EP0195440B1 - Brennstoffeinspritzventil - Google Patents

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EP0195440B1
EP0195440B1 EP86103736A EP86103736A EP0195440B1 EP 0195440 B1 EP0195440 B1 EP 0195440B1 EP 86103736 A EP86103736 A EP 86103736A EP 86103736 A EP86103736 A EP 86103736A EP 0195440 B1 EP0195440 B1 EP 0195440B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
needle
chamber
valve
pressure
fuel injection
Prior art date
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Expired
Application number
EP86103736A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0195440A2 (de
EP0195440A3 (en
Inventor
Gerhard Dipl.-Ing. Finsterwalder
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Kloeckner Humboldt Deutz AG
Original Assignee
Kloeckner Humboldt Deutz AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Kloeckner Humboldt Deutz AG filed Critical Kloeckner Humboldt Deutz AG
Priority to AT86103736T priority Critical patent/ATE46744T1/de
Publication of EP0195440A2 publication Critical patent/EP0195440A2/de
Publication of EP0195440A3 publication Critical patent/EP0195440A3/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0195440B1 publication Critical patent/EP0195440B1/de
Expired legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M61/00—Fuel-injectors not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00
    • F02M61/04—Fuel-injectors not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00 having valves, e.g. having a plurality of valves in series
    • F02M61/06—Fuel-injectors not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00 having valves, e.g. having a plurality of valves in series the valves being furnished at seated ends with pintle or plug shaped extensions
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M61/00—Fuel-injectors not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00
    • F02M61/16—Details not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M61/02 - F02M61/14
    • F02M61/18—Injection nozzles, e.g. having valve seats; Details of valve member seated ends, not otherwise provided for
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M61/00—Fuel-injectors not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00
    • F02M61/16—Details not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M61/02 - F02M61/14
    • F02M61/20—Closing valves mechanically, e.g. arrangements of springs or weights or permanent magnets; Damping of valve lift
    • F02M61/205—Means specially adapted for varying the spring tension or assisting the spring force to close the injection-valve, e.g. with damping of valve lift

Definitions

  • the invention relates to a fuel injector according to the preamble of claim 1.
  • the demands for low fuel consumption and low pollutant emissions from modern diesel engines require, among other things, a high injection pressure of the fuel.
  • the injection pressure depends on the delivery rate of the injection pump and the outflow cross section or the outflow resistance of the outlet openings of the injection valve.
  • the outflow resistance of the outlet openings is usually determined in such a way that the permissible injection pressure is not exceeded at nominal engine speed and at full load. Since the delivery rate of conventional injection pumps decreases with falling engine speed, the injection pressure usually decreases with engine speed. This drop in injection pressure is undesirable because of the decreasing mixture formation energy. It can be prevented by reducing the outlet openings accordingly or by increasing their flow resistance.
  • a known means of varying the outflow resistance of outlet openings is to use the appropriately shaped tip of the valve needle as a control element and to control the outflow resistance as a function of the valve lift.
  • the inflow cross-section of the outlet openings is influenced by a cylinder slide in the blind hole.
  • valve needle seat whose cone angles on the valve needle and on the valve insert are practically the same.
  • a more or less large annular gap is released at the outflow opening, through which the fuel reaches the outflow opening more or less throttled.
  • the injection pressure only acts on the pressure shoulder before the valve needle is opened. After lifting the valve needle from its seat, the entire valve needle tip is additionally pressurized. The result of this is a sudden increase in the force acting on the injection valve needle in the opening direction. which immediately opens it up to the stop. This makes continuous needle stroke control impossible. This effect is greater the larger the valve needle seat diameter and thus the additional force at the moment the valve needle is lifted.
  • an injection valve is known in which a force proportional to the injection pressure acts on the side of the injection valve needle remote from the seat.
  • the fuel reaches a spring chamber via a check valve, from where it presses on the valve needle via a piston.
  • the check valve ensures that the injection pressure remains effective in the spring chamber even after the injection is completed and the pressure line is relieved. As a result, an increased closing force is exerted on the valve needle, which leads to a quick and safe closing of the injection valve.
  • the invention is based on the object of avoiding the disadvantages mentioned above and compensating for the additional force on the valve needle which occurs when the injection valve is opened, in order thereby to continuously control the needle stroke as a prerequisite for continuously controlling the outflow cross section or the outflow resistance of the outlet openings of an injection valve as a function of to enable the delivery rate of the injection pump.
  • the arrangement according to claim 2 largely achieves pressure compensation between the forces on the two ends of the valve needle, so that only the force balance controlling the needle stroke between the force on the pressure shoulder and the spring force is decisive.
  • the force on the pressure shoulder and thus also the opposing force of the spring is relatively low even at high opening pressures of the injection valve. Since the diameter of the needle seat is particularly large due to the narrow pressure shoulder, its stress is low. Therefore, the use of high opening pressures and the arrangement of the outlet openings in the needle seat area is possible without risking its durability.
  • the arrangement according to the invention according to claim 4 has the effect that the injection pressure acting under the valve needle passes through the hollow bore of the valve needle to the second pressure chamber.
  • the side of the valve needle remote from the seat is subjected to the pressure which acts on the underside of the valve needle, which, due to the equality of the active surfaces, leads to compensation of the pressure level of the valve needle.
  • DE-PS 759 420 describes an injection valve opening against the flow direction of the fuel, the valve needle of which is also hollow-drilled. This creates a connection between the atomizer head and the space above the nozzle needle. However, this connection does not serve to apply the injection pressure prevailing in the atomizer head to the spring-side end of the valve needle, but rather to empty the space above the nozzle needle of leakage fuel.
  • the arrangement according to the invention according to claim 4 also ensures that the pressure increasing the closing force of the valve needle in the second pressure chamber is maintained long enough to reliably prevent re-opening of the injection valve by returning pressure waves in the injection line. On the other hand, however, it is ensured that the pressure in the second pressure chamber has dropped so far by the following injection that a reopening of the injection valve is ensured.
  • Claim 5 describes a particularly simple form of the combination of valve needle and transfer piece.
  • DE-PS-759 420 also shows a valve needle with a hollow-bore transmission piece which is attached to the spring-side end and has a reduced diameter.
  • this transmission piece is not used to transmit hydraulic pressure to the valve needle, nor is it used to seal a second pressure chamber against leakage oil discharge.
  • the arrangement according to claim 6 ensures that the force exerted by the injection pressure on the needle tip when the valve needle is lifted from its seat is compensated for by an equally large but oppositely acting force on the transfer piece and thus a continuous control of the needle stroke depending on the injection pressure.
  • the embodiment according to claim 7 ensures that the valve needle has a low weight and thus exhibits favorable dynamic behavior.
  • the valve needle of DE-PS-759 420 only has a small diameter capillary bore, which hardly brings any weight reduction.
