EP1556606A1 - Radialkolbenpumpe zur kraftstoffhochdruckversorgung - Google Patents

Radialkolbenpumpe zur kraftstoffhochdruckversorgung

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EP1556606A1
EP1556606A1 EP03722224A EP03722224A EP1556606A1 EP 1556606 A1 EP1556606 A1 EP 1556606A1 EP 03722224 A EP03722224 A EP 03722224A EP 03722224 A EP03722224 A EP 03722224A EP 1556606 A1 EP1556606 A1 EP 1556606A1
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EP
European Patent Office
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lubrication
piston pump
plates
plate
radial piston
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EP03722224A
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Hermann Koch-Groeber
Dieter Schaible
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Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Publication date
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    • 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
    • F04B1/0404—Details or component parts
    • F04B1/0426—Arrangements for pressing the pistons against the actuated cam; Arrangements for connecting the pistons to the actuated cam
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • F02M59/06—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps of reciprocating-piston or reciprocating-cylinder type characterised by special arrangement of cylinders with respect to piston-driving shaft, e.g. arranged parallel to that shaft or swash-plate type pumps with cylinders arranged radially to driving shaft, e.g. in V or star arrangement
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    • F02M59/44—Details, components parts, or accessories not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M59/02 - F02M59/42; Pumps having transducers, e.g. to measure displacement of pump rack or piston

Definitions

  • the invention is based on a radial piston pump for supplying high-pressure fuel in fuel injection systems of internal combustion engines, in particular in a common rail injection system, with preferably a plurality of pistons arranged radially in a cylinder bore with respect to a drive shaft mounted in a pump housing, the pistons having a piston foot and a piston skirt, with a attached to each piston foot 'plate for transmitting the conveying movement from an eccentric portion of the drive shaft and cooperating with the polygonal ring on the piston, the polygonal ring having flattenings, which lie up the plates.
  • Such a radial piston pump is known, for example, from DE 197 29 788 AI or from DE 101 50 351.2, which has not yet been published.
  • the invention has for its object a
  • Fuel injection systems of internal combustion engines with preferably a plurality of pistons arranged radially in a cylinder bore with respect to a drive shaft mounted in a pump housing, the pistons having a piston foot and a piston shaft, with a plate attached to each piston foot for transmitting the conveying movement from an eccentric section of the drive shaft and a cooperating polygon ring on the piston, the polygon ring having flats on which the plates rest, solved in that at least one lubrication pocket is incorporated in each of the plates.
  • the lubrication pocket is arranged centrally in the plate.
  • the surface pressure between the plate and the polygon ring is very even, which also has a positive effect on the load capacity of the plain bearing.
  • the lubrication pockets have a depth of 0.001 mm - 0.1 mm and / or the diameter.
  • the lubrication pockets is about 1/3 to 2/3 x the diameter of the plates.
  • the lubrication pocket concave. This makes it easier to fill the lubrication pocket during the suction stroke.
  • the filling • the lubrication pocket during the intake stroke and the formation of a stable lubricating film during the delivery stroke can be further supported if the dimensions of the plates, in particular their thickness, are selected to be that the plates flex during the delivery stroke and the volume of the lubricating pockets further reduce.
  • the deflection of the plates can be very small and only a few ⁇ m.
  • At least one lubrication groove can be incorporated in the flats of the polygon ring.
  • the polygonal ring Connects between the interior of the pump housing and the lubrication pockets.
  • the polygonal ring is laterally deflected relative to the plates when the eccentric section of the drive shaft moves between top and bottom dead center. It is important to ensure that the hydraulic connection between the interior of the pump housing and the lubrication pockets is established when the piston moves from top dead center to bottom dead center in the suction stroke.
  • the flats of the polygon ring can also be dimensioned such that when the polygon ring is laterally deflected relative to the plates, a hydraulic connection is established between the interior of the pump housing and the lubrication pockets.
  • the lubrication pockets at the top dead center of the piston have no hydraulic connection to the interior of the pump housing, since the plain bearing between the plate and the polygon ring is exposed to its maximum load at top dead center.
