EP0678166B1 - Steuereinrichtung für eine füllgrad-verstellpumpe - Google Patents

Steuereinrichtung für eine füllgrad-verstellpumpe Download PDF

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EP0678166B1
EP0678166B1 EP94930902A EP94930902A EP0678166B1 EP 0678166 B1 EP0678166 B1 EP 0678166B1 EP 94930902 A EP94930902 A EP 94930902A EP 94930902 A EP94930902 A EP 94930902A EP 0678166 B1 EP0678166 B1 EP 0678166B1
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displacement
valve
control device
pressure
pump
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    • F04B49/225—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00 by means of valves with throttling valves or valves varying the pump inlet opening or the outlet opening
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Definitions

  • the present invention relates to a control device for at least one displacement room Liquid displacement pump according to the preamble of Claim 1.
  • EP-A-0 299 337 there is an injection system for Internal combustion engines described a high pressure positive displacement pump having. To at a constant pump speed the amount of hydraulic fluid delivered by the pump the inflow to the Displacement pump limited. A controlled one serves this purpose Throttle device, the upstream of the displacement space Pump is arranged in the supply line to the displacement chamber.
  • Throttle device the upstream of the displacement space Pump is arranged in the supply line to the displacement chamber.
  • the present invention is based on the object a control device that is inexpensive to manufacture to create the generic type, which at low Effort to create cavities or gas volumes at least in the flow path of the liquid to be pumped is able to avoid significantly.
  • Control device can be the dependent claims remove.
  • FIG. 1 shows a first possible embodiment of a control device for a pump with automatic inlet valves.
  • the pump according to the schematic representation of FIG. 1 has three individual displacement pistons 9, of which only one can be seen in FIG. 1.
  • the three displacers become driven by a rotary shaft 12 via respective eccentric 11, each eccentric 11 arranged in a lifting member 10 is that at the lower end of the associated piston 9th located.
  • the rotary movement A of the eccentric 11 initiates in this case an oscillating movement B, wherein the piston 9 as Displacer in the displacement space 15 between the two Dead center positions C (bottom dead center) and D (top dead center) moved back and forth and triggers the periodic suction movement.
  • the piston does not rise in any phase due to the lifting member 10 its movement from the eccentric 11 (positive displacement movement).
  • the flow rate through each displacer is determined by a respective, upstream, throttling, spring-loaded 2/2-way valve 21 and by a Adjustment device 27, which in this example as Adjusting throttle 30 is formed, determined.
  • the adjusting device 27 like the adjusting device 27a and 27b of the same design, is fed by a common line 32, which provides the liquid to be pumped, here diesel oil, with a pressure p2.
  • the diesel fuel 2 comes from a liquid reservoir 1, where it is in contact with a gas 3 at a pressure p 1, here air at atmospheric pressure p1, at a contact surface 4.
  • the liquid can become saturated with gas.
  • the liquid initially flows through a system 7, in which preferably no further gas is to be added to the liquid. Since the pressure is to be increased from p1 to p2, a pressure-increasing device, ie a pressure source 8, is integrated in the system 7 in this example.
  • the diesel liquid then flows in line 32 the three adjusting throttles 30, 30a, 30b and the associated throttles differential operated, throttling 2/2-way valves 21, 21a and 21b. Because of the continuity equation for incompressible media (which is only due to the absence of voids can be assumed) is the flow rate through each variable throttle and the 2/2-way valve assigned to it 21, 21a and 21b, respectively. From this arises Equilibrium state from the pressure p3 on the active surface 24 of the 2/2-way valve 21 on one side and a reservoir-like one Pressure p12 close to p1 on the active surface 23 the other side of the 2/2-way valve and from the Force of the spring 22 a.
  • the variable throttles 30, 30a, 30b can theoretically be adjusted individually or be coordinated.
  • valve active surfaces 24, 24a, 24b and the associated throttles 30, 30a, 30b the system has an inherent damping effect, which increases with greater throttling, which is important for the maintenance and reproducibility of the delivery characteristics (see FIGS. 10 and 11).
  • the damping works by already having a slight overshoot of the throttling 2/2-way valves 21, 21a, 21b in the suddenly opening phase the volume increase generated by the product of surface 24, 24a, 24b and stroke difference in the connection 31, 31a, 31b Lowering of the pressure p 3 by a considerable ⁇ p 3 counteracting the overshoot - because of the low level of voids achieved according to the invention!
  • the pressure difference operated throttling 2/2-way valves 21, 21a and 21b are each on in this exemplary embodiment its active surface 23 connected to the return 6, whereby the reservoir-like pressure p12 near p1 on the active surface 23 prevails.
  • This arrangement has the advantage that the spring 22 - depending on Size of the area 23 - can be chosen very weak and less the pretensioning than the regulating Resetting the valve (21) against the opening pressure p3 serves on the other active surface 24, since with the pressure p12 the effective area 23 already a considerable part of the necessary bias and maybe even more.
  • FIG. 2 shows a similar control device to FIG. 1 , with the difference that the pump inlet slots 35th has and only one central adjustment device 27 is provided is, which has an adjusting throttle 30. Pumps with In contrast to those, inlet slots can be used with As a rule, manufacture inlet valves more cheaply, while their application focus is less at the highest Press and thin fluid media.
  • the low cost goal comes in this embodiment the central adjustment device 27, which is fundamentally a simple manual adjustment or an electric one Adjustment allowed.
  • the single variable throttle 30 in the adjusting device 27 can be known in a conventional manner Represent way also inexpensively.
  • the pressure difference p2-p3 through the variable throttle a pressure differential valve 40 connected in parallel independent of the flow rate, kept approximately constant, whereby themselves in the combination of the variable throttle 30 and Differential pressure valve 40 the effect of a flow control valve results.
  • the simplicity, for all displacement elements 16, 16a, 16b to use the same variable throttle 30 results further advantages in this constellation with the inlet side Slit control of the pump.
  • a first advantage is that the control cross section of the Throttle 30 for a certain speed and certain Relative displacement filling from the number of served displacement rooms as well from the brevity of the respective suction phases ago much larger than for example in the case of the individual chokes in the constellation 1 is. (Assumption of the same speed and the same relative filling).
  • a second advantage is that due to the short suction phases and even phase displacement of the displacement movement a Overlap of the suction phases is relatively slight or not at all is available. (There is an overlap of the suction phases not present if the height of the opening 35 is so low is held that the swept area angular area of the eccentric 11 or the rotary shaft 12 during the release the opening 35 through the piston 9 a maximum of 360 ° / number Displacement elements).
  • a third advantage arises when the release angle described a certain amount smaller than the 360 ° / number of displacement elements is. Then there are more or less short intermediate phases in which none of the displacement rooms sucks.
  • the filling of the channel pieces 36, 36a, 36b between the respective 2/2-way valve 21, 21a, 21b and the respective Inlet cross sections 35 (35a, 35b covered, not visible in the drawing) can basically between the suction phases go on. This also helps in the channel pieces 36, 36a, 36b, d. H. up to the displacement space limit in the form of the Inlet cross section 35 at least one cavity cavity to reach.
  • the pressure p 3 in the connecting channels can even rise to a maximum of p 2 , since no fluid is removed from the channel pieces 36, 36a, 36b by any suction element. This leads to a temporary larger opening of the 2/2-way valves and to an acceleration of the filling of the duct sections.
  • Fig. 3 represents a particularly favorable form of training Control device of FIG. 1.
  • the adjustment device 27 is even in this example connected to the pump by hose lines 41, 41a, 41b, what a remote control possibility of the pump over a multiple length of the characteristic pump dimension (e.g. Diameter with a radial piston pump).
  • FIG. 3 shows a further possible and advantageous variant of the invention, as an additional Damper inherent to that described above in FIG. 1 Damping added.
  • the damper shown is only an example for possible designs.
  • the respective pressure difference actuators throttling 2/2-way valves 21 are in this Example connected to respective damping pistons 73, which. in respective cylinders 70 according to the movement of the Slider of the 2/2-way valves 21 are reciprocable.
  • the effect of damping is due to the lack of voids.
  • Attenuation chambers 71 and 72 are in the respective cylinders 70 on opposite sides of the respective damping piston 73 is formed.
  • FIG. 4 and 5 show in cross section and in longitudinal section Particularly favorable design example of a pump with a control device according to the invention.
  • the pump according to Fig. 4 and 5 is equipped with four displacement spaces 129a-d, the pairs above and below the drive shaft 110 are arranged.
  • the displacement space 129b is in FIG. 5 not seen since he is behind the cutting plane (V-V in Fig. 4) is in the upper part of the drawing.
  • the displacers 117 are by respective springs 135 in contact with two on the drive shaft 110 eccentrically mounted drive rings 114 in Kept in touch.
  • the drive rings 114 are by means of Needle bearings 115 are rotatably mounted on eccentrics 113 offset from one another with the drive shaft 110 in a rotationally fixed manner are connected.
  • the springs 135 for the respective displacement pistons 117 are supported on a plate-shaped abutment 116 at the end every single displacement piston and the drive ring 114 presses on the respective displacement piston 117 opposite sides of the spring abutment 116.
  • the Rotation of the drive shaft 110 therefore causes the over their non-rotatably connected eccentric 113 and the rings 114 one
  • the reciprocating piston 117, the Stroke movement of the upper displacement piston 117 offset by 180 ° to the lifting movement of the opposite lower one Displacement piston 117 takes place.
  • the two eccentrics 113 are 90 ° offset from each other connected to the rotary shaft 110, so that the stroke phase difference of two arranged side by side Displacement piston 117, i.e. from the lower displacement pistons 117 in Fig. 5 and the upper displacement piston also 90 ° is. On the one hand, this contributes to the smooth running of the Pump, on the other hand, for an even supply of liquid at.
  • the rotary shaft 110 is in the main housing 138 of the pump Ball bearing 136 and the roller bearing 137 rotatably supported.
