EP1395753A1 - Hochdruckpumpe für ein kraftstoffsystem einer brennkraftmaschine - Google Patents

Hochdruckpumpe für ein kraftstoffsystem einer brennkraftmaschine

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EP1395753A1
EP1395753A1 EP02747167A EP02747167A EP1395753A1 EP 1395753 A1 EP1395753 A1 EP 1395753A1 EP 02747167 A EP02747167 A EP 02747167A EP 02747167 A EP02747167 A EP 02747167A EP 1395753 A1 EP1395753 A1 EP 1395753A1
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piston
bearing
piston pump
fluid connection
pump
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Robert Bosch GmbH
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Definitions

  • the present invention initially relates to a piston pump, in particular a high-pressure pump for a fuel system of an internal combustion engine, with a housing, with at least one piston which delimits a working space, with a drive shaft which is held in the housing via at least one shaft bearing and which has at least one crank section , and with a piston bearing, via which the piston is supported at least indirectly on the crank section of the drive shaft, wherein at least one of the bearings has a hydrostatic bearing between parts which are movable relative to one another and is connected to the working space via a fluid connection.
  • Such a piston pump is known as a radial piston pump from DE 197 05 205 AI.
  • a race is placed on the eccentric section of a drive shaft. This has a flat contact surface on which a slide shoe of an axially reciprocating piston rests. Between the contact surface of the race and the slide shoe, there is a relief chamber which is connected to one of the axial holes in the slide shoe and in the piston Piston limited working space is connected.
  • the piston carries out a delivery stroke, the pressure in the working space increases, which is transmitted through the bore in the piston to the relief chamber and thus leads to a reduction in the contact force between the slide shoe and the race.
  • a hydrostatic bearing is thus created by the relief chamber. This reduces friction and wear between the shoe and the race.
  • the present invention therefore has the task of developing a piston pump of the type mentioned at the outset in such a way that it has an even better efficiency.
  • this object is achieved in that a device is present in the fluid connection between the working space and the hydrostatic bearing, which device can temporarily interrupt the fluid connection.
  • Piston pump is essentially the case during the delivery stroke.
  • the period of time for which fluid flows from the working space into the hydrostatic bearing can be limited to the necessary extent.
  • the amount of leakage of fluid is reduced during the operation of the piston pump without the friction between parts of a bearing of the piston pump that are movable relative to one another being increased to an undesirable extent. This ultimately increases the efficiency of the piston pump without restricting the service life of the piston pump.
  • the device which can temporarily interrupt the fluid connection comprises a pressure relief valve.
  • This is installed in the fluid connection in such a way that it only releases it when the pressure in the area of the fluid connection facing the working area exceeds a limit value. This is based on the idea that the loads on the bearings are greatest when the pressure in the work area is high.
  • Such a piston pump is simple to build and works reliably.
  • the device which can temporarily interrupt the fluid connection comprises a switching valve.
  • any time can be selected at which the hydrostatic bearing is connected to the work space or at which the Connection is interrupted. This again allows a reduction in the amount of fluid used for the hydrostatic bearing.
  • the switching valve is the quantity control valve of the piston pump.
  • the outlet of the piston pump is usually short-circuited with its inlet towards the end of a delivery stroke, and the quantity of the effectively delivered fluid is thus limited.
  • hardly any fluid is lost for the hydrostatic bearing, since only the fluid is used for this which should not reach the actual outlet of the piston pump anyway in order to limit the delivery rate, but rather is returned to its inlet.
  • the piston pump according to the invention is relatively small when the device which can temporarily interrupt the fluid connection is accommodated in the piston. However, it is also possible to accommodate them in the piston pump housing. In this case, the device is more accessible for maintenance purposes, for example.
  • the hydrostatic bearing can comprise a chamber which is delimited in the azimuthal direction. This reduces the volume of the chamber and ultimately the amount of fluid required to form a hydrostatic bearing. Such a limitation of the chamber does not lead to a significant increase in the bearing frictional forces, since the hydrostatic bearing only has to act in the direction of the force peaks. These naturally occur predominantly when the piston is in the area of its top dead center, that is to say the fluid enclosed in the working space is maximally compressed.
  • the piston pump according to the invention can be designed as a single and multi-cylinder piston pump.
  • the angular range over which the chamber extends in the azimuthal direction is preferably less than 360 ° / 2xnumber of pistons.
  • the length and also the width of the chamber create the optimal hydrostatic bearing for the individual application.
  • the fluid connection is connected to a pressure damper.
  • This can be used as compression volume, bellows, diaphragm accumulator or similar. be executed.
  • a pressure damper With such a pressure damper, the temporal course of the fluid flow, which flows from the work space to the chamber, can be designed. This is particularly advantageous if the device which can temporarily interrupt the fluid connection is the quantity control valve of the piston pump. If this quantity control valve is opened towards the end of the delivery stroke, there is an abrupt pressure increase in the fluid connection and thus also in the chamber. This pressure increase can be flattened somewhat by such a pressure damper.
  • the fluid connection to the chamber in the shaft bearing can include a flow channel in the housing, an annular groove connected to it in a bearing shell or in the shaft, a radial bore in the shaft connected to the annular groove, an axial bore in the shaft connected to this and an associated bore include radial bore in the shaft, which opens into the chamber in the shaft bearing.
  • Such holes are easy to make, which facilitates the establishment of the fluid connection.
  • the invention also relates to a fuel system for an internal combustion engine, with a fuel tank, a fuel pump which delivers into a fuel manifold, and with at least one fuel injection device which is connected to the fuel manifold and the fuel directly into the combustion chamber of an internal combustion engine injects.
  • the fuel pump is designed in the above manner.
  • part of the invention is also an internal combustion engine with at least one combustion chamber into which the fuel is injected directly.
  • an internal combustion engine is advantageously provided with a fuel system of the above type.
  • FIG. 1 shows a schematic basic illustration of a fuel system with a first exemplary embodiment of a fuel pump
  • Fig. 2 is a partially sectioned illustration of the fuel pump of Fig. 1;
  • Fig. 3 a section along the line III-III of Fig. 2;
  • Fig. 4 a section along the line IV-IV of Fig. 2;
  • FIG. 6 a representation similar to FIG. 1 of a fuel system with a second exemplary embodiment of a fuel pump
  • FIG. 7 an illustration similar to FIG. 2 of the fuel pump from FIG. 6;
  • FIG. 8 a representation similar to FIG. 1 of a fuel system with a third exemplary embodiment of a fuel pump
  • Fig. 9 a representation analogous to Fig. 3 of the corresponding Area of the fuel pump of Fig. 8;
  • FIG. 10 a representation analogous to FIG. 4 of the corresponding area of the fuel pump from FIG. 8;
  • a fuel system bears the overall reference number 10. It is part of an internal combustion engine 11 and includes a fuel reservoir 12, from which an electric fuel pump 14 conveys the fuel into a fuel line 16. This leads to an inlet 18 of a high-pressure fuel pump, designated overall by 20, which is driven by a crankshaft (not shown) of the internal combustion engine 11.
