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Einspritzpumpe für Kolbenbrennkraftmaschinen
Die Erfindung bezieht sich auf eine Kraftstoff-Einspritzvorrichtung für mehrzylindrige Kolbenbrenn- kraftmaschinen, die aus mehreren Pumpeneinheiten besteht, die in einem einzigen Pumpengehäuse unter- gebracht sind.
Bei derartigen mehrzylindrigen Pumpen können die Pumpeneinheiten, die je aus einem Zylinder, in dem ein durch einen Nocken in axialer Richtung bewegter Tauchkolben abdichtend bewegbar ist, bestehen, in Reihe in bezug auf eine Pumpenwelle, die ebenso viele Nocken aufweist die Pumpeneinheiten vorhanden sind, oder aber um diese Welle herum radial angeordnet und durch einen einzigen durch die Wel- le selbst getragenen Nocken angetrieben werden.
Solche mehrzylindrige Pumpenbauarten weisen schwerwiegende Nachteile auf, die kurz gesagt in der
Schwierigkeit bestehen, ebenso viele unabhängige Einstellmittel vorzusehen wie Pumpeneinheiten vorhanden sind, um Unterschiede in der Zeiteinstellung und in der Fördermenge der Pumpeneinheitenbei verschiedenen Motorgeschwindigkeiten aufzuheben. Bekannte Bauarten weisen einen bedeutenden Raumbedarf und ein grosses Gewicht auf und bestehen aus mehreren unabhängig arbeitenden Einzelteilen, die also zwecks einwandfreier Arbeitsweise der Pumpe einzeln einzustellen sind.
Falls die Einspritzpunktverstellung durch Phasenverschiebung der Pumpenwelle in bezug auf die Welle des zu speisenden Motors bzw. der die Pumpeneinheiten antreibenden Nocken in bezug auf die Pumpenwelle erfolgt, muss die Einspritzpunktverstellvorrichtung imstande sein, das hohe Gegenmoment zu überwinden, das auf die Pumpenwelle einwirkt.
Die Erfindung schafft eine mehrzylindrige Pumpe, welche die oben erwähnten Nachteile vermeidet, insbesondere wenig Raum einnimmt und von geringem Gewicht ist.
Insbesondere schafft die Erfindung eine leicht einstellbare Zentralsteuerung, die durch Axial- und Winkelverstellung einer Steuereinrichtung folgende Wirkungen ergibt :
1. selbsttätige Einstellung der Pumpenfördermenge bei niedrigerer und höherer Umdrehungszahl des Motors,
2. selbsttätige Einstellung des Einspritzzeitpunktes,
3. selbsttätige Beschränkung der Höchstfördermenge bei der jeweiligen Motorgeschwindigkeit und
4. Leitung übermässiger Brennstoffmengen zum Brennstoffbehälter unter Umgehung der Brennstoffpumpe und somit Vermeidung schädlicher Schwingungen infolge plötzlicher Druckzunahme in der Brennstoffpumpe.
Die erfindungsgemässe Einspritzpumpe für Kolbenbrennkraftmaschinen, die aus mehreren Pumpeneinheiten mit Tauchkolben besteht, die durch einen auf der mit der Motorwelle gekuppelten Pumpenwelle sitzenden Nocken gesteuert werden, wobei die Pumpe Einzelsteuerglieder für die Pumpeneinheiten aufweist, die aus einem durch die Pumpenwelle gedrehten Zapfen bestehen, dessen Axial- und Winkeleinstellung bezüglich der Einlasskanäle durch die Wirkung von Schwungmassen gesteuert wird, denen sich die Rückwirkung von aussen einstellbarer Federn entgegensetzt, um die Fördermenge der Pumpeneinheiten und den Einspritzzeitpunkt zu ändern, ist dadurch gekennzeichnet, dass ein Paar Hebel vorgesehen sind,
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schaltung einer Rolle einander berühren, die von aussen bezüglich der Hebelzapfen verstellbar ist, um die wirksame Länge der Hebelarme zu ändern,
durch welche die Gegenfederkräfte der Wirkung der Schwungmassen entgegenwirken.
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Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus nachstehender ausführlicher Beschrei- bung mit Bezug auf die Zeichnung, die eine bevorzugte Ausführungsform darstellt. In der Zeichnung zeigen Fig. 1 einen Axialschnitt durch die Pumpe, Fig. 2 einen Schnitt nach Linie n-IIvon Fig. 1, Fig.
3 eine Einzelheit im vergrösserten Massstab, Fig. 4 einen Schnitt nach Linie IV-IV von Fig. 3, Fig. 5 einen Schnitt nach Linie V-V von Fig. 4, Fig. 6 einen Schnitt nach Linie VI-VI von Fig. 4 und Fig. 7 einen Schnitt nach Linie VII-VII von Fig. 1.
Die Pumpe besteht aus einem gegossenen Pumpengehäuse l, das auf einer Seite durch eine Deckel- platte la abgeschlossen ist, die durch Bolzen 2 am Pumpengehäuse 1 befestigt ist.
Im Pumpengehäuse ist eine Welle 3 drehbar gelagert, die durch die mit Kraftstoff zu speisende
Brennkraftmaschine derart angetrieben wird, dass die Welle je Motorarbeitszyklus eine vollständige Um- drehung ausführt. Die Welle wird durch zwei Lager 4,5 abgestützt, die im Pumpengehäuse 1 bzw. in der
Deckelplatte la angeordnet sind.
