての簡単な動作は、ポンプを入口側スリットで制御するこの構成におけるさらなる利点を与える。
第１の利点は、特定の回転速度および変位空間の特定の相対注入度に対する可変絞り弁３０の制御断面積は、働いている変位空間の数および各吸入段階の短さからして、例えば図１の構成による個々の可変絞り弁におけるよりも本質的に大きいことである(回転速度および相対注入度が同じとの仮定に基づく)。
このことは、値段と製品の許容誤差に好ましい影響を与える。さらに、絞りの開度に亘って制御断面を特別な外形にすることおよびこの制御原理を極めて小さいポンプに適用することが一層容易に可能になる。
第２の利点は、短い吸入段階および変位運動の均一な位相ずれ(＝偏心輪をもつ回転軸による変位制御)によって、吸入段階の重なりは、比較的少ないか、あるいはないことである。(ピストン９によってオリフィス３５が開かれている間の偏心輪１１および回転軸１２の角度範囲つまりストロークオーバー範囲が、最大で３６０°／変位要素の数になるように、オリフィス３５の高さが十分小さく保たれている場合、吸入段階の重なりは全くなくなる。)
このことは、種々の変位要素に向けて唯一の絞りを順々に制御することと同じである。このことは、総ての変位要素へ均一に注入,供給するための理想的な前提として、各変位要素に対して絞りの断面積が均一であることを意味する。
第３の利点は、上述の開口角度範囲が、３６０°／変位要素の数よりも少し小さい場合に得られる。即ち、どの変位空間も吸入を行わない多少短い中間の位相が得られるのである。
各２ポート絞り切換弁２１,２１a,２１bと各入口断面３５(３５a,３５bは、隠れていて図には見えない)との間の流路部３６,３６a,３６bへの注入は、吸入位相間で基本的に連続する。このことも、変位空間が入口断面３５の形状に制限される限り、流路部３６,３６a,３６b内での少なくとも気泡の発生防止の達成を助ける。
中間位相において、接続流路内の圧力p3は、どの変位要素も、吸入動作によって流路部３６,３６a,３６bから流体を吸い込まないので、最大値p2にまでも上昇しうる。これによって、２ポート絞り切換弁は一時的により大きく開き、流路部への注入を加速する。
図３は、図１の制御装置の特に好ましい実施例を示している。
この図は、気泡の欠如により達成される２ポート絞り切換弁２１のための調整装置を、この絞り切換弁つまり各変位空間から遠く離れて配置する可能性を示している。この配置は、複数または総ての動作(アクチュエータ)要素を、唯一の駆動部をもつ連続方向制御弁の形で１つのアクチュエータ６０に組み合わせることを可能にし、これによって再び例えば簡単な手動操作が可能になる。電気的なポンプの調整の場合、複数または総ての変位空間に対して唯一のトランスデューサで済ませることは、価格と構造上の空間の見地から非常に有利である。
変位要素に属する個々の絞りを単に組み合わせて連続方向制御弁６０にすることは、個々の絞りの最も均一な制御を可能にする。知られているように、制御スライドの制御オリフィスおよびこのような弁のハウジングは、通常、固定具内で製造され、このことは、オリフィス相互間の少誤差で不動の位置決めを意味する。
本発明の重要な特性は、１つの調整装置２７と流路内の２ポート絞り切換弁２１の間に入っている液体の体積が、気泡の欠如によって殆んど弾性的でないこと、およびこれにより、特に安定した注入操作または特に安定した２つの注入操作の間に位置する時間を達成するために、どのような付加的な液体量も殆んど流入または流出する必要がないことである。従って、幾何学的な流路体積は、互いに著しく偏らせることが可能になり、このことが、本発明が変位機の総ての幾何学的配置(例えばピストンポンプの場合、軸方向,直列)に適する理由である。構造上の空間および外観の見地から好ましい調整装置２７の配置は、これらの変位機の総ての配置に見出だすことができる。
この実施例では、調整装置２７は、ホース４１,４１a４１bによってポンプに接続されており、特徴的なポンプ寸法(例えばラジアルピストンポンプの場合、直径)の倍数の長さを超えるポンプの遠隔制御の可能性を許容する。
