【技術分野】
【０００１】
本発明は、特許請求の範囲における請求項１の前文の特徴を有する高圧供給ポンプに関する。
【背景技術】
【０００２】
ピストンの往復運動によって作動するこのタイプの高圧供給ポンプは、特に、燃料噴射システム、例えばコモンレールシステムにおける噴射圧力を発生させるために使用される。一般的なタイプの高圧供給ポンプは、特許文献１に開示されている。
【特許文献１】
欧州特許出願公開第1058001号明細書
【０００３】
一般的なタイプの高圧供給ポンプは、高圧シリンダすなわちプランジャシリンダ、及び、その内部で移動可能な円筒状の吐出ピストンすなわちプランジャピストンを有し、プランジャピストンの往復運動によって、高圧シリンダ内の吐出室の容積が変化する。プランジャピストンの充填ストローク中、吐出室は、満油弁を介して、吐出媒体のリザーバ室に連通され、これによって、吐出媒体で往復運動容積が増大する吐出室に吐出媒体が充填される。その後の吐出ストローク中、満油弁が閉じられて、圧力弁が開き、その結果として、吐出室が高圧室、例えばコモンレールに連通されるまで、吐出室の圧力が上昇する。
【０００４】
プランジャピストンは、偏心軸に取付けられ、回転リングが回転可能に取付けられた偏心輪を有する偏心ドライブによって駆動される。回転リングは、その慣性モーメントを減少させるため、キャンバが付けられた外周面を有している。偏心輪の回転中、吐出ピストンは、偏心軸に向ってプリテンションがかけられ、吐出ピストンの端部に設けられたプレート状の延長部を回転リングに押付ける。作動中、回転リングは、そこで前後に回転して、偏心軸の回転毎に回転方向が２回変化する。このような高圧ポンプの構造及び機能は、特許文献１に説明されており、その開示内容は、この引用によって本出願の内容に明確に含まれる。
【０００５】
上述のタイプの高圧供給ポンプにおいて、特に、これらがディーゼル燃料噴射システムに使用されるとき、材料への荷重は、回転リングと吐出ピストンとの間で互いに接触するこれらの部品において増大する。その結果として、そのようなポンプによって達成可能な吐出圧力が制限され、また、関連する要素は、大きな寸法に設計される必要がある。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
このため、本発明の目的は、上述の問題を解消する高圧吐出ポンプを提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
この目的は、請求項１の前文の特徴を有する一般的なタイプの高圧供給ポンプによって達成される。
【０００８】
本発明に従った高圧吐出ポンプにおいて、回転リングと吐出ピストン（プランジャ）との間のヘルツ表面応力は、公知の高圧供給ポンプに比して相当に減少される。これは、プレート状のばね要素によって、回転リングのキャンバへの荷重依存の適応性が生じるためであり、回転リングと吐出ピストンによって移動するばね要素との間の接触表面は、荷重が大きくなったとき、大きくなって、回転リングとばね要素との間、及び、後者と吐出ピストンとの間でも、非常に高圧な吐出圧力でさえ、ヘルツ表面応力を許容限度内に保つ。
【０００９】
本発明に従った高圧供給ポンプの好ましい実施形態は、特許請求の範囲の従属項において与えられる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１０】
本発明は、図示された実施形態を用いて、更に詳細に説明される。
【００１１】
図１及び図２は、吐出ピストン１４（プランジャピストンともいう）が縦軸１４´の方向に往復運動する高圧シリンダ１２（プランジャシリンダともいう）が収容されたハウジング１０を有する高圧供給ポンプの縦断面を示す。高圧シリンダ１２は、ハウジング１０とバルブハウジング１６との間のフランジ状延長部でクランプされている。バルブハウジング１６は、ねじ付ボルト１７によって、ハウジング１０にねじ止めされている。バルブハウジング１６に、入口バルブ１８及び出口バルブ２０が設けられている。入口バルブ１８は、吐出される媒体の貯留容器への通路２２を開閉し、出口バルブ２０は、高圧容器への通路２４を開閉する。内燃機関用高圧燃料噴射システムの場合、ディーゼル又はガソリン等の燃料は、貯留容器内にあり、高圧容器は、例えばコモンレールである。
