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Kraftstoffeinspritzvorrichtung
Die Erfindung bezieht sich auf eine Kraftstoffeinspritzvorrichtung für Brennkraftmaschinen mit einer Einspritzpumpe für eine Vor- und eine Haupteinspritzung mit einer Zwischenentlastung der mit der Einspritzdüse verbundenen Räume auf einen unter dem Abspritzdruck der Einspritzdüse liegenden Druck, wobei die Zwischenentlastung über einen von Steuerkanten des Pumpenkolbens gesteuerten Entlastungskanal erfolgt, in dem sich ein den Entlastungsdruck beeinflussendes Regelorgan befindet.
Bei einer bekannten Ausführung einer derartigen Kraftstoffeinspritzvorrichtung erfolgt die Zwischenentlastung zwischen der Vor- und Haupteinspritzung über eine Drosselstelle im Entlastungskanal. Der Drosselqnerschnitt isthiebei so bemessen, dass bei niedrigen Maschinendrehzahlen die gesamte vom Pumpenkolben geförderte Brennstoffmenge über die Drosselstelle zurückfliessen kann, wogegen bei Steigerung derMaschinendrehzahl zufolge des zunehmendenStrömungswiderstandes der Drossel ein immer geringerer Teil der vom Kolben verdrängten Brennstoffmenge durch die Drosselstelle abfliessen kann. Zufolge dieser Ausbildung der bekannten Einrichtung erfolgt bei steigender Maschinendrehzahl eine Vorverlegung des Beginns der Haupteinspritzung.
Hiebei ist es von Nachteil, dass mit Zunahme der Drehzahl auch der nach der Zwischenentlastung sich einstellende Druck in den Hochdruckräumen ansteigt, bis schliesslich im Bereich hoher Maschinendrehzahlen Vor- und Haupteinspritzung ohne Zwischenentlastung ineinander übergehen. Der durch die Unterteilung des Einspritzvorganges in eine Vor- und eine Haupteinspritzung angestrebte Effekt, einen starken Druckanstieg im Arbeitszylinder der Brennkraftmaschine zufolge schlagartiger Entzündung der gesamt eingespritztenBrennstoffmenge zu vermeiden, kann bei der bekannten Einrichtung nur über einen beschränkten Drehzahlbereich erzielt werden.
Ausserdem erfolgt die Zwischenentlastung eines wesentlichen Teiles der hochdruckführenden Räume, u. zw. aller dem Druckventil nachgeschalteten Räume (Druckleitung, Düse usw. ) nur mittelbar, da der Entlastungskanal vor dem Druckventil der Einspritzpumpe aus dem Pumpenzylinder abzweigt. Die Zwischenentlastung der dem Druckventil nachgeschalteten hochdruckführenden Räume erfolgt daher erst über das Druckventil. Das Entlastungsvolumen des Druckventils muss aber für die grossen durch die Haupteinspritzung hervorgerufenen Drücke ausgelegt sein. Bei geringer Drehzahl, wenn die Drossel kaum wirksam ist, wird bei der bekannten Ausführung auch nach der Voreinspritzung das gleiche Entlastungsvolumen wirksam. Dieses Entlastungsvolumen muss bis zur Haupteinspritzung wieder aufgefüllt werden.
DerAbstand zwischen Vor- und Haupteinspritzung ist daher vom Entlastungsvolumen des Druckventils abhängig.
Ein weiterer Nachteil der bekannten Ausführung ergibt sich durch die Tatsache, dass der Strömungswiderstand von Drosseln nicht genügend genau gleich gehalten werden kann, wodurch bei mehrzylindrigen Maschinen im Verhalten der einzelnen Zylinder Unterschiede auftreten können. Auch bei Übergang auf einen Kraftstoff anderer Viskosität ändert sich das Verhalten der Drosselstellen.
Durch die schleichende Entlastung über eine Drossel ist weiters eine scharfe Beendigung der Voreinspritzung bei der bekannten Einrichtung unmöglich.