図３は、付加的なダンパが、図１の下でさらに述べた本来的な減衰を補足する範囲内において、さらに可能で有用な実施例を示している。上記ダンパは、可能な設計の単なる１例を示している。この実施例では、圧力差によって動作する２ポート絞り切換弁２１は、各減衰ピストン７３に連結されており、この減衰ピストンは、２ポート絞り切換弁２１のスライドの動きに応じて各シリンダ内を往復動できる。気泡の欠如によって、減衰の効果は良好かつ一定である。また、各シリンダ７０内には、各減衰ピストン７３の両側に減衰室７１と７２が形成されている。減衰ピストン７３が変位する間、協働する２ポート絞り切換弁２１の各スライドの開閉に応じて、液体は、ピストンを抜けて室７１から室７２へ,または室７２から室７１へ流れ、かつロッド７４の案内隙間を抜けて流れて、ピストンの運動を減衰させ、したがって対応する２ポート絞り切換弁２１のスライドの運動を減衰させる。このことは、圧送される流れに影響しうるので、弁の運動の制御できないオーバーシュートを回避することに寄与する。
図３は、圧力差で動作する２ポート絞り切換弁２１が、同時に入口弁として設計されていて、費用の削減をもたらす範囲内において、本発明の好ましい実施例を示している。
図４および図５は、本発明による制御装置をもつ特に好ましいポンプの設計の夫々断面図および長手方向断面図を示している。図４,図５によるポンプは、駆動軸１１０の上下に一対で配置された４つの変位空間１２９a-dを備えている。変位空間１２９cは、図５において断面(図４のV-V)の背後の上部に位置するので、図には見えていない。
各ピストンまたは変位機１１７は、各変位空間に備えられる。変位機１１７は、各ばね１３５によって駆動軸１１０に偏心して取り付けられた２つの駆動リング１１４と接触を保たせられる。駆動リング１１４は、針状ころ軸受１１５を介して偏心輪１１３上に回転自在に取り付けられ、この偏心輪は、互いに偏るようにして相対回転不可に駆動軸１１０に固定される。
各変位ピストン１１７のためのばね１３５は、個々の変位ピストンの端部にある板状の当板１１６上に支持され、駆動リング１１４は、ばね当板１１６の変位ピストン１１７と反対側の面を夫々押圧する。従って、駆動軸１１０の回転は、駆動軸に相対回転不可に連結された偏心輪１１３および駆動リング１１４を介して、変位ピストン１１７の往復運動を起こさせ、上部の変位ピストン１１７は、これに対抗する下部の変位ピストンの往復運動と１８０°の偏りでもって往復運動する。このことは、例えば変位空間１２９aが最小体積になるとき、変位空間１２９bが最大体積になり、変位空間１２９aが最大体積になるとき、変位空間１２９bが最小体積になることを意味する。２つの偏心輪１１３は、相互の偏りが９０°になるように駆動軸１１０に固定されて、隣り合う２つの変位ピストン,つまり図５の下部の変位ピストン１１７と上部の変位ピストンとの行程位相差が、９０°になるようになっている。このことは、一方でポンプの静かな運転に、他方で液体の均一な供給に寄与する。
駆動軸１１０は、玉軸受１３６およびころ軸受１３７を介してポンプの主ハウジング１３８に回転自在に取り付けられている。
各入口弁１３４と各出力口弁１１８は、各変位空間１２９a-d(このうち変位空間１２９cは図示されていない)に設けられる。各変位空間１２９a-dに属する各一対の入口弁１３４と出口弁１１８は、各ハウジング部１１３a-１３３dに収容され、このハウジング部には、変位空間１２９a-dを形成し,かつ変位ピストン１１７を受け入れるシリンダも、配置される。これらの各ハウジング部１３３a-dは、各シリンダ,つまり各変位ピストン１１７と同心に配置され、かつ主ハウジング部１３８の対応する円筒状の穴に挿入される円筒状の突起を有する。各ハウジング部１３３a-dの円筒状の突起とハウジング１３８との間には、環状のガスケットが夫々配置され、主ハウジング１３８内を液密に封止するようになっている。さらに、各ハウジング部１３３a-dの円筒状の突起は、各ばね１３５の板状の当板１１６と反対側の端部を支持する環状の肩部を有する。即ち、環状の肩部は、ばね１３５のさらなる当板を形成する。
