DE3141850C2 - Druckventil für eine Kraftstoff-Einspritzpumpe einer Brennkraftmaschine - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein Druckventil für eine Kraftstoff- Einspritzpumpe einer Brennkraftmaschine. Solche Druckventile werden vor allem bei Einspritzpumpen für Dieselmotoren verwendet.

Technische Verbesserungen bei Einspritzsystemen für Dieselmotoren, insbesondere Dieselmotoren mit Direkteinspritzung, erfolgten bislang hauptsächlich mit dem Ziel, höhere Einspritzdrücke und höhere Einspritzraten zu ermöglichen. Dagegen hat man sich wenig mit der Verbesserung der Einspritzmengen-Kennlinien bei niedrigen Motordrehzahlen beschäftigt. Die Einspritzmengen- Kennlinien einer handelsüblichen Einspritzpumpe im Bereich niedriger Drehzahlen weichen deshalb stark von einem idealen Verlauf ab, so daß unerwünschte Effekte bei der Einspritzung auftreten, z. B. eine unregelmäßige Einspritzung. Dies verursacht dann einen unregelmäßigen Lauf des zugeordneten Dieselmotors, sowie ggf. auch ein Klopfen des Motors.

Bei einer Einspritzpumpe wird durch deren Pumpenkolben Kraftstoff über eine Druckleitung zu einem Einspritzventil gefördert, und zwar mit gesteuerter Menge und Geschwindigkeit. An einer Stelle zwischen Pumpenkolben und Druckleitung wird ein Druckventil vorgesehen, um ein Rückwärtsströmen des Kraftstoffs in der Druckleitung zu verhindern und den Restdruck in der Druckleitung zu steuern.

Ein solches Druckventil hat einen Ventilschließkörper, und dieses ist gewöhnlich einstückig ausgebildet mit einem Entlastungskolben, der auch als Tauchkölbchen bezeichnet wird; dieser Entlastungskolben ist in der Führungsbohrung eines Ventilträgers des Druckventils verschiebbar angeordnet. Sein Entlastungshub bestimmt die Kraftstoff-Entlastungsmenge in der Druckleitung. Theoretisch sollte die Einspritz­ menge derjenigen Menge entsprechen, die sich durch Subtraktion dieser Entlastungsmenge von der vom Pumpenkolben gepumpten Fördermenge ergibt. Eine ideale Einspritzmengen-Kennlinie würde so aussehen, daß die dynamische Kraftstoff-Einspritzmenge - bei konstanter Stellung der Regelstange der Pumpe - mit zunehmender Drehzahl der Pumpe sanft und etwa monoton ansteigt. In der Praxis wird jedoch der Entlastungshub des Entlastungskolbens stark durch den Restdruck in der Druckleitung beeinflußt, und das macht es schwierig, eine gewünschte Einspritzmenge zu erhalten.

Wenn z. B. die Entlastungsmenge zu klein ist, kann bei hoher Drehzahl und hoher Belastung des Motors eine Sekundäreinspritzung erfolgen; hierbei wird die Düsennadel der Einspritzdüse durch Druckwellen in der Druckleitung erneut geöffnet, nachdem sie sich am Ende des Einspritzvorgangs bereits geschlossen hatte. Auch bewirkt eine zu kleine Entlastungsmenge ein unscharfes Abschneiden der Einspritzung.

Eine zu große Entlastungsmenge dagegen bewirkt einen negativen Druck in der Druckleitung, besonders bei niedrigen Drehzahlen, und ein Niederdruck-Einspritzverhalten des Motors. Dies bewirkt eine Kavitationsbildung in der Druckleitung und damit eine unregelmäßige Einspritzung, bei der sich die Einspritzmenge bei jedem Förderhub des Pumpenkolbens ändert.

In beiden Fällen ist also eine normale Einspritzmengen- Kennlinie nicht gegeben. Bei den Druckventilen bekannter Bauart zeigte sich insbesondere das Phänomen, daß, wenn die Entlastungsmenge auf einen Wert eingestellt wird, der dazu ausreicht, eine sekundäre Einspritzung bei hohen Motordrehzahlen zu verhindern, sich leicht bei niedrigen Motordrehzahlen eine unregelmäßige Einspritzung infolge einer übermäßigen Entlastungsmenge ergeben kann.