  • each displacement space 129a-d (of which the displacement space 129c is not shown) is a respective intake valve 134 and a respective outlet valve 118 are provided.
  • the respective inlet and outlet valve pairs 134, 118, which too belong to the respective displacement spaces 129a-d are in respective housing parts 133a-133d housed in which also those that form the displacement spaces 129a-d and the recording the displacement piston 117 serving cylinder are.
  • These housing parts 133a-d each have a cylindrical one Extension which is coaxial to the respective cylinder, i.e. arranged to the respective displacement piston 117 and in one corresponding cylinder bore of the main housing part 138 is used.
  • each Housing part 133a-d and the housing 138 is one respective ring seal, so that the main housing 138 against Leak is sealed.
  • the cylindrical extension of each Housing part 133a-d also has an annular shoulder, at the end facing away from the plate-shaped abutment 116 the respective spring 135 is supported. I.e. the ring shoulder forms another abutment for the spring 135.
  • Each housing part 133a-133d is also provided with a respective one Valve cover 119a-d provided, the individual valve covers 119a-d a respective cylindrical recess 121 have coaxial with the cylindrical extension of the each assigned housing part 133a-d is arranged and a stem portion of intake valve 134 and those cooperating therewith Receives components that in Figs. 6A and 6B in are shown on an enlarged scale.
  • the valve cover 119a-d and the housing parts 133a-d are continuous Screws shown in Fig. 5 with the Screwed crankcase 138.
  • valve 150 provides in this embodiment the adjustable element that is used to control the pressure-differential operated, throttling 2/2-way valves, which in this embodiment through the respective intake valves 134 are formed with the associated parts, such as is described in more detail later.
  • each Distribution route 130a-d are located in the respective Cylinder heads 119a-d respective oblique bores 127a-d, which open into the cylindrical spaces 121, whereby the oblique bores 127c and 127d are not shown.
  • the hollow rotary slide valve 150 receives which in this example is an easily replaceable one Insert cartridge is formed in the direction of arrow E over a housing bore 132 liquid from a reservoir 1 with the pressure p2, as shown for example in FIG. 3 is.
  • the fluid advances without significant pressure loss in the interior of the hollow rotary valve over one constantly open, sufficiently large inlet cross-section 156 Rotation of the hollow rotary valve, which is done by means of an electric Drive 158 (Fig.
  • valve cartridge on the not shown The back of each chamber is symmetrically opposite have the same openings 155a-155d and 156 and the movable one Slider be made very thin-walled, so that the valve has the advantages of a valve according to DE-C 37 14 691.
  • the pressure p3 in the distribution lines 130a to 130d becomes via the oblique bores 127a-d in the respective cylinder rooms 121 communicates and acts here across the cross-sectional area of the stem of the valve 134 in the opening direction on the Valve 134 on.
  • valve 134 When valve 134 is closed the same pressure p3 also acts in the opening direction of the valve on the side of the valve head facing the chamber 134 a-d a.
  • the two springs 125 and 126 practice one at this stage Closing force on the valve 134.
  • valve 134 When enlarging the respective displacement room 129a-d by moving the respective displacer away from top dead center (OTP), prevails on the Positive side of valve 134 is a lower pressure than in the cylindrical spaces 121, 134a-d so that a total force on the Valve member 134 acts to open it leads. Both the strong spring 125 and also weak spring 126 is compressed. The ones below of the spring plate 126T escapes through the damping openings in the spring seat 126T and therefore slows the opening of the valve member 134.
  • the height of the opening stroke of the valve member 134 and the Amount of fluid delivered to the head of valve member 134 flows into the displacement chamber 129 depends on the pressure p3 in the distribution line 130.
  • valve 150 can be integrated into the pump construction to save space because there are 130a-d does not arrive.
  • the formation of the valve 150 with elongated linear slots 155a-d allow a particularly good one Controllability of the pump down to the smallest delivery rates.
  • poppet valves 134 as intake valves, which here at the same time as the pressure difference actuated according to the invention, throttling 2/2-way valves is in the Rule the cheaper option than using Slider valves, especially the displacement room has one Leakage path less, which is the case with pumps for highest pressures, low speeds and lowest viscosities (as in Connection with the common rail diesel injection) is particularly important if the highest levels of efficiency are achieved should be.
  • the tightness of the intake seat valves 134 also affects the equal promotion of displacement space 129a-d to displacement space 129a-d positive because of leakage in generally has a high component tolerance. Also the General pump characteristics can be found in the Series production in designs with a seat valve is better adhere.
  • Vibrations of the throttling valves can - like general vibrations - to spring breaks or, with seat valves, lead to increased wear or broken shaft, here these vibrations especially damage the Funding characteristic, which is thereby changed. Vibrations often arise randomly as a result of stochastically fluctuating Damping effects or suggestions. In such a case would stochastic flow rate fluctuations at the pump or hysteresis effects occur, both of which use which would complicate pumps for control purposes.
  • valve damping is therefore the use of a Damper proposed on the throttling valve.
  • the damping forces produce with simple piston dampers of known design also negative pressure, which in turn is used for the damping function can create harmful voids.
  • Fig. 7 now shows some for throttle control elements Special features of the design of the throttling valves, for example the valves 30 in Fig. 1 or 150 in the 4 to 6.
  • the pressure difference goes on the adjusting element with the root of the pressure difference in the metered amount of liquid.
  • this pressure difference decreases with increasing Throttle valve opening.
  • the use of a differential pressure valve 40 in Fig. 2 shows how this pressure difference can basically be kept constant by the Use of the differential pressure valve in parallel to the Pressure in front of the throttling valve can also be changed.
  • FIGS. 8 shows the state for the full filling or conveying of the displacer spaces 15, FIG. 9 the state for half the filling or conveying of the displacer spaces 15 and FIG. 10 the state of not exactly zero conveying of the displacer spaces 15 as a function of the angle of rotation of the drive shaft, based on the top dead center OTP and the bottom dead center UTP of the respective displacement pistons 9.
  • the free flow cross section A valve through the inlet valves 28 assumes the maximum value.
  • the valves 28 (FIG. 1) are only partially open.
  • the delivered volumes V correspond to the area under the volume flow functions. 10 shows the case in which the delivery is just O and the filling therefore also tends towards O.
  • the displacers can be filled slightly to cover any piston leakage as a result of the compression / decompression.
  • a minimal opening A suction (V ⁇ O) is therefore shown in FIG. 10.
  • the duration of this opening extends approximately over the entire revolution, interrupted only by the relatively short compression / decompression phase. Similar courses arise for the further embodiments according to FIGS. 2, 3 and 4 to 6 and 13, 14, 15, 16 and 17.
  • Fig. 12 shows the corresponding flow characteristics for slot-controlled pumps, as in the embodiment according to Fig. 2nd
  • Fig. 13 shows an embodiment similar to Fig. 3, however with a different training of the pressure difference actuators throttling 2/2-way valves and with another Type of variable throttle actuation.
  • the 2/2-way valves of the 13 each consist of an embodiment Ball 54, which by means of a spring 53 to a valve seat is pressed.
  • the movement of the ball 54 with respect to the Valve seat in the open state of the valve depends on that pressure prevailing in the respective line 31, 31a and 31b p3, which makes the filling of the displacement spaces dependent is controlled by p3.
  • a converter 27 for 1 particularly for the Integration in analog control loops is suitable switching valve 50 as a converter according to FIG. 13 advantages in connection with digital electronics.
  • FIG. 13 shows such an arrangement, wherein as in Fig. 2 with slot-controlled pumps and at the Opening angle adapted to the number of cylinders, a switching valve 50 for several displacement elements 9 is sufficient.
  • This constellation has advantages if that is to be promoted Fluid is very viscous or contains dirt, which could impair the function (example: Common rail injection system for heavy oil engines), or if the variable pump should be self-priming or only with very low form should be worked. You need then only a much less powerful pressure source 100 for the actuating fluid, often one such a pressure source is already available (e.g. compressed air network).
  • the actuating fluid is connected via lines 101 to the controllable pressure p10 to the individual 2/2-way valves 103 headed.
  • the pressure p10 acts on the Effective area 102 on one side of the slide of the 2/2-way valve 103, while a spring 104 and the output pressure of the 2/2-way valve via line 106 to the effective area 105 acts on the other side of the slide 102.
  • FIG. 15 shows a schematic representation of a pump in a radial design with three displacement pistons 9, only the central part of the pump housing around the drive shaft 12 is shown around and only the upper displacement piston 9 is completely drawn.
  • connection line to the liquid reservoir is as before provided with the reference number 33.
  • Reference numeral 30 indicates an adjustable throttle element, which over the Line 31 leads into the interior 202.
  • the pump of the figure 15 is slot controlled and has inlet slots for this purpose 35 (only shown for the upper displacement piston), the inlet slots 35 each actuated by a pressure difference and throttling 2/2 way valve 51 (as with the Figure 13 shown) and corresponding line sections 204 and 206 in the pump housing communicate with the interior 202.
  • the reference number 17 indicates the outlet valve as before, that via a line 18 with corresponding Lines of the other displacement pistons 9 (not shown) is united and finally to the "Common Rail" the internal combustion engine connected to it.

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Description

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Steuereinrichtung für eine wenigstens einen Verdrängerraum aufweisende Flüssigkeits-Verdrängerpumpe gemäss Oberbegriff des Anspruches 1.
In der EP-A-0 299 337 ist ein Einspritzsystem für Brennkraftmaschinen beschrieben, das eine Hochdruck-Verdrängerpumpe aufweist. Um bei konstanter Pumpendrehzahl die Menge der von der Pumpe geförderten Druckflüssigkeit an den jeweiligen Bedarf anzupassen wird der Zufluss zur Verdrängerpumpe begrenzt. Hiezu dient ein gesteuertes Drosselorgan, das stromaufwärts des Verdrängerraumes der Pumpe in der Zuleitung zum Verdrängerraum angeordnet ist. Bei diesem bekannten System besteht nun die Gefahr der Hohlraumbildung im Strömungspfad der Flüssigkeit. Die dabei entstehenden, z.T. erheblichen Gasvolumina beeinträchitgen nun eine genaue und einfache Steuerung der jeweils gewünschten Zuflussmenge.
