EP0816675A2 - Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe - Google Patents

Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe Download PDF

Info

Publication number
EP0816675A2
EP0816675A2 EP97110504A EP97110504A EP0816675A2 EP 0816675 A2 EP0816675 A2 EP 0816675A2 EP 97110504 A EP97110504 A EP 97110504A EP 97110504 A EP97110504 A EP 97110504A EP 0816675 A2 EP0816675 A2 EP 0816675A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
pump
piston
support sleeve
eccentric ring
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP97110504A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0816675B1 (de
EP0816675A3 (de
Inventor
Bernhard Arnold
Egon Eisenbacher
Franz Pawellek
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Siemens AG
Original Assignee
Mannesmann Rexroth AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mannesmann Rexroth AG filed Critical Mannesmann Rexroth AG
Publication of EP0816675A2 publication Critical patent/EP0816675A2/de
Publication of EP0816675A3 publication Critical patent/EP0816675A3/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0816675B1 publication Critical patent/EP0816675B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/04—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B1/053—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement with actuating or actuated elements at the inner ends of the cylinders

Definitions

  • the invention relates to a device for stabilization the eccentric ring of a radial piston pump with several pistons driven by a common eccentric shaft, according to the preamble of claim 1.
  • Such radial piston pumps are often used for feeding the common high-pressure line (common rail) of a fuel injection system used for vehicles because of such Pumps with a relatively small construction volume high Provide pressures and a good response of the Have regulation.
  • an adjustable suction throttle upstream which thus as a fluid flow limiting device functions, so that the individual pistons of the radial piston pump only so much Pressurized fluid, i.e. Convey fuel as in the common rail is actually needed. It can thus differ in the individual Pump chambers extreme under certain conditions Stop undersupply, even then, when the pistons are pressurized fluid, i.e.
  • This stabilizing part is spring loaded Piston formed, which is biased radially inwards and with its radially inner front end flat against an associated flattening of the eccentric ring presses.
  • the eccentric ring is also when the Piston in the event of pressure fluid supply failure are no longer pressed against the support surfaces, against Twisted secured. After restarting the pump after a The pump can therefore fail without supply medium previous, realignment of the eccentric ring again be started so that pump downtimes are avoided.
  • the stabilizing piston radially inside the pump piston led and is supported with its front plate section on the ring collar of the pump piston.
  • the inner of the stabilizing piston is via a radial channel, a Axial channel and a throttle element can be filled with pressure fluid, creating a damping effect for the radially after internally moving pump piston can be achieved.
  • Radial piston pumps with one described above Build-up is not only for ever higher system pressures, but also used for ever higher speeds. Since the eccentric ring in such radial piston pumps moved on a circular path, being parallel to self-shifting takes place between the pump piston or an associated slide shoe and the flattened Support surface of the eccentric ring a relative sliding movement instead of. The frictional force tends to close the eccentric ring twist. Because the frictional force changes cyclically with the angle of rotation the eccentric shaft changed, it is ultimately special responsible at higher speeds that no longer controllable torsional / tilting vibrations of the eccentric ring occur, the functionality of the radial piston pump impair and lead to increased wear of the individual components of the radial piston pump being able to lead.
  • the invention is therefore based on the object Device for stabilizing the eccentric ring of a radial piston pump according to the preamble of claim 1 to create with the in all operating conditions and in particular at high speeds and in suction throttle mode Pressure fluid undersupply of individual displacers torsional / tilting vibrations of the eccentric ring effectively excluded will.
  • the eccentric ring is arranged by a displacement element stabilized in every phase of movement the radial piston pump stabilizes the eccentric ring receives active pressurization. This is given the opportunity to stabilize the Adjust the operating state of the pump and for example in the operating phases critical for torsional / tilting vibrations, i.e. at high speeds and / or with an undersupply the pump chambers of individual or all pump pistons to keep the stabilizing force high enough to To protect the eccentric ring against torsional / tilting vibrations.
  • the force required to stabilize the eccentric ring can be optimized energetically, for example, by only in a very specific speed range and / or depending on parameters of the suction throttle control or the pressure fluid supply of individual or all Pump pistons provided with special effectiveness becomes. In other operating states in which the eccentric ring such torsional / tilting vibrations in particular According to the invention, the stabilizing force is subject to circumference be kept lower, reducing efficiency the radial piston pump is adjustable to an optimum.
  • the displacement element arrangement itself can be of various types Embodiments are provided.
  • a first variant is the subject of claims 2 to 5.
  • This variant has the particular advantage that the stabilizing device independent of the other components of the radial piston pump can be designed, which is positive in terms of on retrofitting of conventional radial piston pumps with a stabilizing device according to the invention affects.
  • the pressure chamber of the displacement element and preferably at largely large design of the contact area between the cup-shaped pistons and the stabilizing surface on the eccentric ring, a single cup-shaped piston is sufficient, around the eccentric ring in the critical operating states Protect against torsional / tilting vibrations.
  • the radial piston pump can reduce the internal pressure the cup-shaped piston preferably after one certain control profile to be changeable, the one determined at the operating point Adjusted parameters of the radial piston pump is. It has been shown that such an embodiment the displacement element arrangement is particularly useful can be used if there are no more than three pump pistons are sufficient in this way at the eccentric ring large stabilization area between two neighboring ones Support surfaces are formed on the eccentric ring can.
  • the stabilization effect can be improved further.
  • three are evenly spaced apart mutually stabilizing piston according to claim 5 are provided, is at least a cup-shaped piston in a radially outward direction Displacement phase, so that the possibility is given is the support force of this stabilizing piston in this Additional movement phase to raise.
  • the degree of increase the stabilizing force in this movement phase of the Stabilizing piston can be particularly simple Way via the pressurized fluid supply opening for the inside of the cup-like piston.
  • Another variant of the stabilization device for the eccentric ring which is particularly suitable for embodiments of radial piston pumps that are more than has three, for example five and more radial pistons, is the subject of claims 6 ff.
  • This variant has the particular advantage that the stabilizing device into the individual cylinder insert modules of the radial pistons can be integrated, making it a very space-saving Order results.
  • the installation space is radial Direction by the measures according to the invention only slightly raised.
  • the support sleeve can also be very space-saving into the individual units or modules in the area integrating the cylinder inserts.
  • no additional installation space is required taken.
  • the support sleeve can do other tasks transmitted, e.g. the task of a support surface to provide for the return spring of the pump piston.
  • the support sleeve fulfills with the further development of the claim 7 the function of a valve for time-controlled Filling to stabilize the eccentric ring used pressure fluid chamber.
  • a valve for time-controlled Filling to stabilize the eccentric ring used pressure fluid chamber.
  • the first variant according to claim 8 is the support sleeve guided on the outer surface of the cylinder insert while them according to the variant according to claim 16 via a bore coaxial to the piston in the pump housing is.
  • This configuration can be advantageously according to claim 15 so axially brace that relative movements between support sleeve, plate-shaped element and Avoid sliding shoe, causing excessive wear is counteracted.
  • the radial piston pump can be easily assembled being held. Due to a reduced number of components the manufacturing cost can be reduced.
  • the Stabilizing device in the specific embodiment of the preceding claims by simply adding a slot control device and a check valve as well as a pressure channel and a suction channel on simple Way the integrated pre-conveyor function. Through the Slit control optimizes the pressure build-up phase.
  • the support sleeve is on the outer surface of the cylinder insert or in a to Piston coaxial bore provided in the pump housing. Thereby stable pump operation is guaranteed.
  • the training according to claims 26 and 27 relate two variants for the slot control device.
  • the slots can either be in the support sleeve or be provided in the sealing sleeve. With these slits a restricted flow of fluid is ensured. If the Support sleeve with its outer diameter in the housing the partial volume flows occurring can be directly in the Housing are brought together via check valves ( Figure 9), which further simplifies the structure. Otherwise an additional element in the form of a sealing sleeve is used, around the volume flow from the annular displacement chamber to transfer into the housing.
  • a sheet metal tongue of a flat gasket Sheet used as a check valve.
  • Another space-saving The arrangement of the check valve consists in the integration in a pressure screw of the support ring of a pressure chamber insert.
  • the support ring is particularly advantageous because this can be positioned independently of the cylinder insert is. Static overdeterminations of the pump mechanics can thus effective in the area of the cylinder insert be avoided.
  • FIG. 1 with the reference number 10 is a pump housing referred to in the three at an even circumferential distance radial piston / cylinder arrangements facing each other are recorded which are connected to a central pump shaft, i.e. more specifically with an eccentric section 12 of the pump shaft work together.
  • a central pump shaft i.e. more specifically with an eccentric section 12 of the pump shaft work together.
  • At 11 is the axis of the pump shaft designated, while at 13 the center of the eccentric section 12 is designated by the dimension E to the axis 11 is offset.
  • Eccentric ring 14 mounted on the outside of a corresponding to the number of piston / cylinder arrangements Number of flattened support surfaces has 16.
  • a sliding shoe is supported on the supporting surfaces 16 18 from the axially by means of a clamp element 20 firm and captive with the associated pump piston 22 connected is.
  • the pump piston 22 also sits radially centered in the slide shoe 18, which is thus with its contact surface 23 remains aligned perpendicular to the piston axis 24.
  • the piston axis 24 runs essentially radially to the pump shaft, the orientation being predetermined by a cylinder insert 26 which is received in a corresponding recess 25 of the pump housing 10 and is fixed therein by means of a screw cap 28.
  • the pump piston 22 With the inner bore of the associated cylinder insert, the pump piston 22 defines a pump chamber 30, which can be fed with pressure fluid via a suction valve 31 designed as a check valve, which is at a supply pressure P.
  • a branch passage 32 extends from the pump chamber 30, which is led to a pressure valve 33, which is also designed as a check valve, which is accommodated in the pump housing 10 and is connected to a common high-pressure line 34 in which the high pressure P 1 prevails.
  • the common high-pressure line 34 forms, for example, the so-called "common rail" of a fuel injection system of an internal combustion engine.
  • a return spring is designated by reference number 35, which is designed as a compression spring and one hand on a head portion of the cylinder insert 26 and on the other supported on the bracket member 20 so that the associated Pump piston 22 when the eccentric section 12 is moving can perform his suction stroke.
  • FIG. 1 shows the upper piston in the top dead center position, i.e. in the state in which the pump chamber 30 the occupies minimal volume.
  • the pump chamber 30 * either does not build up the high pressure at all or with such a time delay that the radially inward piston force cannot be effectively used to stabilize the eccentric ring 14.
  • These operating states are disadvantageous, in particular at high speeds, because they can lead to rotational / tilting vibrations of the eccentric ring 14.
  • the radial piston pump according to FIG. 1 has a device for stabilizing the eccentric ring in the form of a hydraulic displacement element arrangement, with which the eccentric ring 14 is stabilized in each movement phase of the pump by actively pressurizing the displacement element arrangement.
  • a cup-shaped piston 40 is provided, which is supported with its bottom 42 on a flat stabilizing surface 44 of the eccentric ring 14.
  • the cup-shaped piston 40 is slidably guided in a radial bore 46 of the pump housing 10 and defines in its interior and in cooperation with the radial bore 46 a pressure chamber 48 which is connected via at least one axial channel 47 in a screw plug 50 to a pressure fluid system under the pressure P2 .
