CN104302907A - 限压阀 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种限压阀(1)，尤其是安装在内燃机的共轨系统内的回流管的限压阀，其具有阀门壳体(2)，该阀门壳体具有壳体顶部(3)和中空圆柱体形的壳体外罩(4)，其中，在所述阀门壳体(2)的阀门底座(5)中存在轴向入口(6)和至少一个与所述入口(6)轴向间隔开的出口(7)，其中在阀门底座(5)中，用于阀体(9)的内部阀座(8)连接在入口(6)上，并且在阀体(9)与回动弹簧(10)之间安置有能够轴向运动的阀活塞(11)，回动弹簧(10)产生逆向于作用在入口(6)处的压力(p)的回动力。为改善阀门(1)的功能特征，本发明提出：将阀体(9)构造成多级活塞，在其第一梯级(9a)中，其具有在其朝向入口(6)的那一表面上能够在轴向方向上承受压力(p)的第一表面(A1)以及第一轴向长度(L1)，通过所述第一轴向长度(L1)，在处于一关闭位置时，此多级活塞以其外表面(9d)与阀座(8)的内表面(8b)形成周向延展的第一节流间隙(14)，而在该多级活塞的第二梯级(9b)中，其具有在轴向方向(X-X)上能够承受压力(p)的第二表面(A2)，该第二表面连同第一表面(A1)一起构成总受力表面(AG)，而且，在第二梯级(9b)的整个第二轴向长度(L2)上，在多级活塞(9)的外表面(9e)与壳体外罩(4)的内表面(2a)之间形成有沿周向延伸的、具有第二间隙宽度(Sw)的第二节流间隙(15)。

Description

限压阀
技术领域
本发明涉及一种限压阀，尤其是一种安装在内燃机的共轨系统的回流管内的限压阀，它具有阀门壳体，而该阀门壳体则具有壳体顶部和中空圆柱体形的壳体外罩，其中，在所述阀门壳体的阀门底座(Ventilfuβ)中存在轴向入口和至少一个与此入口轴向间隔开的径向出口，而且在所述阀门底座中，用于阀体的内部阀座连接在入口上，在所述阀体与回动弹簧之间安置有能够轴向运动的阀活塞，所述回动弹簧产生逆向于作用在入口处的压力的回动力。
背景技术
此类限压阀被用在内燃机的所谓共轨喷射系统的燃油回流管中。在共轨喷射(也称作蓄压器喷射)过程中，高压泵将燃油加压至一高压水平。处于压力之下的燃油注入管道系统中，即蓄压器中，在发动机运转期间，蓄压器始终处于压力之下。管道系统拥有多个喷嘴共用的压力管(即所谓的轨)。通过压力管燃油以高压进行输送并通过喷嘴定量注入内燃机中。高压泵被设计成拥有这样的功率，即在任意时刻、任意工况下均能提供多于发动机所需的燃油量。而未被注入的燃油则总是通过回流管回送至油箱中或者燃油泵的吸入管中。为此，在喷嘴的低压区中通常维持一个特定的、处于最高为大约10巴范围内的最小压力。此外，在回流管中可置入一前面提到的那类限压阀，此类限压阀就像在德国专利申请文件DE 43 11 856 A1中记述的那样也常被称作压力保持阀。此阀门用来实现所描述的目的，即将燃油的压力保持在限定值或者说限制在该限定值。
在实际应用中，特别是在如德国专利申请文件DE 43 11 856 A1中记述的带球形阀体的阀门的实际应用中已经表明，在特定的运行条件下，限压阀会发生损坏，或者甚至完全失效的情况。
发明内容
本发明的基本目的在于，改善前面调到的那类限压阀的使用可靠性，从而避免损坏，乃至完全失效情况的发生。
根据本发明，这一目的是通过将阀体构造成如下形式的多级活塞(Stufenkolben)来实现的：在该多级活塞的第一梯级中，其具有在其朝向入口的那一侧上在轴向上能够承受压力的第一表面以及第一轴向长度，通过所述第一轴向长度，在处于关闭位置时，此多级活塞以其外表面与阀座的内表面形成周向延伸的、具有第一间隙宽度的第一节流间隙，而该多级活塞在其第二梯级中具有在轴向上能够承受压力的第二表面，该第二平面连同第一表面一起构成总受力表面，而且在第二梯级中的整个第二轴向长度上，在该多级活塞的外表面与壳体外罩的内表面之间形成有沿周向延伸的、具有第二间隙宽度的第二节流间隙。