Der vorliegenden Erfindung liegt nun die Aufgabe zugrunde, eine in der Herstellung kostengünstige Steuereinrichtung der gattungsgemässen Art zu schaffen, welche bei geringem Aufwand eine Bildung von Hohlräumen bzw. von Gasvolumina im Strömungspfad der zu fördernden Flüssigkeit zumindest erheblich zu vermeiden vermag.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss mit einer Steuereinrichtung gemäss Anspruch 1 gelöst. Durch das Vorsehen eines 2/2-Wegeventils zwischen dem Verdrängerraum der Verdrängerpumpe und den Mitteln zum Begrenzen des Zuflusses zu diesem Verdrängerraum wird bewirkt, dass der Druck stromaufwärts des Verdrängerraums so hoch ist und mindestens 0,9 bar absolut beträgt, dass weder Dampf noch gelöstes Gas aus der Flüssigkeit austreten kann.
Bevorzugte Ausführungsformen der erfindungsgemässen Steuereinrichtung lassen sich den abhängigen Ansprüchen entnehmen.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand von Ausführungsbeispielen mit Bezug auf die Zeichnung näher erläutert. In dieser zeigen:
Fig. 1
eine erfindungsgemäße Ausführung einer Steuereinrichtung für eine Pumpe mit selbsttätigen Einlaßventilen,
Fig. 2
eine weitere Ausführung einer erfindungsgemäßen Steuereinrichtung für eine Pumpe mit vom Verdränger gesteuerten Einlaßschlitzen,
Fig. 3
eine spezielle Ausbildung einer erfindungsgemäßen Steuereinrichtung für eine Pumpe, wobei die Einlaßventile mit spezieller Federcharakteristik und einem Dämpfer ausgebildet sind und die Verstelldrosseln in einem Stetig-Wegeventil zusammengefaßt sind,
Fig. 4
einen Querschnitt einer ausgeführten Pumpe, mit einer erfindungsgemäßen Steuereinrichtung, die in der Pumpe eingebaut ist,
Fig. 5
eine teilweise längsgeschnittene schematische Ansicht der Pumpe mit Steuereinrichtung der Fig. 4 nach der Linie V-V in Fig. 4,
Fig. 6A und 6B
Zeichnungen zur Erläuterung der Wirkungsweise der Einlaßventile der Pumpe der Fig. 4 und 5, wobei Fig. 6A den Öffnungsvorgang und Fig. 6B den Schließvorgang darstellt,
Fig. 7
eine Zeichnung zur Erläuterung der Auslegung der Charakteristik der drosselnden Ventile,
Fig. 8
eine graphische Darstellung des Arbeitstakts einer Pumpe nach Fig. 3 für volle Förderung,
Fig. 9 und 10
Darstellungen entsprechend der Fig. 8, jedoch für halbe Förderung bzw. Nullförderung,
Fig. 11
Förderstromkennlinien einer Pumpe nach Fig. 3,
Fig. 12
Förderstromkennlinien ähnlich der Fig. 11, jedoch für eine schlitzgesteuerte Pumpe,
Fig. 13
eine erfindungsgemäße Ausführung einer Steuereinrichtung mit einem Schaltventil als Verstelleinrichtung,
Fig. 14
eine Variante einer Steuereinrichtung für eine Füllgradverstellpumpe, bei der die Verstelleinrichtung mit einem Hilfsmedium, d.h. nicht mit der zu pumpenden Flüssigkeit arbeitet, und
Fig. 15
eine schematische Ansicht einer weiteren erfindungsgemäßen Ausführungsform.
Fig. 1 zeigt eine erste mögliche Ausführung einer Steuereinrichtung für eine Pumpe mit selbsttätig arbeitenden Einlaßventilen.
Die Pumpe nach der schematischen Darstellung der Fig. 1 weist drei einzelne Verdrängerkolben 9 auf, von denen nur einer in der Fig. 1 zu sehen ist. Die drei Verdränger werden von einer Drehwelle 12 über jeweilige Exzenter 11 angetrieben, wobei jeder Exzenter 11 in einem Hubglied 10 angeordnet ist, das sich am unteren Ende des zugeordneten Kolbens 9 befindet.
Die Drehbewegung A des Exzenters 11 initiert in diesem Fall eine oszillierende Bewegung B, wobei der Kolben 9 als Verdränger im Verdrängerraum 15 sich zwischen den beiden Totpunktlagen C (unterer Totpunkt) und D (oberer Totpunkt) hin und her bewegt und die periodische Saugbewegung auslöst. Durch das Hubglied 10 hebt sich der Kolben in keiner Phase seiner Bewegung vom Exzenter 11 ab (zwangsläufige Verdrängerbewegung). Für jeden Verdrängerraum ist ein Einlaßventil 28 und ein Auslaßventil 17 in an sich bekannter Weise vorgesehen, wobei sowohl das Einlaßventil 28 als auch das Auslaßventil 17 durch jeweilige Federn (beispielsweise 29 für das Einlaßventil 28) in die jeweils geschlossenen Stellungen vorgespannt sein können. Das bedeutet, daß das Ventil 28 als Einlaßrückschlagventil ausgebildet ist. Durch die Bewegung des Verdrängers 9 wird, aufgrund der Drehbewegung des Exzenters 11, das Einlaßrückschlagventil in bekannter Weise über die entstehende Druckdifferenz p4-p5 aufgesteuert und der Saugvorgang ausgelöst. Beim nach oben gerichteten Hub des Verdrängers 9 wird die bisher eingesammelte Flüssigkeitsmenge aus dem Verdrängerraum 15 durch das Auslaßventil 17 verdrängt, d.h. dieser-hebt sich von seinem Sitz entgegen der Wirkung der Vorspannfeder und die sich jetzt unter Hochdruck befindliche Flüssigkeit wird über die Leitung 18 mit entsprechenden Flüssigkeitsmengen über die Leitungen 18a und 18b in eine gemeinsame Leitung 19 befördert, wo ein Druck p6 herrscht und welche beispielsweise das sogenannte "Common-Rail" (das Verteilrohr) eines "Common-Rail"-Einspritzsystems darstellt.
Wie üblich bei solchen Mehrkolbenanordnungen werden die einzelnen Kolben bzw. Verdränger 9 phasenverschoben bewegt, um eine Vergleichmäßigung des Ausgangsdruckes p6 in die gemeinsame Leitung zu erreichen und um einen möglichst vibrationsarmen Betrieb der Pumpe sicherzustellen. D.h., daß bei drei Verdrängern, wie in dem Beispiel nach Fig. 1 gezeigt, die einzelnen Verdrängerkolben ihre Hubbewegung jeweils um 120° phasenversetzt zum benachbarten Verdränger ausführen.
Die Durchflußmenge durch jeden Verdränger wird durch ein jeweiliges, diesem vorgeschaltetes, drosselndes, federbelastetes 2/2-Wegeventil 21 sowie durch eine Verstelleinrichtung 27, das in diesem Beispiel als Verstelldrossel 30 ausgebildet ist, bestimmt.
Gespeist wird die Verstelleinrichtung 27, wie auch die gleich ausgebildete Verstelleinrichtung 27a und 27b, von einer gemeinsamen Leitung 32, welche die zu fördernde Flüssigkeit, hier Dieselöl, mit einem Druck p2 bereitstellt. Der Dieselbrennstoff 2 stammt aus einem Flüssigkeitsreservoir 1, wo er mit einem Gas 3 bei einem Druck p1 hier Luft bei atmosphärischem Druck p1, an einer Kontaktfläche 4 in Berührung ist. Die Flüssigkeit kann sich mit Gas sättigen. Die Flüssigkeit fließt zunächst durch ein System 7, in dem vorzugsweise kein weiteres Gas in die Flüssigkeit hineingegeben werden soll. Da der Druck von pl auf p2 erhöht werden soll, wird eine druckerhöhende Einrichtung, d.h. eine Druckquelle 8 in diesem Beispiel in das System 7 integriert.
Die Diesel flüssigkeit in der Leitung 32 durchströmt sodann die drei Verstelldrosseln 30, 30a, 30b und die diesen zugeordneten, druckdifferenzbetätigten, drosselnden 2/2-Wegeventile 21, 21a bzw. 21b. Aufgrund der Kontinuitätsgleichung für inkompressible Medien (was nur aufgrund der Hohlraumfreiheit angenommen werden kann) ist die Durchflußmenge durch jede Verstelldrossel und das ihm zugeordnete 2/2-Wegeventil 21, 21a bzw. 21b gleich. Hieraus stellt sich ein Gleichgewichtszustand aus dem Druck p3 an der Wirkfläche 24 des 2/2-Wegeventils 21 auf der einen Seite und einem reservoir-ähnlichen Druck p12 nahe p1 an der Wirkfläche 23 auf der anderen Seite des 2/2-Wegeventils und aus der öffnungswegeabhängigen Kraft der Feder 22 ein. Die Verstelldrosseln 30, 30a, 30b können theoretisch individuell verstellt oder aufeinander abgestimmt werden.
Fig. 1 offenbart einen weiteren wichtigen Vorteil der Erfindung. Das System besitzt mit den Ventilwirkflächen 24, 24a, 24b und den zugeordneten Drosseln 30, 30a, 30b eine inhärente, mit stärkerer Drosselung zunehmende Dämpfwirkung, welche für die Einhaltung und Reproduzierbarkeit der Förderkennlinien (s. Fig. 10 u. 11) wichtig ist. die Dämpfung funktioniert, indem bereits bei geringfügigem Überschießen der drosselnden 2/2-Wegeventile 21, 21a, 21b in der plötzlich beginnenden Öffnungsphase die durch das Produkt aus Fläche 24, 24a, 24b und Hubdifferenz in der Verbindung 31, 31a, 31b erzeugte Volumenvergrößerung eine Absenkung des Drucks p3 um ein beträchtliches, dem Überschießen entgegenwirkendes Δp3 verursacht - wegen der erfindungsgemäß erreichten Hohlraumarmut!
