WO2009121647A1 - Hydraulische dämpfung - Google Patents

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WO2009121647A1
WO2009121647A1 PCT/EP2009/051218 EP2009051218W WO2009121647A1 WO 2009121647 A1 WO2009121647 A1 WO 2009121647A1 EP 2009051218 W EP2009051218 W EP 2009051218W WO 2009121647 A1 WO2009121647 A1 WO 2009121647A1
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WO
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solenoid valve
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Matthias Burger
Hans-Christoph Magel
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Robert Bosch GmbH
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Robert Bosch GmbH
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    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M47/00—Fuel-injection apparatus operated cyclically with fuel-injection valves actuated by fluid pressure
    • F02M47/02—Fuel-injection apparatus operated cyclically with fuel-injection valves actuated by fluid pressure of accumulator-injector type, i.e. having fuel pressure of accumulator tending to open, and fuel pressure in other chamber tending to close, injection valves and having means for periodically releasing that closing pressure
    • F02M47/027—Electrically actuated valves draining the chamber to release the closing pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
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    • F02M63/0012—Valves
    • F02M63/007—Details not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of the groups F02M63/0014 - F02M63/0059
    • F02M63/0078—Valve member details, e.g. special shape, hollow or fuel passages in the valve member
    • F02M63/008—Hollow valve members, e.g. members internally guided
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • F02M2200/30—Fuel-injection apparatus having mechanical parts, the movement of which is damped
    • F02M2200/304—Fuel-injection apparatus having mechanical parts, the movement of which is damped using hydraulic means

Definitions

  • fast-switching valves such as fast-switching solenoid valves.
  • fast-switching valves there is the problem that characteristic ripples occur due to bumping. Under bouncing unintentional relegation of the valve seat is understood by the higher impact energy striking the valve seat closing element and a due to the elasticity of the materials occurring rebounding in the opening direction. The bouncing of the valve member occurs in particular in hard running stroke stops in metal / metal contact in conjunction with a fast-switching valve needle of a fuel injector solenoid valve.
  • valve seat Unlike an upper stroke stop, for example, on a stop sleeve in the magnetic core, due to its sealing function no nip can be performed on the valve seat.
  • a high stop impulse of the valve needle in the valve seat not only leads to bumping when closing, but also to a significantly increased valve seat wear.
  • the overpressure or the negative pressure is used to exert an additional hydraulic force on the valve or the valve member of the solenoid valve, which is usually shaped like a needle.
  • the differential pressure is due to the inertia of the hydraulic fluid, i. of the fuel, in the hydraulic line that opens into the valve chamber.
  • the hydraulically generated, acting in the opening direction of the valve member hydraulic force arises at the time of opening and leads to an additional acceleration of the valve member of the solenoid valve, which leads to faster switching operations.
  • closing the valve member of the solenoid valve creates a closing supporting hydraulic force.
  • the main advantage of the additional closing force resulting from closing is the prevention of mechanical bounce.
  • a greater force is exerted on the armature and thus on the valve member in the closing direction, compared with the force acting on the valve member or the armature during the closing movement.
  • This is the decisive advantage of the proposed solution according to the invention, since a mechanical bouncing with a mere increase in the spring force the closing spring acting in the closing direction can not be prevented.
  • the mechanical bouncing is counteracted by a greater closing force acts on the armature at the time of closing of the valve member than during the running in the direction of the valve seat closing movement.
  • the diversion line is advantageously designed as a bore and designed by its length / width ratio so that the function of a hydraulic line is given.
  • this hydraulic line can be formed as a bore in a sleeve delimiting the high-pressure volume in front of the valve seat in the valve piece, and on the other hand as a bore having a long line length in a plurality of sections in the valve piece.
  • this hydraulic line which can be displayed in the two variants outlined above, arises at the time of opening of the valve member in the low pressure volume overpressure, since the hydraulic fluid is accelerated in the diversion line.
  • the overpressure generates a force acting in the opening direction on the valve member, so that its switching time is reduced in an advantageous manner.
  • the overpressure in the diversion line is only present for a short time until a stationary flow has set within the diversion line.
  • FIG. 1 shows a solenoid valve whose low-pressure volume is connected via a hydraulic line in a first embodiment with a valve chamber
  • Figure 2 shows a solenoid valve whose low pressure volume is connected via a hydraulic line in a second embodiment with a valve chamber
  • Figure 3 shows a further constructive variant in which the Ab Kunststofftechnisch is realized via a sleeve.
  • a fuel injector 10 comprises an injector body 12 which is constructed symmetrically with respect to the injector axis 14.
  • a solenoid valve 16 is integrated in the fuel injector 10.
  • the injector body 12 of the fuel injector 10 is acted upon by a high pressure port 18 with fluid under a system pressure, preferably fuel.
  • the system pressure with which the fuel is present at the high-pressure port 18 of the injector body 12 of the fuel injector 10 is generated in a high-pressure accumulator body (common rail), for example via a hydraulic pump.
  • Reference numeral 20 denotes a return port, which is located above the solenoid valve 16 of the fuel injector 10.
  • the fuel injector 10 comprises a valve piece 22, which is fastened by means of a screwed in the interior of the injector body 12 valve clamping nut 36 in this.
  • a control chamber 24 is formed in the valve piece 22 in the valve piece 22, a control chamber 24 is formed.