【００１２】
更に、吐出ピストン１４の偏心ドライブ２６は、高圧供給ポンプのハウジング１０に配置されている。この偏心ドライブ２６は、駆動軸２８を有しており、この駆動軸は、矢印の方向に連続的に駆動され、また、一般的に公知の方法で、ハウジング１０及び後部を閉じるカバー３２に、ベアリング（図示せず）によって取付けられて、回転軸３０について自由に回転することができる。支点３４、３４´間で駆動軸２８は、偏心ジャーナル３６を支持し、この偏心ジャーナル３６は、駆動軸２８の回転軸３０に対して偏心して配置されて、その中心軸３８が回転軸３０に平行に延びている。回転リング４０は、偏心ジャーナル３６に、これに対して回転可能に取付けられている。回転リング４０の半径方向外側表面４２は、キャンバが付けられており、換言すると、凸面形状となっている。
【００１３】
高圧シリンダ１２の円筒形状の貫通孔４４に、吐出ピストン１４が摺動シールによって変位可能に案内されている。駆動軸２８に面したその端部領域は、バケットタペット４６に係合し、このバケットタペット４６の底部４８が、きのこ状又はプレート状の延長部５２の前端部５０に当接する。バケットタペット４６の底部４８は、他端部で回転リング４０に当接する。ここで、参照符号５４は、回転リング４０とバケットタペット４６との間の接触点すなわち接触面積を示す。吐出ピストン１４は、圧縮スプリング５６によって、回転リング４０に向かう方向にプリテンションがかけられており、圧縮スプリング５６は、一端部が高圧シリンダ１２に支持され、他端部が延長部５２に支持されている。
【００１４】
バケットタペット４６の外側表面５８は、ハウジング１０に、長手方向、したがって吐出ピストン１４の移動方向に、摺動可能に案内されている。駆動軸２８及び回転リング４０からバケットタペット４６にかかる横力は、このバケットタペット４６によって減衰されて、吐出ピストン１４に伝達されないか、ほんの僅かな程度だけ伝達される。
【００１５】
吐出媒体を圧縮して吐出するため、吐出ピストン１４は、偏心ドライブ２６及び圧縮スプリング５６によって上下に移動される。吐出ピストン１４が充填ストローク中に下方へ移動したとき、吐出室６０は、入口バルブ１８を通った吐出媒体で満たされる。その後の吐出ストローク中に、吐出ピストン１４が上方に移動されたとき、入口バルブ１８が閉じて、吐出室６０の圧力が上昇して、出口バルブ２０が開き、その結果、吐出室６０が高圧容器（コモンレール）に連通する。この過程で、吐出媒体は、高圧容器に供給される。
【００１６】
図３は、図１及び図２を拡大して、吐出ピストン１４、圧縮スプリング５６、バケットタペット４６、回転リング４０、及び、偏心ジャーナル３６を有して矢印の方向に駆動される駆動軸２８の部分を示している。
【００１７】
バケットタペット４６は、好ましくは、硬化ローラベアリング鋼で製造される。バケットタペット４６のプレート状の底部４８は、無荷重状態では平坦で、ばね性を有しており、一側で回転リング４０のキャンバが付けられた外側表面４２と相互作用し、他側で吐出ピストン１４の凹面状に形成された前端部５０と相互作用するばね要素６２として機能する。吐出ピストン１４の端部にある凹所６４は、例えば、球面状カップ又は円環面の周方向表面の一部のように形成することができる。吐出ピストン１４の前端部５０は、凹所６４の周囲に平坦な環状表面６６を有しており、この環状表面６６は、無荷重又は軽荷重状態において底部４８に当接し、また、凹所６４の形状に応じて、円形リング、楕円又は他の形状に形成することができる。
【００１８】
吐出ピストン１４の縦軸１４´は、凹所６４すなわち環状表面６６に対して、及び、バケットタペット４６に対して、中心を通るようにすべきである。更に、軸１４´は、好ましくは、駆動軸２８の回転軸３０に垂直に広がる平面内を通り、該平面は、接触面積５４の中心を通って広がっている。
【００１９】
ばね要素として作用するバケットタペット４６の底部４８は、荷重がより大きくなったとき、先ず、底部４８と回転リング４０との間の接触面積５４が拡大され、次いで、底部４８が吐出ピストン１４に当接する面積が拡大されるように、吐出ピストン１４の荷重に関係して、凹所６４へ撓み込む。その結果、関係する部品のヘルツ表面応力が、高圧供給ポンプの長期の耐用年数を可能にする限度以内に保たれる。底部４８は、好ましくは、規定の荷重で吐出ピストン１４の凹所６４に全面積が当接するような寸法とされる。