Eine glockenförmige Scheibe 6 sitzt auf der Welle 3 innerhalb des Pumpengehäuses 1 bzw. ist auf dieser Welle gelagert. Innerhalb der glockenförmigen Scheibe ist eine am Pumpengehäuse 1 befestigte
Scheibe 7 koaxial mit der Welle 3 angeordnet und weist einen zylinderförmigen Fortsatz 7a auf, der in eine Ausnehmung eingreift, die an einer Scheidewand 1b des Pumpengehäuses vorgesehen ist. Der Fort- satz 7a ist mit einem Dichtungsring 8 versehen.
Die Scheibe 7 weist ferner eine Anzahl Radialbohrungen 9 auf, die über Radialspeisekanäle 10 mit einer zylinderförmigen axialen Aushöhlung 11 verbunden sind, die in der Scheibe vorgesehen ist.
Die zylinderförmigen Bohrungen stehen über Leitungen 12 mit Anschlussstücken 13 in Verbindung, die über nicht dargestellte Leitungen zu den an den Zylindern der zu speisenden Brennkraftmaschine angeordneten Einspritzvorrichtungen führen.
Innerhalb der zylinderförmigen Bohrungen 9 sind Tauchkolben 14 abgedichtet hin-und herbewegbar, deren über die zylinderförmigen Bohrungen hinausreichende Enden mit Schuhen 15 versehen sind, die Ab- wälzrollen 16 aufweisen, die dazu bestimmt sind, mit der Innenfläche 6a der glockenförmigen Scheibe 6 in Berührung zu kommen, wobei die Innenfläche 6a nockenförmig ausgebildet ist.
In der zylinderförmigen axialen Aushöhlung 11 der Scheibe 7 sitzt ein Zapfen 17, der als Steuerglied bei der Zufuhr des Brennstoffs zu den Zylindern 9 sowie als Phasenverschiebevorrichtung für die Förderung des Kraftstoffes von den Bohrungen zu den Einspritzvorrichtungen dient.
Hiezu ist der Zapfen frei drehbar und in der Aushöhlung 11 axial verstellbar und weist Endabschnitte 17a, 17b mit vollem Durchmesser auf, die in die entsprechenden Endteile der Aushöhlung abdichtend eingreifen, die eine Längsverstell- und Drehbewegung ermöglichen. Der Zapfen 17 weist ferner einen Zwischenabschnitt von geringerem Durchmesser als die axiale Aushöhlung 11 auf ; an der Stelle der Radialbohrungen 10 ist der Zapfen 17 derart bearbeitet, dass ein Abdichtungsschuh 18 mit im wesentlichen Trapezform mit vom einen Ende zum andern abnehmender Weite entsteht.
Der Zapfen 17 wird von der Welle 3 durch nachstehend ausführlich beschriebene Mittel gedreht, wobei die Kanäle 10, die zu den Bohrungen führen, abwechselnd nacheinander durch den Abdichtungsschuh 18 abgedeckt bzw.. freigegeben werden.
Die zylinderförmige axiale Aushöhlung 11 steht über nicht dargestellte Leitungen mit Kraftstoffspeisemitteln in Verbindung, so dass in der Aushöhlung stets Kraftstoff unter Speisedruck enthalten ist.
Über die Radialbohrungen 10 fliesst Kraftstoff in die durch den Abdichtungsschuh 18 nicht abgesperrte Bohrungen 10 in das Innere der Bohrungen 9, wobei der Kraftstoffdruck derartig ist, dass sichdie Tauchkolben 14 radial nach aussen verstellen und eine. Berührung der Rollen 16 mit der wirksamen Oberfläche des Nockens 6a gewährleistet ist.
Wie oben erwähnt, wird der Zapfen 17 durch die Welle 3 gedreht. Hiezu weist der Zapfen 17 an dem der Welle 3 zugekehrten Ende einen Ansatz 19 (Fig. 3) mit einem Schlitz 20 auf. Dabei wird der Ansatz 19 durch eine Stirnaushöhlung 3a der Welle 3 aufgenommen.
In der Aushöhlung 3a befindet sich ferner eine Muffe 21, die sich entgegen der Wirkung einer Rückführfeder 22 in der Aushöhlung bewegt.
Die Muffe 21 wird diametral mittels eines Stiftes 21a, der in den Schlitz 20 des Ansatzes 19 eingreift, mit diesem verbunden. Der Stift 21a und der Schlitz 20 lassen die freie Axialverstellung des Zapfens 17 zu, halten denselben aber in einer bestimmten Winkelstellung zur Muffe.
Die zylinderförmige Aussenfläche der Muffe 21 weist ferner eine Nut 23 auf, die in bezug auf die Erzeugenden der zylinderförmigen Oberfläche zweckmässig geneigt ist und in die ein Radialstift 24 eingreift, der mit der Welle 3 fest verbunden ist. Hiedurch wird die Muffe 21 durch die Welle 3 geireht und nimmt ihrerseits den Zapfen 17 mit, wobei Axialverstellungen der Muffe 21 Winkelverstellungen des Zapfens 17
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in bezug auf die Welle 3 bewirken, die vom Verlauf der Nut 23 abhängen.
Das freie Ende des Ansatzes 19 ist scheibenförmig ausgestaltet und wird durch zwei Schwungmassen
25 beeinflusst, die an durch die Welle 3 getragenen Radialarmen 26 messerschneidartig abgestützt sind.