  • the control chamber 24 is pressure-relieved via a drain passage 30, in which at least one outlet throttle 32 is received.
  • the control chamber 24 is supplied with fuel via an inlet throttle 34 from a high-pressure volume 38, which is supplied by fuel under system pressure, coming from the high-pressure port 18.
  • the control chamber 24 acts on an upper end face of a generally needle-shaped injection valve member 26.
  • the injection valve member 26 is guided in the injector body 12 of the fuel injector 10.
  • the injection valve member 26 is at the combustion chamber end the Kraftstoff ⁇ njektors 10 - not shown in Figure 1 - injection openings freely, via which with open injection valve member 26 of the fuel under system pressure from the high pressure volume 38 flows to the open injection ports at the combustion chamber end of the fuel injector 10.
  • the valve member 22 shown in Figure 1 comprises a flat surface 40 in which a valve seat 42 is executed.
  • the valve seat 42 is designed in the embodiment shown in Figure 1 as a flat seat.
  • the valve seat 42 is closed by a valve member 46, which is located below an armature 48.
  • the valve seat 42 is located at the discharge point of the discharge channel 30 for pressure relief of the control chamber 24, wherein the drainage channel 30 comprises at least one outlet throttle 32.
  • valve member 46 Above the plane surface 40 is a guide body 44, in which the valve member 46 is guided with a valve needle 52, which serves to position it. On the other hand, the valve member 46 is guided below the armature 48 via a high pressure-tight guide 50 to a pressure pin 54.
  • valve member 46 and the armature 48 are acted upon by a closing spring 56 which places the valve member 46 in the valve seat 42 formed on the flat surface 40 of the valve member 22.
  • the solenoid valve 16 which is located above the armature 48, comprises a magnet group 58, a magnetic core 60 and a magnetic coil 62 embedded therein. At the upper side of the armature 48 facing the magnetic coil 32 is a disc-shaped upper stroke stop 64.
  • the fuel injector 10 comprises further hydraulic spaces.
  • this includes a high-pressure volume 66, which is located behind the valve seat 42, limited by the inside of the valve member 46.
  • a low pressure volume 68 behind the valve seat 42 is about a in the illustrations according to Figures 1 and 2 in two different embodiments procured Ab Kunststoff Kunststoff 72 with a valve chamber 70 with connection to the return 20 hydraulically connected.
  • the diversion line 72 between the low-pressure volume 68 and the valve space 70 can be designed as a bore passing through the guide body 44 in the radial direction.
  • longer line lengths can be represented.
  • the operation of the fuel injectors 10 shown in Figures 1 and 2 is as follows:
  • the armature 48 of the solenoid valve 16 is the same pressure balanced in the closed state, which means that act on the armature 48 no pressure forces. This is achieved in that the sealing edge of the valve seat 42 acts on the same diameter as the high pressure-tight guide 50. The pressure force is thus absorbed via the pressure pin 54, on which the valve member 46 is guided.
  • the armature 48 opens, so that Abcontestedmenge flows from the control chamber 24 via the drain passage 30, in which at least one outlet throttle 32 is provided, flows through the high pressure volume 66 in the low pressure volume 68.
  • the low-pressure volume 68 is hydraulically connected via the diversion line 72 to the valve space 70.
  • the diversion line 72 which according to FIG. 1 may be formed as a bore in the guide body 44, is designed by its length / width ratio such that it assumes the function of a hydraulic line.
  • the illustration according to FIG. 2 shows the embodiment of the diversion line 72 in the valve piece 22.
  • the negative pressure arising in the low-pressure volume 68 acts on the armature 48 or on the valve member 46 as a force acting in the closing direction Occurring force prevents the mechanical bouncing of the valve member 46, ie its unintentional leaving the valve seat 42. Also, this pressure difference, which supports the force acting in the closing direction, is only of short duration, so that the solenoid valve 16 after a short time again pressure balanced, respectively works hydraulically without force.
  • FIG. 3 shows a further structural design of the fuel injector proposed according to the invention, in which the diversion line is designed in an integrated sleeve.
  • a sleeve 80 is integrated.
  • the integrated sleeve 80 has an upper surface 82 which is arranged in a concave contour 84.
  • the concave contour 84 at the top 82 of the integral sleeve 80 provides the advantage that the compressive forces on the entire anchor surface, i. act on the entire underside of the armature 48 and thereby creates a larger force.
  • the concave contour 84 on the upper side 82 of the integrated sleeve 80 also causes the flow cross-section 86, as seen in the radial direction, can be kept substantially constant. In the illustration according to FIG.
  • valve needle guide 72 instead of the valve needle guide 72 shown in FIG. 1 is realized in the guide body 44, here via a polygonal guide 88 which is attached to the integrated sleeve 80.
  • the valve member 46, or the armature 48 is comprised without contact.
  • the valve needle guide 52 shown in connection with Figure 1 is omitted within the guide body 44 above the valve member 22. The positioning of the armature 48, or the valve member 46 is taken over by the high pressure-tight guide 50 on the pressure pin 54.
  • the injector body 12 comprises the injector body 12 analogously to the variants of embodiment already discussed above in connection with FIGS. 1 and 2. This is formed symmetrically with respect to the injector axis 14 and comprises the solenoid valve 16.
  • the injector body 12 of the fuel injector 10 is acted upon by the fuel under system pressure via the high-pressure port 18.
  • the fuel is via a return port 20 in the upper Area of the fuel injector 10 is returned to a low pressure region of the fuel injection system.
