EP2422072A1 - Hochdruckpumpe - Google Patents

Hochdruckpumpe

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EP2422072A1
EP2422072A1 EP10706987A EP10706987A EP2422072A1 EP 2422072 A1 EP2422072 A1 EP 2422072A1 EP 10706987 A EP10706987 A EP 10706987A EP 10706987 A EP10706987 A EP 10706987A EP 2422072 A1 EP2422072 A1 EP 2422072A1
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EP
European Patent Office
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pump
pump piston
piston
pressure
cylinder bore
Prior art date
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EP10706987A
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English (en)
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EP2422072B1 (de
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Andreas Dutt
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Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Publication date
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Publication of EP2422072A1 publication Critical patent/EP2422072A1/de
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Publication of EP2422072B1 publication Critical patent/EP2422072B1/de
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M63/00—Other fuel-injection apparatus having pertinent characteristics not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00; Details, component parts, or accessories of fuel-injection apparatus, not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M39/00 - F02M61/00 or F02M67/00; Combination of fuel pump with other devices, e.g. lubricating oil pump
    • F02M63/02—Fuel-injection apparatus having several injectors fed by a common pumping element, or having several pumping elements feeding a common injector; Fuel-injection apparatus having provisions for cutting-out pumps, pumping elements, or injectors; Fuel-injection apparatus having provisions for variably interconnecting pumping elements and injectors alternatively
    • F02M63/0225—Fuel-injection apparatus having a common rail feeding several injectors ; Means for varying pressure in common rails; Pumps feeding common rails
    • F02M63/0265—Pumps feeding common rails
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
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    • F02M59/02—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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • 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
    • F02M59/445—Selection of particular materials
    • 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
    • F04B1/0404—Details or component parts
    • F04B1/0408—Pistons
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05C—INDEXING SCHEME RELATING TO MATERIALS, MATERIAL PROPERTIES OR MATERIAL CHARACTERISTICS FOR MACHINES, ENGINES OR PUMPS OTHER THAN NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES
    • F05C2251/00—Material properties
    • F05C2251/02—Elasticity

Definitions

  • the invention relates to a high-pressure pump, in particular a radial or linear piston pump. Specifically, the invention relates to the field of fuel pumps for fuel injection systems of air-compressing, self-igniting internal combustion engines.
  • a high-pressure pump for a fuel injection device of an internal combustion engine has a multipart pump housing, in which at least one pump element is arranged.
  • the pump element comprises a driven by a drive shaft in a pumping motion pump piston which is slidably guided in a cylinder bore of a portion of the pump housing and defines a pump working space therein.
  • the pump piston is supported on the drive shaft via a hollow-cylindrical ram, wherein the ram is displaceably guided in a bore of a part of the pump housing in the direction of the longitudinal axis of the pump piston.
  • the pump chamber is filled with fuel through a fuel inlet channel with the inlet valve open, with the outlet valve is closed.
  • fuel is conveyed by the pump piston under high pressure through a fuel discharge channel with the exhaust valve open to a high-pressure accumulator, wherein the inlet valve is closed.
  • the high pressure pump according to the invention with the features of claim 1 has the advantage that a high efficiency is possible. Specifically, the increase in leakage of fuel from the pump working space can be prevented or at least reduced.
  • Young's modulus has a transverse strain number which is not less than 0.3. As a result, a negative radial deformation, in which the pump piston is radially compressed due to the pressure load, can be avoided. This can prevent excessive leakage. A leakage between the pump piston and the cylinder bore, in which the pump piston is guided, has the
  • the material of the pump piston along the axis of the cylinder bore has a smaller modulus of elasticity than perpendicular to the axis of the cylinder bore.
  • the material of the pump piston is a metallic or partially metallic material which is processed anisotropically.
  • the material of the pump piston is processed by at least one anisotropic rolling process and / or at least one anisotropic solidification process.
  • the material of the pump piston is a glass and / or carbon fiber material which is anisotropically reinforced by glass and / or carbon fibers.
  • Elastic modulus in the axial direction and in a direction perpendicular to the axial direction can be specified.
  • the size of the modulus of elasticity can be specified in the axial direction and in the radial direction.
  • the pump piston has an end face, that the end face of the pump piston in the cylinder bore limits the pump working space, and that the pump piston is configured such that when the end face of the pump piston is subjected to a high pressure prevailing in the pump work chamber, the pressure is at least substantially zero Radial deformation of the pump piston at least in the portion of the material having the anisotropic elastic modulus occurs.
  • the material of the pump piston which has an anisotropic elastic modulus, has a transverse strain number from a range of about 0.3 to about 0.6.
  • the pump piston has an end face, that the end face of the pump piston in the cylinder bore limits the pump working space and that the pump piston is designed such that when the end face of the pump piston is acted upon with a high pumping force.
  • a positive radial deformation of the pump piston at least in the portion of the material having the anisotropic elastic modulus occurs.
  • the material of the pump piston, which has an anisotropic elastic modulus has a transverse strain number that is greater than 0.5.
  • a positive radial deformation can be achieved in an advantageous manner, so that the increase in leakage with increasing pressure is further reduced or completely prevented.
  • an expansion of the cylinder bore in the region of the pump piston can be compensated in whole or in part by a positive radial expansion.
  • FIG. 1 shows a high pressure pump in a schematic, axial sectional view according to an embodiment of the invention.
  • FIG. 2 is a schematic representation of the section of the high-pressure pump of the exemplary embodiment of the invention designated by II in FIG. 1, illustrating a longitudinal load;
  • FIG. 2 is a schematic representation of the section of the high-pressure pump of the exemplary embodiment of the invention designated by II in FIG. 1, illustrating a longitudinal load;
  • FIG. 3 is a schematic representation of the detail shown in FIG. 2, which illustrates a transverse load
  • Fig. 4 shows the detail shown in Fig. 2 in a schematic representation illustrating a sum of the illustrated in Fig. 2 longitudinal load and the illustrated in Fig. 3 lateral load.
  • Fig. 1 shows a high pressure pump 1 in a schematic, axial sectional view according to an embodiment.