  • the inner diameter D40 and the pressure in the pressure chamber 48 determine the radial pressure force F R with which the cup-shaped piston 40 is constantly pressed against the stabilizing surface 44 of the eccentric ring 14, as a result of which the latter is independent of the pressure conditions and of the fluid supply to the pump chambers 30, 30 * in the position shown is held.
  • the pressure level P2 can be kept at a constant value will. However, it is equally possible to use this Pressure P2 depending on the operating states of the radial piston pump to optimize so that the stabilizing effect then primarily provided for the eccentric ring 14 if, for example, in a particular Speed range or when switching off one or all Pump piston is a priority.
  • the pressure in the Pressure chamber 48 can even be raised cyclically, in which the Throttle effect of the axial channel 47 is used.
  • cup-shaped Piston 40 also radially by a compression spring 49 biased inside.
  • the compression spring 49 is inside of the cup-shaped piston, ns 40 received and supported itself on the underside of the locking screw 50.
  • the Compression spring 49 not only has a radial force that increases Effect, but it ensures a complete loss of pressure in the pressure system with pressure P2 for the eccentric ring 14 remains stabilized.
  • the embodiment according to FIG. 2 differs from that according to FIG. 1 only in that several such pistons 140-1 to 140-3 are provided instead of a single cup-shaped piston, which are in flat contact with separate stabilizing surfaces 144 on the eccentric ring 114.
  • This variant ensures that at least one cup-shaped piston 140 is moved radially outward in each phase of movement of the eccentric section 112, so that the associated reduction in the pressure space 148 in conjunction with the throttle function of the axial channel 147 can be used to increase the stabilizing force F R.
  • the piston 140-3 is in this phase, so that an increased stabilization pressure can build up in the pressure chamber 148-3, which can also be used to stabilize the eccentric ring 114.
  • FIG 3 shows a radial piston pump with several - for example 3 to 5 cylinder inserts 226, which are stepped in Radial bores 225 with essentially radial Alignment is included in the pump housing 210.
  • the eccentric ring 214 rotatably mounted on which the radial piston Support 222 using a slide shoe 218.
  • the suction valve and the Pressure valve there are no differences from the previous one described embodiment, so that a closer Description of these details can be omitted.
  • Differently is the way the eccentric ring 214 in every phase of movement of the radial piston pump against torsional / tilting vibrations is stabilized.
  • the Stabilization device is referred to Figure 4, which only differ from the configuration according to FIG differs in that the pressure valve is not in Pump housing 210, but received in the cylinder insert 226 is.
  • Each pump piston 222 is in the region of its radially inner one End section axially fixed with a plate-shaped Element 254 connected so that it is together with the piston 222 and the slide shoe 218 moves.
  • the plate-shaped Element 254 rests on an inner shoulder 256 of a support sleeve 258 to that with a first section with sliding fit on a cylindrical outer surface 259 of the cylinder insert 226 is guided axially movably and with a further section radially surrounds the slide shoe 218 and is supported on the support surface 216 of the eccentric ring 214.
  • the section guided axially movably on the cylinder insert 226 the support sleeve 258 has at least one radial opening 260 on that shown in Figures 3 and 4 Position of the cylinder insert 226 is closed.
  • the position of the piston shown in Figures 3 and 4 222 and thus the support sleeve 258 is the top dead center position, i.e. the position in which the pump chamber 230 the occupies smallest volume.
  • the reference numeral 268 is at least one axial bore or an axial breakthrough in the plate-shaped element 254 and the reference numeral 270 denotes a radial channel
  • the channels 268 and 270 are thus part of a throttle arrangement, via which the in the pressure fluid chamber 264 displaces trapped pressure fluid can be, if the support sleeve 258 in the compression stroke of the Piston 222 against the force of the Rüchholfeder 235, which is supported radially on a shoulder 272 of the support sleeve 258 is moved outwards.
  • the support sleeve 258 remains the connection between the space 266 and the pressure fluid chamber 264 still open.
  • the radial breakthrough 260 becomes however with increasing radial displacement towards the outside and finally completely closed, so that that trapped in the pressurized fluid chamber 264 Pressure fluid through the continued movement of the plate-shaped Elements 254 is pressurized.
  • the pressure increase in the pressure fluid chamber 264 and thus that of the sliding block 218 stabilizing force exerted on the eccentric ring 214 depends on the speed at which the support sleeve 258 is moved radially outwards, i.e. depending on speed.
  • channels 268 and 270 may have the stabilizing function energetically optimized so that the stabilizing Function in a certain speed band in which it is on stabilization is particularly popular, held at its highest becomes.
  • the order should be made that the dynamic pressure in the pressure fluid chamber 264 is reduced, when the main compression pressure from piston 222 in the pump chamber 230 is built.
  • the embodiment according to FIG. 5 differs from the embodiment according to Figures 3 and 4 by the design of plate-shaped element 354 and the support sleeve 358.
  • the Support sleeve 358 with its end face 374 on the plate-shaped Element 354 such that at least between the contact surfaces a throttle channel remains.
  • the plate-shaped element 354 is connected to the pump piston 322 in the center and holds the slide shoe 318 like a clip with sections 355 firmly.
  • the support sleeve 358 has at least one radial opening 360 equipped in the guide collar, see above that the pressure fluid chamber 364 in the area of bottom dead center the support sleeve 358 and thus the piston 322 with Pressure fluid can be filled, which is then via a throttle channel arrangement between the end face 374 of the support sleeve 358 and the plate-shaped element 354 displaceable into the environment is, making a radially inward Stabilizing force built up on the eccentric ring 314 can be.
  • the Suction valve 431 with radial alignment in the cylinder insert 426 is integrated, which is in further deviation via a support ring 476 on a shoulder of the pump housing 410 is also the plate-shaped element 454 designed differently.
  • the plate-shaped element formed by an annular disc to which an axial collar 456 is formed, via which an axially fixed connection to the Piston 422 is made.
  • At least one radial channel 478 is formed, which in one Radial channel 480 opens into the support sleeve 458.
  • the radial channel 480 is under the same pressure as room 466, from the at least one radial opening 460 Pressurized fluid in the pressurized fluid space between the end face 474 and the plate-shaped element 454 can flow when the support sleeve 458 has assumed its inner dead center position at the latest at this point in time.
  • the support sleeve 458 follows the movement the eccentric ring 414 under the action of the compression spring 435, which is supported on a radial shoulder 472 of the support sleeve 458, i.e. above a collar section 482 with which the slide shoe 418 is enclosed.
  • FIG. 7 the stabilization device according to the invention of the eccentric ring described.
  • the reference number this figure - as far as they are comparable elements like characterize in the previously described embodiments - preceded by a "5".
  • the peculiarity of this embodiment exists in that the support sleeve 558 is not on the piston insert here 526, but in a guide bore 515 of the pump housing 510 is performed.
  • the pressure fluid chamber is designated 564 and it is located above the shoe 518 in the room where the return spring 535 is housed, which is on the head portion of the cylinder insert 526 on the one hand and on a driver plate or a support disc 554 supports on the other hand, which is axially fixed with piston 522 is connected.
  • the plate-shaped element of the hydraulic displacement element arrangement is here from Slide shoe 518 formed.
  • annular gap 586 Between the support plate 554 and the inner wall 584 there remains an annular gap 586, which is shown in FIG top dead center of the piston 522 and thus the Support sleeve 558 in the region of a radial opening 588 Support sleeve 558 comes to rest.
  • the radial breakthrough 588 is in fluid communication with a chamber 567, in which in turn is a slight overpressure or ambient pressure prevails.
  • the support sleeve 558 has - like the support sleeves of the previous one described embodiments - at least one other Radial breakthrough 560, above which when the control edge is reached 590 the pressurized fluid chamber 264 quickly with pressurized fluid can be filled from room 567.
  • the support sleeve also has 558 an annular collar 592 with which the sliding shoe 518 engages behind becomes. In this way, the shoe 518 can it is moved radially inward by piston 522, which Take the support sleeve 558 with you.
  • the operation of the stabilization device for the eccentric ring 514 is as follows:
  • FIG. 7 shows the piston 522 in the top dead center position.
  • the spring 535 follows Sliding shoe 518 of the support surface 516 of the eccentric ring 514, when the eccentric section moves.
  • the pressure fluid chamber 567 increases while pressurized fluid from the room 567 over the radial opening 588 and the annular gap 586 flows in.
  • the bottom dead center position the at least one radial opening 560 opened, so that the pressure fluid chamber 567 completely with Pressure fluid is filled. If the support surface 516 is radial moves outward, the support sleeve 558 is moved and the control edge 590 is gradually closed.
  • the embodiment shown in Fig. 8 with stabilizing device and pre-feed pump has a similar one Construction like the device shown in Fig. 6. However is in the embodiment of Fig. 8 no throttle bore analog the bore 480 of Fig. 6 provided.
  • the fluid will in this embodiment supplied via a suction channel 632 and via a pressure channel 637 from the room 666 and the pressure fluid chamber 664 discharged.
  • a not shown Check valve in pressure channel 637 or another Check valve ensures that a certain pressure in the pressure fluid chamber prevails and thus the eccentric ring 614 is stabilized.
  • the slots extending in the axial direction 639 has that in cooperation with the support sleeve end 659 the fluid flow depending on the piston position from suction channel 636 to pressure channel 637 or interrupt.
  • the support piston displaces 658 the fluid in room 690 into the pressure channel 637, the design of the slots this effect can support and open at a certain amount, which is determined by the spring force of the check valve, the connection to the suction valve of the pump section with radial piston function.
  • the fluid present in room 666 becomes by the displacement movement of the hydraulic displacement element 654 pressurized (radial bore open) and then comes together with those in the pressure fluid chamber 664 existing fluid via a throttling device, from the slots 639 in the sealing sleeve 638 and through the support sleeve end 659 is formed into the space 690.
  • This fluid is the pressure valve 637 the suction valve of the pump section with radial piston function.
  • the arrangement of the slots 639 determines the filling and fluid delivery times and the stabilization pressure for the eccentric ring.
  • the check valve ensures that there must be a certain pressure in room 666 before fluid is dispensed.
  • the device of Fig. 7 shows an embodiment with an integrated feed pump modify. This is shown in Figure 9.
  • the devices the latter two figures differ in that in the device shown in Fig. 9, the radial breakthrough 588 is missing and that instead a suction channel as well a pressure channel with a check valve are provided.
  • the radial opening 760 and a control edge 590 form 9, a slot control device, with which the fluid connection between the suction channel and the pressure channel is interrupted or permitted.
  • a throttling device analogous to the support sleeve end 659 together with the sealing sleeve 638 is in this embodiment not provided. But ensures the spring force of the Check valve 791 from that when the piston moves 722 a certain pressure in from bottom to top dead center the pressurized fluid chamber 764 before fluid communication between the pressure channel of the pre-feed pump and the Suction port of the pump section with radial piston function is released.
  • 10 and 11 are further exemplary embodiments for a radial piston pump device with stabilizing device and pre-feed pump, the embodiment 8 are similar.
  • FIG. 10 differs from 8 in that in Fig. 10 slots 861 on the Support sleeve are formed and the sealing sleeve 838 none Has slits.
  • the structure and function of the device from Fig. 10 otherwise correspond to the structure and Function of that of Fig. 8.
  • An advantage of this embodiment is that in the pressure stroke longer sealing lengths can be realized.
  • the device in FIG. 11 shows an example Realization of the check valve. If in the pump housing a parting line is provided on the flange side, it is advantageous, the flat seal on the flange also as a check valve to use. Here, tabs 993 on one Flat gasket 992 made of sheet metal may be provided. By this arrangement reduces the number of components and thus get a cheaper pump.
  • the invention thus provides a device for stabilization the eccentric ring of a radial piston pump with several, driven by a common eccentric shaft Pistons, each in a cylinder insert fixed in the pump housing are slidably guided and flattened Support the support surfaces of the eccentric ring, the is rotatably mounted on an eccentric of the eccentric shaft.
  • a hydraulic Displacement element arrangement provided with the the eccentric ring in every phase of movement of the pump active pressurization of the displacement element arrangement is stabilizable.
  • a radial piston pump is provided, in which a prefeed pump is integrated and with a stabilized contact between the piston and the eccentric ring is possible.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Reciprocating Pumps (AREA)