  • a fuel pump designated overall by 20
  • crankshaft not shown
  • a fuel line (without reference number) leads from an outlet 22 to a fuel collecting line 24, which is also commonly referred to as "aH".
  • a plurality of fuel injection devices 26 are connected to the fuel collecting line 24. These are high pressure -Injection valves or injectors, the latter being one on the engine block (not shown)
  • the pressure in the fuel collecting line 24 is detected by a pressure sensor 30, which delivers a corresponding signal to a control and regulating device 32.
  • This is to be represented on the output side in a manner to be described in more detail connected to the high pressure fuel pump 20.
  • the high-pressure fuel pump 20 is a radial piston pump with three cylinders arranged in a star shape. In principle, the high-pressure fuel pump 20 is constructed as follows:
  • a flow channel 34 leads from the inlet 18 via a check valve 36 to a branch point 38.
  • the check valve 36 opens inwards and thus keeps pressure surges away from the fuel line 16 and the electric fuel pump 14.
  • Flow channels branch off from the branching point 38 to the individual cylinders 40a, 40b and 40c.
  • the cylinders 40a-40c are constructed identically. For reasons of illustration, the reference symbols are only entered for one cylinder.
  • Each cylinder 40a-40c has a check valve 42 on the inlet side, a pump unit 44 and a check valve 46 arranged downstream of the pump unit 44. Downstream of the check valves 46, the flow channels of the individual cylinders 40a-40c come together again at a collection point 48. From there, a flow channel 50 leads via a further check valve 52 to the outlet 22 of the high-pressure fuel pump 20.
  • a flow channel 54 branches off from the flow channel 50, in which a switching valve 56 is arranged.
  • This is an electrically operated two / two switching valve, which is open in its rest position 58 and closed in its actuated position 60.
  • the switching valve 56 is controlled by the control and regulating device 32.
  • the flow channel 54 leads from the switching valve 56 to a hydrostatic bearing 62, which is explained in detail below.
  • a flow channel 64 branches off from the flow channel 54 and ultimately between the Check valve 36 and the branch point 38 opens into the flow channel 34.
  • a pressure damper 66 which in the present case is a spring / piston accumulator, is arranged in the flow channel 64. However, it is also possible to design the pressure damper 66 as a compression volume, bellows, membrane accumulator, etc. Upstream of the pressure damper 66 there is a first flow restrictor 68 in the flow channel 64, and a further flow restrictor 70 downstream of the pressure damper 66.
  • FIGS. 2-4 The exact design of the high-pressure fuel pump 20 can be seen in FIGS. 2-4. It should be noted that only one cylinder 40 is shown in this sectional plane and that individual channels etc. are not visible.
  • the high-pressure fuel pump 20 comprises a housing 72.
  • a blind hole-like recess 74 the longitudinal axis of which is horizontal in FIG. 2.
  • a further recess 76 is made in the housing 72, which runs vertically in FIG. 2 and extends from the upper edge of the housing 72 into the horizontal recess 74.
  • a drive shaft 78 is received in the horizontal recess 74. This is connected to the crankshaft (not shown) of the internal combustion engine.
  • the drive shaft 78 is supported in the area of its two longitudinal ends by a bearing in the housing 72.
  • the bearing on the left in FIG. 2 bears the reference symbol 80.
  • the horizontal recess 74 is sealed off from the outside by a shaft seal 82.
  • the right end of the drive shaft 78 is mounted in a hollow cylindrical bearing shell 84, which forms a shaft bearing.
  • the drive shaft 78 Approximately in its axial center, the drive shaft 78 has an eccentric section 86, on which a race 88 is placed.
  • the vertical recess 76 is through an upward Cover 90 closed.
  • a guide sleeve 92 is inserted into the recess 76.
  • a piston 94 is axially displaceably guided.
  • a foot 96 is welded to the lower end of the piston 94 in FIG. 2.
  • a compression spring 98 is tensioned between the foot 96 and the guide sleeve 92. This causes the foot 96 and thus ultimately the piston 94 to act against the race 88.
  • the race 88 thus forms a piston bearing for the piston 94 relative to the drive shaft 78 (without reference numerals).
  • a working space 100 is formed above the piston 94 in FIG. 2. Coming from the left in FIG. 2 is the flow channel in which the check valve 42 is arranged. In FIG. 2 to the right of the working space 100 is the flow channel in which the check valve 46 is arranged. Neither the branching point 38 nor the collection point 48 are visible in the sectional plane shown in FIG. 2. The working space 100 and the piston 94 are part of the pump unit 44 of the cylinder 40 shown.
  • the hydrostatic bearing 62 is constructed as follows:
  • the flow channel 54 leads from the switching valve 56 to the horizontal recess 74.
  • the flow channel 54 is continued via a bore 102 in the bearing shell 84 up to an annular groove 104 on the inside of the bearing shell 84.
  • a radial bore 106 is made in the drive shaft 78, which opens into an axial bore 108 in the drive shaft 78. This continues into the eccentric section 86 of the drive shaft 78.
  • a radial bore 110 leads outwards to a recess (without reference number) on the outer lateral surface of the drive shaft 78.
  • this recess runs in an azimuthal direction Direction over an angular range of approximately 60 ° (only the shaft 78 and the bearing shell 84 are shown in FIG. 3 for reasons of illustration; in an exemplary embodiment not shown, the angle is less than 60 °).
  • It forms a chamber 112, in which a hydrostatic counterforce to the forces originating from the piston 94 is generated in a manner still to be explained.
  • a radial bore 114 branches off from the axial bore 108 in the region of the eccentric section 86 and opens out in a chamber 116 in an analogous manner.
  • this chamber 116 also extends in the azimuthal direction over an angular range of approximately 60 ° (in an exemplary embodiment not shown, this angle is less than 60 °).
  • this angle is less than 60 °.
  • only the shaft 86 and the race 88 are shown in FIG. 4 for reasons of better illustration.
  • the high pressure fuel pump 20 operates as follows:
  • the control and regulating device 32 then controls the switching valve 56 so that it opens.
  • the fluid communication between the work space 100 and the chambers 112 and 116 becomes the hydrostatic bearing 62 opened.
  • This increases the pressure in the chambers 112 and 116, which creates a hydrostatic counterforce between the bearing shell 84 and the drive shaft 78 (shaft bearing) and on the other hand between the race 88 and the drive shaft 78 (piston bearing) in the desired direction.
  • the switching valve 56 is closed again by the control and regulating device 32, as a result of which the fluid connection between the working space 100 and the two chambers 112 and 116 is interrupted again.
  • closing the switching valve 56 does not immediately end the hydrostatic counterforce that is generated in the chambers 112 and 116. On the one hand, it takes a certain time until, on the one hand, the fluid flows out through the gap between the drive shaft 78 and the bearing shell 84 and, on the other hand, between the drive shaft 78 and the race 88.
  • the pressure damper 66 acts as a pressure accumulator, which also delivers a certain amount of fluid into the chambers 112 and 116 even when the switching valve 56 is closed.
