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WO1995029324A1 - Motorbremse für eine mehrzylindrige brennkraftmaschine - Google Patents

Motorbremse für eine mehrzylindrige brennkraftmaschine Download PDF

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Publication number
WO1995029324A1
WO1995029324A1 PCT/EP1995/001557 EP9501557W WO9529324A1 WO 1995029324 A1 WO1995029324 A1 WO 1995029324A1 EP 9501557 W EP9501557 W EP 9501557W WO 9529324 A1 WO9529324 A1 WO 9529324A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
pressure
distributor
housing part
brake according
low
Prior art date
Application number
PCT/EP1995/001557
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Egon Eisenbacher
Frank Pawellek
Manfred Unger
Original Assignee
Mannesmann Rexroth Gmbh
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mannesmann Rexroth Gmbh filed Critical Mannesmann Rexroth Gmbh
Priority to BR9507535A priority Critical patent/BR9507535A/pt
Priority to JP7527365A priority patent/JPH09512317A/ja
Priority to US08/727,442 priority patent/US5697336A/en
Publication of WO1995029324A1 publication Critical patent/WO1995029324A1/de

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/04—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B1/0404—Details or component parts
    • F04B1/0421—Cylinders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L13/00—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations
    • F01L13/06—Modifications of valve-gear to facilitate reversing, braking, starting, changing compression ratio, or other specific operations for braking
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/04—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B1/053—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement with actuating or actuated elements at the inner ends of the cylinders