Nach einem andern bekannten Vorschlag, bei dem ebenfalls ein Entlastungskanal unmittelbar von dem Pumpenzylinder und nicht hinter dem Druckventil der Pumpe abzweigt, erfolgt durch die sich bei derFörderbewegung des Pumpenkolbens ergebende Drucksteigerung die Öffnung eines im Entlastungskanal angeordneten federbelasteten Kugelventils, durch das die Einspritzleitung über den Pumpenzylinder, so-
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mit also mittelbar, auf einen unter dem Abspritzdruck der Einspritzdüse liegenden Druck entlastet wird, wobei in der Kraftstoffeinspritzung eine Unterbrechung eintritt. Da der Zeitpunkt des Beginns der Druckentlastung sowie deren weiterer zeitlicher Ablauf vor allem von den hydrodynamischen Umständen der Kraftstofförderung während der Voreinspritzung abhängt, ist eine Beeinflussung der Zwischenentlastung in befriedigender Exaktheit nicht möglich.
Hiezu kommt, dass selbst statische Grössen, wie etwa der Öffnungsdruck der Einspritzdüse nicht konstant sind, nachdem z. B. dieser Öffnungsdruck mit der Betriebszeit variiert.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, unter Vermeidung der Mängel und Nachteile der bekannten Einrichtungen, insbesondere der Drehzahlabhängigkeit des Entlastungsdruckes eine Kraftstoffeinspritzvorrichtung zu schaffen, die eine weitgehende Anpassung, des Einspritzvorganges an die jeweiligen Betriebsbedingungen der Brennkraftmaschine gestattet. Erfindungsgemäss wird dies dadurch erreicht, dass der Entlastungskanal durch eine im Pumpenkolben im Abstand unter dessen Stirnfläche angeordneteAusnehmung während der Zwischenentlastung zum Ansaugraum geöffnet, während der Voreinspritzung und der Haupteinspritzung jedoch durch den Pumpenkolben abgeschlossen ist.
Bei dieser Ausbildung ergibt sich zwischen der Vor- und Haupteinspritzung eine Gleichdruckentlastung, wobei die Steuerkanten des Pumpenkolbens, die dessen Ausnehmung für die Öffnung des Entlastungskanals begrenzen, Beginn und Ende der Entlastungsperiode bestimmt. Der Entlastungsdruck wird durch das Regelorgan im Entlastungsorgan festgelegt. In den meisten Fällen ist es vorteilhaft, wenn der Öffnungsdruck des Entlastungsventils nur wenig unter dem Abspritzdruck der Einspritzdüse eingestellt ist. Durch die sich dabei ergebende Verminderung des Zeitaufwandes, der notwendig ist, um von Entlastungsdruck zum Abspritzdruck der Düse zu gelangen, wird die Phase der Zwischenentlastung praktisch zur Gänze auf das Abströmen des von der Pumpe geförderten Kraftstoffes über den Entlastungskanal beschränkt.
Darüber hinaus besteht aber auch die Möglichkeit, durch entsprechende Ausbildung des Verlaufes der Steuerkanten des Pumpenkolbens für die Zwischenentlastung sowohl den Zeitpunkt als auch die Dauer der Zwischenentlastung beliebig zu verän- dern und den Druckverlauf den wechselnden Betriebserfordernissen optimal anzupassen.
Gemäss einem weiteren Merkmal der Erfindung zweigt der Entlastungskanal aus dem Raum zwischen dem Druckventil der Einspritzpumpe und der Druckleitung ab. An der Zwischenentlastung nehmen somit alle dem Druckventil der Einspritzpumpe nachgeschalteten Räume einschliesslich der Einspritzdüse unmittelbar teil, wobei der Druck in diesen Räumen ohne jede Verzögerung schlagartig auf den Öffnungsdruck des Entlastungsventils absinkt. Damit werden aber auch die bei der Entlastung der Druckleitungen häufig zu beobachtenden Schwingungserscheinungen nahezu beseitigt bzw. stark gedämpft.