  • the time course of the hydrostatic counterforce generated by the pressure build-up in the chambers 112 and 116 is adjusted on the one hand by the width and the azimuthal angular extent of the chambers 112 and 116 and on the other hand by the properties of the pressure damper 66 and the two flow restrictors 68 and 70.
  • the azimuthal angular extent of the chambers 112 and 116 is, as already mentioned, a maximum of 60 °, in any case in the case of a multi-cylinder pump a maximum of 360 ° / 2 x the number of cylinders, in this case 60 ° for three cylinders. This angular extension results from the following considerations:
  • the force vector resulting from the pressure loading of the pistons of the cylinders 40a to 40c varies in a range of approximately 60 ° in the present three-cylinder high-pressure pump 20 from the angular position of the drive shaft 78.
  • the beginning of the area is in turn offset by approximately 60 ° in the direction of rotation (arrow 121 in FIGS. 4 and 5) to a co-rotating axis 122 pointing in the eccentric direction.
  • the force vector rotates synchronously with the drive shaft 78 about its longitudinal axis. Based on this load, the hydrostatic force on the piston bearing (race 88 and shaft 78) relieves the pressure in the area of the chamber 116 and on the shaft bearing (bearing shell 84 and shaft 78) by 180 ° in the area of the chamber 112.
  • the efficiency of the pump 10 is hardly impaired by the hydrostatic bearings 62, since fluid is used for its production, which fluid is used anyway for pressure control by the switching valve 56. There is therefore no additional leakage for the hydrostatic bearing.
  • the advantage is that - without the need for one electrical control - at low pressures in the working space 100 no fluid occurs as a leak through the chambers 112 and 116 and the corresponding bearing gaps between the drive shaft 78 and the bearing shell 84 on the one hand and between the drive shaft 78 and the race 88 on the other hand, which results in a higher volumetric efficiency of the high-pressure fuel pump 20 has the consequence.
  • a higher leakage occurs in the upper pressure range, but this is at least compensated for in relation to the overall efficiency due to the lower bearing load and the higher mechanical efficiency. Regardless of the degree of efficiency, the high-pressure fuel pump 20 in any case has a significantly better service life.
  • an axially extending groove 120 is also present in the inside of the bearing shell 84. This leads from the space to the right of the bearing shell 84 to the space to the left of the bearing shell 84 in the recess 74.
  • the groove 120 prevents the leakage between the drive shaft 78 and the bearing shell 84 from building up on the face side, which is impermissibly high Axial forces on the drive shaft 78 could cause.
  • the space of the horizontal recess 74 to the left of the bearing shell 84 is connected to the inlet 18 of the high-pressure fuel pump 20 in a manner not shown here.
  • FIG. 1 A further exemplary embodiment of a high-pressure fuel pump is shown in FIG.
  • such components and areas whose function is equivalent to corresponding components and areas of the previous figures have the same reference numerals and are not explained again in detail.
  • a 1-cylinder Piston pump 20 shown in contrast to the exemplary embodiments shown in FIGS. 1 and 6, a 1-cylinder Piston pump 20 shown.
  • the chamber 116 is formed in a range of approximately 60 ° on both sides of the eccentric axis 122. It therefore has approximately twice the angular extent than the corresponding chamber in the previous exemplary embodiments.
  • it is offset from the previous exemplary embodiments by 90 ° counter to the direction of rotation of the drive shaft 78.
  • the chamber 112 is offset from the chamber 116 by 180 °, that is to say arranged with its central axis opposite to the eccentric axis 122.
  • the force vector always acts only in the direction of the cylinder axis, which, as shown in FIG. 11, coincides with the eccentric axis 122 at top dead center.

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Abstract

Eine Kolbenpumpe (20), insbesondere eine Hochdruckpumpe für ein Kraftstoffsystem einer Brennkraftmaschine, umfasst ein Gehäuse (72). Ferner ist ein Kolben (94) vorgesehen, der einen Arbeitsraum 100 begrenzt. Eine Antriebswelle (78) ist über mindestens ein Wellenlager in dem Gehäuse (72) gehalten und weist mindestens einen Kurbelabschnitt (86) auf. Der Kolben (94) stützt sich über ein Kolbenlager wenigstens mittelbar am Kurbelabschnitt (86) der Antriebswelle (78) ab. Zwischen relativ zueinander beweglichen Teilen mindestens eines der Lager ist eine hydrostatische Lagerung (62) vorhanden. Diese ist über eine Fluidverbindung an den Arbeitsraum (100) angeschlossen. Um den Wirkungsgrad der Kolbenpumpe (20) zu erhöhen, wird vorgeschlagen, dass in der Fluidverbindung zwischen dem Arbeitsraum (100) und der hydrostatischen Lagerung (62) eine Einrichtung (56; 118) vorhanden ist, welche die Fluidverbindung zeitweise unterbrechen kann.

Description

HOCHDRUCKPUMPE FÜR EIN KRAFTSTOFFSYSTEM EINER BRENNKRAFTMASCHINE
Stand der Technik
Die vorliegende Erfindung betrifft zunächst eine Kolbenpumpe, insbesondere Hochdruckpumpe für ein KraftstoffSystem einer Brennkraftmaschine, mit einem Gehäuse, mit mindestens einem Kolben, der einen Arbeitsraum begrenzt, mit einer Antriebswelle, die über mindestens ein Wellenlager in dem Gehäuse gehalten ist und die mindestens einen Kurbelabschnitt aufweist, und mit einem Kolbenlager, über welches sich der Kolben wenigstens mittelbar am Kurbelabschnitt der Antriebswelle abstützt, wobei zwischen relativ zueinander beweglichen Teilen mindestens eines der Lager eine hydrostatische Lagerung vorhanden ist, die über eine Fluidverbindung an den Arbeitsraum angeschlossen ist.
Eine derartige Kolbenpumpe ist als Radialkolbenpumpe aus der DE 197 05 205 AI bekannt. Bei dieser Radialkolbenpumpe ist auf den Exzenterabschnitt einer Antriebswelle ein Laufring aufgesetzt. Dieser weist eine ebene Kontaktfläche auf, an der ein Gleitschuh eines axial hin und her beweglichen Kolbens aufliegt. Zwischen der Kontaktfläche des Laufrings und dem Gleitschuh ist eine Entlastungskammer vorhanden, welche über axiale Bohrungen im Gleitschuh sowie im Kolben mit einem vom Kolben begrenzten Arbeitsraum verbunden ist. Wenn der Kolben einen Förderhub ausführt, steigt der Druck im Arbeitsraum, was sich durch die Bohrung im Kolben auf die Entlastungskammer überträgt und auf diese Weise zu einer Verringerung der Kontaktkraft zwischen Gleitschuh und Laufring führt. Durch die Entlastungskammer wird also ein hydrostatisches Lager geschaffen. Hierdurch wird die Reibung und der Verschleiß zwischen Gleitschuh und Laufring vermindert.
Im Betrieb der bekannten Kolbenpumpe wurde jedoch festgestellt, dass der Wirkungsgrad dieser Kolbenpumpe zwar gut, aber noch nicht optimal ist.