Definitions

  • the invention is based on an engine brake, which is provided for a multi-cylinder internal combustion engine, in which a decompression valve can be actuated outside the extension stroke, in particular at the end of the compression stroke of a working piston by pressurizing hydraulic pistons, and which features from the preamble of claim 1.
  • Such an engine brake is known from DE 41 38 447 AI.
  • the radial piston pump used there as a pressure medium source has a rotor which can be driven by the internal combustion engine and in which several radial pistons are arranged and guided radially. Each radial piston is supported radially on the outside on a housing-fixed lifting element with a stroke curve from which a reciprocating stroke movement is impressed when the rotor rotates.
  • a distributor device is accommodated in the form of a single distributor disk, which is connected to the rotor in a manner that prevents it from rotating.
  • the pump For pressurizing and relieving the pressure on the hydraulic pistons of the decompression valves, the pump has control outputs which are axially opposite the distributor disk and are alternately connected to a high-pressure area and to a low-pressure area of the pump when the rotor rotates.
  • the known motor brake also includes a valve, via which the high-pressure area can be connected directly to the low-pressure area of the pump when there is no braking, so that no high pressure builds up.
  • the pump is then only dragged along by the internal combustion engine, the drag power however exceeding the desired level because of the externally supported radial pistons and because of the size and weight of the rotor.
  • the rotor is quite complex and accordingly expensive to manufacture.
  • the invention is therefore based on the object of further developing the radial piston pump of an engine brake with the features from the preamble of claim 1 in such a way that it requires only a low drag power outside of braking operation and that it can be produced in a more cost-effective manner.
  • an engine brake which has the features from the preamble of claim 1, in that this engine brake is additionally equipped with the features from the characterizing part of claim 1.
  • the radial pistons of the pump are supported on the inside, so that due to the small lever arm, even with a mere sliding movement between the lifting element and the radial pistons, the section modulus generated by the frictional force and thus the necessary drag power are only low.
  • the rotor is reduced to the drive shaft and the eccentric moved by it and is therefore very easy to manufacture.
  • the pressure medium is not to be transferred into the rotor or out of the rotor either in low pressure or in high pressure.
  • the pump housing has a first housing part with the at least one radial piston and a space for the eccentric and a second housing part with the control outputs.
  • the reverse support of the radial pistons and the associated possibility of simplifying the rotor and reducing the drag power is achieved in that the distributor device now has two sealed distributor disks which can be axially displaced relative to one another. A first of these two distributor disks can be pressed onto the first housing part and thereby separates a first pressure area within the first housing part from a second pressure area between the two housing parts.
  • the second distributor disk can be pressed axially onto the second housing part and connects a control output in this second housing part to only one of the two pressure ranges. Of course, it also separates the two pressure areas.
  • the distributor disks can only be pressed onto the housing parts indirectly in the sense that there is still a part, for example another, held on the housing part between a distributor disk and the respective housing part Disc or a ring is located, in particular to get a cheap material pairing.
  • the pressure range within the first housing part is the low pressure range and the pressure range between the two housing parts is the high pressure range.
  • This is particularly advantageous because the passage of the drive shaft through the pump housing can then be sealed without great difficulty and because the pressure and suction valve can easily be assigned locally to the various pressure ranges.
  • the distributor disks In order to be able to fulfill their sealing function, tolerances in the axial distance between the two housing parts from one another and wear are compensated for by the distributor disks.
  • the two distributor disks can be moved axially relative to one another in a sealed manner. Sealed here means that the high-pressure region and the low-pressure region are not connected to one another by gaps between the panes.
  • the tight contact with the housing parts and the seal between the distributor disks is expediently obtained according to claim 4 in that the two distributor disks are telescopically guided into one another or in a third part and that a radial sealing ring is arranged between two telescopically guided parts.
  • the pressure is the same in the low-pressure area and in the high-pressure area, and it is not necessary, or even disadvantageous, for the distributor disks to be firmly attached to the respective housing part, since power would be lost and increased wear would occur.
  • the distributor disks In braking mode, on the other hand, should lie tightly against the housing parts. According to claim 6, both are achieved in a simple manner in that the distributor disks are hydraulically separated from the high pressure against the first housing part or the second housing part be pressed. In braking mode, high pressure prevails in one pressure area and the distributor disks are pressed against the housing parts with great force. In normal operation the high pressure is missing and therefore the corresponding force.
  • the distributor disks also assume a defined position on the respective housing part in normal operation and the pressure surfaces to be acted upon by the high pressure are already a small distance apart from one another in order for the high pressure to take effect, according to claim 9 between the two distributor disks. axially pushing them apart, at least one spring element arranged. There are preferably a plurality of spring elements which have the same angular spacings from one another.
  • the corresponding control line is connected to the high pressure area via the second distributor disc.
  • the second distributor disk has a low-pressure control groove in its end face facing the control outputs, which is connected to the high-pressure area and a high-pressure control groove which is connected to the high-pressure area. So that the second distributor disc in the vicinity of the high-pressure control groove does not lift off the second housing part and pressure medium cannot flow directly from the high-pressure region to the low-pressure region, there is a pressure field that can be acted upon with high pressure in the region axially behind the high-pressure control groove on the other side of the second distributor disc.
  • connection between the recess in the second distributor disk and the first pressure region is advantageously allowed to pass through this blind bore by: sees the bottom of the blind bore with an opening.
  • the blind hole and the opening can be made in a single step.
  • the lubricating oil of the internal combustion engine can be used as pressure medium for the actuation of the decompression valves, which is conveyed by a lubricating oil pump into various oil circuits, including the motor brake pump.
  • a pressure control valve can be used to set a low pressure of, for example, 1.5 bar in its low pressure range.
  • the low-pressure feed channel can lead through the first housing part into the low-pressure region located within this housing part.
  • the second housing part has to be accessible from the outside anyway because of the control lines connected to the control outputs and therefore the pump has to be mounted accordingly on the internal combustion engine, it seems more favorable if the low-pressure feed duct according to claim 15 through the second housing ⁇ part leads. It is arranged in such a way that it opens into the recess connected to the first pressure region on the end face of the second distributor disk facing the control outputs, so that pressure medium can get from the feed channel into the low-pressure area within the first housing part.
  • the distributor disks are made of a steel and are provided with a sliding coating at least on the surface sections on which they abut the housing part. Without an additional coating, a good wear behavior is obtained by training according to claim 17.
  • the claim 20 relates to the fact that a feather key, with which the distributor device is connected to the output shaft in a rotationally secure manner, also axially secures a thrust washer of an eccentric ring.
  • Claim 21 specifies an advantageous design of the end face of the second distributor disk facing the second housing part with regard to how the control outputs can be connected in a simple manner to the low-pressure area and the high-pressure area.
  • Claim 22 specifies a favorable arrangement of the distributor device in the pump housing.
  • the first housing part projects into the pot-shaped second housing part, rests with an outer flange on an essentially annular end face of the second housing part and is centered on the second housing part with a centering collar adjoining the outer flange on the inside.
  • a centering collar adjoining the outer flange on the inside.
  • the low pressure area can be equip damper. It is advantageous to integrate this low-pressure pulsation damper in the first housing part. Then it is located near the suction area. In addition, it does not take up space in the second housing part, in which the control outputs are located and to which the control valve for regulating the low pressure and a pressure limiting valve can also be installed or attached. Finally, the relief of one side of the damper to the tank is easy to do.
  • pressure pulsations occur in particular, which are in a frequency range from approximately 200 to 1000 Hz. These pressure pulsations are primarily due to the chopping of a pressure limiting valve, with which the pressure in the high pressure range is set, and to pressure surges resulting from the alternating connection of the control outputs with high pressure and low pressure.
  • a damping piston of the low-pressure pulsation damper is acted against the low pressure by a compression spring which is very strong and therefore has a large spring constant.
  • the damping piston is therefore acted upon by the low pressure and counter to the force of the first compression spring by a second compression spring, the spring constant of which is substantially smaller than the spring constant of the first compression spring.
  • This second compression spring ensures that the damping piston of the low-pressure pulsation damper always rests against the first compression spring with a minimum force that is subject to only slight fluctuations due to the small spring constant of the second compression spring.
  • the low-pressure area of the pump of an engine brake is connected to a low-pressure pulsation damper, the damping piston of which is relieved to a tank on its rear side facing away from the low-pressure area.
  • the low-pressure area is connected to the tank via a flushing oil line with an outlet throttle.
  • An oil flow continuously flows back from the low pressure area to the tank via the flushing oil line. The oil drains away heat from the pump.
  • the flushing oil line with a flow restrictor also helps to dampen pressure pulsations.
  • the discharge throttle is now formed according to claim 29, including the damping piston of the low-pressure pulsation damper.
  • It is preferably a bore in the damping piston or an annular gap between the damping piston and another part. It can also be formed by a notch on the outside in the damping piston or in a part in which the damping piston is guided. It also applies to this embodiment that it is advantageous regardless of the specific design of the pump and the distributor device of the engine brake.
  • a motor brake according to the invention with an internal support for the radial pistons, it is easily possible to make the output shaft accessible from two opposite sides of the pump housing and, as stated in claim 32, via the drive shaft To drive auxiliary unit of a motor vehicle, in particular a fuel pump.
  • This auxiliary unit is expediently attached directly to the pump housing.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through the first embodiment, in which the distributor device has two distributor disks which are surrounded by a ring in which they are guided telescopically
  • FIG. 2 shows a plan view of the end face of the second distributor disk facing the control outputs of a second embodiment, in which 3 shows a section along the line III-III from FIG. 2
  • FIG. 4 shows a plan view of the end face of the first distributor disk of the second exemplary embodiment facing away from the second distributor disk
  • FIG. 5 shows a section along the line V-V from FIG. 4
  • FIG. 6 shows a partial section axially through a third embodiment in the area of the distributor disks
  • FIG. 7 shows a section of a fourth embodiment in the area of its low-pressure pulsation damper
  • FIG. 8 shows a section of a fifth exemplary embodiment in which the drive shaft is connected to the pump housing
  • Engine brake mounted fuel pump can be driven.
  • the radial piston pump 10 according to FIG. 1 belonging to a motor brake has a two-part pump housing 11 with a first housing part 12 and a second housing part 13. Both housing parts are cup-shaped with a pot jacket 14 or 15 and a pot bottom 16 or 17 and inserted into one another in opposite positions.
  • the pot casing 14 of the first housing part 12 is substantially smaller in cross section than the cavity surrounded by the pot casing 15 of the second housing part, so that the first housing part 12 into the second housing part 13. fits.
  • the pot bottom 16 of the first housing part 12 continues outwards in a centering collar 18, which is radially overhanged by an outer flange 19, with which the first housing part 12 is centered by the centering point 18, which directly adjoins the outer flange 19 at the top Edge 20 of the second housing part 13 rests. Above the centering collar 18 there is a distance everywhere between the first housing part 12 and the second housing part 13 and there is a relatively large space 21.
  • a plurality of lugs 22 are formed on the outside of the cup shell 14 of the first housing part 12, through which stepped bores 23 pass from the outside into the cavity 24 surrounded by the cup shell 14 of the first housing part 12.
  • a cylinder housing 25 is screwed into each bore 23, in the bottom of which there is a pressure valve 26 and which receives a radial piston 27 which is designed as a hollow piston and has a radially inner base in which a suction channel 28 which opens into the cavity 24 runs and on which there is a suction valve 29.
  • a helical compression spring 31 accommodated in the displacement chamber 30 enclosed by the cylinder housing 25 and the radial piston 27 is clamped between the radial piston 27 and the cylinder housing 25 and acts on the radial piston 27 in a radially inward direction.
  • a drive shaft 37 of the pump is rotatably mounted with a first bearing section 38 in a continuous bearing bore in the bottom 16 of the first housing part 12 and with a second bearing section 39 in a blind hole 36 in the bottom 17 of the second housing part 13.
  • a gearwheel 41 is secured against rotation, via which the drive shaft 37 can be driven by the internal combustion engine of a motor vehicle at half the speed of the internal combustion engine.
  • the drive shaft 37 has an eccentric 42 on which an eccentric ring 43 is rotatably mounted.
  • the radial pistons 27 are on the compression springs 31 Eccentric ring 43 pressed.
  • a low-pressure feed channel 44 leads through the second housing part 13, into which lubricating oil is conveyed as a pressure medium by a lubricating oil pump, not shown, of a motor vehicle.
  • the feed channel 44 starts from a connection 45 and is largely formed by a bore 46 which extends radially to the drive shaft 37 in the bottom 17 of the second housing part 13 and extends to the blind bore receiving the bearing section 39 of the drive shaft 37.
  • the bore 46 is crossed by an axial bore 47, which is at a short distance from the blind bore 36 and, like the latter, is open towards the inside.
  • axial bore 47 Radially further outward than the axial bore 47 there are further axial bores 48 which are open towards the inside in the bottom 17 of the second housing part 13 and which are all at the same distance from the axis of the blind bore 36 and thus from the drive shaft 37 and are at the same angular distance from one another.
  • the axial bores 48 form control outputs of the pump 10 and are connected to control connections 49, to which lines leading to the actuating elements of the decompression valves can be connected.
  • a pressure reducing valve 50 is installed in the feed channel 44 and, after its exit, that is to say in the bore 46, maintains a low feed pressure of, for example, 1.5 bar.
  • the pressure reducing valve returns oil into the oil pan of the internal combustion engine via a bore 51 in the pot jacket 15 of the second housing part 13.
  • the bore 51 passes under a seal 52 inserted into an annular groove on the outside of the pot casing 15 and reaches the outside at the end face 20 of the pot casing 15.
  • the flange 19 has a small recess in the region of the bore 51 in order not to hinder the outflow of oil.
  • a feather key 59 distributor device 60 connected to the output shaft so that it cannot rotate, which has a first distributor disk 61, a second distributor disk 62 and a ring 63 surrounding the two distributor disks on the outside like a sleeve.
  • the first distributor disk 61 is located close to the first housing part 12 and the second distributor disk 62 close to the second housing part 13.
  • the ring 63 has two sections on the inside with diameters of different sizes, between which there is a step facing the second distributor disk 62.
  • the outer diameter of the second distributor disk 62 corresponds to the larger inner diameter of the ring 63.
  • the distributor disk 61 has an outer diameter corresponding to this inner diameter in the region of the ring section with the smaller inner diameter, while it closer to the first housing part and outside of the ring 63 has a larger outside diameter, which, however, is still always smaller than the outside diameter of the second distributor disk 62.
  • a radial seal 64 is also arranged between the first distributor disk 61 and the ring 63.
  • the axial bore 47 is opposite the distributor disk 62 with an annular groove 65, from which several bores 66 extend axially through the distributor disk 62.
  • Each bore 66 is arranged coaxially with a blind bore 67 in the distributor disk 61 which is open towards the distributor disk 62.
  • a bore 68 leads through the bottom of each blind bore 67 and opens into a recess 69 on the end face of the distributor disc 61 facing away from the distributor disc 62. From the recess 69 there is a connection to the cavity 24 via a central opening in a ring 70 which reduces the exit of the cavity 24.
  • a radial seal 71 is arranged between the ring 70 and the inside of the pot casing 14.
  • the pressure relief valve 72 In normal operation of a motor vehicle, the pressure relief valve 72 is set to a very low pressure, so that the pump only pumps in circulation and is entrained by the internal combustion engine at low output. In braking operation, the pressure limiting valve 72 is used to set a high pressure in the range of 100 bar, for example.
  • An arc-shaped low-pressure control groove 77 in the end face of the second distributor disk 62 facing the second housing part 13 is open inwardly to the annular groove 65.
  • a high-pressure control groove 78 which is likewise in the form of an arc of a circle, but extends over a smaller angle, is open to the interspace 21.
  • the control grooves 77 and 78 are arranged radially so that they cover the axial bores 48.
  • the distributor disk 62 is pressed with a sealing surface 79 against the second housing part 13, as a result of which the low-pressure control groove 77 is sealed off from the outside to the intermediate space 21, the high-pressure control groove is sealed off from the inside to the annular groove 65 and the two control grooves.
  • the distributor disk 61 is pressed against the support ring 70 with a sealing surface 80, which seals the recess 69 to the intermediate space 21.
  • the distributor disk 61 thus separates the cavity 24 in the first housing part 12 which is subjected to low pressure from the cavity 21 which can be subjected to high pressure between the two housing parts. Because the distributor disks 61 and 62 can move in opposite directions independently of one another, component tolerances and wear are compensated for. chen.
  • the radial seals 64 also contribute to the separation of the areas subjected to different pressures.
  • the force that presses the two distributor disks 61 and 62 against the two housing parts 12 and 13 in opposite directions is generated in two ways.
  • compression springs 81 are inserted into the blind bores 67 of the distributor disk 61, which push the two distributor disks apart.
  • a small compensation piston 84 is arranged essentially axially behind the control groove 78 in a blind hole of the first distributor disk 61, which on its rear side facing away from the second distributor disk 62 a radial bore 85 in the distributor disk 61 can be subjected to high pressure.
  • the high pressure in the pressure field between the compensation piston and the first distributor disk 61 acts on the second distributor disk 62 in the direction of the housing part 13 and the first distributor disk 61 in the direction of the support ring 70.
  • the distributor disk 61 has, in its end face facing the support ring, a pocket 86 which is open radially outwards to the intermediate space 21 and is formed by a radial indentation in the sealing surface 80 and is separated from the cavity 24 by the sealing surface 80.
  • the eccentric ring 43 is secured in one direction by a washer 87 seated on one side of the eccentric 42 on the drive shaft 37.
  • the thrust washer 87 is in turn held by the feather key 59 on the eccentric 42. Additional means for axially securing the thrust washer 87 are therefore not necessary.
  • this low-pressure region is connected to a low-pressure pulsation damper 90, which includes a damping piston 91 of low mass that is designed as a hollow piston.
  • the damping piston 91 is received by a blind bore 92 which is introduced into the first housing part 12 eccentrically to the drive shaft 37 from the side facing the gearwheel 41.
  • the diameter of the bore 92 is slightly larger than the outer diameter of the damping piston 91.
  • the damping piston 91 is acted upon by a compression spring 93, which is supported on a spring plate 95 provided with a central passage 94. The spring chamber is thus relieved towards the oil pan of the internal combustion engine.
  • the bore 92 is connected to the cavity 24 via an oblique bore 96.
  • the internal combustion engine of a motor vehicle equipped with an engine brake When the internal combustion engine of a motor vehicle equipped with an engine brake is running, it drives the drive shaft 37 via the gearwheel 41.
  • the radial pistons 27 are supported on the eccentric ring 43 and carry out their lifting movements.
  • the distributor device 60 is carried along by the drive shaft.
  • the pressure relief valve 72 In normal operation, when the engine brake is not in use, the pressure relief valve 72 is set to a low pressure. The pump is dragged with low power. The distribution disks rest only on the housing parts due to the force of the springs 81, so that they too are carried along practically without power.
  • the pressure relief valve is set to a high pressure of, for example, 100 bar. That pressure then prevails in the space 21 between the two housing parts 12 and 13.
  • the axial bores 48 are now alternately connected to the low-pressure area via the control groove 77 and to the high-pressure area of the pump via the control groove 78.
  • the high pressure builds up in a control line, so that a decompression valve, to which this control line is assigned, is opened by the corresponding actuating piston.
  • the outer ring 63 present in the embodiment according to FIG. 1 is absent and the two distributor disks 61 and 62 are telescoped directly into one another.
  • the first distributor disc 61 is received in a recess in the second distributor disc.
  • a radial seal 64 is again arranged between the two distributor disks.
  • the end face of the distributor disk 62 facing a second housing part with the control outputs is designed essentially the same as in the embodiment according to FIG. Their different areas are clearly shown in Figure 2.
  • the annular groove 65, the low-pressure control groove 77, the high-pressure control groove 78 and the sealing surface 79 can be seen there.
  • annular surface 96 set back from the sealing surface 79, which corresponds to the end face of the ring 63 facing the second housing part 13 according to FIG. 1.
  • This annular surface 96 is acted upon by high pressure in braking operation, but is pressure-relieved. like.
  • the position of the control outputs 48 is indicated with a dash-dotted circle in FIG.
  • the end face of the first distributor disk 61 facing a first housing part 12 is also designed similarly to the embodiment according to FIG. 4 shows the sealing surface 80, the high-pressure pocket 86 and the central recess 69, which, however, unlike in the embodiment according to FIG. 1, becomes flatter in one step towards the sealing surface 80 in order to maintain the dimensional stability of the distributor disk 61.
  • the second distributor disk 62 is axially considerably thicker than the first distributor disk 61. Therefore, the blind bores 67 for receiving the compression springs 81 are now in the second distributor disk 62.
  • Each blind bore 67 is at the same time Part of a passage between the annular groove 65 on the end face of one distributor disc and the recess 69 on the opposite end face of the other distributor disc.
  • the passage also includes, as in FIG. 1, a bore 68 in the bottom of the blind bore 67 and a bore 66 in the first distributor disk 61.
  • compensation pistons 84 are provided, which have a small peripheral distance from one another and which are now received by blind bores in the distributor disk 62.
  • the compensation pistons 84 are supported with their one end face on the distributor disk 61, while there is a free space between their other end face and the bottom of the respective blind bore as a pressure field, which is connected to the high pressure area of the pump. This connection is made for the one compensation piston 84 through a radial bore 97 in the distributor disk 62.
  • An axial bore 98 which starts from the high-pressure control groove 78, is used to make the connection for the other compensation piston 84.
  • the end face 83 of the distributor disk 62 which can be acted upon by high pressure is larger than the annular face 96, so that it is not pressure-balanced and, when the high pressure prevails, a hydraulically generated force acts on the second distributor disk 62 in the direction of a second housing part 13.
  • the surface 82 with which the distributor disk 61 can rest on the end face 83 of the distributor disk 62 is not pressure-compensated, so that a force acts in the opposite direction on the distributor disk 61 under high pressure.
  • the distributor device 60 of the exemplary embodiment according to FIG. 6 corresponds in terms of the shape of the distributor disks 61 and
  • the radial seal 64 between the two distributor disks 61 and 62 is located in a one-sided axially open recess 120 of the one distributor disk, namely the distributor disk 62.
  • the distributor disk 61 covers the recess 120 radially, so that the radial seal is captively secured. Due to such a design, the distance on which the two distributor disks 61 and 62 are guided into one another can be shortened compared to the embodiment according to FIGS. 2 to 5 in order to also reduce the axial extent of the two distributor disks.
  • the space gained is used to arrange a disk 125 made of a hardened steel sheet between the housing part 13 and the distributor disk 62.
  • This is secured against rotation on the housing part 13 and is provided with a central opening 126 and with holes 127 lying precisely over the bores 48 of the housing part 13 in order to connect the bores 46 and 47 of the low-pressure feed channel 44 and the To produce annular groove 65 and to enable the alternating connection of the control outputs 48 with the low-pressure control groove 77 and high-pressure control groove 78 of the distributor disk 62.
  • In the housing part 13 there are two circular pressure relief grooves 130 and 131 which are open towards the disk 125, one of which is located radially outside and the other radially inside the control outputs 48.
  • Both pressure relief grooves are each connected via an axial bore 132 in the housing part 13 to the bore 46, that is to say with low pressure.
  • the pressure release grooves 130 and 131 reduce the compressive force which the disk 125 tries to lift off the housing part 13 against its fastening.
  • the distributor disk 62 is made of bronze and is pressed with its sealing web 79 against the steel disk 125.
  • the distributor disk 61 is also made of bronze and rests on the support ring 70 made of steel. Due to these material pairings, good wear behavior is achieved.
  • the low-pressure accumulator 90 according to FIG. 7 is arranged at the same location in a first housing part 12 and is connected to a cavity 24 via a bore 96 as the low-pressure accumulator according to FIG. 1. It also has a damping piston 91 which is designed as a hollow piston. A spring plate 95 with a central passage 94 is screwed into the blind bore 92. Differences from the low-pressure pulsation damper according to FIG. 1 essentially exist in two respects. On the one hand, a second compression spring 105 acts on the damping piston 91 with the low pressure against the force of the compression spring 93, but has a considerably smaller spring constant than the compression spring 93. For the damping piston 91, as with that from FIG.
  • the damping piston 91 has a cup-shaped indentation 106 which is open towards the low-pressure side and projects into the interior of the compression spring 93, that is to say is surrounded by this compression spring, and in the the compression spring 105 is located.
  • the second difference relates to the discharge throttle in the flushing oil line which also leads through the low-pressure pulsation damper in the embodiment according to FIG.
  • the discharge throttle is now a bore 107 in the bottom of the damping piston 91, through which the space located behind the damping piston 91 is connected with the compression spring 93 to the space in front of the damping piston 91.
  • FIG. 8 shows a second housing part 13 of the housing 11 of a radial piston pump belonging to an engine brake.
  • This housing part 13 is designed similarly to the housing part 13 from FIG. 1. It has a bore 46 of a low-pressure feed channel, which starts with an axial bore 47 from the inside of the bottom 17 of the housing part 13.
  • the axial bore 47 lies opposite an annular groove 65 in the second distributor disk 62.
  • the pressure limiting valve 72 is inserted into an axial blind bore 108, which is connected via a bore 109 in its base to the space 21 which can be acted upon by high pressure, the outlet side of which is connected to the annular groove 65 via two bores 110 and 111 .
  • the control connections 49 now extend radially from the housing part 13 and, as in FIG. 1, can be connected to the high-pressure region or the low-pressure region of the pump via axial bores 48.
  • the housing part 13 is provided with a through bore 112 for mounting the drive shaft 37.
  • a fuel pump 113 is attached to the housing part 13, which is designed as an internal ring gear pump and whose rotor 114 is rotatably mounted on a pin 115, is coupled to the drive shaft 37 and can be driven by the internal combustion engine via the latter.