  • Claim 8 describes an advantageous embodiment of a discharge from the second pressure chamber with the desired throttle characteristic.
  • Claims 9 and 10 describe advantageous designs of the check valve with low weight and low manufacturing costs.
  • the embodiment according to claim 12 offers the possibility of supplying fuel to a hotspot located in the combustion chamber in a metered manner and thus initiating combustion, particularly in the case of flame-resistant fuels.
  • the fuel injector shown in FIG. 1 essentially consists of a valve body 1, a valve insert 2 and a valve needle 3, an intermediate piece 4 being provided between the valve body 1 and the valve insert 2.
  • the valve needle 3 engages in a tubular configuration of the valve insert 2.
  • the tubular end is at the axial end Training of the valve needle seat 5 is provided in the form of two interlocking cones.
  • the three parts valve body 1, valve insert 2 and intermediate piece 4 are pressed together axially pressure-tight by a sleeve 6, the intermediate piece 4 being fixed by the valve insert 2, for example, by pins, not shown.
  • the sleeve 6 is designed as a union nut and is firmly screwed to the valve body 1.
  • the fuel is conducted via channels 7, 8 in the valve body 1 via a channel 9 in the intermediate piece 4 and via a channel 10 in the valve insert 2 from a connecting piece 29 to a first pressure chamber 11 on a pressure shoulder 12 of the valve needle 3.
  • the valve needle 3 forms the pressure shoulder 12 by changing its outer diameter. From the pressure shoulder 12 to the valve needle seat 5, the valve needle 3 has a radial gap in the valve insert 2, as a result of which an annular space 13 is formed.
  • the fuel passes from the pressure chamber 11 to the valve needle seat 5 through this intermediate space 13.
  • the valve needle 3 itself is guided axially and axially tightly by the valve insert 2 on an axial section which is arranged on the side of the pressure shoulder 12 facing away from the valve needle seat 5.
  • the valve needle 3 is acted upon in the closing direction by a force from an energy store.
  • the energy accumulator can in particular be a compression spring 14 which is inserted in a cavity 22 of the valve body 1.
  • a displaceable piston which stores the force in a compressible medium such as air, could also be provided for this purpose.
  • the compression spring 14 acts via a spring plate 16 on a transmission piece 17, which in turn rests on the valve needle 3.
  • the transfer piece 17 is axially movably guided in the intermediate piece 4 and has an outer diameter which corresponds to the largest diameter of the contact surface of the valve needle 3 on the valve needle seat 5.
  • the outer diameter of the transfer piece 17 is smaller than the guide diameter of the valve needle 3.
  • the transfer piece 17 engages slightly in the valve insert 2, so that the different diameters of the valve needle 3 and the transfer piece 17 form a radial shoulder 18 between the valve insert 2 and the intermediate piece 4 becomes. This radial shoulder 18 is the end stop for the stroke of the valve needle 3.
  • the two-part construction of the valve needle 3 and the transfer piece 17 advantageously means that the valve needle guide in the valve insert 2 does not need to be exactly aligned with the guide bore for the transfer piece 17.
  • valve needle 3, the transmission piece 17 and the spring plate 16 are hollow-drilled over the entire axial length, and the cavity 22 is designed as a second pressure chamber 15.
  • a sudschiagventit 19 is provided in the interior of the valve needle 3.
  • the check valve 19 consists of a ball 28 which rests on a conical seat in the hollow bore 20.
  • the ball 20 closes an axial opening 21 in the tip of the valve needle 3.
  • the opening 21 leads into a cavity 25 at the tip of the valve needle 3 in the valve insert 2, the cavity 25 being separated from the radial intermediate space 13 by the valve needle seat 5.
  • the outlet openings 23 are arranged in a star shape, which bring the fuel into the combustion chamber of the internal combustion engine.
  • the bore in the transmission piece 17 and a through bore in the spring plate 16 are connected, so that the hollow bore 20 is directly connected to the second pressure chamber 15.
  • the diameter of the hollow bore 20 corresponds to the smallest diameter of the contact surface of the valve needle 3 on the valve needle seat 5.
  • An outflow from the second pressure chamber 15 is provided between the transmission piece 17 and the intermediate piece 4 by appropriate radial play of these two parts.
  • the throttle characteristics of the drain can be influenced by the size of this game.
  • the fuel passes from the second pressure chamber 15 between the transfer piece 17 and the intermediate piece 4 to the radial shoulder 18, from where it is conducted via a radial channel to a leak oil line 26.
  • the leakage oil line 26 is connected without pressure to the injection pump or to the tank of the internal combustion engine.
  • the mode of operation of an injection valve according to the invention is based on the pressurization of the second pressure chamber 15 with fuel pressure.
  • the fuel is fed through the bores 7, 8, 9 and 10 into the pressure chamber 11 of the pressure shoulder 12. Furthermore, the fuel reaches the valve needle seat 5 via the radial intermediate space 13. If the fuel is now pressurized by the injection pump, the pressure shoulder 12 in the pressure chamber 11 is loaded with a force resulting therefrom. This force is in equilibrium with the force from the energy store, which presses the valve needle 3 onto the valve needle seat 5. If the fuel pressure is sufficiently high, the valve needle 3 is raised slightly. At this moment the fuel flows into the valve needle seat 5 and acts on the axial end of the valve needle 3 there. As a result of this additional pressure, the valve needle is suddenly subjected to a considerable force in the opening direction and moves in the direction of paragraph 18.
  • valve needle 3 is at this moment in balance of forces between the force from the energy accumulator and the pressure force of the fuel at the pressure shoulder 12.
  • a certain stroke of the valve needle 3 occurs, which in turn has an associated outflow cross section or outflow resistance via the geometry on the valve needle seats or on the valve needle seat 5 controls.
  • the outflow cross section or the outflow resistance is therefore pressure-dependent and is influenced in such a way that a spray pressure which is as constant and high as possible over the entire load and speed range is generated at the outlet openings 23.
  • Large outflow cross-sections are provided for large amounts of fuel at full load and correspondingly much smaller outflow cross-sections for smaller amounts of fuel in the part-load range, so that despite these different conditions, the mixture is formed in the combustion chamber of the internal combustion engine with optimal discharge pressure even at part-load.
  • the valve needle according to the invention is designed with a particularly small pressure shoulder. On the other hand, this allows a very large valve needle seat. Also, because of the small pressure shoulder, the forces that act on the pressure shoulder due to the fuel pressure are low. This in turn means that only a weak force from the energy store must act in the closing direction of the valve needle 3.
  • valve needle seat 5 since the area of the valve needle seat 5 has become larger, the valve needle seat stress is considerably reduced in two respects.
  • a valve needle designed in this way is therefore particularly suitable for very high fuel injection pressures. The high forces occurring in the opening direction of the valve needle due to the large valve seat surface are compensated for by the fuel pressure acting in the opposite direction in the second pressure chamber 15 after a very short period of time.