Die vorliegende Erfindung hat daher die Aufgabe, eine Kolbenpumpe der eingangs genannten Art so weiterzubilden, dass sie einen noch besseren Wirkungsgrad aufweist.
Diese Aufgabe wird bei einer Kolbenpumpe der eingangs genannten Art dadurch gelöst, dass in der Fluidverbindung zwischen dem Arbeitsraum und der hydrostatischen Lagerung eine Einrichtung vorhanden ist, welche die Fluidverbindung zeitweise unterbrechen kann.
Vorteile der Erfindung
Erfindungsgemäß wurde erkannt, dass es im Bereich der Kammer zwischen den relativ zueinander beweglichen Teilen zu einer Leckage kommt, d.h. es gelangt Fluid, welches von der Kolbenpumpe gefördert werden soll, als Leckagefluid über die hydrostatische Lagerung zurück beispielsweise zum Einlass der Kolbenpumpe. Durch diese Leckage wird der Wirkungsgrad der Kolbenpumpe beeinträchtigt. Weiterhin wurde erkannt, dass eine Entlastung eines Lagers nicht zu allen Zeitpunkten während eines Arbeitstaktes der Kolbenpumpe erforderlich ist. Im Grunde ist eine Entlastung der aneinander liegenden und relativ zueinander beweglichen Lagerteile nur zu jenen Zeitpunkten sinnvoll, zu denen diese beiden Teile mit relativ hoher Kraft gegeneinander gedrückt werden. Im Falle einer
Kolbenpumpe ist dies im Wesentlichen während des Förderhubs der Fall .
Indem erfindungsgemäß in der Fluidverbindung zwischen dem Arbeitsraum und der hydrostatischen Lagerung eine Einrichtung vorhanden ist, welche die Fluidverbindung zeitweise unterbrechen kann, kann der Zeitraum, zu dem Fluid vom Arbeitsraum in die hydrostatische Lagerung strömt, auf den notwendigen Umfang beschränkt werden. Hierdurch wird die Leckagemenge an Fluid während des Betriebs der Kolbenpumpe vermindert, ohne dass die Reibung zwischen relativ zueinander beweglichen Teilen eines Lagers der Kolbenpumpe in unerwünschtem Umfange erhöht würde. Somit wird letztlich der Wirkungsgrad der Kolbenpumpe erhöht, ohne dass die Lebensdauer der Kolbenpumpe eingeschränkt wird.
Besonders vorteilhafte Ausgestaltungen der erfindungsgemäßen Kolbenpumpe sind in Unteransprüchen angegeben.
So wird beispielsweise vorgeschlagen, dass die Einrichtung, welche die Fluidverbindung zeitweise unterbrechen kann, ein Überdruckventil umfasst . Dieses wird so in die Fluidverbindung eingebaut, dass es diese erst dann freigibt, wenn der Druck in dem zum Arbeitsraum hin gelegenen Bereich der Fluidverbindung einen Grenzwert übersteigt. Dem liegt der Gedanke zugrunde, dass die Belastungen auf die Lager dann am größten sind, wenn der Druck im Arbeitsraum hoch ist. Eine solche Kolbenpumpe baut einfach und arbeitet zuverlässig.
Möglich ist auch, dass die Einrichtung, welche die Fluidverbindung zeitweise unterbrechen kann, ein Schaltventil umfasst. Bei dieser Weiterbildung können also beliebige Zeitpunkte gewählt werden, zu denen die hydrostatische Lagerung mit dem Arbeitsraum verbunden wird bzw. zu denen die Verbindung unterbrochen wird. Dieses gestattet nochmals eine Reduktion der für die hydrostatische Lagerung verwendeten Fluidmenge .
Dabei wird besonders bevorzugt, wenn das Schaltventil das Mengensteuerventil der Kolbenpumpe ist. Mit einem solchen Mengensteuerventil wird üblicherweise gegen Ende eines Förderhubs der Auslass der Kolbenpumpe mit ihrem Einlass kurz geschlossen und so die Menge des effektiv geförderten Fluids begrenzt. Bei dieser Weiterbildung geht kaum Fluid für die hydrostatische Lagerung verloren, da für diese ausschließlich jenes Fluid verwendet wird, welches zur Begrenzung der Fördermenge ohnehin nicht zum eigentlichen Auslass der Kolbenpumpe gelangen soll, sondern zu ihrem Einlass zurückgeleitet wird.
Relativ klein baut die erfindungsgemäße Kolbenpumpe dann, wenn die Einrichtung, welche die Fluidverbindung zeitweise unterbrechen kann, im Kolben untergebracht ist. Möglich ist aber auch ihre Unterbringung im Gehäuse der Kolbenpumpe . In diesem Fall ist die Einrichtung beispielsweise für Wartungszwecke besser zugänglich.
Aufgrund der erheblich verringerten Fluidmenge, welche bei der erfindungsgemäßen Kolbenpumpe für die Erzeugung eines hydrostatischen Lagers erforderlich ist, können mehrere, gegebenenfalls auch alle hoch belasteten Lager in der Kolbenpumpe mit einem solchen hydrostatischen Lager ausgebildet werden. Dem wird durch jene Weiterbildung Rechnung getragen, bei welcher im Kolbenlager und im Wellenlager jeweils mindestens ein hydrostatisches Lager vorhanden ist.
Das hydrostatische Lager kann eine Kammer umfassen, welche in azimutaler Richtung begrenzt ist. Hierdurch wird das Volumen der Kammer und somit letztlich die für die Bildung eines hydrostatischen Lagers erforderliche Fluidmenge reduziert. Eine solche Begrenzung der Kammer führt zu keiner wesentlichen Erhöhung der Lager-Reibungskräfte, da die hydrostatische Lagerung nur in Richtung der Kraftspitzen wirken muss . Diese treten naturgemäß vorwiegend dann auf, wenn sich der Kolben im Bereich seines oberen Totpunktes befindet, das im Arbeitsraum eingeschlossene Fluid also maximal komprimiert ist.
Die erfindungsgemäße Kolbenpumpe kann als Ein- und Mehrzylinder-Kolbenpumpe ausgebildet sein. Der Winkelbereich, über den sich die Kammer in azimutaler Richtung erstreckt, ist dabei vorzugsweise kleiner als 360°/2xAnzahl der Kolben.
Durch die Länge und auch durch die Breite der Kammer wird das zu dem individuellen Anwendungsfall optimale hydrostatische Lager geschaffen.
Eine andere Weiterbildung ist dadurch gekennzeichnet, dass die Fluidverbindung mit einem Druckdämpfer verbunden ist. Dieser kann als Kompressionsvolumen, Federbalg, Membranspeicher o.a. ausgeführt sein. Durch einen solchen Druckdämpfer kann der zeitliche Verlauf des Fluidstromes, welcher vom Arbeitsraum zur Kammer strömt, gestaltet werden. Dies ist insbesondere dann von Vorteil, wenn die Einrichtung, welche die Fluidverbindung zeitweise unterbrechen kann, das Mengensteuerventil der Kolbenpumpe ist . Wenn dieses Mengensteuerventil gegen Ende des Förderhubes geöffnet wird, kommt es zu einer schlagartigen Druckerhöhung in der Fluidverbindung und somit auch in der Kammer. Durch einen solchen Druckdämpfer kann dieser Druckanstieg etwas abgeflacht werden.