Die Schwenkbewegung der Schwungmassen 25 unter der Wirkung der Zentrifugalkraft bewirkt eine Axial- verstellung des Zapfens 17 entgegen der Kraft einer Feder 27.
Ein weiteres Schwungmassenpaar 28, das an durch die Welle 3 getragenen Radialarmen 29 messer- schneidartig angelenkt ist, wirkt auf den mit der Muffe 21 fest verbundenen Stift 21a derart ein, dass die durch die Zentrifugalkraft herbeigeführte Verschwenkung der Schwungmassen die Muffe entgegen der Fe- derkraft 22 in Axialrichtung verstellt.
Mit andern Worten, das Herausschwingen der Schwungmassen 28 durch die oben beschriebene Anord- nung führt zu einer Phasenverschiebung zwischen der Welle 3 und dem Zapfen 17.
Wie oben erwähnt, wirkt die Feder 27 entgegen der Zentrifugalwirkung der Schwungmassen 25, u. zw. über ein Hebelsystem, das hauptsächlich dazu bestimmt ist, eine Einstellung der durch die Feder 27 auf die Schwungmassen 25 ausgeübten nachgiebigen Kraft zu ermöglichen. Das Hebelsystem weist einen ersten
Hebel 30 auf, der an einen Zapfen 31 angelenkt ist, der am Pumpengehäuse 1 befestigt ist. Auf den He- bel 30 wirkt die Feder 27 unter Zwischenschaltung eines Stössels bzw. einer Schale 32 ein. Der Hebel 30 weist am freien Ende einen flachen Abschnitt 30a auf, der durch die Feder 27 an eine Rolle 33 gedrückt wird, die am Ende eines losen Hebels 34 drehbar angeordnet ist, der an einer Kurbel 35 angelenkt ist, die durch einen Aussenhebel 36 verschwenkt werden kann.
Die Rolle 33 steht ferner mit einem Hebel 38 in Berührung, der auf einem am Pumpengehäuse 1 be- festigten Zapfen 39 sitzt und dessen freies Ende 38a unter Zwischenschaltung eines Drucklagers 39a auf den Zapfen 17 einwirkt, wobei das Drucklager 39a an einem durch eine Feder 41 in Stellung gehaltenen Teller 40 anliegt.
Auf den Hebel 38 wirkt ein Schwenkhebel 42 ein, dem die Feder 27 entgegenwirkt, wobei der Schwenkhebel 42 durch eine vorgespannte einstellbare Feder 43 an den Hebel 38 gedrückt wird.
Unter Bezugnahme auf die Zeichnung ist die Wirkungsweise der Einspritzpumpe wie folgt : Die Bohrungen 9 werden durch die Radialbohrungen 10 mit Kraftstoff unter Speisedruck gefüllt. Der Speisedruck des Kraftstoffes, der die Tauchkolben 14 radial nach aussen verstellt, liegt bedeutend niedriger als der zum Öffnen der Einspritzvorrichtung erforderliche Druck.
Durch die Drehung der Welle 3, also der glockenförmigen Scheibe 6, kommen die Rollen 16 nacheinander mit der Erhebung des Nockens 6a in Berührung. Die Erhebung, die eine Radialverstellungder Tauchkolben 14 nach innen bewirkt, ist zum Zapfen 17 winkelmässig derart versetzt, dass der Abdichtungsschuh 18 während der Bewegung der einzelnen Tauchkolben 14 nach innen den Kraftstoffdurchfluss durch die zugehörigen Radialbohrungen 10 absperrt. Auf diese Weise erhöht sich der Kraftstoffdruck in der Bohrung 9, bis erden Arbeitsdruck der diesbezüglichen Einspritzvorrichtung erreicht, welche die Einspritzung vornimmt.
Hierauf werden durch den Abdichtungsschuh 18 bei weiterer Drehung des Zapfens 17 die Radialbohrungen 10 freigegeben, so dass der Speisedruck des Kraftstoffes den diesbezüglichen Tauchkolben 14 nach aussen verstellt, wodurch die Rolle auch mit der Vertiefung des Nockens 6a in Berührung bleibt. Das Arbeitsspiel wiederholt sich bei den darauffolgenden Pumpeneinheiten.
Während der Bewegung des Tauchkolbens nach innen wird dieser daran gehindert, seine Bewegung auf Grund seiner Tätigkeit weiterfortzusetzen, indem eine Flüssigkeitsbremsung vorgesehen wird.
Zu diesem Zweck kommt die Bohrung 10 bei der Bewegung nach innen in eine Lage gegenüber einer Nut 18a, die am Schuh 18 vorgesehen ist und am Boden eine Ausnehmung 18b aufweist, welche die Bohrung 9 mit einer Längsausgleichsleitung 17c im Zapfen 17 verbindet.
Aus dieser Leitung gelangt der Kraftstoff zu sämtlichen Steuergliedern, die geschmiert werden, worauf er zum Behälter zurückfliesst. Der Durchmesser der Ausnehmung 18b ist zweckmässig klein, um die Bewegung des Tauchkolbens 14 nach innen abbremsen zu können.
Die jeweils durch den Tauchkolben 14 geförderte Brennstoffmenge wird durch die Axialstellung des Abdichtungsschuhes 18 eingestellt, der durch die Schwungmassen 25 in Abhängigkeit der Motordrehgeschwindigkeit gesteuert wird. Auf Grund der Trapezform des Abdichtungsschuhes bewirken dessen Axialverstellungen Änderungen des Winkels, in dessen Bereich die Radialbohrungen 10 abgedeckt sind.