【００２０】
図４及び図５に示される実施形態では、図１乃至図３に示される実施形態と比して吐出ピストン１４のみが異なる。作用は、上記と同様である。このため、吐出ピストン１４の詳細のみが説明されている。
【００２１】
図４及び図５に示される吐出ピストン１４は、その端部領域が半球状に形成されて、回転リング４０に対向し、略円筒状のアダプタ７０が着座するシャフト６８を有する。バケットタペット４６の底部４８と相互作用するアダプタ７０の前端部５０は、図３に従った吐出ピストン１４の場合と同様に形成されている。シャフト６８の端部領域を収容するための凹部７２は、前記端部領域と反対形状に形成され、球状表面に隣接する円筒状部分に周方向溝７４を有している。シャフト６８には、対応する周方向溝７６が設けられている。特に図５に見られるように、溝７４及び周方向溝７６によって形成される環状室の円形中心線に、その軸が接する直線状の貫通孔７８がアダプタ７０に貫通されている。ばね鋼ワイヤ８０から形成された緊締要素の一部分が貫通孔７８に挿通され、この緊締要素の他の部分がアダプタ７０の周りに延びて、これを緊締する。この方法では、アダプタ７０は、球面によって制限された可動性をもってシャフト６８に取付けられる。これは、吐出ピストン１４に軸力のみを作用させ、曲げ力を作用させないようにすることを可能にする。
【００２２】
圧縮スプリング５６は、２つの半フランジ８４の周りに係合して、その部分が後方で支持されたフランジリング８２に支持されている。半フランジ８４のビード８６は、シャフト６８の周方向溝に係合し、これらの半フランジ８４は、これによって前記シャフト６８に軸方向に取付けられている。
【００２３】
本発明に従った高圧供給ポンプの図６に示される実施形態は、図３に従ったものと非常に似ており、バルブボディ１４（吐出ピストン）の前端部５０が平坦に形成され、バケットタペット４６の底部４８が凹面状に形成され、その結果、吐出ピストン１４に面した側に凹部６４´が形成されている。ここでも、吐出ピストン１４は、無荷重状態及び軽荷重状態で、底部４８に環状表面６６で当接し、バケットタペット４６のばね要素６２として作用する。作動方法は、他の実施形態に関する以上の説明と同様である。
【００２４】
図６に示す実施形態では、吐出ピストン１４は、図３又は図４に示されるのと同様に形成することができる。
【００２５】
環状表面６６と凹所６４´との間の変化は、ばね要素６２のばね特性に応じて、それ自身の望ましい形状となって、荷重が増大したとき、ばね要素が吐出ピストンに当接する面積が連続的に拡大される。
【００２６】
凹所６４´は、少なくともばね要素６２のほぼ全面積が凹所６４´に当接したとき、ばね要素６２が回転リング４０に、少なくとも回転リング４０のほぼ全幅にわたって当接するように、回転リング４０のキャンバに合致することができる。
【図面の簡単な説明】
【００２７】
【図１】本発明に従った高圧供給ポンプを示す図２のI-I線に沿った縦断面図である。
【図２】図１に示される高圧供給ポンプを示す図１のII-II線に沿った縦断面図である。
【図３】前端が凹面状に形成されてバケットタペットに当接する吐出ピストンを有し、バケットタペットの他端部が駆動軸の回転リングと相互作用する図１及び図２に示される高圧供給ポンプの一部の部分断面を示す図である。
【図４】吐出ピストンのシャフトに移動可能に取付けられたアダプタヘッドを有する本発明に従った高圧供給ポンプの他の実施形態を図３と同様に示す図である。
【図５】図４に示される実施形態のV-V線に沿った横断面を示す図である。
【図６】吐出ピストンの前端部が平坦な形状でバケットタペットが凹面状の凹部を有する更なる実施形態を図３と同様に示す図である。【Technical field】
[0001]
The invention relates to a high-pressure supply pump having the features of the preamble of claim 1 in the claims.