  • the high-pressure pump 1 can serve in particular as a radial or series piston pump for fuel injection systems of air-compressing, self-igniting internal combustion engines.
  • the high pressure pump 1 is suitable for a fuel injection system having a fuel rail that stores diesel fuel under high pressure.
  • the high-pressure pump 1 according to the invention is also suitable for other applications.
  • the high-pressure pump 1 has a multi-part housing 2.
  • the housing 2 consists of the housing parts 3, 4, 5, wherein the housing part 3 is a base body 3, the housing part 4 is a cylinder head 4 and the housing part 5 is a fixed to the base body 3 flange 5.
  • the high pressure pump 1 has a drive shaft 6, which is mounted on the one hand at a bearing point 7 in the housing part 2 and on the other hand at a bearing point 8 in the housing part 3. Between the bearings 7, 8, the drive shaft 6 has a cam 9.
  • the cam 9 may be configured as a single or multiple cam. Further, the term of the cam also includes a configuration of the cam 9 in which the drive shaft 6 has an eccentric portion or the like.
  • the housing part 3 of the high-pressure pump 1 has a guide bore 12, in which a pump assembly 13 is arranged.
  • the cam 9 is associated with the pump assembly 13.
  • Such pump assemblies may also be associated with the cam 9 and / or associated with one or more further cams corresponding to the cam 9.
  • a radial or reciprocating piston pump can thereby be realized.
  • the cylinder head 4 has a projection 14.
  • the projection 14 extends into the guide bore 12.
  • the projection 14 has a cylinder bore 15 in which a pump piston 16 along an axis 17 of the cylinder bore 15 is slidably guided.
  • the pump piston 16 can be moved back and forth along the axis 17 in the cylinder bore 15, as illustrated by the double arrow 18.
  • the piston 16 has an end face 19 which limits a pump working chamber 20 in the cylinder bore 15.
  • In the pump working chamber 20 performs a fuel passage 21, in which an inlet valve 22 is arranged.
  • fuel flows from the fuel channel 21 into the pump working chamber 20 via the inlet valve 22.
  • a fuel channel 23 is provided, in which an outlet valve 24 is arranged.
  • the pump assembly 13 has a roller 25 which is mounted in a roller shoe 26.
  • the roller shoe 26 is inserted into a substantially hollow cylindrical plunger body 27. Further, the plunger body 27 is connected to a disc-shaped driving element 28, which the pump piston 16 above a federal
  • a reciprocating motion of the pump piston 16 is achieved by a rotation of the drive shaft 6 with the cam 9 about a rotation axis 32 of the drive shaft 6, so that the promotion of fuel under high pressure to a fuel rail or the like on the Fuel channel 23 takes place.
  • the delivery stroke is thus located in the pump working chamber 20 under high pressure fuel.
  • the generation of the high pressure in the pump working chamber 20 is thus carried out during operation by means of the moving pump piston 16 which is guided very closely in the cylinder bore 15. Between the cylinder bore 15 and an outer side 35 of the pump piston 16 there is a certain guide gap.
  • the guide gap between the cylinder jacket-shaped outer side 35 of the pump piston 16 and the cylinder bore 15 is chosen so that on the one hand sufficient ease of the pump piston 16 is ensured and on the other hand leakage over the guide gap is as small as possible. By this given very narrow leadership low pressure leakage is specified.
  • a pressure-induced widening of the guide gap starting from the pump working space 20 along the cylinder bore 15 may occur.
  • the pump piston 16 of the high pressure pump 1 of the embodiment is formed of a material having an anisotropic elastic modulus.
  • leakage over the guide gap can be reduced.
  • an increase in the amount of leakage possible with increasing pressure in the pump working chamber 20 can be prevented or at least reduced.
  • an excessively large leakage can be prevented.
  • leakage creates a significant loss of energy, which can thus be reduced or prevented.
  • a high efficiency of the high-pressure pump 1 can be ensured even at high pressures to be generated.
  • FIG. 2 shows the detail of the pump piston 16 of the high-pressure pump 1 of the exemplary embodiment in FIG. 1 in a schematic representation, wherein a radial deformation URL is illustrated on the basis of a longitudinal load.
  • a pressure P which acts on the end face 19 of the pump piston 16.
  • the pump piston 16 thereby enters a
  • the pump piston 16 Shortening of the pump piston 16, that is, a change in length 36, on.
  • the pump piston 16 is cylindrical in this embodiment.
  • the pump piston 16 has in this case in the initial state, that is, without pressurization on the end face 19, a radius R.
  • the pump piston 16 is formed from a material which has an anisotropic modulus of elasticity.
  • a relatively small elasticity is predetermined along the axis 17, while in the radial direction, that is perpendicular to the axis 17, a relatively large elasticity is predetermined.
  • the modulus of elasticity is therefore relatively small along the axis 17 and relatively large in the radial direction.
  • the material of the pump piston 16 has a transverse strain number v, which is not smaller than 0.3. The ratio of a longitudinal strain to a transverse strain is thus greater than or equal to 0.3.
  • an anisotropically machined steel may have a transverse strain of 0.3.
  • This radial deformation URL due to the longitudinal load causes a certain expansion of the pump piston 16 along its axis 17, as illustrated in FIG. 2 by an interrupted line 37. It should be noted that in FIG. 2, only the radial deformation U RL is illustrated due to the longitudinal load, which does not occur in isolation in practice. For the radial deformation URL due to the longitudinal load, there is also a radial deformation URQ due to a transverse load, which is illustrated below with reference to FIG.
  • FIG. 3 shows the pump piston 16 shown in FIG. 2 in a partial, schematic representation, the radial deformation URQ being illustrated on the basis of the transverse load of the pump piston 16.
  • the application of the pump piston 16 is idealized on its outer side 35 without the action on its end face 19 shown.
  • On the outer side 35 of the pump piston 16 along the axis 17 is acted upon by the pressure in the guide gap between the pump piston 16 and the cylinder bore 15. In the area of the end face 19, this pressure is equal to the pressure P in the pump working chamber 20.
  • a direction 38 along the guide gap the pressure in the guide gap decreases continuously. This is shown in FIG.