Die Verstellung des Einspritzpunktes erfolgt selbsttätig in Abhängigkeit der Motorgeschwindigkeit durch die Wirkung der Schwungmassen 28, welche die Phasenverschiebung des Zapfens 17 in bezug auf die Welle 3 bewirken. Durch diese Phasenverschiebung erfolgt das Schliessen der Bohrungen 10 durch den Schuh 18 in einer zur Stellung der Nockenerhebung wahlweise verschobenen Stellung, wodurch die Ein-
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spritzpunktverstellung herbeigeführt wird. Die oben beschriebene Anordnung der Teile zur Phasenverschie- bung eignet sich zur Ausführung mit nächster Annäherung eines vorbestimmten Einspritzpunktverstellge- setzes, das durch die Formgebung der Nut 23 verwirklicht wird.
Durch eine aus zwei Abschnitten entge- gengesetzter Neigung bestehende Nut lässt sich durch die beschriebene Anordnung eineVoreilung des Ein- spritzpunktes beim Anlassen der Brennkraftmaschine erzielen, die bei niedriger Geschwindigkeit aufgeho- ben und entsprechend dem gewünschten Gesetz bei Zunahme der Motorgeschwindigkeit wiederhergestellt wird.
Die Wirkung der Schwungmassen 25, der sich das elastische, die Feder 27 aufweisende System entge- gensetzt, also die Axialstellung des Abdichtungsschuhes 18 kann von aussen beliebig geändert werden, in- dem der Hebel 36 und die Kurbel 35 verschwenkt werden. Durch Drehung des Hebels 36 entgegengesetzt zum Uhrzeigersinn (Fig. l) wird die Rolle 33 unter Verkleinerung des wirksamen Armes des Hebels 30 und Vergrösserung des Gegenarmes des Hebels 38 nach oben verstellt. Auf diese Weise erzeugt die Federkraft
27 eine geringere Verstellung und einen höheren Schub auf den Hebel 38, also auf den Zapfen 17. Eine umgekehrte Wirkung tritt beim Drehen des Hebels 36 im Uhrzeigersinn auf. Befindet sich der Hebel 36 in der in der Zeichnung (Fig. 1) dargestellten Stellung, so übt die Feder 27 eine schwächere Rückführwirkung auf die Schwungmassen 25 aus.
Eine geringe Zentrifugalkraft genügt dann, um die Schwungmassen ausschwingen zu lassen und den Zapfen 17 entgegen der Federkraft 27 zu verstellen. Nachdem die Verstellung des Zapfens 17 die Verstellung des Abdichtungsschuhes 18 in dem Sinne bewirkt, dass dessen schmälerer Teil den Radialbohrungen 10 gegenüberliegt, so bleiben diese über einen kleinen Winkel geschlossen oder schliessen sich überhaupt nicht, wodurch ein starker Rückfluss, also eine Brennstofförderung zur Einspritzvorrichtung hin erfolgt, die klein oder Null ist. Im ersteren Falle läuft der Motor leer.
Mit der verringerten Rückführkraft durch die Feder 27 geht die höchste Biegsamkeit des elastischen Systems Hand in Hand, denn einer bestimmten Änderung der Ausschwingung der Schwungmassen 25 entspricht eine geringe Änderung der Rückführkraft für diese Schwungmassen. Demgemäss genügen geringe Geschwindigkeitsänderungen, um den Zapfen 17 über einen längeren Weg zu verstellen, wodurch eine rasche und wirksame Korrektur der Brennstofförderungen zu den Einspritzvorrichtungen erzielt wird. Unter diesen Bedingungen ist die Empfindlichkeit der Regelung also am höchsten.
Zum Erhöhen der Motorgeschwindigkeit dreht der Fahrer den Aussenhebel 36 entgegen dem Uhrzeigersinn unter Zusammendrücken der Feder 27. Dabei nimmt die durch die Feder 27 auf die Schwungrnassen 25 ausgeübte Kraft zu, so dass eine einer höheren Motorgeschwindigkeit entsprechende höhere Zentrifugalkraft erforderlich ist,'um den Zapfen 17 entgegengesetzt zur Federkraft 27 zu drücken und die Ein- spritzförderung zu verkleinern. Nachdem einer geringen Axialverstellung des Zapfens 17 ein grösserer Weg der Feder 27 entspricht, erhöht sich die Steifheit des elastischen Rückführsystems, wodurch eine rasche und genaue Fördermengeneinstellung bei höheren Motordrehgeschwindigkeiten gewährleistet wird.
Durch die oben beschriebene Vorrichtung lässt sich ferner bis zu einer vorbestimmten Drehgeschwindigkeit eine Kraftstoffüberförderung erzielen, welche die höchste Förderung bei hoher Drehgescl1windig - keit übersteigt. Dabei schaltet sich die Überförderungsbegrenzungsvorrichtung ein, die aus dem oben erwähnten Schwenkhebel 42 und der Feder 43 besteht. Das Einschalten dieser Überförderungsbegrenzungsvor- richtung zur selbsttätigen Begrenzung der Höchstfördermenge bei der jeweiligen Geschwindigkeit wird dadurch erzielt, dass die Feder 43, die sich der Wirkung der Feder 27 entgegensetzt, entsprechend vorgespannt wird.