各ハウジング部１３３a-１３３dは、また各弁カバー１１９a-dを備え、各弁カバー１１９a-dは、夫々に割り当てられたハウジング部１３３a-dの円筒状の突起と同心に配置され、かつ入口弁１３４の軸部およびこの入口弁と協働する部材を収容する図６Ａ,図６Ｂに拡大して示された円筒状の凹部１２１を有する。弁カバー１１９a-dとハウジング部１３３a-dは、図５に示す連続したねじによってクランクケース１３８にねじ止めされる。
図４の左側に、中空の回転すべり弁１５０が見られ、この回転すべり弁は、ハウジング構造に一体化され、例えばドイツ国特許出願明細書第3,714,691号に基づいて設計できる。この実施例では、回転すべり弁１５０は、圧力差で動作する２ポート絞り切換弁を制御する調整可能な要素を構成し、上記２ポート絞り切換弁は、少し後でより詳しく述べるように、各入口弁１３４とその関連部材とによって構成される。
回転すべり弁１５０から出発して、４つの分配穴または分配流路１３０a-d(１３０cは図示されていない)が設けられ、この分配流路は、各入口弁１３４,特に夫々の場合,各弁座に直接隣接する入口弁の軸部側の室１３４a-dに連通するが、室１３４cは図示されていない。各分配流路１３０a-dから出発して、各シリンダヘッド１１９a-dには、円筒状の凹部１２１に開口する各斜穴１２７a-dが設けられているが、斜穴１２７cと１２７dは図示されていない。
この実施例では簡単な方法で交換可能な差し込み式のカートリッジとして設計された中空の回転すべり弁１５０は、入口側において例えば図３に示す圧力p2のタンク１からハウジングの穴１３２を経て矢印Ｅの方向に液体を受ける。液体は、それほどの圧力損失もなく、一定に開いた十分に大きい入口断面１５６を経て中空の回転すべり弁の内部に流入する。電気的駆動機１５８(図５)またはそれ自体は図示されていないが部分１５９に連結される気体圧連動によって生じる中空回転スライドが回転する結果、中空回転スライド１５０内の細長い直線状の制御スリット１５５a-１５５dと分配穴１３０a-d(１３０cは図示せず)の口縁との協働によって、調整絞りの作用が達成され、分配流路１３０a-d内の圧力p3が、駆動要素１５９によって正確かつ迅速に設定される。
とりわけ、(図示しない)背後の弁カートリッジは、各室内で対称的に対向する同一のオリフィス１５５a-１５５dと１５６をもつことができ、可動スライドの壁を非常に薄くできるので、ドイツ特許出願第3,714,691号の明細書による弁の利点を有する。
ドイツ特許出願第3,714,691号明細書から分かるように、この型式の回転スライドまたは軸方向スライドの利点は、小さい摩擦と小さい慣性と小さい流動力のおかげで、小さい駆動力により非常に迅速かつ正確に駆動できることであり、従って、電気的駆動装置(駆動モータ)１５８を小さく安価に作ることができる。出口側には、先の実施例で設けられたと同じく、各出口弁１１８から流出穴１１２a-dが延び出ており、そのうちの流出穴１１２cとdは図示されず、これらの流出穴は、例えばディーゼルの共同噴射方式の「コモンレール」に導く共通流出流路１１１に合流している。
分配流路１３０aから１３０d内の圧力p3は、斜穴１２７a-dを経て各シリンダ空間１２１に通じ、このシリンダ空間にて弁１３４の軸部の横断面を介して弁１３４を開く方向に作用する。弁１３４が閉じている状態では、同じ圧力p3は、室１３４に面する弁頭側にも開弁方向に作用する。この段階で、２つのばね１２５と１２６は、弁１３４に閉方向の力を働かせる。弁の軸部の端の当板１２４に係合する比較的強いばね１２５は、弁１３４に常時閉じ方向の力を作用させる一方、比較的弱いばね１２６は、室１２１内に弁１３４に対向して移動可能に配置されたばね受１２６Ｔに支えられる。弁が閉じた状態で、ばね受１２６Ｔが当板１２４に当接しているときは、ばね１２６も、弁１３４に閉方向の力を作用させる。しかし、ばね１２６をもつばね受け１２６Ｔは、本来減衰の役目を果たす。各変位ピストンが上死点(ＴＤＣ)から下方へ動く結果、各変位空間１２９a-dが拡大すると、弁の変位空間側の圧力は、シリンダ空間１２１内よりも低くなり、その結果、弁部材１３４aに作用する力は、一緒になってこの弁部分を開かせる。これと同時に、強いばね１２５と弱いばね１２６が、共に圧縮される。ばね受１２６Ｔの下方にある液体は、ばね受１２６Ｔの減衰オリフィスを抜けて逃げ、これによって弁部材１３４の開動作は遅くなる。