Abstract

Beschrieben wird eine Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe mit mehreren, von einer gemeinsamen Exzenterwelle angetriebenen Kolben, die jeweils in einem im Pumpengehäuse fixierten Zylindereinsatz gleitbeweglich geführt sind und sich an abgeflachten Stützflächen des Exzenterrings abstützen, der drehbar auf einem Exzenter der Exzenterwelle gelagert ist. Um in allen Betriebszuständen der Pumpe und damit insbesondere in den Zuständen, in denen für die Pumpenkammern eine Unterversorgung vorliegt, zu verhindern, daß Dreh-/Kippschwingungen des Exzenterrings auftreten, ist eine hydraulische Verdrängerelementanordnung vorgesehen, mit der der Exzenterring in jeder Bewegungsphase der Pumpe durch aktive Druckbeaufschlagung der Verdrängerelementanordnung stabilisierbar ist. Mit dieser Verdrängerelementanordnung ist durch das Hinzufügen einer Schlitzsteuerungseinrichtung, eines Rückschlagventils, sowie eines Druckkanals und eines Saugkanals die Ausführung der Funktion einer Vorförderpumpe möglich. <IMAGE>

Description

Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe mit mehreren von einer gemeinsamen Exzenterwelle angetriebenen Kolben, gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Solche Radialkolbenpumpen werden häufig zur Speisung der gemeinsamen Hochdruckleitung (Common-Rail) eines Kraftstoff-Einspritzsystems für Fahrzeuge eingesetzt, weil derartige Pumpen mit verhältnismäßig kleinem Bauvolumen hohe Drücke bereitstellen und ein gutes Ansprechverhalten der Regelung haben. Um den Druck in der Common-Rail in Abhängigkeit von den Betriebsparametern des Kraftstoff-Versorgungssystems entsprechend der momentanen Druckfluidanforderung zu regeln, wird der Radialkolbenpumpe beispielsweise eine verstellbare Saugdrossel vorgeschaltet, die somit als eine Fluidfördermengen-Begrenzungseinrichtung fungiert, so daß die einzelnen Kolben der Radialkolbenpumpe nur soviel Druckfluid, d.h. Kraftstoff fördern, wie in der Common-Rail tatsächlich benötigt wird. Es kann sich somit in den einzelnen Pumpenkammern unter bestimmten Bedingungen eine extreme Unterversorgung einstellen, und zwar selbst dann, wenn die Kolben Druckfluid, d.h. Kraftstoff aus einem Niederdruckbereich ansaugen, der bereits mittels einer Vorförderpumpe unter Druck gesetzt ist. Radialkolbenpumpen halten derartigen Betriebsbedingungen, in denen insbesondere am Einlaß der Pumpenkammer Kavitation auftreten kann, verhältnismäßig gut stand. Denn die den Kolben gegen die Stützfläche am Exzenterring vorspannende Feder kann in der Regel ausreichend groß dimensioniert werden, um sicherzustellen, daß der Kolben bzw. der damit in einer Kraftkette stehende Gleitschuh der Stützfläche des Exzenterrings ständig folgt.
Solange die Pumpenkammer im Saughub des Pumpenkolbens vollständig mit Druckfluid gefüllt wird, übt bei einer Mehrzahl von in gleichmäßigem Umfangsabstand zueinander stehenden Radialkolben zumindest ein Gleitschuh eine ausreichend hohe Radialkraft auf die zugehörige Stützfläche des Exzenterrings aus, um diesen durch den Flächenkontakt zwischen Gleitschuh und Stützfläche in Umfangsrichtung zu stabilisieren. Damit ein Verdrehen des Exzenterrings auch dann verhindert werden kann, wenn die Druckfluidzufuhr zur Pumpenkammer der Hochdruckpumpe versagt, wird in der DE 35 22 479 A1 bei einer gattungsbildenden Radialkolbenpumpe ein zusätzliches, sich am Pumpengehäuse abstützendes Stabilisierungsteil vorgesehen, das flächig gegen eine weitere Stabilisierungsfläche des Exzenterrings vorgespannt ist. Dieses Stabilisierungsteil ist von einem federbeaufschlagten Kolben gebildet, der radial nach innen vorgespannt ist und mit seinem radial innen liegenden Stirnende flächig gegen eine zugehörige Abflachung des Exzenterrings drückt. Somit wird der Exzenterring auch dann, wenn die Kolben in den Fällen eines Versagens der Druckfluidzufuhr nicht länger gegen die Stützflächen gedrückt werden, gegen Verdrehen gesichert. Nach erneutem Start der Pumpe nach einem Ausfall des Versorgungsmediums kann die Pumpe somit ohne vorheriges, erneutes Ausrichten des Exzenterrings wieder gestartet werden, so daß Pumpenausfallzeiten vermieden werden.
Nach einer besonderen Ausführungsform gemäß Figur 3 ist der Stabilisierungskolben radial innerhalb des Pumpenkolbens geführt und stützt sich mit seinem stirnseitigen Tellerabschnitt am Ringkragen des Pumpenkolbens ab. Das Innere des Stabilisierungskolbens ist über einen Radialkanal, einen Axialkanal und ein Drosselelement mit Druckfluid füllbar, wodurch ein Dämpfungseffekt für den sich radial nach innen bewegenden Pumpenkolben erzielbar ist.
Radialkolbenpumpen mit einem vorstehend beschriebenen Aufbau werden nicht nur für immer höher werdende Systemdrücke, sondern auch für immer höhere Drehzahlen eingesetzt. Da sich bei derartigen Radialkolbenpumpen der Exzenterring auf einer Kreisbahn bewegt, wobei er parallel zu sich selbst verschoben wird, findet zwischen dem Pumpenkolben bzw. einen zugehörigen Gleitschuh und der abgeflachten Stützfläche des Exzenterrings eine Relativ-Gleitbewegung statt. Die Reibkraft hat die Tendenz, den Exzenterring zu verdrehen. Weil die Reibkraft sich zyklisch mit dem Drehwinkel der Exzenterwelle verändert, ist sie letztlich insbesondere bei höheren Drehzahlen dafür verantwortlich, daß nicht mehr kontrollierbare Dreh-/Kippschwingungen des Exzenterrings auftreten, die die Funktionsfähigkeit der Radialkolbenpumpe beeinträchtigen und zu einem erhöhten Verschleiß der einzelnen Komponenten der Radialkolbenpumpe führen können. Diese unerwünschten Dreh-/Kippschwingungen treten insbesondere dann auf, wenn die Radialkolbenpumpe mit einer sogenannten Saugdrosselregelung ausgestattet ist bzw. wenn in der Druckfluidversorgung einzelner Verdrängerkolben Drossel- oder Ventilorgane vorgesehen sind, mit denen zumindest einzelne Verdränger bzw. Pumpenkolben quasi abgeschaltet werden.
Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, eine Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 zu schaffen, mit der in allen Betriebszuständen und insbesondere bei hohen Drehzahlen und im Saugdrosselbetrieb mit Druckfluid-Unterversorgung einzelner Verdränger Dreh-/Kippschwingungen des Exzenterrings wirksam ausgeschlossen werden.
Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.
Erfindungsgemäß wird der Exzenterring durch eine Verdrängerelementanordnung stabilisiert, die in jeder Bewegungsphase der Radialkolbenpumpe eine den Exzenterring stabilisierende aktive Druckbeaufschlagung erhält. Dadurch ist die Möglichkeit gegeben, die Stabilisierungskraft an den Betriebszustand der Pumpe anzupassen und beispielsweise in den für Dreh-/Kippschwingungen kritischen Betriebsphasen, d.h. bei hohen Drehzahlen und/oder bei einer Unterversorgung der Pumpenkammern einzelner oder aller Pumpenkolben die Stabilisierungskraft ausreichend hoch zu halten, um den Exzenterring vor Dreh-/Kippschwingungen zu schützen. Die zur Stabilisierung des Exzenterrings erforderliche Kraft kann damit energetisch optimiert werden, indem sie beispielsweise nur in einem ganz bestimmten Drehzahlband und/oder in Abhängigkeit von Parametern der Saugdrosselregelung bzw. der Druckfluidversorgung einzelner oder aller Pumpenkolben mit besonderer Wirksamkeit bereitgestellt wird. In anderen Betriebszuständen, in denen der Exzenterring derartigen Dreh-/Kippschwingungen nicht im besonderen Umfang unterliegt, kann erfindungsgemäß die Stabilisierungskraft geringer gehalten werden, wodurch der Wirkungsgrad der Radialkolbenpumpe auf ein Optimum einstellbar ist.
Die Verdrängerelementanordnung selbst kann in verschiedensten Ausführungsformen vorgesehen werden. Eine erste Variante ist Gegenstand der Ansprüche 2 bis 5. Diese Variante hat den besonderen Vorteil, daß die Stabilisierungsvorrichtung unabhängig von den übrigen Komponenten der Radialkolbenpumpe gestaltet werden kann, was sich positiv im Hinblick auf eine Nachrüstbarkeit von herkömmlichen Radialkolbenpumpen mit einer erfindungsgemäßen Stabilisierungsvorrichtung auswirkt. Bei ausreichend großer Dimensionierung der Druckkammer des Verdrängerelements und vorzugsweise bei weitgehend großer Gestaltung der Kontaktfläche zwischen dem tassenförmigen Kolben und der Stabilisierungsfläche am Exzenterring, genügt bereits ein einziger tassenförmiger Kolben, um den Exzenterring in den kritischen Betriebszuständen vor Dreh-/Kippschwingungen zu schützen. Zur energetischen Optimierung der Radialkolbenpumpe kann der Innendruck des tassenförmigen Kolbens vorzugsweise nach einem bestimmten Steuerprofil veränderbar sein, das an betriebspunktbestimmte Parameter der Radialkolbenpumpe angepaßt ist. Es hat sich gezeigt, daß eine solche Ausgestaltung der Verdrängerelementanordnung dann besonders sinnvoll einsetzbar ist, wenn nicht mehr als drei Pumpenkolben vorhanden sind, da auf diese Weise am Exzenterring eine ausreichend große Stabilisierungsfläche zwischen zwei benachbarten Stützflächen am Exzenterring ausgebildet werden kann.
Wenn die Anzahl der tassenartigen Kolben vergrößert wird, läßt sich der Stabilisierungseffekt zusätzlich verbessern. Wenn beispielsweise drei in gleichmäßigem Winkelabstand zueinander stehende Stabilisierungskolben gemäß Patentanspruch 5 vorgesehen sind, befindet sich mindestens ein tassenförmiger Kolben in einer radial nach außen gerichteten Verdrängungsphase, so daß die Möglichkeit gegeben ist, die Stützkraft dieses Stabilisierungskolbens in dieser Bewegungsphase zusätzlich anzuheben. Der Grad der Steigerung der Stabilisierungskraft in dieser Bewegungsphase des Stabilisierungskolbens läßt sich auf besonders einfache Weise über die Druckfluid-Versorgungsöffnung für die Innenseite des tassenartigen Kolbens steuern.
Eine weitere Variante der Stabilisierungsvorrichtung für den Exzenterring, die sich insbesondere für Ausführungsformen von Radialkolbenpumpen eignet, die mehr als drei, beispielsweise fünf und mehr Radialkolben besitzt, ist Gegenstand der Patentansprüche 6 ff. Diese Variante hat den besonderen Vorteil, daß die Stabilisierungsvorrichtung in die einzelnen Zylindereinsatz-Module der Radialkolben integriert werden kann, wodurch sich eine sehr raumsparende Anordnung ergibt. Weil mehrere, vorzugsweise in gleichmäßigem Winkelabstand zueinander liegende tellerförmige Elemente und zugehörige bewegbare Stützhülsen vorgesehen sind, mit denen eine entsprechende Anzahl von Druckfluidkammern begrenzt werden, wird bei der Bewegung der Pumpenwelle stets zumindest eine Druckfluidkammer in der radial nach außen gerichteten Bewegungsphase des zugeordneten Pumpenkolbens kurzzeitig unter Druck gesetzt, wodurch der Exzenterring über die zugehörige Stützfläche stabilisierbar ist, und zwar auch dann, wenn die Druckfluidversorgung aller bzw. einzelner Pumpenkammern so stark gedrosselt ist, daß die Pumpenkammer nicht mehr vollständig gefüllt werden kann. Über die gedrosselte Verdrängung des in der Druckfluidkammer gefangenen Druckfluids läßt sich der Druckaufbau und damit die Stabilisierungskraft gut dosieren, und zwar beispielsweise derart, daß sich in einem spezifischen Drehzahlbereich der Stabilisiprungseffekt besonders wirksam einstellt. Dieser Drehzahlbereich wird so gelegt, daß er mit dem kritischen Drehzahlbereich zusammenfällt, in dem die eingangs beschriebenen Dreh-/Kippschwingungen des Exzenterrings vorrangig auftreten.
Weil zur Begrenzung der Druckfluidkammer tellerförmige Elemente verwendet werden, wird der Bauraum in radialer Richtung durch die erfindungsgemäßen Maßnahmen nur geringfügig angehoben. Auch die Stützhülse läßt sich sehr platzsparend in die einzelnen Einheiten bzw. Module im Bereich der Zylindereinsätze integripren. Für die Druckfluidkammer wird erfindungsgemäß kein zusätzlicher Bauraum in Anspruch genommen. Es wird hierfür der Zylinderraum zwischen der radial innen liegenden Stirnfläche des Zylindereinsatzes und einem Gleitschuh herangezogen, auf dem sich deren Pumpenkolben abstützt. Dabei können der Stützhülse weitere Aufgaben übertragen werden, wie z.B. die Aufgabe, eine Stützfläche für die Rückholfeder des Pumpenkolbens bereitzustellen.