  • the fuel injector 10 comprises the valve piece 22 in which the control space 24, which is acted upon by fuel under system pressure, is formed.
  • the pressure prevailing in the control chamber 24 pressure level acts on an upper end face of a preferably needle-shaped injection valve member 26.
  • the valve member 22 is screwed by means of a valve clamping nut 36 in the interior of the injector body 12 and placed against a shoulder thereof.
  • the preferably needle-shaped injection valve member 26 is guided, wherein the valve member 22, the injection valve member 26 enclosing, a closing spring 28 is supported. This is, supported by the system pressure prevailing in the control chamber, the preferably needle-shaped injection valve member 26 in its running at the combustion chamber end of the fuel injector 10 - in Figure 3, however, not shown - seat.
  • the valve piece 22 comprises the upper planar surface 40, in which the valve seat 42 is executed.
  • the valve seat 42 is also in the embodiment shown in Figure 3 as a flat seat, but could also be a conical seat or a ball seat or the like.
  • the valve seat 42 is located at the discharge point of the discharge channel 30 below the valve member 46.
  • the valve member 46 which is attached to the underside of the armature 48, in the high-pressure-tight guide 50 on the pressure pin 54th guided.
  • the valve needle guide 52 for positioning the valve member 46 in the guide body 44 is omitted. This function has been taken over by the integrated sleeve 80, the upper side 82 of which - as shown in FIG. 3 - has the concave contour 84, which makes possible a flow cross-section 86 for the hydraulic fluid which is essentially constant in the radial direction.
  • the magnetic valve 16 comprises the magnet group 58, the magnetic core 60 and the magnet coil 62.
  • the upper stroke stop 64 On the upper plan side of the armature 48 is the upper stroke stop 64, which is disc-shaped analogous to the embodiment of Figure 1.
  • the high-pressure volume 66 Above the valve seat 42, enclosed by the valve member 46, the high-pressure volume 66 is located when the valve member 46 is closed, which is connected to the low-pressure volume 68 when the solenoid valve 16 is opened.
  • the hydraulic connection between the low-pressure volume 68 and the valve space 70 takes place in the embodiment according to FIG. 3 via the upper side 82 of the integrated sleeve 80.
  • current discharge line 72 whose flow cross-section is characterized in the radial direction by position 86.

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Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf ein Magnetventil (16) für einen Kraftstoffinjektor (10) zur Betätigung eines Einspritzventilgliedes (26) durch Druckentlastung eines Steuerraums (24). Der Steuerraum (24) ist mit unter Systemdruck stehendem Kraftstoff beaufschlagt. Das Magnetventil (16) umfasst ein Ventilglied (46), das einen Ventilsitz (42) öffnet oder verschließt. Zwischen einem Niederdruckvolumen (68) und einem Ventilraum (70) verläuft eine hydraulische Verbindung (72; 74, 76, 86), die eine die jeweilige Bewegung des Ventilgliedes (46) unterstützende, auf das Ventilglied (46) wirkende Kraft erzeugt.

Description

26. März 2008
Beschreibung
Titel
Hydraulische Dämpfung
Stand der Technik
Bei der Entwicklung von Verbrennungsmotoren hat die Einhaltung der Schadstoffgrenzwerte höchste Priorität. Gerade das Common-Rail-Einspritzsystem hat einen entscheidenden Beitrag zur Reduzierung der Schadstoffemissionen geleistet. Der Vorteil des Hochdruck- speichereinspritzsystems (Common-Rail) liegt in der Unabhängigkeit des Einspritzdrucks von Drehzahl und Last der Verbrennungskraftmaschine. Für die Einhaltung zukünftiger Abgasgrenzwerte ist jedoch gerade bei selbstzündenden Verbrennungskraftmaschinen eine signifikante Erhöhung des Einspritzdrucks notwendig. Neueste Injektoren für höchste Einspritzdrücke werden leckagefrei ausgeführt, indem auf eine Niederdruckstufe verzichtet wird. Durch das Fehlen dieser Niederdruckstufe stehen zur Betätigung des in der Regel na- delförmig ausgebildeten Einspritzventilgliedes nur geringe Schließkräfte zur Verfügung. Dies führt zu steilen Kennfeldern und somit zu einer schlechten Kleinstmengenfähigkeit derart konzipierter Kraftstoffinjektoren.
Dieser Nachteil kann durch schnellschaltende Ventile, wie zum Beispiel schnellschaltende Magnetventile, kompensiert werden. Bei schnellschaltenden Ventilen tritt jedoch das Problem auf, dass durch Prellerscheinungen Kennfeldwelligkeiten auftreten. Unter Prellen wird das ungewollte Wieder- Verlassen des Ventilsitzes durch das mit höherer Aufschlagenergie in den Ventilsitz auftreffende Schließelement und ein aufgrund der Elastizität der Materia- lien erfolgendes Zurückprellen in Öffnungsrichtung verstanden. Das Prellen des Ventilgliedes tritt insbesondere bei hart ausgeführten Hubanschlägen bei Metall/Metall-Kontakt in Verbindung mit einer schnellschaltenden Ventilnadel eines den Kraftstoffinjektor betätigenden Magnetventils auf. Um den harten Aufschlag der Ventilnadel im Ventilsitz beziehungsweise das harte Aufschlagen des Schließelementes im Ventilsitz zu dämpfen, werden heut- zutage Quetschspalte ausgeführt, um die Aufprallenergie auf hydraulischem Wege abzubauen. Quetschspalte haben jedoch die negative Eigenschaft, dass beim Schließen der Ventilnadel eine hydraulische Kraft auftritt, die eben dieses Schließen verzögert. Dieser Effekt wird hydraulisches Kleben genannt. Das hydraulische Kleben ist von äußeren Einflüssen wie zum Beispiel Druck und Temperatur abhängig und fuhrt deshalb zu Streuungen von Hub zu Hub. Prellerscheinungen treten nicht nur beim Öffnen, sondern auch beim Schließen der Ventilnadel in Erscheinung. Diese Preller haben einen besonders negativen Einfluss auf die Injektorfunktion und führen im Allgemeinen zu großen Hub zu Hub- Streuungen und damit zu einer ungünstigen Reproduzierbarkeit von Einspritzmengen.