通过这两个节流间隙，将在根据本发明的限压阀中在阀门关闭方向上引起阀门活塞运动的液压减弱。根据本发明的这种限压阀设计方案基于如下认识：在已知阀门中证实存在的损坏可归因于例如众所周知的球形阀体的骤然运动(这是由内燃机喷射周期(Einspritztakt)中的推动作用所引起的)，确切地说，尤其可归因于快速且骤然式的关闭运动。这种骤然式运动将由本发明以下述方式有效减弱，即承载弹簧压力的阀门活塞在其关闭运动中主要受到液压阻力所制动，液压阻力由第一节流间隙的部分液压阻力和第二节流间隙的部分液压阻力共同组成。
利用根据本发明的限压阀不仅能够有利地实现减弱轴向运动的目的，而且能够抑制(unterbunden)阀体在径向方向上的运动(这一点与带有球形阀体的阀门相反)，这种径向运动在压力波动时起到有害作用。
根据本发明的阀门具有克服压力变动的牢固性并能够降低因流通于阀门之中的体积流量波动所导致的易受损坏性，除此之外，根据本发明的阀门还由于狭窄的节流间隙而具有高防污能力，又由于不同的受力表面，而且可以通过灵活自由地(absolut)设计两个节流间隙的部分液压阻力的大小以及对部分液压阻力之间的比例关系进行优化调整等手段来使节流器的总液压阻力产生变化，因而具有多级的调节比例，且很容易适应各种不同的应用情形。
例如，尤其在第一工作级下(在此工作级中，两个节流间隙及阀体的第一梯级上的较小受力表面在起作用)，在最小流量下，能够实现压力较快速上升；而在第二工作级下(在此工作级中，阀体与壳体外罩之间开启一持续扩大的通流渠道，并且是较大的总受力表面起作用)，能够实现压力随着流量的增大而缓慢上升。之所以能够如此的原因在于：由于在两个工作级中能够承受大小不同的压力的受力表面，因而在工作级中能够有利地产生大小不同的、能够对抗回动弹簧的回动力的压力。
本发明的其他有利特征将包含在各从属权利要求以及随后的描述中。
附图说明
下面通过附图中示出的优选实施例对本发明作更为详细的说明。其中：
图1示出了根据本发明的限压阀处于关闭位置时的轴剖图；
图2示出了根据本发明的限压阀的立体图(本图的尺寸小于图1)；
图3至图5分别示出了图1所示的根据本发明的阀门(不带其壳体顶部)处于因在入口起作用的压力所引起的第一、第二、第三开启位置时的放大视图；
图6以示例性的曲线图对根据本发明的限压阀的两种作为示例的实施方式的调节特性进行了对比，所述调节特性在图中是由通过阀门的流量与作用在入口上的压力的关联关系来描述的；
图7示出了根据本发明的限压阀的另一实施例处于关闭位置时的轴剖图。
附图标记列表
1    弹簧
2    1的壳体
2a   4的内表面(与9相互作用)
2b   4的内表面(与11相互作用)
3    2的壳体顶部
4    2的壳体外罩
5    2的壳体底座
6    1的入口
7    1的出口
8    1的阀座
8a   8的内端面
9    阀体
9a   9的第一梯级
9b   9的第二梯级
9c   9、梯级9a/9b中的台肩
9d   9在区域9a中的外表面
9e   9在区域9b中的外表面
10   回动弹簧
11   阀活塞(与9一体制成)
11a  11在16区域内的外表面
12   11中的台肩
13   11中的盲孔
14   8与9之间的节流间隙
15   4与9之间的环形间隙
16   4与11之间的环形间隙
17   4中的减压孔
18   9中的泄漏管
19   1的外螺纹
20   1的加力柄
21   环形密封件
22   在4中处于3的区域内的球体
A    图6中的曲线，1的实施方式(9中没有18)
A1   9的可承受压力的第一横断面(9a中)
A2   9的可承受压力的第二横断面(9b中)
AG   9的总受力表面(总横断面)
B    图6中的曲线，1的实施方式(9中存在18)
D1   9在9a中的直径
D2   9在9b中的直径
K    8的锥面(图1)
L1   14的长度(第一长度)
L2   15的长度(第二长度)
OA   A的第一工作点，Q的跃变点
OB   B的第一工作点，Q的跃变点
RA   A的第二工作点，Q的拐点
RB    B的第二工作点，Q的拐点
p     压力
pA    OA处的压力
pB    OB处的压力
Q     单位时间内通过1的体积流量