  • any desired injection characteristic or pressure curve over the valve needle stroke can be achieved by adapting the characteristic curve of the spring from the energy accumulator. If the spring has a low spring stiffness, ie if the spring force changes only slightly above the needle stroke, then the force on the pressure shoulder 12 and thus the injection pressure at the outlet openings 23 remain almost constant over the needle stroke. If, on the other hand, a steep spring characteristic curve is selected, targeted injection pressure profiles can be realized. By choosing the spring stiffness, the dependence of the injection pressure on the engine load and the speed can be changed. Greater spring stiffness results in increasing injection pressure with increasing load and speed.
  • the fuel pressure initially breaks down in the injection pump.
  • This vacuum wave travels into the fuel injector and thus acts after a time delay both in the pressure chamber 11 on the pressure shoulder and on the valve needle seat.
  • This begins to move in the closing direction because of the falling fuel pressure and thus the decreasing force on the pressure shoulder 12.
  • the closing process is considerably accelerated by the residual pressure in the further pressure chamber 15 in connection with the check valve 19, since the backflow of the fuel from the second pressure chamber 15 into the space on the valve needle seat surface is prevented. This high closing force reliably prevents the fuel from being re-injected.
  • the pressure chamber 15 is connected to the leak oil line 26 via a throttle.
  • the throttle has such a strong throttle characteristic that the pressure in the second pressure chamber 15 is only released after a considerable time interval. It only has to be ensured that the pressure in the second pressure chamber 15 has dropped to Leckol level before the next injection process.
  • this drain is provided by a defined gap in the axial guide between the transfer piece 17 and the intermediate piece 4. It may be expedient to provide a separate connecting bore in the intermediate piece 4 with a certain throttle characteristic.
  • FIG. 2 shows a second exemplary embodiment of the fuel injection valve according to the invention.
  • the transfer piece 17 is formed there in one piece with the valve needle 3.
  • the intermediate piece 4 is guided axially by the valve needle 3.
  • a spring-loaded check valve 19 is inserted in the hollow bore 20.
  • the hydraulically acting check valve 19 with a ball 28 in the front part of the hollow bore 20 according to FIG. 1 is omitted in this case.
  • valve 3 shows further configurations of the valve needle seat 5 and the outlet openings 23.
  • 3a describes a throttle pin nozzle with a throttle pin 24 and with radial, star-shaped main outlet openings 23.
  • an injection jet is emitted via the axially downward-pointing outlet opening 23, which either remains constant in quantity as the stroke of the valve needle 3 increases or continuously decreases becomes, while at the same time the ra dialen outlet openings 23 increases the amount of fuel escaping.
  • the stroke of the valve needle 3 determines the entire outlet cross section or outflow resistance of all outlet openings 23 as a function of the injection pressure.
  • Such an injector is particularly suitable for the use of a combustion process with an externally unheated glow ignition source.
  • a fuel jet which steadily decreases with the stroke, then emerges in a particularly advantageous manner, which heats an incandescent body, in particular a hollow body, such that the incandescent body can ignite the injection jets emerging from the star-shaped outlet openings 23.
  • FIG. 3b shows a radially star-shaped multi-hole nozzle with an outflow cross-section of the outlet openings 23 which is dependent on the stroke of the valve needle 3.
  • the control of the outflow cross-section takes place via a slide 31 at the axial end of the nozzle needle 3.
  • the slide 31 releases parts of the outlet openings 23.
  • the outlet openings 23 can be arranged at different heights with respect to the slide edge, so that not all but only some of the outlet openings 23 are released at the same time.
  • the openings 21 to the hollow bore 20 are at right angles to the valve axis directly on the valve needle seat 5.
  • a pin nozzle with a regulated discharge cross-section is shown depending on the stroke of the valve needle 3.
  • the valve needle 3 In the front end of the valve needle 3 there is a pin 32 which dips into a corresponding opening in the valve insert 2. If the valve needle 3 lifts off the valve needle seat 5, the fuel flows past the pin 32 through the annular outlet opening 23 into the combustion chamber.
  • the pin 32 is tapered at the front end. The outflow cross-section of the outlet opening 23 is thus controlled by the pin 32 via the stroke of the valve needle 3 and the pin 32.

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Description

  • Die Erfindung bezieht sich auf ein Brennstoffeinspritzventil nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
  • Die Forderungen nach geringem Kraftstoffverbrauch und niedriger Schadstoffemission von modernen Dieselmotoren bedingen unter anderem einen hohen Einspritzdruck des Brennstoffes. Der Einspritzdruck hängt von der Förderrate der Einspritzpumpe und dem Abströmquerschnitt bzw. dem Ausströmwiderstand der Austrittsöffnungen des Einspritzventils ab.
  • Der Ausströmwiderstand der Austrittsöffnungen wird üblicherweise so festgelegt, dass der zulässige Einspritzdruck bei Motornenndrehzahl und voller Last nicht überschritten wird. Da die Förderrate üblicher Einspritzpumpen mit fallender Motordrehzahl sinkt, nimmt der Einspritzdruck üblicherweise mit der Motordrehzahl ab. Dieser Abfall des Einspritzdruckes ist wegen der abnehmenden Gemischbildungsenergie unerwünscht. Er lässt sich durch entsprechende Verkleinerung der Austrittsöffnungen bzw. durch Erhöhen von deren Strömungswiderstand verhindern.
  • Ein bekanntes Mittel, den Ausströmwiderstand von Austrittsöffnungen zu variieren, besteht darin, die entsprechend geformte Spitze der Ventilnadel als Steuerorgan zu benutzen und den Ausströmwiderstand in Abhängigkeit vom Ventilhub zu steuern.
  • Die Möglichkeit einer Beeinflussung des Strömungswiderstandes durch eine entsprechend geformte Ventilnadelspitze wird bei der Zapfendüse durch einen konischen Zapfen an der Spitze der Ventilnadel verwirklicht, der mehr oder weniger tief in eine zylindrische Ausströmbohrung taucht und dabei deren Querschnitt variiert.
  • Bei der sogenannten Schieberdüse wird durch einen Zylinderschieber im Sackloch der Einströmquerschnitt der Austrittsöffnungen beeinflusst.
  • Bei Mehrlochdüsen mit den Austrittsöffnungen im Bereich des Ventilnadelsitzes wird in Abhängigkeit vom Ventilnadelhub die Einströmrichtung des Brennstoffes in die Austrittsöffnungen und damit der Einströmwiderstand variiert.
  • Das ist möglich durch die Geometrie des Ventilnadelsitzes, dessen Kegelwinkel an der Ventilnadel und am Ventileinsatz praktisch gleich sind. Dadurch wird je nach Ventilnadelhub ein mehr oder weniger grosser Ringspalt an der Ausströmöffnung freigegeben, durch den der Brennstoff mehr oder weniger stark gedrosselt in die Ausströmöffnung gelangt.