弁部材１３４の開度および弁部材１３４の頭部を経て変位空間に流入する液体の流量は、分配流路１３０内の圧力p3に依存する。
変位ピストン１１７の変位運動の間、変位空間１２９の体積は減少し、この変位空間内の圧力は、最初の段階では少量逃げるガスまたは液体分子のためほんの僅の増加率であるが、増加する。この結果は、一方では、開き力よりも大きい閉じ力が弁部材１３４に働いて、弁１３４が閉じられるということである。この段階で、ばね受１２６Ｔの減衰オリフィスは、ばね受の閉動作を減衰するように働いて、弁１３４は、弁座に比較的徐々に着座し、ばね受１２６Ｔは、少し遅れて当板１２４に同様に徐々に当接する。このことは、減衰手段が、振動が最も容易に起こって最も長く作用する段階である絞り弁の開動作中にのみ働くということを意味する。図６によれば、閉じ位相において、減衰ピストンは、弁動作よりも遅れうる。オリフィスを抜ける流体の流れは、減衰ピストンの下方の減衰空間に流入し、負圧および気泡が形成されるのを防止する。変位空間１２９a-d内の圧力上昇は、各出口弁１１８をリフトさせて、ディーゼル燃料油が、流路１１２a-dまたは１１１を所望の初期圧力で通過する。
この配置は、種々の利点を有する。回転すべり弁１５０は、異なった長さの分配流路１３０a-dをもつことが大切ではないので、空間を節約するようにポンプ構造内に一体化することができる。細長い直線状のスリット１５５a−dをもつ弁１５０の設計は、非常に少ない吐出量に至るまで特に良好にポンプを調整することを可能にする。
入口弁として、ここでは圧力差によって動作する２ポート絞り切換弁としても働く本発明によるポペット弁１３４a-dを用いることは、一般に、スライド弁を用いるよりも一層安価な実施例である。とりわけ、変位空間の漏れ流路が１つだけ少ないということは、非常に高圧で,低回転速度で,かつ非常に低粘性の流体のためのポンプ(共同噴射方式に関連して生じるような)において、非常に高い効率を達成しようとする場合、特に重要である。入口のポペット弁１３４の液密は、通常漏れが構成部材の許容誤差に密接に関連しているので、変位空間１２９a-dから変位空間１２９a-dへの均一な圧送に肯定的(プラス)な効果を有する。ポンプの一般的な圧送特性も、ポペット弁の構造による大量生産において一層効果的に維持されうる。絞り弁の振動は、一般の振動と同様に、ばねの破断または、ポペット弁の場合は軸部の摩耗や破断を引き起こし、これらの振動は、特にこれによって変化する圧送特性を損なう。振動は、確率的に絶えず変動する減衰効果や励振の結果、しばしば偶然に生じる。このような場合、ポンプの圧送量やヒステリシス効果に確率的な変動が絶えず生じて、調整の目的でポンプを使用することを困難にする。そこで、特定の弁の減衰のために、絞り弁へのダンパの使用が提案された。公知の簡単なピストンダンパでは、減衰力が負圧をも発生させ、この負圧が減衰作用にとって有害な気泡を発生させる。気泡の発生は、かかるダンパが用いられた場合、より高い弁の圧力によって減じることができる。減衰ピストンの直径が、例えば弁の直径の寸法程度に大きく維持されれば、負圧および弁への必要な付加的加圧は、減じられる。このことは、ポンプの吸入圧力が、常に可能な限り低く維持されるべきであるので、好ましい。
調整要素を絞り弁または個々の変位空間から遠く離れて配置できることは、複数または総ての駆動要素を唯一の駆動機をもつ１つのアクチュエータに組み込むことを可能にし、このことは今度は、例えば簡単な手動駆動を可能にする。電気的なポンプの調整では、複数または総ての変位空間に対して唯一の変換器で済むということは、価格および構造空間の見地から非常に有利である。加えて、流路内の調整要素と絞り弁とに囲まれる液体の体積は、気泡の欠如により殆んど弾性的ではないので、注入操作または２つの注入操作の間にある期間の定常状態を達成するのに、付加的な液体量を殆んど出し入れさせる必要がない。従って、幾何学的な流路体積は、互いに大きく偏らせることができ、このことは、本発明が総ての変位機の幾何学的な配置(例えばピストンポンプの場合、アキシャル,ラジアル,インライン型)に適しているかの理由であり、また、構造空間および外観の見地から好ましい調整装置２７のための配置がこれらの総てに見出せるかの理由である。