Zur Vermeidung dieses Nachteils gibt es verschiedene Vorschläge, z. B. die Druckventile nach der JP 47-33804 A, der JP 55-41545 U, oder der JP 55-67350 U. Bei den Druckventilen nach diesen Schriften ist der Entlastungskolben am Ventilschließkörper an seiner Umfangsfläche mit einer ebenen Aussparung versehen, deren Schnittfläche parallel zur Längsachse des Druckventils verläuft, oder der Durchmesser dieses Entlastungskolbens ist längs seines gesamten Umfangs geringfügig kleiner als der Innendurchmesser der Führungsbohrung. Ferner können an der Umfangsfläche dieses Entlastungskolbens eine oder mehrere zusätzliche Anflächungen oder eine ringsum konische Fläche ausgebildet sein, deren Schnittflächen in Kraftstofförderrichtung divergierend schräg zur Längsachse des Druckventils verlaufen. Die zusätzlichen Flächen erstrecken sich dabei von der dem Pumpenkolben zugewandten Abschlußkante des Entlastungskolbens aus und enden in dessen Umfangsfläche in einem bestimmten Abstand von der ventilsitzseitigen Abschlußkante des Entlastungskolbens.

Speziell zeigt die JP 55-41545 U ein Druckventil, das einen Ventilschließkörper aufweist, der pumpenkolbenseitig mit einem in einer Führungsbohrung eines Ventilträgers geführten Führungsabschnitt versehen ist, an den sich zur Einspritzseite hin ein Entlastungskolben mit einer pumpenkolbenseitigen Abschlußkante und über eine am Entlastungskolben eine einspritzseitige Abschlußkante bildende benachbarte Ringnut ein Ventilkopf mit einem konischen Ventilsitz anschließt, welcher mit einer entsprechend konischen, mit der Führungsbohrung eine Schnittkante bildenden Ventilsitzfläche im Ventilträger zusammenwirkt, wobei in Schließstellung des Ventilschließkörpers der Abstand der pumpenkolbenseitigen Abschlußkante des Entlastungskolbens von der genannten Schnittkante dem maximalen Entlastungshub des Druckventilkörpers entspricht, sowie mit einer am Entlastungskolben parallel zur Druckventillängsachse und mit Abstand zur Wand der Führungsbohrung für den Ventilkörper verlaufend angeordneten, einen Kraftstoffdurchtrittsquerschnitt begrenzenden Fläche und einer zusätzlich am Entlastungskolben ausgebildeten, unter Einbeziehung der Wand der Führungsbohrung für den Ventilschließkörper einen zusätzlichen Kraftstoffdurchtrittsquerschnitt begrenzenden Fläche, die entweder aus einer ringsum konisch, unter einem spitzen Winkel zur Druckventillängsachse verlaufenden Fläche oder aus einer oder mehreren unter einem spitzen Winkel angeordneten Anflächungen besteht und derart in Förderrichtung des Kraftstoffs divergierend, den Kraftstoffdurchtrittsquerschnitt mit zunehmendem Schließhub stetig verringernd, ausläuft, daß sie, an der pumpenkolbenseitigen Abschlußkante beginnend, in einem bestimmten Abstand von der ringnutseitigen Abschlußkante am Entlastungskolben in der Umfangsfläche desselben ausläuft.

Beim Betrieb einer mit einem solchen Druckventil ausgerüsteten Einspritzpumpe entweicht Entlastungs-Kraftstoff teilweise durch Lücken, welche durch die oben angegebenen Aussparungen oder die Ringnut zwischen der Umfangsfläche des Entlastungskolbens und der Wand der Führungsbohrung gebildet sind. Hierdurch erhält man automatisch bei höheren Drehzahlen der Pumpe eine größere effektive Entlastungsmenge, und bei niedrigeren Drehzahlen eine kleinere effektive Entlastungsmenge. Durch diese Druckventile wurde es also möglich, die Konstanz der Kraftstoffeinspritzmenge von einem Bereich niedriger Motordrehzahlen bis zu einem Bereich hoher Motordrehzahlen zu erhöhen und dadurch die Einspritzmengen-Kennlinien bei niedrigen Drehzahlen zu verbessern, ohne daß dies einen wesentlichen Einfluß auf die Einspritzmengen-Kennlinien im Bereich hoher Drehzahlen hat. Jedoch hat es sich gezeigt, daß diese bekannten Ventile immer noch nicht optimal sind, und daß es mit ihnen nicht möglich ist, die vorstehend erwähnten Nachteile ganz zu beseitigen.

Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, ein verbessertes Druckventil für eine Kraftstoffeinspritzpumpe bereitzustellen, welches die genannten Nachteile mindestens teilweise vermeidet.

Nach der Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch die im einzigen Patentanspruch angegebenen Maßnahmen. Man vermeidet hierdurch einen bei den bekannten Ventilen vorhandenen reduziert wirksamen Hubanteil, der dem Hubteil entspricht, den bei den bekannten Druckventilen die ventilsitzseitige Abschlußkante des Entlastungskolbens noch von der Schnittkante - gebildet von der Ventilsitzfläche und der Ventilschließkörper- Führungsbohrung - aus bis in die Schließlage des Ventilschließkörpers zurücklegt, und welcher praktisch nicht zu der vorstehend erläuterten automatischen Anpassung der Entlastungsmenge an die Drehzahl beiträgt. Durch die Erfindung ergibt sich eine weiter verbesserte Konstanz der Kraftstoff- Einspritzmengen von niedrigen bis zu hohen Drehzahlen, eine wirksamere automatische Anpassung der Kraftstoff-Entlastungsmenge an die Betriebsdaten des Motors, und insbesondere eine weitere Verbesserung der Einspritzmengen-Kennlinien bei niedrigen Drehzahlen ohne wesentlichen Einfluß auf die Einspritzmengen- Kennlinien bei hohen Drehzahlen. Auch wird es durch die Erfindung möglich, den Entlastungskolben etwas länger auszubilden, und man kann infolgedessen die an ihm vorgesehenen Flächen präziser ausbilden, was eine bessere Feinabstimmung der Einspritzmengen-Kennlinien gestattet.

Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nachfolgend anhand der Zeichnung näher beschrieben. Es zeigen:

Fig. 1 eine teilweise geschnittene Vorderansicht eines Druckventils nach dem Stand der Technik,

Fig. 2 ein Schaubild mit den Kurven für die Einspritzmenge über der Pumpendrehzahl bei verschiedenen Stellungen der Regelstange der Pumpe, für eine Pumpe mit einem Druckventil gemäß dem Stand der Technik, wie es in Fig. 1 dargestellt ist,

Fig. 3 eine teilweise im Schnitt dargestellte Vorderansicht eines Druckventils gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung,

Fig. 4 ein Schaubild analog Fig. 2, welches die Kurven der Einspritzmenge über der Drehzahl für das Druckventil nach Fig. 3 zeigt,

Fig. 5 eine teilweise im Schnitt dargestellte Vorderansicht einer zweiten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Druckventils,

Fig. 6 eine Darstellung ähnlich Fig. 5 mit einer weiteren Abwandlung eines erfindungsgemäßen Druckventils,

Fig. 7 eine Darstellung analog Fig. 5, mit einer weiteren Abwandlung eines erfindungsgemäßen Druckventils, und

Fig. 8 eine Darstellung analog Fig. 5 mit noch einer weiteren Abwandlung eines erfindungsgemäßen Druckventils.

In den einzelnen Figuren werden gleiche oder gleichwirkende Teile mit denselben Bezugszeichen bezeichnet und nur einmal beschrieben.