  • Alle diese Lösungen zur Beeinflussung des Strömungswiderstandes der Austrittsöffnungen setzen eine kontinuierliche Steuerung des Ventilnadelhubes in Abhängigkeit von der Förderrate der Einspritzpumpe voraus. Dies ist bei üblichen Einspritzventilen nicht gegeben.
  • Bei üblichen nach innen öffnenden Einspritzventilen wirkt der Einspritzdruck vor dem Öffnen der Ventilnadel nur auf deren Druckschulter. Nach dem Abheben der Ventilnadel von ihrem Sitz wird zusätzlich deren gesamte Ventilnadelspitze druckbeaufschlagt. Die Folge davon ist ein sprunghaftes Ansteigen der auf die Einspritzventilnadel in Öffnungsrichtung wirkenden Kraft. wodurch diese sofort bis zum Anschlag öffnet. Dadurch ist eine kontinuierliche Nadelhubsteuerung unmöglich gemacht. Dieser Effekt ist umso grösser, je grösser der Ventilnadelsitzdurchmesser und damit die Zusatzkraft im Augenblick des Anhebens der Ventilnadel ist.
  • Ein Mittel zur Vermeidung dieses Effektes bestünde darin, die Zusatzkraft beim Öffnen der Ventilnadel im Augenblick ihres Wirksamwerdens durch eine gleichgrosse, aber entgegengerichtete Kraft zu kompensieren.
  • Aus der GB-A 2 012 359 ist ein Einspritzventil bekannt, bei dem eine dem Einspritzdruck proportionale Kraft auf die sitzferne Seite der Einspritzventilnadel wirkt. Hierbei gelangt der Brennstoff über ein Rückschlagventil in einen Federraum, von wo er über einen Kolben auf die Ventilnadel drückt. Das Rückschlagventil bewirkt, dass der Einspritzdruck auch nach Abschluss der Einspritzung und Entlastung der Druckleitung im Federraum wirksam bleibt. Dadurch wird eine verstärkte Schliesskraft auf die Ventilnadel ausgeübt, die zu einem raschen und sicheren Schliessen des Einspritzventils führt.
  • Da der Einspritzdruck schon vor dem Offnen des Einspritzventils auf die sitzferne Seite der Einspritzventilnadel wirkt, kann durch diesen Druck, die erst beim Öffnen des Einspritzventils sprunghaft ansteigende Öffnungskraft nicht ausgeglichen werden. Durch die federkraftverstärkende Wirkung des Einspritzdrucks kann zwar mit dem Einspritzventil der G B-A 2012359 bei Verwendung üblicher Ventilfedern ein relativ hoher Offnungsdruck erzielt werden, aber die sprunghaft ansteigende Öffnungskraft kann nicht ausgeglichen werden.
  • Hinzu kommt, dass bei der GB-A 2012359 eine Beeinflussung des Abströmquerschnittes oder des Ausströmwiderstandes der Austrittsöffnung durch die Ventilnadel nicht möglich ist, da die Spitze der Einspritzventilnadel einen zu grossen Abstand von der Austrittsöffnung hat.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die oben angeführten Nachteile zu vermeiden und die beim Öffnen des Einspritzventils auftretende Zusatzkraft auf die Ventilnadel auszugleichen, um dadurch eine kontinuierliche Nadelhubsteuerung als Voraussetzung für eine kontinuierliche Steuerung des Abströmquerschnittes bzw. des Ausströmwiderstandes der Austrittsöffnungen eines Einspritzventils in Abhängigkeit von der Förderrate der Einspitzpumpe zu ermöglichen.
  • Diese Aufgabe wird durch den kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 gelöst. Hierdurch wird erreicht, dass der Druck auf die Sitzfläche der Ventilnadel kurz nach deren Abheben vom Sitz voll ausgeglichen ist. Dadurch bestimmen nur noch der Einspritzdruck auf die Druckschulter und die Kraft der Feder, die beide im Gleichgewicht stehen, den Nadelhub und mit diesem den Abströmquerschnitt bzw. den Ausströmwiderstand der passend angeordneten Austrittsöffnungen des Einspritzventils. Diese Selbstregelung des Ausströmwiderstandes der Austrittsöffnungen hat einen im gesamten Betriebsbereich des Motors weitgehend konstanten hohen Einspritzdruck zur Folge.
  • Durch die Anordnung nach Anspruch 2 wird ein weitgehender Druckausgleich zwischen den Kräften auf die beiden Enden der Ventilnadel erreicht, so dass nur noch das den Nadelhub steuernde Kräftegleichgewicht zwischen der Kraft auf die Druckschulter und der Federkraft bestimmend ist.
  • Durch die Ausbildung nach Anspruch 3 ist die Kraft auf die Druckschulter und damit auch die entgegengerichtete Kraft der Feder auch bei hohen Öffnungsdrücken des Einspritzventils relativ gering. Da der Durchmesser des Nadelsitzes durch die schmale Druckschulter besonders gross ausfällt, ist dessen Beanspruchung gering. Deshalb ist die Anwendung hoher Öffnungsdrücke und die Anordnung der Austrittsöffnungen im Nadelsitzbereich ohne Risiko für dessen Haltbarkeit möglich.
  • Die erfindungsgemässe Anordnung nach Anspruch 4 bewirkt, dass der unter der Ventilnadel wirkende Einspritzdruck durch die Hohlbohrung der Ventilnadel zum zweiten Druckraum gelangt. Dadurch wird die sitzferne Seite der Ventilnadel mit dem Druck beaufschlagt, der auf der Unterseite der Ventilnadel wirkt, was aufgrund der Gleichheit der Wirkflächen zum Ausgleich der Druckstufe der Ventilnadel führt.
  • In der DE-PS 759 420 ist ein gegen die Strömungsrichtung des Brennstoffes öffnendes Einspritzventil beschrieben, dessen Ventilnadel ebenfalls hohlgebohrt ist. Dadurch besteht eine Verbindung zwischen dem Zerstäuberkopf und dem Raum oberhalb der Düsennadel. Diese Verbindung dient aber nicht zur Beaufschlagung des federseitigen Endes der Ventilnadel mit dem im Zerstäuberkopf herrschenden Einspritzdruck, sondern zum Entleeren des Raumes oberhalb der Düsennadel von Leckbrennstoff.
  • Die erfindungsgemässe Anordnung nach Anpruch 4 stellt darüber hinaus sicher, dass der die Schliesskraft der Ventilnadel verstärkende Druck im zweiten Druckraum genügend lange aufrechterhalten bleibt, um ein Nachöffnen des Einspritzventils durch rücklaufende Druckwellen in der Einspritzleitung sicher zu verhindern. Auf der anderen Seite wird aber gewährleistet, dass der Druck im zweiten Druckraum bis zur folgenden Einspritzung so weit abgesunken ist, dass ein Wiederöffnen des Einspritzventils sichergestellt ist.