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Abstract

Die Erfindung geht aus von einer Motorbremse für eine mehrzylindrige Brennkraftmaschine mit ausserhalb des Ausschubtaktes des Arbeitskolbens der Brennkraftmaschine, insbesondere am Ende des Verdichtungsaktes, durch Druckbeaufschlagung von Hydraulikkolben (27) aufsteuerbaren Dekompressionsventilen. Zu der Motorbremse gehört in Übereinstimmung mit dem Stand der Technik eine Radialkolbenpumpe (10), die zur Druckbeaufschlagung und Druckentlastung der Hydraulikkolben der Dekompressionsventile Steuerausgänge aufweist, die einer Verteilereinrichtung (60) axial gegenüberliegen und über die Verteilereinrichtung abwechselnd mit einem Hochdruckbereich (21) und mit einem Niederdruckbereich (24) der Pumpe verbindbar sind. Bei der bekannten Motorbremse besitzt die Radialkolbenpumpe aussen abgestützte Radialkolben. Nach der Erfindung dagegen ist die Radialkolbenpumpe mit innen abgestützten Radialkolben ausgestattet. Das Pumpengehäuse besitzt ein erstes Gehäuseteil (12) mit den Radialkolben und einen Raum für den die Radialkolben steuernden Exzenter (42) und ein zweites Gehäuseteil (13) mit den Steuerausgängen (48). Zwei Verteilerscheiben (61, 62) der Verteilereinrichtung sind abgedichtet axial gegeneinander verschiebbar, wobei die erste Verteilerscheibe (61), einen ersten Druckbereich (21) innerhalb des ersten Gehäuseteils (12) und einen zweiten Druckbereich (24) zwischen den beiden Gehäuseteilen voneinander trennend, axial an das erste Gehäuseteil und die zweite Verteilerscheibe (62), einen Steuerausgang (48) jeweils nur mit einem Druckbereich verbindend, axial an das zweite Gehäuseteil (13) andrückbar ist.