QL    通过1的泄漏流量
R     9的半径(图1)
Sd    14的间隙宽度
Sf    16的间隙宽度
Sw    15的间隙宽度
SW1   8与9之间的流径
SW2   9与4之间通过7的流径
X-X   1的纵轴
Y-Y   1的通过7的横轴
具体实施方式
对于后文的描述，需要强调的是,本发明并不限于实施例，因此也不限于所描述的特征组合中的全部或多个特征，更确切地说，任一实施例中的每一单个子特征在与所有其他结合在一起描述的子特征分开时，无论是单独存在，还是与另一实施例中的任一特征相组合，都依然具有根据本发明的意义。
在不同附图中，相同的部件皆配以相同的附图标记，因而通常也只各描述一次。
如首先在图1和图2中示出的那样，当然在图3至图5以及图7中也一样可见，根据本发明的限压阀1尤其可安装在内燃机的共轨系统的回流管中，它具有阀门壳体2。阀门壳体2包括壳体顶部3(此部件在图3至5中未示出)以及呈中空圆柱形的壳体外罩4，所述壳体外罩具有阀门底座5。
在阀门壳体2的阀门底座5中存在沿轴向方向X-X开口的入口6，该入口6用于流体介质，尤其是流质燃料。在壳体外罩4中存在至少一个尤其沿径向方向Y-Y开口且与所述入口6在轴向方向上间隔开的出口7，其中，在随附的各剖视图中均以优选实施方式示出了两个彼此沿直径对置的出口7。
在阀门底座5中，用于阀体9的内部阀座8连接到入口6上。此阀座8优选通过一安装在阀门壳体2的阀门底座5中的环形插入件构成，并且优选具有圆柱体形的内表面8b。通过所述插入件选择用不同于阀门壳体2的材料制造，这样尤其能保证在阀座8区域内具有更高的尺寸稳定性，这对阀门1的功能而言是必需的。
在阀体9与回动弹簧10之间安置有可轴向运动的中空圆柱体形的阀活塞11，回动弹簧10构造成螺旋弹簧，其产生一与在入口6处产生的压力p方向相反的回动力。阀活塞11与阀体9一起以在加工技术方面低成本的方式制成一体式的阀门附件。在它内部具有一梯级孔，在该梯级孔中存在用来支承回动弹簧10的回转台肩12以及盲孔13，该盲孔终止于阀体9区域内。
对于弹簧的材料，可优选采用标号为1.4031(按照DIN EN 10 027)或者标号为X5CrNi 18-10(按照DIN EN 10 088)的钢材，而用于壳体外罩4的材料，则可采用标号为1.0718或11SMnPb30+C，或者1.0715或1.7139或16MnCrS5的碳氮共渗钢。阀体9与阀活塞11可优选采用标号为1.4034+S或X46Cr13的经淬火的钢来制造，而阀座8则优选用标号为1.4031或者X5CrNi 18-10的经淬火的钢制造。
阀门1可以如下方式置入燃油回流管(图中未示出)中，其经入口6被施加优选由低压泵(未示出)产生的压力p，且使之始终被控制在回流管内。此外，阀门1关于回动弹簧10的回动力是这样设计的，阀体9从特定的压力p开始能够克服此回动力而从阀座8中抬起，从而使阀门1开启。这一压力p进一步作用到阀活塞11上，以至于此阀活塞同样克服回动力被推动，直至其至少部分地开启出口6并由此打开。要关闭时，阀活塞11作用于阀体9，以便将后者压入阀座8中，从而关闭入口6。
在根据本发明的限压阀1的优选设计方案中，就像前文提到的那样，所述沿直径对称的出口7或优选两个中的每个作为径向开口设置在阀门壳体2的壳体外罩4中。在这种情况下，出口7和阀活塞11相互间被设计成具有如下关系，在打开位置(见图5)中，阀活塞11使出口7在朝向入口6的方向至少部分开启，而至少在一关闭位置(见图1、图7)，乃至在处于打开位置与关闭位置之间的中间位置(图3、图4)中，阀活塞11则像挡板一样地进行遮盖。
根据本发明，阀体9是被构造成具有两个梯级9a、9b的多级活塞，该两个梯级由周向延伸的环形台肩9c彼此分开。在阀门1处于如图1和图7中所示的关闭位置时，台肩9c碰触到阀座8的在轴向上朝向该台肩9c的内端面8a，因而限制了阀体9沿着弹簧10的作用方向或者说逆着压力p的作用方向的轴向运动。
在阀体9的第一梯级9a中，阀体9在其朝向入口6的那一侧上具有在轴向方向X-X上能够承受压力p的第一表面A1。该表面A1在示出的实施方式中是阀体9的圆形端面，其面积由其直径D1决定。