Fig. 1 zeigt beispielhaft ein Druckventil 1 nach dem Stand der Technik. Dieses hat einen Ventilschließkörper in Form eines mit einem Ventilsitz 7a versehenen Ventilkopfes 7 mit einem daran angeordneten Führungsabschnitt 2, der einstückig mit einem Entlastungskolben 2a ausgebildet ist, der auch als Tauchkölbchen bezeichnet wird. Dieser Entlastungskolben 2a dient dazu, ein scharfes Abschneiden der Kraftstoffeinspritzung zu erhalten und auch ein Nachtropfen der Einspritzdüse zu vermeiden. Am Umfang des Entlastungskolbens 2a ist auf der einen Seite ein von einer ebenen Fläche c1 parallel zur Druckventil-Längsachse begrenzter Kraftstoffdurchtrittsquerschnitt und auf der gegenüberliegenden Seite eine schräge, unter einem spitzen Winkel R zur Druckventil-Längsachse X verlaufende Anflächung c2 vorgesehen, wie das Fig. 1 klar zeigt. Der gesamte Entlastungshub S wird bestimmt durch den Abstand zwischen der unteren Abschlußkante 2a′′ des Entlastungskolbens 2a und der oberen, von einer Ventilsitzfläche 7b für den Ventilschließkörper 1a und einer Führungsbohrung 4a für den Führungsabschnitt 2 des Ventilschließkörpers am Ventilträger 4 gebildeten Abschlußkante. Mit anderen Worten ist das der Hub, um den der Entlastungskolben 2a verschoben wird zwischen einer Stellung, bei der seine untere Abschlußkante 2a′′ der Schnittkante a der konischen Ventilsitzfläche 4b mit der Führungsbohrung 4a gegenüberliegt, und einer Stellung, bei der der Ventilkopf 7 auf der Ventilsitzfläche 4b aufsitzt, wie das Fig. 1 zeigt. Der Entlastungshub S bestimmt die Kraftstoff-Entlastungsmenge für die - nicht dargestellte - Einspritzleitung.

Wenn während dieses Entlastungshubes S sich der Entlastungskolben 2a über einen Entlastungshubteil ΔS von der oberen Stellung, in der seine obere Kante 2a′ der unteren Schnittkante a von Ventilsitzfläche 4b und Führungsbohrung 4a gegenüberliegt, zu der in Fig. 1 dargestellten, unteren Stellung bewegt, welche der untere Totpunkt des Ventilschließkörpers 1a ist, (also die Schließstellung des Ventilkopfes 7), wird der Entlastungskolben 2a bis auf den von der Fläche c1 begrenzten Kraftstoffdurchtrittsquerschnitt in flüssigkeitsdichter Anlage gegen die Innenwand der Führungsbohrung 4a gehalten. Über den genannten Querschnitt entweichen nur geringe Kraftstoffmengen, wohingegen über den von der Anflächung c2 begrenzten Kraftstoffdurchtrittsquerschnitt gar kein Kraftstoff entweichen kann. Deshalb stellt der Abschnitt ΔS (Fig. 1) zwischen den beiden oben genannten Stellungen einen in seiner Wirksamkeit im Sinne einer automatischen Anpassung reduziert wirksamen Hubanteil dar. Wenn der Führungsabschnitt 2 diesen reduziert wirksamen Hubanteil ΔS durchläuft, kann also die automatische Anpassung der wirksamen Entlastungsmenge nicht richtig wirksam werden.

Fig. 2 zeigt ein Kennlinienfeld für die Einspritzmenge über der Pumpendrehzahl und für verschiedene Stellungen der Regelstange, bei Verwendung des Druckventils der Fig. 1. Wie Fig. 2 zeigt, sind die Einspritzmengen im unteren Drehzahlbereich ziemlich konstant oder nehmen dort bei hohen Regelstangenstellungen sogar ab. Anschließend folgt bei zunehmender Pumpendrehzahl ein (umrandeter) Bereich mit hoher Zunahme der Einspritzmenge. Dies steht im markanten Gegensatz zu dem eingangs erläuterten Idealzustand. Insbesondere im Bereich niedriger bis mittlerer Drehzahlen und kleinen Einspritzmengen ändert sich die Einspritzmenge nicht exakt analog zur Verstellung der Regelstange. Dies ist eine Folge von Schwankungen des Restdrucks in der Druckleitung, und diese Schwankungen bewirken eine Zone des Kennlinienfelds mit dicht beieinanderliegenden Kurven sowie eine Zone mit weit auseinanderzogenen Kurven. (Fig. 1 und 2 sind der JP 55-41545 U entnommen, und zwar entspricht das Kennlinienfeld der dortigen Abb. 6 für das Druckventil gemäß der dortigen Abb. 5 mit einer Entlastungsmenge von 100 mm³ und die Werte d = 0,07 mm, l = 0,2 mm und R = 10°.)