Description

Beschreibung
Motorbremse für eine mehrzylindriσe Brennkraftmaschine
Die Erfindung geht aus von einer Motorbremse, die für eine mehr- zylindrige Brennkraftmaschine vorgesehen ist, bei der außerhalb des Ausschubtaktes, insbesondere am Ende des Verdichtungstaktes eines Arbeitskolbens durch Druckbeaufschlagung von Hydraulikkol¬ ben ein Dekompressionsventil aufsteuerbar ist und die die Merk¬ male aus dem Oberbegriff des Anspruches 1 aufweist.
Eine solche Motorbremse ist aus der DE 41 38 447 AI bekannt. Die dort als Druckmittelquelle benutzte Radialkolbenpumpe besitzt einen von der Brennkraftmaschine antreibbaren Rotor, in dem meh¬ rere Radialkolben angeordnet und radial geführt sind. Jeder Ra¬ dialkolben stützt sich radial außen an einem gehäusefesten Hube¬ lement mit einer Hubkurve ab, von der ihm eine hin und her ge- hende Hubbewegung aufgeprägt wird, wenn sich der Rotor dreht. In dem Gehäuse der bekannten Pumpe für eine Motorbremse ist in Form einer einzigen Verteilerscheibe eine Verteilereinrichtung unter¬ gebracht, die verdrehsicher mit dem Rotor verbunden ist. Zur Druckbeaufschlagung und Druckentlastung der Hydraulikkolben der Dekompressionsventile besitzt die Pumpe Steuerausgänge, die der Verteilerscheibe axial gegenüberliegen und über diese abwech¬ selnd mit einem Hochdruckbereich und mit einem Niederdruckbe¬ reich der Pumpe verbunden werden, wenn sich der Rotor dreht. Zu der bekannten Motorbremse gehört auch ein Ventil, über das der Hochdruckbereich dann, wenn nicht gebremst wird, direkt mit dem Niederdruckbereich der Pumpe verbunden werden kann, so daß sich kein Hochdruck aufbaut. Die Pumpe wird dann von der Brennkraft¬ maschine lediglich mitgeschleppt, wobei jedoch die Schlepplei¬ stung wegen der außen abgestützten Radialkolben und wegen der Größe und dem Gewicht des Rotors über das gewünschte Maß hinaus¬ geht. Zudem ist der Rotor recht kompliziert aufgebaut und dementsprechend teuer in seiner Herstellung. Der Erfindung liegt also die Aufgabe zugrunde, die Radialkolben- pumpe einer Motorbremse mit den Merkmalen aus dem Oberbegriff des Anspruchs 1 so weiterzuentwickeln, daß sie außerhalb des Bremsbetriebs nur eine geringe Schleppleistung abverlangt und daß ihre Herstellung auf kostengünstigere Weise möglich ist.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß für eine Motorbremse, die die Merkmale aus dem Oberbegriff des Anspruchs 1 aufweist, dadurch gelöst, daß diese Motorbremse zusätzlich mit den Merkmalen aus dem kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 ausgestattet ist. Bei einer solchen Motorbremse sind also die Radialkolben der Pumpe innen abgestützt, so daß wegen des kleinen Hebelarms auch bei einer bloßen Gleitbewegung zwischen dem Hubelement und den Radi¬ alkolben das von der Reibkraft erzeugte Widerstandsmoment und damit die notwendige Schleppleistung nur gering sind. Der Rotor reduziert sich auf die Antriebswelle und dem von dieser bewegten Exzenter und ist deshalb sehr einfach herzustellen. Das Druck¬ mittel ist weder im Niederdruck noch im Hochdruck in den Rotor oder aus dem Rotor zu überführen. Das Pumpengehäuse besitzt ein erstes Gehäuseteil mit dem mindestens einen Radialkolben und einen Raum für den Exzenter und ein zweites Gehäuseteil mit den Steuerausgangen. Die umgekehrte Abstützung der Radialkolben und die damit verbundene Möglichkeit, den Rotor zu vereinfachen und die Schleppleistung zu verringern, gelingt dadurch, daß die Ver¬ teilereinrichtung nun zwei abgedichtete axial gegeneinander ver- schiebbare Verteilerscheiben besitzt. Eine erste dieser beiden Verteilerscheiben ist an das erste Gehäuseteil andrückbar und trennt dadurch einen ersten Druckbereich innerhalb des ersten Gehäuseteils von einem zweiten Druckbereich zwischen den beiden Gehäuseteilen voneinander. Die zweite Verteilerscheibe ist axial an das zweite Gehäuseteil andrückbar und verbindet einen Steuer¬ ausgang in diesem zweiten Gehäuseteil jeweils nur mit einem der beiden Druckbereiche. Dabei trennt natürlich auch sie die beiden Druckbereiche voneinander. Eventuell sind die Verteilerscheiben nur indirekt in dem Sinne an die Gehäuseteile andrückbar, als sich zwischen einer Verteilerscheibe und dem jeweiligen Gehäuse- tεil noch ein am Gehäuseteil gehaltenes Teil, z.B. noch eine Scheibe oder ein Ring befindet, um insbesondere eine günstige Werktstoffpaarung zu erhalten.
Vorteilhafte Ausgestaltungen einer erfindungsgemäßen Motorbremse kann man den Unteransprüchen entnehmen.
So ist es bei einer Radialkolbenpumpe mit innen abgestützten Ra¬ dialkolben besonders vorteilhaft, wenn gemäß Anspruch 3 der Druckbereich innerhalb des ersten Gehäuseteils der Niederdruck¬ bereich und der Druckbereich zwischen den beiden Gehäuseteilen der Hochdruckbereich ist. Günstig ist dies vor allem, weil die Durchführung der Antriebswelle durch das Pumpengehäuse dann ohne große Schwierigkeiten abzudichten ist und weil Druck- und Saug¬ ventil örtlich leicht den verschiedenen Druckbereichen zugeord¬ net werden können. Um ihre Abdichtfunktion erfüllen zu können, werden von den Verteilerscheiben Toleranzen im axialen Abstand der beiden Gehäuseteile voneinander und Verschleiß ausgeglichen. Dazu sind die beiden Verteilerscheiben abgedichtet axial gegen¬ einander verschiebbar. Abgedichtet heißt dabei, daß der Hoch¬ druckbereich und der Niederdruckbereich nicht durch Spalte zwi¬ schen den Scheiben hindurch miteinander verbunden sind. Die dichte Anlage an den Gehäuseteilen und die Abdichtung zwischen den Verteilerscheiben wird gemäß Anspruch 4 zweckmäßigerweise dadurch erhalten, daß die beiden Verteilerscheiben teleskopisch ineinander oder in einem dritten Teil geführt sind und daß zwi¬ schen zwei teleskopisch ineinander geführten Teilen ein Radial- dichtring angeordnet ist.
Wenn die Motorbremse außer Betrieb ist, herrscht im Niederdruck¬ bereich und im Hochdruckbereich gleicher Druck und eine feste Anlage der Verteilerscheiben am jeweiligen Gehäuseteil ist nicht notwendig, ja sogar nachteilig, da Leistung verlorengehen und verstärkter Verschleiß auftreten würde. Im Bremsbetrieb dagegen sollen die Verteilerscheiben dicht an den Gehäuseteilen anlie¬ gen. Beides wird gemäß Anspruch 6 auf einfache Weise dadurch er¬ reicht, daß die Verteilerscheiben vom Hochdruck hydraulisch aus¬ einander gegen das erste Gehäuseteil bzw. das zweite Gehäuseteil gedrückt werden. Im Bremsbetrieb herrscht in dem einen Druckbe- rεich Hochdruck und die Verteilerscheiben werden mit großer Kraft an die Gehäuseteile gedrückt. Im Normalbetrieb fehlt der Hochdruck und deshalb auch die entsprechende Kraft. Damit die Verteilerscheiben auch im Normalbetrieb eine definierte Position am jeweiligen Gehäuseteil einnehmen und die Druckflächen, die vom Hochdruck beaufschlagt werden sollen, schon einen kleinen Abstand voneinander haben, um den Hochdruck wirksam werden zu lassen, ist gemäß Anspruch 9 zwischen den beiden Verteilerschei- ber_, diese axial auseinanderdrückend, wenigstens ein Federele¬ ment angeordnet. Vorzugsweise sind mehrere gleiche Winkelab- stände voneinander besitzende Federelemente vorhanden.
Um ein Dekompressionsventil zu öffnen, wird die entsprechende Steuerleitung über die zweite Verteilerscheibe mit dem Hoch- druckbereich verbunden. Zum Schließen wird wieder eine Verbin¬ dung zum Niederdruckbereich hergestellt. Für diese Steuerung weist die zweite Verteilerscheibe in ihrer den Steuerausgangen zugewandten Stirnseite eine Niederdrucksteuernut, die mit dem Hiederdruckbereich verbunden ist und eine Hochdrucksteuernut auf, die mit dem Hochdruckbereich verbunden ist. Damit die zweite Verteilerscheibe in der Nähe der Hochdrucksteuernut nicht vom zweiten Gehäuseteil abhebt und nicht Druckmittel direkt vom Hochdruckbereich zum Niederdruckbereich strömen kann, ist gemäß Anspruch 10 im Bereich axial hinter der Hochdrucksteuernut auf der anderen Seite der zweiten Verteilerscheibe ein mit Hochdruck beaufschlagbares Druckfeld vorhanden. Ist das Druckfeld mit Hochdruck beaufschlagt, so hat dies auch Rückwirkungen auf die erste Verteilerscheibe, es sei denn die Reaktionskraft wird un¬ ter Umgehung der ersten Verteilerscheibe auf das erste Gehäuse- teil übertragen. Im Sinne einer einfachen Konstruktion erscheint es jedenfalls sinnvoll, die Reaktionskraft über die erste Ver¬ teilerscheibe auf das erste Gehäuseteil abzuleiten. Damit nun die erste Verteilerscheibe im Bereich des Druckfeldes nicht in erhöhtem Maße an das erste Gehäuseteil angepreßt wird, ist gemäß Anspruch 12 die Beaufschlagung der ersten Verteilerscheibe durch das Druckfeld auf der dem ersten Gehäuseteil zugewandten Stirn- seite dieser Verteilerscheibe kompensierbar. Dazu ist dort le¬ diglich eine Tasche vorzusehen, die mit dem Hochdruckbereich verbunden ist.
Gemäß Anspruch 13 ist auf der den Steuerausgängen zugewandten Stirnseite der zweiten Verteilerscheibe eine Ausnehmung vorhan¬ den, die mit dem ersten Druckbereich innerhalb des ersten Gehäu¬ seteils verbunden ist. Es ist denkbar, diese Verbindung über Kanäle in der Antriebswelle herzustellen. Einfacher erscheint es jedoch, wenn gemäß Anspruch 13 die Ausnehmung und der erste Druckbereich über jeweils mindestens einen Durchgang in jeder
Verteilerscheibe hindurch miteinander in Verbindung stehen. Wenn gemäß Anspruch 14 ein die beiden Verteilerscheiben auseinander¬ drückendes Federelement von einer Sackbohrung einer Verteiler¬ scheibe aufgenommen ist, so läßt man vorteilhafterweise die Ver- bindung zwischen der Ausnehmung in der zweiten Verteilerscheibe und dem ersten Druckbereich durch diese Sackbohrung hindurchge¬ hen, indem man den Boden der Sackbohrung mit einer Öffnung ver¬ sieht. Die Sackbohrung und die Öffnung können in einem einzigen Arbeitsschritt hergestellt werden.
Als Druckmittel für die Betätigung der Dekompressionsventile kann man das Schmieröl der Brennkraftmaschine verwenden, das von einer Schmierölpumpe in verschiedene Ölkreisläufe, u.a. auch zur Pumpe der Motorbremse gefördert wird. Mit einem Druckregelventil kann man in deren Niederdruckbereich einen niederen Druck von z.B. 1,5 bar einstellen. An sich kann der Niederdruck-Speiseka¬ nal durch das erste Gehäuseteil hindurch in den sich innerhalb dieses Gehäuseteils befindlichen Niederdruckbereich führen. Weil das zweite Gehäuseteil wegen der an die Steuerausgänge ange¬ schlossenen Steuerleitungen ohnehin von außen zugänglich sein muß und deshalb die Pumpe entsprechend an der Brennkraftmaschine zu montieren ist, erscheint es jedoch günstiger, wenn der Nie¬ derdruck-Speisekanal gemäß Anspruch 15 durch das zweite Gehäuse¬ teil führt. Er wird so angeordnet, daß er in die mit dem ersten Druckbereich verbundene Ausnehmung auf der den Steuerausgangen zugewandten Stirnseite der zweiten Verteilerscheibe mündet, so daß Druckmittel vom Speisekanal in den Niederdruckbereich inner¬ halb des ersten Gehäuseteils gelangen kann.
