EP1511932A1 - Einspritzventil - Google Patents

Einspritzventil

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EP1511932A1
EP1511932A1 EP03745746A EP03745746A EP1511932A1 EP 1511932 A1 EP1511932 A1 EP 1511932A1 EP 03745746 A EP03745746 A EP 03745746A EP 03745746 A EP03745746 A EP 03745746A EP 1511932 A1 EP1511932 A1 EP 1511932A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
injection valve
drive unit
valve
hydraulic
housing
Prior art date
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Granted
Application number
EP03745746A
Other languages
English (en)
French (fr)
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EP1511932B1 (de
Inventor
Georg Bachmaier
Bernhard Fischer
Bernhard Gottlieb
Andreas Kappel
Hans Meixner
Enrico Ulivieri
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Siemens AG
Siemens Corp
Original Assignee
Siemens AG
Siemens Corp
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 Siemens AG, Siemens Corp filed Critical Siemens AG
Publication of EP1511932A1 publication Critical patent/EP1511932A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1511932B1 publication Critical patent/EP1511932B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M61/00—Fuel-injectors not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00
    • F02M61/16—Details not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M61/02 - F02M61/14
    • F02M61/167—Means for compensating clearance or thermal expansion
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M51/00—Fuel-injection apparatus characterised by being operated electrically
    • F02M51/06—Injectors peculiar thereto with means directly operating the valve needle
    • F02M51/0603—Injectors peculiar thereto with means directly operating the valve needle using piezoelectric or magnetostrictive operating means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M61/00—Fuel-injectors not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00
    • F02M61/04—Fuel-injectors not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00 having valves, e.g. having a plurality of valves in series
    • F02M61/08—Fuel-injectors not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00 having valves, e.g. having a plurality of valves in series the valves opening in direction of fuel flow

Definitions

  • the present invention relates to an injection valve according to the preamble of patent claim 1.
  • Such an injection valve is known from DE 198 54 508, the valve needle being designed to open outwards and axially pressure-effective surfaces of the valve needle and the housing being designed such that when the pressure of the fluid changes, the same axial length change on the valve needle and on occur in the valve housing. It is also possible to adjust the areas on the valve needle so that the pressure of the fluid does not cause any force on the return spring or the valve seat.
  • the drive chamber in which the drive unit is arranged and the fluid chamber in which the valve needle and the return spring are arranged are reliably sealed off from one another by means of a sealing ring and a drain.
  • All pressure forces are compensated in order to keep the valve needle free of pressure forces overall.
  • a high pressure force acting in the opening direction acts, which is advantageously compensated for by a second pressure-loaded surface which generates a pressure force of the same amount acting in the opposite direction.
  • the hydraulic length compensation is implemented by a hydraulic chamber filled with oil.
  • this requires a complex hermetic seal of the operating medium, for example silicone oil, against the pressurized fuel, which is often realized by a metal bellows.
  • the object of the present invention is to provide a powerful injection valve with a simple hydraulic bearing.
  • the hydraulic chamber to which the fuel pressure is applied is advantageously very stiff in order to be able to absorb very high compressive and tensile forces in the short term, as is required when the valve is opened and closed quickly. This allows the injector to close about 5 - 10 times as quickly as if it was reset by a
  • the fuel pressure-related forces on the valve needle can be set in a targeted manner. For example, a closing force caused by the fuel pressure could be set. This would ensure that the valve needle closes the valve securely even if the return spring is broken.
  • the fuel flows past the drive unit and, for example, the multilayer actuator and cools the piezoceramics.
  • Another advantage is therefore the improved temperature behavior of the injector. Direct injection into the combustion chamber exposes the injector to high temperatures. Modern injection concepts also provide for multiple injections. The development is moving towards continuous injection rate shaping. Concepts with 5 injections per cycle are already being discussed. This creates additional waste heat. Cooling of the injector is therefore advantageous, even if no temperature problem has yet occurred in the case of injectors according to the prior art with silicone oil as the operating medium of the hydraulic bearing.
  • Temperature expansions, aging and setting effects mean that the absolute position of the piezo unit, but also the relative position to the valve housing, changes. Typical values are up to a few 10 ⁇ m, but are always significantly smaller than 100 ⁇ m.