Je kleiner die Drossel eingestellt ist, desto länger dauert es, bis Medium nachfließen kann und desto nachhaltiger ist die Dämpfwirkung.
Die druckdifferenzbetätigten drosselnden 2/2-Wegeventile 21, 21a bzw. 21b sind in diesem Ausführungsbeispiel jeweils an ihrer Wirkfläche 23 mit dem Rücklauf 6 verbunden, wodurch der reservoirähnliche Druck p12 nahe p1 an der Wirkfläche 23 herrscht.
Diese Anordnung hat den Vorteil, daß die Feder 22 - je nach Größe der Fläche 23 - sehr schwach gewählt werden kann und weniger dem Vorspannen als vielmehr dem regulierenden Rückstellen des Ventils (21) gegen den öffnenden Druck p3 auf der anderen Wirkfläche 24 dient, da mit dem Druck p12 an der Wirkfläche 23 bereits ein beträchtlicher Teil der notwendigen Vorspannung und vielleicht sogar mehr vorliegt.
Fig. 2 stellt eine ähnliche Steuervorrichtung zu der Fig. 1 dar, mit dem Unterschied, daß die Pumpe Einlaßschlitze 35 aufweist und nur eine zentrale Verstelleinrichtung 27 vorgesehen ist, die eine Verstelldrossel 30 besitzt. Pumpen mit Einlaßschlitzen lassen sich im Gegensatz zu solchen mit Einlaßventilen in der Regel kostengünstiger herstellen, während ihr Anwendungsschwerpunkt dafür weniger bei höchsten Drücken und dünnflüssigen Druckmedien liegt.
Dem niedrigen Kostenziel kommt in diesem Ausführungsbeispiel die zentrale Verstellvorrichtung 27 entgegen, welche grundsätzlich eine einfache manuelle Verstellung oder eine elektrische Verstellung erlaubt. Die einzelne Verstelldrossel 30 in der Verstellvorrichtung 27 läßt sich in an sich bekannter Weise ebenfalls kostengünstig darstellen. In den Saugphasen wird die Druckdifferenz p2-p3 über der Verstelldrossel durch ein parallel geschaltetes Druckdifferenzventil 40 durchflußmengenunabhängig, näherungsweise konstant gehalten, wodurch sich in der Kombination der Verstelldrossel 30 und des Druckdifferenzventils 40 die Wirkung eines Stromregelventils ergibt. Die Einfachheit, für alle Verdrängerelemente 16, 16a, 16b die gleiche Verstelldrossel 30 zu benutzen, ergibt weitere Vorteile in dieser Konstellation mit der einlaßseitigen Schlitzsteuerung der Pumpe ab.
Ein erster Vorteil ist, daß der Steuerquerschnitt der Drossel 30 für eine bestimmte Drehzahl und bestimmte relative Verdrängerraumbefüllung von der Anzahl der bedienten Verdrängerräume als auch von der Kürze der jeweiligen Saugphasen her wesentlich größer als beispielsweise bei den Einzeldrosseln in der Konstellation nach Fig. 1 ist. (Annahme gleicher Drehzahl und gleicher relativer Befüllung).
Dies wirkt sich auf den Preis und die Fertigungstoleranzen günstig aus. Außerdem ist eine spezielle Konturgebung des Steuerquerschnitts über dem Drosselöffnungsweg eher möglich und auch eine Anwendung des Steuerprinzips auf extrem kleine Pumpen.
Ein zweiter Vorteil ist, daß aufgrund der kurzen Saugphasen und gleichmäßigen Phasenversetzung der Verdrängerbewegung eine Überschneidung der Saugphasen relativ gering oder gar nicht vorhanden ist. (Eine Überschneidung der Saugphasen ist gar nicht vorhanden, wenn die Höhe der Öffnung 35 so gering gehalten ist, daß der überstrichene Bereich Winkelbereich des Exzenters 11 bzw. der Drehwelle 12 während der Freigabe der Öffnung 35 durch den Kolben 9 maximal 360°/ Anzahl Verdrängerelemente beträgt).
Dies kommt einer Aufschaltung ein und derselben Drossel nacheinander auf die verschiedenen Verdrängerelemente gleich. Dies bedeutet die Gleichheit des Drosselquerschnitts für jedes Verdrängerelement als eine ideale Voraussetzung für Gleichbefüllung bzw. -Förderung aller Verdrängerelemente.
Ein dritter Vorteil ergibt sich, wenn der beschriebene Freigabewinkel ein gewisses Maß kleiner als die 360°/Anzahl Verdrängerelemente ist. Es ergeben sich dann mehr oder weniger kurze Zwischenphasen, in denen keiner der Verdrängerräume saugt.
Die Befüllung der Kanalstücke 36, 36a, 36b zwischen dem jeweiligen 2/2-Wegeventil 21, 21a, 21b und den jeweiligen Einlaßquerschnitten 35 (35a, 35b verdeckt, nicht sichtbar in der Zeichnung) kann zwischen den Saugphasen grundsätzlich weitergehen. Dies hilft auch in den Kanalstücken 36, 36a, 36b, d. h. bis zu Verdrängerraumgrenze in Form des Eintrittsquerschnitts 35 zumindest eine Hohlraumarmut zu erreichen.
In den Zwischenphasen kann nun der Druck p3 in den Verbindungskanälen bis sogar maximal auf p2 steigen, da aus den Kanalstücken 36, 36a, 36b an keinen Verdrängerelement durch einen Saugvorgang Fluid entnommen wird. Dies führt zu zeitweiliger größerer Öffnung der 2/2-Wegeventile und zu einer Beschleunigung der Auffüllung der Kanalstücke.
Fig. 3 stellt eine besonders günstige Ausbildungsform der Steuervorrichtung der Fig. 1 dar.
Hier wird die aufgrund der Hohlraumfreiheit erzielte Möglichkeit gezeigt, die Verstelleinrichtung für die hier in der Pumpe integrierten drosselnden 2/2-Wegeventile 21 in größerer Entfernung von diesen bzw. den einzelnen Verdrängerräumen anzuordnen. Dies erlaubt die Zusammenfassung mehrerer oder aller Stellelemente zu einem Stellglied 60 in Form eines Stetig-Wegeventils mit nur einem Antrieb, was wiederum dann z.B. einfache manuelle Betätigung möglich macht. Im Fall elektrischer Pumpenverstellung ist die Notwendigkeit nur eines Wandlers für mehrere oder alle Verdrängerräume ein großer Kosten- und Bauraumvorteil.
Erst die Zusammenlegung der zu den Verdrängerelementen gehörenden Einzeldrosseln in das Stetigwegeventil 60 erlaubt auch eine optimale Gleichsteuerung der Einzeldrosseln. Bekanntlich werden die Steueröffnungen von Steuerschiebern und Gehäusen solcher Ventile meist in einer Aufspannung gefertigt, was eine fehlerarme und unverrückbare Positionierung dieser Öffnungen zueinander bedeutet.
Eine wichtige Eigenschaft ist, daß die zwischen der einen Verstelleinrichtung 27 und den einzelnen drosselnden 2/2-Wegeventilen 21 in einem Kanal eingeschlossenen Flüssigkeitsvolumina wegen der fehlenden Hohlräume kaum elastisch sind, so daß auch kaum zusätzliche Flüssigkeitsmengen ein- oder ausströmen müssen, um die jeweils stationären Zustände eines Befüllungsvorgangs oder der zwischen zwei Befüllungsvorgängen liegenden Zeitperiode zu erreichen. Damit dürfen die geometrischen Kanalvolumina stark voneinander abweichen, weshalb die Erfindung für sämtliche geometrische Verdrängeranordnungen (z.B. axial, radial, Reihe bei Kolbenpumpen) geeignet ist. Für alle diese Verdrängeranordnungen kann ein vom Bauraum und vom Erscheinungsbild günstiger Ort für die Verstelleinrichtung 27 gefunden werden.
Die Verstelleinrichtung 27 ist in diesem Beispiel sogar durch Schlauchleitungen 41, 41a, 41b an die Pumpe angebunden, was einer Fernsteuermöglichkeit der Pumpe über eine mehrfache Länge der charakteristischen Pumpenabmessung (z.B. Durchmesser bei einer Radialkolbenpumpe) erlaubt.
Die Fig. 3 zeigt insofern auch eine weitere mögliche und vorteilhafte Variante der Erfindung, als ein zusätzlicher Dämpfer die weiter oben unter Fig. 1 beschriebene inhärente Dämpfung ergänzt. Der gezeigte Dämpfer ist nur ein Beispiel für mögliche Ausführungen. Die jeweiligen druckdifferenzbetätigten drosselnden 2/2-Wegeventile 21 sind in diesem Beispiel mit jeweiligen Dämpfungskolben 73 verbunden, welche. in jeweiligen Zylindern 70 entsprechend der Bewegung der Schieber der 2/2-Wegeventile 21 hin- und herbewegbar sind. Die Wirkung der Dämpfung ist aufgrund der Hohlraumarmut. gut und gleichbleibend. Dabei sind Dämpfungskammern 71 und 72 in den jeweiligen Zylindern 70 auf entgegengesetzten Seiten der jeweiligen Dämpfungskolben 73 ausgebildet. Bei Verschiebung der Dämpfungskolben 73 entsprechend der Öffnung bzw. Schließung des jeweiligen Schiebers des zugeordneten 2/2-Wegeventils 21 strömt Flüssigkeit am Kolben vorbei von der Kammer 71 in die Kammer 72 bzw. von der Kammer 72 in die Kammer 71 sowie durch den Führungsspalt der Stange 74 und dämpft die Bewegung des Kolbens und daher des entsprechenden Schiebers des 2/2-Wegeventils 21. Dies trägt dazu bei, ein unkontrolliertes Überschießen der Ventilbewegung zu vermeiden, da dies Einfluß auf die Förderstromkernlinien nehmen würde.