Bei einem geeigneten Wert der Vorspannung der Feder 43 und in Hpchstgeschwindigkeitsstellung umgekehrt zum Uhrzeigersinn gedrehtem Aussenhebel 36 ist die Zentrifugalkraft der Schwungmassen 25, solange die Motorgeschwindigkeit einen vorbestimmten Wert nicht übersteigt, ungenügend, um den von den beiden gegeneinander wirkenden Federn 27,43 herrührenden Schub zu überwinden. Die Feder 27 bewegt also über den Schwinghebel 38 unter Zusammendrücken der Feder 43 den Zapfen 17 über die normale Höchstförderungsstellung hinaus.
Die zwischen dem Drucklager 39 und Teller 40 eingeschaltete Feder 41 ist dazu bestimmt, den Zapfen 17 dann in seine Endstellung, also in die Höchstförderungsstellung zu bewegen, wenn die Zentrifugalkraft bei den, dem Anhalten des Motors vorangehenden niedrigeren Motorgeschwindigkeiten auf Minimalwerte sinkt, so dass die Anordnung beim Stillsetzen des Motors selbsttätig in die Stellung kommt, die der höchsten Anreicherung der Brennstofförderung entspricht, um das nachfolgende Anlassen zu erleichtern.
Durch die niedrige Vorspannung der Feder 41 ist letztere bereits bei niedrigeren Geschwindigkeiten durch den Schub der hauptsächlichsten Regelglieder (Feder 27 und Schwungmassen 25) völlig zusammengedrückt und bleibt in diesem Zustand während der normalen Be- triebsgeschwindigkeiten, ohne an der Einstellung etwas zu ändern.
Die Einspritzpumpe weist ferner eine Flügelpumpe zum Fördern des Kraftstoffes auf. Diese durch die Welle 3 angetriebene Speisepumpe weist ein Pumpengehäuse 45 auf, das mittels Bolzen 45b an der Dek-
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kelplatte la befestigt ist. In einem Sitz mit zylinderförmiger Oberfläche 45a (Fig. 7) des Pumpengehäu- ses 45 dreht sich ein Radialflügel 47 tragender Läufer 46. Innerhalb des Läufers 46 sind ringförmige ela- stische Glieder 48 angeordnet, welche die Flügel 47 in radialer Richtung bewegen und diese mit der zy- linderförmigen Oberfläche 45a des Pumpenraumes in Berührung halten. Diese nachgiebigen Glieder sind geeignet, geringe periodische Änderungen des gegenseitigen Abstandes der sich gegenüberliegenden Flügel infolge der Aussermittigkeit der Welle aufzunehmen.
Hiedurch wird der Förderdruck selbst bei niedri- gen Drehgeschwindigkeiten gewährleistet.
Um ein sicheres Stoppen des Motors zu gewährleisten, wird ein nicht dargestellter Hahn in einer nicht gezeichneten Leitung eingeschaltet, welche die Speisepumpe 45 mit der zylinderförmigen axialen Aushöhlung 11 verbindet. Durch diesen Hahn kann die Leitung abgesperrt und der Kraftstoff über ein Einstellventil für den Förderdruck in den Behälter zurückgeführt werden, wobei der Druck und die Förderung für die Pumpeneinheiten, also der Kraftstoffzufluss sowie der Ansaugdruck der Pumpeneinheiten aufgehoben werden.
Aus der obigen Beschreibung geht hervor, dass die Einspritzpumpe gegenüber vorbekannten Pumpen insbesondere darin vorteilhaft ist, dass sie eine geringere mechanische Arbeit zum Steuern der Förderung und Einspritzpunktverstellung erfordert. Insbesondere kann die zur Einspritzpunktverstellung erforderliche Arbeit durch eine Schwungmassenanordnung, wie oben beschrieben, leicht vorgenommen werden, wodurch zwei Vorrichtungen, nämlich der Fördermengenregler und der Einspritzpunktversteller zu einer Einheit zusammengefasst werden können, die bei den bekannten Ausführungen wesentlich mehr Raum und ein höheres Gewicht erfordern.
PATENTANSPRÜCHE :
1. Einspritzpumpe für Kolbenbrennkraftmaschinen, die aus mehreren Pumpeneinheiten mit Tauchkolben besteht, die durch einen auf der mit der Motorwelle gekuppelten Pumpenwelle sitzenden Nocken gesteuert werden, wobei die Pumpe Einzelsteuerglieder für die Pumpeneinheiten aufweist, welche aus einem durch die Pumpenwelle gedrehten Zapfen bestehen, dessen Axial- und Winkelstellung bezüglich der Einlasskanäle durch die Wirkung von Schwungmassen gesteuert wird, denen sich die Rückwirkung von aussen einstellbarer Federn entgegensetzt, um die Fördermenge der Pumpeneinheiten und den Einspritzzeitpunkt zu ändern, dadurch gekennzeichnet, dass zwei Hebel (30, 38) vorgesehen sind, auf welche die Gegenfederkräfte (27) bzw.
die Schwungmassen (25) einwirken, wobei die Hebel (30,38) unter Zwischenschaltung einer Rolle (33) einander berühren, welche von aussen bezüglich der Hebelzapfen (31, 39) verstellbar ist, um die wirksame Länge der Hebelarme zu ändern, durch welche die Gegenfederkräfte der Wirkung der Schwungmassen (25) entgegenwirken.
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Injection pump for piston internal combustion engines
The invention relates to a fuel injection device for multi-cylinder piston internal combustion engines, which consists of several pump units which are accommodated in a single pump housing.