Gemäß Anspruch 16 sind die Verteilerscheiben aus einem Stahl hergestellt und zumindest an den Oberflächenabschnitten, an denen sie an dem Gehäuseteil anliegen, mit einer Gleitbeschich- tung versehen. Ohne eine zusätzliche Beschichtung erhält man ein gures Verschleißverhalten durch eine Ausbildung gemäß Anspruch 17.
Der Anspruch 20 bezieht sich darauf, daß eine Passfeder, mit der die Verteilereinrichtung verdrehsicher mit der Abtriebswelle verbunden ist, zugleich auch eine Anlaufscheibe eines Exzenter¬ rings axial sichert.
Im Anspruch 21 ist eine vorteilhafte Gestaltung der dem zweiten Gehäuseteil zugewandten Stirnseite der zweiten Verteilerscheibe im Hinblick darauf angegeben, wie die Steuerausgänge auf einfa¬ che Weise mit dem Niederdruckbereich und dem Hochdruckbereich verbunden werden können.
Anspruch 22 gibt eine günstige Anordnung der Verteilereinrich¬ tung im Pumpengehäuse an.
Gemäß Anspruch 23 ragt das erste Gehäuseteil in das topfartig ausgebildete zweite Gehäuseteil hinein, liegt mit einem Außen¬ flansch auf einer im wesentlichen ringförmigen Stirnseite des zweiten Gehäuseteils auf und ist mit einem sich innen an den Au¬ ßenflansch anschließenden Zentrierbund am zweiten Gehäuseteil zentriert. Außerdem besteht axial weiter innen als der Zentrier¬ bund überall ein Abstand zwischen den beiden Gehäuseteilen. Da¬ durch ist ein großes Volumen geschaffen, in dem während des Bremsbetriebs Hochdruck herrscht und das dazu beiträgt, größere Druckpulsationen zu vermeiden. Der Raum zwischen den beiden Ge- häuseteilen wirkt also als Volumenresonator.
Um Druckschwankungen im Saugbereich der Radialkolbenpumpe gering zu halten, kann man den Niederdruckbereich mit einem Pulsations- dämpfer ausstatten. Es ist günstig, diesen Niederdruckpulsati- onsdämpfer in das erste Gehäuseteil zu integrieren. Dann ist er nahe dem Saugbereich angeordnet. Außerdem nimmt er im zweiten Gehäuseteil, in dem sich die Steuerausgänge befinden und an das weiterhin das Regelventil für die Regelung des Niederdrucks und ein Druckbegrenzungsventil ein- oder angebaut sein können, kei¬ nen Platz in Anspruch. Schließlich ist die Entlastung der einen Seite des Dämpfers zum Tank leicht zu bewerkstelligen.
Im Niederdruckbereich treten vor allem Druckpulsationenen auf, die in einem Frequenzbereich von etwa 200 bis 1000 Hz liegen. Diese Druckpulsationen sind in erster Linie auf die Chopperung eines Druckbegrenzungsventils, mit dem der Druck im Hochdruckbe¬ reich eingestellt wird, und auf durch die wechselnde Verbindung der Steuerausgänge mit Hochdruck und Niederdruck entstehende Druckstöße zurückzuführen. Um Druckpulsationen solch hoher Fre¬ quenz zu dämpfen, wird ein Dämpfungskolben des Niederdruckpulsa- tionsdämpfers gegen den Niederdruck von einer Druckfeder beauf¬ schlagt, die sehr stark ist, die also eine große Federkonstante hat. Sieht man nun für den Dämpfungskolben einen Anschlag vor, an dem er bei entspannter, noch eine geringe Kraft auf ihn aus¬ übender starker Druckfeder anliegen soll, so kann diese Kraft wegen der Toleranzen in der Lage des Anschlages, in der Stärke des Dämpfungskolbens und in der Druckfeder selbst wegen der großen Federkonstante sehr unterschiedlich sein. Unter Umständen weicht die Kraft soweit von einem gewünschten Wert ab, daß der Niederdruckpulsationsdämpfer seine Funktion nur noch in sehr eingeschränkter Weise erfüllt. Gemäß Anspruch 27 wird deshalb der Dämpfungskolben mit dem Niederdruck und entgegen der Kraft der ersten Druckfeder von einer zweiten Druckfeder beaufschlagt, deren Federkonstante wesentlich kleiner als die Federkonstante der ersten Druckfeder ist. Diese zweite Druckfeder sorgt dafür, daß der Dämpfungskolben des Niederdruckpulsationsdämpfers immer mit einer wegen der kleinen Federkonstante der zweiten Druckfe¬ der nur geringen Schwankungen unterworfenen Mindestkraft an der ersten Druckfeder anliegt. Diese Ausbildung ist auch unabhängig von den Merkmalen aus den vorhergehenden Ansprüchen, z.B. bei einer äußeren Abstützung der Radialkolben oder bei einer völlig anderen Art von Verdrängerpumpe mit Vorteilen verwendbar.
Gemäß Anspruch 29 steht der Niederdruckbereich der Pumpe einer Motorbremse mit einem Niederdruckpulsationsdämpfer in Verbin- düng, dessen Dämpfungskolben auf seiner dem Niederdruckbereich abgewandten Rückseite zu einem Tank entlastet ist. Außerdem ist der Niederdruckbereich über eine Spülölleitung mit einer Ablauf¬ drossel mit dem Tank verbunden. Über die Spülölleitung fließt dauernd ein Ölstrom vom Niederdruckbereich zum Tank zurück. Mit dem abfließenden Öl wird auch Wärme aus der Pumpe abgeführt. Darüber hinaus trägt die Spülölleitung mit Ablaufdrossel auch zum Dämpfen von Druckpulsationen bei. Um nicht zusätzliche Boh¬ rungen und Kanäle vorsehen zu müssen, ist nun gemäß Anspruch 29 die Ablaufdrossel unter Einbeziehung des Dämpfungskolbens des Niederdruckpulsationsdämpfers gebildet. Vorzugsweise ist sie eine Bohrung im Dämpfungskolben oder ein Ringspalt zwischen dem Dämpfungskolben und einem weiteren Teil. Sie kann auch durch eine Kerbe außen im Dämpfungskolben oder in einem Teil, in dem der Dämpfungskolben geführt ist, gebildet sein. Auch für diese Ausgestaltung gilt, daß sie unabhängig von der konkreten Gestal¬ tung der-Pumpe und der Verteilereinrichtung der Motorbremse vor¬ teilhaft ist.
Bei einer erfindungsgemäßen Motorbremse mit einer inneren Ab¬ Stützung der Radialkolben ist es auf einfache Weise möglich, die Abtriebswelle von zwei gegenüberliegenden Seiten des Pumpenge¬ häuses aus zugänglich zu machen und, wie dies im Anspruch 32 an¬ gegeben ist, über die Antriebswelle ein weiteres Nebenaggregat eines Kraftfahrzeugs, insbesondere eine Kraftstoffpumpe, antrei¬ ben zu lassen. Dieses Nebenaggregat wird zweckmäßigerweise un- mittelbar an das Pumpengehäuse angebaut.
Von einer erfindungsgemäßen Motorbremse sind mehrere Ausfüh¬ rungsbeispiele, von denen zum Teil nur einzelne Bauteile oder ein Ausschnitt gezeigt ist, in den Zeichnungen dargestellt. An- hand der Figuren dieser Zeichnungen wird die Erfindung nun näher erläutert.
Es zeigen
Figur 1 einen Längsschnitt durch das erste Ausführungsbeispiel, bei dem die Verteilereinrichtung zwei Verteilerscheiben aufweist, die von einem Ring umgeben sind, in dem sie teleskopisch geführt sind, Figur 2 eine Draufsicht auf die den Steuerausgängen zugewandte Stirnseite der zweiten Verteilerscheibe eines zweiten Ausführungsbeispiels, bei dem die zwei Verteilerscheiben direkt ineinander teleskopisch geführt sind, Figur 3 einen Schnitt entlang der Linie III-III aus Figur 2, Figur 4 eine Draufsicht auf die der zweiten Verteilerscheibe abgewandte Stirnseite der ersten Verteilerscheibe des zweiten Ausführungsbeispiels,
Figur 5 einen Schnitt entlang der Linie V-V aus Figur 4, Figur 6 einen Teilschnitt axial durch ein drittes Ausfüh- rungsbeispiel im Bereich der Verteilerscheiben, Figur 7 einen Ausschnitt eines viertes Ausführungsbeispiels im Bereich von dessen Niederdruckpulsationsdämpfers, dessen
Dämpfungskolben entgegen dem Niederdruck von einer starken und mit dem Niederdruck von einer schwachen Druckfeder beaufschlagt ist, und Figur 8 einen Ausschnitt eines fünftes Ausführungsbeispiels, bei dem über die Antriebswelle eine an das Pumpengehäuse der
Motorbremse angebaute Kraftstoffpumpe antreibbar ist.
Die zu einer Motorbremse gehörende Radialkolbenpumpe 10 nach Fi¬ gur 1 besitzt ein zweiteiliges Pumpengehäuse 11 mit einem ersten Gehäuseteil 12 und einem zweiten Gehäuseteil 13. Beide Gehäuse- teile sind topfförmig mit einem Topfmantel 14 bzw. 15 und einem Topfboden 16 bzw. 17 ausgebildet und in einander entgegengesetz¬ ten Positionen ineinandergesteckt. Der Topfmantel 14 des ersten Gehäuseteils 12 ist im Querschnitt wesentlich kleiner als der vom Topfmantel 15 des zweiten Gehäuseteils umgebene Hohlraum, so daß das erste Gehäuseteil 12 in das zweite Gehäuseteil 13 hin- einpaßt. Der Topfboden 16 des ersten Gehäuseteils 12 setzt sich nach außen in einem Zentrierbund 18 fort, der radial von einem Außenflansch 19 überragt wird, mit dem das erste Gehäuseteil 12 zentriert durch den sich nach oben unmittelbar an den Außen- flansch 19 anschließenden Zentrierpunkt 18 auf dem Rand 20 des zweiten Gehäuseteils 13 aufliegt. Oberhalb des Zentrierbundes 18 besteht zwischen dem ersten Gehäuseteil 12 und dem zweiten Ge¬ häuseteil 13 überall ein Abstand und es ist ein relativ großer Zwischenraum 21 vorhanden.
Im gleichen Winkelabstand voneinander sind außen an den Topfman- tel 14 des ersten Gehäuseteils 12 mehrere Ansätze 22 angeformt, durch die gestufte Bohrungen 23 von außen bis in den vom Topf- mantel 14 des ersten Gehäuseteils 12 umgebenen Hohlraum 24 hin¬ durchgehen. In jede Bohrung 23 ist ein Zylindergehäuse 25 einge- schraubt, in dessen Boden sich ein Druckventil 26 befindet und das einen als Hohlkolben ausgebildeten Radialkolben 27 mit einem radial innen befindlichen Boden aufnimmt, in dem ein in den Hohlraum 24 mündender Saugkanal 28 verläuft und an dem sich ein Saugventil 29 befindet. Eine in dem von dem Zylindergehäuse 25 und dem Radialkolben 27 umschlossenen Verdrängerraum 30 unterge¬ brachte Schraubendruckfeder 31 ist zwischen dem Radialkolben 27 und dem Zylindergehäuse 25 eingespannt und beaufschlagt den Ra¬ dialkolben 27 in eine Richtung nach radial innen.
Eine Antriebswelle 37 der Pumpe ist mit einem ersten Lagerab- schnitt 38 in einer durchgehenden Lagerbohrung des Bodens 16 des ersten Gehäuseteils 12 und mit einem zweiten Lagerabschnitt 39 in einer Sackbohrung 36 im Boden 17 des zweiten Gehäuseteils 13 drehbar gelagert. Auf einem sich an den ersten Lagerabschnitt 38 anschließenden, über das erste Gehäuseteil 12 hinausragenden Wellenstumpf 40 ist verdrehsicher ein Zahnrad 41 befestigt, über das die Antriebswelle 37 von der Brennkraftmaschine eines Kraft¬ fahrzeugs mit der halben Drehzahl der Brennkraftmaschine ange¬ trieben werden kann. Im Hohlraum 24 besitzt die Antriebswelle 37 einen Exzenter 42, auf dem ein Exzenterring 43 drehbar gelagert ist. Die Radialkolben 27 werden von den Druckfedern 31 an diesen Exzenterring 43 angedrückt. Wenn sich die Antriebswelle 37 dreht, vollführen die Radialkolben unter dem Einfluß des Exzen¬ ters 42, der Druckfeder 31 und des im Verdrängerraum 30 herr¬ schenden Drucks eine hin- und hergehende Bewegung in radialer Richtung.