另外，阀体9在其第一梯级9a中具有长度L1，在阀门1处于关闭位置时，阀体9的外表面9d与阀座8的内表面8b在该长度L1上形成沿周向延伸的节流间隙14(其间隙宽度为Sd)。在根据本发明的阀门1中，该间隙14引起有利地集成在阀门1中的液压节流器的部分液压阻力，从而减弱阀体9及阀活塞11的运动，或者说减弱由该零件9、11一体形成的阀门附件的运动。
在阀体9第二梯级9b中，阀体9具有在轴向方向X-X上能够承受压力p的第二表面A2，在垂直于纵轴X-X的截面上看，该第二表面A2连同第一表面A1构成了在示出的实施方式中的圆形的总受力表面AG。在示出的实施例中，这一在轴向方向X-X上能够承受压力的第二表面A2呈圆环形，其面积由阀体9在其第二梯级9b中的最大外径D2与阀体9的圆形端面的直径D1的差值决定。其在附图中均以仅标识在半侧的、径向指向的粗投射线标明，且以其附图标记A2标识。圆形的总受力表面AG仅由阀体9的最大外径D2决定，为了以标记阐明这一点，其附图标记AG在图中被置于最大外径的附图标记D2后的括号中。该外径D2与阀活塞11的外径是一致的，因而阀活塞的外截面A2要比阀体9在其第一梯级9a上的外截面A1大。
在阀体9的第二梯级9b中，在多级活塞的外表面9e与壳体外罩4的内表面2a之间存在周向的、在轴向长度L2上延展的第二节流间隙15。
对于某种具有特定特性的介质，尤其是例如具有动态粘度或者说粘度变动(kinematisch Viskositaet)的介质来说，根据流体力学中众所周知的所谓节流方程(Drosselgleichung)，尤其通过将根据本发明的阀门1的两个节流间隙14、15的长度L1、L2，间隙宽度Sd、Sw以及直径D1、D2设计成特殊尺寸，从而将节流效果调节成符合期望，也就是说，能够将单位时间内流过的流量Q与在节流间隙14、15的总长度上出现的压差Δp之间的比例关系调节成一定的大小，尤其是调节成很小的值，或者说将由两个节流间隙14、15的部分液压阻力累加产生的总液压阻力进行调节。只要或者说一旦节流间隙14、15上的总压力p下降或者说应当下降，则上述压差Δp与工作压力p一致。
为此，第二节流间隙15在长度L2、周长π*D2与间隙宽度Sw这样设计是优选的，即，能够使通过此第二节流间隙所致的部分液压阻力小于第一节流间隙14所致的部分液压阻力。另外需要说明的是，表面A1、A2的直径D1、D2被设计成约等于节流间隙14、15的平均直径D1、D2，因为相对误差十分小。
第二节流间隙15优选具有相较于第一节流间隙14的间隙宽度Sd更小的间隙宽度Sw。尽管该间隙宽度Sw较小，但节流间隙15可具有优选比第一节流间隙14更小的节流效果，也就是更小的部分液压阻力，这是因为：在阀门1处于关闭位置时，在处于同样使阻力减小的较大的直径D2时，使阻力变大的较小的间隙宽度能够通过使阻力减小的较短的长度L2补偿。
根据这一设计方案尤其有利的是，在根据本发明的阀门1中众所周知的用作阀体的球体的流体技术特性尤其可以用一级近似的方式来求近似值，而无需考虑球形阀体的缺点。
在入口6的背离阀门底座5的那一侧，在阀活塞11(或者由阀体9和阀活塞11构成的阀门附件)的朝向壳体顶端3的一侧上另有一间隙宽度为Sf的周向间隙16。就像位于入口6的朝向阀门底座5的那一侧上的第二节流间隙15一样，间隙16形成于壳体外罩4的内表面(这里以附图标记2b标识)与阀活塞11的外表面(这里以附图标记11a标识)之间。
该间隙16的间隙宽度Sf可优选极小，并可优选有利的加工技术将其制成为与第二节流间隙15的间隙宽度Sw等大。不仅是第二节流间隙15，另一周向间隙16也能有利地起到作为用于阀活塞11的引导间隙的作用。顺着流体的流动方向看，第二节流间隙15以带有节流器液压功能的方式在出口7之前进行引导，而另一周向间隙16则以不带液压功能的方式在出口7之后进行引导。另外，通过很小的周向间隙能够实现对活塞的良好引导，而相应的间隙宽度Sw、Sf小于第一节流间隙14的间隙宽度Sd。