Anders als bei einem oberen Hubanschlag, zum Beispiel an einer Anschlaghülse im Magnetkern, kann am Ventilsitz aufgrund seiner Dichtfunktion kein Quetschspalt ausgeführt werden. Ein hoher Anschlagimpuls der Ventilnadel im Ventilsitz führt nicht nur zu Prellerschei- nungen beim Schließen, sondern auch zu einem signifikant gesteigerten Ventilsitzverschleiß.
Offenbarung der Erfindung
Durch die erfindungsgemäß vorgeschlagene Lösung wird bei einem Magnetventil zur Betä- tigung eines Kraftstoffinjektors das Prellen beim Schließen am Ventilsitz durch eine hydraulische Gegenkraft eliminiert. Des Weiteren erfolgt eine Beschleunigung der Ventilbewegung während der Öffnungsphase, was kurze Schaltzeiten, so zum Beispiel zwischen der Haupteinspritzphase und einer der Haupteinspritzphase zeitlich eng vorgelagerten Voreinspritzung, mit sich bringt. Die Absteuermenge, die beim Öffnen des Ventilsitzes aus dem Steuer- räum abgesteuert wird, wird über eine hydraulische Leitung derart umgeleitet, dass zum Zeitpunkt des Ventilöffnens ein Überdruck in einem Niederdruckvolumen und zum Zeitpunkt des Ventilschließens ein Unterdruck in diesem Niederdruckvolumen erzeugt wird. Dieser Differenzdruck, d.h. der Überdruck beziehungsweise der Unterdruck, wird genutzt, um auf das Ventil beziehungsweise das Ventilglied des Magnetventils, das in der Regel na- delförmig ausgebildet ist, eine zusätzliche hydraulische Kraft auszuüben. Der Differenzdruck entsteht durch die Trägheit des hydraulischen Fluides, d.h. des Kraftstoffes, in der hydraulischen Leitung, die in den Ventilraum mündet.
Die hydraulisch erzeugte, in Öffnungsrichtung des Ventilglieds wirkende Hydraulikkraft entsteht zum Zeitpunkt des Öffnens und führt zu einer zusätzlichen Beschleunigung des Ventilgliedes des Magnetventils, was zu schnelleren Schaltvorgängen führt. Beim Schließen des Ventilgliedes des Magnetventils hingegen entsteht eine das Schließen unterstützende Hydraulikkraft. Der Hauptvorteil der beim Schließen entstehenden zusätzlichen Schließkraft, ist die Verhinderung des mechanischen Prellens. Zum Zeitpunkt des Schließens wird eine größere Kraft auf den Anker und damit auf das Ventilglied in Schließrichtung ausgeübt, verglichen mit der Kraft, die auf das Ventilglied beziehungsweise den Anker während der Schließbewegung wirkt. Dies ist der entscheidende Vorteil der erfindungsgemäß vorgeschlagenen Lösung, da ein mechanisches Prellen mit einer bloßen Erhöhung der Federkraft der in Schließrichtung wirkenden Schließfeder nicht verhindert werden kann. Durch die erfindungsgemäß vorgeschlagene Lösung wird dem mechanischen Prellen entgegengewirkt, indem zum Zeitpunkt des Schließens des Ventilgliedes eine größere Schließkraft auf den Anker wirkt als während der in Richtung auf den Ventilsitz verlaufenden Schließbewegung.
In einer vorteilhaften Ausführungsform des der Erfindung zugrunde liegenden Gedankens, strömt beim Öffnen des Ankers, und damit des Ventilgliedes, Absteuermenge vom Steuerraum über einen Ablaufkanal mit mindestens einer Ablaufdrossel in ein Hochdruckvolumen vor dem Ventilsitz und über eine Absteuerleitung in ein Niederdruckvolumen, welches sich hinter dem Ventilsitz befindet. Die Absteuerleitung ist in vorteilhafter Weise als Bohrung beschaffen und von ihrem Längen/Breiten- Verhältnis so ausgelegt, dass die Funktion einer hydraulischen Leitung gegeben ist. Einerseits kann diese hydraulische Leitung als eine Bohrung in einer das Hochdruckvolumen vor dem Ventilsitz begrenzenden Hülse im Ventilstück, andererseits als eine eine lange Leitungslänge aufweisende Bohrung in mehreren Ab- schnitten im Ventilstück ausgebildet werden.