In gleiche Richtung zielt jene Weiterbildung, bei welcher zwischen der Fluidverbindung und dem Druckdämpfer mindestens eine Strömungsdrossel vorhanden ist. Durch eine solche Strömungsdrossel wird der zeitliche Druckgradient in der Fluidverbindung beispielsweise bei Verwendung eines Überdruckventils oder auch eines Schaltventils verringert und der Druckanstieg zeitlich etwas gestreckt. Die hydrostatische Lagerung steht somit über einen längeren Zeitraum zur Verfügung als die Fluidverbindung zwischen Kammer und Arbeitsraum geöffnet ist.
Die Fluidverbindung zur Kammer im Wellenlager kann einen Strömungskanal im Gehäuse, eine mit diesem verbundene Ringnut in einer Lagerschale oder in der Welle, eine mit der Ringnut verbundene radiale Bohrung in der Welle, eine mit dieser verbundene axiale Bohrung in der Welle und eine mit dieser verbundene radiale Bohrung in der Welle umfassen, welche in die Kammer im Wellenlager mündet. Solche Bohrungen sind einfach einzubringen, was die Herstellung der Fluidverbindung erleichtert .
Gleiches gilt auch für jene Fluidverbindung, welche zur Kammer im Kolbenlager führt und welche eine von der axialen Bohrung in der Welle abgehende radiale Bohrung umfasst, welche in die Kammer im Kolbenlager mündet.
Die Erfindung betrifft auch ein KraftstoffSystem für eine Brennkraftmaschine, mit einem Kraftstoffbehälter, einer Kraftstoffpumpe, welche in eine Kraftstoff -Sammelleitung fördert, und mit mindestens einer Kraftstoff- Einspritzvorrichtung, die an die Kraftstoff-Sammelleitung angeschlossen ist und den Kraftstoff direkt in den Brennraum einer Brennkraftmaschine einspritzt.
Um den Wirkungsgrad eines solchen KraftstoffSystems zu erhöhen, wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, dass die Kraftstoffpumpe in der obigen Art ausgebildet ist.
Ferner ist Teil der Erfindung auch eine Brennkraftmaschine mit mindestens einem Brennraum, in den der Kraftstoff direkt eingespritzt wird. Eine solche Brennkraftmaschine ist vorteilhafterweise mit einem KraftstoffSystem der obigen Art versehen .
Zeichnung
Nachfolgend werden Ausführungsbeispiele der Erfindung unter Bezugnahme auf die beiliegende Zeichnung im Detail erläutert. In der Zeichnung zeigen:
Fig. 1: eine schematische Prinzipdarstellung eines KraftstoffSystems mit einem ersten Ausführungsbeispiel einer Kraftstoffpumpe;
Fig. 2: eine teilweise geschnittene Darstellung der Kraftstoffpumpe von Fig. 1 ;
Fig. 3: einen Schnitt längs der Linie III-III von Fig. 2 ;
Fig. 4: einen Schnitt längs der Linie IV-IV von Fig. 2;
Fig. 5: eine Darstellung des Winkelbereichs eines
Kraftvektors der Kraftstoffpumpe von Fig. 2 bezogen auf die Längsachse einer Antriebswelle;
Fig. 6: eine Darstellung ähnlich Fig. 1 eines Kraf stoffSystems mit einem zweiten Ausführungsbeispiel einer Kraftstoffpumpe;
Fig. 7: eine Darstellung ähnlich Fig. 2 der Kraftstoffpumpe von Fig. 6;
Fig. 8: eine Darstellung ähnlich Fig. 1 eines KraftstoffSystems mit einem dritten Ausführungsbeispiel einer Kraftstoffpumpe;
Fig. 9: eine Darstellung analog zu Fig. 3 des entsprechenden Bereichs der Kraftstoffpumpe von Fig. 8;
Fig. 10: eine Darstellung analog zu Fig. 4 des entsprechenden Bereichs der Kraftstoffpumpe von Fig. 8; und
Fig. 11: eine Darstellung des Winkelbereichs eines
Kraftvektors der Kraftstoffpumpe von Fig. 8 bezogen auf die Längsachse einer Antriebswelle;
Beschreibung der Ausführungsbeispiele
In Fig. 1 trägt ein KraftstoffSystem insgesamt das Bezugszeichen 10. Es ist Teil einer Brennkraftmaschine 11 umfasst einen Kraftstoff-Vorratsbehälter 12, aus dem eine elektrische Kraftstoffpumpe 14 den Kraftstoff in eine Kraftstoffleitung 16 fördert. Diese führt zu einem Einlass 18 einer insgesamt mit 20 bezeichneten Hochdruck-Kraftstoffpumpe, welche von einer nicht dargestellten Kurbelwelle der Brennkraftmaschine 11 angetrieben wird. Auf deren genauen Aufbau wird weiter unten im Detail eingegangen.
Von einem Auslass 22 führt eine Kraftstoffleitung (ohne Bezugszeichen) zu einer Kraftstoff-Sammelleitung 24, die gemeinhin auch als " aH'' bezeichnet wird. An die Kraftstoff- Sammelleitung 24 sind mehrere Kraftstoff- Einspritzvorrichtungen 26 angeschlossen. Bei diesen handelt es sich um Hochdruck-Einspritzventile bzw. Injektoren. Letztere sind am Motorblock (nicht dargestellt) einer
Brennkraftmaschine (nicht dargestellt) befestigt und spritzen den Kraftstoff direkt in Brennräume 28 ein.
Der Druck in der Kraftstoff-Sammelleitung 24 wird von einem Drucksensor 30 erfasst, der ein entsprechendes Signal an ein Steuer- und Regelgerät 32 liefert. Dieses wiederum ist ausgangsseitig in noch näher darzustellender Art und Weise mit der Hochdruck-Kraftstoffpumpe 20 verbunden. Bei der Hochdruck- Kraftstoffpumpe 20 handelt es sich um eine Radialkolbenpumpe mit drei sternförmig angeordneten Zylindern. Prinzipiell ist die Hochdruck-Kraftstoffpumpe 20 folgendermaßen aufgebaut:
Vom Einlass 18 führt ein Strömungskanal 34 über ein Rückschlagventil 36 zu einer Verzweigungsstelle 38. Das Rückschlagventil 36 öffnet nach innen und hält so Druckstöße von der Kraftstoffleitung 16 und der elektrischen Kraftstoffpumpe 14 fern. Von der Verzweigungsstelle 38 zweigen Strömungskanäle zu den einzelnen Zylindern 40a, 40b und 40c ab. Die Zylinder 40a - 40c sind identisch aufgebaut. Aus Darstellungsgründen sind die Bezugszeichen nur für einen Zylinder eingetragen.