在另一优选实施方式中，阀门壳体2在其壳体外罩4中，特别是在顶部附近且处于可受到阀活塞11掩盖的区域之外可具有至少一径向的减压孔17，以便能够通过使容纳有弹簧10的腔室中所含有的流体从该腔室中泄出并且若为燃油，则通过该减压孔17优选同样能够使其回流到油箱中，而可以实现阀活塞11的打开运动。
此外，为了以额定的泄漏体积流量(Soll-Leckage-Volumentstrom)进行排放和/或维持额定的泄漏体积流量，优选在根据本发明的阀门1中集成有泄漏通道。这样的泄漏通道可制成外部旁通管或者优选像图中绘出的那样，借助于一轴向延伸的泄漏管18，该泄漏管尤其可被制成贯通阀体9的端面A1的直通孔。在这种情况下，该泄漏管的尺寸尤其应设计成这样，即，使其能够起到节流作用。由于存在泄漏管18，因此即便处于关闭位置，泄漏流量QL仍能够持续地通流过阀体9、阀活塞11的内腔以及容纳弹簧10的腔室，并在减压孔17处再次离开阀门壳体2。
泄漏管18所具有的液压阻力优选远小于两个节流间隙14、15的液压阻力，因此就其本身而言，不会对节流间隙14、15的作用方式产生明显影响。只有在节流间隙14、15不再产生作用，且Q与p间的比例关系由第二节流间隙15的间隙宽度Sw与泄漏管18决定时，泄漏管的意义才会表现出来。
通过那一经由泄漏管18流经根据本发明的阀门1的壳体外罩4，并最终流过减压孔17的流径，存在于低压系统中的空气(在系统初次灌注燃油时，例如在低压泵启动过程中进入的空气)也可以有利地通过阀门1压出系统，并因此进行排放。
为在共轨系统中进行简单装配，尤其像在图1和图2中示出的那样，阀门壳体2能够优选构造成这样一个空心螺杆，其具有外螺纹19和用于旋转工具的尤其在顶端区域中与入口6轴向对置的加力柄20，以及一个外周向密封件21。
通过根据本发明的上述设计方案能够实现一个有利的功能，对于阀门1的打开过程，将在下文中按顺序参照图1、3、4、5，并特别参考图6进行说明，其中，图6解释了单位时间内通过阀门的流量Q与在入口6处作用的压力p之间的相关性。
在图1示出的关闭位置，其中，在入口6中作用在阀体9的端面A1上的压力p的值在开始时等于零，在图6中示出了从该关闭位置开始，直至达到约10巴的最大压力的过程中，根据本发明的阀门1的两种不同实施方式A、B的调节特性。在图6中以附图标记A标识的曲线涉及没有泄漏管18的实施方式，而曲线B则涉及带有泄漏管18的实施方式。
处于关闭位置时，当压力p微弱时，阀体9被回动弹簧10的力保持在阀座8中。对于带有泄漏管18的实施方式而言，可以看出，有一符合期望的泄漏流量(即图6中的均值QL)持续地通流过阀门1，而不带泄漏管18的实施方式则并非如此。由于两个节流间隙14、15的缘故，该处的体积流量Q维持在接近于0。泄漏流量QL的数值意味着，通流道18的截面积始终大于节流间隙14的截面积。
从阀体9的圆形端面A1的面积(除掏空的泄漏管18之外)与压力p的乘积中可得对弹簧10的力的第一对抗力，该第一对抗力随着压力p增大而增大，它沿着轴向方向将阀体9朝着阀门顶部3的方向推动。阀门1起初仍将保持关闭，但其长度L1、L2会缩短，其中，在这两段长度上，阀体9的第一梯级9a和第二梯级9b紧贴在阀座8的内表面8b上。从而使得两个节流间隙14、15的部分液压阻力以及相应的总液压阻力均稍微下降，并因而导致两条曲线A、B中的体积流量Q存在相对来说极小的上升。
在处于图6中所示的第一工作点OA、OB的时刻，即当阀体9的第一梯级9a从阀座8中脱出(见图3)时，在Q-p曲线图的曲线变化A、B中体积流量Q出现跳跃式上升，此上升有联系的是：在阀座8与阀体9之间打开了流径(图3、4中的箭头SW1)。此时，(静态)压力p(图6中的值pA和pB)几乎保持稳定，因为根据伯努力定理，在低压系统中，进一步的压力增量将被转变成动能。
在阀活塞11继续运动时，阀座8与阀体9之间的流径SW1的截面积以相当快的速度增大，因为此时压力p突然作用到阀体9的总受力表面AG上，而且由此还产生了对弹簧10的力的第二对抗力，这一对抗力即便在压力p保持不变的情况下仍跳跃式地大于第一对抗力。
体积流量Q与压力p之间的关系此时已不能再像开始时那样用流体力学的节流方程来描述了，但是可用所谓的孔口方程(Blendengleichung)，而照此方程，体积流量与孔口面积(即流径SW1的截面积)及压力降的平方根成正比。