Die Fig. 3 bis 8 zeigen verschiedene Ausführungsformen von erfindungsgemäßen Druckventilen, welche in der Weise verbessert sind, daß sie die Nachteile des Druckventils nach Fig. 1 vermeiden.

Fig. 3 zeigt eine erste Ausführungsform eines Druckventils 1 nach der vorliegenden Erfindung. Sein Ventilkopf 7 ist einstückig ausgebildet mit einem Führungsabschnitt 2, der seinerseits verschiebbar in der Führungsbohrung 4a eines Ventilträgers 4 geführt und dort hin- und herbewegbar ist. An der oberen Kante des Ventilträgers 4 ist eine ringförmige Ventilsitzfläche 4b ausgebildet, die, wie dargestellt, die Form eines Hohlkegelstumpfes hat und sich in der Durchströmrichtung des Ventils, also hier nach oben, im Durchmesser erweitert, und auf der im geschlossenen Zustand der Ventilkopf 7 aufsitzt. Der Führungsabschnitt 2 des Ventilschließkörpers 1a ist mit einem Entlastungskolben 2a versehen, dessen äußere Umfangsfläche mit einer ebenen Fläche c1 versehen ist, die etwa parallel zur Längsachse X des Druckventils 1 verläuft und die einen Kraftstoffdurchtrittsquerschnitt der Tiefe d begrenzt. Ferner ist diese äußere Umfangsfläche mit einer geneigten, ebenen Anflächung c2 versehen, die an der der Fläche c1 gegenüberliegenden Seite des Ventilkopfs 7 liegt. Diese geneigte, ebene Anflächung c2 verläuft schräg unter einem spitzen Winkel R zur Längsachse X des Druckventils, welcher entgegen der Durchströmrichtung der Kraftstoffdurchlaß zunimmt, also in Fig. 3 nach unten. In Umfangsrichtung erstreckt sie sich längs eines Teiles des Gesamtumfangs des Entlastungskolbens 2a.

Diese Kraftstoffdurchtrittsquerschnitte definieren Lücken 5, 6 zwischen der Umfangsfläche des Entlastungskolbens 2a und der Innenwand der Führungsbohrung 4a. Der Kraftstoffdurchtrittsquerschnitt mit der geneigten ebenen Anflächung c2 erstreckt sich axial von einer Zone, die, wie dargestellt, einen Abstand 1 von der oberen Kante 2a′ des Entlastungskolbens 2a hat, entgegen der Durchströmrichtung, also in Fig. 3 nach unten, im Kraftstoffdurchlaß unter dem Winkel R zur Längsachse X des Ventils. Die Werte für 1 und R werden auf entsprechende geeignete Werte eingestellt, um eine geeignete Einspritzmengen-Kennlinienschar zu erhalten.

Nach der Erfindung sind ferner, wie in Fig. 3 dargestellt, der Ventilkopf 7, die Ventilsitzfläche 4b und der Entlastungskolben 2a in ganz bestimmter Weise ausgebildet und relativ zueinander angeordnet: Wenn der Ventilkopf 7 auf dem Ventilträger 4 aufsitzt, d. h. wenn der konische Ventilsitz 7a des Ventilkopfs 7 gegen die Ventilsitzfläche 4b anliegt, dann liegt die obere, also stromabwärts gelegene Kante 2a′ des Entlastungskolbens 2a auf derselben Höhe wie die untere Schnittkante a der Ventilsitzfläche 4b mit der Führungsbohrung 4a für den Ventilschließkörper 1a.

Zu diesem Zweck hat bei den dargestellten Ausführungsbeispielen - im Vergleich mit den bekannten Druckventilen gemäß Fig. 1 - der konische Ventilsitz 7a des Ventilkopfs 7 eine kleinere Erstreckung in Längsrichtung des Ventils, während der Entlastungskolben 2a eine größere Längserstreckung in der Weise hat, daß seine obere Kante 2a′ näher beim konischen Ventilsitz 7a des Ventilkopfs 7 liegt. Auch hat die Ventilsitzfläche 4b eine etwas größere Längserstreckung.