Durch das zweite Gehäuseteil 13 führt ein Niederdruck-Speiseka¬ nal 44, in den von einer nicht näher dargestellten Schmieröl¬ pumpe eines Kraftfahrzeugs als Druckmittel Schmieröl gefördert wird. Der Speisekanal 44 geht von einem Anschluß 45 aus und wird größtenteils von einer Bohrung 46 gebildet, die radial zur An¬ triebswelle 37 im Boden 17 des zweiten Gehäuseteils 13 verläuft und bis zu der den Lagerabschnitt 39 der Antriebswelle 37 auf¬ nehmenden Sackbohrung reicht. Die Bohrung 46 wird von einer Axi¬ albohrung 47 gequert, die einen geringen Abstand von der Sack- bohrung 36 hat und ebenso wie diese nach innen hin offen ist.
Radial weiter außen als die Axialbohrung 47 befinden sich im Bo¬ den 17 des zweiten Gehäuseteils 13 weitere nach innen hin offene Axialbohrungen 48, die alle den gleichen Abstand von der Achse der Sackbohrung 36 und damit der Antriebswelle 37 haben und den gleichen Winkelabstand voneinander besitzen. Die Axialbohrungen 48 bilden Steuerausgänge der Pumpe 10 und sind mit Steueran¬ schlüssen 49 verbunden, an die zu den Betätigungselementen der Dekompressionsventile führende Leitungen angeschlossen werden können. In den Speisekanal 44 ist ein Druckminderventil 50 ein- gebaut, das nach seinem Ausgang, also in der Bohrung 46, einen niederen Speisedruck von z.B. 1,5 bar aufrechterhält. Bei einen bestimmten Wert übersteigenden Druckspitzen an seinem Ausgang leitet das Druckminderventil über eine Bohrung 51 im Topfmantel 15 des zweiten Gehäuseteils 13 Öl in die Ölwanne der Brennkraft- maschine zurück. Die Bohrung 51 führt unter eine in eine Ringnut auf der Außenseite des Topfmantels 15 eingelegte Dichtung 52 hindurch und gelangt an der Stirnseite 20 des Topfmantels 15 nach außen. Der Flansch 19 hat im Bereich der Bohrung 51 eine kleine Ausnehmung, um den Ausfluß von Öl nicht zu behindern. Um die Steuerausgänge 48 abwechselnd mit dem am Ausgang des Ven¬ tils 50 herrschenden Niederdruck und mit dem von der Pumpe er¬ zeugten Hochdruck beaufschlagen zu können, ist eine zwischen dem Exzenter 42 und dem Lagerabschnitt 39 auf der Abtriebswelle 37 sitzende und mit Hilfe einer Paßfeder 59 verdrehsicher mit der Abtriebswelle verbundene Verteilereinrichtung 60 vorhanden, die eine erste Verteilerscheibe 61, eine zweite Verteilerscheibe 62 und einen die beiden Verteilerscheiben außen muffenartig umge¬ benden Ring 63 aufweist. Die erste Verteilerscheibe 61 befindet sich nahe am ersten Gehäuseteil 12 und die zweite Verteiler¬ scheibe 62 nahe am zweiten Gehäuseteil 13. Der Ring 63 hat innen zwei Abschnitte von unterschiedlich großen Druchmessern, zwi¬ schen denen sich eine der zweiten Verteilerscheibe 62 zugewandte Stufe befindet. Der Außendurchmesser der zweiten Verteiler- scheibe 62 entspricht dem größeren Innendurchmesser des Rings 63. Zwischen der Verteilerscheibe 62 und dem Ring 63 befindet sich eine Radialdichtung 64. Die Verteilerscheibe 61 besitzt im Bereich des Ringabschnitts mit dem kleineren Innendurchmesser einen diesem Innendurchmesser entsprechenden Außendurchmesser, während sie näher am ersten Gehäuseteil und außerhalb des Rings 63 einen größeren Außendurchmesser besitzt, der jedoch noch im¬ mer kleiner als der Außendurchmesser der zweiten Verteiler¬ scheibe 62 ist. Auch zwischen der ersten Verteilerscheibe 61 und dem Ring 63 ist eine Radialdichtung 64 angeordnet.
Der Axialbohrung 47 liegt die Verteilerscheibe 62 mit einer Ringnut 65 gegenüber, von der an ihrem Rand mehrere durch die Verteilerscheibe 62 axial hindurchgehende Bohrungen 66 ausgehen. Jede Bohrung 66 ist koaxial zu einer zur Verteilerscheibe 62 hin offenen Sackbohrung 67 in der Verteilerscheibe 61 angeordnet. Durch den Boden jeder Sackbohrung 67 führt eine Bohrung 68 hin¬ durch, die in eine Ausnehmung 69 auf der der Verteilerscheibe 62 abgewandten Stirnseite der Verteilerscheibe 61 mündet. Von der Ausnehmung 69 aus besteht über eine zentrale Öffnung in einem den Ausgang des Hohlraums 24 verkleinernden Ring 70 eine Verbin- düng zum Hohlraum 24. Zwischen dem Ring 70 und der Innenseite des Topfmantels 14 ist eine Radialdichtung 71 angeordnet. Somit kann vom Ausgang des Druckminderventils 50 aus Öl über die Boh¬ rung 46, die Bohrung 47, die Ringnut 65, die Bohrungen 66, 67 und 68, die Ausnehmung 69 und die zentrale Öffnung im Abstütz¬ ring 70 in den Hohlraum 24 des ersten Gehäuseteils 12 gelangen. Von dort saugen die Radialkolben 27 über den Saugkanal 28 und das Saugventil 29 Öl an und drücken es über das Druckventil 26 in den Zwischenraum 21 zwischen dem ersten Gehäuseteil 12 und dem zweiten Gehäuseteil 13. An den Zwischenraum 21 ist, wie nur schematisch dargestellt ist, ein elektromagnetisch verstellbares Druckbegrenzungsventil 72 angeschlossen, dessen Ausgang mit der Bohrung 46 in Verbindung steht. Im normalen Betrieb eines Kraft¬ fahrzeugs ist das Druckbegrenzungsventil 72 auf einen sehr nied¬ rigen Druck eingestellt, so daß die Pumpe nur im Umlauf fördert und von der Brennkraftmaschine mit geringer Leistung mitge- schleppt wird. Im Bremsbetrieb wird mit dem Druckbegrenzungsven¬ til 72 ein Hochdruck im Bereich von z.B. 100 bar eingestellt. Eine kreisbogenförmige Niederdrucksteuernut 77 in der dem zwei¬ ten Gehäuseteil 13 zugewandten Stirnseite der zweiten Verteiler¬ scheibe 62 ist nach innen zur Ringnut 65 hin offen. Eine eben- falls kreisbogenförmige, sich jedoch über einen kleineren Winkel erstreckende Hochdrucksteuernut 78 ist nach außen hin zum Zwi¬ schenraum 21 offen. Radial sind die Steuernuten 77 und 78 so an¬ geordnet, daß sie die Axialbohrungen 48 überdecken. Die Vertei¬ lerscheibe 62 wird mit einer Dichtfläche 79 gegen das zweite Ge- häuseteil 13 gedrückt, wodurch die Niederdrucksteuernut 77 nach außen zum Zwischenraum 21, die Hochdrucksteuernut nach innen zur Ringnut 65 und die beiden Steuernuten gegeneinander abgedichtet sind. Die Verteilerscheibe 61 wird mit einer Dichtfläche 80, die die Ausnehmung 69 zum Zwischenraum 21 hin abdichtet, gegen den Abstützring 70 gedrückt. Die Verteilerscheibe 61 trennt also den mit Niederdruck beaufschlagten Hohlraum 24 im ersten Gehäuseteil 12 von dem mit Hochdruck beaufschlagbaren Hohlraum 21 zwischen den beiden Gehäuseteilen. Weil sich die Verteilerscheiben 61 und 62 unabhängig voneinander nach entgegengesetzten Richtungen be- wegen können, werden Bauteiltoleranzen und Verschleiß ausgegli- chen. Auch die Radialdichtungen 64 tragen zur Trennung der mit unterschiedlichen Drücken beaufschlagten Bereiche bei.
Die Kraft, die die beiden Verteilerscheiben 61 und 62 in entge¬ gengesetzte Richtungen an die beiden Gehäuseteile 12 und 13 drückt, wird auf zweierlei Weise erzeugt. Zum einen sind in die Sackbohrungen 67 der Verteilerscheibe 61 Druckfedern 81 einge¬ legt, die die beiden Verteilerscheiben auseinanderdrücken. Zum anderen ist eine Druckfläche 82 an der ersten Verteilerscheibe
61 nicht und eine Druckfläche 83 am Ring 63 nur teilweise druck- ausgeglichen, so daß die beiden Verteilerscheiben auch von dem im Zwischenraum 21 herrschenden Hochdruck auseinandergedrückt werden. Die von diesem Druck erzeugte Kraft überwiegt bei weitem die von den Federn 81 erzeugte Kraft, die lediglich die Funktion haben, die Verteilerscheiben schon bei fehlendem Hochdruck an die Gehäuseteile anzudrücken.
Im Bereich der Hochdrucksteuernut 78 wird die Verteilerscheibe
62 in eine Richtung vom zweiten Gehäuseteil 13 weg vom Hochdruck beaufschlagt. Um die dadurch erzeugte, einer dichten Anlage der Verteilerscheibe 62 am Gehäuseteil 13 entgegenwirkenden Kraft zu kompensieren, ist im wesentlichen axial hinter der Steuernut 78 in einer Sackbohrung der ersten Verteilerscheibe 61 ein kleiner Kompensationskolben 84 angeordnet, der auf seiner der zweiten Verteilerscheibe 62 abgekehrten Rückseite über eine Radialboh¬ rung 85 in der Verteilerscheibe 61 mit Hochdruck beaufschlagbar ist. Der Hochdruck in dem Druckfeld zwischen dem Kompensations- kolben und der ersten Verteilerscheibe 61 beaufschlagt die zweite Verteilerscheibe 62 in Richtung auf das Gehäuseteil 13 zu und die erste Verteilerscheibe 61 in Richtung auf den Abstütz¬ ring 70 zu. Damit die Verteilerscheibe 61 im Bereich des Druck- feldes nicht zu stramm an den Abstützring 70 angedrückt wird, besitzt sie in ihrer dem Abstützring zugewandten Stirnseite eine nach radial außen zum Zwischenraum 21 hin offene Tasche 86, die durch eine radiale Einbuchtung in der Dichtfläche 80 gebildet ist und durch die Dichtfläche 80 vom Hohlraum 24 getrennt ist. Der Exzenterring 43 wird in die eine Richtung durch eine an der einen Seite des Exzenters 42 auf der Antriebswelle 37 sitzende Anlau scheibe 87 gesichert. Die Anlaufscheibe 87 wiederum wird durch die Paßfeder 59 am Exzenter 42 gehalten. Zusätzliche Mit- tel zur axialen Sicherung der Anlaufscheibe 87 sind deshalb nicht notwendig.
Um Druckpulsationen hoher Frequenz, die im Niederdruckbereich der Pumpe auftreten, zu glätten, ist dieser Niederdruckbereich mit einem Niederdruckpulsationsdämpfer 90 verbunden, zu dem ein als Hohlkolben ausgebildeter Dämpfungskolben 91 geringer Masse gehört. Der Dämpfungskolben 91 ist von einer Sackbohrung 92 auf¬ genommen, die von der dem Zahnrad 41 zugekehrten Seite aus ex¬ zentrisch zur Antriebswelle 37 in das erste Gehäuseteil 12 ein¬ gebracht ist. Der Durchmesser der Bohrung 92 ist geringfügig größer als der Außendurchmesser des Dämpfungskolbens 91. Zahn- radseitig ist der Dämpfungskolben 91 von einer Druckfeder 93 be¬ aufschlagt, die sich an einem mit einem zentralen Durchgang 94 versehenen Federteller 95 abstützt. Der Federraum ist also zur Ölwanne der Brennkraftmaschine hin entlastet. Auf der Vorder- seite des Dämpfungskolbens 91 ist die Bohrung 92 über eine Schrägbohrung 96 mit dem Hohlraum 24 verbunden.
Wenn die mit einer Motorbremse ausgestattete Brennkraftmaschine eines Kraftfahrzeugs läuft, nimmt sie über das Zahnrad 41 die Antriebswelle 37 mit. Die Radialkolben 27 stützen sich auf dem Exzenterring 43 ab und führen ihre Hubbewegungen aus. Die Ver¬ teilereinrichtung 60 wird von der Antriebswelle mitgenommen. Im Normalbetrieb, wenn die Motorbremse nicht benutzt wird, ist das Druckbegrenzungsventil 72 auf einen niedrigen Druck eingestellt. Die Pumpe wird mit geringer Leistung mitgeschleppt. Die Vertei- lεrscheiben liegen nur aufgrund der Kraft der Federn 81 an den Gehäuseteilen an, so daß auch sie praktisch leistungslos mitge¬ schleppt werden.