In multi-cylinder pumps of this type, the pump units, each consisting of a cylinder in which a plunger moved in an axial direction by a cam can be moved in a sealing manner, can be in series with respect to a pump shaft which has as many cams as the pump units, or but arranged radially around this shaft and driven by a single cam carried by the shaft itself.
Such multi-cylinder pump designs have serious disadvantages, which are briefly described in the
It is difficult to provide as many independent adjustment means as there are pump units to cancel out differences in timing and delivery rate of the pump units at different engine speeds. Known designs have a significant space requirement and a great weight and consist of several independently working individual parts, which must therefore be adjusted individually for the purpose of proper functioning of the pump.
If the injection point adjustment is carried out by phase shifting the pump shaft with respect to the shaft of the motor to be fed or the cams driving the pump units with respect to the pump shaft, the injection point adjustment device must be able to overcome the high counter-torque acting on the pump shaft.
The invention provides a multi-cylinder pump which avoids the disadvantages mentioned above, in particular takes up little space and is light in weight.
In particular, the invention creates an easily adjustable central control which produces the following effects through axial and angular adjustment of a control device:
1. Automatic adjustment of the pump delivery rate at lower and higher engine revolutions,
2. automatic adjustment of the injection timing,
3. Automatic limitation of the maximum delivery rate at the respective engine speed and
4. Directing excessive amounts of fuel to the fuel tank bypassing the fuel pump and thus avoiding harmful vibrations due to sudden pressure increases in the fuel pump.
The injection pump according to the invention for piston internal combustion engines, which consists of several pump units with plunger pistons, which are controlled by a cam seated on the pump shaft coupled to the motor shaft, the pump having individual control elements for the pump units, which consist of a pin rotated by the pump shaft, the axial of which - and angle adjustment with respect to the inlet channels is controlled by the action of centrifugal masses, which are opposed by the reaction of externally adjustable springs in order to change the delivery rate of the pump units and the injection timing, is characterized in that a pair of levers are provided,
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circuit of a roller touch each other, which is adjustable from the outside with respect to the lever pin in order to change the effective length of the lever arms,
through which the counter-spring forces counteract the effect of the flywheel masses.
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Further features and advantages of the invention emerge from the detailed description below with reference to the drawing, which shows a preferred embodiment. In the drawing: Fig. 1 shows an axial section through the pump, Fig. 2 shows a section along line n-II of Fig. 1, Fig.
3 shows a detail on an enlarged scale, FIG. 4 shows a section along line IV-IV of FIG. 3, FIG. 5 shows a section along line VV of FIG. 4, FIG. 6 shows a section along line VI-VI of FIG. 4 and FIG FIG. 7 shows a section along line VII-VII from FIG. 1.
The pump consists of a cast pump housing 1, which is closed on one side by a cover plate 1 a, which is fastened to the pump housing 1 by bolts 2.
In the pump housing a shaft 3 is rotatably mounted, which is to be fed with fuel by the
Internal combustion engine is driven in such a way that the shaft executes one complete revolution per engine work cycle. The shaft is supported by two bearings 4.5, which are in the pump housing 1 and in the
Cover plate la are arranged.
A bell-shaped disk 6 sits on the shaft 3 within the pump housing 1 or is mounted on this shaft. Inside the bell-shaped disc, one is attached to the pump housing 1
Disc 7 is arranged coaxially with the shaft 3 and has a cylindrical extension 7a which engages in a recess which is provided on a partition 1b of the pump housing. The extension 7a is provided with a sealing ring 8.
The disk 7 also has a number of radial bores 9 which are connected via radial feed channels 10 to a cylindrical axial cavity 11 which is provided in the disk.
The cylindrical bores are connected via lines 12 to connection pieces 13, which lead via lines, not shown, to the injection devices arranged on the cylinders of the internal combustion engine to be fed.
Within the cylindrical bores 9, plungers 14 can be moved back and forth in a sealed manner, the ends of which extend beyond the cylindrical bores are provided with shoes 15 which have rolling rollers 16 which are intended to come into contact with the inner surface 6a of the bell-shaped disk 6 come, wherein the inner surface 6a is formed cam-shaped.
In the cylindrical axial cavity 11 of the disk 7 there is a pin 17 which serves as a control element when the fuel is supplied to the cylinders 9 and as a phase shifting device for the delivery of the fuel from the bores to the injection devices.
For this purpose, the pin is freely rotatable and axially adjustable in the cavity 11 and has end sections 17a, 17b with full diameter, which engage sealingly in the corresponding end parts of the cavity, which allow a longitudinal adjustment and rotary movement. The pin 17 also has an intermediate section of smaller diameter than the axial cavity 11; At the location of the radial bores 10, the pin 17 is machined in such a way that a sealing shoe 18 with an essentially trapezoidal shape with a width that decreases from one end to the other is produced.
The pin 17 is rotated by the shaft 3 by means described in detail below, the channels 10, which lead to the bores, being covered or released alternately one after the other by the sealing shoe 18.
The cylindrical axial cavity 11 is connected to fuel feed means via lines (not shown), so that fuel is always contained in the cavity under feed pressure.
Via the radial bores 10, fuel flows into the bores 10, which are not blocked by the sealing shoe 18, into the interior of the bores 9, the fuel pressure being such that the plungers 14 are displaced radially outward and a. Contact of the rollers 16 with the effective surface of the cam 6a is ensured.