Fig. 3 zeigt insofern auch eine günstige Variante der Erfindung, als die druckdifferenzbetätigten 2/2-Wegeventile 21 gleichzeitig als Einlaßventile ausgebildet sind, was Aufwand spart.
Fig. 4 und 5 zeigen im Querschnitt bzw im Längsschnitt ein besonders günstiges Ausgestaltungs beispiel einer Pumpe mit einer erfindungsgemäßen Steuereinrichtung. Die Pumpe nach den Fig. 4 und 5 ist mit vier Verdrängerräumen 129a-d ausgestattet, die paarweise oberhalb und unterhalb der Antriebswelle 110 angeordnet sind. Der Verdrängerraum 129b ist in der Fig. 5 nicht zu sehen, da er hinter der Schnittebene (V-V in Fig. 4) im oberen Teil der Zeichnung liegt.
Für jeden Verdrängerraum ist ein jeweiliger Kolben oder Verdränger 117 vorgesehen. Die Verdränger 117 werden durch jeweilige Federn 135 in Berührung mit zwei auf der Antriebswelle 110 exzentrisch gelagerten Antriebsringen 114 in Berührung gehalten. Die Antriebsringe 114 sind mittels Nadellagern 115 auf Exzentern 113 drehbar gelagert, die versetzt zueinander mit der Antriebswelle 110 drehfest verbunden sind.
Die Federn 135 für die jeweiligen Verdrängerkolben 117 stützen sich an einem tellerförmigen Widerlager 116 am Ende jedes einzelnen Verdrängerkolbens ab und der Antriebsring 114 drückt auf die jeweiligen, den Verdrängerkolben 117 entgegengesetzten Seiten der Federwiderlager 116. Die Drehung der Antriebswelle 110 verursacht daher über die mit ihr drehfest verbundenen Exzenter 113 und die Ringe 114 eine Hin- und Herbewegung der Verdrängerkolben 117, wobei die Hubbewegung der oberen Verdrängerkolben 117 um 180° versetzt zu der Hubbewegung der jeweils gegenüberliegenden unteren Verdrängerkolben 117 erfolgt. Dies bedeutet beispielsweise, daß der Verdrängerraum 129a sein kleinstes Volumen hat, während der Verdrängerraum 129b sein größtes Volumen aufweist und umgekehrt. Die zwei Exzenter 113 sind um 90° zueinander versetzt mit der Drehwelle 110 verbunden, so daß der Hubphasenunterschied von zwei nebeneinander angeordneten Verdrängerkolben 117, d.h. von den unteren Verdrängerkolben 117 in Fig. 5 und den oberen Verdrängerkolben ebenfalls 90° beträgt. Dies trägt einerseits zu einem ruhigen Lauf der Pumpe, andererseits zu einer gleichmäßigen Flüssigkeitslieferung bei.
Die Drehwelle 110 ist im Hauptgehäuse 138 der Pumpe über das Kugellager 136 und das Rollenlager 137 drehbar gelagert.
Für jeden Verdrängerraum 129a-d (von denen der Verdrängerraum 129c nicht gezeigt ist) ist ein jeweiliges Einlaßventil 134 und ein jeweiliges Auslaßventil 118 vorgesehen. Die jeweiligen Einlaß- und Auslaßventilpaare 134, 118, die zu den jeweiligen Verdrängerräumen 129a-d gehören, sind in jeweiligen Gehäuseteilen 133a-133d untergebracht, in denen auch die die Verdrängerräume 129a-d bildenden und der Aufnahme der Verdrängerkolben 117 dienenden Zylinder angeordnet sind. Diese Gehäuseteile 133a-d haben jeweils einen zylindrischen Fortsatz, der koaxial zum jeweiligen Zylinder, d.h. zum jeweiligen Verdrängerkolben 117 angeordnet und in einer entsprechenden Zylinderbohrung des Hauptgehäuseteils 138 eingesetzt wird. Zwischen dem zylindrischen Fortsatz jedes Gehäuseteils 133a-d und dem Gehäuse 138 befindet sich eine jeweilige Ringdichtung, damit das Hauptgehäuse 138 gegen Leckage abgedichtet ist. Der zylindrische Fortsatz jedes Gehäuseteils 133a-d weist im übrigen eine Ringschulter auf, an der das dem tellerförmigen Widerlager 116 abgewandte Ende der jeweiligen Feder 135 abgestützt ist. D.h. die Ringschulter bildet ein weiteres Widerlager für die Feder 135.
Jedes Gehäuseteil 133a-133d wird auch mit einem jeweiligen Ventildeckel 119a-d versehen, wobei die einzelnen Ventildeckeln 119a-d eine jeweilige zylindrische Ausnehmung 121 aufweisen, die koaxial zum zylindrischen Fortsatz des jeweils zugeordneten Gehäuseteils 133a-d angeordnet ist und ein Schaftteil des Einlaßventils 134 und die damit zusammenarbeitenden Bauteile aufnimmt, die in den Fig. 6A und 6B in einem vergrößerten Maßstab gezeigt sind. Die Ventildeckel 119a-d sowie die Gehäuseteile 133a-d sind mittels durchgehenden Schrauben, die in Fig. 5 gezeigt sind, mit dem Kurbelgehäuse 138 verschraubt.
Auf der linken Seite der Fig. 4 sieht man ein in die Konstruktion integriertes hohles Drehschieberventil 150, das beispielsweise entsprechend der DE-C-37 14 691 ausgebildet sein kann. Das Ventil 150 stellt bei dieser Ausführungsform das verstellbare Element dar, das zur Ansteuerung der druckdifferenzbetätigten, drosselnden 2/2-Wegeventile dient, die in dieser Ausführungsform durch die jeweiligen Einlaßventile 134 mit den zugeordneten Teilen gebildet sind, wie etwas später näher beschrieben wird.
Vom Drehschieberventil 150 ausgehend, sind vier Verteilerbohrungen bzw. Verteilwege 130a-d vorgesehen (130c nicht gezeigt), die zu den jeweiligen Einlaßventilen 134 führen, und zwar jeweils in eine Kammer 134a-d auf der Schaftseite des Ventils, unmittelbar benachbart zum jeweiligen Ventilsitz, wobei die Kammer 134c nicht gezeigt ist. Von jedem Verteilerweg 130a-d ausgehend, befinden sich in den jeweiligen Zylinderköpfen 119a-d jeweilige Schrägbohrungen 127a-d, welche in die zylindrischen Räume 121 münden, wobei die Schrägbohrungen 127c und 127d nicht gezeigt sind.
Eingangsseitig erhält das hohle Drehschieberventil 150, welches in diesem Beispiel als eine einfach auswechselbare Einsteckpatrone ausgebildet ist, in Pfeilrichtung E über eine Gehäusebohrung 132 Flüssigkeit, von einem Reservoir 1 mit dem Druck p2, wie beispielsweise in der Fig. 3 gezeigt ist. Das Fluid gelangt ohne bedeutenden Druckverlust weiter in den Innenraum des hohlen Drehschiebers über einen ständig geöffneten, genügend grossen Eintrittsquerschnitt 156. Durch Drehung des hohlen Drehschiebers, was mittels eines elektrischen Antriebes 158 (Fig. 5) oder eines Gasgestänges, das für sich nicht gezeigt ist, jedoch am Teil 159 angreift, erfolgen kann, wird durch die Zusammenwirkung von länglichen linearen Steuerschlitzen 155a-155d im hohlen Drehschieber 150 mit den Mündungskanten von den Verteilerbohrungen 130a-d (130c nicht gezeigt) eine verstellbare Drosselwirkung erreicht, so daß die in den Verteilerleitungen 130a-d herrschenden Drücke p3 mittels des Stellelementes 159 genau und schnell eingestellt werden können.
Insbesondere kann die Ventilpatrone auf der nicht gezeigten Rückseite in jeder Kammer symmetrisch gegenüberliegende gleiche Öffnungen 155a-155d und 156 haben und der bewegliche Schieber sehr dünnwandig ausgeführt sein, so daß das Ventil die Vorzüge eines Ventils nach der DE-C 37 14 691 besitzt.
Wie in der DE-C-37 14 691 nachzulesen ist, haben Drehschieber oder Axialschieber dieser Bauart den Vorteil, daß sie aufgrund geringer Reibung, geringer Trägheit und geringer Strömungskräften mit geringen Stellkräften sehr rasch genau betätigbar sind, so daß der elektrische Stellantrieb (Stellantriebsmotor) 158 klein und preisgünstig ausgebildet sein kann. Ausgangsseitig gehen, wie bei den bisherigen Ausführungsformen vorgesehen, von den jeweiligen Auslaßventilen 118 Abflußbohrungen 112a-d weg, von denen die Flußbohrungen 112c und d nicht gezeigt sind, die in eine gemeinsame Abflußleitung 111 übergehen, die beispielsweise zu dem "Common-Rail" eines Common-Rail-Dieseleinspritzsystems führt.