図７は、絞り作動要素のための,例えば図２の可変絞り弁３０または図４〜図６の実施例の回転すべり弁１５０などの絞り弁の設計の幾つかの特別な形態を示している。
しかし、変位空間ごとに絞り箇所をもつ図１,３,４,５の実施例では、この形態は、費用のかかることである。
本発明による配置では、調整要素における圧力差は、配分された流体量中の圧力差の平方根に比例する。しかし、供給圧力が一定の場合、この圧力差は、絞り弁の開度が増加するにつれて減少する。図２の差圧弁４０の使用は、絞られる弁の上流の圧力と並列な供給圧力が、差圧弁の使用によって一緒に変化することができ、いかに上記圧力差が概ね一定に保持できるかを示している。
しかし、これと同じ目的は、次のような手法でも少なくとも本質的には達成することができる。即ち、ばねで付勢される２ポートの絞り弁を、緩いばねまたは弁の広い受圧面またはこれらを組み合わせることによって急峻な開き特性にし、かつ供給圧力p2を余り高くしないようにして、ポンプの最大体積流量,つまり大きい弁開度においても、調整要素を介する圧力差がそれほど減じないようにするのである。この手法によって、絞り要素を通る流量は、入口弁のばねの剛性または予圧縮のばらつきあるいは弁の有効受圧面積の相違に僅しか影響されないように基本的に保証される。従って、この設計は、個々の入口弁においてばねの正確な選択またはばねの予圧縮の正確な設定をも不要にする。
図８,９,１０は、夫々図３,４,５の実施例について、上述のばねの設計によって、同じ回転速度での変位空間への異なった注入、および作動サイクルの動的過程がどのように起こるかを示している。図８は、変位空間１５の最大注入つまり最大吐出の状態を、図９は、変位空間１５の半分注入つまり半分吐出の状態を、図１０は、変位空間１５の完全零でない吐出状態を、特に各ピストンの上死点ＴＤＣおよび下死点ＢＤＣとの関連において駆動軸の回転角の関数として夫々示している。図８,９において、吸入行程中のシリンダ内の弁断面積の経過Ａvalveと圧力P5は、最大変位空間注入Ｖ＝Ｖmaxおよび半分変位空間注入Ｖ＝０．５Ｖmaxについて略矩形状であり、注入中の圧力差Ｐfeed−Ｐchannel suction＝P2−P3は、上記総ての吐出量について安定かつ均一である。
なぜ、２ポート絞り弁２１の行程と圧力P4が、実質的に直ちにかつ安定な具合に確立できるのかの理由は、本発明によって流路３１a,b,cまたは１３０a,b,cまたは調整要素２７,１５０内で気泡の発生が防がれるからである。
既に詳しく述べたように、吐出量が零に極近い例において、変位空間１５内の圧力P5は、各場合において低い一定値であるが、これは下死点ＢＤＣから弁の閉鎖までに亘って確立される。
このようにして、吸入動作の全体(開弁から閉弁まで)に亘って、供給圧力P2および変位空間内圧力P5が実質的に一定値になるという形で実質的に一定な境界条件が成立する。
本発明により接続部４１a,b,cまたは１３０a,b,c,dで達成される気泡の欠如によって、圧力P2の流入流と変位空間内圧力P5との間の非圧縮性を仮定することができる。従って、絞り弁２１の上流の圧力P3は、個々の絞り断面積３０を通る流量
0003747061.tif 000003
が絞り弁２１を通る流量
0003747061.tif 000004
に等しくなければならないという次式の連続条件によって、殆んど遅れを生じずに確立される。
0003747061.tif 000005
但し、α21,α30は定数、C1,C2はＡ21(P3)を決める定数、ρは液体の密度である。
従って、吸入位相では、特定のＡ21(P3)、それ故,定数C1,C2を介して特定のP3に対して特定のＡ30が確実に割り当てられる。
この確実な割り当てによって、例えば開弁中の弁２１のオーバーシュートに対する安全策として、既に詳しく述べたような本発明による配置の本来的な減衰および付加的な減衰７０または図６Ａで述べたような弁の減衰が作用する。
種々の注入状態のための圧力P3は、図７に示すように特別な弁の設計により、圧力P2,P5に比較して接近した値にある。従って、上式は、次のように簡素化される。
Ａ21＝α30・Ａ30／α21