  • the hydraulic chamber must be at least high enough to compensate for all changes in length to be expected during its service life. In order to be able to form an abutment that is as rigid as possible, on the other hand, the hydraulic chamber must be designed as little as possible. A typical height of the hydraulic chamber of 200 to 500 ⁇ m is therefore preferred. In order to facilitate the filling of the hydraulic chamber with fuel, it is provided that the hydraulic chamber is connected via a cross line to a fuel supply line opening into the main chamber.
  • FIG. shows the injector in simplified form in a schematic longitudinal section.
  • a high-pressure injector or the injection valve has a valve seat 3 in an injector housing 1.
  • a diameter of the sealing line di is typically 3-5 mm in a fuel injection valve.
  • the valve seat 3 is kept closed in the basic state by a valve disk 7 connected to the lower end section of a valve needle 5 (diameter d 2 ).
  • the valve needle 5 is arranged in the valve housing 1.
  • the closed basic state, an injection nozzle 9 formed by the valve seat 3 and the valve plate 7 on the end face on the housing 1, is ensured by a tensioned compression spring 11 with a typical spring force (F s ) of approximately 150 N.
  • the compression spring is clamped between a base plate 13 of a drive unit 15 and a section of the inner wall of the valve housing 1.
  • the valve needle 5 is rigidly connected to the base plate 13, for example via a weld seam.
  • the fuel is fed into an interior of the valve housing 1 through a line bore 17 provided in the injector housing 1.
  • the drive unit 15 is arranged in the upper part of the injector housing 1. This is formed from a piezoelectric multilayer actuator using low-voltage technology (PMA) 19, a Bourdon tube 21, a hydraulic piston 23 and the base plate 13.
  • PMA piezoelectric multilayer actuator using low-voltage technology
  • the tubular spring 19 is welded to the hydraulic piston 23 and the base plate 13, so that the multilayer actuator 19 is under a mechanical pressure prestress stands. Electrical connections 25 of the drive unit 15 are led out of the housing 1, as described below.
  • the drive unit 15 is connected to the injector housing 1 by means of a metal bellows 31 with a hydraulic or effectively pressure-effective diameter d 5 .
  • the interior of the valve housing 1 is thus closed with respect to the surroundings.
  • the interior is additionally connected to the line bore 17 in the area of the metal bellows 31 via a cross line 33.
  • this force can act against the spring force (F s ) of the compression spring 11 and in the worst case open the valve unintentionally.
  • this additional force (F D ) can also Increase spring force (F s ), making opening the valve more difficult.
  • F s > 5 * F D in particular F s > 10 * F D.
  • the hydraulic piston 21 is sealed by a first and a second narrow clearance fit 35, 37 with a larger diameter d 3 and a smaller diameter d into the correspondingly designed injector housing 1 and forms the annular hydraulic chamber 29 with the corresponding inner wall sections of the injector housing 1.
  • the height of the hydraulic chamber h ⁇ is set to at least 100 - 500 ⁇ m.
  • the hydraulic chamber 29 is used, for example, to compensate for thermal changes in the length of the drive unit 15 and / or the valve needle 5 relative to the injector housing 1, caused by the aging effects of the PMA 19 in the injector (for example, typical time periods t> 1 s), if these slow changes in length occur , an unimpeded fluid exchange between the hydraulic chamber 29 and the surrounding fuel-filled interior of the injector or the main chamber 27 and the transverse line 33 can take place over the narrow sealing gaps of the clearance fits 35, 37 of the hydraulic piston 23. These slow changes are thus compensated for by a change in the height of the hydraulic chamber 29.
  • the sealing gaps between the hydraulic piston 23 and the valve housing 1 must at the same time be dimensioned so tightly that no significant fluid exchange between the hydraulic chamber 29 and the surrounding fuel-filled interior of the injector, in particular the main chamber, occurs within typical injection times (0 ms ⁇ t ⁇ 5 ms) 27 can occur.
  • the height of the hydraulic chamber h should not change by more than 1 - 2 ⁇ m due to leakage. In order to be able to open the valve and keep it open during operation for a period of 0 ms ⁇ t ⁇ 5 ms and then close it again, an average force of approximately 100-200 N is required, depending on the size of the spring force F s .
  • the hydraulic chamber 29 has a spring action due to the compressibility of gasoline, which leads to an additional loss in the valve lift.
  • the drive unit 15 together with the hydraulic piston 23 and the valve needle 5 form a unit which, as a whole, is compared slow movements occurring during the injection process can be shifted almost unhindered relative to the injector housing until the seating force (F D + F s ) is established between the valve seat 3 and the valve plate 7.