Für den Gebrauch der Motorbremse wird das Druckbegrenzungsventil auf einen hohen Druck von z.B. 100 bar eingestellt. Dieser Druck herrscht dann im Zwischenraum 21 zwischen den beiden Gehäusetei¬ len 12 und 13. Während sich die Verteilereinrichtung 60 dreht, werden nun die Axialbohrungen 48 abwechselnd über die Steuernut 77 mit dem Niederdruckbereich und über die Steuernut 78 mit dem Hochdruckbereich der Pumpe verbunden. Während der Verbindung mit dem Hochdruckbereich baut sich in einer Steuerleitung der Hoch¬ druck auf, so daß ein Dekompressionsventil, dem diese Steuerlei- üung zugeordnet ist, vom entsprechenden Betätigungskolben geöff¬ net wird. Nach der Trennung der Bohrung 48 vom Hochdruckbereich 21 und nach ihrer Verbindung mit der zum Niederdruckbereich ge¬ hörenden Ringnut 65 wird der Betätigungskolben entlastet, so daß das Dekompressionsventil wieder schließt. Sowohl im Normalbe- •^rieb als auch im Bremsbetrieb fließt eine bestimmte Menge Öl über die Bohrung 96, den Ringspalt zwischen dem Dämpfungskolben 91 und dem Gehäuseteil 12 sowie durch den Federteller 95 hin¬ durch zum Ölvorratsvorbehälter zurück. Der Ringspalt wirkt dabei als Ablaufdrossei. Im Bremsbetrieb wird durch diesen Ölstrom Wärme aus der Pumpe abgeführt.
3ei der in den Figuren 2 bis 5 gezeigten Verteilereinrichtung 60 fehlt der bei der Ausführung nach Figur 1 vorhandene äußere Ring 63 und die beiden Verteilerscheiben 61 und 62 sind unmittelbar ineinander teleskopisch geführt. Dabei ist die erste Verteiler- schεibε 61 in einer Ausnehmung der zweiten Verteilerscheibe auf¬ genommen. Zwischen den beiden Verteilerscheiben ist wiederum einε Radialdichtung 64 angeordnet. Die einem zweiten Gehäuseteil mit den Steuerausgangen zugewandte Stirnseite der Verteiler¬ scheibe 62 ist im wesentlichen gleich wie bei der Ausführung nach Figur 1 gestaltet. Ihre verschiedenen Flächen sind deutlich aus Figur 2 ersichtlich. Man erkennt dort die Ringnut 65, die Niederdrucksteuernut 77, die Hochdrucksteuernut 78 und die Dichtfläche 79. Außerhalb der Dichtfläche befindet sich noch eine gegenüber der Dichtfläche 79 zurückgesetzte Ringfläche 96, die der dem zweiten Gehäuseteil 13 zugewandten Stirnseite des Rings 63 nach Figur 1 entspricht. Diese Ringfläche 96 wird im Bremsbetrieb vom Hochdruck beaufschlagt, ist jedoch druckausge- glichen. Mit einem strichpunktierten Kreis ist in Figur 2 die Position der Steuerausgänge 48 angedeutet.
Auch die einem ersten Gehäuseteil 12 zugewandte Stirnseite der ersten Verteilerscheibe 61 ist ähnlich wie bei der Ausführung nach Figur 1 gestaltet. Man erkennt in Figur 4 die Dichtfläche 80, die mit Hochdruck beaufschlagbare Tasche 86 und die zentrale Ausnehmung 69, die allerdings anders als bei der Ausführung nach Figur 1 zur Dichtfläche 80 hin in einer Stufe flacher wird, um die Formstabilität der Verteilerscheibe 61 zu wahren.
Bei der Ausführung nach den Figuren 2 bis 5 ist die zweite Ver¬ teilerscheibe 62 axial wesentlich dicker als die erste Vertei¬ lerscheibe 61. Deshalb befinden sich die Sackbohrungen 67 zur Aufnahme der Druckfedern 81 nun in der zweiten Verteilerscheibe 62. Jede Sackbohrung 67 ist zugleich Teil eines Durchgangs zwi- sehen der Ringnut 65 an der Stirnseite der einen Verteiler¬ scheibe und der Ausnehmung 69 an der entgegengesetzten Stirn¬ seite der anderen Verteilerscheibe. Zu dem Durchgang gehören au¬ ßerdem wie in Figur 1 eine Bohrung 68 im Boden der Sackbohrung 67 und eine Bohrung 66 in der ersten Verteilerscheibe 61. Zur Kompensation der vom Hochdruck in der Hochdrucksteuernut 78 er¬ zeugten und auf die Verteilerscheibe 62 wirkenden Kraft sind nun zwei Kompensationskolben 84 vorgesehen, die einen geringen peri- pheren Abstand voneinander haben und die nun von Sackbohrungen in der Verteilerscheibe 62 aufgenommen sind. Die Kompensations- kolben 84 stützen sich mit ihrer einen Stirnseite an der Vertei¬ lerscheibe 61 ab, während zwischen ihrer anderen Stirnseite und dem Boden der jeweiligen Sackbohrung als Druckfeld ein Freiraum besteht, der mit dem Hochdruckbereich der Pumpe verbunden ist. Diese Verbindung wird für den einen Kompensationskolben 84 durch eine Radialbohrung 97 in der Verteilerscheibe 62 hergestellt.
Für den anderen Kompensationskolben 84 dient zur Herstellung der Verbindung eine Axialbohrung 98, die von der Hochdrucksteuernut 78 ausgeht. Für die Druckkompensation hat es sich unter Berück¬ sichtigung der Lage der Kompensationskolben 84 als günstig er- wiesen, die Querschnitte der Kompensationskolben und damit die Druckfelder unterschiedlich groß zu machen. Die vom Hochdruck beaufschlagbare Stirnfläche 83 der Verteilerscheibe 62 ist grö¬ ßer als die Ringfläche 96, so daß sie nicht druckausgeglichen ist und bei herrschendem Hochdruck eine hydraulisch erzeugte Kraft auf die zweite Verteilerscheibe 62 in Richtung auf ein zweites Gehäuseteil 13 zu wirkt. An der ersten Verteilerscheibe
61 ist die Fläche 82, mit der die Verteilerscheibe 61 auf der Stirnseite 83 der Verteilerscheibe 62 aufliegen kann, nicht druckausgeglichen, so daß bei herrschendem Hochdruck auf die Verteilerscheibe 61 eine Kraft in die entgegengesetzte Richtung wirkt.
Die Verteilereinrichtung 60 des Ausführungsbeispiels nach Figur 6 entspricht hinsichtlich der Form der Verteilerscheiben 61 und
62 weitgehend der Verteilereinrichtung nach den Figuren 2 bis 5. Ein Unterschied besteht darin, daß sich die Radialdichtung 64 zwischen den beiden Verteilerscheiben 61 und 62 in einer einsei¬ tig axial offenen Eindrehung 120 der einen Verteilerscheibe, und zwar der Verteilerscheibe 62 befindet. Die Verteilerscheibe 61 überdeckt die Eindrehung 120 radial, so daß die Radialdichtung unverlierbar gesichert ist. Aufgrund einer solchen Ausbildung kann die.Strecke, auf der die beiden Verteilerscheiben 61 und 62 ineinander geführt sind, gegenüber der Ausführung nach den Figu¬ ren 2 bis 5 verkürzt werden, um auch die axiale Ausdehnung der beiden Verteilerscheiben zu verringern.
Der gewonnene Platz wird genutzt, um zwischen dem Gehäuseteil 13 und der Verteilerscheibe 62 eine Scheibe 125 aus einem gehärte¬ ten Stahlblech anzuordnen. Diese ist am Gehäuseteil 13 verdreh¬ sicher befestigt und mit einer zentralen Öffnung 126 und mit ge¬ nau über den Bohrungen 48 des Gehäuseteils 13 liegenden Bohrun- gen 127 versehen, um die Verbindung zwischen den Bohrungen 46 und 47 des Niederdruck-Speisekanals 44 und der Ringnut 65 herzu¬ stellen und um die wechselnde Verbindung der Steuerausgänge 48 mit der Niederdrucksteuernut 77 und Hochdrucksteuernut 78 der Verteilerscheibe 62 zu ermöglichen. Im Gehäuseteil 13 befinden sich zwei zu der Scheibe 125 hin of¬ fene, kreisförmige Druckentlastungsnuten 130 und 131, von denen sich die eine radial außerhalb und die andere radial innerhalb der Steuerausgänge 48 befindet. Beide Druckentlastungsnuten sind über jeweils eine axiale Bohrung 132 im Gehäuseteil 13 mit der Bohrung 46, also mit Niederdruck verbunden. Durch die Druckent- las ungs uten 130 und 131 wird die Druckkraft, die die Scheibe 125 gegen ihre Befestigung vom Gehäuseteil 13 abzuheben sucht, verringert.
Die Verteilerscheibe 62 ist aus Bronze gefertigt und wird mit ihrem Dichtsteg 79 gegen die Stahlscheibe 125 gedrückt. Auch die Verteilerscheibe 61 besteht aus Bronze und liegt an dem aus Stahl gefertigten Abstützring 70 an. Aufgrund dieser Werkstoff- Paarungen wird ein gutes Verschleißverhalten erzielt.
Der Niederdruckspeicher 90 gemäß Figur 7 ist an derselben Stelle in einem ersten Gehäuseteil 12 angeordnet und über eine Bohrung 96 mit einem Hohlraum 24 verbunden wie der Niederdruckspeicher nach Figur 1. Auch hat er einen Dämpfungskolben 91, der als Hohlkolben ausgebildet ist. Ein Federteller 95 mit einem zentra- len Durchgang 94 ist in die Sackbohrung 92 eingeschraubt. Unter¬ schiede zum Niederdruckpulsationsdämpfer nach Figur 1 bestehen im wesentlichen in zweierlei Hinsicht. Zum einen wirkt auf den Dämpfungskolben 91 mit dem Niederdruck entgegen der Kraft der Druckfeder 93 eine zweite Druckfeder 105, die jedoch eine we- sentlich kleinere Federkonstante als die Druckfeder 93 hat. Für den Dämpfungskolben 91 ist nicht wie bei demjenigen aus Figur 1 erhöht über dem Boden der Sackbohrung 92 ein Anschlag vorgese¬ hen, gegen den er von der Druckfeder 93 gedrückt werden kann. Vielmehr wird der Dämpfungskolben 91 nach Figur 7 von der schwa- chen zweiten Druckfeder 105 unabhängig von den Toleranzen in den Maßen der einzelnen Bauteile immer an der starken Druckfeder 93 gehalten. Das Niveau, auf dem das Kräftegleichgewicht zwischen den beiden Druckfedern 93 und 105 besteht, wird dabei von den Toleranzen nur wenig beeinflußt, da sich die von der schwachen Druckfeder 105 ausgeübte Kraft wegen der kleinen Federkonstante mit dem Weg nur wenig ändert. Damit die Druckfeder 105 im Gehäu¬ seteil 12 nicht zusätzlichen Raum beansprucht, besitzt der Dämp¬ fungskolben 91 zentral einen zur Niederdruckseite hin offenen, becherförmigen Einzug 106, der in das Innere der Druckfeder 93 hineinragt, also von dieser Druckfeder umgeben ist, und in dem sich die Druckfeder 105 befindet.
Der zweite Unterschied betrifft die Ablaufdrossel in der auch bei der Ausführung nach Figur 7 durch den Niederdruckpulsations- dämpfer führenden Spülölleitung. Und zwar ist die Ablaufdrossel nun eine Bohrung 107 im Boden des Dämpfungskolbens 91, durch die der sich hinter dem Dämpfungskolben 91 befindliche Raum mit der Druckfeder 93 mit dem Raum vor dem Dämpfungskolben 91 verbunden ist.
Wenn bei einer für eine Motorbremse verwendeten Radialkolben- pumpe die Radialkolben erfindungsgemäß innen an einem mit einer Antriebswelle umlaufenden Exzenter abgestützt sind, so läßt sich die Antriebswelle auf einfache Weise als Durchtrieb gestalten, mit dem ein weiteres Nebenaggregat eines Kraftfahrzeugs ange¬ trieben werden kann. Dies ist bei dem Ausführungsbeispiel nach Figur 8 geschehen. In dieser Figur erkennt man ein zweites Ge¬ häuseteil 13 des Gehäuses 11 einer zu einer Motorbremse gehören¬ den Radialkolbenpumpe. Dieses Gehäuseteil 13 ist ähnlich wie das Gehäuseteil 13 aus Figur 1 ausgebildet. Es besitzt eine Bohrung 46 eines Niederdruck-Speisekanals, der mit einer axialen Bohrung 47 von der Innenseite des Bodens 17 des Gehäuseteils 13 ausgeht. Die Axialbohrung 47 liegt einer Ringnut 65 in der zweiten Ver¬ teilerscheibe 62 gegenüber. In eine axiale Sackbohrung 108, die über eine Bohrung 109 in ihrem Boden mit dem mit Hochdruck be¬ aufschlagbaren Zwischenraum 21 verbunden ist, ist das Druckbe- grenzungsventil 72 eingesetzt, dessen Ablaufseite über zwei Boh¬ rungen 110 und 111 mit der Ringnut 65 verbunden ist. Die Steuer¬ anschlüsse 49 gehen nun radial vom Gehäuseteil 13 ab und sind wie in Figur 1 über Axialbohrungen 48 mit dem Hochdruckbereich oder dem Niederdruckbereich der Pumpe verbindbar. Anstelle einer Sackbohrung ist das Gehäuseteil 13 zur Lagerung der Antriebswelle 37 mit einer Durchgangsbohrung 112 versehen. An das Gehäuseteil 13 ist eine Kraftstoffpumpe 113 angebaut, die als Innenzahnringpumpe ausgebildet ist und deren Rotor 114 auf einem Zapfen 115 drehbar gelagert, mit der Antriebswelle 37 ge¬ koppelt und über diese von der Brennkraftmaschine antreibbar ist.