図８による変位空間１５への最大注入では、入口弁２８を通る自由な流れ断面積Ａvalveは、最大と仮定される。図９による変位空間への半注入では、弁２８は部分的にしか開いていない。吐出体積Ｖは、体積流量のグラフ(関数)の下の面積に対応する。図１０は、吐出量が正確に零で、それ故,注入も同じく零に近い状況を示している。図１０では、限界状態として、液体が上死点でまだP5＝P6、つまり液体が系の高圧まで圧縮され,再び減圧されるが、その間に液体は全く吐出されないのである。吐出量が零にも拘わらず、圧縮／減圧によるピストンからの漏れを補充するために、変位空間への僅な注入が行なわれうる。それ故、図１０中に最小開口Ａsuction(Ｖ→０)が記入されている。この開口の継続は、比較的短い圧縮／減圧位相による中断を除いて回転の略全体に亘って存する。これと同様の傾向は、図２,３,４〜６および図１３,１４,１５,１６,１７によるさらなる実施例にも生じる。
図１１は、この制御装置の調整絞りの絞り断面積Ａthrottle1〜Ａthrottle4の関数として体積流量
0003747061.tif 000006
をプロットして吐出量の特性を示している。この特性は、各限界回転速度Ｃmlimit1〜Ｃmlimit4からこの限界回転速度における体積流量の２倍の体積流量に向かって漸近的に増加している。その理由は、吸入断面積と共に吸入時間も影響を及ぼし、図８,９,１０からも分かるように、吸入時間は、１行程当たりの吐出量が略零から本来的な半回転を経て全回転つまり２倍になるに伴って増加するからである。
図１２は、図２によるスリット制御式のポンプの対応する吐出流量特性を示している。
図１３は、図３の実施例に類似するが、圧力差で動作する２ポート絞り弁の異なった設計および異なった調整絞りの動作型式を有する実施例を示している。
図１３の実施例の２ポート絞り弁は、夫々ばね５３によって弁座に押し付けられる球５４からなる。開弁状態における弁座に対する球５４の動作は、各導管３１,３１a,３１b内の圧力P3に依存し、変位空間への注入がこの圧力P3によって制御されるようになっている。図１による調整絞りを動作させるトランスデューサ２７は、アナログの制御ループに一体化するのに特に適しており、一方、切換弁５０は、図１３によるトランスデューサとしてディジタルの電子機器に接続できるという利点を有する。
図１３は、図２におけるようにスリット制御式ポンプおよびシリンダ数に適合した開き角度において、多数の変位要素９に対して１つの切換弁５０で足りるような配置を示している。
図１４は、この例では３つの変位空間１５のために単一の２ポート弁８１が用いられる実施例を示しており、２ポート弁８１は、ポンプの外部に配置され、導管３６,３６a,３６bを介して個々の変位空間１５に給油する。
この実施例では、調整装置は、通過流量を制限する機能をもって働く容積式ポンプ８４からなる。しかし、容積式ポンプ８４は、好ましくは可変回転速度の電動機によって駆動される。上記容積式ポンプは、定容量の容量式ポンプとして設計され、導管３３から直接的、または液体タンクから系７を介して間接的に供給されるべき液体を受け取る。この場合、リリーフ弁は、安全弁または吹き出し弁の作用を有する。このリリーフ弁は、予圧縮ポンプが、主ポンプの最大吸入量を超える吐出量位置に調整されたとき、上記予圧縮ポンプでの圧力差の許容できない増大を防止する。
この実施例の２ポート絞り弁が、ばねで付勢される逆止め弁としてではなく、図２の切換弁２１のように、つまり圧力P4による弁開口への不自然な反作用がないスライド弁として描かれていたなら、個々の変位空間の吸入位相の間に中断が生じても、所定の弁開度の存在が維持されるであろう。このような中断位相では、圧力P4は、迅速に圧力P3まで上昇し、これによって流路７,７a,７b内の気泡率は低減する。このような中断位相は、オリフィス３５の高さを、このオリフィスがピストン９によって３６０°／変位空間数よりも少ない間だけ開かれるように選ぶことによって達成される。
図１５は、図１４の実施例と非常に類似しており、同様にこの例でも可変容量ポンプ８６である調整可能な予圧縮ポンプを用い、この予圧縮ポンプは、主ポンプの回転速度またはこれに比較した回転速度で駆動される。原則的には、容積式ポンプ８４の駆動は、例えば主ポンプの駆動軸１２によって行なわれる。