  • Anspruch 5 beschreibt eine besonders einfache Form der Kombination von Ventilnadel und Übertragungsstück. In der DE-PS-759 420 wird ebenfalls eine Ventilnadel mit einem am federseitigen Ende angebrachten, im Durchmesser reduzierten, hohlgebohrten Übertragungsstück gezeigt. Dieses Übertragungsstück dient aber weder zur Übertragung eines hydraulischen Druckes auf die Ventilnadel, noch dient es zur Abdichtung eines zweiten Druckraumes gegenüber einer Leckölabführung.
  • Durch die Anordnung nach Anspruch 6 wird erreicht, dass die Kraft, die beim Abheben der Ventilnadel von ihrem Sitz durch den Einspritzdruck auf die Nadelspitze ausgeübt wird, von einer gleich grossen aber entgegengesetzt wirkenden Kraft auf das Übertragungsstück kompensiert wird und damit eine kontinuierliche Steuerung des Nadelhubes in Abhängigkeit vom Einspritzdruck ermöglicht wird.
  • Die Ausbildung nach Anspruch 7 stellt sicher, dass die Ventilnadel ein geringes Eigengewicht erhält und damit ein günstiges dynamisches Verhalten aufweist. Demgegenüber weist die Ventilnadel der DE-PS-759 420 lediglich eine Kapillarbohrung geringen Durchmessers auf, die kaum Gewichtserleichterung bringt.
  • Anspruch 8 beschreibt eine vorteilhafte Ausbildung eines Abflusses aus dem zweiten Druckraum mit der gewünschten Drosselcharakteristik.
  • Die Ansprüche 9 und 10 beschreiben vorteilhafte Ausbildungen des Rückschlagventils mit niedrigem Gewicht und geringem Fertigungsaufwand.
  • In Anspruch 11 ist eine Anordnung beschrieben, mit der bei dem in direkt einspritzenden Dieselmotoren üblichen Ventileinsatz mit mehreren in etwa sternförmig radial verlaufenden Austrittsöffnungen eine Steuerung des Abströmquerschnittes verwirklicht wird.
  • Die Ausbildung nach Anspruch 12 bietet die Möglichkeit, einen im Brennraum befindlichen Hotspot dosiert mit Kraftstoff zu versorgen und damit die Verbrennung, insbesondere bei schwer entflammbaren Kraftstoffen, einzuleiten.
  • Die Auslegung nach Anspruch 13 bewirkt niedrige Partikel- und NOx-Emission durch feinste Kraftstoffzerstäubung und späte Einspritzung Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der folgenden Beschreibung und der Zeichnung, in der bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung schematisch dargestellt sind.
  • Es zeigt:
    • Fig. 1: einen Axialschnitt durch ein erfindungsgemässes Brennstoffeinspritzventil,
    • Fig. 2: einen Axialschnitt aus einem Teil eines zweiten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemässen Brennstoffeinpritzventils,
    • Fig. 3: Längsschnitte durch Ausführungformen des Einspritzventils und der Ventilnadel:
      • a) mit radialen, sternförmig angeordneten Austrittsöffnungen mit Drosselzapfen,
      • b) mit radialen, sternförmig angeordneten Austrittsöffnungen mit einer Schiebersteuerung,
      • c) mit einer axialen Austrittsöffnung und mit einem eintauchenden Zapfen der Ventilnadel.
  • Das in Fig. 1 gezeigte Brennstoffeinspritzventil besteht im wesentlichen aus einem Ventilkörper 1, aus einem Ventileinsatz 2 und aus einer Ventilnadel 3, wobei zwischen dem Ventilkörper 1 und dem Ventileinsatz 2 noch ein Zwischenstück 4 vorgesehen ist. Die Ventilnadel 3 greift in eine rohrförmige Ausbildung des Ventileinsatzes 2 ein. Dabei ist an dem axialen Ende der rohrförmigen Ausbildung der Ventilnadelsitz 5 in Form zweier ineinandergreifender Kegel vorgesehen. Die drei Teile Ventilkörper 1, Ventileinsatz 2 und Zwischenstück 4 werden durch eine Hülse 6 axial druckmitteldicht zusammengepresst, wobei das Zwischenstück 4 beispielsweise durch nicht gezeigte Stifte von dem Ventileinsatz 2 fixiert ist. Die Hülse 6 ist dabei als Überwurfmutter ausgebildet und ist mit dem Ventilkörper 1 fest verschraubt.
  • Der Brennstoff wird über Kanäle 7, 8 im Ventilkörper 1 über einen Kanal 9 im Zwischenstück 4 und über einen Kanal 10 im Ventileinsatz 2 von einem Anschlussstutzen 29 bis zu einem ersten Druckraum 11 an einer Druckschulter 12 der Ventilnadel 3 geführt. Die Ventilnadel 3 bildet dabei die Druckschulter 12 durch eine Veränderung ihres äusseren Durchmessers. Von der Druckschulter 12 bis zum Ventilnadelsitz 5 hat die Ventilnadel 3 im Ventileinsatz 2 einen radialen Spalt, wodurch ein ringförmiger Zwischenraum 13 gebildet ist. Durch diesen Zwischenraum 13 gelangt der Brennstoff vom Druckraum 11 zum Ventilnadelsitz 5. Die Ventilnadel 3 selbst wird auf einem Axialabschnitt, der auf der dem Ventilnadelsitz 5 abgewandten Seite der Druckschulter 12 angeordnet ist, exakt und druckmitteldicht von dem Ventileinsatz 2 axial geführt.
  • Die Ventilnadel 3 ist in Schliessrichtung von einer Kraft aus einem Kraftspeicher beaufschlagt. Der Kraftspeicher kann insbesondere eine Druckfeder 14 sein, die in einem Hohlraum 22 des Ventilkörpers 1 eingesetzt ist. Es könnte für diesen Zweck jedoch auch in vorteilhafter Weise ein verschieblicher Kolben, der in einem Zylinder die Kraft in einem kompressiblen Medium wie beispielsweise Luft speichert, vorgesehen sein.