Die Stützhülse erfüllt mit der Weiterbildung des Patentanspruchs 7 die Funktion eines Ventils zur zeitlich gesteuerten Füllung der zur Stabilisierung des Exzenterrings herangezogenen Druckfluidkammer. Für die Führung der Stützhülse verbleiben verschiedene Möglichkeiten. Gemäß einer ersten Variante nach Patentanspruch 8 ist die Stützhülse auf der Außenoberfläche des Zylindereinsatzes geführt, während sie nach der Variante gemäß Patentanspruch 16 über eine zum Kolben koaxiale Bohrung im Pumpengehäuse geführt ist.
Zusätzlicher Bauraum wird durch die Weiterbildung des Patentanspruchs 10 eingespart, indem für die Drosselkanalanordnung der Kontaktbereich zwischen Stützhülse und tellerförmigem Element genutzt wird. Eine besonders einfache Gestaltung des tellerförmigen Elements ergibt sich mit der Weiterbildung des Patentanspruchs 14. Das tellerförmige Element kann gemäß dieser Weiterbildung als Lochscheibe ausgebildet werden, die über einen Radialkragen axial fest mit dem Pumpenkolben verbunden ist.
Diese Ausgestaltung läßt sich in vorteilhafter Weise gemäß Patentanspruch 15 so axial verspannen, daß Relativbewegungen zwischen Stützhülse, tellerförmigem Element und Gleitschuh vermieden werden, wodurch übermäßigem Verschleiß entgegengewirkt wird.
Bei herkömmlichen Radialkolbenpumpen wird regelmäßig ein Fluidvorfördersystem eingesetzt, über das die Hauptstufe gespeist wird. Dabei werden zum Beispiel integrierte Flügelzellenpumpen verwendet. Mit der Weiterbildung der Ansprüche 24 bis 32 gelingt es, die Versorgung der Hauptstufe bei Verringerung des Teileaufwands zu verbessern und die Vorrichtung energetisch weiter zu optimieren.
Entsprechend dieser Weiterbildung wird die zyklische Bewegung der Verdrängerelementanordnung zu Vorförderzwecken herangezogen, wobei sich als besonderer zusätzlicher Vorteil ergibt, daß die Phasenverschiebung zwischen Vorförderpumpe und Hochdruckpumpe automatisch eliminiert wird.
Dabei kann die Montage der Radialkolbenpumpe einfach gehalten werden. Durch eine verminderte Anzahl von Bauteilen können die Herstellungskosten verringert werden.
In der Radialkolbenpumpe nach Anspruch 24 bis 31 arbeitet die Stabilisierungsvorrichtung gleichzeitig als Vorförderpumpe, wobei nur geringe konstruktive Änderungen nötig sind, um von der Radialkolbenpumpe mit Stabilisierungsvorrichtung zur Radialkolbenpumpe mit Stabilisierungsvorrichtung und Vorförderpumpe zu gelangen. Durch diese Maßnahmen werden sowohl die Montage der Pumpe vereinfacht als auch die Herstellungskosten verringert. Ferner ist bei diesen Ausführungsbeispielen das Anlaufverhalten bei der Startdrehzahl verbessert, da auch die Vorförderpumpe nach dem Kolben-Verdrängerprinzip arbeitet. Darüber hinaus ist eine bessere Synchronisation zwischen Vorförderpumpe und Hochdruckpumpe möglich, da die Pumpfrequenzen in Phase liegen. Das antriebsseitige Wellenende kann mit höherer Variabilität ausgebildet werden, weil der Lagerdurchmesser keinen Einschränkungen mehr unterworfen ist. Ferner kann die Pumpe um die Länge der Flügelzellenpumpe kürzer gestaltet werden.
Mit den Merkmalen der Ansprüche 25 und 30 erhält die Stabilisierungsvorrichtung in der konkreten Ausgestaltung der vorhergehenden Ansprüche durch das einfache Hinzufügen einer Schlitzsteuerungseinrichtung und eines Rückschlagventils sowie eines Druckkanals und eines Saugkanals auf einfache Weise die integrierte Vorförderfunktion. Durch die Schlitzsteuerung wird dabei die Druckaufbauphase optimiert.
Gemäß den Ansprüchen 25 bzw. 30 ist die Stützhülse auf des Außenoberfläche der Zylindereinsatzes bzw. in einer zum Kolben koaxialen Bohrung im Pumpengehäuse vorgesehen. Dadurch wird ein stabiler Pumpenbetrieb gewährleistet.
Die Weiterbildung nach den Ansprüchen 26 und 27 betreffen zwei Varianten für die Schlitzsteuerungseinrichtung. Dabei können die Schlitze entweder in der Stützhülse oder in der Dichthülse vorgesehen sein. Mit diesen Schlitzen wird eine gedrosselte Fluidströmung abgesichert. Wenn die Stützhülse mit ihrem Außendurchmesser im Gehäuse geführt wird, können die auftretenden Teilvolumenströme direkt im Gehäuse über Rückschlagventile zusammengeführt werden (Figur 9), was den Aufbau zusätzlich vereinfacht. Andernfalls wird ein Zusatzelement in Form einer Dichthülse verwendet, um den Volumenstrom aus der ringförmigen Verdrängerkammer in das Gehäuse zu überführen.
Mit der Variante nach Anspruch 27 ergibt sich als besonderer Vorteil, daß die Dichtlänge größer gehalten werden kann.
Um das Rückschlagventil platzsparend anzuordnen wird nach Anspruch 28 eine Blechzunge einer Flachdichtung aus Blech als Rückschlagventil verwendet. Eine weitere raumsparende Anordnung des Rückschlagventils besteht in der Integration in eine Andrückschraube des Stützrings eines Druckkammereinsatzes. Der Stützring ist dabei besonders vorteilhaft, da dieser unabhängig vom Zylindereinsatz positionierbar ist. Somit können statische Überbestimmungen der Pumpenmechanik im Bereich des Zylindereinsatzes wirkungsvoll vermieden werden.
Die Weiterbildungen der Vorrichtung nach den Ansprüchen 31 und 32 haben den Vorteil, daß eine Feder für einen ausreichenden Anpreßdruck des Kolbens an den Exzenterring sorgt. Die dort verwendete Ausgestaltung der Schlitzsteuerungsvorrichtung kann durch besonders geringfügige konstruktive Änderungen einer bestehenden Pumpenkonstruktion realisiert werden kann.
Vorteilhafte Weiterbildungen sind Gegenstand der übrigen Unteransprüche.
Nachstehend werden anhand schematischer Zeichnungen mehrere Ausführungsbeispiele der Erfindung näher erläutert. Es zeigen:
  • Fig. 1 einen schematisierten Schnitt einer Radialkolbenpumpe mit drei Radialkolben und einer ersten Ausführungsform der Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings;
  • Fig. 2 eine der Figur 1 ähnliche Ansicht einer Radialkolbenpumpe gemäß einer Variante der Ausgestaltung nach Figur 1;
  • Fig. 3 eine schomatisierte Schnittansicht (Längsschnitt) einer dritten Ausführungsform der Radialkolbenpumpe mit einer weiteren Variante der Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings;
  • Fig. 4 in vergrößerter Darstellung eine Einzelheit der Ausgestaltung nach Fig. 3;
  • Fig. 5 in einer der Figur 1 ähnlichen Darstellung eine weitere Variante der Radialkolbenpumpe mit einer modifizierten Vorrichtung der Stabilisierungsvorrichtung für den Exzenterring;
  • Fig. 6 in einer der Figur 4 ähnlichen Darstellung eine weitere Variante der Radlialkolbenpumpe mit einer modifizierten Version der Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings;
  • Fig. 7 einen vergrößerten Teilschnitt - ähnlich der Darstellung gemäß Figur 6 - zur Erläuterung einer weiteren Variante der Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe;
  • Fig. 8 eine Schnittdarstellung einer Variante der Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe, mit der zusätzlich die Funktion einer Vorförderpumpe erfüllt wird;
  • Fig. 9 einen vergrößerten Teilschnitt zur Erläuterung einer weiteren Variante der Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe, bei der zusätzlich die Funktion einer Vorförderpumpe ausgeführt wird; und
  • die Fig. 10 und 11 Schnittdarstellungen von Abwandlungen von der in Fig. 8 dargestellten Vorrichtung.
    • In Figur 1 ist mit den Rezugszeichen 10 ein Pumpengehäuse bezeichnet, in dem drei in gleichmäßigem Umfangsabstand zueinander stehende Radialkolben-/Zylinderanordnungen aufgenommen sind, die mit einer zentralen Pumpenwelle, d.h. genauer gesagt mit einem Exzenterabschnitt 12 der Pumpenwelle zusammenwirken. Mit 11 ist die Achse der Pumpenwelle bezeichnet, während mit 13 das Zentrum des Exzenterabschnitts 12 bezeichnet ist, die um das Maß E zur Achse 11 versetzt ist. Auf dem Exzenterabschnitt 12 ist drehbar ein Exzenterring 14 gelagert, der auf seiner Außenseite eine der Anzahl der Kolben-/Zylinderanordnungen entsprechende Anzahl von abgeflachten Stützflächen 16 hat.
    Auf den Stützflächen 16 stützt sich jeweils ein Gleitschuh 18 ab, der mittels eines Klammerelements 20 axial fest und verliersicher mit dem zugehörigen Pumpenkolben 22 verbunden ist. Der Pumpenkolben 22 sitzt außerdem radial zentriert im Gleitschuh 18, der somit mit seiner Kontaktfläche 23 senkrecht zur Kolbenachse 24 ausgerichtet bleibt.
    Die Kolbenachse 24 verläuft im wesentlichen radial zur Pumpenwelle, wobei die Ausrichtung durch einen Zylindereinsatz 26 vorgegeben ist, der in einer entsprechenden Ausnehmung 25 des Pumpengehäuses 10 aufgenommen und mittels eines Schraubdeckels 28 darin fixiert ist. Mit der Innenbohrung des zugeordneten Zylindereinsatzes definiert der Pumpenkolben 22 eine Pumpenkammer 30, welche über ein als Rückschlagventil ausgebildetes Saugventil 31 mit Druckfluid speisbar ist, das unter einem Versorgungsdruck P steht. Andererseits geht von der Pumpenkammer 30 ein Stichkanal 32 aus, der zu einem ebenfalls als Rückschlagventil gestalteten Druckventil 33 geführt ist, welches im Pumpengehäuse 10 aufgenommen und mit einer gemeinsamen Hochdruckleitung 34 in Verbindung steht in der der Hochdruck P1 herrscht. Die gemeinsame Hochdruckleitung 34 bildet beispielsweise die sogenannte "Common-Rail" eines Kraftstoff-Einspritzsystems einer Brennkraftmaschine.
    Mit dem Bezugszeichen 35 ist eine Rückholfeder bezeichnet, die als Druckfeder ausgebildet ist und sich einerseits an einem Kopfabschnitt des Zylindereinsatzes 26 und andererseits am Klammerelement 20 abstützt, so daß der zugehörige Pumpenkolben 22 bei Bewegung des Exzenterabschnitts 12 seinen Saughub ausführen kann.
    Figur 1 zeigt den oberen Kolben in der oberen Totpunktlage, d.h. in dem Zustand, in dem die Pumpenkammer 30 das minimale Volumen einnimmt. Bei einer Weiterbewegung des Exzenterabschnitts 12 folgt der Pumpenkolben 22 unter Einwirkung der Druckfeder 35 der Rewegung des Exzenterrings 14, der parallel zu sich selbst auf einer Kreisbahn mit dem Radius E verschoben wird, wodurch sich die Pumpenkammer 22 vergrößert und Druckfluid durch eine Axialbohrung 36 angesaugt wird.
    Solange die Druckfluidversorgung unter dem Versorgungsdruck P ausreichend groß ist, um die Pumpenkammer 30 vollständig zu füllen, reichen die Kräfte der Federn 35 und die Druckkraft desjenigen Pumpenkolbens 22*, der sich in der Verdichtungsphase befindet, aus, um den Exzenterring 14 in der gezeigten Position zu stabilisieren. Radialkolbenpumpen der gezeigten Art sind jedoch häufig saugdrosselgeregelt, d.h., der Druck P1 wird durch eine veränderbare Saugdrossel derart eingeregelt, daß die einzelnen Kolben jeweils nur soviel Druckfluid in den Hochdruckbereich verdrängen, wie zur Aufrechterhaltung des erforderlichen Druckniveaus benötigt wird. Dies bedeutet, daß in solchen Betriebszuständen eine Unterversorgung der betreffenden Druckkammern 30 auftritt, so daß die Kraft der Druckfeder 35 nicht mehr ausreicht, um den Pumpenkolben 22 gegen den in der Pumpenkammer sich aufbauenden Unterdruck radial nach innen zu verschieben. Auch die Pumpenkammer 30* baut in einem solchen Betriebszustand den Hochdruck entweder gar nicht oder mit einer solchen zeitlichen Verzögerung auf, daß die radial nach innen gerichtete Kolbenkraft zur Stabilisierung des Exzenterrings 14 nicht wirksam genutzt werden kann. Diese Betriebszustände sind insbesondere bei hohen Drehzahlen nachteilig, weil sie zu Dreh-/Kippschwingungen des Exzenterrings 14 führen können.
    Um derartige Schwingungen auszuschließen, besitzt die Radialkolbenpumpe gemäß Figur 1 eine Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings in Form einer hydraulischen Verdrängerelementanordnung, mit der der Exzenterring 14 in jeder Bewegungsphase der Pumpe durch aktive Druckbeaufschlagung der Verdrängerelementanordnung stabilisiert wird. Im einzelnen ist ein tassenförmiger Kolben 40 vorgesehen, der sich mit seinem Boden 42 an einer zugeordneten ebenen Stabilisierungsfläche 44 des Exzenterrings 14 flächig abstützt. Der tassenförmige Kolben 40 ist in einer Radialbohrung 46 des Pumpengehäuses 10 gleitbeweglich geführt und definiert in seinem Inneren und im Zusammenwirken mit der Radialbohrung 46 einen Druckraum 48, der über zumindest einen Axialkanal 47 in einer Verschlußschraube 50 mit einem Druckfluidsystem unter dem Druck P2 in Verbindung steht. Der Innendurchmesser D40 und der Druck im Druckraum 48 bestimmen die radiale Druckkraft FR, mit der der tassenförmige Kolben 40 ständig gegen die Stabilisierungsfläche 44 des Exzenterrings 14 gedrückt wird, wodurch letzterer unabhängig von den Druckverhältnissen und von der Fluidversorgung der Pumpenkammern 30, 30* in der gezeigten Position gehalten wird.