Über diese hydraulische Leitung, die in den beiden obenstehend skizzierten Ausführungsvarianten darstellbar ist, entsteht zum Zeitpunkt des Öffhens des Ventilgliedes im Niederdruckvolumen ein Überdruck, da die Hydraulikflüssigkeit in der Absteuerleitung beschleu- nigt wird. Der Überdruck erzeugt eine in Öffnungsrichtung wirkende Kraft auf das Ventilglied, so dass dessen Schaltzeit in vorteilhafter Weise reduziert wird. Der Überdruck in der Absteuerleitung ist nur kurze Zeit präsent, bis sich innerhalb der Absteuerleitung eine stationäre Strömung eingestellt hat.
Beim Schließen des Ventilgliedes wird die aus dem Steuerraum abgesteuerte Absteuermenge abrupt reduziert und der Durchfluss in der hydraulischen Leitung bricht zusammen. Durch das instationäre Verhalten der Hydraulikflüssigkeit innerhalb der Absteuerleitung wird dem Niederdruckvolumen nach dem Ventilsitz ein Unterdruck aufgeprägt. Dies rührt daher, dass das Niederdruckvolumen aufgrund der Trägheit des durch die Absteuerleitung strömenden Fluides „leergesaugt" wird und der Unterdruck auf das Ventilglied beziehungsweise den dieses betätigenden Anker als in Schließrichtung wirkende Kraft wirkt. Dadurch wird das mechanische Ventilprellen verhindert. Dieser Druckunterschied ist nur von kurzer Dauer, so dass das Magnetventil nach kurzer Zeit wieder druckausgeglichen beziehungsweise hydraulisch kraftfrei ist. Die Zeitspanne, während der der Differenzdruck, sei es der Ü- berdruck, sei es der Unterdruck, wirkt, ist abhängig von der Länge der hydraulischen Leitung, die in den Ventilraum mündet.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen -A-
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in den Zeichnungen dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert.
Es zeigt:
Figur 1 ein Magnetventil, dessen Niederdruckvolumen über eine hydraulische Leitung in einer ersten Ausführungsform mit einem Ventilraum verbunden ist,
Figur 2 ein Magnetventil, dessen Niederdruckvolumen über eine hydraulische Leitung in einer zweiten Ausführungsform mit einem Ventilraum verbunden ist, und
Figur 3 eine weitere konstruktive Ausführungsvariante, bei der die Absteuerleitung über eine Hülse realisiert ist.
Ausführungsformen
Wie der Darstellung gemäß Figur 1 zu entnehmen ist, umfasst ein Kraftstoffinjektor 10 einen Injektorkörper 12, der symmetrisch zur Injektorachse 14 aufgebaut ist. Ein Magnetven- til 16 ist in den Kraftstoffinjektor 10 integriert. Der Injektorkörper 12 des Kraftstoffinjek- tors 10 ist über einen Hochdruckanschluss 18 mit unter einem Systemdruck stehenden Fluid, bevorzugt Kraftstoff, beaufschlagt. Der Systemdruck, mit welchem der Kraftstoff am Hochdruckanschluss 18 des Injektorkörpers 12 des Kraftstoffinjektors 10 ansteht, wird in einem Hochdruckspeicherkörper (Common-Rail) beispielsweise über eine Hydraulikpumpe erzeugt. Mit Bezugszeichen 20 ist ein Rücklaufanschluss bezeichnet, der sich oberhalb des Magnetventils 16 des Kraftstoffinjektors 10 befindet.
Der Kraftstoffinjektor 10 umfasst ein Ventilstück 22, welches mit Hilfe einer im Inneren des Injektorkörpers 12 verschraubten Ventilspannmutter 36 in diesem befestigt ist. Im Ventil- stück 22 ist ein Steuerraum 24 ausgebildet. Der Steuerraum 24 ist über einen Ablaufkanal 30, in dem mindestens eine Ablaufdrossel 32 aufgenommen ist, druckentlastbar. Der Steuerraum 24 ist andererseits über eine Zulaufdrossel 34 von einem Hochdruckvolumen 38, das durch unter Systemdruck stehenden Kraftstoff, aus dem Hochdruckanschluss 18 kommend, beaufschlagt ist, mit Kraftstoff versorgt.
Der Steuerraum 24 beaufschlagt eine obere Stirnseite eines in der Regel nadeiförmig ausgebildeten Einspritzventilgliedes 26. Das Einspritzventilglied 26 ist im Injektorkörper 12 des Kraftstoffinjektors 10 geführt. Das Einspritzventilglied 26 gibt am brennraumseitigen Ende des Kraftstoffϊnjektors 10 - in Figur 1 nicht dargestellt - Einspritzöffhungen frei, über welche bei geöffnetem Einspritzventilglied 26 der unter Systemdruck stehende Kraftstoff aus dem Hochdruckvolumen 38 den geöffneten Einspritzöffnungen am brennraumseitigen Ende des Kraftstoffinjektors 10 zuströmt.
Das in Figur 1 dargestellte Ventilstück 22 umfasst eine Planfläche 40, in der ein Ventilsitz 42 ausgeführt ist. Der Ventilsitz 42 ist im in Figur 1 dargestellten Ausführungsbeispiel als Flachsitz gestaltet. Der Ventilsitz 42 wird durch ein Ventilglied 46 verschlossen, welches sich unterhalb eines Ankers 48 befindet. Der Ventilsitz 42 liegt an der Mündungsstelle des Ablaufkanals 30 zur Druckentlastung des Steuerraums 24, wobei der Ablaufkanal 30 mindestens eine Ablaufdrossel 32 umfasst.