  • the length of the annular gaps is relatively uncritical, the leakage flow decreasing with increasing length Since the leakage increases with the 3rd power of the gap height h, the gap height should be chosen to be sufficiently small.
  • the function of the injection valve is now as follows: To start the injection process, the PMA 19 is charged via the electrical connections 25. Due to the inverse piezoelectric effect, the PMA 19 expands (typical deflection: 30 - 60 ⁇ m). The PMA is supported on the rigid hydraulic chamber 29 in order to lift the valve plate 7 against the spring force F s of the compression spring 11 from the valve seat 3. The fuel can now emerge from the injection nozzle 9. The valve plate 7 is acted upon by the pressure of the injection chamber (not shown) on its lower surface facing away from the fuel. As described above, the hydraulic chamber 29 is designed to be sufficiently rigid over a typical injection period. In order to end the injection process, the PMA 19 is discharged again via the electrical connections 25 and the " PMA is shortened.
  • the hydraulic pressure tension ( hydraulic tensile force) and the spring restoring force of the compression spring 11 pull the valve plate 7 into the valve seat 3 and close In the end position with the valve closed, the hydraulic chamber 29 is maintained with a minimum height.
  • the greatest contribution to the restoring force comes from the hydraulic pressure preload.
  • the injector volume itself serves as a fuel pressure reservoir for the first injection processes until the injection pump feeds the necessary fuel pressure into the injector.
  • a magnetostrictive drive can also be used as the drive to actuate the valve.
  • the device described can in principle also be used for inward-opening valves.

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Abstract

Bekannt ist ein Einspritzventil für Kraftstoff mit einem Ventilgehäuse (1), in dem eine Antriebseinheit (15) die Bewegung einer durch eine Feder (11) vorgespannte Ventilnadel (5) steuert, mit einer im Ventilgehäuse ausgebildeten Hauptkammer (27), die mit Kraftstoff gefüllt ist und in der die Ventilnadel (5) angeordnet ist, und mit einem hydraulischen Lager für die Antriebseinheit (15). Um ein einfaches hydraulisches Lager bereitzustellen, ist erfindungsgemäß vorgesehen, dass das hydraulische Lager eine Hydraulikkammer (29) aufweist, die mit der Hauptkammer (27) in Verbindung steht, wobei als Betriebsstoff des hydraulischen Lagers der Kraftstoff dient.

Description

Beschreibung
Einspritzventil
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Einspritzventil gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruches 1.
Ein derartiges Einspritzventil ist bekannt aus der DE 198 54 508, wobei die Ventilnadel nach außen öffnend ausgeführt ist und axial druckwirksame Flächen der Ventilnadel und des Gehäuses so ausgeführt sind, dass bei einer Änderung des Drucks des Fluids die gleichen axialen Längenänderung an der Ventilnadel und an dem Ventilgehäuse auftreten. Zudem ist es möglich die Flächen an der Ventilnadel so einzustellen, dass durch den Druck des Fluids keine Kraft auf die Rückstellfeder oder den Ventilsitz verursacht wird. Die Antriebs- kammer, in der die Antriebseinheit angeordnet ist, und die Fluidkammer, in der die Ventilnadel und die Rückstellfeder angeordnet sind, sind dabei mittels eines Dichtringes und eines Ablaufes gegeneinander zuverlässig abgedichtet.
Die Kompensation aller Druckkräfte erfolgt, um die Ventilnadel insgesamt frei von Druckkräften zu halten. Beispielsweise wirkt aufgrund der druckbelasteten Fläche des Ventiltellers eines nach außen öffnenden Injektors bei hohem Kraftstoff- druck eine hohe in Öffnungsrichtung wirkende Druckkraft, die vorteilhafter Weise durch eine zweite druckbelastete Fläche kompensiert wird, die eine in Gegenrichtung wirkende Druck- kraft gleichen Betrages erzeugt. Bei einer derartigen Kompensation bestehen bezüglich des Ventiltellerdurchmessers und des Nadeldurchmessers dann keinerlei Einschränkungen mehr.
