Einspritzpumpe. Gegenstand des Hauptpatentes ist eine Einspritzpumpe, insbesondere mit schieber- gesteuertem Saugkanal und Rückströmrege- lung für Brennkraftmaschinen mit variabler Drehzahl, die bei hoher Drehzahl weniger Brennstoff einwandfrei verarbeiten kön nen als bei niedriger Drehzahl.
Gemäss der Erfindung des Hauptpatentes besitzt die Ein spritzpumpe ein Druckventil, das. zwecks Herbeiführung einer mit steigender Drehzahl zunehmenden Entlastung der Druckleitung bei kleinem Hube den Brennetoffdurchfluss stark drosselt und erst nach grösserem Hube einen grösseren Durchflussquerschnitt frei gibt, so dass es bei hoher Drehzahl einen er heblich grösseren Hub vollführen muss als. bei geringer Drehzahl, wo nur kleine Durchfluss- querschnitte benötigt werden und der Ven tilhub infolgedessen geringer ist.
Dadurch wird ermöglicht, die bei gleich- bleibender Einstellung der Regelglieder mit der Drehzahl ansteigende Fördercharakteristik einer Einspritzpumpe der mit steigender Drehzahl fallenden Höchstlasst-Verbrauchs- charakteristik des, Motors selbsttätig anzu gleichen und damit dem Motor im ganzen Drehzahlbereich jeweils die grösstmögliche Leistung zu entnehmen.
Nun gibt es aber auch Motoren, deren Höchstlast-Verbrauch,scharakteriystik nichtv an dem untern Drehzahlbereich bis zur Höchst drehzahl ständig abfällt, sondern im untern Drehzahlbereieh bis in die Gegend des mitt leren gleichbleibend oder ansteigend ist, und erst bei weiterer Drehzahlsteigerung abfällt.
Zum Beispiel Motoren mit Spül- oder Auf ladegebläsen können eine solche Höchstlast- Verbrauchscharakteristik aufweisen, weil der Lieferungsgrad des Gebläsee bei niederer Drehzahl schlecht ist, sich bis zur mittleren Drehzahl auf einen Höchstwert steigert, uni dann gleichzubleiben oder abzufallen.
Um nun für solche Motoren die Kenn linien der Pumpenfördermenge und des Höchsstlastverbrauches des Motors so weit als möglich in Einklang zu bringen, bleibt ge- mäss der zusätzlichen Erfindung der Durch flussquerschnitt bei den Ventilhüben, die bei kleinen und mittleren Drehzahlen auftreten, sehr eng und erweitert sich erst beim Ventil hub bei grösseren Drehzahlen allmählich.
Auf der Zeichnung sind verschiedene Ausführungsbeispiele der Erfindung darge stellt, und zwar zeigt: Fig. 1 einen Teil eines Längsschnittes durch eine Einspritzpumpe; Fig. 2 bis 5 zeigen verschiedene Druck ventile und Fig. 6 zeigt Kennlinien der maximalen Einspritzbrennstoffmenge in Abhängigkeit von der Drehzahl.
Am Gehäuse 1 der Einspritzpumpe ge mäss Fig. 1 ist im Zylinder 2 ein Pumpen kolben 3 angeordnet, .der an seinem innern Ende eine Steuerfläche 4 trägt, die auf der äussern Seite durch eine schräg zur Kolben achse verlaufende Kante 5 begrenzt ist und mit einem Saugkanal 6 und einem Rückfluss- kanal 7 zusammenarbeitet. Der Pumpenar beitsraum 8 im Zylinder 2 wird in Richtung der Kolbenachse begrenzt .durch ein mit Hilfe @einesl ,Gewindenippels 9 auf,den Zylin der 2 gepresstes, Gehäuse 10 mit einer Boh rung 11, in der ein Ventilkörper 12 angeord net ist. Von der Bohrung 13 des.
Gewinde nippels 9 führt die nicht gezeichnete Druck leitung zur Einspritzdüse. Der Ventilkörper 12 wird von einer Feder 15 mit einer kege- ligen Sitzfläche 14 auf das Gehäuse 10 ge presst.
Die Abszisse n, in Fig. 6 bezeichnet die niedrigste Betriebsdrehzahl von etwa 400 je Minute, während die Abszisse n2 die höchste. Betriebszahl von etwa 2000 je Minute be deutet. Infolge der bei höheren Drehzahlen kleineren Spaltverluste zeigen schieberge steuerte Einspritzpumpen bei jeder Regelstel lung, insbesondere auch bei .der Einstellung auf Vollastmenge, einen mit der Drehzahl ansteigenden Förderverlauf nach der Kenn linie A.