Oberhalb der Planfläche 40 befindet sich ein Führungskörper 44, in dem das Ventilglied 46 mit einer Ventilnadel 52, die dessen Positionierung dient, geführt ist. Andererseits ist das Ventilglied 46 unterhalb des Ankers 48 über eine hochdruckdichte Führung 50 an einem Druckstift 54 geführt.
Das Ventilglied 46 beziehungsweise der Anker 48 sind über eine Schließfeder 56 beaufschlagt, welche das Ventilglied 46 in den an der Planfläche 40 des Ventilstücks 22 ausgebil- deten Ventilsitz 42 stellt.
Das Magnetventil 16, das sich oberhalb des Ankers 48 befindet, umfasst eine Magnetgruppe 58, einen Magnetkern 60 und eine in diesen eingebettete Magnetspule 62. An der Oberseite des der Magnetspule 32 zuweisenden Ankers 48 befindet sich ein scheibenförmig ausgebil- deter oberer Hubanschlag 64.
Neben dem bereits eingangs erwähnten Steuerraum 24 umfasst der Kraftstoffinjektor 10 weitere hydraulische Räume. Neben dem Steuerraum 24 zählen dazu ein Hochdruckvolumen 66, welches sich, begrenzt durch die Innenseite des Ventilgliedes 46, hinter dem Ventil- sitz 42 befindet. Des Weiteren liegt zwischen der Außenmantelfläche des Ventilgliedes 46 und der Innenseite des Führungskörpers 44 ein Niederdruckvolumen 68 hinter dem Ventilsitz 42. Dieses steht über eine in den Darstellungen gemäß Figuren 1 und 2 in zwei verschiedenen Ausführungsvarianten beschaffene Absteuerleitung 72 mit einem Ventilraum 70 mit Anschluss zum Rücklauf 20 hydraulisch in Verbindung.
Wie aus der Darstellung gemäß Figur 1 hervorgeht, kann die Absteuerleitung 72 zwischen dem Niederdruckvolumen 68 und dem Ventilraum 70 als den Führungskörper 44 in radiale Richtung durchziehende Bohrung beschaffen sein. Alternativ besteht gemäß Figur 2 die Möglichkeit, die Absteuerleitung 72 als ein oder mehrere Abschnitte 74, 76 umfassend, im Ventilstück 24 auszubilden. Bei dieser Variante der Absteuerleitung 72 mit einem ersten Abschnitt 74 und einem zweiten Abschnitt 76 lassen sich längere Leitungslängen darstellen. Die Länge der hydraulischen Leitung, der Absteuerleitung 72, die in den Ventilraum 70 mündet, bestimmt die Zeitspanne, während der der Differenzdruck, sei es Überdruck, sei es Unterdruck, im Niederdruckvolumen 68 ansteht.
Die Funktionsweise der in den Figuren 1 und 2 dargestellten Kraftstoffinjektoren 10 stellt sich wie folgt dar: Der Anker 48 des Magnetventils 16 ist im geschlossenen Zustand desselben druckausgeglichen, was bedeutet, dass auf den Anker 48 keine Druckkräfte wirken. Dies wird dadurch erreicht, dass die Dichtkante des Ventilsitzes 42 auf demselben Durchmesser wirkt wie die hochdruckdichte Führung 50. Die Druckkraft wird somit über den Druckstift 54 aufgenommen, an dem das Ventilglied 46 geführt ist.
Bei Bestromung der Magnetspule 62 des Magnetventils 16 öffnet der Anker 48, so dass Absteuermenge aus dem Steuerraum 24 über den Ablaufkanal 30, in dem mindestens eine Ablaufdrossel 32 vorgesehen ist, über das Hochdruckvolumen 66 in das Niederdruckvolumen 68 abströmt. Das Niederdruckvolumen 68 steht über die Absteuerleitung 72 mit dem Ventilraum 70 hydraulisch in Verbindung. Die Absteuerleitung 72, die gemäß Figur 1 als Bohrung im Führungskörper 44 ausgebildet sein kann, ist von ihrem Längen/Breiten- Verhältnis derart gestaltet, dass sie die Funktion einer hydraulischen Leitung übernimmt. Der Darstellung gemäß Figur 2 ist die Ausführungsvariante der Absteuerleitung 72 im Ventilstück 22 zu entnehmen. Durch die Dynamik der Strömung in der Absteuerleitung 72 ent- steht zum Zeitpunkt des Öffhens des Ventilgliedes 46 im Niederdruckvolumen 68 ein Überdruck. Dieser Druckanstieg ist dadurch bedingt, dass das Hydraulikfluid in der Absteuerleitung 72 beschleunigt wird. Durch den Überdruck entsteht eine in Öffnungsrichtung auf das Ventilglied 46 wirkende Kraft, die die Schaltzeit des Ventilgliedes 46 in vorteilhafter Weise verkürzt. Der Überdruck ist nur kurze Zeit präsent, bis sich innerhalb der Absteuerleitung 72 eine stationäre Strömung ausgebildet hat. Das ist jeweils abhängig von der Länge der Absteuerleitung 72 oder deren Leitungsabschnitten 74 beziehungsweise 76, wie in der Ausführungsvariante gemäß Figur 2 dargestellt.