  • FIG. 4 shows the detail of the pump piston 16 shown in Fig. 2 in a schematic representation for explaining the embodiment, the sum of the illustrated with reference to FIG. 2 Radialumformung U RL on the basis of longitudinal load and with reference to FIG. 3 illustrated radial deformation U R. Q is shown on the basis of lateral load. While FIGS. 2 and 3 thus show the isolated effects which serve to design the pump piston 16, the combined effect occurring in practice is illustrated in FIG.
  • the radial deformation U results from the sum of the radial deformation U RL due to longitudinal loading and the radial deformation U RQ due to transverse loading:
  • the radial deformation U is positive and large when the elasticity in the longitudinal direction E L becomes small, when the transverse strain number v becomes large and when the elasticity in the transverse direction E Q becomes large ,
  • the desired radial deformation U can be predetermined.
  • the high-pressure pump 1 of the exemplary embodiment is also suitable for generating very high pressures in the pump working chamber 20.
  • the pump piston 16 may be formed, for example, of a metallic material.
  • targeted rolling and solidification methods can be used to achieve an anisotropic modulus of elasticity in the pump piston 16.
  • a difference between the modulus of elasticity in the longitudinal direction E L , that is to say along the axis 17, and the modulus of elasticity in the transverse direction E Q , that is to say in the direction of travel, is specifically determined. tion of the radius R, given.
  • the deformation 36 under pressure along the axis 17 of the pump piston 16 becomes large, the material of the material of the pump piston 16 preferably deviating in the transverse direction, that is to say in the radial direction, due to the large transverse strain number v. while the pump piston 16 is constricted only very slightly due to the pressure load on its outer side 35 because of the high modulus of elasticity in the transverse direction E Q.
  • a deformation of the pump piston 16 can be specified under pressure load targeted.

Abstract

Eine Hochdruckpumpe (1 ), die insbesondere als Radial- oder Reihenkolbenpumpe für Brennstoffeinspritzanlagen von luftverdichtenden, selbstzündenden Brennkraftmaschinen dient, weist eine Pumpenbaugruppe (13) und eine Antriebswelle (6) auf. Dabei umfasst die Pumpenbaugruppe (13) einen in einer Zylinderbohrung (15) entlang einer Achse (17) der Zylinderbohrung (15) geführten Pumpenkolben (16), der von der Antriebswelle (6) antreibbar ist. Ferner begrenzt eine Stirnfläche (19) des Pumpenkolbens (16) in der Zylinderbohrung (15) einen Pumpenarbeitsraum (20). Der Pumpenkolben (16) ist aus einem Werkstoff gebildet, der einen anisotropen Elastizitätsmodul aufweist. Hierdurch kann bei einem hohen Druck im Pumpenarbeitsraum (20), der eine Aufdehnung der Zylinderbohrung (15) bedingt, eine Radialverformung des Pumpenkolbens (16) erzielt werden, die die Aufdehnung der Zylinderbohrung (15) kompensiert.

Description

Beschreibung
Titel Hochdruckpumpe
Stand der Technik
Die Erfindung betrifft eine Hochdruckpumpe, insbesondere eine Radial- oder Reihenkolbenpumpe. Speziell betrifft die Erfindung das Gebiet der Brennstoffpumpen für Brennstoffeinspritzanlagen von luftverdichtenden, selbstzündenden Brennkraftmaschi- nen.
Aus der DE 10 2005 046 670 A1 ist eine Hochdruckpumpe für eine Brennstoffeinspritzeinrichtung einer Brennkraftmaschine bekannt. Die bekannte Hochdruckpumpe weist ein mehrteiliges Pumpengehäuse auf, in dem wenigstens ein Pumpenelement angeordnet ist. Das Pumpenelement umfasst einen durch eine Antriebswelle in einer Pumpbewegung angetriebenen Pumpenkolben, der in einer Zylinderbohrung eines Teils des Pumpengehäuses verschiebbar geführt ist und in dieser einen Pumpenarbeitsraum begrenzt. Der Pumpenkolben stützt sich über einen hohlzylinderförmigen Stößel an der Antriebswelle ab, wobei der Stößel in einer Bohrung eines Teils des Pumpengehäuses in Richtung der Längsachse des Pumpenkolbens verschiebbar geführt ist. Beim Saughub des Pumpenkolbens, bei dem sich dieser radial nach innen bewegt, wird der Pumpenarbeitsraum durch einen Kraftstoffzulaufkanal bei geöffnetem Einlassventil mit Brennstoff befüllt, wobei das Auslassventil geschlossen ist. Beim Förderhub des Pumpenkolbens, bei dem sich dieser radial nach außen bewegt, wird durch den Pumpenkolben Brennstoff unter Hochdruck durch einen Kraftstoffablaufkanal bei geöffnetem Auslassventil zu einem Hochdruckspeicher gefördert, wobei das Einlassventil geschlossen ist.
Die aus der DE 10 2005 046 670 A1 bekannte Hochdruckpumpe hat den Nachteil, dass es im Betrieb auf Grund des Hochdrucks im Pumpenarbeitsraum zu einer Leckage über die Führung des Pumpenkolbens kommt. Hierbei kommt es zu Verformungen des Pumpenkolbens und einer Zylinderbohrung, in der der Pumpenkolben geführt ist, wodurch es zu einer Aufweitung der Führung und somit einer zunehmenden Leckage bei steigendem Hochdruck kommt.
Offenbarung der Erfindung
Die erfindungsgemäße Hochdruckpumpe mit den Merkmalen des Anspruchs 1 hat den Vorteil, dass ein hoher Wirkungsgrad ermöglicht ist. Speziell kann die Zunahme einer Leckage von Brennstoff aus dem Pumpenarbeitsraum verhindert oder zumindest ver- ringert werden.
Durch die in den Unteransprüchen aufgeführten Maßnahmen sind vorteilhafte Weiterbildungen der im Anspruch 1 angegebenen Hochdruckpumpe möglich.