    Das Druckniveau P2 kann auf einem konstanten Wert gehalten werden. Es ist jedoch gleichermaßen möglich, diesen Druck P2 in Abhängigkeit von den Betriebszuständen der Radialkolbenpumpe so zu optimieren, daß der Stabilisierungseffekt für den Exzenterring 14 in erster Linie dann bereitgestellt wird, wenn dies beispielsweise in einem bestimmten Drehzahlbereich oder aber beim Abschalten eines oder aller Pumpenkolben vordringlich ist. Durch geeignete Dimensionierung des zumindest einen Axialkanals 47 kann der Druck im Druckraum 48 sogar zyklisch angehoben werden, in dem der Drosseleffekt des Axialkanals 47 genutzt wird.
    Bei der Ausführungsform gemäß Figur 1 ist der tassenförmige Kolben 40 zusätzlich durch eine Druckfeder 49 radial nach innen vorgespannt. Die Druckfeder 49 ist im inneren des tassenförmigen Kolbe,ns 40 aufgenommen und stützt sich auf der Unterseite der Verschlußschraube 50 ab. Die Druckfeder 49 hat nicht nur eine die Radialkraft erhöhende Wirkung, sondern sie sorgt bei einem kompletten Druckausfall im Drucksystem mit dem Druck P2 dafür, daß der Exzenterring 14 stabilisiert bleibt.
    Die Ausführungsform gemäß Figur 2 unterscheidet sich von derjenigen gemäß Figur 1 lediglich dadurch, daß anstelle eines einzigen tassenförmigen Kolbens mehrere derartiger Kolben 140-1 bis 140-3 vorgesehen sind, die mit separaten Stabilisierungsflächen 144 am Exzenterring 114 in flächigem Anlagekontakt stehen. Mit dieser Variante ist sichergestellt, daß in jeder Bewegungsphase des Exzenterabschitts 112 wenigstens ein tassenförmiger Kolben 140 radial nach außen bewegt wird, so daß die damit einhergehende Verkleinerung des Druckraums 148 im Zusammenwirken mit der Drosselfunktion des Axialkanals 147 zur Anhebung der Stabilisierungskraft FR nutzbar ist. Bei der Ausführungsform gemäß Figur 2 befindet sich der Kolben 140-3 in dieser Phase, so daß sich im Druckraum 148-3 ein erhöhter Stabilisierungsdruck aufbauen kann, der zusätzlich zur Stabilisierung des Exzenterrings 114 nutzbar ist.
    Bei den vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispielen wurde die Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings von einer zusätzlichen Einrichtung bereitgestellt. Im folgenden werden Varianten beschrieben, bei denen die Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings in die Kolben-/Zylinderanordnung der Radialkolbenpumpe integriert ist. Zur Vereinfachung der Beschreibung werden im folgenden für diejenigen Komponenten, die den Bauteilen der zuvor beschriebenen Ausführungsbeispiele entsprechen bzw. vergleichbar sind, mit ähnlichen Bezugszeichen versehen, denen jedoch eine "2" (Figur 3 und 4), eine "3" (Figur 5), eine "4" (Figur 6) bzw. eine "5" (Figur 7) vorangestellt ist.
    Figur 3 zeigt eine Radialkolbenpumpe mit mehreren - beispielsweise 3 bis 5 - Zylindereinsätzen 226, die in gestuften Radialbohrungen 225 mit im wesentlichen radialer Ausrichtung im Pumpengehäuse 210 aufgenommen sind. Auf den Exzenterabschnitt 212 ist über eine Gleitbeschichtung 252 der Exzenterring 214 drehbar gelagert, auf dem sich die Radialkolben 222 über jeweils einen Gleitschuh 218 abstützen. Im Bereich der Pumpenkammer 230, des Saugventils und des Druckventils ergeben sich keine Unterschiede zu dem zuvor beschriebenen Ausführungsbeispiel, so daß auf eine nähere Beschreibung dieser Details verzichtet werden kann. Unterschiedlich ist die Art und Weise, wie der Exzenterring 214 in jeder Bewegungsphase der Radialkolbenpumpe gegen Dreh-/Kippschwingungen stabilisiert wird. Zur Erläuterung der Stabilisierungsvorrichtung wird auf die Figur 4 Bezug genommen, die sich von der Ausgestaltung nach Figur 3 lediglich dadurch unterscheidet, daß das Druckventil nicht im Pumpengehäuse 210, sondern im Zylindereinsatz 226 aufgenommen ist.
    Jeder Pumpenkolben 222 ist im Bereich seines radial inneren Endabschnitts axial fest mit einem tellerförmigen Element 254 verbunden, so daß es sich zusammen mit dem Kolben 222 und dem Gleitschuh 218 bewegt. Das tellerförmige Element 254 liegt an einer Innenschulter 256 einer Stützhülse 258 an, die mit einem ersten Abschnitt mit Gleitpassung an einer zylindrischen Außenfläche 259 des Zylindereinsatzes 226 axial beweglich geführt ist und mit einem weiteren Abschnitt den Gleitschuh 218 radial einfaßt und sich an der Stützfläche 216 des Exzenterrings 214 abstützt. Der axial beweglich am Zylindereinsatz 226 geführte Abschnitt der Stützhülse 258 weist zumindest einen Radialdurchbruch 260 auf, der in der in den Figuren 3 und 4 gezeigten Stellung vom Zylindereinsatz 226 verschlossen ist. Die in den Figuren 3 und 4 gezeigte Stellung des Kolbens 222 und damit der Stützhülse 258 ist die obere Totpunktlage, d.h. die Stellung, in der die Pumpenkammer 230 das kleinste Volumen einnimmt. In einer um den Phasenwinkel von 180° verschobenen Stellung des Exzenterabschnitts 212, in der die Pumpenkammer 230 das maximale Volumen hat, ist der Kolben 222 und damit die Stützhülse 258 radial soweit nach innen verschoben, daß der zimindest eine Radialdurchbruch 260 die radial innen liegenden Stirnseite 262 des Zylindereinsatzes 226 erreicht, so daß eine Druckfluidkammer 264 zwischen der Stirnseite 262 des Zylindereinsatzes 226 und dem tellerförmigen Element 254 mit Druckfluid aus einem Raum 266 füllbar ist. Das Druckfluid in diesem Raum steht regelmäßig unter einem sehr geringen Überdruck.
    Mit dem Bezugszeichen 268 ist zumindest eine Axialbohrung bzw. ein Axialdurchbruch im tellerförmigen Element 254 und mit dem Bezugszeichen 270 ist ein Radialkanal bezeichnet, der die Rückseite des tellerförmigen Elements 254 mit einem Raum 267 verbindet, in dem im wesentlichen derselbe Druck wie im Raum 266 herrscht. Die Kanäle 268 und 270 sind somit Bestandteil einer Drosselanordnung, über die das in der Druckfluidkammer 264 gefangene Druckfluid verdrängt werden kann, wenn die Stützhülse 258 im Verdichtungshub des Kolbens 222 gegen die Kraft der Rüchholfeder 235, welche sich an einer Schulter 272 der Stützhülse 258 abstützt, radial nach außen bewegt wird. Dabei ergibt sich folgende Funktionsweise:
    Zu Beginn der radial nach außen gerichteten Bewegung der Stützhülse 258 bleibt die Verbindung zwischen dem Raum 266 und der Druckfluidkammer 264 noch geöffnet. Der Radialdurchbruch 260 wird jedoch mit zunehmender Radialverschiebung nach außen immer weiter und schließlich ganz geschlossen, so daß das in der Druckfluidkammer 264 eingefangene Druckfluid durch die fortgesetzte Bewegung des tellerförmigen Elements 254 unter Druck gesetzt wird. Der Druckanstieg in der Druckfluidkammer 264 und damit die vom Gleitschuh 218 auf dem Exzenterring 214 ausgeübte Stabilisierungskraft ist abhängig von der Geschwindigkeit, mit der die Stützhülse 258 radial nach außen bewegt wird, d.h. geschwindigkeitsabhängig. Durch geeignete Gestaltung bzw. Anpassung der Kanäle 268 und 270 kann die Stabilisierungsfunktion energetisch optimiert werden, so daß die stabilisierende Funktion in einem bestimmten Drehzahlband, in der es auf die Stabilisierung besonders ankommt, am höchsten gehalten wird. In jedem Fall sollte die Anordnung so getroffen sein, daß der Staudruck in der Druckfluidkammer 264 abgebaut ist, wenn der Hauptkompressionsdruck vom Kolben 222 in der Pumpenkammer 230 aufgebaut wird.
    Da sich bei mehreren Radialkolben 222 und damit bei mehreren über den Umfang gleichmäßig verteilten tellerförmigen Elementen 254 immer eine Druckfluidkammer 264 in einem Zustand befindet, in dem diese Kammer verkleinert wird, so daß sich über die Drosseln 268, 270 ein Stabilisierungsdruck aufbaut, kann der Exzenterring 218 unabhängig von den Druckverhältnissen in der Pumpenkammer 230 positiv stabilisiert werden und Dreh-/Kippschwingungen des Exzenterrings werden dadurch wirksam vermieden.
    Die Ausführungsform gemäß Figur 5 unterscheidet sich von der Ausführungsform gemäß Figur 3 und 4 durch die Gestaltung des tellerförmigen Elements 354 und der Stützhülse 358. Entsprechend dieser Ausführungsform stützt sich die Stützhülse 358 mit Ihrer Stirnseite 374 am tellerförmigen Element 354 derart ab, daß zwischen den Kontaktflächen zumindest ein Drosselkanal verbleibt. Das tellerförmige Element 354 ist im Zentrum mit dem Pumpenkolben 322 verbunden und hält mit Abschnitten 355 den Gleitschuh 318 klammerartig fest. Erneut ist die Stützhülse 358 mit zumindest einem radialen Durchbruch 360 im Führungskragen ausgestattet, so daß die Druckfluidkammer 364 im Bereich des unteren Totpunkts der Stützhülse 358 und damit des Kolbens 322 mit Druckfluid füllbar ist, welches dann über eine Drosselkanalanordnung zwischen der Stirnfläche 374 der Stützhülse 358 und dem tellerförmigen Element 354 in die Umgebung verdrängbar ist, wodurch eine radial nach innen gerichtete Stabilisierungskraft auf den Exzenterring 314 aufgebaut werden kann.
    Im folgenden wird die Ausführungsforrn gemäß Figur 6 beschrieben, wobei wiederum für diejenigen Elemente, die den Komponenten der zuvor beschriebenen Ausführungsbeispiele entsprechen, ähnliche Bezugszeichen verwendet werden, denen eine "4" vorangestellt ist.
    Abgesehen davon, daß bei dieser Ausführungsform das Saugventil 431 mit radialer Ausrichtung in dem Zylindereinsatz 426 integriert ist, der sich in weiterer Abweichung über einen Stützring 476 an einer Schulter des Pumpengehäuses 410 abstützt, ist auch das tellerförmige Element 454 anders gestaltet. Im einzelnen wird das tellerförmige Element von einer Ringscheibe gebildet, an die ein Axialkragen 456 angeformt ist, über den eine axial feste Verbindung zum Kolben 422 hergestellt ist. Zwischen der Stirnseite 474 des Zylindereinsatzes 426 und dem tellerförmigen Element 454 ist zumindest ein Radialkanal 478 ausgebildet, der in einen Radialkanal 480 in der Stützhülse 458 mündet. Der Radialkanal 480 steht unter dem gleichen Druck wie der Raum 466, aus dem über den zumindest einen Radialdurchbruch 460 Druckfluid in den Druckfluidraum zwischen der Stirnseite 474 und dem tellerförmigen Element 454 strömen kann, wenn die Stützhülse 458 ihre innere Totpunktlage eingenommen hat, und zwar spätestens zu diesem Zeitpunkt. Auch bei dieser Ausführungsform folgt die Stützhülse 458 der Bewegung des Exzenterrings 414 unter Einwirkung der Druckfeder 435, die sich an einer Radialschulter 472 der Stützhülse 458 abstützt, d.h. oberhalb eines Kragenabschnitts 482, mit dem der Gleitschuh 418 eingefaßt ist.
    Mit dem Bezugszeichen 484 sind elastische Spannstifte bezeichnet, mit denen der Gleitschuh 418 mit der Stützhülse 458 einerseits und mit dem tellerförmigen Element 454 und dem Kolben 422 andererseits elastisch und spiel frei zusammengespannt werden kann, so daß Relativbewegungen dieser Komponenten zueinander und damit frühzeitiger Verschleiß in diesen Bereichen ausgeschlossen werden können.
    In der inneren Totpunktlage wird auch bei dieser Ausführungsform zwischen der Stirnseite 474 des Zylindereinsatzes 426 und der Oberseite des tellerförmigen Elements 454 eine Druckfluidkammer 464 begrenzt, auf der nach Verschließen des Radialdurchbruchs 460 Druckfluid durch den Radialdurchbruch 480 und später durch den zumindest einen Radialkanal 478 verdrängbar ist, wodurch sich in der Druckfluidkammer 464 geschwindigkeitsabhängig ein den Exzenterring 414 stabilisierender Druck aufbaut. Durch geeignete Gestaltung der Drosselkanäle und insbesondere des Radialkanals 480 läßt sich die Stabilisierungskraft zur energetischen Optimierung der den Exzenterring stabilisierenden Einrichtung so steuern, daß sie in ausgewählten Betriebszuständen, beispielsweise in einem bestimmten Zentralspektrum mit größter Wirkung arbeitet.