As mentioned above, the pin 17 is rotated by the shaft 3. For this purpose, the pin 17 has an extension 19 (FIG. 3) with a slot 20 at the end facing the shaft 3. The extension 19 is received by a front cavity 3 a of the shaft 3.
In the cavity 3a there is also a sleeve 21 which moves against the action of a return spring 22 in the cavity.
The sleeve 21 is diametrically connected to the latter by means of a pin 21a which engages in the slot 20 of the projection 19. The pin 21a and the slot 20 allow the free axial adjustment of the pin 17, but keep the same in a certain angular position to the sleeve.
The cylindrical outer surface of the sleeve 21 also has a groove 23 which is expediently inclined in relation to the generatrix of the cylindrical surface and in which a radial pin 24 engages, which is firmly connected to the shaft 3. As a result, the sleeve 21 is moved through the shaft 3 and, in turn, takes the pin 17 with it, with axial adjustments of the sleeve 21 angular adjustments of the pin 17
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with respect to the shaft 3, which depend on the course of the groove 23.
The free end of the projection 19 is designed in the shape of a disk and is supported by two centrifugal masses
25, which are supported on radial arms 26 carried by the shaft 3 like a knife-edge.
The pivoting movement of the centrifugal masses 25 causes an axial adjustment of the pin 17 against the force of a spring 27.
Another pair of centrifugal masses 28, which is articulated like a knife-edge to radial arms 29 carried by the shaft 3, acts on the pin 21a firmly connected to the sleeve 21 in such a way that the pivoting of the centrifugal masses caused by the centrifugal force pulls the sleeve against the spring force 22 adjusted in the axial direction.
In other words, the swinging out of the centrifugal masses 28 due to the arrangement described above leads to a phase shift between the shaft 3 and the journal 17.
As mentioned above, the spring 27 acts against the centrifugal effect of the centrifugal masses 25, u. alternatively via a lever system which is mainly intended to enable the resilient force exerted by the spring 27 on the centrifugal masses 25 to be adjusted. The lever system has a first
Lever 30 which is hinged to a pin 31 which is attached to the pump housing 1. The spring 27 acts on the lever 30 with the interposition of a plunger or a shell 32. The lever 30 has at the free end a flat section 30a which is pressed by the spring 27 against a roller 33 which is rotatably arranged at the end of a loose lever 34 which is articulated on a crank 35 which is pivoted by an outer lever 36 can be.
The roller 33 is also in contact with a lever 38 which sits on a pin 39 fastened to the pump housing 1 and whose free end 38a acts on the pin 17 with the interposition of a thrust bearing 39a, the thrust bearing 39a being attached to one by a spring 41 held in position plate 40 is applied.
A pivot lever 42 acts on the lever 38, which is counteracted by the spring 27, the pivot lever 42 being pressed against the lever 38 by a pretensioned adjustable spring 43.
With reference to the drawing, the mode of operation of the injection pump is as follows: The bores 9 are filled with fuel under feed pressure through the radial bores 10. The feed pressure of the fuel, which moves the plunger piston 14 radially outward, is significantly lower than the pressure required to open the injection device.
As a result of the rotation of the shaft 3, that is to say the bell-shaped disc 6, the rollers 16 come into contact one after the other with the elevation of the cam 6a. The elevation that causes the plunger piston 14 to move radially inward is angularly offset from the pin 17 in such a way that the sealing shoe 18 shuts off the fuel flow through the associated radial bores 10 during the inward movement of the individual plungers 14. In this way, the fuel pressure in the bore 9 increases until it reaches the working pressure of the relevant injection device which carries out the injection.
The radial bores 10 are then released by the sealing shoe 18 upon further rotation of the pin 17, so that the feed pressure of the fuel displaces the relevant plunger 14 outwards, whereby the roller also remains in contact with the recess of the cam 6a. The work cycle is repeated for the following pump units.
During the inward movement of the plunger, the latter is prevented from continuing its movement due to its activity by providing a fluid brake.
For this purpose, when moving inward, the bore 10 comes into a position opposite a groove 18a, which is provided on the shoe 18 and has a recess 18b on the bottom, which connects the bore 9 to a longitudinal compensation line 17c in the pin 17.
From this line the fuel reaches all control elements, which are lubricated, whereupon it flows back to the tank. The diameter of the recess 18b is suitably small in order to be able to brake the movement of the plunger 14 inward.
The amount of fuel conveyed by the plunger piston 14 is set by the axial position of the sealing shoe 18, which is controlled by the centrifugal masses 25 as a function of the engine speed. Due to the trapezoidal shape of the sealing shoe, its axial adjustments cause changes in the angle in the area of which the radial bores 10 are covered.
The adjustment of the injection point takes place automatically as a function of the engine speed through the action of the centrifugal masses 28, which cause the phase shift of the pin 17 with respect to the shaft 3. As a result of this phase shift, the bores 10 are closed by the shoe 18 in a position optionally shifted to the position of the cam lobe, whereby the
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injection point adjustment is brought about. The above-described arrangement of the parts for phase shifting is suitable for execution with the closest approximation of a predetermined injection point adjustment law which is implemented by the shape of the groove 23.
By means of a groove consisting of two sections of opposite inclination, the arrangement described enables the injection point to be advanced when the internal combustion engine is started, which is canceled at low speed and restored according to the desired law when the engine speed increases.