Dieser Verlauf entspricht nicht dem Verlauf der höchs@tlast-Verbrauchskennlinie vieler Motoren. Durch eine Verminderung der Durchflussquerschnitte des Druckventils bei kleinem Hub kann, wie im Hauptpatent gezeigt wurde, eine mit steigender Drehzahl absinkende Kennlinie B, die sich mit der Höchstlast-Verbrauchskennlinie vieler Moto ren deckt, erreicht werden.
Andere Motoren, insbesondere solche mit Spül- oder Auflade- gebläGen können jedoch eine mit der Dreh zahl zunächst zunehmende, dann aber wieder abnehmende Höchstbrennstoffmenge rauch frei verbrennen, so dass sich eine Höchstlast- Verbrauch.skennlinie nach der Linie C in Fig. 6 ergibt, der die Förderkennlinie der Pumpe angeglichen werden muss, wenn man bei jeder Drehzahl die grösstmögliche Lei stung bei gerade noch rauchfreiem Gang aus dem Motor herausholen will.
Um diesen Kennlinienverlauf zu erzielen, ist am Ven tilkörper eine Eindrehung 16 angeordnet, die zwischen .der kegelförmigen Fläche 14 und den Steuernuten 17 liegt, die sich gegen die Eindrehung stark verengen. Der Durch- gangsquerschnitt an der Eindrehung 16 ist erheblich .grösser als derjenige der .Steuer- nuten 17 an der Stelle der stärksten Ver engung.
Die Wirkungsweise ist folgende: Der Ventilkörper 12 öffnet den Durch- flussquerschnitt bei kleinem Hub nur wenig und erst nach einem grösseren Hub geben die Steuernuten 17 einen etwas grösseren, aber immer noch sehr engen Querschnitt für den Durchfluss des Brennstoffes frei.
Aus diesem Grund taucht der Ventilkörper bei grösseren Fördergeschwindigkeiten mehr aus der Füh rung 11 des Gehäuses 10 aus, als bei kleinen Fördergeschwindigkeiten. Beim Aufsteuern des Rücklaufkanals 7 beginnt der Ventil körper seine Schliessbewegung, bei der sich bei hoher Drehzahl der zuerst weite Durch flussquerschnitt immer mehr verengt, bis die stärkste Verengungsstelle an der vom Ge häuse 10 gebildeten Abschlusssteuerkante vorbeigegangen isst. Von diesem Zeitpunkt ab bleibt der sehr enge R.ücklaufquerschnitt gleich.
Da bei hohen Drehzahlen und Förder- geschwindigkeiten der Ventilkörper einen grösseren Hub ausführt als bei mittleren und niederen Drehzahlen, ist der Rücklaufweg und die Schliesshubgeschwindigkeit des Ven tilkörpern bei hoher Drehzahl grösser.
Da aber der Umflutungsvorgang umso eher aufhört, je grösser die Ventilschliessge- schwin.digkeit ist und je höher der Ventil körper beim vorangegangenen Einspritzhub der Pumpe aus seiner Führung herausgeho ben wurde, wird nun auch bei der weiteren Schliessbewegung .desVentilkörpers der Raum inhalt der Druckleitung um ein dem Ventil hub entsprechend grosses Volumen ver grössert,
das der Ventilkörper biss zum Auf sitzen auf seinen Sitz freigibt und das eine dem Ventilhub entsprechend hohe Ent laatung im Raum zwischen Düsenmündung und Ventil ergibt. Beim nachfolgenden För- dervorgang kann .das Einspritzen erst begin nen, wenn das, Volumen der Druckleitung wieder aufgefüllt ist und der Druck in ihr den Öffnungsdruck der Düse erreicht hat.
Hierzu ist bei vorausgegangener hoher Ent lastung ein beträchtlicher Anteil der Förder menge zu verwenden, so da.ss für die Ein spritzung nur noch eine kleine Fördermenge übrig ist. Bei grösserer Fördergeschwindig- keit ist also die Volumenauffüllung der Druckleitung und damit der Anteil, um den sich die Einspritzmenge verkleinert, entspre chend der vorausgegangenen grösseren Ent- la,stung grösser als bei mittleren oder niederen Fördergeschwindigkeiten.
Die zwischen der kegelförmigen Sitz fläche und der stärksten Steuernutenver- engung liegende Eindrehung 16 am Ventil körper vergrössert bei höheren Drehzahlen den Hub, da die otärkste Verengung trotz .der zwischen ihr und der Kegelfläche befind lichen Erweiterung nicht mehr Brennstoff durchlässt als ihrem Querschnitt entspricht, so dass das Druckventil erst dann einen grö sseren Querschnitt freigibt, wenn sie an der Steuerkante vorbeigegangen ist.