Jeder Zylinder 40a - 40c verfügt eingangsseitig über ein Rückschlagventil 42, eine Pumpeinheit 44 und ein stromabwärts der Pumpeinheit 44 angeordnetes Rückschlagventil 46. Stromabwärts von den Rückschlagventilen 46 kommen die Strömungskanäle der einzelnen Zylinder 40a - 40c wieder an einem Sammelpunkt 48 zusammen. Von dort führt ein Strömungskanal 50 über ein weiteres Rückschlagventil 52 zum Auslass 22 der Hochdruck-Kraftstoffpumpe 20.
Zwischen dem Sammelpunkt 48 und dem Rückschlagventil 52 zweigt vom Strömungskanal 50 ein Strömungskanal 54 ab, in dem ein Schaltventil 56 angeordnet ist. Bei diesem handelt es sich um ein elektrisch betätigtes Zwei/Zwei-Schaltventil, welches in seiner Ruheposition 58 geöffnet ist und in seiner betätigten Stellung 60 geschlossen ist. Das Schaltventil 56 wird vom Steuer- und Regelgerät 32 angesteuert. Der Strömungskanal 54 führt vom Schaltventil 56 zu einer hydrostatischen Lagerung 62, welche im Detail weiter unten erläutert ist.
Stromabwärts von dem Schaltventil 56 zweigt vom Strömungskanal 54 ein Strömungskanal 64 ab, der letztlich zwischen dem Rückschlagventil 36 und der Verzweigungsstelle 38 in den Strömungskanal 34 mündet. Im Strömungskanal 64 ist ein Druckdämpfer 66 angeordnet, bei dem es sich vorliegend um einen Feder/Kolbenspeicher handelt. Möglich ist aber auch die Ausbildung des Druckdämpfers 66 als Kompressionsvolumen, Federbalg, Membranspeicher usw.. Stromaufwärts vom Druckdämpfer 66 ist eine erste Strömungsdrossel 68 im Strömungskanal 64 vorhanden, und stromabwärts des Druckdämpfers 66 eine weitere Strömungsdrossel 70.
Die genaue Ausgestaltung der Hochdruck- Kraftstoffpumpe 20 kann den Fig. 2 - 4 entnommen werden. Dabei sei darauf hingewiesen, dass in dieser Schnittebene nur ein Zylinder 40 dargestellt ist und einzelne Kanäle etc. nicht sichtbar sind.
Die Hochdruck-Kraf stoffpumpe 20 umfasst ein Gehäuse 72. In diesem ist eine sacklochartige Ausnehmung 74 vorhanden, deren Längsachse in Fig. 2 horizontal verläuft. Ferner ist in das Gehäuse 72 eine weitere Ausnehmung 76 eingebracht, die in Fig. 2 vertikal verläuft und vom oberen Rand des Gehäuses 72 bis in die horizontale Ausnehmung 74 hinein verläuft. In der horizontalen Ausnehmung 74 ist eine Antriebswelle 78 aufgenommen. Diese ist mit der Kurbelwelle (nicht dargestellt) der Brennkraf maschine verbunden.
Die Antriebswelle 78 ist im Bereich ihrer beiden Längsenden jeweils durch ein Lager im Gehäuse 72 gelagert. Das in Fig. 2 linke Lager trägt das Bezugszeichen 80. In Fig. 2 rechts vom Lager 80 ist die horizontale Ausnehmung 74 nach außen hin durch eine Wellendichtung 82 abgedichtet. Das rechte Ende der Antriebswelle 78 ist in einer hohlzylindrischen Lagerschale 84 gelagert, die ein Wellenlager bildet. In etwa in ihrer axialen Mitte weist die Antriebswelle 78 einen Exzenterabschnitt 86 auf, auf den ein Laufring 88 aufgesetzt ist.
Die vertikale Ausnehmung 76 ist nach oben hin durch einen Deckel 90 verschlossen. In die Ausnehmung 76 ist eine Führungshülse 92 eingesetzt. In dieser wiederum ist ein Kolben 94 axial verschieblich geführt. An das in Fig. 2 untere Ende des Kolbens 94 ist ein Fuß 96 angeschweißt. Zwischen dem Fuß 96 und der Führungshülse 92 ist eine Druckfeder 98 gespannt. Durch diese wird der Fuß 96 und somit letztlich der Kolben 94 gegen den Laufring 88 beaufschlagt. Der Laufring 88 bildet somit für den Kolben 94 gegenüber der Antriebswelle 78 ein Kolbenlager (ohne Bezugszeichen) .
In Fig. 2 oberhalb des Kolbens 94 ist ein Arbeitsraum 100 gebildet. In diesen mündet in Fig. 2 von links kommend jener Strömungskanal, in dem das Rückschlagventil 42 angeordnet ist. In Fig. 2 rechts vom Arbeitsraum 100 verläuft jener Strömungskanal, in dem das Rückschlagventil 46 angeordnet ist. Weder die Verzweigungsstelle 38 noch der Sammelpunkt 48 sind in der in Fig. 2 dargestellten Schnittebene sichtbar. Der Arbeitsraum 100 und der Kolben 94 sind Teil der Pumpeinheit 44 des dargestellten Zylinders 40.
Die hydrostatische Lagerung 62 ist folgendermaßen aufgebaut:
Vom Schaltventil 56 führt der Strömungskanal 54 bis zur horizontalen Ausnehmung 74. Über eine Bohrung 102 in der Lagerschale 84 wird der Strömungskanal 54 bis zu einer Ringnut 104 auf der Innenseite der Lagerschale 84 fortgeführt. Auf der gleichen axialen Höhe wie die Ringnut 104 ist in die Antriebswelle 78 eine radiale Bohrung 106 eingebracht, die in eine axiale Bohrung 108 in der Antriebswelle 78 mündet. Diese setzt sich bis in den Exzenterabschnitt 86 der Antriebswelle 78 fort.
Von der axialen Bohrung 108 führt eine radiale Bohrung 110 nach außen zu einer Ausnehmung (ohne Bezugszeichen) auf der äußeren Mantelfläche der Antriebswelle 78. Diese Ausnehmung verläuft, wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, in azimutaler Richtung über einen Winkelbereich von ungefähr 60° (in Figur 3 sind aus Darstellungsgründen nur die Welle 78 und die Lagerschale 84 dargestellt; in einem nicht dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Winkel kleiner als 60°) . Durch sie wird eine Kammer 112 gebildet, in der auf noch zu erläuternde Art und Weise eine hydrostatische Gegenkraft zu den vom Kolben 94 herrührenden Kräften erzeugt wird.
In gleicher Art und Weise, jedoch um 180° versetzt, zweigt von der axialen Bohrung 108 im Bereich des Exzenterabschnitts 86 eine radiale Bohrung 114 nach außen ab, die in analoger Weise in eine Kammer 116 mündet. Auch diese Kammer 116 verläuft, wie aus Fig. 4 ersichtlich ist, in azimutaler Richtung über einen Winkelbereich von ungefähr 60° (in einem nicht dargestellten Ausführungsbeispiel ist dieser Winkel kleiner als 60°) . Auch hier ist in Figur 4 aus Gründen der besseren Darstellung nur die Welle 86 und der Laufring 88 gezeigt.