  • the hydraulic connection between the interior of the pump housing and the lubrication pockets should be interrupted before reaching top dead center, since only then does the desired formation of a lubricating part between the plate and the Pdlygon ring take place by displacing fuel from the lubrication pockets and the lubrication gap.
  • FIG. 1 shows an exemplary embodiment of a radial piston pump according to the invention in cross section
  • Figures 2 to 4 a first embodiment of a plate according to the invention and a polygon ring according to the invention in different
  • Figure 5 shows a second embodiment of a plate according to the invention and a polygon ring according to the invention.
  • Fig. 1 is a cross section through an embodiment of a radial piston pump 1 according to the invention
  • a pump element 3 consists of a cylinder bore 9 and a piston 11 which is sealingly guided in the cylinder bore 9.
  • the piston 11 in turn consists of a piston shaft 13 and a piston foot 15.
  • the piston foot 15 is non-positively connected to a plate 17.
  • a polygonal ring 19 with flats 21 is arranged between the eccentric section of the drive shaft 5 and the plates 17 shown in FIG.
  • the polygon ring 19 serves to rotate the implement eccentric section of the drive shaft 5 in an oscillating movement.
  • the polygonal ring 19 oscillates once in the direction of the 5 longitudinal axis of the pistons 11 and perpendicular to the longitudinal direction of the pistons 11.
  • the polygonal ring 19 should not rotate in order to tilt between the flat 21 and the plates 17 prevent.
  • there is a sliding movement between plates 17 and the associated flat 21 The direction of the sliding movement between plate 17 and flat 21 is indicated in FIG. 1 by the double arrows V.
  • the piston 13 of the pump element 3 protruding vertically upwards in FIG. 1 is almost at the top dead center
  • the plate 17 lies approximately in the center on the associated flat 21 of the polygon ring 19. In the TDC, the plate 17 lies exactly on the flat 21.
  • the two other pump elements 3 are located between their top dead center and their bottom dead center.
  • the plate 17 does not lie centrally on the associated flat 21.
  • This state is referred to in connection with the invention as a lateral deflection of the polygon ring 19 relative to the plates 17. 25. Particularly clear. the lateral deflection of the polygon ring 19
  • lubrication between plate 17 and flattening 21 is absolutely necessary.
  • the lubrication is carried out with fuel (not shown), which is present in an interior 25 of the housing 7-35. If the piston 13 of. Moving from its top dead center to its bottom dead center, it is held in contact with the associated flattening 21 by means of a compression spring 27 which is supported at one end against the housing 7 and at the other end against the plate 17 which is firmly connected to the piston foot. Since the contact pressure of the compression spring 27 is very much less than the axial force transmitted from the polygon ring to the plate 17 during the delivery stroke, the lubrication gap between the plate 17 and increases
  • Polygon ring 19 during the suction stroke.
  • the fuel is completely displaced from the lubrication gap between the plate 17 and the polygon ring 19, so that there is direct contact between the plate 17 and the polygon ring 19 can come and as a result an inadmissibly high temperature development and "seizing" between polygon ring 19 and plate 17 can take place.
  • 17 lubrication pockets 29 are provided in the plates, whose geometry and dimensions are based on the following FIGS. 2 and 5 are explained in detail ⁇ .
  • a polygon ring 19 and a plate 17 are shown enlarged.
  • the plate 17 ' is shown in section.
  • the piston foot 15 (see FIG. 1) is shown in FIGS. 2 - 5 not shown for reasons of clarity.
  • the lubrication pockets 29 are concave in this embodiment and have a circular cross section. It turned out to be advantageous proved, when the depth of the dimples 29 about 0.001 mm - 0.1 mm and the extension of the lubricating pockets 29 about - the diameter of the plate 'corresponds to 17th
  • a lubrication groove 31 is arranged in the flat 27.
  • the lubrication groove 31 starts in this embodiment on the edge 'of the flattened portion 21 and provides a hydraulic connection between the internal space 25 (see Fig. 1) and the lubricating pocket when the polygonal ring is deflected laterally 19 relative to the plate 17 29 forth. This is the case in the position of the polygon ring 19 shown in FIG. 2.