Der Druck p3 in den Verteilerleitungen 130a bis 130d wird über die Schrägbohrungen 127a-d in den jeweiligen Zylinderräumen 121 kommuniziert und wirkt hier über die Querschnittsfläche des Schafts des Ventils 134 im Öffnungssinn auf das Ventil 134 ein. Im geschlossenen Zustand des Ventils 134 wirkt auch der gleiche Druck p3 im Öffnungssinn des Ventils auf die der Kammer 134 a-d zugewandte Seite des Ventilkopfes ein. Die zwei Federn 125 und 126 üben in diesem Stadium eine Schließkraft auf das Ventil 134 aus. Die verhältnismäßig starke Feder 125, die am Widerlager 124 am Ende des Ventilschafts angreift, übt dabei permanent eine Schließkraft auf das Ventil 134 aus, während die verhältnismäßig schwache Feder 126 an einem Federteller 126T abgestützt ist, der gegenüber dem Ventil 134 in der Kammer 121 verschiebbar angeordnet ist. Im geschlossenen Zustand des Ventils und bei Anlage des Federtellers 126T am Widerlager 124 übt auch die Feder 126 eine Schließkraft auf das Ventil 134 aus. Der Federteller 126T mit Feder 126 dient vor allem aber Dämpfungszwecken. Bei Vergrößerung des jeweiligen verdrängerraumes 129a-d durch Bewegung des jeweiligen Verdrängerkolbens vom oberen Totpunkt (OTP) weg, herrscht auf der Verdrängerraumseite des Ventils 134 ein niedrigerer Druck als in den zylindrischen Räumen 121, 134a-d so daß insgesamt eine Kraft auf das Ventilglied 134 einwirkt, die zu dessen Öffnung führt. Dabei wird sowohl die starke Feder 125 als auch die schwache Feder 126 komprimiert. Die sich unterhalb des Federtellers 126T befindliche Flüssigkeit entweicht durch die Dämpfungsöffnungen im Federteller 126T und verlangsamt daher die Öffnung des Ventilgliedes 134.
Die Höhe des Öffnungshubes des Ventilgliedes 134 sowie die Menge der Flüssigkeit, die an den Kopf des Ventilgliedes 134 vorbei in den Verdrängerraum 129 strömt, hängt vom Druck p3 in der Verteilerleitung 130 ab.
Bei der Verdrängungsbewegung des Verdrängerkolbens 117 verkleinert sich das Volumen des Verdrängerraumes 129 und der Druck in diesem Raum steigt wenn auch - wegen der geringen Menge ausgetretener Gas- oder Flüssigkeitsmoleküle - zunächst nur geringfügig. Dies führt einerseits dazu, daß eine Schließkraft auf das Ventilglied 134 ausgeübt wird, die größer ist als die Öffnungskraft, so daß das Ventil 134 schließt. In diesem Stadium arbeiten die Dämpfungsöffnungen im Federteller 126T, um die Schließbewegung des Federtellers zu dämpfen, so daß das Ventil 134 relativ sanft an den Ventilsitz schließt und der Federteller 126T zu einem etwas späteren Zeitpunkt ebenfalls sanft gegen das Widerlager 124 in Anlage gerät. Dies bedeutet, daß der Dämpfer so ausgebildet ist, daß er nur während des Öffnungshubes des drosselnden Ventils wirksam ist, also in der Phase, in der Schwingungen am ehesten eingeleitet würden und am längsten wirksam wären. In der Schließphase kann gemäß Fig. 6 der Dämpfkolben hinter der Ventilbewegung zurückbleiben. Durch die frei werdende Öffnung strömt Fluid in den Dämpferraum unter dem Dämpfkolben und verhindert die Entstehung von Unterdruck und Hohlräumen. Der steigende Druck in den Verdrängerräumen 129a-d führt auch dazu, daß die jeweiligen Auslaßventile 118 abheben, so daß Diesel mit dem erwünschten Ausgangsdruck in die Leitungen 112a-d bzw. 111 gelangt.
Diese Anordnung hat verschiedene Vorteile. Das Ventil 150 kann raumsparend in die Pumpenkonstruktion integriert werden, da es auf unterschiedlich langen Verteilwegen 130a-d nicht ankommt. Die Ausbildung des Ventils 150 mit länglichen linearen Schlitzen 155a-d gestattet eine besonders gute Regelbarkeit der Pumpe bis zu allerkleinsten Fördermengen.
Die Verwendung von Sitzventilen 134 als Einlaßventile, die hier zugleich als die erfindungsgemäßen druckdifferenzbetätigten, drosselnden 2/2-Wegeventile dienen, ist in der Regel die kostengünstigere Variante als die Verwendung von Schieberventilen, vor allem besitzt der Verdrängerraum einen Leckageweg weniger, was bei Pumpen für höchste Drücke, niedrige Drehzahlen und niedrigste Viskositäten (wie sie in Verbindung mit der Common-Rail-Dieseleinspritzung auftreten) besonders wichtig ist, wenn höchste Wirkungsgrade erzielt werden sollen. Die Dichtheit der Einlaß-Sitzventile 134 wirkt sich auch auf die Gleichförderung von Verdrängerraum 129a-d zu Verdrängerraum 129a-d positiv aus, da Leckage in der Regel stark Bauteiltoleranz-behaftet ist. Auch die generellen Förderkennlinien der Pumpe lassen sich in der Serienfertigung in Konstruktionen mit Sitzventil besser einhalten. Schwingungen der drosselnden Ventile können - wie allgemein Schwingungen - zu Federbrüchen oder, bei Sitzventilen, zu erhöhtem Verschleiß oder Schaftbruch führen, hier schaden diese Schwingungen vor allem auch bezüglich der Förderkennlinie, die dadurch verändert wird. Schwingungen entstehen häufig zufällig als Folge stochastisch schwankender Dämpfungseffekte oder Anregungen. In einem solchen Fall würden an der Pumpe stochastische Fördermengenschwankungen oder Hystereseeffekte auftreten, welche beide den Einsatz der Pumpen für Regelungszwecke erschweren würden. Zwecks definierter Ventildämpfung wird daher der Einsatz eines Dämpfers am drosselnden Ventil vorgeschlagen. Die Dämpfkräfte erzeugen bei einfachen Kolbendämpfern bekannter Bauart auch Unterdrücke, welche wiederum für die Dämpffunktion schädliche Hohlräume erzeugen können. Das kann durch größere Ventilvorspannung bei Einsatz eines solchen Dämpfers behoben werden. Hält man den Dämpfkolbendurchmesser groß, etwa in der Größe eines Ventildurchmessers, so reduzieren sich die Unterdrücke und erforderlichen zusätzlichen Ventilvorspannungen. Das ist wünschenswert, da der Vordruck von Pumpen wie auch immer möglichst niedrig gehalten werden soll.
Die Möglichkeit, die Verstellelemente in größerer Entfernung von den drosselnden Ventilen bzw. einzelnen Verdrängerräumen anzuordnen, erlaubt die Zusammenfassung mehrerer oder aller Stellelemente zu einem Stellglied mit nur einem Antrieb, was wiederum dann z.B. einfache manuelle Betätigung möglich macht. Im Fall elektrischer Pumpenverstellung ist die Notwendigkeit nur eines Wandlers für mehrere oder alle Verdrängerräume ein großer Kosten- und Bauraumvorteil. Hinzu kommt, daß die zwischen einem Verstellelement und einem drosselnden Ventil in einem Kanal eingeschlossenen Flüssigkeitsvolumina wegen der fehlenden Hohlräume kaum elastisch sind, so daß auch kaum zusätzliche Flüssigkeitsmenge ein- oder ausströmen muß, um die jeweils stationären Zustände eines Befüllungsvorgangs oder der zwischen zwei Befüllungsvorgängen liegenden Zeitperiode zu erreichen. Damit dürfen die geometrischen Kanalvolumina stark voneinander abweichen, weshalb die Erfindung für sämtliche geometrische Verdrängeranordnungen (z.B. axial, radial, Reihe bei Kolbenpumpen) geeignet ist und für alle diese ein vom Bauraum und vom Erscheinungsbild günstiger Ort für die Verstelleinrichtung 27 gefunden werden kann.
Fig. 7 zeigt nun für Drosselstellelemente einige Besonderheiten der Auslegung der drosselnden Ventile, beispielsweise der Ventile 30 in Fig. 1 oder 150 in der Ausführung nach den Fig. 4 bis 6.
Für die Ausführungsbeispiele der Fig. 1, 3, 4, 5 mit je einer Drosselstelle pro Verdrängerraum ist dies jedoch aufwendig.
Mit der erfindungsgemäßen Anordnung geht die Druckdifferenz am Verstellelement mit der Wurzel der Druckdifferenz in die zugemessene Flüssigkeitsmenge ein. Bei festem Speisedruck verringert sich jedoch diese Druckdifferenz mit zunehmender Drosselventilöffnung. Die Verwendung eines Differenzdruckventils 40 in Fig. 2 zeigt, wie diese Druckdifferenz grundsätzlich konstant gehalten werden kann, indem durch den Einsatz des Differenzdruckventils der Vordruck parallel zum Druck vor dem drosselnden Ventil mitverändert werden kann.
Das gleiche Ziel kann aber dadurch zumindest weitgehend erreicht werden, daß die federbelasteten drosselnden 2/2 Wege-Ventile eine steile Öffnungscharakteristik besitzen, was durch eine weiche Feder oder eine große druckbeaufschlagte Ventilfläche oder eine Kombination aus beiden erreicht wird, und daß der Speisedruck p2 ausreichend hoch ist, so daß auch für maximalen Pumpenvolumenstrom, d.h. große Ventilöffnung, die Druckdifferenz über der Verstelleinrichtung nicht wesentlich verkleinert wird. Durch diese Maßnahmen wird also grundsätzlich erreicht, daß die Durchflüsse an den Drosselelementen nur geringfügig von Streuungen der Federsteifigkeit oder Federvorspannung der Einlaßventilfedern oder von Unterschieden in der wirksamen Ventilfläche beeinflußt werden. Mit dieser Ausbildung entfällt also auch die Notwendigkeit einer genauen Federsortierung oder der Einstellung der Federvorspannung an jedem einzelnen Einlaßventil.