Schliesslich kann in weiterer Ausgestaltung der Erfindung der Öffnungsdruck des in an sich bekannter Weise als Kugelrückschlagventil ausgebildeten Regelorgans einstellbar sein. Diese Einstellbarkeit ermöglicht es bei Mehrzylindermotoren, für die einzelnen Zylinder gleiche Verhältnisse zu schaffen, die ausserdem von der Viskosität unabhängig sind. Die Verwendung eines Kugelventils, wie es auch bei der eingangs beschriebenen, hydrodynamisch wirkenden Entlastungseinrichtung Anwendung fand, lässt den Vorteil einer erhöhten Betriebssicherheit ausnutzeh, da durch diese Form des Ventilkörpers eine Verlegung des Entlastungskanals, wie sie bei der ebenfalls oben erwähnten Einrichtung mit Drosselbohrung durch deren Verstopfung eintreten könnte, ausgeschlossen ist.
Weitere Einzelheiten der Vorrichtung nach der Erfindung gehen aus dem nachstehend an Hand der Zeichnungen beschriebenen Ausführungsbeispiel hervor. Es zeigen Fig. 1, 2 und 3 die gleiche, erfindungsgemäss ausgebildete Kraftstoffeinspritzpumpe in drei aufeinanderfolgenden Phasen des Einspritzvorganges im Axialschnitt, Fig. 4 eine Abwicklung der Mantelfläche des Pumpenkolbens, Fig. 5 den schematischen Druckverlauf eines Einspritzvorganges mit vollständiger Druckentlastung und Fig. 6 ein Diagramm des Druckverlaufes bei Gleichdruckentlastung zwischen Vor- und Haupteinspritzung.
Die Einspritzpumpe gemäss Fig. 1, 2 und 3 besteht im wesentlichen aus der Zylinderbüchse 1, in der der Kolben 2 axial gleitbar gelagert ist, einem Zwischenring 3, dem Ventilgehäuse 4 sowie einem Drucknippel 5, der die genannten Teile in koaxialer Anordnung in einer abgestuften Bohrung des Pumpengehäuses festhält und gegen aussen abdichtet. Die Druckleitung zur Einspritzdüse wird an die Anschlussbohrung 31 des Drucknippels 5 angeschlossen.
Die Zylinderbüchse 1 weist eine radiale Saugbohrung 6 und auf der gegenüberliegenden Seite eine Überströmbohrung 7 auf. In der Mantelfläche des Kolbens 2 ist eine ringförmige Aussparung 8 vorgesehen, die gegen die Stirnfläche des Kolbens 2 hin von einer schrägen Steuerkante 9 begrenzt ist und über eine Längsnut 10 mit dem Druckraum 11 oberhalb der Kolbenstirnfläche in Verbindung steht. Die Stirnfläche des Kolbens 2 bildet zugleich seine obere Steuerkante 12. Im Bereich der Kolbenmantelfläche zwischen den Steuerkanten 9 und 12 ist eine weitere Aussparung 13 vorgesehen,
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die sich nur über einen Teil des Kolbenumfanges erstreckt. Die Aussparung 13 begrenzt Steuerkanten 14 und 15, deren Verlauf in Umfangsrichtung beispielsweise aus Fig. 4 ersichtlich ist.
Auf derSeite der Überströmbohrung 7 ist in der Zylinderbüchse 1 ein achsparalleler Entlastungskanal 16 vorgesehen, der unmittelbar oberhalb der Überströmbohrung 7 mit einem radialen Teilstück 17 in den Innenraum der Zylinderbüchse 1 mündet. Der Entlastungskanal 16 setzt sich bis in den an die Zylinderbüchse 1 anschliessenden Zwischenring 3 fort und bildet dort einen zylindrischen Hohlraum, in den ein Entlastungsventil 18 eingesetzt ist. Dieses ist als Kugelventil ausgebildet und besteht aus einer zylindrischen Büchse 19, in der sich eine von einer Druckfeder 20 belastete Ventilkugel 21 befindet. Eine vom Entlastungsventil 18 koaxial ausgehende Bohrung 22, die das Ventilgehäuse 4 durchsetzt, stellt eine Verbindung zwischen dem von Ventilgehäuse 4 und der Innenwand des Drucknippels 5 gebildeten ringförmigen Druckraum 23 und dem Entlastungsventil 18 her.