在此情况下，术语“流孔(Blende)”和“节流阀(Drossel)”是理想化的系统元件，而根据本发明的限压阀1尤其是通过其可变的调节能力，将这两个系统元件的有利特性整合到了一起。
只要或一旦流径SW1上的总压力p下降或者说应当下降，那么这一压力降就与工作压p相同。图4中也可看到，在阀门1的这一功能阶段出口7始终由阀活塞11关闭。
虽然第一节流间隙14的部分液压阻力消失，但第二节流间隙15的部分液压阻力仍旧存在，只是由于此时的长度L2较阀门1最初处于关闭位置时有所缩短，因而该部分阻力的数值较小。
当阀活塞11朝顶部3的方向继续轴向移动而开启出口7时(图6中的第二工作点RA、RB)，此过程请参见图5，在Q-p曲线图的曲线A、B中出现一拐点，这意味着，在出口7所开启的截面积逐渐扩大时，壳体外罩4与阀体9之间打开了又一流径(图5中的箭头SW2)。
Q-p曲线A、B因此变得不那么陡升，但是仍然比在那一阶段，即阀体9的第一梯级9b仍处于阀座8中时的阶段陡许多。此外，即便在这一阶段，体积流量Q与压力p之间的关系也可以用流体力学中的孔口方程来描述。相比较而言，流孔的液压阻力远小于节流阀的液压阻力。由此可以得出这样的结论：在低压系统中，压力继续增加并不会使静态压力有明显提升，而会导致流量Q上升，而这一结果与介质具有较大流通速度的意义相同，因而也意味着动能份额较大。
与此相反的是，当流向阀门1的体积流量Q下降时，并不会立即使得压力过度下降。有利的是，直至达到工作点OA和OB，体积流量Q可显著下降而不至于使压力p缩减到0值。在达到通过设计节流间隙14、15的尺寸大小而能够加以调节的压力极限(压力pA、pB)后，如果需要(曲线B)，可以以泄漏流量QL的形式维持一最小流量。
图6中所示的两条曲线A、B的区别不仅在于曲线B中存在泄漏流量QL，而且还在于，曲线B的体积流量只有在一较大的压力pB时才会上升，而曲线A的体积流量则在一压力pA的情况下才上升；而且，曲线B在“跃变点”OB与“拐点”RB上以有利方式形成的过渡要比另一实施方式在相应的工作点OA和RA上的转变更为平缓。这可以通过对相应的部件(例如图5中的阀体9与阀座8的以K(锥面)和R(半径)标识的内边缘和外边缘)进行倒圆处理或者设计成最小锥体的方式来实现。
对于根据本发明的阀门1的自减震与限压特性的调节，可以有利地利用能够以可变化的方式形成的节流位置(节流通道14)和可修改的多级调节特性来影响。下面，对根据本发明的阀门1的优选具体实施方式给出若干尺寸数值，以作为可仿效的范例，当然，本发明并不限于这些尺寸数值：
最大压力的示例数值可取5巴或7.5巴，而据此不同的压力范例，回动弹簧10的弹性系数可在3N/mm至5N/mm的范围内。
另外，根据对流量要求的不同，面积比A1/AG可这样确定:能够承受压力的表面A1的面积的数值在18mm2至30mm2之间，而总受力表面AG的数值则在70mm2至90mm2的范围内。根据不同流量要求而选定的相应的直径比D1/D2(其中，D1在4.9mm至6.0mm的范围内，而D2则处于9.6mm至10.6mm的范围内)，或者用更为一般的表达式表示为：D1:D2＝1:(1.60…2.16)。
对于第一节流间隙14来说，间隙宽度Sd尤其可在0.01mm至0.04mm的范围内选择，照此选定的间隙宽度(在优选的配合条件下)大致对应于0.1mm2至0.75mm2的面积。在阀体9的第二梯级9b中的第二节流间隙15所具有的间隙宽度Sw优选在0.02mm至0.09mm的范围内，照此选定的间隙宽度Sw(在优选的配合条件下)大致对应于0.5mm2至1.4mm2的面积。此时，尤其适用以下关系：0.1≤Sd/Sw≤2.0。
就面积比A1/A2而言，要使根据本发明的阀门1具备符合期望要求的调节特性，则优选的面积比需为：0.2≤A1/A2≤0.8，其中，就像前文提到的那样，A1是圆形面，而A2是环形面。
对于节流间隙14、15的构造以及受力表面A1、A2而言，理想的直径比D1/D2应为：0.4≤D1/D2≤0.65。