Vorteilhaft ist es, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens, der einen aniosotropen
Elastizitätsmodul aufweist, eine Querdehnungszahl aufweist, die nicht kleiner als 0,3 ist. Dadurch kann eine negative Radialverformung, bei der der Pumpenkolben auf Grund der Druckbelastung radial zusammengedrückt wird, vermieden werden. Dadurch kann eine übermäßige Leckage verhindert werden. Eine Leckage zwischen dem Pumpenkolben und der Zylinderbohrung, in der der Pumpenkolben geführt ist, hat den
Nachteil, dass es zu Wirkungsgradverlusten kommt, die mit zunehmendem Druck im Pumpenarbeitsraum ansteigen. Dadurch ist auch der Anwendungsbereich im Hinblick auf relativ hohe Drücke begrenzt. Durch die Verringerung der Leckage kann zum einen der Wirkungsgrad gesteigert werden. Zum anderen kann der Anwendungsbereich hin zu größeren von der Hochdruckpumpe erzeugbaren Drücken vergrößert werden.
Vorteilhaft ist es, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens entlang der Achse der Zylinderbohrung einen kleineren Elastizitätsmodul aufweist als senkrecht zu der Achse der Zylinderbohrung. Dadurch kommt es mit ansteigendem Druck im Pumpenarbeitsraum zu einer Verkürzung des Pumpenkolbens entlang der Achse der Zylinderbohrung und zu einer radialen Ausdehnung, das heißt zu einer positiven Radialverformung, des Pumpenkolbens in Bezug auf eine stirnseitige Beaufschlagung des Pumpenkolbens. Ferner tritt eine radiale Beaufschlagung des Pumpenkolbens durch den unter hohem Druck stehenden Brennstoff in einem Spalt zwischen der Zylinderbohrung und dem Pumpenkolben auf. Diese Beaufschlagung wirkt der positiven Radialverformung des Pumpenkolbens entgegen. Je nach Ausgestaltung des Pumpenkolbens kann die sich effektiv ergebende Radialverformung vorzugsweise etwa gleich Null oder größer als Null sein. Hierdurch kann auch eine gegebenenfalls auftretende Aufweitung der Zylinderbohrung im Bereich des Pumpenkolbens kompensiert werden.
Vorteilhaft ist es, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens ein metallischer oder teilmetallischer Werkstoff ist, der anisotrop bearbeitet ist. Hierbei ist es ferner vorteilhaft, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens durch zumindest ein anisotropes Walzverfahren und/oder zumindest ein anisotropes Verfestigungsverfahren bearbeitet ist. Somit kann gezielt eine anisotrope Ausgestaltung des Werkstoffs im Hinblick auf die axiale Aus- dehnung des Pumpenkolbens und eine radiale Ausdehnung des Pumpenkolbens, die senkrecht zu der axialen Ausdehnung des Pumpenkolbens ist, erfolgen.
Vorteilhaft ist es auch, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens ein Glas- und/oder Carbonfaserwerkstoff ist, der durch Glas- und/oder Carbonfasern anisotrop verstärkt ist. Hierdurch kann in vorteilhafter Weise eine gezielte Richtungsabhängigkeit des
Elastizitätsmoduls in axialer Richtung und in einer Richtung senkrecht zu der axialen Richtung vorgegeben werden. Außerdem kann die Größe des Elastizitätsmoduls in axialer Richtung und in radialer Richtung gezielt vorgegeben werden.
Vorteilhaft ist es, dass der Pumpenkolben eine Stirnfläche aufweist, dass die Stirnfläche des Pumpenkolbens in der Zylinderbohrung den Pumpenarbeitsraum begrenzt und dass der Pumpenkolben so ausgestaltet ist, dass bei einer Beaufschlagung der Stirnfläche des Pumpenkolbens mit einem hohen im Pumpenarbeitsraum herrschenden Druck eine zumindest im Wesentlichen verschwindende Radialverformung des Pum- penkolbens zumindest im Abschnitt des Werkstoffs, der den anisotropen Elastizitätsmodul aufweist, auftritt. Hierbei ist es ferner vorteilhaft, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens, der einen anisotropen Elastizitätsmodul aufweist, eine Querdehnungszahl aus einem Bereich von etwa 0,3 bis etwa 0,6 aufweist. Hierdurch kann in vorteilhafter Weise eine zumindest im Wesentlichen verschwindende Radialverformung des Pum- penkolbens erzielt werden, so dass ein Anstieg einer Leckage mit zunehmendem Druck im Pumpenarbeitsraum verringert ist.
Vorteilhaft ist es allerdings auch, dass der Pumpenkolben eine Stirnfläche aufweist, dass die Stirnfläche des Pumpenkolbens in der Zylinderbohrung den Pumpenarbeits- räum begrenzt und dass der Pumpenkolben so ausgestaltet ist, dass bei einer Beaufschlagung der Stirnfläche des Pumpenkolbens mit einem hohen im Pumpenarbeits- - A -
raum herrschenden Druck eine positive Radialverformung des Pumpenkolbens zumindest im Abschnitt des Werkstoffs, der den anisotropen Elastizitätsmodul aufweist, auftritt. Hierbei ist es ferner vorteilhaft, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens, der einen anisotropen Elastizitätsmodul aufweist, eine Querdehnungszahl aufweist, die größer als 0,5 ist. Dadurch kann in vorteilhafter Weise eine positive Radialverformung erzielt werden, so dass der Anstieg einer Leckage mit zunehmendem Druck weiter verringert oder ganz verhindert ist. Hierbei kann gegebenenfalls eine Aufdehnung der Zylinderbohrung im Bereich des Pumpenkolbens durch eine positive Radialdehnung ganz oder teilweise ausgeglichen werden.
Bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der nachfolgenden Beschreibung anhand der beigefügten Zeichnungen, in denen sich entsprechende Elemente mit übereinstimmenden Bezugszeichen versehen sind, näher erläutert. Es zeigt:
Fig. 1 eine Hochdruckpumpe in einer schematischen, axialen Schnittdarstellung entsprechend einem Ausführungsbeispiel der Erfindung;
Fig. 2 den in Fig. 1 mit Il bezeichneten Ausschnitt der Hochdruckpumpe des Ausführungsbeispiels der Erfindung in einer schematischen Darstellung, die eine Längsbelas- tung veranschaulicht;
Fig. 3 den in Fig. 2 dargestellten Ausschnitt in einer schematischen Darstellung, die eine Querbelastung veranschaulicht; und
Fig. 4 den in Fig. 2 dargestellten Ausschnitt in einer schematischen Darstellung, die eine Summe aus der in Fig. 2 veranschaulichten Längsbelastung und der in Fig. 3 veranschaulichten Querbelastung darstellt.
Fig. 1 zeigt eine Hochdruckpumpe 1 in einer schematischen, axialen Schnittdarstellung entsprechend einem Ausführungsbeispiel. Die Hochdruckpumpe 1 kann insbesondere als Radial- oder Reihenkolbenpumpe für Brennstoffeinspritzanlagen von luftverdichtenden, selbstzündenden Brennkraftmaschinen dienen. Speziell eignet sich die Hochdruckpumpe 1 für eine Brennstoffeinspritzanlage mit einer Brennstoffverteilerleiste, die Dieselbrennstoff unter hohem Druck speichert. Die erfindungsgemäße Hochdruckpum- pe 1 eignet sich jedoch auch für andere Anwendungsfälle. Die Hochdruckpumpe 1 weist ein mehrteiliges Gehäuse 2 auf. In diesem Ausführungsbeispiel besteht das Gehäuse 2 aus den Gehäuseteilen 3, 4, 5, wobei das Gehäuseteil 3 einen Grundkörper 3, das Gehäuseteil 4 einen Zylinderkopf 4 und das Gehäuseteil 5 einen an dem Grundkörper 3 befestigten Flansch 5 darstellt.
Die Hochdruckpumpe 1 weist eine Antriebswelle 6 auf, die einerseits an einer Lagerstelle 7 in dem Gehäuseteil 2 und andererseits an einer Lagerstelle 8 in dem Gehäuseteil 3 gelagert ist. Zwischen den Lagerstellen 7, 8 weist die Antriebswelle 6 einen Nocken 9 auf. Der Nocken 9 kann als Ein- oder Mehrfachnocken ausgestaltet sein. Ferner fällt unter den Begriff des Nockens auch eine Ausgestaltung des Nockens 9, bei der die Antriebswelle 6 einen exzentrischen Abschnitt oder dergleichen aufweist.
Das Gehäuseteil 3 der Hochdruckpumpe 1 weist eine Führungsbohrung 12 auf, in der eine Pumpenbaugruppe 13 angeordnet ist. Der Nocken 9 ist der Pumpenbaugruppe 13 zugeordnet. Je nach Ausgestaltung der Hochdruckpumpe 1 können auch mehrere Pumpenbaugruppen vorgesehen sein, die entsprechend der Pumpenbaugruppe 13 ausgestaltet sind. Solche Pumpenbaugruppen können ebenfalls dem Nocken 9 zugeordnet sein und/oder einem oder mehreren weiteren, dem Nocken 9 entsprechenden Nocken zugeordnet sein. Je nach Ausgestaltung kann dadurch eine Radial- oder Rei- henkolbenpumpe verwirklicht werden.
Der Zylinderkopf 4 weist einen Ansatz 14 auf. Der Ansatz 14 erstreckt sich in die Führungsbohrung 12. Der Ansatz 14 weist eine Zylinderbohrung 15 auf, in der ein Pumpenkolben 16 entlang einer Achse 17 der Zylinderbohrung 15 verschiebbar geführt ist. Der Pumpenkolben 16 kann dabei entlang der Achse 17 in der Zylinderbohrung 15 hin und herbewegt werden, wie es durch den Doppelpfeil 18 veranschaulicht ist. Der Kolben 16 weist eine Stirnfläche 19 auf, die einen Pumpenarbeitsraum 20 in der Zylinderbohrung 15 begrenzt. In den Pumpenarbeitsraum 20 führt ein Brennstoffkanal 21 , in dem ein Einlassventil 22 angeordnet ist. Bei einem Saughub des Pumpenkolbens 16 strömt über das Einlassventil 22 Brennstoff aus dem Brennstoffkanal 21 in den Pumpenarbeitsraum 20. Außerdem ist ein Brennstoffkanal 23 vorgesehen, in dem ein Auslassventil 24 angeordnet ist. Bei einem Förderhub des Pumpenkolbens 16 wird unter hohem Druck stehender Brennstoff aus dem Pumpenarbeitsraum 20 über das Auslassventil 24 in den Brennstoffkanal 23 gefördert. Der Brennstoffkanal 23 ist beispiels- weise mit einer Brennstoffverteilerleiste verbunden. Dadurch kann unter hohem Druck stehender Brennstoff solch einer Brennstoffverteilerleiste zugeführt werden. Die Pumpenbaugruppe 13 weist eine Rolle 25 auf, die in einem Rollenschuh 26 gelagert ist. Der Rollenschuh 26 ist dabei in einen im Wesentlichen hohlzylinderförmigen Stößelkörper 27 eingesetzt. Ferner ist der Stößelkörper 27 mit einem scheibenförmigen Mitnahmeelement 28 verbunden, das den Pumpenkolben 16 oberhalb eines Bundes
29 umgreift. Dadurch ist der Pumpenkolben 16 über seinen Bund 29 in Anlage mit dem Rollenschuh 26 gehalten. Hierbei ist eine Stößelfeder 30 vorgesehen, die auf den Stößelkörper 27 und das Mitnahmeelement 28 einwirkt und somit den Stößelkörper 27 zusammen mit dem Pumpenkolben 16 in Richtung auf die Rolle 25 mit einer gewissen Federkraft beaufschlagt. Dadurch liegen der Pumpenkolben 16 mit seinem Bund 29, der Rollenschuh 26, die Rolle 25 und eine Lauffläche 31 des Nockens 9 jeweils aneinander an, wobei diese gegenseitige Anlage auch bei hohen Drehzahlen der Hochdruckpumpe 1 gewährleistet ist.