    Schließlich wird anhand der Figur 7 eine weitere Ausführungsform der erfindungsgemäßen Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings beschrieben. Dem Bezugszeichen dieser Figur sind - soweit sie vergleichbare Elemente wie in den zuvor beschriebenen Ausführungsbeispielen kennzeichnen - eine "5" vorangestellt.
    Die Besonderheit dieses Ausführungsbeispiels besteht darin, daß die Stützhülse 558 hier nicht am Kolbeneinsatz 526, sondern in einer Führungsbohrung 515 des Pumpengehäuses 510 geführt ist. Die Druckfluidkammer ist mit 564 bezeichnet und sie befindet sich oberhalb des Gleitschuhs 518 in dem Raum, in dem die Rückholfeder 535 untergebracht ist, welche sich am Kopfabschnitt des Zylindereinsatzes 526 einerseits und an einem Mitnehmerteller bzw. einer Stützscheibe 554 andererseits abstützt, welche axial fest mit dem Kolben 522 verbunden ist. Das tellerförmige Element der hydraulischen Verdrängerelementanordnung wird hier vom Gleitschuh 518 gebildet.
    Zwischen der Stützscheibe 554 und der Innenwandung 584 verbleibt ein kreisringförmiger Spalt 586, der in der gezeigten oberen Totpunktlage des Kolbens 522 und damit der Stützhülse 558 im Bereich eines Radialdurchbruchs 588 der Stützhülse 558 zu liegen kommt. Der Radialdurchbruch 588 steht in Strömungsmittelverbindung mit einer Kammer 567, in der wiederum ein geringer Überdruck bzw. Umgebungsdruck herrscht.
    Die Stützhülse 558 hat - wie die Stützhülsen der zuvor beschriebenen Ausführungsbeispiele - zumindest einen weiteren Radialdurchbruch 560, über den bei Erreichen der Steuerkante 590 die Druckfluidkammer 264 schnell mit Druckfluid aus dem Raum 567 füllbar ist. Ferner hat die Stützhülse 558 einen Ringkragen 592, mit dem der Gleitschuh 518 hintergriffen wird. Auf diese Weise kann der Gleitschuh 518, wenn er durch den Kolben 522 radial nach innen bewegt wird, die Stützhülse 558 mitnehmen. Die Wirkungsweise der Stabilisierungsvorrichtung für den Exzenterring 514 ist wie folgt:
    Figur 7 zeigt den Kolben 522 in der oberen Totpunktstellung. Unter Einwirkung der Feder 535 folgt der Gleitschuh 518 der Stützfläche 516 des Exzenterrings 514, wenn sich der Exzenterabschnitt bewegt. Die Druckfluidkammer 567 vergrößert sich, während Druckfluid aus dem Raum 567 über den Radialdurchbruch 588 und den Ringspalt 586 einströmt. Schließlich wird im Bereich der unteren Totpunktlage der zumindest eine Radialdurchbruch 560 aufgesteuert, so daß die Druckfluidkammer 567 vollständig mit Druckfluid gefüllt wird. Wenn sich die Stützfläche 516 radial nach außen verschiebt, wird die Stützhülse 558 mitbewegt und die Steuerkante 590 wird allmählich geschlossen. Das in der Druckfluidkammer 564 oberhalb des Gleitschuhs 518 gefangene Druckfluid wird nun bei Weiterbewegung der Stützhülse 558 radial nach außen unter Druck gesetzt, weil dieses Druckfluid nur über den radialen Durchbruch 588, d.h. gedrosselt abströmen kann. Der Staudruck in der Druckfluidkammer 564 wirkt auf den Gleitschuh 518, der somit mit einer geschwindigkeitsabhänglgen radialen Vorspannkraft gegen die abgeflachte Stützfläche 516 des Exzenterrings 514 gedrückt wird, wodurch letzterer stabilisiert werden kann. Denn bei mehreren, über den Umfang gleichmäßig verteilten Radialkolben und damit mit mehreren über den Umfang gleichmäßig verteilten Stabilisierungsvorrichtungen für den Exzenterring, befindet sich stets eine Druckfluidkammer 564 in einer Phase, in das Volumen verkleinert wird, so daß die Stabilisierungskraft auf den Exzenterring ausgeübt werden kann.
    In den Ausführungsformen der Fig. 8 bis 11 kann die Kombination aus Stützhülse und Zylindereinsatz zusammen mit einer Schlitzsteuerungseinrichtung und einem Rückschlagventil die Funktion einer Vorförderpumpe für die Radialkolbenpumpe ausführen. Bei der nachfolgenden Beschreibung dieser Ausführungsbeispiele werden die Komponenten, die den Bauteilen der zuvor beschriebenen Ausführungsbeispiel entsprechen bzw. mit diesen vergleichbar sind, wiederum mit ähnlichen Bezugszeichen versehen, denen jedoch eine "6" (Fig. 8), eine "7" (Fig. 9), eine "8" (Fig. 10) und eine "9" (Fig. 11) vorangestellt ist.
    Die in Fig. 8 gezeigte Ausführungsform mit Stabilisierungsvorrichtung und Vorförderpumpe hat einen ähnlichen Aufbau wie die in Fig. 6 gezeigte Vorrichtung. Jedoch ist in der Ausführungsform von Fig. 8 keine Drosselbohrung analog der Bohrung 480 von Fig. 6 vorgesehen. Das Fluid wird in dieser Ausführungsform über einen Saugkanal 632 zugeführt und über einen Druckkanal 637 aus dem Raum 666 und der Druckfluidkammer 664 abgegeben. Ein nicht näher dargestelltes Rückschlagventil im Druckkanal 637 oder ein anderes Sperrventil stellt sicher, daß ein bestimmter Druck in der Druckfluidkammer herrscht und somit der Exzenterring 614 stabilisiert wird.
    An der Unterseite des Stützrings 676 ist eine Dichthülse 638 angeordnet, die in Axialrichtung verlaufende Schlitze 639 hat, die im Zusammenwirken mit dem Stützhülsenende 659 in Abhängigkeit von der Kolbenposition die Fluidströmung vom Saugkanal 636 zum Druckkanal 637 gestatten oder unterbrechen.
    Im folgenden wird die Arbeitsweise der in Fig. 8 dargestellten Radialkolbenpumpe beschrieben:
    Wenn der Kolben 622 zusammen mit der Stützhülse 658 von dem in Fig. 8 gezeigten oberen Totpunkt aus auf dem Exzenterring 614 über die Feder 635 zu seinem unteren Totpunkt hin bewegt wird, wird über den Saugkanal 632 Fluid angesaugt. Dieses gelangt in den Raum 666. Öffnet sich nun zwischen dem Radialdurchbruch 660 und der Stirnfläche 674 ein schmaler Spalt, so gelangt Fluid ebenfalls in die Druckfluidkammer 664. Die Dichthülse 638 befindet sich zu diesem Zeitpunkt dem Stützhülsenende 659, das dem Gleitschuh 614 abgewandt ist, gegenüber. Bei weiterer Bewegung des Kolbens 622 zum unteren Totpunkt hin gelangt Fluid über den Schlitz 639 in den Raum 690 radial außerhalb des Stützhülsenendes 659, wobei das Rückschlagventil im Druckkanal 637 geschlossen ist.
    Im unteren Totpunkt haben Raum 666, der Raum 690 und die Druckfluidkammer 664 ihr maximales Volumen.
    Wird nun der Kolben 622 der Radiakolbenpumpe vom unteren zum oberen Totpunkt hin bewegt, so verdrängt der Stützkolben 658 das im Raum 690 vorhandene Fluid in den Druckkanal 637, wobei die Gestaltung der Schlitze diesen Effekt unterstützen kann, und öffnet bei einem bestimmten Betrag, der von der Federkraft des Rückschlagventils bestimmt wird, die Verbindung zum Saugventil des Pumpenabschnitts mit Radialkolbenfunktion. Das im Raum 666 vorhandene Fluid wird durch die Verdrängerbewegung des hydraulischen Verdrängerelements 654 unter Druck gesetzt (Radialbohrung offen) und gelangt im Anschluß zusammen mit den in der Druckfluidkammer 664 vorhandenen Fluid über eine Drosselungseinrichtung, die von den Schlitzen 639 in der Dichthülse 638 und durch das Stützhülsenende 659 gebildet wird, in den Raum 690. Dieses Fluid wird über den Druckkanal 637 dem Saugventil des Pumpenabschnitts mit Radialkolbenfunktion zugeführt. Die Anordnung der Schlitze 639 bestimmt dabei die Befüllungs- und Fluidabgabezeitpunkte sowie den Stabilisierungsdruck für den Exzenterring.
    Schließlich wenn der Radialdurchbruch 660 geschlossen ist, wird das Fluid in der Druckfluidkammer komprimiert und ein erhöhter Druck auf den Exzenterring 614 ausgeübt, was den Exzenterring am Platz hält und eine Verschiebung von diesem verhindert. Gelangt der oberste Abschnitt in Fig. 8 vom Stützhülsenende an den in Radialrichtung auswärts liegenden Abschnitt der Schlitze 639 in der Dichthülse 638, so wird die Fluidverbindung zwischen dem Saugkanal 632 und dem Druckkanal 637 unterbrochen. Das Stützkolbenende schiebt jedoch das im Raum 690 vorhandene Fluid aus diesem Raum heraus, woraufhin die Vorförderung abgeschlossen wird.
    Durch das Rückschlagventil wird sichergestellt, daß erst ein bestimmter Druck in Raum 666 vorliegen muß, bevor eine Fluidabgabe erfolgt.
    In ähnlicher Weise läßt sich aus der Vorrichtung von Fig. 7 eine Ausführungform mit integrierter Vorförderpumpe abwandeln. Dies ist in Fig. 9 gezeigt. Die Vorrichtungen der letztgenannten zwei Figuren unterscheiden sich darin, daß bei der in Fig. 9 gezeigten Vorrichtung der Radialdurchbruch 588 fehlt und daß stattdessen ein Saugkanal sowie ein Druckkanal mit Rückschlagventil vorgesehen sind.
    Der Radialdurchbruch 760 und eine Steuerkante 590 bilden bei der Vorrichtung in Fig. 9 eine Schlitzsteuerungsvorrichtung, mit der die Fluidverbindung zwischen dem Saugkanal und dem Druckkanal unterbrochen bzw. gestattet wird. Eine Drosselungsvorrichtung analog dem Stützhülsenende 659 zusammen mit der Dichthülse 638 ist in diesem Ausführungsbeispiel nicht vorgesehen. Doch sichert die Federkraft des Rückschlagventils 791 ab, daß bei der Bewegung des Kolben 722 von unteren zum oberen Totpunkt ein bestimmter Druck in der Druckfluidkammer 764 vorliegt, bevor die Fluidverbindung zwischen dem Druckkanal der Vorförderpumpe und dem Sauganschluß des Pumpenabschnitts mit Radialkolbenfunktion freigegeben wird.
    In den Fig. 10 und 11 sind weitere Ausführungsbeispiele für eine Radialkolbenpumpenvorrichtung mit Stabilisierungsvorrichtung und Vorförderpumpe, die dem Ausführungsbeispiel von Fig. 8 ähnlich sind, dargestellt.
    Die Vorrichtung gemäß Fig. 10 unterscheidet sich von der aus Fig. 8 darin, daß in Fig. 10 Schlitze 861 an der Stützhülse ausgebildet sind und die Dichthülse 838 keine Schlitze aufweist. Der Aufbau und die Funktion der Vorrichtung aus Fig. 10 entsprechen ansonsten dem Aufbau und der Funktion von der aus Fig. 8. Ein Vorteil dieser Ausführungsform liegt darin, daß im Druckhub größere Dichtlängen realisiert werden können.
    Die Vorrichtung in Fig. 11 zeigt eine beispielhafte Realisierung des Rückschlagventils. Wenn im Pumpengehäuse eine Trennfuge an der Flanschseite vorgesehen ist, ist es vorteilhaft, die Flachdichtung am Flansch auch als Rückschlagventil zu nutzen. Dabei können Blechzungen 993 an einer Flachdichtung 992 aus Blech vorgesehen sein. Durch diese Anordnung wird die Bauteilanzahl verringert und somit eine kostengünstigere Pumpe erhalten.
    Ferner ist es auch möglich, bei nicht vorhandener Gehäusetrennfuge das Rückschlagventil in die bereits vorgesehene Andrückschraube zu integrieren. Dieses ist beispielhaft in Fig. 8 gezeigt.
    Selbstverständlich sind Abweichungen von den beschriebenen Ausführungsbeispielen möglich, ohne den Grundgedanken der Erfindung zu verlassen. So können beispielsweise zusätzliche Maßnahmen getroffen werden, um bereits während des sich Vergrößerns der Druckfluidkammer dafür zu sorgen, daß sich diese über die Drosselkanalanordnung mit Druckfluid füllt. Ferner kann es vorteilhaft sein, den Drosselquerschnitt für die gedrosselte Verdrängung des Druckfluids aus der Druckfluidkammer in einem Niederdruckbereich veränderbar zu gestalten, um auf diese Weise die energetische Optimierung der Erzeugung der Stabilisierungskraft für unterschiedliche Drehzahlspektren sicherzustellen.
    Die Erfindung schafft somit eine Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe mit mehreren, von einer gemeinsamen Exzenterwelle angetriebenen Kolben, die jeweils in einem im Pumpengehäuse fixierten Zylindereinsatz gleitbeweglich geführt sind und sich an abgeflachten Stützflächen des Exzenterrings abstützen, der drehbar auf einem Exzenter der Exzenterwelle gelagert ist. Um in allen Betriebszuständen der Pumpe und damit insbesondere in den Zuständen, in denen für die Pumpenkammern eine Unterversorgung vorliegt, zu verhindern, daß Dreh-/Kippschwingungen des Exzenterrings auftreten, ist eine hydraulische Verdrängerelementanordnung vorgesehen, mit der der Exzenterring in jeder Rewegungsphase der Pumpe durch aktive Druckbeaufschlagung der Verdrängerelementanordnung stabilisierbar ist.
    Mit den Ausführungsbeispielen der Fig. 8 bis 11 wird eine Radialkolbenpumpe vorgesehen, in die eine Vorförderpumpe integriert ist und bei der ein stabilisierter Konktakt zwischen dem Kolben und dem Exzenterring möglich ist.