[Background Art]
[0002]
High pressure supply pumps of this type, which are operated by reciprocating pistons, are used in particular for generating injection pressure in fuel injection systems, for example common rail systems. A common type of high pressure supply pump is disclosed in US Pat.
[Patent Document 1]
European Patent Application Publication No. 1058001 specification [0003]
A common type of high pressure feed pump has a high pressure cylinder or plunger cylinder, and a cylindrical discharge piston or plunger piston movable within it, and the reciprocating motion of the plunger piston causes the discharge chamber in the high pressure cylinder to move. The volume changes. During the filling stroke of the plunger piston, the discharge chamber communicates with the reservoir chamber of the discharge medium via the oil-filling valve, whereby the discharge medium is filled with the discharge medium whose reciprocating motion volume increases. During the subsequent discharge stroke, the oil fill valve is closed and the pressure valve is opened, resulting in an increase in the pressure in the discharge chamber until the discharge chamber communicates with a high pressure chamber, for example, a common rail.
[0004]
The plunger piston is mounted on an eccentric shaft and is driven by an eccentric drive having an eccentric ring on which a rotating ring is rotatably mounted. The rotating ring has a cambered outer peripheral surface to reduce its moment of inertia. During rotation of the eccentric, the discharge piston is pretensioned toward the eccentric axis, pressing a plate-like extension provided at the end of the discharge piston against the rotating ring. In operation, the rotating ring rotates back and forth there, changing the direction of rotation twice for each rotation of the eccentric shaft. The structure and function of such a high-pressure pump is described in U.S. Pat. No. 6,037,098, the disclosure of which is expressly incorporated into the present application by this citation.
[0005]
In high pressure feed pumps of the type described above, especially when they are used in diesel fuel injection systems, the load on the material is increased in those parts that come into contact with each other between the rotating ring and the discharge piston. As a result, the discharge pressure achievable by such pumps is limited, and the associated elements need to be designed with large dimensions.
DISCLOSURE OF THE INVENTION
[Problems to be solved by the invention]
[0006]
Therefore, an object of the present invention is to provide a high-pressure discharge pump that solves the above-mentioned problems.
[Means for Solving the Problems]
[0007]
This object is achieved by a high-pressure feed pump of the general type having the features of the preamble of claim 1.
[0008]
In the high-pressure discharge pump according to the invention, the Hertzian surface stress between the rotating ring and the discharge piston (plunger) is considerably reduced compared to known high-pressure supply pumps. This is because the plate-shaped spring element gives rise to a load-dependent adaptation of the rotating ring to the camber, and the contact surface between the rotating ring and the spring element moved by the discharge piston has a higher load. Sometimes it grows to keep the Hertzian surface stress within acceptable limits, even at very high discharge pressures, between the rotating ring and the spring element and between the latter and the discharge piston.
[0009]
Preferred embodiments of the high-pressure supply pump according to the invention are given in the dependent claims.
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
[0010]
The invention will be explained in more detail using the illustrated embodiment.
[0011]
1 and 2 show a longitudinal section of a high-pressure supply pump having a housing 10 in which a high-pressure cylinder 12 (also called a plunger cylinder) in which a discharge piston 14 (also called a plunger piston) reciprocates in the direction of a longitudinal axis 14 'is accommodated. Is shown. The high pressure cylinder 12 is clamped at a flange-like extension between the housing 10 and the valve housing 16. The valve housing 16 is screwed to the housing 10 by a bolt 17 with a screw. An inlet valve 18 and an outlet valve 20 are provided in the valve housing 16. The inlet valve 18 opens and closes a passage 22 for the discharged medium to the storage container, and the outlet valve 20 opens and closes a passage 24 to the high-pressure container. In the case of a high-pressure fuel injection system for an internal combustion engine, fuel such as diesel or gasoline is in a storage container, and the high-pressure container is, for example, a common rail.