Fig. 8, 9 und 10 zeigen schematisch für die Ausführungen gemäß Fig. 3 bzw. 4, 5 unterschiedliche Verdrängerraumbefüllungen bei gleicher Drehzahl und wie bei der Federauslegung, so wie oben erläutert, der dynamische Vorgang eines Arbeitstakts abläuft. Die Fig. 8 zeigt den Zustand für die volle Befüllung bzw. Förderung der Verdrängerräume 15, Fig. 9 den Zustand für die halbe Befüllung bzw. der Förderung der Verdrängerräume 15 und Fig. 10 den Zustand nicht gerade Nullförderung der Verdrängerräume 15 und zwar als Funktion des Drehwinkels der Antriebswelle, bezogen auf den oberen Totpunkt OTP und den unteren Totpunkt UTP der jeweiligen Verdrängerkolben 9. Die Ventilquerschnittverläufe AVentil sowie der Druck p5 in Zylinder beim Saughub sind bei den Fig. 8 und 9 für volle Verdrängerraumbefüllung V = Vmax und für die halbe Verdrängerraumbefüllung V = 0.5 Vmax fast rechteckig und die Druckdifferenzen PSpeise - PKanalsaug = p2 - p3 während der Befüllung trotz der Dynamik stabil und für alle Fördermengen fast gleich.
Der Grund, daß sich der Hub des drosselnden 2/2 Wegeventils 21 sowie der Druck p4 quasi sofort und stabil einstellen können, liegt an der erfindungsgemäß in den Kanälen 31a, b, c oder 31 a, b, c bzw. 130 a, b, c, d bzw. Verstellelement 27 resp. 150 vermiedenen Hohlraumbildung.
Für den Druck p5 im Verdrängerraum 15 stellt sich wie weiter oben schon ausgeführt über UTP hinaus bis Ventilschließen jeweils ein konstant niedriger Wert, im Beispiel nahe Null, ein.
Auf diese Weise herrschen während des ganzen Saugvorgangs (Ventilöffnen bis Schließen) quasi konstante Randbedingungen in Form quasi konstanter Werte des Speisedruckes p2 und des Verdrängerraumdrucks p5.
Wegen der erfindungsgemäß erzielten Hohlraumfreiheit bzw. -armut in den Verbindungen 41a, b, c bzw. 130a, b, c, d darf zwischen Zufluß mit Druck p2 und Verdrängerraum p5 Inkompressibilität angenommen werden. Damit stellt sich der Druck p3 vor dem drosselnden Ventil 21 ohne wesentliche Verzögerung infolge der Kontinuitätsbedingung ein, daß der Durchfluß am einzelnen Drosselquerschnitt 30, V ˙30, gleich dem Durchfluß am drosselnden Ventil 21, V ˙21, sein muß:
Figure 00220001
mit α21, α30
c1, c2
Konstanten, welche A21 (p3) definieren und
ρ
die Flüssigkeitsdichte ist.
Einem bestimmten A30 ist also in der Saugphase ein bestimmtes A21 (p3) sowie über die Konstanten c1 und c2 auch ein bestimmtes p3 fest zugeordnet.
Das Einhalten der festen Zuordnung, z. B. als Sicherheit gegenüber Überschießen des Ventils 21 beim Öffnen, bewirken die weiter oben bereits beschriebene inhärente Dämpfung der erfindungsgemäßen Anordnung und die zusätzliche Dämpfung 70 bzw. die in Fig. 6A, 6B beschriebene Dämpfung des Ventils 134.
Die Drücke p3 für die verschiedenen Fälle der Befüllung liegen aufgrund der speziellen Ventilauslegung, siehe Fig.7, im Vergleich zu p2 und p5 dicht beeinander. Dadurch vereinfacht sich obige Gleichung zu A 21 = α30 α21 · A 30
Bei der vollen Befüllung des Verdrängerraumes 15 nach der Fig. 8 nimmt der freie Strömungsquerschnitt AVentil durch die Einlaßventile 28 den maximalen Wert an. Bei der halben Befüllung es Verdrängerraumes 15 nach der Fig. 9 sind die Ventile 28 (Fig.1) nur teilweise geöffnet. Die geförderten Volumina V entsprechen den Flächeninhalten unter den Volumenstromfunktionen. Fig. 10 zeigt den Fall, in dem die Förderung gerade O ist und die Befüllung daher ebenfalls gegen O strebt. In Fig. 10 als Grenzfall wird die Flüssigkeit im oberen Totpunkt noch auf p5 = P6, also auf den Hochdruck des Systems komprimiert und wieder dekomprimiert, aber es wird dazwischen nichts ausgeschoben. Trotz der Förderung O kann eine geringe Befüllung der Verdränger stattfinden, um eine etwaige Kolbenleckage als Folge der Kompression/Dekompression zu decken. In Fig. 10 ist daher eine minimale Öffnung Asaug (V→ O) eingezeichnet. Die Dauer dieser Öffnung erstreckt sich näherungsweise über die ganze Umdrehung, unterbrochen nur durch die verhältnismäßig kurze Kompressions-/Dekompressionsphase. Ähnliche Verläufe entstehen für die weiteren Ausführungsformen nach den Fig. 2, 3 und 4 bis 6 sowie 13, 14, 15, 16 und 17.
Fig. 11 zeigt die Förderstromkennlinien Volumenstrom V ˙ = dV/dt in Funktion des Drosselquerschnitts ADrossell bis ADrossel4 der Verstelldrossel 30 dieser Steuervorrichtung. Die Kennlinien nehmen ab der jeweiligen Grenzdrehzahl Cm grenz1 bis Cm grenz4 asymptotisch gegen den doppelten Volumenstrom der Grenzdrehzahl hin zu, da die Saugzeit neben dem Saugquerschnitt ebenfalls von Einfluß ist und diese sich mit Fördermenge pro Hub gegen Null von ursprünglich einer halben Umdrehung bis fast auf eine ganze Umdrehung, d. h. das doppelte erhöht, so wie auch aus Fig. 8, 9, 10 ersichtlich.
Fig. 12 zeigt die entsprechenden Förderstromkennlinien für schlitzgesteuerte Pumpen, wie bei der Ausführung nach Fig. 2.
Fig. 13 zeigt eine Ausführungsform ähnlich der Fig. 3, jedoch mit einer anderen Ausbildung der druckdifferenzbetätigten drosselnden 2/2-Wegeventile und mit einer anderen Art der Verstelldrosselbetätigung. Die 2/2-Wegeventile der Ausführungsform nach Fig. 13 bestehen jeweils aus einer Kugel 54, welche mittels einer Feder 53 an einen Ventilsitz gedrückt wird. Die Bewegung der Kugel 54 in Bezug auf den Ventilsitz im geöffneten Zustand des Ventils hängt von dem in der jeweiligen Leitung 31, 31a und 31b herrschenden Druck p3 ab, wodurch die Befüllung der Verdrängerräume in Abhängigkeit von p3 gesteuert wird. Während ein Wandler 27 zur Verstelldrosselbetätigung nach Fig. 1 besonders für die Einbindung in analoge Regelkreise geeignet ist, hat ein schaltendes Ventil 50 als Wandler nach der Fig. 13 Vorteile in Verbindung mit digitaler Elektronik.
Die Abbildung der Fig. 13 zeigt eine solche Anordnung, wobei wie in Fig. 2 bei schlitzgesteuerten Pumpen und bei auf die Zylinderzahl angepaßtem Öffnungswinkel ein Schaltventil 50 für mehrere Verdrängerelemente 9 genügt.
Fig. 14 zeigt eine Lösung, welche eine Trennung der Förderflüssigkeit aus dem Reservoir und des Betätigungsmediums erlaubt (auch gleiches Fluid ist aber denkbar).
Diese Konstellation hat Vorteile, wenn das zu fördernde Fluid sehr zähflüssig ist oder Verschmutzungen enthält, welche die Funktion beeinträchtigen könnten (Beispiel: Common-Rail-Einspritzsystem für Schwerölmotoren), oder wenn die Verstellpumpe selbstansaugend sein soll oder nur mit sehr geringem Vordruck gearbeitet werden soll. Man benötigt dann nur noch eine wesentlich leistungsschwächere Druckquelle 100 für das Betätigungsfluid, wobei häufig eine solche Druckquelle schon zur Verfügung steht (z.B. Druckluftnetz).
Das Betätigungsfluid wird über die Leitungen 101 mit dem steuerbaren Druck p10 an die einzelnen 2/2-Wegeventile 103 geleitet. In diesem Fall wirkt der Druck p10 auf die Wirkfläche 102 auf der einen Seite des Schiebers des 2/2-Wegeventils 103, während eine Feder 104 und der Ausgangsdruck des 2/2-Wegeventils über die Leitung 106 auf die Wirkfläche 105 auf der anderen Seite des Schiebers 102 einwirkt.
Die Fig. 15 zeigt eine schematische Darstellung einer Pumpe in radialer Bauart mit drei Verdrängerkolben 9, wobei nur das zentrale Teil des Pumpengehäuses um die Antriebswelle 12 herum gezeigt ist und lediglich der obere Verdrängerkolben 9 vollständig eingezeichnet ist.
Wie ersichtlich, arbeiten alle drei Verdrängerkolben 9 mit einer gemeinsamen Exzenternocke 11, welche mit der Welle 12 rotiert.
Wie aus der Darstellung des oberen Verdrängerkolbens ersichtlich ist, wird dieser, wie auch die zwei weiteren Verdrängerkolben über eine Feder 135 stets in Berührung mit der Exzenternocke 11 gehalten. Obwohl in der vorliegenden Zeichnung alle drei Verdrängerkolben durch die gemeinsame Exzenternocke 11 angetrieben sind, so wäre es auch denkbar, die Verdrängerkolben in axiale Richtung der Antriebswelle zu versetzen und über getrennte Exzenternocken anzutreiben. Es kann auch eine beliebige andere Zahl von Verdrängerkolben gewählt werden.
Wesentlich bei der Füllgrad-Verstellpumpe der Figur 15 ist, daß die zu verdrängende Flüssigkeit über den Innenraum und 202 des Pumpengehäuses zu den einzelnen Verdrängerkolben 9 gelangt.