    Claims (32)

    1. Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe mit mehreren von einer gemeinsamen Exzenterwelle angetriebenen Kolben, die jeweils in einem im Pumpengehäuse (10; 110; 210; 310; 410; 510) fixierten Zylindereinsatz (26; 226; 426; 526) gleitbeweglich geführt sind und sich an abgeflachten Stützflächen des Exzenterrings abstützen, welcher drehbar auf einem Exzenter der Exzenterwelle gelagert ist, mit zumindest einer Stützelementanordnung, die unabhängig von den Druckverhältnissen in der Pumpenkammer (30; 230; 430) ein sich am Pumpengehäuse abstützendes Stabilisierungsteil flächig gegen eine Stabilisierungsfläche des Exzenterrings vorspannt, dadurch gekennzeichnet, daß zur Verhinderung von Dreh-/Kippschwingungen des Exzenterrings (14; 114; 214; 314; 414; 514) im Saugdrosselbetrieb der Radialkolbenpumpe eine hydraulische Verdrängerelementanordnung (40; 140-1 bis 140-3; 254; 354; 454: 514) vorgesehen ist, mit der der Exzenterring in jeder Bewegungsphase der Pumpe durch aktive Druckbeaufschlagung der Verdrängerelementanordnung stabilisiert wird.
    2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Verdrängerelementanordnung mindestens einen tassenartigen Kolben (40; 140-1 bis 140-3) hat, der sich mit seinem Boden (42) an einer zugeordneten Stabilisierungsfläche (44) des Exzenterrings (14; 114) abstützt und der innenseitig ständig mit Druck beaufschlagt ist.
    3. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Druckstabilisierung eine Feder-Druckkraft (49) parallelgeschaltet ist.
    4. Vorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß im Tassenkolben (40; 140-1 bis 140-3) eine Druckfeder (49; 149) aufgenommen ist, die sich an einer Verschlußschraube (50) abstützt, in der eine Öffnung (47) für die Zufuhr von unter Vorspanndruck (P2) stehendem Hydraulikmedium ausgebildet ist.
    5. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß mindestens drei hydraulische Verdrängerelemente (140-1 bis 140-3) vorgesehen sind, die mit gesonderten Stabilisierungsflächen (144-1 bis 144-3) zusammenwirken, welche im vorzugsweise gleichmäßigen Winkelabstand zueinander am Exzenterring (114) ausgebildet sind (Fig. 2).
    6. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die hydraulische Verdrängerelementanordnung mehrere, verschiedenen im Winkelabstand zueinander stehenden Kolben zugeordnete tellerförmige Elemente (254; 354; 454; 554) aufweist, die mit dem radial innenliegenden Abschnitt des zugeordneten Kolbens (222; 322; 422; 522) verschiebesicher verbunden sind, in einer Druckkraftkette zur zugehörigen Stützfläche (216; 316; 416; 516) des Exzenterrings (214; 314; 414; 514) stehen und jeweils im Zusammenwirken mit dem betreffenden Zylindereinsatz (226; 326; 426; 526) und einer zusammen mit mit dem tellerförmigen Element bewegbaren Stützhülse (258; 358; 458; 558) eine Druckfluidkammer (264; 364; 464; 564) begrenzen, aus der das darin gefangene Druckfuid gedrosselt verdrängbar ist.
    7. Vorrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Stützhülse (258; 358; 458; 558) einen Radialdurchbruch (260; 360; 460; 560) hat, über den die Druckfluidkammer (264; 364; 464; 564) im Bereich des unteren Totpunktes der Kolbenbewegung mit Fluid aus der Umgebung füllbar ist.
    8. Vorrichtung nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Stützhülse (258; 358; 458) auf der Außenoberfläche des Zylindereinsatzes (226; 326; 426) mit Passung geführt ist.
    9. Vorrichtung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Stützhülse (258; 358; 458) mittels einer Schrauben-Druckfeder (235; 335; 435) auf die Stützfläche (216; 316; 416) des Exzenterrings (214; 314; 414) zu vorgespannt ist.
    10. Vorrichtung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Stützhülse (358) sich am tellerförmigen Element (354) axial abstützt, und daß im Kontaktbereich zwischen Stützhülse (358) und tellerförmigem Element (354) eine Drosselkanalanordnung ausgebildet ist (Figur 5).
    11. Vorrichtung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Stützhülse (258; 458) sich am tellerförmigen Element (254; 454) axial abstützt und es mittels eines Kragens einfaßt, in dem zumindest eine Drosselbohrung (270; 480) ausgebildet ist (Figur 4 und 6).
    12. Vorrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Stützhülse (258; 458) einen Gleitschuh (218; 418) einfaßt, auf dem sich der zugeordnete Kolben (222; 428) abstützt.
    13. Vorrichtung nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß das tellerförmige Element (254) zumindest einen axialen Durchbruch (268) hat, mit dem eine gedrosselte Fluidverbindung zu einem Raum vor der Drosselbohrung (270) bereitgestellt ist (Figur 4).
    14. Vorrichtung nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß das tellerförmige Element (454) im wesentlichen flach auf dem Gleitschuh (418) aufliegt und im Zusammenwirken mit der axial gegenüberliegenden Stirnfläche (474) des Zylindereinsatzes (426) eine Drosselkanalanordnung (478) definiert, die in der oberen Totpunktlage des Kolbens (422) in die Drosselbohrung (480) des Kragens der Stützhülse (458) mündet (Figur 6).
    15. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 11 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Stützhülse (458) mit dem Gleitschuh (418) elastisch verspannt ist (Stifte 484).
    16. Vorrichtung nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Stützhülse (558) über eine zum Kolben (522) koaxiale Bohrung (515) im Pumpengehäuse (510) mit Passung geführt ist.
    17. Vorrichtung nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß die gedrosselte Verdrängung von Fluid aus der Druckfluidkammer (564) über einen weiteren in der Stützhülse (558) ausgebildeten Radialdurchbruch (588) erfolgt.
    18. Vorrichtung nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß die Verdrängung von Fluid aus der Druckfluidkammer im Bereich des oberen Totpunkts über einen radialen Spalt (586) zwischen einem Mitnehmerteller (554) für den Kolben (522) und der Stützhülse (558) erfolgt.
    19. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 16 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß die Stützhülse (558) einen Gleitschuh (518) hintergreift, auf dem sich der zugeordnete Kolben (522) abstützt und der das tellerförmige Element bildet, wobei der Mitnehmerteller (554) die Gegenfläche für eine sich am Zylindereinsatz (526) abstützende Schrauben-Druckfeder (535) ausbildet.
    20. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß sie von einer Niederdruckpumpe gespeist ist.
    21. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß die aktive Druckbeaufschlagung in Abhängigkeit vom Drehzahlband der Pumpe im Hinblick auf eine geringe Verlustleistung energetisch optimiert ist.
    22. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 21, dadurch gekennzeichnet, daß die Hochdruckpumpe von einer Radialjetpumpe gebildet ist.
    23. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 22 zur Verwendung in einem Druckfluid-Versorgungssystem, wie z. B. für ein Kraftstoff-Einspritzsystem, mit dem der Druck (P1) in der Common-Rail (34), an die einzelne Verbraucher wie z. B. Einspritzdüsen angeschlossen sind, entsprechend der momentanen Druckfluidanforderung in Abhängigkeit von Betriebsparametern des Systems einregelbar ist, wobei der Hockdruckpumpe zur Anpassung des Drucks (P1) in der gemeinsamen Hochdruckleitung an den Druckfluidbedarf der Verbraucher eine Fluidfördermengenbegrenzungseinrichtung zugeordnet ist, das zumindest ein Stellelement hat, welches mittels eines die momentane Druckfluidversorgungssituation in der gemeinsamen Hochdruckleitung wiedergebenden Stellsignals veränderbar ist.
    24. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekennzeichnet, daß die Verdrängerelementanordnung (654, 754, 854, 954) Bestandteil einer Vorförderpumpe zur Speisung der Pumpenkammer (630, 830, 930) ist.
    25. Vorrichtung nach Anspruch 8 oder 9, die ferner aufweist:
      einen Druckkanal (637, 837), der im Zylindereinsatz (626, 826) und/oder am Pumpengehäuse (610, 810) an den Zylindereinsatz (626) angrenzend ausgebildet ist,
      einen Saugkanal (632, 832), der am Pumpengehäuse (610, 810) zwischen dem Exzenterring (614, 814) und dem Druckkanal (637, 837) vorgesehen ist,
      eine Schlitzsteuerungseinrichtung (638, 659; 838, 861) zum Gestatten des Fluidstroms zwischen dem Saugkanal (632, 832) und dem Druckkanal (637, 837) im Bereich des unteren Totpunktes der Kolbenbewegung und zum Unterbrechen des Fluidstroms im Bereich des oberen Totpunktes der Kolbenbewegung, und
      ein Rückschlagventil im Druckkanal (637, 837).
    26. Vorrichtung nach Anspruch 25, bei der die Schlitzsteuerungseinrichtung eine auf einem Stützhülsenende (659) der Stützhülse (658) sitzende Dichthülse (638) aufweist, die sich am Pumpengehäuse (610) stromauf vom Druckkanal (637) befindet und zumindest einen Schlitz (639) hat.
    27. Vorrichtung nach Anspruch 25, bei der die Schlitzsteuerungseinrichtung eine Dichthülse (838) aufweist, die sich am Pumpengehäuse (810) stromauf vom Druckkanal (837) befindet und die auf einem Stützhülsenende (859), das zumindest einen Schlitz (861) hat, der Stützhülse (858) sitzt.
    28. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 25 bis 27 mit flanschseitiger Gehäusetrennfuge, bei der das Rückschlagventil durch Blechzungen einer Flachdichtung aus Blech auf der Auslaßbohrung des Druckkanals (637, 837) gebildet ist.
    29. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 25 bis 27 ohne flanschseitige Gehäusetrennfuge, bei der das Rückschlagventil in eine Andrückschraube des Stützrings eines Druckkammereinsatzes integriert ist.
    30. Vorrichtung nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Stützhülse (258; 358; 458; 558) einen Radialdurchbruch (260; 360; 460; 560) hat, über den die Druckfluidkammer (264; 364; 464; 564) im Bereich des unteren Totpunktes der Kolbenbewegung mit Fluid aus der Umgebung füllbar ist,
      wobei die Vorrichtung die ferner aufweist:
      einen Druckkanal (737), der im Zylindereinsatz (726) und/oder am Pumpengehäuse (610) an den Zylindereinsatz (726) angrenzend ausgebildet ist,
      einen Saugabschnitt (737), der am Pumpengehäuse (710) zwischen dem Exzenterring (714) und dem Druckkanal (737) vorgesehen ist,
      eine Schlitzsteuerungseinrichtung (760, 790) zum Gestatten des Fluidstroms zwischen dem Saugabschnitt (732) und dem Druckkanal (737) im Bereich des unteren Totpunktes der Kolbenbewegung und zum Unterbrechen des Fluidstroms im Bereich des oberen Totpunktes der Kolbenbewegung, und
      ein Rückschlagventil im Druckkanal (737).
    31. Vorrichtung nach Anspruch 30, dadurch gekennzeichnet, daß die Stützhülse (758) einen Gleitschuh (718) hintergreift, auf dem sich der zugeordnete Kolben (722) abstützt und der das tellerförmige Element bildet, wobei der Mitnehmerteller (754) die Gegenfläche für eine sich am Zylindereinsatz (726) abstützende Schrauben-Druckfeder (735) ausbildet.
    32. Vorrichtung nach Anspruch 30 oder 31, bei der die Schlitzsteuerungseinrichtung den Radialdurchbruch (760) und die Steuerkante (790) aufweist.
    EP97110504A 1996-07-01 1997-06-26 Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe Expired - Lifetime EP0816675B1 (de)