  • the volume of the lubrication pocket 29 decreases during the delivery stroke of the pump element 3, not shown, so that fuel is forced out of the lubrication pocket through the lubrication gap between plate 17 and Flattening 21 enters the interior of the housing 7.
  • This effect can be further supported by suitable dimensioning of the plate 17.
  • the plate is designed to be "soft", it acts like a spring which relaxes during the suction stroke and thus sucks fuel into the lubrication pocket 29 and bends through the axial force F during the delivery stroke in such a way that the lubrication pocket 29 or its Volume is reduced. It should of course be ensured that the plate 17 is only elastically deformed and does not break.
  • FIG. 5 shows a second exemplary embodiment of a plate 17 according to the invention and a polygon ring 19 according to the invention.
  • no lubrication groove 31 is provided in the flat 21 of the polygon ring 19.
  • the flattened portion 21 is dimensioned in such a way that with maximum lateral deflection of the polygon ring 19 relative to the plate 17.
  • Lubrication pocket 29 protrudes beyond the flat 21.
  • This State is shown in Fig. 5 with solid lines. This inevitably sets up a hydraulic connection between the interior 25 (see FIG. 1) and the lubrication pocket 29.
  • the connection between the lubrication pocket 29 and the interior 25 interrupted and there is a compulsory formation of a

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Abstract

Es wird eine Radialkolbenpumpe (1) zur Kraftstoffhochdruckerzeugung bei Kraftstoffeinspritzsystemen von Brennkraftmaschinen vorgeschlagen, bei der die Gleitlagerung zwischen einer Platte (17), welche mit dem Kolbenfuß (15) eines Kolbens (13) verbunden ist und einer Abflachung (21) eines Polygonrings (19) durch Vorsehen von Schmiertaschen (29) verbessert wird.

Description

Radial olbenpu pe zur Kraftstoffhochdruckversorgung
Stand der Technik
Die Erfindung geht aus von einer Radialkolbenpumpe zur Kraftstoffhochdruckversorgung bei Kraftstoffeinspritzsystemen von Brennkraftmaschinen, insbesondere bei einem Common-Rail-Einspritzsystem, mit vorzugsweise mehreren bezüglich einer in einem Pumpengehäuse gelagerten Antriebswelle radial in einer Zylinderbohrung angeordneten Kolben, wobei die Kolben einen Kolbenfuß und einen Kolbenschaft aufweisen, mit einer an jedem Kolbenfuß angebrachten' Platte zur Übertragung der Förderbewegung von einem exzentrischen Abschnitt der Antriebswelle und einem mit diesem zusammenwirkenden Polygonring auf den Kolben, wobei der Polygonring Abflachungen aufweist, auf- denen die Platten aufliegen.
Eine -solche Radialkolbenpumpe ist bspw. aus der DE 197 29 788 AI oder der noch nicht veröffentlichten DE 101 50 351.2 bekannt .
Wegen der hohen Drücke, auf die der Kraftstoff gebracht werden rauss, sind die von der Antriebswelle auf die Kolben zu übertragenden Kräfte sehr groß. Bei der Übertragung der Drehbewegung der Antriebswelle in die oszillierende Bewegung der Kolben findet' eine Relativbewegung zwischen Kolben und Polygonring in ümfangrichtung der Antriebswelle statt. Um eine möglichst günstige Kraftübertragung vom Polygonring auf die Kolbenfüße zu gewährleisten, ist an dem dem Polygonring zugewandten Ende des Kolbens- eine Platte 'vorgesehen. Diese Platte stützt sich gegen die Abflachung des Polygonrings ab. Die Abflachung des Polygonrings und die Platte bilden ein Gleitlager, welches durch den im Innenraum des Pumpengehäuses befindlichen Kraftstoff geschmiert und gekühlt wird.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine
Radialkolbenpumpe mit weiter erhöhter Belastbarkeit bereitzustellen.