Die Hochdruck-Kraftstoffpumpe 20 arbeitet folgendermaßen:
Aufgrund des Exzenterabschnitts 86 wird eine Drehung der Antriebswelle 78 in eine axiale Hin-und-Her-Bewegung des Kolbens 94 umgesetzt. Das Schaltventil 56 wird vom Steuer- und Regelgerät 32 so angesteuert, dass es während eines Förderhubs des Kolbens 94, wenn sich dieser also nach oben bewegt, zunächst geschlossen ist. Hierdurch erhöht sich der Druck des im Arbeitsraum 100 eingeschlossenen Fluids erheblich. Über den Strömungskanal 50, welcher in Fig. 2 nicht sichtbar ist, gelangt das komprimierte Fluid aus dem Arbeitsraum 100 in die Kraftstoff-Sammelleitung 24. Wenn der gewünschte Druck in der Kraftstoff-Sammelleitung 24 erreicht ist, wird dies vom Drucksensor 30 erfasst .
Das Steuer- und Regelgerät 32 steuert dann das Schaltventil 56 so an, dass dieses öffnet. Somit wird die Fluidverbindung zwischen dem Arbeitsraum 100 und den Kammern 112 und 116 der hydrostatischen Lagerung 62 geöffnet. Dies erhöht den Druck in den Kammern 112 und 116, wodurch eine hydrostatische Gegenkraft zwischen Lagerschale 84 und Antriebswelle 78 (Wellenlager) und andererseits zwischen Laufring 88 und Antriebswelle 78 (Kolbenlager) in der gewünschten Richtung geschaffen wird. Am Ende des Förderhubs wird das Schaltventil 56 vom Steuer- und Regelgerät 32 wieder geschlossen, wodurch die Fluidverbindung zwischen Arbeitsraum 100 und den beiden Kammern 112 und 116 wieder unterbrochen ist.
Durch das Schließen des Schaltventils 56 wird die hydrostatische Gegenkraft, die in den Kammern 112 und 116 erzeugt wird, jedoch nicht sofort beendet. Zum einen dauert es eine gewisse Zeit, bis einerseits durch den Spalt zwischen der Antriebswelle 78 und der Lagerschale 84 und andererseits zwischen der Antriebswelle 78 und dem Laufring 88 das Fluid abgeströmt ist. Zum anderen wirkt der Druckdämpfer 66 als Druckspeicher, der auch bei geschlossenem Schaltventil 56 noch eine gewisse Fluidmenge in die Kammern 112 und 116 förder .
Der zeitliche Verlauf der durch den Druckaufbau in den Kammern 112 und 116 erzeugten hydrostatischen Gegenkraft wird einerseits durch die Breite und die azimutale Winkelerstreckung der Kammern 112 und 116 und andererseits durch die Eigenschaften des Druckdämpfers 66 und der beiden Strömungsdrosseln 68 und 70 eingestellt. Die azimutale Winkelerstreckung der Kammern 112 und 116 ist dabei, wie bereits erwähnt, maximal 60°, in jedem Falle bei einer mehrzylindrigen Pumpe maximal 360° / 2 x Anzahl der Zylinder, bei drei Zylindern hier also 60°. Diese Winkelerstreckung ergibt sich aus folgenden Überlegungen:
Wie aus Fig. 5 ersichtlich ist, variiert der aus der Druckbelastung der Kolben der Zylinder 40a bis 40c resultierende Kraftvektor bei der vorliegenden Drei-Zylinder- Hochdruckpumpe 20 in einem Bereich von ungefähr 60°, abhängig von der Winkelposition der Antriebswelle 78. Der Beginn des Bereichs ist wiederum um ca. 60° in Drehrichtung (Pfeil 121 in den Figuren 4 und 5) zu einer in Exzenterrichtung zeigenden mitrotierenden Achse 122 versetzt. Innerhalb des besagten Winkelbereichs rotiert der Kraftvektor synchron mit der Antriebswelle 78 um deren Längsachse. Ausgehend von dieser Belastung erfolgt die Entlastung durch die hydrostatische Kraft am Kolbenlager (Laufring 88 und Welle 78) im Bereich der Kammer 116 und am Wellenlager (Lagerschale 84 und Welle 78) um 180° hierzu versetzt im Bereich der Kammer 112.
Bei dem in den Figuren 1 bis 5 dargestellten
Ausführungsbeispiel wird der Wirkungsgrad der Pumpe 10 durch die hydrostatischen Lager 62 kaum beeinträchtigt, da für deren Erzeugung Fluid verwendet wird, welches ohnehin zur Drucksteuerung durch das Schaltventil 56 verwendet wird. Eine zusätzlich Leckage für die hydrostatische Lagerung ist also nicht vorhanden.
In den Fig. 6 und 7 ist ein zweites Ausführungsbeispiel einer Hochdruck-Kraftstoffpumpe 20 dargestellt. Solche Teile, Elemente und Bereiche, welche äquivalente Funktionen zu bereits oben beschriebenen Teilen, Elementen und Bereichen aufweisen, tragen die gleichen Bezugszeichen und sind nicht nochmals im Detail erläutert.
Im Gegensatz zu dem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel ist in der Fluidverbindung 54 zwischen dem Arbeitsraum 100 und den Kammern 112 und 116 kein Schaltventil, sondern ein Überdruckventil 118 angeordnet. Dieses gibt die Fluidverbindung 54 erst dann frei, wenn der Druck im Arbeitsraum 100 einen gewissen Grenzwert überschreitet. Die hydrostatische Gegenkraft wird also erst oberhalb des Öffnungsdrucks des Überdruckventils 118 voll wirksam.
Der Vorteil ist, dass - ohne die Notwendigkeit einer elektrischen Ansteuerung - bei geringen Drücken im Arbeitsraum 100 kein Fluid über die Kammern 112 und 116 und die entsprechenden Lagerspalte zwischen Antriebswelle 78 und Lagerschale 84 einerseits und zwischen Antriebswelle 78 und Laufring 88 andererseits als Leckage auftritt, was einen höheren volumetrischen Wirkungsgrad der Kraftstoff- Hochdruckpumpe 20 zur Folge hat. Im oberen Druckbereich tritt zwar eine höhere Leckage auf, die jedoch bezogen auf den Gesamtwirkungsgrad aufgrund der geringeren Lagerbelastung und dem damit höheren mechanischen Wirkungsgrad mindestens kompensiert wird. Unabhängig vom Wirkungsgrad ergibt sich auf jeden Fall eine deutlich bessere Standzeit der Hochdruck- Kraftstoffpumpe 20.