Das Ventilgehäuse 4 weist eine abgestufte zentrische Längsbohrung 24 mit einem konischen Ventilsitz 25 sowie eine durchgehende radiale Querbohrung 26 auf. In der Längsbohrung 24 ist der Druckventilkörper 27 axial geführt und von einer Schliessfeder 28 belastet, die sich gegen eine von einem Sprengring 30 axial gehaltene Druckplatte 29 abstützt.
Der Druckraum 23 steht mit der zentralen Anschlussbohrung 31 in Verbindung, an der die in den Zeichnungen nicht dargestellte Druckleitung mittels einer Überwurfmutter anschliessbar ist.
Für die erfindungsgemäss ausgebildete Einspritzpumpe ergibt sich folgende Arbeitsweise : Beim Abwärtsgang des Kolbens 2 hat sich der Druckraum 11 über die Saugbohrung 6 mit Kraftstoff aus dem Ansaugraum gefüllt. Beim nun folgenden Aufwärtsgang des Kolbens 2 wird die Voreinspritzung durch denAbschluss derSaugbohrung 6 nach Überschleifen der oberen Steuerkante 12 des Kolbens 2 eingeleitet (Fig. l). Bei weiterem Aufwärtsgang wird der Druckventilkörper 27 angehoben, zunächst der Druckraum 23 aufgefüllt und dann nach Erreichung des Abspritzdruckes der Einspritzdüse durch diese Kraftstoff in den Motorzylinder eingespritzt. Während dieser Einspritzphase bleibt das Entlastungsventil 18 geschlossen, da der Kolben 2 die Mündung 17 des Entlastungskanals 16 noch verschlossen hält.
Beim weiteren Aufwärtsgang des Kolbens 2 öffnet die Steuerkante 15 die Mündung 17 des Entlastungskanals 16 (Fig. 2). Damit ist die Voreinspritzung beendet und die Zwischenentlastung der hochdruckführenden Räume auf den vorbestimmten Entlastungsdruck setzt nach Öffnen des Entlastungsventils 18 ein. Der während der Entlastung vom Kolben 2 geförderte Kraftstoff stömt durch das Entlastungsventil 18 über den Entlastungskanal 16 zur Mündung 17 und gelangt von dieser über die Aussparung 13 des Kolbens 2 und die Überströmbohrung 7 in den Überströmraum der Einspritzpumpe. Die Zwischenentlastung erfolgt somit bei konstantem Druck (Gleichdruckentlastung).
Der Kolben 2 gelangt schliesslich in die aus Fig. 3 ersichtliche Stellung, in der die Überströmbohrung 7 nach Überschleifen der Steuerkante 14 verschlossen ist. Das Rückströmen des Kraftstoffes über den Entlastungskanal 16 kommt somit zumStillstand und das Entlastungsventil 18 schliesst sich.
Bei der weiteren Aufwärtsbewegung des Kolbens 2 werden die hochdruckführendenRäume wieder auf- gefüllt und derDrucksteigtwieder bis zumAbspritzdruck der Einspritzdüse an. Bei Erreichen des Abspritzdruckes setzt die Haupteinspritzung ein. Diese ist beendet, sobald die schräge Steuerkante 9 des Kolbens 2 die Überströmbohrung 7 überschleift, wodurch der Druckraum 11 über die Längsnut 10 und die Aussparung 8 des Kolbens 2 mit dem Überströmraum in Verbindung kommt. Zugleich senkt sich der Druckventilkörper 27 auf seinem Sitz 25, wobei eine Entlastung der hochdruckführenden Räume hinter dem Druckventil 25, 27 erfolgt.