Bei einer erfindungsgemäßen Radialkolbenpumpe zur. Kraftstoffhochdruckvers-orgung bei
Kraftstoffeinspritzsystemen von Brennkraftmaschinen mit vorzugsweise mehreren bezüglich einer in einem Pumpengehäuse gelagerten Antriebswelle radial in einer Zylinderbohrung angeordneten Kolben, wobei die Kolben, einen Kolbenfuß und einen Kolbenschaft aufweisen, mit einer an jedem Kolbenfuß angebrachten Platte zur Übertragung der Förderbewegung von einem ex-zentrischen Abschnitt der Antriebswelle und einem mit diesem zusammenwirkenden Polygonring auf den Kolben, wobei der Polygonring ■ Abflachungen aufweist, auf denen die Platten aufliegen, dadurch gelöst, dass in den Platten mindestens je eine Schmiertasche eingearbeitet ist.
Durch die Schmiertasche wird die Menge an Kraftstoff, welche zur Schmierung des Gleitlagers zwischen Platte und Polygonring zur Verfügung steht, erhöht, was sich positiv - auf die Belastbarkeit dieses Gleitlagers auswirkt. Die Befüllung dieser Schmiertasche erfolgt während des Saughubs des Kolbens, da während des Saughubs keine oder nur eine sehr geringe Kraft zwischen der Platte und dem Polygonring wirkt. Infolgedessen ist der Schmierspalt zwischen Platte und Polygonring während des Saughubs relativ groß und das Einströmen von Kraftstoff, unterstützt durch die Kapillarwirkung des Schmierspalts, in die Schmiertasche wird gefördert. Während des Förderhubs wird eine große
Kraft vom Polygonring auf die Platte übertragen. Dadurch verkleinert sich das mit Kraftstoff gefüllte Volumen zwischen Platte und Polygonring, welches sich aus dem Schmierspalt und dem Volumen der Schmiertasche zusammensetzt, so dass Kraftstoff aus dem Gleitlager herausgepresst wird und somit ein extrem belastbarer Schmierfilm ausgebildet wird. Dieser Effekt trägt wesentlich zur Steigerung der Belastbarkeit des Gleitlagers zwischen Platte und Polygonring bei.
Es hat sich als vorteilhaft herausgestellt, wenn die Schmiertasche mittig in der Platte angeordnet ist. In diesem Fall ist die Flächenpressung zwischen Platte und Polygonring sehr gleichmäßig, was sich ebenfalls positiv auf die Belastbarkeit des Gleitlagers auswirkt.
Es hat sich als vorteilhaft herausgestellt, wenn die Schmiertaschen eine Tiefe von 0,001 mm - 0,1 mm aufweisen und/oder der Durchmesser . der Schmiertaschen etwa 1/3 bis 2/3 x Durchmesser der Platten beträgt.
Des Weiteren hat sich als vorteilhaft erwiesen, die Schmiertasche konkav auszubilden. Dadurch .wird das Befüllen der Schmiertasche während des Saughubs erleichtert. Die Befüllung • der Schmiertasche während des Saughubs und die Ausbildung eines stabilen Schmierfilms während des Förderhubs kann weiter unterstützt werden, wenn die Abmessungen der Platten, insbesondere deren Dicke, so gewählt sind, dass sich die Platten während des Förderhubs durchbiegen und das Volumen der Schmiertaschen weiter verringern. Die Durchbiegung der Platten kann dabei sehr klein sein und nur wenige μm betragen.
Während des Saughubs wird die Durchbiegung der Platte
'wieder rückgängig gemacht durch die Elastizität der Platte, so dass ein aktives Ansaugen von Kraftstoff aus dem Innenraum des Pumpengehäuses in die Schmiertasche erfolgt. ' Somit ist eine aktive Förderung von Kraftstoff in das Gleitlager zwischen Platte und Polygonring gewährleistet. Die Fördermenge nimmt mit steigender Belastung des Kolbens zu, so dass die Belastbarkeit des Gleitlagers zwischen Platte und Polygonring der Belastung der Radialkolbenpumpe angepasst ist.