Claims

Patentansprüche
1. Motorbremse für eine mehrzylindrige Brennkraftmaschine mit außerhalb des Ausschubtaktes der Arbeitskolben, insbesondere am Ende des Verdichtungstaktes, durch Druckbeaufschlagung von Hydraulikkolben aufsteuerbaren Dekompressionsventilen, mit einer Radialkolbenpumpe (10), die ein Pumpengehäuse (11), eine An¬ triebswelle (37), die mit einer mit der Drehzahl der Brennkraft¬ maschine gekoppelten Drehzahl antreibbar ist, mindestens einen von einem Hubelement (42) steuerbaren Radialkolben (27), eine verdrehsicher mit der Antriebswelle (37) gekoppelte Verteiler¬ einrichtung (80) und zur Druckbeaufschlagung und Druckentlastung der Hydraulikkolben der Dekompressionsventile Steuerausgänge (48) aufweist, die der Verteilereinrichtung (60) axial gegen¬ überliegen und über die Verteilereinrichtung (60) abwechselnd mit einem Hochdruckbereich (21) und mit einem Niederdruckbereich (24) der Radialkolbenpumpe (10) verbindbar sind, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß der mindestens eine Radialkolben (27) im Pumpenge¬ häuse (10) angeordnet und radial innen auf einem von der An¬ triebswelle (37) antreibbaren Exzenter (42) abgestützt ist, daß das Pumpengehäuse (10) ein erstes Gehäuseteil (12) mit dem min¬ destens einen Radialkolben (27) und einem Raum (24) für den Ex¬ zenter (42) und ein zweites Gehäuseteil (13) mit den Steueraus¬ gängen (48) besitzt und daß die Verteilereinrichtung (60) zwei abgedichtet axial gegeneinander verschiebbare Verteilerscheiben (61, 62) aufweist, von denen die erste Verteilerscheibe (61), einen ersten Druckbereich (24) innerhalb des ersten Gehäuseteils (12) von einem zweiten Druckbereich (21) zwischen den beiden Ge¬ häuseteilen (12, 13) voneinander trennend, axial an das erste Gehäuseteil (12) und die zweite Verteilerscheibe (62), einen Steuerausgang (48) mit dem einen Druckbereich (24) oder dem an¬ deren Druckbereich (21) verbindend, axial an das zweite Gehäuse¬ teil (13) andrückbar ist.
2. Motorbremse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Verteilerscheibe (61) in die eine axiale Richtung an das erste Gehäuseteil (12) und die zweite Verteilerscheibe 23
(62) in die entgegengesetzte axiale Richtung an das zweite Gehäuseteil (13) andrückbar ist.
3. Motorbremse nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Druckbereich (24) der Niederdruckbereich und der zweite Druckbereich (21) der Hochdruckbereich ist.
4. Motorbremse nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß die beiden Verteilerscheiben (61, 62) teleskopisch ineinander oder in einem dritten Teil (63) geführt sind und daß zwischen zwei teleskopisch ineinander geführten Teilen (61, 63; 62, 63) ein Radialdichtring (64) angeordnet ist.
5. Motorbremse nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß sich der Radialdichtring (64) in einer einseitig axial offenen Eindrehung des einen Teils (62) befindet, die von einem anderen Teil (61) radial überdeckt ist.
6. Motorbremse nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Verteilerscheiben (61, 62) vom Hochdruck hydraulisch auseinander gegen das erste Gehäuseteil (12) bzw. das zweite Gehäuseteil (13) drückbar sind.
7. Motorbremse nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß jeder Verteilerscheibe (61, 62) eine zumindest teilweise druckunausgeglichene, der anderen Verteilerscheibe (62, 61) zugewandte, vom zweiten mit Hochdruck beaufschlagbaren Druckbereich zugängliche Außenschulter (83, 82) zugeordnet ist.
8. Motorbremse nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß die wirksame Druckfläche an der einen Verteilerscheibe (62) größer als an der anderen Verteilerscheibe (61) ist.
9. Motorbremse nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen den beiden Verteilerscheiben (61, 62), diese axial auseinanderdrückend, wenigstens ein Federele¬ ment (81) angeordnet ist, vorzugsweise mehrere gleiche Winkelab- stände voneinander besitzende Federelemente (81) angeordnet sind.
10. Motorbremse nach einem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Verteilerscheibe (62) in ihrer den Steuerausgängen (48) zugewandten Stirnseite eine Niederdrucksteuernut (77) und eine Hochdrucksteuernut (78) aufweist, über die die Steuerausgänge (48) mit dem Hochdruckbereich (21) und dem Niederdruckbereich (24) verbindbar sind, und daß im Bereich axial hinter der Hochdrucksteuernut (78) auf der anderen Seite der zweiten Verteilerscheibe (62) ein mit Hochdruck beaufschlagbares Druckfeld vorhanden ist.
11. Motorbremse nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Druckfeld über eine Bohrung (85, 97, 98) oder eine Nut in der zweiten Verteilerscheibe (62) und insbesondere über die Hochdrucksteuernut (78) mit Hochdruck beaufschlagbar ist.
12. Motorbremse nach Anspruch 10 oder 11, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß durch einen Druck in dem Druckfeld die erste Ver¬ teilerscheibe (61) in Richtung auf das erste Gehäuseteil (12) zu beaufschlagt ist und daß diese Beaufschlagung durch ein Druck- feld (86) auf der dem ersten Gehäuseteil (12) zugewandten Stirn¬ seite der ersten Verteilerscheibe (61) kompensierbar ist.
13. Motorbremse nach einem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Druckbereich (24) über jeweils mindestens einen Durchgang (66, 67, 68) in jeder Verteiler- scheibe (61, 62) hindurch mit einer Ausnehmung (65) auf der den Steuerausgangen (48) zugewandten Stirnseite der zweiten Vertei¬ lerscheibe (62) verbunden ist.
14. Motorbremse nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß ein die beiden Verteilerscheiben (61, 62) auseinanderdrük- kendes Federelement (81) von einer Sackbohrung (67) einer Ver¬ teilerscheibe (61, 62) aufgenommen ist und daß sich als Teil des Durchgangs dieser Verteilerscheibe (61, 62) im Boden der Sack¬ bohrung (67) eine Öffnung (68) befindet.
15. Motorbremse nach Anspruch 13 oder 14, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß ein durch das zweite Gehäuseteil (13) führender Niederdruck-Speisekanal (44) dauernd mit der mit dem ersten Druckbereich (24) verbundenen Ausnehmung (65) in der zweiten Verteilerscheibe (62) verbunden ist.
16. Motorbremse nach einem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß die Verteilerscheiben (61, 62) aus einem Stahl hergestellt und zumindest an den Oberflächenabschnitten, an denen sie an den Gehäuseteilen (12, 13) anliegen, mit einer Gleitbeschichtung versehen sind.
17. Motorbremse nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Verteilerscheiben (61, 62) aus einem Gleitlagerwerkstoff, insbesondere aus Bronze, gefertigt sind und an eine am jeweiligen Gehäuseteil (12, 13) gehaltene Stahlein- läge (70, 120) andrückbar sind.
18. Motorbremse nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen einem am zweiten Gehäuseteil (13) und einem an die¬ sem gehaltenen Stahlblech zumindest eine Druckentlastungsrille, vorzugsweise zwei Druckentlastungsrillen (130, 131), von denen sich eine radial innerhalb und eine radial außerhalb der Steuer¬ ausgänge (48) befindet, vorhanden sind.
19. Motorbremse nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß eine Druckentlastungsrille (130, 131) über eine Bohrung (132) im zweiten Gehäuseteil (13) mit dem Niederdruck-Speiseka- nal (44) verbunden ist.
20. Motorbremse nach einem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß die Verteilereinrichtung (60) über eine Pa߬ feder (59) verdrehsicher mit der Antriebswelle (37) verbunden ist, daß auf einem Exzenterabschnitt (42) der Antriebswelle (37) ein Exzenterring (43) drehbar gelagert ist, daß seitlich des Ex¬ zenterabschnitts (42) auf der Antriebswelle (37) eine Anlauf¬ scheibe (87) zur axialen Abstützung des Exzenterrings (43) ange¬ ordnet ist und daß die Anlaufscheibe (87) zu der dem Exzenterab- schnitt (42) abgewandten Seite hin durch die Paßfeder (59) axial gesichert ist.
21. Motorbremse nach einem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Verteilerscheibe (62) in der dem zweiten Gehäuseteil (13) zugewandten Stirnseite radial innen eine Ringnut (65) aufweist, die einer axialen, radial weiter in¬ nen als die Steuerausgänge (48) befindlichen Austrittsöffnung (47) eines im zweiten Gehäuseteil (13) verlaufenden Niederdruck- Speisekanals (44) axial gegenüberliegt und mit dem ersten Druck- bereich (24) verbunden ist, daß sich in derselben Stirnseite der zweiten Verteilerscheibe (62) radial außerhalb der Ringnut (65) und den Steuerausgangen (48) gegenüberliegend eine kreisbogen¬ förmige Niederdrucksteuernut (77), die nach radial innen zur Ringnut (65) hin offen ist und nach radial außen zum zweiten Druckbereich (21) verschlossen ist, und eine kreisbogenförmige Hochdrucksteuernut (78), die nach radial außen zum zweiten Druckbereich (21) offen und zur Ringnut (65) und zur Nieder¬ drucksteuernut (77) verschlossen ist, befinden.
22. Motorbremse nach einem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Gehäuseteil (12) einen topfarti¬ gen, am dem Boden (17) des topfartigen zweiten Gehäuseteils (13) entfernten Ende durch einen Boden (16) verschlossenen Hohlraum (24) aufweist, in dem sich das Hubelement (42) befindet, daß die Antriebswelle (37) auf der einen Seite des Hubelements (42) mit einem ersten Lagerabschnitt (38) im ersten Gehäuseteil (12) und auf der anderen Seite des Hubelements (42) mit einem zweiten La¬ gerabschnitt (39) im zweiten Gehäuseteil (13) gelagert ist und daß die Verteilereinrichtung (60) zwischen dem Hubelement (42) und dem zweiten Lagerabschnitt (39) der Antriebswelle auf dieser angeordnet ist.
23. Motorbremse nach einem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Gehäuseteil (12) in das topfartig ausgebildete zweite Gehäuseteil (13) hineinragt, mit einem Au¬ ßenflansch (19) auf einer im wesentlichen ringförmigen Stirn- seite (20) des zweiten Gehäuseteils (13) aufliegt und mit einem sich innen an dem Außenflansch (19) anschließenden Zentrierbund (18) am zweiten Gehäuseteil (13) zentriert ist und daß axial weiter innen als der Zentrierbund (18) überall ein Abstand zwi- sehen den beiden Gehäuseteilen (12, 13) besteht.
24. Motorbremse nach einem der Ansprüche 3 bis 23, dadurch gekennzeichnet, daß ein mit dem Niederdruckbereich (24) verbun¬ dener Niederdruckpulsationsdämpfer (90) in das erste Gehäuseteil (12) integriert ist.
25. Motorbremse nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Gehäuseteil (12) zur Ausbildung des Niederdruck¬ pulsationsdämpfers (90) eine sacklochartige und axial nach außen offene Ausnehmung (92) aufweist, die über eine Bohrung (96) mit dem Raum (24) für den Exzenter (42) verbunden ist.
26. Motorbremse nach Anspruch 24 oder 25, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß der Niederdruckpulsationsdämpfer (90) in einer zur Abtriebswelle (37) exzentrischen Position am ersten Gehäuseteil (12) angeordnet ist.
27..Motorbremse, insbesondere nach einem vorhergehenden An- spruch, dadurch gekennzeichnet, daß der Niederdruckbereich (24) mit einem Niederdruckpulsationsdämpfer (90), der einen Dämp¬ fungskolben (91) aufweist, in Verbindung steht, daß der Dämp¬ fungskolben (91) gegen den Niederdruck von einer ersten Druckfe¬ der (93) beaufschlagt wird, die sich hinter dem Dämpfungskolben (91) in einem mit einem Tank verbundenen Federraum befindet, daß der Dämpfungskolben (91) mit dem Niederdruck von einer zweiten Druckfeder (105) beaufschlagt wird und daß die Federkonstante der ersten Druckfeder (93) wesentlich größer als die Federkon¬ stante der zweiten Druckfeder (105) ist.
28. Motorbremse nach Anspruch 27, dadurch gekennzeichnet, daß der Dämpfungskolben (21) ein Hohlkolben ist, der zur Tank¬ seite hin offen ist und zentral einen zur Niederdruckseite hin offenen, becherförmigen Einzug (106) aufweist, der von der er- sten Druckfeder (93) umgeben ist und in dem sich die zweite Druckfeder (105) befindet.
29. Motorbremse, insbesondere nach einem vorhergehenden An¬ spruch, dadurch gekennzeichnet, daß der Niederdruckbereich (24) mit einem Niederdruckpulsationsdämpfer (90) in Verbindung steht, der einen Dämpfungskolben (91) aufweist, dessen dem Niederdruck¬ bereich (24) abgewandte Rückseite zu einem Tank entlastet ist, daß der Niederdruckbereich (24) über eine Spülölleitung mit ei¬ ner Ablaufdrossel (107) mit dem Tank verbunden ist und daß die Ablaufdrossel (107) unter Einbeziehung des Dämpfungskolbens (91) des Niederdruckpulsationsdämpfers (90) gebildet ist.
30. Motorbremse nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß die Ablaufdrossel durch eine Bohrung (107) im Dämpfungskol¬ ben (91) gebildet ist.
31. Motorbremse nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß die Ablaufdrossel durch einen Ringspalt zwischen dem Dämp¬ fungskolben (91) und einen weiteren Teil (12) gebildet ist.
32. Motorbremse nach einem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß die Antriebswelle (37) auf zwei gegenüber- liegenden Seiten des Pumpengehäuses (11) zugänglich ist und daß über die Antriebswelle (37) ein weiteres Nebenaggregat eines Kraftfahrzeugs, insbesondere eine Kraftstoffpumpe (13), antreib¬ bar ist.
33. Motorbremse nach Anspruch 32, dadurch gekennzeichnet, daß das Nebenaggregat (13) an das Pumpengehäuse (11) angebaut ist.
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Families Citing this family (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19520482A1 (de) * 1995-06-03 1997-01-16 Rexroth Mannesmann Gmbh Hydraulisches System für eine Motorbremse einer Brennkraftmaschine
DE19652831B4 (de) * 1996-12-18 2011-02-24 Continental Automotive Gmbh Druckfluid-Speisesystem für die Versorgung von Hochdruck-Sammelleitungen
DE19928164A1 (de) * 1999-06-19 2000-12-21 Continental Teves Ag & Co Ohg Kolbenpumpe
DE10117094A1 (de) * 2001-04-06 2002-10-17 Bosch Gmbh Robert Brennkraftmaschine mit einem Hydrauliksystem
DE102004022431B4 (de) * 2004-05-06 2007-02-08 Siemens Ag Radialkolbenpumpe mit Hubring
DE102008028547B4 (de) 2008-06-16 2022-07-07 Danfoss Power Solutions Gmbh & Co. Ohg Mobile Arbeitsmaschine
DE102015204374A1 (de) * 2015-03-11 2016-09-15 Mahle International Gmbh Axialkolbenmaschine
DE102022109301B3 (de) 2022-04-14 2023-08-17 Dr. Ing. H.C. F. Porsche Aktiengesellschaft Verfahren zum Unterstützen der Bremsung bei einem Kraftfahrzeug sowie entsprechendes Kraftfahrzeug

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB661652A (en) * 1942-01-14 1951-11-28 Oilgear Co Improvements in or relating to hydraulic pumps or motors
FR2357754A1 (fr) * 1976-07-08 1978-02-03 Duesterloh Gmbh Dispositif de distribution d'une machine hydrostatique a pistons
EP0337439A2 (de) * 1988-04-13 1989-10-18 Nissan Motor Co., Ltd. Radialkolbenpumpe mit feststehenden Zylindern mit einer Vorrichtung zur Regelung der Fördermenge
DE4038334C1 (de) * 1990-12-01 1991-11-28 Mercedes-Benz Aktiengesellschaft, 7000 Stuttgart, De
DE4138447A1 (de) * 1991-06-28 1993-05-27 Rexroth Mannesmann Gmbh Motorbremse fuer eine mehrzylindrige brennkraftmaschine

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
IT1076119B (it) * 1977-02-17 1985-04-24 Riva Calzoni Spa Distributore per motori idraulici
DE4126640B4 (de) * 1991-08-12 2005-06-16 Robert Bosch Gmbh Pumpenanordnung mit einer Vorförderpumpe und einer Radialkolbenpumpe
DE9113010U1 (de) * 1991-10-19 1993-02-18 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart Radialkolbenmaschine

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB661652A (en) * 1942-01-14 1951-11-28 Oilgear Co Improvements in or relating to hydraulic pumps or motors
FR2357754A1 (fr) * 1976-07-08 1978-02-03 Duesterloh Gmbh Dispositif de distribution d'une machine hydrostatique a pistons
EP0337439A2 (de) * 1988-04-13 1989-10-18 Nissan Motor Co., Ltd. Radialkolbenpumpe mit feststehenden Zylindern mit einer Vorrichtung zur Regelung der Fördermenge
DE4038334C1 (de) * 1990-12-01 1991-11-28 Mercedes-Benz Aktiengesellschaft, 7000 Stuttgart, De
DE4138447A1 (de) * 1991-06-28 1993-05-27 Rexroth Mannesmann Gmbh Motorbremse fuer eine mehrzylindrige brennkraftmaschine

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