Bei niederen Drehzahlen ist der Hub des Ventilkörpers so gering, dass die Stelle der grössten Verengung nicht aus der Ventilboh rung heraustaucht. Der starken Drosselung wegen bleibt im Bereiche niederer Drehzah len das während der Schliessbewegung frei- gegebene Volumen und damit die Entlastung klein, so dass in diesem Drehzahlbereich die Förderkennlinie ansteigend verläuft.
Erst bei höheren Drehzahlen wo die grösste Vereng Luig aus der Ventilbohrung 11 austaucht, fällt die Förderkennlinie gemäss ,der Linie C in Fig. 6.
Nach Fig. 2 besitzt der Druckventilkör- per zwischen .der -Sitzfläche 14 und der Ein drehung 16 ein Tauchkölbchen 18, das in die Ventilbohrung 11 eingepasst ist und eine Entlastung der Druckleitung bewirkt, indem beim ,Schliessen des Druckventils von dem Augenblick an, wo das Kölbchen 18 in die Ventilbohrung eintaucht, das Volumen des Raumes zwischen dem Druckventil und der Düse. vergrössert wird.
Diese Volumenvergrö sserung ist bei allen Drehzahlen dieselbe.
Nach Fig. 8 sind .die Steuernuten 17a im Gehäuse 1-0 angeordnet. Der Kopf auf ' ,dem kegelförmigen Sitz 14 des normalen Ventil körpers 12 bildet die Steuerkante. Zwischen den Steuernuten 17a und dem kegelförmigen Sitz ist im Gehäuse 10 die zylindrische Fläche 16a angeordnet, die mit dem Ventil kopf einen engen Spalt bildet.
Nach Fig. 4 ist der Ventilkörper unter dem Ventilsitz 14 mit einem Tauchkölbchen 1,8 versehen. Das Gehäuse 10 ist hinter dem Druckventil kegelig ausgedreht und diese Kegelfläche 17b ersetzt die Steuernuten 17 bezw. 17a.
In Fig. 5 sind das Tauchkölbchen 18 und die Eindrehung 16 am Druckventilkörper 12 hinter dem Ventilsitz angeordnet. Die Ein drehung 16: ist zwischen einem Tauehkölb- chen 18 und Steuernuten 17 angeordnet.
Injection pump. The subject of the main patent is an injection pump, in particular with a slide valve-controlled suction channel and backflow control for internal combustion engines with variable speed, which can process less fuel properly at high speed than at low speed.
According to the invention of the main patent, the injection pump has a pressure valve which, for the purpose of relieving the pressure line, which increases with increasing speed, greatly throttles the fuel flow with a small stroke and only releases a larger flow cross-section after a larger stroke, so that there is an er at high speed must perform significantly larger stroke than. at low speed, where only small flow cross-sections are required and the valve stroke is consequently lower.
This makes it possible to automatically adjust the delivery characteristics of an injection pump, which increases with the speed of the engine, to the maximum capacity consumption characteristic of the engine, which decreases with increasing speed, and thus to extract the greatest possible power from the engine in the entire speed range.
However, there are also engines whose maximum load consumption, characteristics, does not constantly decrease in the lower speed range up to the maximum speed, but in the lower speed range is constant or increasing up to the area of the middle, and only drops when the speed increases further.
For example, engines with flushing or supercharging blowers can have such a maximum load consumption characteristic, because the degree of delivery of the blower is poor at low speed, increases to a maximum value up to medium speed, and then remains the same or drops.
In order to harmonize the characteristics of the pump delivery rate and the maximum load consumption of the motor as far as possible for such motors, the flow cross-section at the valve lifts that occur at low and medium speeds remains very narrow and expanded according to the additional invention only gradually when the valve stroke at higher speeds.
In the drawing, various exemplary embodiments of the invention are shown, specifically showing: FIG. 1 part of a longitudinal section through an injection pump; Fig. 2 to 5 show various pressure valves and Fig. 6 shows characteristics of the maximum amount of fuel injected as a function of the speed.
On the housing 1 of the injection pump according to Fig. 1, a pump piston 3 is arranged in the cylinder 2, .the carries at its inner end a control surface 4, which is limited on the outer side by an obliquely to the piston axis edge 5 and with a Suction channel 6 and a return channel 7 cooperates. The pump working space 8 in the cylinder 2 is limited in the direction of the piston axis by a housing 10 with a bore 11, in which a valve body 12 is arranged, which is pressed onto the cylinder 2 with the help of a threaded nipple 9. From the bore 13 of the.