对于节流间隙14、15的长度L1、L2来说，若两者间的比例关系L1/L2适用0.25≤L1/L2≤2.0，则尤其理想。
此外，两个节流间隙14、15的部分液压阻力最好这样选择，即能够使以下条件得以满足：0.2≤Δp2/Δp1≤1.0，其中，Δp1是在第一节流间隙14上的压力降，而Δp2在第二节流间隙15上的压力降。
本发明并不限制于前面已经说明和描写过的实施例，其也包括所有在发明意义上起同样功能的结构。
本领域的技术人员可为根据本发明的限压阀1补充其他符合目的技术特征，这并不脱离本发明的范围。例如在图7中示出的根据本发明的限压阀1的实施方式中，阀门壳体2被构造为呈中空圆柱体形并具有螺纹19的螺旋件，阀活塞11安置在该阀门壳体2的内腔中，而如前所述，构造成螺旋压力弹簧的回动弹簧10则共轴安置在其中，且所述回动弹簧的一端支撑在活塞14的梯级钻孔中的环状台肩12上。阀门壳体2在其顶部3的区域内由一纳入壳体之内并以压配合及形锁合的方式固定的球体22以对外压力密封的方式封闭,回动弹簧10的另一端支撑在该球体22上。对于弹簧10的预加力，可在对弹簧力进行计量的情况下，通过将球体22在壳体内腔中压入相应的深度来进行调整。由此可使弹簧公差得到补偿，而这对于准确地确定阀门1的工作点OA、OB、RA、RB十分重要。在弹簧刚度为3.9N/mm的情况下，可能出现例如在+/-1.5N/mm范围内的公差。同样对于其它的弹簧10，这个值典型地有可能达到约40％的偏差。作为替换方案，也可以在第一工艺步骤中确定弹簧特性，以便在第二工艺步骤中在将弹簧10装入壳体之后，利用密封座以相应深度将球体22固定在壳体顶部3中。
根据按期望的方式所作的设计方案的不同，在节流间隙14、15的长度比的理想范围0.25≤L1/L2≤2.0中可以得到不同的Q-p曲线。例如，就节流间隙14、15的长度比来说，可以导出结构与功能方式的三种不同基本变例。第一变例已在附图中示出，在这一变例中，第二节流间隙15比第一节流间隙14长，当第一间隙14不再起作用时，第二间隙15仍存在并仍旧起着节流作用(图3)。在这种情况下出现的孔口效应(Blendenwirkung)涉及一种在阀座8与承受弹簧弹力的阀体9之间的具有可变开口宽度的流孔，但不会出现可视为对流孔来说独特的Q-p曲线，而是一条接近线性的曲线Q(p)。第二变例为两个节流间隙14、15等长，对于此变例，在阀门打开时，两个间隙14、15的节流特性的重要程度以相同程度下降，其节流效果同时消失，而随后又同时出现孔口效应。最终，在阀门完全打开时，出口7的尺寸优选是最大流体流出断面的极限值。第三变例为第一节流间隙14比第二节流间隙15长，就这一变例中，当第二间隙15不再起作用时，第一间隙14仍存在并仍旧起着节流作用。对于这三种变例来说，其各自的第一节流间隙14的轴向末端与第二节流间隙15的起始端之间的间距可不相同。通过使此间距最小化，可以有利地实现节省根据本发明的阀门1的轴向结构空间及充分利用其轴向结构长度的目的。
另外，本发明迄今为止也不限于在权利要求1中限定的特征组合，其也可以被定义为由已全部公开的单个特征中的一定特征组合而成的任何其他组合。这意味着，原则上并在实践中，权利要求1中所述的每一个单个特征都可以删去，或者说，权利要求1中所述的每一个单个特征都可以被在本申请中其他地方所公开的单个特征所取代。就此而言，所述权利要求1只可被理解为对于一个发明的一种最初表述尝试。

Claims (14)

1.一种限压阀(1)，尤其是安装在内燃机的共轨系统的回流管内的限压阀，其具有阀门壳体(2)，该阀门壳体具有壳体顶部(3)和中空圆柱体形的壳体外罩(4)，其中，在所述阀门壳体(2)的阀门底座(5)中存在轴向入口(6)和至少一个与所述入口(6)轴向间隔开的出口(7)，其中在所述阀门底座(5)中，用于阀体(9)的内部阀座(8)连接在所述入口(6)上，并且在所述阀体(9)与回动弹簧(10)之间安置有能够轴向运动的阀活塞(11)，所述回动弹簧(10)产生逆向于在所述入口(6)处作用的压力(p)的回动力，