[0012]
Furthermore, the eccentric drive 26 of the discharge piston 14 is located in the housing 10 of the high-pressure supply pump. The eccentric drive 26 has a drive shaft 28 which is continuously driven in the direction of the arrow and which, in a generally known manner, is provided on a cover 32 closing the housing 10 and the rear. Attached by a bearing (not shown), it can rotate freely about the rotating shaft 30. The drive shaft 28 supports an eccentric journal 36 between the fulcrums 34, 34 ′. The eccentric journal 36 is arranged eccentrically with respect to the rotation shaft 30 of the drive shaft 28, and its central axis 38 is Extend in parallel. The rotating ring 40 is rotatably mounted on the eccentric journal 36 relative thereto. The radially outer surface 42 of the rotating ring 40 is cambered, in other words, has a convex shape.
[0013]
The discharge piston 14 is guided by a sliding seal in a cylindrical through hole 44 of the high-pressure cylinder 12 so as to be displaceable. Its end region facing the drive shaft 28 engages a bucket tappet 46, the bottom 48 of which abuts a front end 50 of a mushroom-like or plate-like extension 52. The bottom 48 of the bucket tappet 46 abuts on the rotating ring 40 at the other end. Here, reference numeral 54 indicates a contact point, that is, a contact area between the rotating ring 40 and the bucket tappet 46. The discharge piston 14 is pretensioned in the direction toward the rotating ring 40 by a compression spring 56, and one end of the compression spring 56 is supported by the high-pressure cylinder 12 and the other end is supported by the extension 52. ing.
[0014]
The outer surface 58 of the bucket tappet 46 is slidably guided in the housing 10 in the longitudinal direction and thus in the direction of movement of the discharge piston 14. The lateral force on the bucket tappet 46 from the drive shaft 28 and the rotating ring 40 is attenuated by the bucket tappet 46 and is not transmitted to the discharge piston 14 or is transmitted only to a small extent.
[0015]
In order to compress and discharge the discharge medium, the discharge piston 14 is moved up and down by the eccentric drive 26 and the compression spring 56. When the discharge piston 14 moves down during the filling stroke, the discharge chamber 60 is filled with the discharge medium through the inlet valve 18. When the discharge piston 14 is moved upward during a subsequent discharge stroke, the inlet valve 18 closes, the pressure in the discharge chamber 60 increases, and the outlet valve 20 opens, so that the discharge chamber 60 (Common rail). In this process, the discharge medium is supplied to the high-pressure container.
[0016]
FIG. 3 is an enlarged view of FIGS. 1 and 2 showing the drive shaft 28 having the discharge piston 14, the compression spring 56, the bucket tappet 46, the rotating ring 40, and the eccentric journal 36 and driven in the direction of the arrow. The part is shown.
[0017]
Bucket tappet 46 is preferably made of hardened roller bearing steel. The plate-like bottom 48 of the bucket tappet 46 is flat and resilient under no load, interacts on one side with the cambered outer surface 42 of the rotating ring 40 and discharges on the other side. It functions as a spring element 62 that interacts with the concave front end 50 of the piston 14. The recess 64 at the end of the discharge piston 14 can be formed, for example, as a part of a spherical cup or a circumferential surface of an annular surface. The front end 50 of the discharge piston 14 has a flat annular surface 66 around a recess 64 that abuts the bottom 48 under no load or light load conditions and that the recess 64 Can be formed in a circular ring, an ellipse or other shapes, depending on the shape of the ring.
[0018]
The longitudinal axis 14 'of the discharge piston 14 should be centered with respect to the recess 64 or annular surface 66 and with respect to the bucket tappet 46. Furthermore, the axis 14 ′ preferably runs in a plane extending perpendicular to the axis of rotation 30 of the drive shaft 28, which plane extends through the center of the contact area 54.