Beim Schließen des Magnetventils 16 hingegen wird durch das Schließen des Ventilsitzes 42 durch das Ventilglied 46 die aus dem Steuerraum 24 abgesteuerte Menge abrupt reduziert, so dass der Durchfluss in der Absteuerleitung 72 abrupt abbricht. Durch das instationäre Verhalten der Strömung innerhalb der Absteuerleitung 72 - dies gilt für beide Ausführungsvarianten - entsteht nun im Niederdruckvolumen 68 ein Unterdruck. Der Unterdruck resultiert daher, dass das Niederdruckvolumen 68 aufgrund der Trägheit des durch die Absteuerleitung 72 strömenden hydraulischen Fluides „leergesaugt" wird. Der im Niederdruckvolumen 68 entstehende Unterdruck wirkt auf den Anker 48, beziehungsweise auf das Ventilglied 46 als in Schließrichtung wirkende Kraft. Diese nur beim Schließvorgang auftre- tende Kraft verhindert das mechanische Prellen des Ventilgliedes 46, d.h. dessen ungewolltes Verlassen des Ventilsitzes 42. Auch dieser Druckunterschied, der die in Schließrichtung wirkende Kraft unterstützt, ist nur von kurzer Dauer, so dass das Magnetventil 16 nach kurzer Zeit wieder druckausgeglichen, beziehungsweise hydraulisch kraftfrei arbeitet.
Der Darstellung gemäß Figur 3 ist eine weitere konstruktive Ausführung des erfindungsgemäß vorgeschlagenen Kraftstoffinjektors zu entnehmen, bei dem die Absteuerleitung in einer integrierten Hülse ausgeführt ist.
Bei der in Figur 3 dargestellten Ausführungsform befindet sich oberhalb des Ventilstücks 22 ebenfalls der Führungskörper 44, in den jedoch gemäß dieser Ausführungsvariante eine Hülse 80 integriert ist. Die integrierte Hülse 80 weist eine Oberseite 82 auf, die in einer konkav verlaufenden Kontur 84 beschaffen ist. Die an der Oberseite 82 der integrierten Hülse 80 konkav verlaufende Kontur 84 ergibt den Vorteil, dass die Druckkräfte auf die gesamte Ankerfläche, d.h. auf die gesamte Unterseite des Ankers 48 wirken und dadurch eine größe- re Kraft entsteht. Die konkave Kontur 84 an der Oberseite 82 der integrierten Hülse 80 bewirkt zudem, dass der Strömungsquerschnitt 86, in radiale Richtung gesehen, im Wesentlichen konstant gehalten werden kann. In der Darstellung gemäß Figur 3 ist gezeigt, dass eine Positionierung des Ankers 48 anstelle der in Figur 1 dargestellten Ventilnadelführung 72 im Führungskörper 44, hier über eine Polygonführung 88, die an der integrierten Hülse 80 an- gebracht ist, realisiert ist. Andererseits ist in der Darstellung gemäß Figur 3 gezeigt, dass das Ventilglied 46, beziehungsweise der Anker 48 berührungsfrei umfasst sind. Bei dieser Ausführungsform entfällt die in Zusammenhang mit Figur 1 dargestellte Ventilnadelführung 52 innerhalb des Führungskörpers 44 oberhalb des Ventilstücks 22. Die Positionierung des Ankers 48, beziehungsweise des Ventilgliedes 46 wird durch die hochdruckdichte Führung 50 am Druckstift 54 übernommen.
Der Darstellung gemäß Figur 3 ist darüber hinaus zu entnehmen, dass analog zu den vorstehend in Zusammenhang mit den Figuren 1 und 2 bereits diskutierten Ausführungsvarianten der Kjaftstoffϊnjektor 10 den Injektorkörper 12 umfasst. Dieser ist symmetrisch zur Injekto- rachse 14 ausgebildet und umfasst das Magnetventil 16. Der Injektorkörper 12 des Kraftstoffinjektors 10 ist über den Hochdruckanschluss 18 mit unter Systemdruck stehendem Kraftstoff beaufschlagt. Der Kraftstoff wird über einen Rücklaufanschluss 20 im oberen Bereich des Kraftstoffϊnjektors 10 in einen Niederdruckbereich des Kraftstoffeinspritzsystems zurückgeführt.
Der Kraftstoffinjektor 10 umfasst das Ventilstück 22, in dem der von unter Systemdruck stehenden Kraftstoff beaufschlagte Steuerraum 24 ausgebildet ist. Das im Steuerraum 24 herrschende Druckniveau beaufschlagt eine obere Stirnseite eines bevorzugt nadeiförmig ausgebildeten Einspritzventilgliedes 26. Die Druckentlastung des Steuerraumes 24 erfolgt über den Ablaufkanal 30, in dem sich mindestens eine Ablaufdrossel 32 befindet. Die Druckbeaufschlagung des Steuerraums 24 erfolgt über ein Hochdruckvolumen 38 innerhalb des Injektorkörpers 12 und über mindestens eine Zulaufdrossel, vergleiche Position 34. Das Ventilstück 22 ist mittels einer Ventilspannmutter 36 im Inneren des Injektorkörpers 12 verschraubt und gegen eine Schulter desselben gestellt. Im Ventilstück 22 ist das bevorzugt nadeiförmig ausgebildete Einspritzventilglied 26 geführt, wobei sich am Ventilstück 22, das Einspritzventilglied 26 umschließend, eine Schließfeder 28 abstützt. Diese stellt, unterstützt durch den im Steuerraum herrschenden Systemdruck, das bevorzugt nadeiförmig ausgebildete Einspritzventilglied 26 in seinen am brennraumseitigen Ende des Kraftstoffinjektors 10 ausgeführten - in Figur 3 jedoch nicht dargestellten - Sitz.