The effect of the centrifugal masses 25 opposed by the elastic system having the spring 27, that is to say the axial position of the sealing shoe 18, can be changed as required from the outside by pivoting the lever 36 and the crank 35. By rotating the lever 36 counterclockwise (FIG. 1), the roller 33 is adjusted upwards, reducing the effective arm of the lever 30 and increasing the counter-arm of the lever 38. This creates the spring force
27 a smaller adjustment and a higher thrust on the lever 38, that is to say on the pin 17. A reverse effect occurs when the lever 36 is rotated clockwise. If the lever 36 is in the position shown in the drawing (FIG. 1), the spring 27 exerts a weaker return effect on the centrifugal masses 25.
A small centrifugal force is then sufficient to let the centrifugal masses swing out and to adjust the pin 17 against the spring force 27. After the adjustment of the pin 17 causes the adjustment of the sealing shoe 18 in the sense that its narrower part lies opposite the radial bores 10, these remain closed over a small angle or do not close at all, resulting in a strong backflow, i.e. fuel delivery to the injection device that is small or zero. In the former case the engine runs idle.
With the reduced return force by the spring 27, the highest flexibility of the elastic system goes hand in hand, because a certain change in the oscillation of the centrifugal masses 25 corresponds to a small change in the return force for these centrifugal masses. Accordingly, small changes in speed are sufficient to adjust the pin 17 over a longer distance, whereby a quick and effective correction of the fuel deliveries to the injection devices is achieved. Under these conditions the sensitivity of the regulation is highest.
To increase the motor speed, the driver turns the outer lever 36 counterclockwise while compressing the spring 27. The force exerted by the spring 27 on the flywheels 25 increases, so that a higher centrifugal force corresponding to a higher motor speed is required around the pin 17 to press against the spring force 27 and to reduce the injection rate. After a slight axial adjustment of the pin 17 corresponds to a greater travel of the spring 27, the stiffness of the elastic feedback system increases, which ensures a quick and precise delivery rate setting at higher engine speeds.
By means of the device described above, it is also possible, up to a predetermined rotational speed, to achieve an excess fuel delivery which exceeds the maximum delivery at a high rotational speed. The overfeed limiting device, which consists of the pivot lever 42 and the spring 43 mentioned above, switches on. The activation of this overfeed limiting device to automatically limit the maximum delivery amount at the respective speed is achieved in that the spring 43, which opposes the action of the spring 27, is pretensioned accordingly.
With a suitable value of the preload of the spring 43 and the external lever 36 turned counterclockwise in the maximum speed position, the centrifugal force of the centrifugal masses 25 is insufficient to provide the thrust from the two opposing springs 27, 43 as long as the motor speed does not exceed a predetermined value overcome. The spring 27 thus moves the pin 17 via the rocker arm 38 while compressing the spring 43 beyond the normal maximum delivery position.
The spring 41 connected between the thrust bearing 39 and plate 40 is intended to move the pin 17 into its end position, i.e. into the maximum delivery position, when the centrifugal force drops to minimum values at the lower motor speeds preceding the stopping of the motor, so that the Arrangement when the engine is stopped automatically comes into the position that corresponds to the highest enrichment of the fuel delivery in order to facilitate the subsequent starting.
Due to the low bias of the spring 41, the latter is already completely compressed at lower speeds by the thrust of the main control elements (spring 27 and centrifugal masses 25) and remains in this state during normal operating speeds without changing the setting.
The injection pump also has a vane pump for delivering the fuel. This feed pump driven by the shaft 3 has a pump housing 45 which is attached to the cover by means of bolts 45b.
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kelplatte la is attached. A rotor 46 carrying radial vanes 47 rotates in a seat with a cylindrical surface 45a (FIG. 7) of the pump housing 45. Arranged within the rotor 46 are annular elastic members 48 which move the vanes 47 in the radial direction and move them with it keep in contact with the cylindrical surface 45a of the pump chamber. These resilient members are suitable for absorbing small periodic changes in the mutual spacing of the opposing blades due to the eccentricity of the shaft.
This guarantees the delivery pressure even at low rotational speeds.
In order to ensure that the motor is safely stopped, a tap (not shown) is switched on in a line (not shown) which connects the feed pump 45 to the cylindrical axial cavity 11. The line can be shut off through this tap and the fuel can be returned to the container via an adjustment valve for the delivery pressure, the pressure and delivery for the pump units, i.e. the fuel inflow and the suction pressure of the pump units being canceled.
It can be seen from the above description that the injection pump is particularly advantageous over previously known pumps in that it requires less mechanical work to control the delivery and the injection point adjustment. In particular, the work required for adjusting the injection point can easily be carried out by means of a flywheel arrangement, as described above, whereby two devices, namely the flow rate regulator and the injection point adjuster, can be combined into one unit, which in the known designs require significantly more space and a higher weight.
PATENT CLAIMS:
1. Injection pump for piston internal combustion engines, which consists of several pump units with plunger pistons, which are controlled by a cam seated on the pump shaft coupled to the motor shaft, the pump having individual control elements for the pump units, which consist of a pin rotated by the pump shaft, the axial of which - and angular position with respect to the inlet channels is controlled by the action of centrifugal masses, which are opposed by the reaction of externally adjustable springs in order to change the delivery rate of the pump units and the injection timing, characterized in that two levers (30, 38) are provided which the counter spring forces (27) resp.
the centrifugal masses (25) act, the levers (30,38) touching each other with the interposition of a roller (33) which is adjustable from the outside with respect to the lever pin (31, 39) in order to change the effective length of the lever arms through which the counter-spring forces counteract the effect of the flywheel masses (25).
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