Im Betrieb der Hochdruckpumpe 1 wird durch eine Rotation der Antriebswelle 6 mit dem Nocken 9 um eine Drehachse 32 der Antriebswelle 6 eine Hin- und Herbewegung des Pumpenkolbens 16 erzielt, so dass die Förderung von unter hohem Druck stehenden Brennstoff zu einer Brennstoffverteilerleiste oder dergleichen über den Brennstoffkanal 23 erfolgt. Während des Förderhubs befindet sich somit im Pumpenarbeitsraum 20 unter hohem Druck stehender Brennstoff.
Die Erzeugung des Hochdrucks im Pumpenarbeitsraum 20 erfolgt im Betrieb somit mittels des bewegten Pumpenkolbens 16, der in der Zylinderbohrung 15 sehr eng geführt ist. Zwischen der Zylinderbohrung 15 und einer Außenseite 35 des Pumpenkolbens 16 besteht ein gewisser Führungsspalt. Der Führungsspalt zwischen der zylindermantel- förmigen Außenseite 35 des Pumpenkolbens 16 und der Zylinderbohrung 15 ist so gewählt, dass einerseits eine ausreichende Leichtgängigkeit des Pumpenkolbens 16 gewährleistet ist und andererseits eine Leckage über den Führungsspalt möglichst klein ist. Durch die hierbei gegebene sehr enge Führung ist eine geringe Hochdruckleckage vorgegeben. Allerdings besteht das Problem, dass auf Grund des in einem weiten Bereich variierenden Drucks im Pumpenarbeitsraum 20 eine druckbedingte Aufweitung des Führungsspalts ausgehend von dem Pumpenarbeitsraum 20 entlang der Zylinderbohrung 15 auftreten kann. Hierbei kann zum einen durch eine Beaufschlagung des Führungsspalts der Ansatz 14 des Zylinderkopfes 4 im Bereich der Zylinderbohrung 15 aufgeweitet werden. Zum anderen kann der Pumpenkolben 16 an seiner Außenseite 35 beaufschlagt und entsprechend etwas zusammengedrückt werden. Der Pumpen- kolben 16 der Hochdruckpumpe 1 des Ausführungsbeispiels ist aus einem Werkstoff gebildet, der einen anisotropen Elastizitätsmodul aufweist. Dadurch kann eine Leckage über den Führungsspalt verringert werden. Speziell kann eine mit steigendem Druck im Pumpenarbeitsraum 20 mögliche Zunahme der Leckagemenge verhindert oder zumin- dest verringert werden. Hierdurch kann speziell bei sehr hohen Drücken im Pumpenarbeitsraum 20 eine übermäßig große Leckage verhindert werden. Durch eine bei sehr hohen Drücken im Pumpenarbeitsraum 20 auftretende Leckage entsteht ein erheblicher Energieverlust, der somit verringert oder verhindert werden kann. Dadurch kann ein hoher Wirkungsgrad der Hochdruckpumpe 1 auch bei hohen zu erzeugenden Drü- cken gewährleistet werden.
Die Ausgestaltung des Pumpenkolbens 16 der Hochdruckpumpe 1 des Ausführungsbeispiels ist im Folgenden unter Bezugnahme auf die Fig. 2 bis 4 im weiteren Detail beschrieben.
Fig. 2 zeigt den in Fig. 1 mit Il bezeichneten Ausschnitt des Pumpenkolbens 16 der Hochdruckpumpe 1 des Ausführungsbeispiels in einer schematischen Darstellung, wobei eine Radialverformung URL auf Grund einer Längsbelastung veranschaulicht ist. Im Pumpenarbeitsraum 20 herrscht ein Druck P, der auf die Stirnfläche 19 des Pumpen- kolbens 16 einwirkt. Entlang der Achse 17 des Pumpenkolbens 16 tritt dadurch eine
Verkürzung des Pumpenkolbens 16, das heißt eine Längenänderung 36, auf. Der Pumpenkolben 16 ist in diesem Ausführungsbeispiel zylinderförmig ausgestaltet. Der Pumpenkolben 16 weist hierbei im Ausgangszustand, das heißt ohne Druckbeaufschlagung an der Stirnfläche 19, einen Radius R auf. Der Pumpenkolben 16 ist aus ei- nem Werkstoff gebildet, der einen anisotropen Elastizitätsmodul aufweist. Hierbei ist entlang der Achse 17 eine relativ kleine Elastizität vorgegeben, während in radialer Richtung, das heißt senkrecht zur Achse 17, eine relativ große Elastizität vorgegeben ist. Der Elastizitätsmodul ist daher entlang der Achse 17 relativ klein und in radialer Richtung relativ groß. Außerdem weist der Werkstoff des Pumpenkolbens 16 eine Querdehnungszahl v auf, die nicht kleiner als 0,3 ist. Das Verhältnis einer Längsdehnung zu einer Querdehnung ist somit größer oder gleich 0,3. Beispielsweise kann ein anisotrop bearbeiteter Stahl eine Querdehnungszahl von 0,3 aufweisen.
Die Radialumformung URL auf Grund der Längsbelastung ergibt sich aus dem Produkt aus der Querdehnungszahl v, dem Radius R des Pumpenkolbens 16 und dem Quotienten aus dem Druck P und dem Elastizitätsmodul in Längsrichtung EL: (1 ) URL = v-R-P/EL.
Diese Radialverformung URL auf Grund der Längsbelastung bedingt eine gewisse Auf- weitung des Pumpenkolbens 16 entlang seiner Achse 17, wie es in der Fig. 2 durch eine unterbrochen dargestellte Linie 37 veranschaulicht ist. Hierbei ist anzumerken, dass in der Fig. 2 nur die Radialumformung URL auf Grund der Längsbelastung veranschaulicht ist, die in der Praxis nicht isoliert auftritt. Zu der Radialumformung URL auf Grund der Längsbelastung kommt noch eine Radialumformung URQ auf Grund einer Querbe- lastung, die im Folgenden anhand der Fig. 3 veranschaulicht ist.