[0019]
The bottom 48 of the bucket tappet 46 acting as a spring element, when the load becomes larger, first increases the contact area 54 between the bottom 48 and the rotating ring 40, and then the bottom 48 hits the discharge piston 14. It flexes into the recess 64 in relation to the load of the discharge piston 14 so that the contact area is enlarged. As a result, the Hertzian surface stresses of the components involved are kept within limits that allow for a long service life of the high pressure feed pump. The bottom 48 is preferably dimensioned such that the entire area abuts the recess 64 of the discharge piston 14 with a prescribed load.
[0020]
The embodiment shown in FIGS. 4 and 5 differs from the embodiment shown in FIGS. 1 to 3 only in the discharge piston 14. The operation is the same as described above. For this reason, only the details of the discharge piston 14 are described.
[0021]
The discharge piston 14 shown in FIGS. 4 and 5 has a shaft 68 whose end region is formed in a hemispherical shape, faces the rotating ring 40, and in which a substantially cylindrical adapter 70 is seated. The front end 50 of the adapter 70 which interacts with the bottom 48 of the bucket tappet 46 is formed as in the case of the discharge piston 14 according to FIG. A recess 72 for accommodating an end region of the shaft 68 is formed in a shape opposite to the end region and has a circumferential groove 74 in a cylindrical portion adjacent to the spherical surface. The shaft 68 is provided with a corresponding circumferential groove 76. As shown in FIG. 5 in particular, a straight through-hole 78 whose axis is in contact with the circular center line of the annular chamber formed by the groove 74 and the circumferential groove 76 is passed through the adapter 70. A portion of the tightening element formed from spring steel wire 80 is inserted through through hole 78, and another portion of the tightening element extends around adapter 70 to tighten it. In this manner, the adapter 70 is mounted on the shaft 68 with mobility limited by the spherical surface. This makes it possible to apply only an axial force to the discharge piston 14 and not to apply a bending force.
[0022]
The compression spring 56 engages around two half-flanges 84, the portion of which is supported by a rear-supported flange ring 82. The beads 86 of the half-flanges 84 engage in circumferential grooves of the shaft 68, which are thereby mounted axially on said shaft 68.
[0023]
The embodiment shown in FIG. 6 of the high-pressure supply pump according to the invention is very similar to that according to FIG. 3, in which the front end 50 of the valve body 14 (discharge piston) is formed flat and the bucket tappet The bottom 48 of 46 is formed concave, resulting in a recess 64 ′ on the side facing the discharge piston 14. Again, the discharge piston 14 abuts the bottom 48 with an annular surface 66 in the unloaded and lightly loaded states and acts as a spring element 62 of the bucket tappet 46. The method of operation is the same as described above for the other embodiments.
[0024]
In the embodiment shown in FIG. 6, the discharge piston 14 can be formed in a manner similar to that shown in FIG. 3 or FIG.
[0025]
The change between the annular surface 66 and the recess 64 ′, depending on the spring characteristics of the spring element 62, will take on its own desired shape, and as the load increases, the area of contact of the spring element with the discharge piston will increase. It is continuously enlarged.
[0026]
The recess 64 ′ is configured so that the spring element 62 abuts the rotating ring 40 at least over substantially the entire width of the rotating ring 40 when at least substantially the entire area of the spring element 62 abuts the recess 64 ′. Can be matched to the camber.
[Brief description of the drawings]
[0027]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view taken along the line II of FIG. 2 showing a high-pressure supply pump according to the present invention.
FIG. 2 is a longitudinal sectional view showing the high-pressure supply pump shown in FIG. 1, taken along the line II-II of FIG.
FIG. 3 shows a high-pressure supply pump according to FIGS. 1 and 2 with a discharge piston having a concave front end and abutting against a bucket tappet, the other end of which interacts with a rotating ring of a drive shaft. FIG. 4 is a view showing a partial cross section of a part of FIG.
4 shows another embodiment of the high-pressure supply pump according to the invention having an adapter head movably mounted on the shaft of the discharge piston, similar to FIG. 3;
FIG. 5 shows a cross section along the line VV of the embodiment shown in FIG. 4;
6 shows a further embodiment, similar to FIG. 3, of a further embodiment in which the front end of the discharge piston is flat and the bucket tappet has a concave recess.