Zur weiteren Verbesserung der Förderung von Kraftstoff in die Schmiertasche während des Saughubs können in den Abflachungen des Polygonrings mindestens eine Schmiernut eingearbeitet sein, die bei. einer seitlichen Auslenkung des Polygonrings relativ zu den Platten eine hydraulische
Verbindung zwischen dem Innenraum des Pumpengehäuses und den Schmiertaschen herstellt. Seitlich ausgelenkt ist der Polygonring relativ zu den Platten, wenn sich der exzentrische Abschnitt der Antriebswelle zwischen oberem und unterem Totpunkt bewegt. Dabei ist darauf zu achten, dass die hydraulische Verbindung zwischen dem Innenraum des Pumpengehäuses und den Schmiertaschen dann hergestellt wird, wenn sich der Kolben vom oberen Totpunkt zum unteren Totpunkt im Saughub bewegt. . Alternativ können die Abflachungen des Polygonrings auch so bemessen werden, dass bei einer seitlichen Auslenkung des Polygonrings relativ zu den Platten eine hydraulische Verbindung zwischen dem Innenraum des Pumpengehäuses und den Schmiertaschen hergestellt wird.
Des Weiteren ist es vorteilhaft, wenn die Schmiertaschen im oberen Totpunkt des Kolbens keine hyraulische Verbindung zu dem Innenraum des Pumpengehäuses haben, da das Gleitlager zwischen Platte und Polygonring im oberen Totpunkt seiner maximalen Belastung ausgesetzt ist. Selbstverständlich soll die hydraulische Verbindung zwischen dem Innenraum des Pumpengehäuses und den Schmiertaschen schon vor dem Erreichen des oberen Totpunkts unterbrochen werden, da erst dann die gewünschte Ausbildung eines Schmierteils zwischen Platte und Pdlygonring durch Verdrängen von Kraftstoff aus den Schmiertaschen und dem Schmierspalt stattfindet.
Es hat sich weiter als vorteilhaft erwiesen, wenn die Platten im Pumpengehäuse geführt werden, da dann keine seitlichen Kräfte auf die Platten wirken und die Neigung zum Verkanten zwischen Platte und Polygonring reduziert wird. Solche Platten, die. im Pumpengehäuse geführt werden, werden teilweise 'tassenförmig ausgebildet.
Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind der nachfolgenden Zeichnung, deren Beschreibung und den Patentansprüchen entnehmbar.
Zeichnung
Es zeigen:
Figur 1 ein Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Radialkolbenpumpe im Querschnitt, Figuren 2 bis 4 ein erstes Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Platte und eines erfindungsgemäßen Polygonrings in verschiedenen
Darstellungen und
Figur 5 ein zweites Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Platte und eines erfindungsgemäßen Polygonrings.
Beschreibung der Ausführungsbeispiele
In Fig. 1 ist ein Querschnitt durch ein Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Radialkolbenpumpe 1 zur
Kraftstoffhochdruckerzeugung in Einspritzanlagen von Brennkraftmaschinen dargestellt. Bei dieser Radialkolbenpumpe 1 sind drei Pumpenelemente 3 in einem Winkel von jeweils 120 ° zueinander um eine Antriebswelle 5 angeordnet. In der Schnittebene von Fig. 1 ist ein exzentrischer Abschnitt der Antriebswelle 5 dargestellt. Oberhalb und unterhalb der Zeichnungsebene ist die Antriebswelle 5 drehbar in einem Gehäuse 7 der Radialkolbenpumpe 1 gelagert (nicht dargestellt) .
Ein Pumpenelement 3 besteht aus einer Zylinderbohrung 9 und einem Kolben 11, der in der Zylinderbohrung 9 dichtend geführt ist. Der Kolben 11 wiederum besteht aus einem Kolbenschaft 13 und einem Kolbenfuß 15. Der Kolbenfuß 15 ist kraftschlüssig mit einer Platte 17 verbunden.