  • Die Druckfeder 14 wirkt dabei über einen Federteller 16 auf ein Übertragungsstück 17, welches wiederum auf der Ventilnadel 3 aufliegt. Das Übertragungsstück 17 ist in dem Zwischenstück 4 axial beweglich geführt und weist einen äusseren Durchmesser auf, der dem grössten Durchmesser der Auflagefläche der Ventilnadel 3 auf dem Ventilnadelsitz 5 entspricht. Der äussere Durchmesser des Übertragungsstückes 17 ist kleiner als der Führungsdurchmesser der Ventilnadel 3. Das Übertragungsstück 17 greift geringfügig in den Ventileinsatz 2 ein, so dass durch die unterschiedlichen Durchmesser der Ventilnadel 3 und des Übertragungsstückes 17 ein radialer Absatz 18 zwischen Ventileinsatz 2 und Zwischenstück 4 gebildet wird. Dieser radiale Absatz 18 ist der Endanschlag für den Hub der Ventilnadel 3. Durch die zweiteilige Konstruktion der Ventilnadel 3 und des Übertragungsstückes 17 braucht die Ventilnadelführung im Ventileinsatz 2 in vorteilhafter Weise nicht exakt mit der Führungsbohrung für das Übertragungsstück 17 zu fluchten.
  • Ferner sind die Ventilnadel 3, das Übertragungsstück 17 und der Federteller 16 über die gesamte axiale Länge hohlgebohrt, und der Hohlraum 22 ist als zweiter Druckraum 15 ausgebildet. Am ventilnadelsitzseitigen axialen Ende der Ventilnadel 3 ist im Innern der Ventilnadel 3 ein Rückschiagventit 19 vorgesehen. Das Rückschlagventil 19 besteht dabei aus einer Kugel 28, welche auf einem konischen Sitz in der Hohlbohrung 20 aufliegt. Die Kugel 20 schliesst dabei eine axiale Offnung 21 in der Spitze der Ventilnadel 3. Die Offnung 21 führt in eine Höhlung 25 an der Spitze der Ventilnadel 3 im Ventileinsatz 2, wobei die Höhlung 25 durch den Ventilnadelsitz 5 von dem radialen Zwischenraum 13 getrennt ist. In der Fläche des Ventilnadelsitzes 5 sind die Austrittsöffnungen 23 sternförmig angeordnet, die den Brennstoff in den Brennraum der Brennkraftmaschine einbringen. Auf dem ventilnadelsitzfernen axialen Ende der Hohlbohrung 20 schliesst sich die Bohrung im Übertragungsstück 17 und eine Durchgangsbohrung im Federteller 16 an, so dass die Hohlbohrung 20 direkt mit dem zweiten Druckraum 15 in Verbindung steht. Der Durchmesser der Hohlbohrung 20 entspricht dem kleinsten Durchmesser der Auflagefläche der Ventilnadel 3 auf den Ventilnadelsitz 5.
  • Zwischen dem Übertragungsstück 17 und dem Zwischenstück 4 ist durch entsprechendes radiales Spiel dieser beiden Teile ein Abfluss aus dem zweiten Druckraum 15 vorgesehen. Durch die Grösse dieses Spiels lässt sich die Drosselcharakteristik des Abflusses beinflussen. Der Brennstoff gelangt aus dem zweiten Druckraum 15 zwischen dem Übertragungsstück 17 und dem Zwischenstück 4 an den radialen Absatz 18, von wo er über einen radialen Kanal bis zu einer Leckölleitung 26 geleitet wird. Die Leckölleitung 26 ist drucklos mit der Einspritzpumpe oder mit dem Tank der Brennkraftmaschine verbunden.
  • Die Wirkungsweise eines erfindungsgemässen Einspritzventils beruht auf der Druckbeaufschlagung des zweiten Druckraumes 15 mit Brennstoffdruck. Der Brennstoff wird über die Bohrungen 7, 8, 9 und 10 in den Druckraum 11 der Druckschulter 12 zugeführt. Ferner gelangt der Brennstoff über den radialen Zwischenraum 13 bis zum Ventilnadelsitz 5. Wird jetzt der Brennstoff von der Einspritzpumpe druckbeaufschlagt, wird in dem Druckraum 11 die Druckschulter 12 mit einer daraus resultierenden Kraft belastet. Diese Kraft steht im Gleichgewicht mit der Kraft aus dem Kraftspeicher, welche die Ventilnadel 3 auf den Ventilnadelsitz 5 aufpresst. Bei ausreichend hohem Brennstoffdruck wird die Ventilnadel 3 geringfügig angehoben. In diesem Moment strömt der Brennstoff in den Ventilnadelsitz 5 und wirkt auf das dortige axiale Ende der Ventilnadel 3. Durch diesen zusätzlichen Druck wird die Ventilnadel plötzlich mit einer erheblichen Kraft in Öffnungsrichtung beaufschlagt und bewegt sich in Richtung Absatz 18.
  • Der Brennstoff strömt im weiteren über die Offnung 21 an dem Rückschlagventil 19 vorbei in die Ho'hlbohrung 20 der Ventilnadel 3. Die Verbindung vom Druckraum 11 zum zweiten Druckraum 15 ist jetzt hergestellt. Da der Durchmesser der Bohrung 27 im Zwischenstück 4 dem maximalen Ventilnadelsitzdurchmesser entspricht, kompensieren sich die auf diesen Flächen wirkenden Druckkräfte gerade vollständig. Die Ventilnadel 3 ist in diesem Moment im Kräftegleichgewicht zwischen der Kraft aus dem Kraftspeicher und der Druckkraft des Brennstoffes an der Druckschulter 12. Es stellt sich in Abhängigkeit des Brennstoffdruckes ein bestimmter Hub der Ventilnadel 3 ein, der wiederum über die Geometrie an der Ventilnadelsitze bzw. am Ventilnadelsitz 5 einen dazugehörigen Abströmquerschnitt bzw. Ausströmwiderstand steuert. Der Abströmquerschnitt bzw. der Ausströmwiderstand ist somit druckabhängig und wird derart beeinflusst, das ein über den gesamten Last- und Drehzahlbereich möglichst konstanter und hoher Abspritzdruck an den Austrittsöffnungen 23 erzeugt wird. Für grosse Brennstoffmengen bei Vollast werden grosse Abströmquerschnitte zur Verfügung stellt und für kleinere Brennstoffmengen im Teillastbereich entsprechend viel kleinere Abströmquerschnitte, so dass trotz dieser unterschiedlichen Bedingungen die Gemischbildung auch bei Teillast mit optimalem Abspritzdruck in den Brennraum der Brennkraftmaschine erfolgt.