Fig. 3 zeigt den in Fig. 2 dargestellten Pumpenkolben 16 in einer auszugsweisen, schematischen Darstellung, wobei die Radialumformung URQ auf Grund Querbelastung des Pumpenkolbens 16 veranschaulicht ist. In der Fig. 3 wird die Beaufschlagung des Pumpenkolbens 16 an seiner Außenseite 35 idealisiert ohne die Beaufschlagung an seiner Stirnfläche 19 dargestellt. An der Außenseite 35 wird der Pumpenkolben 16 entlang der Achse 17 durch den Druck im Führungsspalt zwischen dem Pumpenkolben 16 und der Zylinderbohrung 15 beaufschlagt. Im Bereich der Stirnfläche 19 ist dieser Druck gleich dem Druck P im Pumpenarbeitsraum 20. In einer Richtung 38 entlang des Führungsspalts nimmt der Druck im Führungsspalt kontinuierlich ab. Dies ist in der Fig.
3 durch unterschiedlich lange Pfeile, die auf die Außenseite 35 des Pumpenkolbens 16 zeigen, veranschaulicht. Durch den Druck im Führungsspalt wird der Pumpenkolben 16 radial zusammengedrückt, so dass die Radialumformung URQ auftritt, die in der Fig. 3 durch eine unterbrochen dargestellte Linie 39 veranschaulicht ist. Zur Vereinfachung kann in nullter Näherung davon ausgegangen werden, dass der Druck im Führungsspalt in einem an die Stirnfläche 19 angrenzenden Abschnitt 40 des Pumpenkolbens 16 gleich dem Druck P im Pumpenarbeitsraum 20 ist. Die Radialverformung URQ im Abschnitt 40 ergibt sich dann als Produkt aus einer Differenz mit einem Minuend, der gleich der Querdehnungszahl v ist, und einem Subtrahend, der gleich der Zahl 1 ist, dem Druck P im Pumpenarbeitsraum 20 und einem Quotienten mit einem Dividend, der gleich dem Radius R des Pumpenkolbens 16 ist und einem Divisor, der gleich der Elastizität in Querrichtung EQ ist. Der Radius R ist hierbei der Radius R des Pumpenkolbens 16 im Ausgangszustand. Somit ergibt sich:
(2) URQ = (V-1 )-P-R/EQ. Fig. 4 zeigt den in Fig. 2 gezeigten Ausschnitt des Pumpenkolbens 16 in einer schematischen Darstellung zur Erläuterung des Ausführungsbeispiels, wobei die Summe aus der anhand der Fig. 2 veranschaulichten Radialumformung URL auf Grund Längsbelastung und der anhand Fig. 3 veranschaulichten Radialumformung URQ auf Grund Quer- belastung dargestellt ist. Während in den Fig. 2 und 3 somit die isolierten Effekte dargestellt sind, die zur Auslegung des Pumpenkolbens 16 dienen, ist in der Fig. 4 der in der Praxis auftretende kombinierte Effekt veranschaulicht. Die Radialumformung U ergibt sich aus der Summe der Radialumformung URL auf Grund Längsbelastung und der Radialumformung URQ auf Grund Querbelastung:
Hierbei tritt auch eine Verkürzung des Pumpenkolbens 16, das heißt eine Längenänderung 36, auf. Für die Radialverformung U auf Grund Längs- und Querbelastung ergibt sich mit den Formeln (1 ) und (2) somit:
(4) U = P-R-(v/EL+(v-1 )/EQ).
Durch Erweiterung der Formel (4) mit einem Quotienten, dessen Dividend und Divisor jeweils gleich der Elastizität in Längsrichtung EL sind und der deshalb gleich 1 ist, ergibt sich:
(5) U = P-R-(vEQ + VEL - ELX(EL-EQ).
Aus der Formel (4) beziehungsweise der Formel (5) ergibt sich, dass die Radialverformung U positiv und groß ist, wenn die Elastizität in Längsrichtung EL klein wird, wenn die Querdehnungszahl v groß wird und wenn die Elastizität in Querrichtung EQ groß wird. Somit kann durch eine Ausgestaltung des Pumpenkolbens 16 mit vorgegebener Variation des Elastizitätsmoduls die gewünschte Radialverformung U vorgegeben wer- den.
Ein Sonderfall ergibt sich, wenn der Elastizitätsmodul in Längsrichtung EL gleich dem Elastizitätsmodul in Querrichtung EQ ist. Dann gilt:
(6) U = P-R-(2-v-1 )/E, wobei E den Elastizitätsmodul bezeichnet, der in Längs- und Querrichtung gleich groß ist. In diesem Sonderfall wird die Radialverformung U positiv, wenn die Querdehnungs- zahl v größer als 0,5 ist. Durch einen weiteren Anstieg der Querdehnungszahl V kann die Radialverformung U weiter vergrößert werden.
Somit kann durch eine Vorgabe, bei der der Elastizitätsmodul in Querrichtung EQ größer ist als der Elastizitätsmodul in Längsrichtung EL und/oder eine Vorgabe, bei der die Querdehnungszahl v größer als 0,5 ist, eine positive und große Radialverformung U erzielt werden. Hierbei ist es auch möglich, dass die Eigenschaften des Werkstoffs des Pumpenkolbens 16 entlang der Achse 17 in der Richtung 38 variiert werden, um eine
Anpassung an den ebenfalls entlang der Achse 17 variierenden Druck im Führungsspalt zu erzielen.
Durch eine positive Radialverformung U, das heißt durch eine Radialverformung U, die mit zunehmendem Druck P im Pumpenarbeitsraum 20 zunimmt, wie es sich aus den Formel (4) und (5) ergibt, kann somit auch eine gewisse Aufweitung der Zylinderbohrung 15 des Ansatzes 14 bei zunehmendem Druck ganz oder teilweise kompensiert werden. Somit kann eine unerwünschte Zunahme der Leckage über den Führungsspalt verringert oder verhindert werden. Speziell kann eine im Betrieb auftretende Leckage auch bei hohen Drücken im Pumpenarbeitsraum 20 auf relativ niedrige Werte begrenzt werden. Dadurch ist die Hochdruckpumpe 1 des Ausführungsbeispiels auch zur Erzeugung sehr hoher Drücke im Pumpenarbeitsraum 20 geeignet.