其特征在于，所述阀体(9)被构造成多级活塞，在其第一梯级(9a)中，其具有在其朝向所述入口(6)的那一侧上在轴向方向上能够承受压力(p)的第一表面(A1)以及第一轴向长度(L1)，通过所述第一轴向长度(L1)，在处于关闭位置时，此多级活塞以其外表面(9d)与所述阀座(8)的内表面(8b)形成周向延展的第一节流间隙(14)，而在该多级活塞的第二梯级(9b)中，其具有在轴向方向(X-X)上能够承受压力(p)的第二表面(A2)，该第二表面连同所述第一表面(A1)一起构成总受力表面(AG)，而且，在所述第二梯级(9b)的整个第二轴向长度(L2)上，在所述多级活塞(9)的外表面(9e)与所述壳体外罩(4)的内表面(2a)之间形成有沿周向延伸的、具有第二间隙宽度(Sw)的第二节流间隙(15)。
2.根据权利要求1所述的限压阀(1)，其特征在于，所述阀体(9)与所述阀活塞(11)一体制成。
3.根据权利要求1或2所述的限压阀(1)，其特征在于，在所述阀体(9)的第二梯级(9b)中，形成在所述多级活塞的外表面(9e)与所述壳体外罩(4)的内表面(2a)之间的周向的第二节流间隙(15)所拥有的间隙宽度(Sw)小于所述第一节流间隙(14)的间隙宽度(Sd)。
4.根据权利要求1至3之一所述的限压阀(1)，其特征在于，所述第一节流间隙(14)的间隙宽度(Sd)与所述第二节流间隙(15)的间隙宽度(Sw)之间的比例关系符合：0.1≤Sd/Sw≤2.0。
5.根据权利要求1至4之一所述的限压阀(1)，其特征在于，所述第一节流间隙(14)的长度(L1)与所述第二节流间隙(15)的长度(L2)之间的比例关系符合：0.25≤L1/L2≤2.0。
6.根据权利要求1至5之一所述的限压阀(1)，其特征在于，所述第一节流间隙(14)的直径(D1)与所述第二节流间隙(15)的直径(D2)之间的比例关系符合：0.40≤D1/D2≤0.65。
7.根据权利要求1至6之一所述的限压阀(1)，其特征在于，所述两个节流间隙(14，15)在其长度(L1，L2)、其直径(D1，D2)和其间隙宽度(Sd，Sw)上是这样设计的，即，使得由所述第二节流间隙(15)所导致的部分液压阻力小于由所述第一节流间隙(14)所导致的部分液压阻力。
8.根据权利要求1至7之一所述的限压阀(1)，其特征在于，所述两个节流间隙(14、15)满足：0.2≤Δp2/Δp1≤2.0，其中Δp1表示在所述第一节流间隙(14)上的压力降，而(Δp2)则代表在所述第二节流间隙(15)上的压力降。
9.根据权利要求1至8之一所述的限压阀(1)，其特征在于，所述阀活塞(11)的可承受压力的第一表面(A1)与可承受压力的第二表面(A2)的面积比例关系(A1/A2)在0.2≤A1/A2≤0.8的范围内。
10.根据权利要求1至9之一所述的限压阀(1)，其特征在于，所述/每个出口(7)被构造成在阀门壳体(2)的壳体外罩(4)中的径向开口，而且，所述阀活塞(9)在打开位置中使所述/每个出口(6)在所述入口(6)的方向上至少部分开启，而在关闭位置中，则像挡板一样地进行遮盖。
11.根据权利要求1至10之一所述的限压阀(1)，其特征在于，所述阀座(8)由一安装在所述阀门壳体(4)中的环形插入件构成，所述阀体与此阀座形成第一节流间隙(14)。
12.根据权利要求1至11之一所述的限压阀(1)，其特征在于，所述阀门壳体(4)构造成空心螺杆，其具有外螺纹(19)、与所述入口(6)轴向对置的用于旋转工具的加力柄(20)以及外部周向密封件(21)。
13.根据权利要求1至12之一所述的限压阀(1)，其特征在于，所述回动弹簧(10)构造成螺旋压力弹簧，其一端支撑在所述阀活塞(11)中的台肩(12)上，另一端支撑在以力配合及形锁合方式固定在阀门壳体(2)内部的球体(22)上。
14.根据权利要求1至13之一所述的限压阀(1)，其特征在于具有集成的用来为额定的泄漏体积流量进行排放和/或维持额定的泄漏体积流量的泄漏通道，该泄漏通道构造成外部旁通管，或者最好构造成尤其能够起到节流作用的泄漏管(18)，且所述泄漏管优选设计成贯通所述阀体(9)的能够在轴向上承受压力(p)的第一面(A1)的直通孔。
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