Die Entlastung kommt dadurch zustande, dass ein Teil des vom Druckventilkörper 27 verdrängten Volumens innerhalb der hochdruckführenden Räume bei der Schliessung des Druckventils 25,27 frei wird (Gleichraumentlastung).
Die bei der Erfindung verwendete Einspritzpumpe gestattet es, Zeitpunkt und Dauer der einzelnen Phasen des Einspritzvorganges beliebig zu variieren. Der Druckverlauf kann weiters durch entsprechende Wahl des Öffnungsdruckes des Entlastungsventils 18 den jeweiligen Erfordernissen angepasst werden. Es besteht ferner die Möglichkeit, Beginn und Ende der Zwischenentlastung durch einen entsprechenden Verlauf derSteuerkanten 14 und 15 in Umfangsrichtung in Abhängigkeit von der Mengenregelung der Einspritzpumpe zu verändern.
Aus dem Diagramm der Fig. 5 ist schematisch der Druckverlauf über dem Kurbelwinkel für einen zweistufigen Einspritzvorgang mit vollkommener Zwischenentlastung zwischen der Vor- und Haupteinspritzung ersichtlich. Beim Aufwärtsgang des Kolbens steigt hiebei zunächst der Druck bis auf den Abspritzdruck Pd der Einspritzdüse an (Punkt a). Bei diesem Druck beginnt die Voreinspritzung, die
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an der Stelle b beendet ist. Hierauf schliesst sich eine vollkommene Zwischenentlastung mit nach n folgender Wiederauffüllung der hochdruckführenden Räume unter neuerlichem Druckanstieg bis auf den Abspritzdruck Pd der Düse an (Punkt c).
Bei gleichem Druck erfolgt nun die Haupteinspritzung, die an der Stelle d durch die einsetzende Entlastung der hochdruckführenden Räume beendet ist, Der Nachteil eines derartigenDruckverlaufes liegt darin, dass infolge der vollkommenenEntlastung der Druckräume tu deren Wiederauffüllung verhältnismässig grosser Kurbelweg bzw. Kurbelwinkel (z) erforderlich ist. so dass zwischen Vor- und Haupteinspritzung ein längerer Zeitraum liegt und der gesamte Einspritzvorgang wesentlich mehr Zeit beansprucht als die übliche einstufige Einspritzung.
Hingegen erfolgt die Zwischenentlastung nach dem Diagramm der Fig. 6 die schematisch den Druckverlauf bei einer gemäss der Erfindung ausgerüsteten Einspritzvorrichtung zeigt, nur bis auf einen Druck pe, der nur um einGeringes unter dem Abspritzdruck Pd der Einspritzdüse liegt. Beim Wiederauffüllen der hochdruckführenden Räume wird daher der Abspritzdruck Pd wesentlich rascher erreicht (z'), so dass das Intervall zwischen der Vor- und Haupteinspritzung und damit auch der gesamte Einspritzvorgang wesentlich verkürzt werden.
PATENTANSPRÜCHE :
1. Kraftstoffeinspritzvorrichtung für Brennkraftmaschinen mit einer Einspritzpumpe für eine Vor- und eine Haupteinspritzung mit einer Zwischenentlastung der mit der Einspritzdüse verbundenen Räume auf einen unter dem Abspritzdruck der Einspritzdüse liegenden Druck, wobei die Zwischenentlastung über einen vonSteuerkanten des Pumpenkolbens gesteuerten Entlastungskanal erfolgt, in dem sich ein den Ent-
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kanal (22,16, 17,7) durch eine im Pumpenkolben (2) imAbstand unter dessenStirnfläche (12) angeordnete Ausnehmung (13) während der Zwischenentlastung zumAnsaugraum der Einspritzpumpe geöffnet, während der Voreinspritzung und der Haupteinspritzung jedoch durch den Pumpenkolben abgeschlossen ist.