Zwischen dem in Fig. 1 dargestellten exzentrischen Abschnitt der Antriebswelle 5 und den Platten 17 ist ein Polygonring 19 mit Abflachungen 21 angeordnet. Der Polygonring 19 dient dazu, die Drehbewegung des exzentrischen Abschnitts der Antriebswelle 5 in eine oszillierende Bewegung umzusetzen. Während einer Drehung des exzentrischen Abschnitts der Antriebswelle 5 oszilliert der polygonförmige Ring 19 einmal in Richtung der 5 Längsachse der Kolben 11 und senkrecht zur Längsrichtung der Kolben 11. Der Polygonring 19 soll sich dabei nicht drehen, um ein Verkanten zwischen Abflachunge 21 und Platten 17 zu verhindern. Infolgedessen entsteht eine Gleitbewegung zwischen Platten 17 und der zugehörigen 10 Abflachung 21. Die Richtung der Gleitbewegung zwischen Platte 17 und Abflachung 21 ist in Fig. 1 durch die Doppelpfeile V angedeutet.
Der Kolben 13 des in Fig. 1 senkrecht nach oben ragenden 15 Pumpenelements 3 befindet sich nahezu im oberen Totpunkt
(OT) . Infolgedessen liegt die Platte 17 etwa mittig auf der zugehörigen Abflachung 21 des Polygonrings 19 auf. Im OT liegt die Platte 17 genau mittig auf der Abflachung 21 auf. Die beiden anderen Pumpenelemente 3 befinden sich zwischen 20 ihrem oberen Totpunkt und ihrem unteren Totpunkt.
Infolgedessen liegt die Platte 17 nicht mittig auf der zugehörigen Abflachung 21 auf. Dieser Zustand wird im Zusammenhang mit der Erfindung als seitliche Auslenkung des Polygonrings 19 relativ zu den Platten 17 bezeichnet. 25. Besonders deutlich . wird die seitliche Auslenkung des
Polygonrings an dem in Fig. 1 recht unten angeordneten Pumpenelement 3.
Wegen der großen Kräfte, welche vom Polygonring 19 auf die 30 Platten 17 übertragen werden, wenn sich der Kolben 13 vom unteren Totpunkt zu seinem oberen Totpunkt bewegt, ist -eine Schmierung zwischen Platte 17 und Abflachung 21 zwingend erforderlich. Die Schmierung erfolgt mit Kraftstoff (nicht dargestellt), welcher in einem Innenraum 25 des Gehäuses 7- 35 vorhanden ist. Wenn sich der Kolben 13 von. seinem oberen Totpunkt zu seinem unteren Totpunkt bewegt, wird er über eine Druckfeder 27, welche sich einenends gegen das Gehäuse 7 .und anderenends' gegen die mit dem Kolbenfuß fest verbundene Platte 17 abstützt, in Anlage an der zugehörigen Abflachung 21 gehalten. Da die Anpresskr'aft der Druckfeder 27 sehr viel geringer ist als die während des Förderhubs vom Pölygonring auf die Platte 17 übertragene Axialkraft, vergrößert sich der Schmierspalt zwischen Platte 17 und
Polygonring 19 während des Saughubs. Während des Förderhubs wird wegen der großen zwischen Polygonring 19 und Platte 17 zu übertragenden Kräfte bei Radialkolbenpumpen nach dem Stand der Technik der Kraftstoff vollständig aus dem Schmierspalt zwischen Platte 17 und Polygonring 19 verdrängt, so dass es zu einem direkten Kontakt zwischen Platte 17 und Polygonring 19 kommen kann und infolgedessen eine unzulässig hohe Temperaturentwicklung und ein "Fressen" zwischen Polygonring 19 und Platte 17 stattfinden kann.
Um dies zu verhindern, sind in den Platten 17 Schmiertaschen 29 vorgesehen, 'deren Geometrie und Abmessungen anhand der nachfolgenden Fign. 2 und 5 näher ■ erläutert werden.
In Fig. 2 sind ein Polygonring 19 sowie eine Platte 17 vergrößert dargestellt. Die Platte 17 ist' im Schnitt dargestellt. Der Kolbenfuß 15 (siehe Fig. 1) ist in den Fign. 2 - 5 aus Gründen der Übersichtlichkeit -nicht dargestellt.