Bei einer derartigen erfindungsgemäßen Anordnung ist der Entlastungshub S, der vom Ventilschließkörper-Führungsabschnitt 2 ausgeführt wird, größer als der reduziert wirksame Hubanteil ΔS, wie er oben beim Stand der Technik gemäß Fig. 1 beschrieben wurde. Bei der Anordnung nach Fig. 3 wird nämlich während des Entlastungshubs der Führungsabschnitt 2 im Gleichklang mit dem Ventilkopf 7 verschoben, und zwar von einer Stelle, an der die untere Kante 2a′′ des Entlastungskolbens 2a der Schnittkante a gegenüberliegt, bis zur unteren Totpunktstellung, wie sie in Fig. 3 gezeigt ist. Wenn sich aber der Ventilschließkörper-Führungsabschnitt 2 in der unteren Totpunktstellung befindet, befindet sich die obere Kante 2a′ des Entlastungskolbens 2a in Höhe der unteren Schnittkante a der Ventilsitzfläche 4b mit der Führungsbohrung 4a. Anders gesagt, wird die obere Kante 2a des Entlastungskolbens 2a nie in flüssigkeitsdichten Gleitkontakt mit der Innenwand der Führungsbohrung 4a gebracht. Infolgedessen kann bei einem erfindungsgemäßen Ventil bei Betrieb der Einspritzpumpe mit niedrigen Drehzahlen Kraftstoff während des gesamten Entlastungshubes S durch die Lücke 5 und insbesondere die Lücke 6 zur abströmseitigen Seite des Entlastungskolbens 2a, also in Fig. 3 nach oben, fließen; dadurch werden die Einspritzmengen- Kennlinien im Bereich niedriger Drehzahlen weiter verbessert. Andererseits ermöglichen bei einem Betrieb der Einspritzpumpe mit hohen Drehzahlen die Lücken 5, 6 praktisch kein Durchströmen von Kraftstoff wegen des Strömungswiderstandes derselben. Das gewährleistet eine geeignete Entlastungsmenge und verhindert eine sekundäre Einspritzung. Die Einspritzmengen-Kennlinien bei hohen Drehzahlen werden also durch die Erfindung nicht verschlechtert.

Wie bereits erwähnt, wird die Länge des Entlastungskolbens 2a etwas größer gewählt als bei Fig. 1. Dies verbessert die Genauigkeit bei der Anbringung der Flächen c1 und c2 hinsichtlich Größe und Form der Kraftstoffdurchtrittsquerschnitte und ermöglicht infolgedessen eine bessere Feineinstellung der Einspritzmengen-Kennlinien.

Fig. 4 zeigt als Beispiel die Einspritzmengen-Kennlinien, wie man sie mit einer Einspritzpumpe unter Verwendung des Druckventils nach der Erfindung erzielen kann. Im Vergleich mit Fig. 2 kommt dieser Verlauf wesentlich näher an das angestrebte Ideal heran.

Die Fig. 5 bis 7 zeigen Abwandlungen des erfindungsgemäßen Druckventil s.

Bei Fig. 5 ist der Entlastungskolben 2a mit mehreren geneigten, ebenen Anflächungen c2 versehen, die der Anflächung c2 nach Fig. 3 ähnlich sind, aber am Umfang in geeigneten Abständen angeordnet sind. Außerdem ist - wie bei Fig. 3 - eine parallele ebene Fläche c1 der Tiefe d vorgesehen.

Bei Fig. 6 ist der Entlastungskolben 2a ähnlich wie bei Fig. 3 mit einer parallelen, ebenen Fläche c1 versehen. Ferner ist er mit einer ringsum konischen Fläche c3 versehen, die unter einem Winkel R′ schräg zur Längsachse X verläuft und die einen Kegelstumpf bildet, dessen gedachte Spitze entgegen der Durchströmrichtung zeigt. Axial erstreckt sich diese Fläche c3 von der - gedachten - zuströmseitigen Kante des Entlastungskolbens 2a zu dessen Umfangsfläche und endet dort an einer Stelle, die einen Abstand 1 von der abströmseitigen Kante 2a′ des Entlastungskolbens 2a hat.