Anhand der Fig. 4 ist eine Ausgestaltung veranschaulicht, bei der die Radialverformung U positiv ist. In Abhängigkeit vom jeweiligen Anwendungsfall ist es allerdings auch möglich, den Pumpenkolben 16 so auszulegen, dass dieser bei dem erreichten hohen Druck P im Pumpenarbeitsraum eine zylindrische Form annimmt beziehungsweise beibehält. Dies ist speziell bei Ausgestaltungen von Vorteil, bei denen sich die Zylinderbohrung 15 nicht oder nur geringfügig mit zunehmendem Druck P im Pumpenar- beitsraum 20 aufweitet.
Der Pumpenkolben 16 kann beispielsweise aus einem metallischen Werkstoff gebildet sein. Hierbei können gezielte Walz- und Verfestigungsverfahren eingesetzt werden, um einen anisotropen Elastizitätsmodul im Pumpenkolben 16 zu erzielen. Hierbei wird spe- ziell ein Unterschied zwischen dem Elastizitätsmodul in Längsrichtung EL, das heißt entlang der Achse 17, und dem Elastizitätsmodul in Querrichtung EQ, das heißt in Rieh- tung des Radiuses R, vorgegeben. Ferner ist es möglich, den Pumpenkolben 16 aus Glasfaser- und/oder Carbonfaserwerkstoffen herzustellen, wobei die Glas- und/oder Carbonfasern anisotrop, insbesondere mit größerem Anteil in radialer Richtung, in dem Pumpenkolben 16 angeordnet sind. Durch den relativ kleinen Elastizitätsmodul in Längsrichtung EL wird die Verformung 36 unter Druck entlang der Achse 17 des Pumpenkolbens 16 groß, wobei das Material des Werkstoffs des Pumpenkolbens 16 auf Grund der großen Querdehnungszahl v bevorzugt in Querrichtung, das heißt in radialer Richtung, ausweicht, während der Pumpenkolben 16 auf Grund der Druckbelastung an seiner Außenseite 35 wegen des hohen Elastizitätsmoduls in Querrichtung EQ nur sehr gering eingeschnürt wird.
Durch eine variable Gestaltung des Elastizitätsmoduls in Längs- und Querrichtung kann eine Verformung des Pumpenkolbens 16 unter Druckbelastung gezielt vorgegeben werden.
Die Erfindung ist nicht auf die beschriebenen Ausführungsbeispiele beschränkt.

Claims

Ansprüche
1. Hochdruckpumpe (1 ), insbesondere Radial- oder Reihenkolbenpumpe für Brennstoffeinspritzanlagen von luftverdichtenden, selbstzündenden Brennkraftmaschinen, mit zumindest einer Pumpenbaugruppe (13) und einer Antriebswelle (6), wobei die Pumpenbaugruppe (13) einen in einer Zylinderbohrung (15) entlang einer Achse (17) der Zylinderbohrung (15) geführten Pumpenkolben aufweist, der von der Antriebswelle (6) antreibbar ist, und wobei der Pumpenkolben (16) in der Zylinderbohrung (15) einen Pumpenarbeitsraum (20) begrenzt, dadurch gekennzeichnet, dass der Pumpenkolben (16) zumindest abschnittsweise aus einem Werkstoff gebildet ist, der einen anisotropen Elastizitätsmodul aufweist.
2. Hochdruckpumpe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens (16), der einen anisotropen Elastizitätsmodul aufweist, eine Querdehnungszahl aufweist, die nicht kleiner 0,3 ist.
3. Hochdruckpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens (16) einen Elastizitätsmodul aufweist, der entlang der Achse (14) der Zylinderbohrung (15) kleiner ist als senkrecht zu der Achse (14) der Zylinderbohrung (15).
4. Hochdruckpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens (16) ein metallischer oder teilmetallischer Werkstoff ist, der anisotrop bearbeitet ist.
5. Hochdruckpumpe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens (16) durch zumindest ein anisotropes Walzverfahren und/oder ein zumindest ein anisotropes Verfestigungsverfahren bearbeitet ist.
6. Hochdruckpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens (16) ein Glas- und/oder Carbonfaserwerkstoff ist, der durch Glas- und/oder Carbonfasern anisotrop verstärkt ist.
7. Hochdruckpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Pumpenkolben (16) eine Stirnfläche (19) aufweist, dass die Stirnfläche (19) des Pumpenkolbens (16) in der Zylinderbohrung (15) einen Pumpenarbeitsraum (20) begrenzt und dass der Pumpenkolben (16) so ausgestaltet ist, dass bei einer Beaufschlagung der Stirnfläche (19) des Pumpenkolbens (16) mit einem hohen im Pumpen- arbeitsraum (20) herrschenden Druck eine zumindest im Wesentlichen verschwindende Radialverformung des Pumpenkolbens (16) zumindest im Abschnitts des Werkstoffs, der den anisotropen Elastizitätsmodul aufweist, auftritt.
8. Hochdruckpumpe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens (16), der einen anisotropen Elastizitätsmodul aufweist, eine Querdehnungszahl aus einem Bereich von etwa 0,3 bis etwa 0,5 aufweist.
9. Hochdruckpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Pumpenkolben (16) eine Stirnfläche (19) aufweist, dass die Stirnfläche (19) des Pumpenkolbens (16) in der Zylinderbohrung (15) im Pumpenarbeitsraum (20) begrenzt ist und dass der Pumpenkolben (16) so ausgestaltet ist, dass bei einer Beauf- schlagung der Stirnfläche (19) des Pumpenkolbens (16) mit einem hohen im Pumpenarbeitsraum (20) herrschenden Druck eine positive Radialverformung des Pumpenkolbens (16) zumindest im Abschnitt des Werkstoffs, der den anisotropen Elastizitätsmodul aufweist, auftritt.
10. Hochdruckpumpe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Werkstoff des Pumpenkolbens (16), der einen anisotropen Elastizitätsmodul aufweist, eine Querdehnungszahl aufweist, die größer als 0,5 ist.
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