Das Ventilstück 22 umfasst die obere Planfläche 40, in der der Ventilsitz 42 ausgeführt ist. Der Ventilsitz 42 ist auch in dem Ausführungsbeispiel gemäß Figur 3 als Flachsitz beschaffen, könnte jedoch auch ein Kegelsitz oder ein Kugelsitz oder dergleichen sein. Der Ventilsitz 42 liegt an der Mündungsstelle des Ablaufkanals 30 unterhalb des Ventilgliedes 46. A- nalog zu den Darstellungen gemäß der Figuren 1 und 2 ist das Ventilglied 46, das an der Unterseite des Ankers 48 befestigt ist, in der hochdruckdichten Führung 50 am Druckstift 54 geführt. Im Unterschied zur Ausführungsvariante gemäß Figur 1 ist die Ventilnadelführung 52 zur Positionierung des Ventilgliedes 46 im Führungskörper 44 entfallen. Diese Funktion ist von der integrierten Hülse 80 übernommen worden, deren Oberseite 82 - wie in Figur 3 dargestellt - die konkave Kontur 84 aufweist, die einen in radiale Richtung im Wesentlichen konstanten Strömungsquerschnitt 86 für das Hydraulikfluid ermöglicht.
Das Magnetventil 16 umfasst, wie Figur 3 zeigt, die Magnetgruppe 58, den Magnetkern 60 sowie die Magnetspule 62 umfassend. Auf der oberen Planseite des Ankers 48 befindet sich der obere Hubanschlag 64, der analog zur Ausführungsform gemäß Figur 1 scheibenförmig ausgebildet ist. Oberhalb des Ventilsitzes 42, umschlossen vom Ventilglied 46, befindet sich bei geschlossenem Ventilglied 46 das Hochdruckvolumen 66, welches beim Öffnen des Magnetventils 16 mit dem Niederdruckvolumen 68 verbunden wird. Die hydraulische Verbindung zwischen dem Niederdruckvolumen 68 und dem Ventilraum 70 erfolgt in der Ausführungsvariante gemäß Figur 3 über die an der Oberseite 82 der integrierten Hülse 80 ver- laufende Absteuerleitung 72, deren Strömungsquerschnitt in radiale Richtung durch Position 86 gekennzeichnet ist.

Claims

Ansprüche
1. Magnetventil (16) für einen Kraftstoffinjektor (10) zur Betätigung eines Einspritzventilgliedes (26) durch Druckentlastung eines Steuerraumes (24), der mit unter einem Systemdruck stehenden Kraftstoff beaufschlagt ist, mit einem Ventilglied (46), das einen Ventilsitz (42) öffnet oder schließt, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen einem Niederdruckraum (68) und einem Ventilraum (70) eine hydraulische Verbindung (72; 74, 76, 86) verläuft, die eine die jeweilige Bewegung des Ventilgliedes (46) unterstützende, auf das Ventilglied (46) wirkende Kraft erzeugt.
2. Magnetventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventilglied (46) in einer hochdruckdichten Führung (50) druckausgeglichen an einem Druckstift (54) geführt und von einem das Niederdruckvolumen (68) begrenzenden Führungskörper (44) umschlossen ist.
3. Magnetventil gemäß Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die hydraulische Verbindung (72) durch den Führungskörper (44) verläuft.
4. Magnetventil gemäß Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die hydraulische Ver- bindung (72) in einem Ventilstück (22) verläuft, welches den Steuerraum (24) begrenzt.
5. Magnetventil gemäß Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die hydraulische Verbindung (72) im Ventilstück (22) zumindest einen verlängerten Leitungsabschnitt (74, 76) aufweist.
6. Magnetventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventilstück (22) eine das Ventilglied (46) umgebende, integrierte Hülse (80) aufweist.
7. Magnetventil gemäß Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Führungskörper (44) mit integrierter Hülse (80) an der einem Anker (48) zuweisenden Seite eine konkave Kontur (84) aufweist.
8. Magnetventil gemäß Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventilglied (46) in der integrierten Hülse (80) entweder berührungsfrei oder in einer Polygonführung (88) geführt ist.
9. Magnetventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die hydraulische Verbindung (72; 74, 76, 86) derart in einem Längen/Breiten- Verhältnis ausgebildet ist, so dass in dieser beim Öffnen des Ventilgliedes (46) Überdruck erzeugt und beim Schließen des Ventilgliedes (46) in dem Niederdruckvolumen (68) ein Unterdruck erzeugt wird.
10. Magnetventil gemäß Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die konkave Kontur (84) der integrierten Hülse (80) derart ausgeführt ist, dass ein Strömungsquerschnitt (86) in radialer Richtung unterhalb des Ankers (48) im Wesentlichen in radialer Richtung konstant verläuft.
11. Magnetventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Zeitspanne, während der ein Differenzdruck im Niederdruckvolumen (68) erzeugt wird, abhängig von der Länge der in den Ventilraum (70) mündenden hydraulischen Verbindung (72; 74, 76; 86) ist.
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