  • Die hydraulische Gemischbildungsenergie ist umso höher, je höher der Einspritzdruck des Brennstoffes ist. Bei sehr hohen Brennstoffdrükken von beispielsweise 500 bis 2000 bar muss bei üblichen Ausbildungen der Ventilnadel die Kraft aus dem Kraftspeicher eine erhebliche Grösse aufweisen, damit die Ventilnadel sicher öffnet und schliesst. Durch diese grossen Kräfte wird aber der Ventilsitz übermässig hoch belastet. Um dies zu vermeiden und trotzdem noch die Vorteile eines hohen Abspritzdruckes zu erreichen, ist die erfindungsgemässe Ventilnadel mit einer besonders kleinen Druckschulter ausgeführt. Dies erlaubt andererseits einen sehr grossen Ventilnadelsitz. Auch sind wegen der kleinen Druckschulter die Kräfte, die an der Druckschulter infolge des Brennstoffdruckes angreifen, gering. Das bedeutet wiederum, dass eine nur schwache Kraft aus dem Kraftspeicher in Schliessrichtung der Ventilnadel 3 wirken muss. Da ausserdem noch die Fläche des Ventilnadelsitzes 5 grösser geworden ist, wird die Ventilnadelsitzbeanspruchung in zweifacher Hinsicht erheblich vermindert. Eine so ausgelegte Ventilnadel ist daher insbesondere für sehr hohe Brennstoffeinspritzdrücke geeignet. Die durch die grosse Ventilsitzfläche auftretenden hohen Kräfte in Öffnungsrichtung der Ventilnadel werden durch den im zweiten Druckraum 15 nach einer sehr kurzen Zeitspanne in Gegenrichtung wirkenden Brennstoffdruck kompensiert.
  • Durch eine Anpassung der Kennlinie der Feder aus dem Kraftspeicher kann jede gewünschte Einspritzcharakteristik bzw. jeder Druckverlauf über dem Ventilnadelhub erzielt werden. Weist die Feder eine geringe Federsteifigkeit auf, ändert sich also die Federkraft nur geringfügig über dem Nadelhub, dann bleibt auch die Kraft auf die Druckschulter 12 und damit der Einspritzdruck an den Austrittsöffnungen 23 über den Nadelhub nahezu konstant. Wird dagegen eine steile Federkennlinie gewählt, so können gezielte Einspritzdruckverläufe realisiert werden. Durch die Wahl der Federsteifigkeit kann die Abhängigkeit des Einspritzdruckes von der Motorlast und der Drehzahl geändert werden. Grössere Federsteifigkeit haben ansteigende Einspritzdruck mit wachsender Last und Drehzahl zur Folge.
  • Gegen Ende des Einspritzvorganges bricht der Brennstoffdruck zunächst in der Einpritzpumpe zusammen. Diese Unterdruckwelle wandert bis in das Brennstoffeinpritzventil und wirkt somit nach einer Zeitverzögerung sowohl im Druckraum 11 auf die Druckschulter als auch auf die Ventilnadelsitzfläche. Infolge des Kräftegleichgewichts an der Ventilnadel 3 beginnt sich diese wegen des sinkenden Brennstoffdruckes und damit der sinkenden Kraft an der Druckschulter 12 in Schliessrichtung zu bewegen. Der Schliessvorgang wird durch den Restdruck im weiteren Druckraum 15 in Verbindung mit dem Rückschlagventil 19 noch erheblich beschleunigt, da das Zurückströmen des Brennstoffes aus dem zweiten Druckraum 15 in den Raum an der Ventilnadelsitzfläche verhindert wird. Durch diese hohe Schliesskraft wird ein Nacheinspritzen des Brennstoffes sicher vermieden.
  • Der Druckraum 15 ist über eine Drossel an die Leckölleitung 26 angeschlossen. Die Drossel weist dabei eine so starke Drosselcharakteristik auf, dass der Druck in dem zweiten Druckraum 15 erst nach einem erheblichen Zeitintervall abgebaut wird. Es muss lediglich sichergestellt werden, dass vor dem nächsten Einspritzvorgang der Druck in dem zweiten Druckraum 15 auf Leckolniveau abgesunken ist.
  • In der Fig. 1 ist dieser Abfluss durch einen definierten Spalt in der axialen Führung zwischen dem Übertragungsstück 17 und dem Zwischenstück 4 vorgesehen. Es kann zweckmässig sein, hierzu eine separate Verbindungsbohrung im Zwischenstück 4 mit einer bestimmten Drosselcharakteristik vorzusehen.
  • In Fig. 2 ist ein zweites Ausführungsbeispiel des erfindungsgemässen Brennstoff-Einspritzventils dargestellt. Im Unterschied zu Fig. 1 ist dort das Übertragungsstück 17 einstückig mit der Ventilnadel 3 ausgebildet. Infolgedessen wird das Zwischenstück 4 von der Ventilnadel 3 axial geführt. In diesem oberen Teil der Ventilnadel 3 ist in der Hohlbohrung 20 ein federbelastetes Rückschlagventil 19 eingesetzt. Das hydraulisch wirkende Rückschlagventil 19 mit einer Kugel 28 im vorderen Teil der Hohlbohrung 20 gemäss Fig. 1 entfällt in diesem Fall. Es kann allerdings auch zweckmässig sein, ein hydraulisches Rückschlagventil am oberen Teil der Ventilnadel 3 oder ein federbelastetes Rückschlagventil in deren unteren Teil anzuordnen.
  • In Fig. 3 sind weitere Ausgestaltungen des Ventilnadelsitzes 5 und der Austrittsöffnungen 23 dargestellt. Fig. 3a beschreibt eine Drosselzapfendüse mit einem Drosselzapfen 24 und mit radialen, sternförmig angeordneten Hauptaustrittsöffnungen 23. Hierbei wird ein Einspritzstrahl über die axial nach unten weisende Austrittsöffnung 23 abgegeben, der mit wachsendem Hub der Ventilnadel 3 entweder in der Menge konstant bleibt oder immer weiter verringert wird, während gleichzeitig aus den sternförmig angeordneten radialen Austrittsöffnungen 23 die austretende Brennstoffmenge zunimmt. Der Hub der Ventilnadel 3 bestimmt den gesamten Austrittsquerschnitt bzw. Ausströmwiderstand aller Austrittsöffnungen 23 in Abhängigkeit vom Einspritzdruck. Die Verbindungsöffnungen 21, welche die Hohlbohrung 20 mit dem Ventilnadelsitz 5 verbinden, weisen schräg seitlich nach unten. Eine derartige Einspritzdüse ist besonders für die Verwendung eines Brennverfahrens mit extern ungeheizter Glühzündungsquelle geeignet. Durch die axial nach unten gerichtete Austrittsöffnung 23 tritt dann in besonders vorteilhafter Weise ein mit dem Hub sich stetig vermindernder Brennstoffstrahl aus, welcher einen Glühkörper, insbesondere einen Hohlkörper, derart aufheizt, dass der Glühkörper die aus den sternförmig angeordneten Austrittsöffnungen 23 austretenden Einspritzstrahlen entzünden kann.