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Fuel injector
The invention relates to a fuel injection device for internal combustion engines with an injection pump for a pre-injection and a main injection with intermediate relief of the spaces connected to the injection nozzle to a pressure below the injection pressure of the injection nozzle, the intermediate relief taking place via a relief channel controlled by control edges of the pump piston , in which there is a control element influencing the relief pressure.
In a known embodiment of such a fuel injection device, the intermediate relief between the pilot and main injection takes place via a throttle point in the relief channel. The throttle cross-section is dimensioned in such a way that at low engine speeds the entire amount of fuel delivered by the pump piston can flow back through the throttle point, whereas when the engine speed increases, due to the increasing flow resistance of the throttle, an ever smaller part of the fuel quantity displaced by the piston can flow through the throttle point. As a result of this design of the known device, the start of the main injection is brought forward as the engine speed increases.
The disadvantage here is that as the speed increases, the pressure in the high-pressure chambers after the intermediate relief also rises, until finally, in the range of high engine speeds, pre-injection and main injection merge without intermediate relief. The effect sought by dividing the injection process into a pre-injection and a main injection of avoiding a sharp rise in pressure in the working cylinder of the internal combustion engine due to sudden ignition of the total amount of fuel injected can only be achieved over a limited speed range with the known device.
In addition, the intermediate relief of a significant part of the high-pressure rooms, u. between all the rooms downstream of the pressure valve (pressure line, nozzle, etc.) only indirectly, since the relief channel branches off from the pump cylinder in front of the pressure valve of the injection pump. The intermediate relief of the high-pressure-carrying spaces downstream of the pressure valve therefore only takes place via the pressure valve. The relief volume of the pressure valve must, however, be designed for the large pressures caused by the main injection. At a low speed, when the throttle is hardly effective, the same relief volume is effective in the known design even after the pilot injection. This relief volume must be replenished up to the main injection.
The distance between pilot and main injection therefore depends on the relief volume of the pressure valve.
Another disadvantage of the known design arises from the fact that the flow resistance of throttles cannot be kept sufficiently exactly the same, as a result of which differences in the behavior of the individual cylinders can occur in multi-cylinder machines. The behavior of the throttle points also changes when switching to a fuel with a different viscosity.
Due to the gradual relief via a throttle, a sharp termination of the preinjection is also impossible in the known device.
According to another known proposal, in which a relief channel also branches off directly from the pump cylinder and not behind the pressure valve of the pump, the pressure increase resulting from the delivery movement of the pump piston opens a spring-loaded ball valve arranged in the relief channel through which the injection line via the pump cylinder , so-
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is thus indirectly relieved to a pressure lying below the injection pressure of the injection nozzle, with an interruption in the fuel injection. Since the point in time of the start of the pressure relief and its further chronological sequence depends primarily on the hydrodynamic conditions of the fuel delivery during the pre-injection, it is not possible to influence the intermediate relief with satisfactory accuracy.
In addition, even static variables, such as the opening pressure of the injection nozzle, are not constant after z. B. this opening pressure varies with the operating time.
The invention is based on the object, while avoiding the shortcomings and disadvantages of the known devices, in particular the speed dependency of the relief pressure, to create a fuel injection device which permits extensive adaptation of the injection process to the respective operating conditions of the internal combustion engine. According to the invention, this is achieved in that the relief channel is opened by a recess arranged in the pump piston at a distance below its end face during the intermediate relief to the intake chamber, but is closed off by the pump piston during the pre-injection and the main injection.
This design results in a balanced pressure relief between the pre-injection and the main injection, the control edges of the pump piston, which limit its recess for the opening of the relief channel, determining the beginning and end of the relief period. The relief pressure is determined by the regulating body in the relief body. In most cases it is advantageous if the opening pressure of the relief valve is set only slightly below the injection pressure of the injection nozzle. The resulting reduction in the time required to get from the relief pressure to the injection pressure of the nozzle means that the intermediate relief phase is practically entirely limited to the outflow of the fuel delivered by the pump via the relief channel.