Weiterhin ist allgemein bekannt, dass bei einem Hochdruck- Einspritzventil (High Pressure Direct Injection, HPDI) für direkteinspritzende Magermotoren mit einem piezoelektrischen Multilayeraktor als Antriebselement zusätzlich zum Kraftstoff noch ein weiteres Betriebsmittel für das hydraulische Lager im Injektor benötigt wird. Dabei ist bekannt, dass eine selbsttätige Kompensation aller thermischen sowie aller durch Setzeffekte des Piezoelementes hervorgerufenen oder druckbe- dingten Längenänderungen möglich ist. Dadurch kann bei der Materialwahl auf teuere Legierungen mit geringer thermischer Dehnung (z.B. Invar) verzichtet werden und wesentlich billigerer Stahl mit höherer Festigkeit und einfacherer Bearbeit- barkeit verwendet werden. Antriebsseitig werden alle bewegten Teile unter geringer Kraft auf Anlage gehalten, so dass keine Hubverluste durch Spalte entstehen. Für einen nach außen öffnenden piezoelektrisch angetriebenen Injektor wird der hydraulische Längenausgleich durch eine mit Öl gefüllte Hydraulikkammer realisiert. Dies bedingt jedoch eine aufwendige hermetische Abdichtung des Betriebsmittels, z.B. Silikonöl, gegenüber dem druckbeaufschlagten Kraftstoff, die häufig durch einen Metallbalg realisiert ist.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, ein leistungsfähi- ges Einspritzventil mit einem einfachen hydraulischen Lager bereitzustellen.
Erfindungsgemäß ist dies bei einem Einspritzventil mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 erreicht. Es ist ein Injek- torprinzip realisiert, das ohne zusätzliches Betriebsmittel für das hydraulische Lager auskommt. Der Kraftstoff füllt über zumindest einen Ringspalt die Hydraulikkammer des Ventils, welche den Längenausgleich sicherstellt.
Vorteilhafter Weise ist die mit dem Kraftstoffdruck beaufschlagte Hydraulikkammer sehr steif ausgebildet, um kurzfristig sehr hohe Druck- und Zugkräfte aufnehmen zu können, wie dies beim schnellen Öffnen und Schließen des Ventils erforderlich ist. Damit kann das Einspritzventil circa 5 - 10 mal so schnell schließen wie bei einer Rückstellung durch eine
Rückstellfeder allein gemäß dem Stand der Technik. Gleichzeitig werden die Verluste im Ventilnadelhub durch die nachtei- lige Dehnung der Ventilnadel aufgrund einer hohen durch die Rückstellfeder wirkenden Rückstellkraft vermieden.
Erfindungsgemäß können die kraftstoffdruckbedingten Kräfte auf die Ventilnadel gezielt eingestellt werden. Beispielsweise könnte eine kraftstoffdruckbedingte Schließkraft eingestellt werden. Dadurch wäre sichergestellt, dass die Ventilnadel selbst bei gebrochener Rückstellfeder das Ventil sicher schließt.
Durch eine geeignete Führung der Kraftstoffleitungen strömt der Kraftstoff an der Antriebseinheit und beispielsweise an dem Multilayeraktor vorbei und kühlt die Piezokeramiken. Ein weiterer Vorteil besteht deshalb in dem verbesserten Tempera- turverhalten des Injektors. Die Direkteinspritzung in den Brennraum setzt den Injektor hohen Temperaturen aus. Zudem sehen moderne Einspritzkonzepte Mehrfacheinspritzungen vor. Die Entwicklung geht in Richtung kontinuierlicher Einspritzratenformung. Konzepte mit 5 Injektionen pro Zyklus werden bereits diskutiert. Dabei entsteht zusätzliche Abwärme. Deshalb ist eine Kühlung des Injektors von Vorteil, auch wenn bei Injektoren nach dem Stand der Technik mit Silikonöl als Betriebsmittel des hydraulischen Lagers noch kein Temperaturproblem aufgetreten ist.
Temperaturausdehnungen, Alterungs- und Setzeffekte bewirken, dass sich die absolute Lage der Piezoeinheit, aber auch die relative Lage zum Ventilgehäuse ändert. Typische Werte betragen bis zu wenigen 10 μm, sind jedoch stets deutlich kleiner als 100 μm. Die Hydraulikkammer ist mindestens so hoch zu realisieren, dass sie sämtliche während der Lebensdauer zu erwartenden Längenänderungen ausgleichen kann. Um ein möglichst steifes Widerlager bilden zu können, ist die Hydrauli kammer andererseits möglichst wenig hoch auszubilden. Bevorzugt wird deshalb eine typischen Höhe der Hydraulikkammer von 200 bis 500 μm gewählt. Um die Befüllung der Hydraulikkammer mit Kraftstoff zu erleichtern, ist vorgesehen, dass die Hydraulikkammer über eine Querleitung mit einer in die Hauptkammer mündenden Kraftstoffzufuhrleitung verbunden ist.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind den weiteren abhängigen Patentansprüchen zu entnehmen.