Threaded nipple 9 leads the pressure line, not shown, to the injection nozzle. The valve body 12 is pressed onto the housing 10 by a spring 15 with a conical seat surface 14.
The abscissa n in Fig. 6 denotes the lowest operating speed of about 400 per minute, while the abscissa n2 the highest. Operating rate of around 2000 per minute means. As a result of the smaller gap losses at higher speeds, slide-controlled injection pumps show a delivery curve that increases with the speed according to characteristic curve A in every control setting, especially when setting to full load.
This course does not correspond to the course of the maximum load consumption curve of many engines. By reducing the flow cross-sections of the pressure valve with a small stroke, as shown in the main patent, a characteristic curve B which decreases with increasing speed and which coincides with the maximum load consumption characteristic of many motors can be achieved.
However, other engines, especially those with flushing or supercharging fans, can burn smoke-free a maximum amount of fuel that initially increases with the speed, but then decreases again, so that a maximum load consumption characteristic according to line C in FIG. 6 results, which the pump's delivery curve has to be adjusted if you want to get the greatest possible performance out of the engine at any speed with a barely smoke-free gear.
In order to achieve this characteristic curve, a recess 16 is arranged on the Ven valve body, which lies between the conical surface 14 and the control grooves 17, which narrow sharply against the recess. The passage cross section at the recess 16 is considerably larger than that of the control grooves 17 at the point of the greatest constriction.
The mode of operation is as follows: The valve body 12 opens the flow cross section only slightly with a small stroke and only after a larger stroke do the control grooves 17 release a somewhat larger, but still very narrow cross section for the flow of the fuel.
For this reason, the valve body emerges more from the guide 11 of the housing 10 at higher conveying speeds than at low conveying speeds. When the return channel 7 is opened, the valve body begins its closing movement, during which at high speed the initially wide flow cross-section narrows more and more until the narrowest point of constriction eats past the final control edge formed by the housing 10. From this point on, the very narrow return cross-section remains the same.
Since the valve body executes a larger stroke at high speeds and conveying speeds than at medium and low speeds, the return path and the closing stroke speed of the valve body is greater at high speed.
But since the flooding process stops the sooner the greater the valve closing speed and the higher the valve body was lifted out of its guide during the previous injection stroke of the pump, the volume of the pressure line is now also reduced with the further closing movement of the valve body increases a volume corresponding to the valve stroke,
that the valve body releases bit to sit on its seat and that results in a correspondingly high Ent laatung in the space between the nozzle orifice and the valve. In the subsequent delivery process, the injection can only begin when the volume of the pressure line has been refilled and the pressure in it has reached the opening pressure of the nozzle.
For this purpose, a considerable proportion of the delivery rate has to be used after a previous high relief, so that only a small delivery rate is left for the injection. At a higher delivery speed, the volume filling of the pressure line and thus the proportion by which the injection quantity is reduced is greater than at medium or low delivery speeds, corresponding to the previous greater discharge.
The notch 16 on the valve body located between the conical seat surface and the strongest control groove constriction increases the stroke at higher speeds, since the most severe constriction does not allow more fuel to pass through than corresponds to its cross-section despite the widening between it and the conical surface that the pressure valve only releases a larger cross-section when it has passed the control edge.
At low speeds, the stroke of the valve body is so small that the point of the largest constriction does not protrude from the valve hole. Because of the strong throttling, the volume released during the closing movement and thus the relief remains small in the range of lower speeds, so that the delivery characteristic increases in this speed range.
Only at higher speeds, where the greatest constriction emerges from the valve bore 11, does the delivery characteristic fall according to line C in FIG. 6.
According to FIG. 2, the pressure valve body has a plunger 18 between the seat surface 14 and the recess 16, which is fitted into the valve bore 11 and relieves the pressure line by, when the pressure valve closes from the moment where the bulb 18 dips into the valve bore, the volume of the space between the pressure valve and the nozzle. is enlarged.
This increase in volume is the same for all speeds.
According to FIG. 8, the control grooves 17a are arranged in the housing 1-0. The head on ', the conical seat 14 of the normal valve body 12 forms the control edge. Between the control grooves 17a and the conical seat, the cylindrical surface 16a is arranged in the housing 10, which forms a narrow gap with the valve head.
According to FIG. 4, the valve body is provided with a plunger 1.8 under the valve seat 14. The housing 10 is turned out conically behind the pressure valve and this conical surface 17b replaces the control grooves 17 respectively. 17a.
In Fig. 5 the plunger 18 and the recess 16 are arranged on the pressure valve body 12 behind the valve seat. The rotation 16: is arranged between a rope bulb 18 and control grooves 17.