In addition, however, there is also the possibility of changing both the time and duration of the intermediate relief as required by appropriately designing the course of the control edges of the pump piston for the intermediate relief and optimally adapting the pressure course to the changing operating requirements.
According to a further feature of the invention, the relief channel branches off from the space between the pressure valve of the injection pump and the pressure line. All rooms downstream of the pressure valve of the injection pump, including the injection nozzle, thus take part directly in the intermediate relief, the pressure in these rooms suddenly falling to the opening pressure of the relief valve without any delay. In this way, however, the vibration phenomena that are frequently observed when the pressure lines are relieved are almost eliminated or strongly damped.
Finally, in a further embodiment of the invention, the opening pressure of the control element, which is designed as a ball check valve in a manner known per se, can be adjusted. This adjustability makes it possible in multi-cylinder engines to create the same conditions for the individual cylinders, which are also independent of the viscosity. The use of a ball valve, as it was also used in the hydrodynamically acting relief device described above, allows the advantage of increased operational reliability to be exploited, since this shape of the valve body means that the relief channel is relocated, as is the case with the device with a throttle bore also mentioned above Constipation could occur is excluded.
Further details of the device according to the invention emerge from the exemplary embodiment described below with reference to the drawings. 1, 2 and 3 show the same fuel injection pump designed according to the invention in three successive phases of the injection process in axial section, FIG. 4 shows a development of the outer surface of the pump piston, FIG. 5 shows the schematic pressure curve of an injection process with complete pressure relief and FIG Diagram of the pressure curve with equal pressure relief between pre-injection and main injection.
The injection pump according to FIGS. 1, 2 and 3 essentially consists of the cylinder liner 1, in which the piston 2 is axially slidably mounted, an intermediate ring 3, the valve housing 4 and a pressure nipple 5, the said parts in a coaxial arrangement in a stepped Holds the bore of the pump housing and seals it against the outside. The pressure line to the injection nozzle is connected to the connection bore 31 of the pressure nipple 5.
The cylinder liner 1 has a radial suction bore 6 and an overflow bore 7 on the opposite side. An annular recess 8 is provided in the lateral surface of the piston 2, which is delimited towards the end face of the piston 2 by an inclined control edge 9 and communicates via a longitudinal groove 10 with the pressure chamber 11 above the piston end face. The end face of the piston 2 also forms its upper control edge 12. In the area of the piston jacket surface between the control edges 9 and 12, a further recess 13 is provided,
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which extends only over part of the piston circumference. The recess 13 delimits control edges 14 and 15, the course of which in the circumferential direction can be seen, for example, from FIG.
On the side of the overflow bore 7, an axially parallel relief channel 16 is provided in the cylinder liner 1, which opens directly above the overflow bore 7 with a radial section 17 into the interior of the cylinder liner 1. The relief channel 16 continues into the intermediate ring 3 adjoining the cylinder liner 1 and there forms a cylindrical cavity into which a relief valve 18 is inserted. This is designed as a ball valve and consists of a cylindrical sleeve 19 in which a valve ball 21 loaded by a compression spring 20 is located. A bore 22 extending coaxially from the relief valve 18 and passing through the valve housing 4 establishes a connection between the annular pressure chamber 23 formed by the valve housing 4 and the inner wall of the pressure nipple 5 and the relief valve 18.
The valve housing 4 has a stepped central longitudinal bore 24 with a conical valve seat 25 and a continuous radial transverse bore 26. The pressure valve body 27 is axially guided in the longitudinal bore 24 and is loaded by a closing spring 28, which is supported against a pressure plate 29 axially held by a snap ring 30.
The pressure chamber 23 is in communication with the central connection bore 31, to which the pressure line, not shown in the drawings, can be connected by means of a union nut.
The following mode of operation results for the injection pump designed according to the invention: During the downward gear of the piston 2, the pressure chamber 11 has been filled with fuel from the intake chamber via the suction bore 6. In the upward gear of the piston 2 that now follows, the pre-injection is initiated through the closure of the suction bore 6 after the upper control edge 12 of the piston 2 has been ground over (Fig. 1). With further upward gear, the pressure valve body 27 is raised, first of all the pressure chamber 23 is filled and then after reaching the injection pressure of the injection nozzle, fuel is injected into the engine cylinder. During this injection phase, the relief valve 18 remains closed, since the piston 2 still keeps the opening 17 of the relief channel 16 closed.