Zusätzlich zu dem ersten Ausführungsbeispiel ist in der Innenseite der Lagerschale 84 noch eine axial verlaufende Nut 120 vorhanden. Diese führt von dem rechts von der Lagerschale 84 vorhandenen Raum zu dem links von der Lagerschale 84 vorhandenen Raum in der Ausnehmung 74. Durch die Nut 120 wird vermieden, dass über die Leckage zwischen Antriebswelle 78 und Lagerschale 84 stirnseitig ein Druckaufbau erfolgt, der unzulässig hohe Axialkräfte auf die Antriebswelle 78 verursachen könnte. Der links von der Lagerschale 84 vorhandene Raum der horizontalen Ausnehmung 74 ist auf hier nicht näher dargestellte Art und Weise mit dem Einlass 18 der Hochdruck-Kraftstoffpumpe 20 verbunden.
In Figur 8 ist ein weiteres Ausführungsbeispiel einer Hochdruck-Kraftstoffpumpe dargestellt. Auch hier tragen solche Komponenten und Bereiche, deren Funktion äquivalent zu entsprechenden Komponenten und Bereichen der vorhergehenden Figuren ist, die gleichen Bezugszeichen und sind nicht nochmals im Detail erläutert.
Im Gegensatz zu den in den Figuren 1 und 6 dargestellten Ausführungsbeispielen ist in Figur 8 eine 1-Zylinder- Kolbenpumpe 20 dargestellt. Dies führt unter anderem auch zu einer anderen Ausrichtung der Kammern 112 und 116, wie aus den Figuren 9 und 10 ersichtlich ist. Danach ist die Kammer 116 in einem Bereich von ungefähr 60° zu beiden Seiten der Exzenterachse 122 ausgebildet. Sie hat also in etwa die doppelte Winkelerstreckung als die entsprechende Kammer in den vorhergehenden Ausführungsbeispielen. Ferner ist sie gegenüber den vorhergehenden Ausführungsbeispielen um 90° entgegen der Drehrichtung der Antriebswelle 78 versetzt angeordnet. Die Kammer 112 ist zur Kammer 116 um 180° versetzt, also mit ihrer Mittelachse entgegengesetzt zur Exzenterachse 122 angeordnet. Der Kraftvektor wirkt bei dieser 1-Zylinder-Kraftstoffpumpe 20 immer nur in Richtung der Zylinderachse, die wie in Figur 11 dargestellt im oberen Totpunkt mit der Exzenterachse 122 zusammenfällt .

Claims

Ansprüche
1. Kolbenpumpe, insbesondere Hochdruckpumpe (20) für ein KraftstoffSystem (10) einer Brennkraftmaschine, mit einem Gehäuse (72), mit mindestens einem Kolben (94), der einen Arbeitsraum (100) begrenzt, mit einer Antriebswelle (78), die über mindestens ein Wellenlager in dem Gehäuse (72) gehalten ist und die mindestens einen Kurbelabschnitt (86) aufweist, und mit einem Kolbenlager, über welches sich der Kolben (94) wenigstens mittelbar am Kurbelabschnitt (86) der Welle (78) abstützt, wobei zwischen relativ zueinander beweglichen Teilen mindestens eines der Lager eine hydrostatische Lagerung (62) vorhanden ist, die über eine Fluidverbindung an den Arbeitsraum (100) angeschlossen ist, dadurch gekennzeichnet, dass in der Fluidverbindung zwischen dem Arbeitsraum (100) und der hydrostatischen Lagerung (62) eine Einrichtung (56; 118) vorhanden ist, welche die Fluidverbindung zeitweise unterbrechen kann.
2. Kolbenpumpe (20) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Einrichtung, welche die Fluidverbindung zeitweise unterbrechen kann, ein Überdruckventil (118) umfasst.
3. Kolbenpumpe (20) nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Einrichtung, welche die Fluidverbindung zeitweise unterbrechen kann, ein Schaltventil (56 ) umfasst .
4. Kolbenpumpe (20) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Schaltventil das Mengensteuerventil (56) der Kolbenpumpe ist .
5. Kolbenpumpe (20) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Einrichtung, welche die Fluidverbindung zeitweise unterbrechen kann, im Kolben (94) untergebracht ist .
6. Kolbenpumpe (20) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Einrichtung (56; 118), welche die Fluidverbindung zeitweise unterbrechen kann, im Gehäuse
(72) untergebracht ist.
7. Kolbenpumpe (20) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass im Kolbenlager und im Wellenlager jeweils mindestens eine hydrostatische Lagerung (62) vorhanden ist .
8. Kolbenpumpe (20) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die hydrostatische Lagerung (62) jeweils mindestens eine Kammer (112, 116) umfasst, welche in azimutaler Richtung begrenzt ist.
9. Kolbenpumpe (20) nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass sie eine Mehrzahl von radial verteilten Kolben (94) aufweist, dass der Winkelbereich, über den sich die Kammer
(112, 116) in azimutaler Richtung erstreckt, gleich oder kleiner als 360° / 2 x Anzahl der Kolben (94) ist, und dass dieser Bereich ca. 60° in Drehrichtung zu einer in Exzenterrichtung zeigenden mitrotierenden Achse (122) versetzt ist.
10. Kolbenpumpe (20) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Fluidverbindung mit einem Druckdämpfer (66) verbunden ist.
11. Kolbenpumpe (20) nach Anspruch 10, nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der Fluidverbindung und dem Druckdämpfer (66) mindestens eine Strömungsdrossel (68) vorhanden ist.
12. Kolbenpumpe (20) nach einem der Ansprüche 8 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Fluidverbindung zur Kammer (112) im Wellenlager einen Strömungskanal (54) im Gehäuse (72), eine mit diesem verbundene Ringnut (104) in einer
Lagerschale (84) oder in der Welle, eine mit der Ringnut (104) verbundene radiale Bohrung (106) in der Welle (78) , eine mit dieser verbundene axiale Bohrung (108) in der Welle (78) , und eine mit dieser verbundene radiale Bohrung (110) in der Welle (78) umfasst, welche in die Kammer (112) im Wellenlager mündet .
13. Kolbenpumpe (20) nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Fluidverbindung zur Kammer (116) im Kolbenlager eine von der axialen Bohrung (108) in der Welle (78) abgehende radiale Bohrung (114) umfasst, welche in die Kammer (116) im Kolbenlager mündet.
14. KraftstoffSystem (10) für eine Brennkraf maschine (11), mit einem Kraftstoffbehälter (12), einer Kraftstoffpumpe (20), welche in eine Kraftstoff-Sammelleitung (24) fördert, und mit mindestens einer Kraftstoff-Einspritzvorrichtung (26), die an die Kraftstoff -Sammelleitung (24) angeschlossen ist und den Kraftstoff direkt in den Brennraum (28) der Brennkraftmaschine (11) einspritzt, dadurch gekennzeichnet, dass die Hochdruck- Kraftstoffpumpe (20) nach einem der Ansprüche 1 bis 13 ausgebildet ist.
15. Brennkraftmaschine mit mindestens einem Brennraum (28), in den der Kraftstoff direkt eingespritzt wird, dadurch gekennzeichnet, dass sie ein KraftstoffSystem (10) nach Anspruch 14 aufweist.
EP02747167A 2001-05-26 2002-05-24 Hochdruckpumpe für ein kraftstoffsystem einer brennkraftmaschine Expired - Lifetime EP1395753B1 (de)

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DE10125784 2001-05-26
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