Bei den Ausführungsformen nach den Fig. 7 und 8 hat der Entlastungskolben 2a eine zylindrische Begrenzungsfläche c1′ mit einem Durchmesser, der geringfügig kleiner ist als der Innendurchmesser der Führungsbohrung 4a, und zwar längs seines vollen Umfanges; er definiert so einen Ringspalt bzw. eine Lücke 8 mit einer Breite d′, die, wie dargestellt, der Abstand zwischen dem Außenumfang des Entlastungskolbens 2a und der Innenwand der Führungsausnehmung 4a ist. Bei Fig. 7 ist der Entlastungskolben 2a außerdem mit mehreren geneigten, ebenen Anflächungen c2 versehen, die denen nach Fig. 5 ähnlich sind, und bei Fig. 8 ist der Entlastungskolben 2a noch mit einer ringsum konischen Fläche c3 versehen, die derjenigen nach Fig. 6 ähnlich ist.

Mit Ausnahme der vorstehend erwähnten Besonderheiten sind die Anordnungen nach den Fig. 5 bis 8 im wesentlichen identisch mit derjenigen nach Fig. 3, und man erhält deshalb gleichwertige Ergebnisse wie mit der Anordnung nach Fig. 3.

Claims (1)

1. Druckventil für eine Kraftstoffeinspritzpumpe einer Brennkraftmaschine, über das aus dem Pumpenarbeitsraum eines Pumpenkolbens beim Einspritzhub desselben Kraftstoff über eine Einspritzleitung einer Einspritzdüse zugeführt wird und das einen Ventilschließkörper (1a) aufweist, der pumpenkolbenseitig mit einem in einer Führungsbohrung (4a) eines Ventilträgers (4) geführten Führungsabschnitt (2) versehen ist, an den sich zur Einspritzseite hin ein Entlastungskolben (2a) mit einer pumpenkolbenseitigen Abschlußkante (2a′′) und über eine am Entlastungskolben (2a) eine einspritzseitige Abschlußkante (2a′) bildende benachbarte Ringnut (2b) ein Ventilkopf (7) mit einem konischen Ventilsitz (7a) anschließt, welcher mit einer entsprechend konischen, mit der Führungsbohrung (4a) eine Schnittkante (a) bildenden Ventilsitzfläche (4b) im Ventilträger (4) zusammenwirkt, wobei in Schließstellung des Ventilschließkörpers (1a) der Abstand der pumpenkolbenseitigen Abschlußkante (2a′ ′) des Entlastungskolbens (2a) von der genannten Schnittkante (a) dem maximalen Entlastungshub (S) des Druckventilkörpers (1a) entspricht, sowie mit einer am Entlastungskolben parallel zur Druckventillängsachse (X) und mit Abstand zur Wand der Führungsbohrung (4a) für den Ventilkörper (1a) verlaufend angeordneten, einen Kraftstoffdurchtrittsquerschnitt begrenzenden Fläche (c1, c1′) und einer zusätzlich am Entlastungskolben (2a) ausgebildeten, unter Einbeziehung der Wand der Führungsbohrung (4a) für den Ventilschließkörper (1a) einen zusätzlichen Kraftstoffdurch­ trittsquerschnitt begrenzenden Fläche, die entweder aus einer ringsum konisch, unter einem spitzen Winkel (R′) zur Druckventillängsachse (X) verlaufenden Fläche (c3) oder aus einer oder mehreren unter einem spitzen Winkel (R) angeordneten Anflächungen (c2) besteht und derart in Förderrichtung des Kraftstoffs divergierend, den Kraftstoffdurchtrittsquerschnitt mit zunehmendem Schließhub stetig verringernd, ausläuft, daß sie, an der pumpenkolbenseitigen Abschlußkante (2a′′) beginnend, in einem bestimmten Abstand (1) von der ringnutseitigen Abschlußkante (2a′′) am Entlastungskolben (2a) in der Umfangsfläche desselben ausläuft, wobei die durch den Übergang des Entlastungskolbens (2a) in die Ringnut (2b) gebildete Abschlußkante (2a′) derart am Ventilschließkörper (1a) angeordnet ist, daß in Schließstellung desselben diese Abschlußkante (2a′) in Höhe der von der Ventilsitzfläche (4b) und der Führungsbohrung (4a) im Ventilträger (4) gebildeten Schnittkante (a) liegt.