Nachfolgend ist ein Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Einspritzventils beschrieben; die einzige Fig. zeigt das Einspritzventil vereinfacht in einer schematisierten Längs- schnittdarsteilung.
Ein Hochdruckinjektor bzw. das Einspitzventil weist in einem Injektorgehäuse 1 einen Ventilsitz 3 auf. Ein Durchmesser der Dichtlinie di beträgt bei einem Kraftstoff-Einspritzventil typischerweise 3 - 5 mm. Der Ventilsitz 3 wird im Grundzustand durch einen am unteren Endabschnitt einer Ventilnadel 5 (Durchmesser d2) verbundenen Ventilteller 7 geschlossen ge- halten. Die Ventilnadel 5 ist dabei in dem Ventilgehäuse 1 angeordnet. Der geschlossene Grundzustand, einer durch den Ventilsitz 3 und den Ventilteller 7 stirnseitig am Gehäuse 1 gebildeten Einspritzdüse 9 wird durch eine gespannte Druckfeder 11 mit einer typischen Federkraft (Fs) von etwa 150 N ge- währleistet. Die Druckfeder ist zwischen einer Bodenplatte 13 einer Antriebseinheit 15 und einem Abschnitt der Innenwand des Ventilgehäuses 1 eingespannt. Die Ventilnadel 5 ist mit der Bodenplatte 13 z.B. über eine Schweißnaht starr verbunden. Die KraftstoffZuführung in einen Innenraum des Ventilge- häuses 1 erfolgt durch eine im Injektorgehäuse 1 vorgesehene Leitungsbohrung 17. Im oberen Teil des Injektorgehäuses 1 ist die Antriebseinheit 15 angeordnet. Diese ist aus einem piezoelektrischen Multilayeraktor in Niedervolttechnik (PMA) 19, einer Rohrfeder 21, einem Hydraulikkolben 23 und der Boden- platte 13 gebildet. Die Rohrfeder 19 ist mit dem Hydraulikkolben 23 und der Bodenplatte 13 verschweißt, so dass der Multilayeraktor 19 unter einer mechanischen Druckvorspannung steht. Elektrische Anschlüsse 25 der Antriebseinheit 15 sind nach oben, wie nachfolgend beschrieben, aus dem Gehäuse 1 geführt. Durch den Hydraulikkolben 23 ist der Innenraum des Ventilgehäuses in eine Hauptka mer 27, die insbesondere den PMA 19 aufnimmt, und eine Hydraulikkammer 29 getrennt. Oberhalb der Hydraulikkammer 29 ist die Antriebseinheit 15 mittels eines Metallbalges 31 mit einem hydraulischen bzw. effektiv druckwirksamen Durchmesser d5 mit dem Injektorgehäuse 1 verbunden. Damit ist der Innenraum des Ventilgehäuses 1 ge- genüber der Umgebung geschlossen. Der Innenraum ist im Bereich des Metallbalges 31 zusätzlich über eine Querleitung 33 mit der Leitungsbohrung 17 verbunden.