In Fig. 2 ist zu erkennen, dass die Schmiertaschen 29 bei diesem Ausführungsbeispiel konkav ausgeführt sind und einen kreisförmigen Querschnitt aufweisen. Es hat sich als vorteilhaft erwiesen, wenn die Tiefe der Schmiertaschen 29 etwa 0,001 mm - 0,1 mm beträgt und die Ausdehnung der Schmiertaschen 29 etwa - des Durchmessers der Platte' 17 entspricht.
In der Abflachung 27 ist eine Schmiernut 31 angeordnet. Die Schmiernut 31 beginnt bei diesem Ausführungsbeispiel am Rand ' der Abflachung 21. und stellt eine hydraulische Verbindung zwischen dem Innenraum 25 (siehe Fig. 1) und der Schmiertasche 29 her, wenn der Polygonring 19 relativ zur Platte 17 seitlich ausgelenkt ist. Dies ist in der in Fig. 2 dargestellten Position des. Polygonrings 19 der Fall.
In Fig. 3 ist der Polygonring 19 nicht seitlich ausgelenkt relativ zur Platte 11 , was ■ daran erkennbar ist, dass die -Platte 17 mittig auf der Abflachung 21 aufliegt. In dieser Position, welche dann erreicht wird, wenn der Kolben 11 seinen oberen Totpunkt erreicht hat (siehe Fig. 1), besteht keine hydraulische Verbindung zwischen Schmiertasche 29 und Innenraum über die Schmiernut 31. Dies bedeutet, dass der in der Schmiertasche 29 und dem nicht dargestellten Schmierspalt zwischen Platte 17 und Abflachung 21 vorhandene Kraftstoff, welcher durch die große vom Polygonring 19 auf die Platte 17 übertragene Axialkraft des Kolbens 11 verdrängt wird, nur durch das den Schmierspalt zwischen Platte 17 und Abflachung 21 der Schmiertasche 29 in den Innenraum gelangen kann. Dadurch wird ein Schmierkeil zwischen Platte 17 und Abflachung 21 zwangsweise ausgebildet, was die Tragfähigkeit des Gleitlagers zwischen Platte 17 und Abflachung 21 erhöht.
In Fig. 4 ist dieser Effekt weiter veranschaulicht worden. Um die herrschenden Kräfteverhältnisse etwas zu veranschaulichen, ist die Axialkraft F eingetragen, welche die zwischen Platte 17 und Abflachung 21 übertragenen Kräfte andeuten soll. Die Kraftverteilung innerhalb der Platte 17 ist durch Pfeile 33 angedeutet.
Aufgrund der elastischen Durchbiegung (nicht dargestellt), welche die Platte 17 infolge der Axialkraft F. erfährt, verringert sich das Volumen der Schmiertasche 29 während des Förderhubs des nicht dargestellten Pumpenelements 3, so dass Kraftstoff zwangsweise aus der Schmiertasche durch den Schmierspalt zwischen Platte 17 und Abflachung 21 in den Innenraum des Gehäuses 7 eintritt. Dieser Effekt kann durch eine geeignete Dimensionierung der Platte 17 weiter unterstützt werden. Wenn nämlich die Platte "weich" ausgebildet wird, wirkt sie wie eine Feder, welche sich während des Saughubs entspannt und somit Kraftstoff in die Schmiertasche 29 ansaugt und durch die- Axialkraft F während des Förderhubs sich so durchbiegt, dass die Schmiertasche 29 bzw. deren Volumen, verringert wird. Dabei ist selbstverständlich darauf zu achten, dass die Platte 17 nur elastisch verformt wird und nicht bricht.
Der zuvor beschriebene Pumpeffekt der Platte 17, welcher sich aus den wechselnden Belastungen der Platte 17 während des Saughubs und des Förderhubs einstellt, ist auch wirksam, wenn keine Schmiernut 31 vorgesehen ist. Allerdings wird dieser Pumpeffekt durch die Schmiernut 31 gefördert.