図１６は、図３の実施例と類似の実施例を示しており、この図では、予圧縮ポンプ３４は一定速度で運転されるが、入口圧力は、リリーフ弁９０のばねの予圧縮を制御することによって行なわれ、つまり可変リリーフ弁が調整装置を構成している。
図１７は、圧送される液体をタンクおよび駆動媒体(しかし,同じ液体を用いることも可能である)から分離することができる解決策を示している。
この構成は、圧送すべき流体が、非常に高い粘性であるとか、機能(例えば、重油エンジンのための共同噴射方式)を低減するような不純物を含むとか、調整ポンプが自吸式または非常に低い入口圧力でのみ作動するものであるとかいった場合に、有利である。
作動流体は、導管１０１を経て制御可能な圧力P10で個々の２ポート絞り弁１０３に導かれる。この場合、圧力P10は、２ポート絞り弁１０３のスライドの一方の有効面１０２に作用する一方、ばね１０４と導管１０６を経る２ポート絞り弁の出口圧力とが上記スライドの他方の有効面１０５に作用する。
図１８は、３つの変位ピストンをもつラジアル型のポンプを示しており、駆動軸１２の回りのポンプハウジングの中心部のみが示され、上部の変位ピストン９のみが完全に図示されている。
図から明らかなように、３つの変位ピストン９は、駆動軸１２と一緒に回転する共通の偏心カム１１により作動する。
上部の変位ピストンの図から明らかなように、この変位ピストンは、残りの２つの変位ピストンと同じく、ばね１３５によって常に偏心カム１１と接触を保たれる。この図では、３つの変位ピストンは総て共通の偏心カム１１によって駆動されるが、変位ピストンを駆動軸の軸方向にずらせて、これらを分離した偏心カムによって駆動することもできる。変位ピストンの個数も、同様に選択することができる。
図１８の注入比調整ポンプの本質的な特徴は、吐出されるべき液体が、ポンプハウジングの内部空間２０２を経て個々の変位ピストンに達することである。
液体タンクへの接続導管には、今までと同じく参照番号３３を付している。参照番号３０は、導管３１を経て内部空間２０２に導く調整絞り要素を示している。図１８のポンプは、スリット制御式であり、この目的のため入口スリット３５(上部のピストンのみについて示す)を有し、この入口スリット３５は、夫々圧力差で作動する２ポート絞り弁５１(図１３に示すように)および対応する導管部分２０４,２０６を介して内部空間２０２に連通する。参照番号１７は、今までと同じく出口弁を示しており、この弁は、導管１８を経てさらなる変位ピストン９(図示せず)の対応する導管に接続されるとともに、最後にこれに接続される内燃機関の「コモンレール」に導かれる。
偏心カム１１の対応する回転角範囲に亘るスリット制御を保証するため、入口スリット３５に連通し,これと所望の角度範囲で協働するオリフィス２０８が、変位ピストン９に設けられている。
ポンプが運転されると、個々の変位ピストンは、対応するばね２００と協働する偏心カム１１によって各シリンダ２１０内で往復動せしめられる。これによって、燃料は、導管３３,絞り３０,導管３１,内部空間２０２,導管２０６,２ポート弁５１,導管２０４,入口スリット３５および変位ピストン９のオリフィス２０８を経て、変位空間に流入し、続いて変位ピストン９の作用下で出口弁１７を通って流出する。
内部空間２０２の体積が比較的大きいので、本発明によれば、この内部空間からのガスの逃散を、ポンプが完全に機能する程度に少なく抑えることが可能になる。この実施例で、各変位ピストン９に２ポート弁(図示せず)を挿入することもできることを指摘しておく。
文献
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【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６Ａ】
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【図６Ｂ】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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