Im Grundzustand bei angelegtem Kraftstoffdruck pκ von typi- scherweise 100-300 bar wirken auf die Bodenplatte 13 und den Hydraulikkolben 23 zwar sehr große resultierende Druckkräfte (ED = pκ #π* (dι-d52) /4, woraus sich etwa eine Druckkraft von FD = 1000-5000 N ergeben kann. Diese hebt sich in der Druckbilanz jedoch weg, wenn di = ds gewählt wird. Der Druckaus- gleich muss dabei nicht mathematisch exakt erfolgen, sondern lediglich ausreichend genau, wie nachfolgend beschrieben ist. Bei typischen Abmessungen des Einspritzventils hat eine Änderung des Kraftstoffdruckes von" 100 auf 300 bar bei einer Abweichung der druckbeaufschlagten Flächen um 1 mm2 vom idealen Kompensationszustand bereits eine Zusatzkraft (FD) von etwa 20 N zur Folge, um die sich die Schließkraft im Ventilsitz 3 ändert. Diese Kraft kann gegen die Federkraft (Fs) der Druckfeder 11 wirken und im schlimmsten Fall das Ventil unbeabsichtigt öffnen. Andererseits kann diese Zusatzkraft (FD) auch die Federkraft (Fs) verstärken und dadurch das Öffnen des Ventils erschweren. Mit zunehmender Größe dieser unerwünschten Zusatzkraft (FD) wird die genaue Steuerung des Einspritzvorganges erschwert. Besonders moderne Konzepte mit Mehrfacheinspritzung sind dann kaum mehr realisierbar. Bevor- zugt gilt zumindest: Fs > 5*FD, insbesondere Fs > 10*FD. Der Hydraulikkolben 21 ist dichtend durch eine erste und eine zweite enge Spielpassung 35, 37 mit einem größeren Durchmesser d3 und einem kleineren Durchmesser d in das entsprechend ausgebildete Injektorgehäuse 1 eingepasst und bildet mit den entsprechenden Innenwandabschnitten des Injektorgehäuses 1 die ringförmige Hydraulikkammer 29. Typischer Weise wird bei der Montage des Injektors die Höhe der Hydraulikkammer hκ auf zumindest 100 - 500 μm eingestellt. Die Hydraulikkammer 29 dient z.B. zur Kompensation z.B. thermisch bedingter oder der durch Alterungseffekte des PMAs 19 im Injektor hervorgerufenen langsamen Längenänderungen (z.B. typische Zeitdauern t > 1 s) der Antriebseinheit 15 und/oder der Ventilnadel 5 gegenüber dem Injektorgehäuse 1. Wenn diese langsamen Längenänderungen auftreten, kann zum Längenausgleich über die engen Dichtspalte der Spielpassungen 35, 37 des Hydraulikkolbens 23 ein ungehinderter Fluidaustausch zwischen der Hydraulikkammer 29 und dem umgebenden kraftstoffgefüllten Innenraum des Injektors bzw. der Hauptkammer 27 und der Querleitung 33 stattfinden. Diese langsamen Änderungen werden somit durch eine Änderung der Höhe der Hydraulikkammer 29 kompensiert.
Die Dichtspalte zwischen dem Hydraulikkolben 23 und dem Ventilgehäuse 1 müssen jedoch zugleich so eng bemessen sein, dass innerhalb von typischen Einspritzzeiten (0 ms < t < 5 ms) kein nennenswerter Fluidaustausch zwischen der Hydraulikkammer 29 und dem umgebenden kraftsto fgefüllten Innenraum des Injektors insbesondere der Hauptkammer 27 auftreten kann. Die Höhe der Hydraulikkammer h sollte sich leckagebedingt maximal um circa 1 - 2 μm ändern können. Um das Ventil öffnen und über einen Zeitraum 0 ms < t < 5 ms im Betrieb offen halten und anschließend wieder schließen zu können, ist in Abhängigkeit von der Größe der Federkraft Fs typischer Weise eine mittlere Kraft von etwa 100 - 200 N erforderlich. Bei einer typischen druckwirksamen Fläche Aκ = π« (d3 2-d4 2) / . von circa 240 mm2 (Annahme: d3 = 18 mm, d4 = 4 mm) ändert sich der mittlere Druck in der Hydraulikkammer gegenüber dem Kraftstoffdruck um Δp = 200 N/Äκ < 10 bar. Der Fluidstrom durch die maximal exzentrisch liegenden Dichtspalte berechnet sich gemäß
QL= 2,5»π«(d3+d4)h3»Δp/(12*η«l) mit: Viskosität von Benzin: η = 0,4 mPa*s; Spalthöhe: h = 2 μm;
Länge der Dichtflächen: 1 = 10 mm
Einspritzzeit: t_ = 5 ms ergibt sich
QL = 28,8 mm3/s; ΔV = QL*5*10~3 s = 0,144 mm3; Mit Δx = ΔV/AR ergibt sich Δx = 0,6 μm als Hubverlust aufgrund der Leckageströmung während der Einspritzzeit unter den oben getroffenen Annahmen.