In Fig. 5 ist ein zweites Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Platte 17 und eines erfindungsgemäßen Polygonrings 19 dargestellt. Bei diesem Ausführungsbeispiel ist keine Schmiernut 31 in der Abflachung 21 des Polygonrings 19 vorgesehen. Stattdessen ist die Abflachung 21 so dimensioniert, dass bei maximaler seitlicher Auslenkung des Polygonrings 19 relativ zur Platte 17 die. Schmiertasche 29 über die Abflachung 21 hinausragt. Dieser Zustand ist in Fig. 5 mit durchgezogenen Linien dargestellt. Dadurch stellt sich zwangsläufig eine hydraulische Verbindung zwischen Innenraum 25 (siehe Fig. 1) und Schmiertasche 29 ein. Sobald der Polygonring 29 sich in Fig. 5 relativ zur Platte 17 nach rechts bewegt (dieser Zustand ist in Fig. 5 durch eine gestrichelte Darstellung des Kolbenschafts 13 und der Platte 17 angedeutet) , wird die Verbindung zwischen Schmiertasche 29 und Innenraum 25 (siehe Fig. 1) unterbrochen und es kommt zu der erfindungsgemäßen zwangsweisen Ausbildung eines
Schmierkeils zwischen Platte 17 und Abflachung 21.

Claims

Ansprüche
1. Kolbenpumpe, insbesondere zur Kraftstoffhochdruckversorgung bei Kraftstoffeinspritzsystemen von Brennkraftmaschinen, besonders bevorzugt bei einem Common-Rail-Einspritzsystem, mit vorzugsweise mehreren bezüglich einer in einem Gehäuse (7) gelagerten Antriebswelle (5) radial in einer Zylinderbohrung (9) angeordneten Kolben (11), wobei die Kolben (11) einen Kolbenfuß (15) aufweisen, mit einer an jedem Kolbenfuß (15) angebrachten Platte (17) zur Übertragung der Förderbewegung . von einem exzentrischen Abschnitt der Antriebswelle (5) und einen mit diesem zusammenwirkenden Polygonring (19) auf den Kolben (11), wobei der Polygonring (19) Abflachungen (21) aufweist, auf denen die Platten (17) aufliegen, dadurch gekennzeichnet, dass in den Platten (17) mindestens je eine Schmiertasche (29) vorhanden ist.
2. Radialkolbenpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens eine Schmiertasche (29) mittig in der Platte (17) angeordnet ist.
3. Radialkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Schmiertaschen
(29) eine Tiefe von 0,001 mm bis 0,1 mm aufweisen.
4. Radialkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Durchmesser der Ξchmiertaschen (29) etwa 1/3 bis 2/3 x Durchmesser der Platten (17) beträgt.
5. Radialkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Schmiertasche (29) konkav ausgebildet ist.
6. Radialkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Abmessungen der Platten (17), insbesondere deren Dicke, so gewählt sind, dass sich die Platten (17) während des Förderhubs durchbiegen und das Volumen der Schmiertäschen (29) verringern.
7. Radialkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in den Abflachungen (21) des Polygonrings (19) mindestens eine Schmiernut (31) eingearbeitet ist, die bei einer seitlichen Auslenkung des Polygonrings (19) relativ zu den Platten (17) eine hydraulische Verbindung zwischen einem Innenraum (25) des Gehäuses (7) und den Schmiertaschen (29) herstellt.
8. Radialkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Abflachungen
(21) des Polygonrings (19) so bemessen sind, dass bei einer seitlichen Auslenkung des Polygonrings (19) relativ zu den Platten (17) eine hydraulische Verbindung zwischen dem
Innenraum (25) des Gehäuses (7) und den Schmiertaschen (29) hergestellt wird.
9. Radialkolbenpumpe nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Schmiertaschen (29) im oberen Totpunkt der Kolbens (11) keine hydraulische Verbindung zu dem Innenraum (25) des Gehäuses (7) haben.
10. Radialkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Platten (17) im Gehäuse (7) geführt werden.
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