During the further upward movement of the piston 2, the control edge 15 opens the mouth 17 of the relief channel 16 (FIG. 2). The preinjection is thus ended and the intermediate relief of the high-pressure-carrying spaces to the predetermined relief pressure begins after the relief valve 18 has opened. The fuel delivered by the piston 2 during relief flows through the relief valve 18 via the relief channel 16 to the orifice 17 and from there via the recess 13 of the piston 2 and the overflow hole 7 into the overflow chamber of the injection pump. The intermediate relief takes place at constant pressure (equal pressure relief).
The piston 2 finally reaches the position shown in FIG. 3, in which the overflow bore 7 is closed after the control edge 14 has been ground over. The return flow of the fuel via the relief channel 16 thus comes to a standstill and the relief valve 18 closes.
With the further upward movement of the piston 2, the high-pressure-carrying spaces are refilled and the pressure rises again up to the injection pressure of the injection nozzle. When the injection pressure is reached, the main injection begins. This is ended as soon as the inclined control edge 9 of the piston 2 grinds the overflow hole 7, whereby the pressure chamber 11 comes into connection with the overflow chamber via the longitudinal groove 10 and the recess 8 of the piston 2. At the same time, the pressure valve body 27 lowers on its seat 25, relieving the high-pressure-carrying spaces behind the pressure valve 25, 27.
The relief is achieved in that part of the volume displaced by the pressure valve body 27 is released within the high-pressure-carrying spaces when the pressure valve 25, 27 is closed (equal space relief).
The injection pump used in the invention allows the time and duration of the individual phases of the injection process to be varied as desired. The pressure curve can furthermore be adapted to the respective requirements by appropriate selection of the opening pressure of the relief valve 18. There is also the possibility of changing the beginning and end of the intermediate relief by a corresponding course of the control edges 14 and 15 in the circumferential direction depending on the quantity control of the injection pump.
The diagram in FIG. 5 shows schematically the pressure curve over the crank angle for a two-stage injection process with complete intermediate relief between the pre-injection and main injection. When the piston moves upwards, the pressure initially rises to the injection pressure Pd of the injection nozzle (point a). The pilot injection begins at this pressure
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ends at point b. This is followed by complete intermediate relief with subsequent refilling of the high-pressure spaces with a renewed pressure increase up to the injection pressure Pd of the nozzle (point c).
At the same pressure, the main injection now takes place, which is ended at point d by the onset of relief of the high-pressure chambers.The disadvantage of such a pressure curve is that, as the pressure chambers are completely relieved, a relatively large crank travel or crank angle (z) is required . so that there is a longer period of time between the pre-injection and the main injection and the entire injection process takes considerably more time than the usual single-stage injection.
In contrast, the intermediate relief takes place according to the diagram in FIG. 6, which shows schematically the pressure profile in an injection device equipped according to the invention, only except for a pressure pe which is only a little below the injection pressure Pd of the injection nozzle. When the high-pressure spaces are refilled, the injection pressure Pd is therefore reached much more quickly (z '), so that the interval between the pre-injection and the main injection, and thus the entire injection process, are significantly shortened.
PATENT CLAIMS:
1. Fuel injection device for internal combustion engines with an injection pump for a pilot and a main injection with an intermediate relief of the spaces connected to the injection nozzle to a pressure below the injection pressure of the injection nozzle, the intermediate relief taking place via a relief channel controlled by control edges of the pump piston, in which a the development
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Channel (22, 16, 17, 7) opened by a recess (13) arranged in the pump piston (2) at a distance below its end face (12) during the intermediate relief to the suction chamber of the injection pump, while the pre-injection and the main injection are closed by the pump piston.