Wie bisher ist die Verbindungsleitung zum Flüssigkeitsreservoir mit dem Bezugszeichen 33 versehen. Das Bezugszeichen 30 deutet auf ein verstellbares Drosselelement, das über die Leitung 31 in den Innenraum 202 führt. Die Pumpe der Figur 15 ist schlitzgesteuert und hat zu diesem Zweck Einlaßschlitze 35 (nur für den oberen Verdrängerkolben gezeigt), wobei die Einlaßschlitze 35 jeweils über ein druckdifferenzbetätigtes und drosselndes 2/2 Wegeventil 51 (wie bei der Figur 13 dargestellt) und entsprechende Leitungsabschnitte 204 und 206 im'Pumpengehäuse mit dem Innenraum 202 kommunizieren. Das Bezugszeichen 17 deutet wie bisher auf das Ausgangsventil, das über eine Leitung 18 mit entsprechenden Leitungen der weiteren Verdrängerkolben 9 (nicht gezeigt) zusammengeschlossen ist und schließlich zum "Common Rail" der hieran angeschlossenen Verbrennungsmaschine führt.
Um die Schlitzsteuerung über einen entsprechenden Drehwinkelbereich der Exzenternocke 11 zu sichern, ist im Verdrängerkolben 9 eine mit dem Einlaßschlitz 35 kommunizierende und mit diesen im erwünschtem Winkelbereich zusammenarbeitende Öffnung 208 versehen.
Im Betrieb der Pumpe werden die einzelnen Verdrängerkolben 9 von der Exzenternocke 11 unter der Mitwirkung der entsprechenden Feder 135 in den jeweiligen Zylindern 210 hin- und herbewegt. Hierdurch wird der Brennstoff durch die Leitung 33, die Drossel 30, die Leitung 31, den Innenraum 202, die Leitung 204, das 2/2-Wegeventil 51, die Leitung 206, den Einlaßschlitz 35 und die Öffnung 208 des Verdrängerkolbens 9 in den Verdrängerraum gesaugt und strömt anschließend unter der Einwirkung des Verdrängerkolbens 9 durch das Auslaßventil 17 heraus.
Durch das relativ große Volumen des Innenraums 202 gelingt es mit der Erfindung das Austreten von Gasen in diesem Innenraum so zu begrenzen, daß die Pumpe einwandfrei funktioniert. Es wird auch darauf hingewiesen, daß es bei dieser Ausführungsform denkbar ist, die 2/2 Wege-Ventile in den jeweiligen Verdrängerkolben 9 einzusetzen (nicht gezeigt).

Claims (18)

  1. Steuereinrichtung für eine wenigstens einen Verdrängerraum (15;129) aufweisende FlüssigkeitsVerdrängerpumpe, welche die zu fördernde Flüssigkeit (2) aus einem Flüssigkeitsreservoir (1) mit einer freien Oberfläche, welche mit einem Gasdruck (p1), vorzugsweise Atmosphärendruck, beaufschlagt ist, ansaugt, mit stromaufwärts des Verdrängerraumes (15;129) angeordneten, verstellbaren Mitteln (30;60;150;50;34) zum Begrenzen des Zuflusses zum Verdrängerraum (15;129) gekennzeichnet durch wenigstens ein dem Verdrängerraum (15;129) vorgeschaltetes und stromabwärts der zuflussbegrenzenden Mittel (30;60;150;50;34) angeordnetes, druckdifferenzbetätigtes, drosselndes 2/2-Wegeventil (21;134;51;103), das den Druck in der Verbindungsleitung (31;41;130;107;31,202,204) zwischen den zuflussbegrenzenden Mitteln (30;60;150;50;34) und dem 2/2-Wegeventil (21;134;51;103) immer so hoch hält, dass weder Dampf noch gelöstes Gas aus der Flüssigkeit austritt, mindestens aber auf 0,9 bar absolut.
  2. Steuereinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass den zuflussbegrenzenden Mitteln (30;60;150;50;34) eine Druckquelle (8; 34) zur Speisung mit Flüssigkeit mit einem genügend hohen Druck (p2) vorgeschaltet ist, welche die Flüssigkeit direkt oder indirekt aus dem Flüssigkeitsreservoir (1) bezieht.
  3. Steuereinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Verdrängerraum (15; 129) mindestens einen Einlassschlitz (35) oder mindestens ein Einlassventil (28) aufweist, und dass das wenigstens eine 2/2-Wegeventil (21, 21a, 21b; 51, 52, 53, 54; 103) sehr nahe vor dem Einlassschlitz (35) oder dem Einlassventil (28) angeordnet ist.
  4. Steuereinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die zuflussbegrenzenden Mittel ein elektrisch, mechanisch, hydraulisch oder pneumatisch verstellbares drosselndes Ventil (30; 150) aufweisen.
  5. Steuereinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die zuflussbegrenzenden Mittel eine Kombination eines Drosselventils (30) mit einem Druckdifferenzventil (40) aufweisen.
  6. Steuereinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die zuflussbegrenzenden Mittel ein elektrisch betätigbares, pulsbreitenmodulierbares 2/2-Wegeschaltventil (60) aufweisen.
  7. Steuereinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine drosselnde 2/2-Wegeventil (103) einen federbelasteten Schieber aufweist, auf dessen eine Wirkfläche (102) der Druck (p10) eines Fluids aus einer Druckquelle (100), die zu einem zweiten Fluidkreis gehört, wirkt.
  8. Steuereinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine drosselnde 2/2-Wegeventil federbelastet ist und als Einlassventil (134; 51, 52, 53, 54) für den wenigstens einen Verdrängerraum (15, 129) ausgebildet ist.
  9. Steuereinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass am wenigsten einen drosselnden 2/2-Wegeventil (21, 21a, 21b) Dämpfer (70) angreifen.
  10. Steuereinrichtung nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine drosselnde 2/2-Wegeventil (21, 21a, 21b; 134; 51, 52, 53, 54; 103) eine steile Oeffnungscharakteristik besitzt, und dass der Druck (p2) der den zuflussbegrenzenden Mitteln (30;60;150;50;34) zugeführten Flüssigkeit genügend hoch ist, so dass auch für maximalen Pumpenvolumenstrom die Druckdifferenz über den zuflussbegrenzenden Mitteln (30;60;150;50;34) nicht wesentlich geändert wird.
  11. Steuereinrichtung nach einem der Ansprüche 1-10, für eine Verdrängerpumpe mit einer Mehrzahl von Verdrängerräumen (15, 129) dadurch gekennzeichnet, dass den Verdrängerräumen (15, 129) wenigstens ein drosselndes 2/2-Wegeventil (21; 134; 51; 103) vorgeschaltet ist.
  12. Steuereinrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass jedem der Verdrängerräume (15, 129) ein drosselndes 2/2-Wegeventil (21; 134; 51; 103) vorgeschaltet ist.
  13. Steuereinrichtung nach einem der Ansprüche 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, dass die zuflussbegrenzenden Mittel eine Anzahl von verstellbaren, drosselnden Ventilen (30, 30a, 30b; 60, 150) aufweisen, die jeweils in Gruppen oder in ihrer Gesamtheit synchron miteinander betätigt werden.
  14. Steuereinrichtung nach Anspruch 13, gekennzeichnet durch ein Drehschieberventil (150), in dem die verstellbaren, drosselnden Ventile zusammengefasst sind und das ein mit mehreren Kammern versehenes Gehäuse (138) aufweist, in dem ein hohler, drehbarer oder axial verschiebbarer Schieberkörper angeordnet ist, wobei pro Kammer Durchbrüche (155a-d; 130a-d) vorgesehen sind, die paarweise und sich gegenüberliegend im Schieberkörper und im Gehäuse (138) angeordnet sind.
  15. Steuereinrichtung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die gegenüberliegenden Durchbrüche (155a-d; 130a, 130b; 130c, 130d) im Schieberkörper und im Gehäuse (138) mittels Drahterosion hergestellt sind.
  16. Steuereinrichtung nach Anspruch 1 für eine Verdrängerpumpe mit einem einen Innenraum (202) aufweisenden Gehäuse, wenigstens einem Verdrängerkolben (9) und einem letzteren betätigenden Exzenternocken (11), wobei der Innenraum über entsprechende Bohrungen im Pumpengehäuse und einen Einlassschlitz (35) mit dem wenigstens einen Verdrängerraum kommuniziert, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine drosselnde 2/2-Wegeventil (51) entweder im Pumpengehäuse vor dem Einlassschlitz (35) oder im wenigstens einen Verdrängerkolben (9) angeordnet ist.
  17. Steuereinrichtung nach Anspruch 16, für eine Verdrängerpumpe mit mehreren Verdrängerräumen und einer entsprechenden Anzahl von Verdrängerkolben (9), wobei jeder Verdrängerraum über einen Einlassschlitz (35) mit dem Innenraum (202) in Verbindung steht, dadurch gekennzeichnet, dass die zuflussbegrenzenden Mittel (30) allen Verdrängerräumen gemeinsam sind und in einer Leitung (33, 31) zwischen dem Flüssigkeitsreservoir (1) und dem Innenraum (202) angeordnet sind.
  18. Steuereinrichtung nach Anspruch 1 für eine Verdrängerpumpe mit mehreren Verdrängerräumen und einer entsprechenden Anzahl von Verdrängerkolben (9), wobei jeder Verdrängerraum einen Einlasschlitz (35) für die zu fördernde Flüssigkeit aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass die Einlassschlitze (35) und die mit diesen zusammenarbeitenden Verdrängerkolben (9) so ausgelegt sind, dass die Oeffnungsphase der Einlassschlitze (35) etwa 360° geteilt durch die Anzahl der Verdrängerkolben (9), vorzugsweise geringfügig weniger, beträgt, so dass die Begrenzung des Zuflusses mit nur einem zuflussbegrenzenden Element (30) möglich ist.
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