Die Hydraulikkammer 29 besitzt aufgrund der Kompressibilität von Benzin eine Federwirkung, die zu einem zusätzlichen Ver- lust im Ventilhub führt. Die minimale Federrate der Hydraulikkammer 29 cκ berechnet sich gemäß cκ = Aκ/ (χ» κ) mit χ = 10~9 m2/N und hκ = 500 μm zu cκ = 500 N/μm und damit ergibt sich: Δx = ΔF/cκ = 200 N/ 500 N/μm = 0,4 μm als Hubverlust des Ventils aufgrund der Kompressibilität von Benzin.
Dadurch ist gezeigt, dass der "maximal auftretende Hubverlust, der durch die Hydraulikkammer 29 verursacht ist, bei geeigne- ter Dimensionierung hinreichend klein bleibt. Insgesamt bilden die Antriebseinheit 15 mit dem Hydraulikkolben 23 und der Ventilnadel 5 eine Einheit, die als Ganzes bei im Vergleich zum Einspritzvorgang auftretenden langsamen Bewegungen nahezu ungehindert gegenüber dem Injektorgehäuse verschoben werden kann bis sich die Sitzkraft (FD + Fs) zwischen dem Ventilsitz 3 und dem Ventilteller 7 einstellt. Die Länge der Ringspalte ist dabei relativ unkritisch, wobei mit zunehmender Länge der Leckagestrom abnimmt. Da die Leckage mit der 3. Potenz der Spalthöhe h zunimmt, sollte die Spalthöhe ausreichend klein gewählt werden. Zusammenfassend gilt also, dass langsam verlaufende Längenänderungen insbesondere des Pl^As 19 durch die Hydraulikkammer 29 kompensiert werden, so dass über alle Be- triebszustände und thermischen Lasten hinweg reproduzierbare zeitliche Verläufe des Ventilnadelhubes und damit der Ein- spritzmengen gesteuert werden können. Bei dem Ventil gemäß der Fig. ist die Führung des Kraftstoffes im Injektorgehäuse so realisiert, dass die Funktionen der Kühlung des PMAs 19 und des Längenausgleiches mittels der Hydraulikkammer 29 mittels eines einzigen Fluids erfüllt werden kann.
Die Funktion des Einspritzventils ist nun wie folgt: Um den Einspritzvorgang zu beginnen, wird der PMA 19 über die elektrischen Anschlüsse 25 aufgeladen. Aufgrund des inversen piezoelektrischen Effektes dehnt sich der PMA 19 dabei aus (typische Auslenkung: 30 - 60 μm) . Dabei stützt sich der PMA an der steifen Hydraulikkammer 29 ab, um den Ventilteller 7 ent- gegen der Federkraft Fs der Druckfeder 11 vom Ventilsitz 3 abzuheben. Nun kann der Kraftstoff aus der Einspritzdüse 9 austreten. Der Ventilteller 7 ist an seiner unteren, dem Kraftstoff abgewandten Fläche mit dem Druck des Einspritzraumes (nicht gezeigt) beaufschlagt. Wie oben beschrieben, ist die Hydraulikkammer 29 dabei über eine typische Einspritzdauer hinweg ausreichend steif ausgebildet. Um den Einspritzvorgang zu beenden, wird der PMA 19 wieder über die elektrischen Anschlüsse 25 entladen und der" PMA verkürzt sich. Die hydraulische Druckspannung (= hydraulische Zugkraft) sowie die Fe- derrückstellkraft der Druckfeder 11 ziehen den Ventilteller 7 in den Ventilsitz 3 und schließen damit das Ventil. In der Endstellung bei geschlossenem Ventil bleibt die Hydraulikkammer 29 mit einer Mindesthöhe erhalten. Der größte Beitrag zur Rückstellkraft kommt dabei von der hydraulischen Druckvor- Spannung. Die Hydraulikkammer 29 ist aufgrund ihrer hohen Steifigkeit und des hohen Kraftstoffdruckes (pκ = 100 - 300 bar) in der Lage, kurzfristig auch hohe Zugkräfte (Fz = pκ *π • (d3 2-d4 2)/4 von Fz = 1000-5000 N) ohne nennenswerte Änderung der Hydraulikkammerhöhe hκ aufzunehmen.