  • In Fig. 3b ist eine radial sternförmig ausspritzende Mehrlochdüse mit einem vom Hub der Ventilnadel 3 abhängigen Abströmquerschnitt der Austrittsöffnungen 23 dargestellt. Die Regelung des Abströmquerschnittes geschieht über einen Schieber 31 am axialen Ende der Düsennadel 3. Mit wachsendem Hub der Ventilnadel 3 gibt der Schieber 31 Teile der Austrittsöffnungen 23 frei. Dabei können die Austrittsöffnungen 23 in unterschiedlicher Höhe bezüglich der Schieberkante angeordnet sein, so dass nicht gleichzeitig alle sondern nur einige der Austrittsöffnungen 23 freigegeben werden. Die Öffnungen 21 zur Hohlbohrung 20 befinden sich im rechten Winkel zur Ventilachse direkt am Ventilnadelsitz 5.
  • In Fig. 3c ist eine Zapfendüse mit geregeltem Abströmquerschnitt in Abhängigkeit des Hubes der Ventilnadel 3 dargestellt. Im vorderen Ende der Ventilnadel 3 befindet sich ein Zapfen 32, der in eine entsprechende Öffnung des Ventileinsatzes 2 eintaucht. Hebt die Ventilnadel 3 vom Ventilnadelsitz 5 ab, so strömt der Brennstoff an dem Zapfen 32 vorbei durch die ringförmige Austrittsöffnung 23 in den Brennraum. Der Zapfen 32 ist am vorderen Ende konisch verjüngt ausgebildet. Über den Hub der Ventilnadel 3 und des Zapfens 32 wird so durch den Zapfen 32 der Abströmquerschnitt der Austrittsöffnung 23 gesteuert.

Claims (13)

1. Brennstoffeinspritzventil für eine Brennkraftmaschine mit einem Ventilkörper (1) und einem Ventileinsatz (2), in dem eine Ventilnadel (3) axial geführt ist, die mit einem axialen Ende auf einem Ventilnadelsitz (5) des Ventileinsatzes (2) aufliegend angeordnet und von einer Kraft aus einem Kraftspeicher in Richtung des Ventilnadelsitzes (5) beaufschlagt ist, wobei von der Ventilnadel (3) ein Abströmquerschnitt von zumindest einer Austrittsöffnung (23) steuerbar ist und wobei Brennstoff von einer separaten Einspritzpumpe über Leitungen und Kanäle (7, 8, 9, 10, 13, 20) bis zu einem ersten Druckraum (11) an einer Druckschulter (12) der Ventilnadel (3) und bis zu einem zweiten Druckraum (15) zuführbar ist, und in dem Kanal vom ersten Druckraum (11) zum zweiten Druckraum (15), der den einzigen Zufluss zum zweiten Druckraum (15) bildet, ein als Rückschlagventil wirkender Einsatz vorgesehen ist, wobei das Rückschlagventil (28) in Strömungsrichtung zum zweiten Druckraum hin öffnet und in Gegenrichtung sperrt und wobei durch den Druck des Brennstoffes in dem zweiten Druckraum (15) die Ventilnadel (3) von einer Kraft in Richtung des Ventilnadelsitzes (5) beaufschlagbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal vom ersten Druckraum (11) zum zweiten Druckraum (15), einen ersten, vom ersten Druckraum (11) zum Ventilnadelsitz (5) führenden Abschnitt, einen zweiten, sich an den Ventilnadelsitz (5) anschliessenden Steuerabschnitt und einen dritten, zum zweiten Druckraum (15) führenden Abschnitt aufweist, dass der zweite und dritte Abschnitt über mindestens eine Verbindungsöffnung (21) verbunden sind und dass die mindestens eine Austrittsöffnung (23) im Ventileinsatz (2) im Bereich des Ventilsitzes und/oder des zweiten Abschnittes.
2. Brennstoffeinspritzventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die für die Kraftwirkung des Brennstoffes massgebliche Fläche in dem zweiten Druckraum (15) in etwa der Projektionsfläche der Ventilnadelsitzfläche in der Ebene senkrecht zur Achse der Ventilnadel (3) entspricht.
3. Brennstoffeinspritzventil nach Anspruch 1. dadurch gekennzeichnet, dass die Projektionsfläche an der Druckschulter (12) der Ventilnadel erheblich kleiner als die Projektionsfläche der Spitze der Ventilnadel ist.
4. Brennstoffeinspritzventil nach Anspruch 1 mit einem axial zwischen dem Ventileinsatz (2) und dem Ventilkörper (1 ) angeordneten Zwischenstück (4), dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal vom ersten Druckraum (11) zum zweiten Druckraum (15) als Hohlbohrung (20) in der Ventilnadel (3) ausgebildet ist, dass ein mit einer Leckölleitung (26) verbundener Abfluss aus dem zweiten Druckraum (15) vorgesehen ist und dass dieser Abfluss eine starke hydraulische Drossel aufweist.
5. Brennstoffeinpritzventil nach Anspruch 4 mit einem in dem Zwischenstück (4) zentrisch angeordneten, hohlgebohrten Übertragungsstück (17), dadurch gekennzeichnet, dass das Übertragungsstück (17) einstückig mit der Ventilnadel (3) ausgebildet ist und das Zwischenstück (4) bei der Montage über eine Bohrung (27) zentriert.
6. Brennstoffeinspritzventil nach Anspruch 5. dadurch gekennzeichnet, dass der Durchmesser der zylindrischen Bohrung (27) im Zwischenstück (4) etwa dem äusseren Durchmesser des Ventilnadelsitzes (5) entspricht.
7. Brennstoffeinspritzventil nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Durchmesser der Hohlbohrung (20) in der Ventilnadel (3) etwa dem inneren Durchmesser des Ventilnadelsitzes (5) entspricht.
8. Brennstoffeinspritzventil nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Passung zwischen dem Übertragungsstück (17) und dem Zwischenstück (4) als definierter Spalt mit Drosselcharakteristik ausgebildet ist.
9. Brennstoffeinspritzventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der als Rückschlagventil wirkende Einsatz als eine auf einer kegeligen Fläche an der Spitze oder am kraftspeicherseitigen Ende der Ventilnadel (3) in der Hohlbohrung (20) durch den Druck des Brennstoffes aufliegende Kugel (28) ausgebildet ist.
10. Brennstoffeinspritzventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der als Rückschlagventil wirkende Einsatz als ein federbelastetes Kugelventil, das am kraftspeicherseitigen Ende oder an der Spitze der Ventilnadel (3) in der Hohlbohrung (20) eingesetzt ist, ausgebildet ist.
11. Brennstoffeinspritzventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventileinsatz (2) mehrere in etwa sternförmige, radial verlaufende Austrittsöffnungen (23) aufweist, die vom Ventilnadelsitz (5) ausgehend angeordnet sind.
12. Brennstoffeinspritzventil nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventileinsatz (2) zusammen mit der Ventilnadel (3) als Drosselzapfendüse ausgebildet ist.
13. Brennstoffeinspritzventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Brennstoffeinspritzventil für einen Druckbereich des Brennstoffes von ca. 500 bis 2000 bar ausgelegt ist.
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