    Applications Claiming Priority (4)

    Application Number Priority Date Filing Date Title
    DE19626399 1996-07-01
    DE19626399 1996-07-01
    DE19642735 1996-10-16
    DE19642735 1996-10-16

    Publications (3)

    Publication Number Publication Date
    EP0816675A2 true EP0816675A2 (de) 1998-01-07
    EP0816675A3 EP0816675A3 (de) 1998-09-09
    EP0816675B1 EP0816675B1 (de) 2002-04-10

    Family

    ID=26027088

    Family Applications (1)

    Application Number Title Priority Date Filing Date
    EP97110504A Expired - Lifetime EP0816675B1 (de) 1996-07-01 1997-06-26 Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe

    Country Status (2)

    Country Link
    EP (1) EP0816675B1 (de)
    DE (2) DE59706937D1 (de)

    Cited By (5)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    WO1999036697A1 (de) * 1998-01-16 1999-07-22 Robert Bosch Gmbh Radialkolbenpumpe zur kraftstoffhochdruckversorgung
    EP1098089A2 (de) 1999-10-12 2001-05-09 Siemens Aktiengesellschaft Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe
    AT410246B (de) * 1999-06-25 2003-03-25 Hoerbiger Hydraulik Radialkolbenpumpe
    EP1705368A1 (de) * 2005-03-24 2006-09-27 Delphi Technologies, Inc. Kraftstoffpumpe
    CN113669320A (zh) * 2021-08-12 2021-11-19 华侨大学 端面控制的液控单向阀配流径向柱塞液压装置及工作方法

    Families Citing this family (16)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    DE19735371B4 (de) * 1997-08-14 2004-02-19 Siemens Ag Kraftstoffpumpe mit einem Pumpenzylinder
    DE19801353A1 (de) * 1998-01-16 1999-07-22 Bosch Gmbh Robert Radialkolbenpumpe zur Kraftstoffhochdruckversorgung
    DE19802476A1 (de) * 1998-01-23 1999-07-29 Bosch Gmbh Robert Pumpenanordnung zur Kraftstoffhochdruckversorgung
    DE19802475A1 (de) * 1998-01-23 1999-07-29 Bosch Gmbh Robert Radialkolbenpumpe zur Kraftstoffhochdruckerzeugung
    DE19841642C2 (de) * 1998-09-11 2002-07-18 Bosch Gmbh Robert Radialkolbenpumpe
    DE19844326B4 (de) * 1998-09-28 2006-01-05 Robert Bosch Gmbh Radialkolbenpumpe
    DE19902324A1 (de) * 1999-01-21 2000-07-27 Mannesmann Rexroth Ag Hochdruckpumpe
    DE19906625B4 (de) * 1999-02-17 2012-03-01 Continental Automotive Gmbh Fördereinheit
    DE19909329A1 (de) * 1999-03-03 2000-09-07 Mannesmann Rexroth Ag Kraftstoffeinspritzsystem
    DE19956092A1 (de) * 1999-11-22 2000-10-26 Siemens Ag Kolbenpumpe, insbesondere Hochdruck-Radialkolbenpumpe
    DE10024450A1 (de) * 2000-05-18 2001-11-22 Zahnradfabrik Friedrichshafen Abdichtung einer hydraulischen Steuerung
    DE10200792A1 (de) * 2002-01-11 2003-07-31 Bosch Gmbh Robert Kraftstoffpumpe für eine Brennkraftmaschine
    DE10300144B3 (de) * 2003-01-07 2004-05-19 Siemens Ag Radialkolbenpumpe
    DE102006042765A1 (de) * 2006-09-12 2008-03-27 Siemens Ag Niederhalter für Hochdruckkolben, Anordnung und Verwendung
    DE102011087501A1 (de) 2010-12-23 2012-06-28 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Radialkolbenpumpe
    DE102013212491A1 (de) 2013-06-27 2014-12-31 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Regelbare Kühlmittelpumpe einer Brennkraftmaschine

    Citations (10)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    GB491336A (en) * 1937-05-13 1938-08-31 Charles Hyland Improvements in or relating to reciprocating pumps
    US2650543A (en) * 1944-10-28 1953-09-01 Installation Et D App Soc D High-pressure radial piston pump for liquids
    DE2848207A1 (de) * 1978-11-07 1980-05-14 Bosch Gmbh Robert Kolbenpumpe
    DE3510634A1 (de) * 1984-04-06 1985-10-17 Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag, 7990 Friedrichshafen Radialkolbenpumpe
    DE3522479A1 (de) * 1984-06-23 1986-01-02 Pitcraft Summit Ltd., Barnsley, Yorkshire Pumpe fuer ein hydraulikmedium
    EP0204136A1 (de) * 1983-01-17 1986-12-10 Karl Eickmann Hochdruck-Radialkolben-Aggregat mit Mitteln zum Sichern des Kolbenschuhs
    DE3919267A1 (de) * 1988-06-15 1989-12-28 Deere & Co Radialkolbenpumpe und ventilkolbeneinsatz
    DE4126640A1 (de) * 1991-08-12 1993-03-04 Rexroth Mannesmann Gmbh Pumpenanordnung mit pumpen-hauptstufe und vorgeschalteter vorfoerderpumpe
    DE19612412A1 (de) * 1996-03-28 1997-10-02 Rexroth Mannesmann Gmbh Regelung für ein Druckfluid-Versorgungssystem, insbesondere für den Hochdruck in einem Kraftstoff-Einspritzsystem
    DE19640596A1 (de) * 1996-10-01 1998-04-02 Rexroth Mannesmann Gmbh Radialkolbenpumpe

    Patent Citations (10)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    GB491336A (en) * 1937-05-13 1938-08-31 Charles Hyland Improvements in or relating to reciprocating pumps
    US2650543A (en) * 1944-10-28 1953-09-01 Installation Et D App Soc D High-pressure radial piston pump for liquids
    DE2848207A1 (de) * 1978-11-07 1980-05-14 Bosch Gmbh Robert Kolbenpumpe
    EP0204136A1 (de) * 1983-01-17 1986-12-10 Karl Eickmann Hochdruck-Radialkolben-Aggregat mit Mitteln zum Sichern des Kolbenschuhs
    DE3510634A1 (de) * 1984-04-06 1985-10-17 Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag, 7990 Friedrichshafen Radialkolbenpumpe
    DE3522479A1 (de) * 1984-06-23 1986-01-02 Pitcraft Summit Ltd., Barnsley, Yorkshire Pumpe fuer ein hydraulikmedium
    DE3919267A1 (de) * 1988-06-15 1989-12-28 Deere & Co Radialkolbenpumpe und ventilkolbeneinsatz
    DE4126640A1 (de) * 1991-08-12 1993-03-04 Rexroth Mannesmann Gmbh Pumpenanordnung mit pumpen-hauptstufe und vorgeschalteter vorfoerderpumpe
    DE19612412A1 (de) * 1996-03-28 1997-10-02 Rexroth Mannesmann Gmbh Regelung für ein Druckfluid-Versorgungssystem, insbesondere für den Hochdruck in einem Kraftstoff-Einspritzsystem
    DE19640596A1 (de) * 1996-10-01 1998-04-02 Rexroth Mannesmann Gmbh Radialkolbenpumpe

    Cited By (6)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    WO1999036697A1 (de) * 1998-01-16 1999-07-22 Robert Bosch Gmbh Radialkolbenpumpe zur kraftstoffhochdruckversorgung
    US6446604B1 (en) * 1998-01-16 2002-09-10 Robert Bosch Gmbh Radial piston pump for high pressure fuel supply
    AT410246B (de) * 1999-06-25 2003-03-25 Hoerbiger Hydraulik Radialkolbenpumpe
    EP1098089A2 (de) 1999-10-12 2001-05-09 Siemens Aktiengesellschaft Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe
    EP1705368A1 (de) * 2005-03-24 2006-09-27 Delphi Technologies, Inc. Kraftstoffpumpe
    CN113669320A (zh) * 2021-08-12 2021-11-19 华侨大学 端面控制的液控单向阀配流径向柱塞液压装置及工作方法

    Also Published As

    Publication number Publication date
    DE19727249A1 (de) 1998-01-08
    DE59706937D1 (de) 2002-05-16
    EP0816675B1 (de) 2002-04-10
    EP0816675A3 (de) 1998-09-09

    Similar Documents

    Publication Publication Date Title
    EP0816675B1 (de) Vorrichtung zur Stabilisierung des Exzenterrings einer Radialkolbenpumpe
    DE19680278C2 (de) Kraftstoffeinspritzvorrichtung mit nockenbetätigtem Kraftstoffinjektor mit offener Düse
    EP0795083B1 (de) Kraftstoffeinspritzpumpe
    EP1314873B1 (de) Mechanische Verteilereinspritzpumpe mit Kaltstartbeschleunigung
    DE10153189A1 (de) Kraftstoffpumpe, Kraftstoffsystem, Verfahren zum Betreiben eines Kraftstoffsystems sowie Brennkraftmaschine
    EP0509077B1 (de) Kolbenpumpe, insbesondere radialkolbenpumpe
    DE2937222A1 (de) Kraftstoff-einspritzpumpvorrichtung
    EP0791136A1 (de) Kraftstoffeinspritzpumpe
    DE4315776A1 (de) Kraftstoffeinspritzpumpe
    DE10254711B3 (de) Druckventil mit zusätzlicher Spritzverstellerfunktion
    DE60205864T2 (de) Spritzverstelleinrichtung
    DE3344302A1 (de) Kraftstoffeinspritzpumpe mit drehverteiler
    EP0864037A1 (de) Kraftstoffeinspritzpumpe mit einem der spritzbeginnverstellung dienenden spritzverstellkolben
    DE3215046C2 (de) Brennstoffeinspritzpumpe für Brennkraftmaschinen
    DE2918867A1 (de) Kraftstoffeinspritzpumpe fuer brennkraftmaschinen
    DE10229395A1 (de) Verdrängermaschine, insbesondere Radialkolbenpumpe in einem Kraftstoffsystem einer Brennkraftmaschine, sowie hydraulisches System
    DE60306319T2 (de) Hydraulische Pumpe
    DE2630385A1 (de) Kraftstoffeinspritzvorrichtung
    DE3215049C2 (de) Brennstoffeinspritzsystem an einer Brennkraftmaschine
    DE19523578C2 (de) Rotationsverteiler-Kraftstoffeinspritzpumpe
    DE3014028A1 (de) Kraftstoffeinspritzpumpe fuer brennkraftmaschinen
    DE10156338B4 (de) Einspritzpumpe mit Kaltstartbeschleunigung für direkteinspritzende Verbrennungskraftmaschinen
    DE19817922C2 (de) Verteilerartige Kraftstoffeinspritzpumpe
    WO2000026520A1 (de) Kraftstoffeinspritzpumpe
    DE19902324A1 (de) Hochdruckpumpe

    Legal Events

    Date Code Title Description
    PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

    Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

    AK Designated contracting states

    Kind code of ref document: A2

    Designated state(s): DE FR GB IT

    AX Request for extension of the european patent

    Free format text: AL;LT;LV;RO;SI

    RAP1 Party data changed (applicant data changed or rights of an application transferred)

    Owner name: MANNESMANN REXROTH AG

    PUAL Search report despatched

    Free format text: ORIGINAL CODE: 0009013

    AK Designated contracting states

    Kind code of ref document: A3

    Designated state(s): AT BE CH DE DK ES FI FR GB GR IE IT LI LU MC NL PT SE

    AX Request for extension of the european patent

    Free format text: AL;LT;LV;RO;SI

    RHK1 Main classification (correction)

    Ipc: F04B 1/04

    17P Request for examination filed

    Effective date: 19981123

    AKX Designation fees paid

    Free format text: DE FR GB IT

    RBV Designated contracting states (corrected)

    Designated state(s): DE FR GB IT

    17Q First examination report despatched

    Effective date: 20001020

    GRAG Despatch of communication of intention to grant

    Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS AGRA

    GRAG Despatch of communication of intention to grant

    Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS AGRA

    GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

    Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

    REG Reference to a national code

    Ref country code: GB

    Ref legal event code: IF02

    GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

    Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

    GRAA (expected) grant

    Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

    AK Designated contracting states

    Kind code of ref document: B1

    Designated state(s): DE FR GB IT

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: GB

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

    Effective date: 20020410

    REF Corresponds to:

    Ref document number: 59706937

    Country of ref document: DE

    Date of ref document: 20020516

    RAP2 Party data changed (patent owner data changed or rights of a patent transferred)

    Owner name: SIEMENS AKTIENGESELLSCHAFT

    ET Fr: translation filed
    PLBE No opposition filed within time limit

    Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

    STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

    Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

    GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)

    Effective date: 20030228

    REG Reference to a national code

    Ref country code: GB

    Ref legal event code: 732E

    26N No opposition filed

    Effective date: 20030113

    REG Reference to a national code

    Ref country code: GB

    Ref legal event code: 732E

    REG Reference to a national code

    Ref country code: FR

    Ref legal event code: TP

    REG Reference to a national code

    Ref country code: FR

    Ref legal event code: TP

    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: DE

    Payment date: 20080620

    Year of fee payment: 12

    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: IT

    Payment date: 20090625

    Year of fee payment: 13

    Ref country code: FR

    Payment date: 20090615

    Year of fee payment: 13

    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: GB

    Payment date: 20090618

    Year of fee payment: 13

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: DE

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20100101

    GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

    Effective date: 20100626

    REG Reference to a national code

    Ref country code: FR

    Ref legal event code: ST

    Effective date: 20110228

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: IT

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20100626

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: FR

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20100630

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: GB

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

    Effective date: 20100626