Durch den Einbau eines Rückschlagventils im Hochdruckan- schluss des Injektors kann der Hochdruck im Injektor über längere Zeit aufrechterhalten werden, während die Kraftstoffpumpe abgeschaltet ist (nicht gezeigt) . Beim erneuten Starten des Motors dient das Injektorvolumen selbst als Kraftstoff- Druckreservoir für die ersten Einspritzvorgänge, bis die Ein- spritzpumpe den nötigen Kraftstoffdruck in den Injektor einspeist .
Alternativ kann als Antrieb auch beispielsweise ein magneto- striktiver Antrieb verwendet werden, um das Ventil zu betäti- gen. Mit einer geeignet aufgebauten Hubumkehr ist die beschriebene Vorrichtung grundsätzlich auch für nach innen öffnende Ventile einsetzbar.

Claims

Patentansprüche
1. Einspritzventil für Kraftstoff mit einem Ventilgehäuse (1), in dem eine Antriebseinheit (15) die Bewegung einer durch eine Feder (11) vorgespannte Ventilnadel (5) steuert, mit einer im Ventilgehäuse ausgebildeten Hauptkammer (27) , die mit Kraftstoff gefüllt ist und in der die Ventilnadel (5) angeordnet ist, und mit einem hydraulischen Lager für die Antriebseinheit (15), dadurch gekennzeichnet, dass das hydraulische Lager eine Hydraulikkammer (29) aufweist, die mit der Hauptkammer (27) in Verbindung steht, und dass die Hydraulikkammer mit dem Kraftstoff als Betriebsstoff des hydraulischen Lagers gefüllt ist.
2. Einspritzventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zur Kühlung der Antriebseinheit (15) der Kraftstoff dient.
3. Einspritzventil nach Anspruch 1 oder 2, dadurch ge- kennzeichnet, dass die Antriebseinheit (15) in der
Hauptkammer (27) angeordnet ist.
4. Einspritzventil nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass die axialwirksamen Druckflächen der Ventilnadel (5) derart dimensioniert sind, dass sich die resultierenden Druckkräfte (pD) im wesentlichen aufheben, wodurch die resultierende axial wirkende Kraft (FD) auf die Ventilnadel (5) im Vergleich zur Kraft (Fs) der Feder (11) gering gehalten ist.
5. Einspritzventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in einem Hochdruckan- schluss des Einspritzventils ein Rückschlagventil eingebaut
6. Einspritzventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilnadel (5) mit der Antriebseinheit (15) fest verbunden ist.
7. Einspritzventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebseinheit (15) einen Hydraulikkolben (23) aufweist, der zusammen mit einem Innenwandabschnitt des Ventilgehäuses (1) die Hydraulikkammer (29) bildet.
8. Einspritzventil nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass eine Höhe (hκ) der Hydraulikkammer (29) etwa 200 bis 500 μm beträgt.
9. Einspritzventil nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebseinheit (15) mit dem Hydraulikkolben (23) und der Ventilnadel (5) eine feste Einheit bildet, die bei im Vergleich zu beim Einspritzvorgang auftretenden langsameren Bewegungen nahezu ungehindert gegenüber dem Injektorgehäuse (1) unter Berücksichtigung der Federkräfte verschoben werden kann.
10. Einspritzventil nach einem" der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebseinheit (15) mit einem Hydraulikkolben (23) verbunden ist, der den Innenraum des Gehäuses (1) in die Hydraulikkammer (29) und die Hauptkammer (27) teilt.
11. Einspritzventil nach Anspruch 10, dadurch gekenn- zeichnet, dass die Hydraulikkammer (29) über eine Querleitung (33) mit einer in die Hauptkammer (27) mündende Kraftstoffzufuhrleitung (17) verbunden ist.
12. Einspritzventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass elektrische Zuleitungen (25) der Antriebseinheit (15) aus einer Öffnung des Gehäuses (l) geführt sind, und dass zwischen der Antriebeinheit (15) und dem Gehäuse (1) ein flexibles Abdichtungsmittel (31) vorgesehen ist.
13. Einspritzventil nach Anspruch 12, dadurch gekenn- zeichnet, dass der vollständige Innenraum des Ventilgehäuses (1) zwischen dem Abdichtungsmittel (31) und einem gegenüberliegend angeordneten Ventilsitz (3) mit dem Kraftstoff gefüllt ist.
14. Einspritzventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Hydraulikkammer (29) beidseitig durch enge Ringspalte gegenüber dem Innenraum des Ventilgehäuses (1) abgegrenzt ist.
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