EP0302904B1 - Kraftstoffeinspritzpumpe für eine brennkraftmaschine - Google Patents

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EP0302904B1
EP0302904B1 EP88900804A EP88900804A EP0302904B1 EP 0302904 B1 EP0302904 B1 EP 0302904B1 EP 88900804 A EP88900804 A EP 88900804A EP 88900804 A EP88900804 A EP 88900804A EP 0302904 B1 EP0302904 B1 EP 0302904B1
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EP
European Patent Office
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valve element
pump piston
fuel
piston
fuel injection
Prior art date
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Application number
EP88900804A
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English (en)
French (fr)
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EP0302904A1 (de
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Peter Fuchs
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MAN B&W Diesel AS
Original Assignee
Nova Werke AG
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Publication date
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Publication of EP0302904A1 publication Critical patent/EP0302904A1/de
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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
    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • F02M59/20—Varying fuel delivery in quantity or timing
    • F02M59/30—Varying fuel delivery in quantity or timing with variable-length-stroke pistons
    • 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
    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • F02M59/20—Varying fuel delivery in quantity or timing
    • F02M59/36—Varying fuel delivery in quantity or timing by variably-timed valves controlling fuel passages to pumping elements or overflow passages
    • F02M59/361—Valves being actuated mechanically
    • 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
    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • F02M59/44—Details, components parts, or accessories not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M59/02 - F02M59/42; Pumps having transducers, e.g. to measure displacement of pump rack or piston
    • F02M59/46—Valves
    • 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
    • F02M2200/00—Details of fuel-injection apparatus, not otherwise provided for
    • F02M2200/30—Fuel-injection apparatus having mechanical parts, the movement of which is damped

Definitions

  • the invention relates to a fuel injection pump for an internal combustion engine with a pump piston guided in a cylinder, the stroke of which is adjustable, a valve arrangement arranged in the axis extension of the pump piston above the cylinder chamber and in front of the injection line, with a valve body which has its lower end in the cylinder chamber protrudes and cooperates with it at the top dead center of the pump piston, the valve arrangement opening or closing a connection between the cylinder space and a return line and an actuating device for the piston stroke.
  • a fuel injection pump of this type is known from German Offenlegungsschrift No. 31 00 725 A1.
  • This publication describes in particular in connection with FIG. 7 a fuel injection pump which has an overflow valve actuated by the pump piston.
  • a fuel chamber is arranged above the cylinder space and is connected to the cylinder space via a connecting channel.
  • the overflow valve is arranged parallel to the fuel channel and closes a passage from the fuel chamber into a return line to the fuel feed system.
  • a valve lifter connected to the valve is in the upper area of the cylinder chamber and is in contact with the top of the pump piston.
  • the valve with the valve tappet is held against the valve seat by a spring ie pressed in the direction of the upper region of the cylinder space.
  • a connection bore which leads into the injection line.
  • the pump piston is driven by appropriate devices, as also described in this publication. In the course of the stroke movement of the pump piston, the fuel is compressed in the cylinder space and pressed through the connecting bore into the fuel space and from here into the injection line.
  • the injection nozzles are released in a known manner, and the injection process into the cylinders of the internal combustion engine begins.
  • the end face of the pump piston touches the end of the valve stem and presses on the overflow valve. This clears the connection hole between the fuel chamber and the return flow line, and the pressure in the cylinder chamber of the fuel chamber and the injection line is immediately reduced. As a result of the reduction in pressure, the injection nozzle is also closed and the injection process is stopped.
  • a valve actuated by the pump piston which is equipped with hydraulic damping to increase the service life.
  • the end of the valve assigned to the pump piston is conical, and the cylinder space has no connecting line to the overflow space.
  • an increased pressure is to be created in the remaining cylinder space, which causes a displacement across the conical valve end face of the valve.
  • the damping effect of this arrangement is difficult to control and adjust. If the pressure in the cylinder chamber is relieved, the piston and valve hit each other with full force, which leads to unbearable damage and malfunctions.
  • the application shown here cannot be used for high-pressure systems because the acting forces are not reduced.
  • a first hydraulic damping device is arranged at the lower end of the valve body and a second hydraulic damping device is arranged in the region of the upper end of the valve body, each of the two damping devices has a pressure chamber filled with fuel, a displacement body and a gap space, the valve body has a core cavity for the passage of fuel from the cylinder space into the injection line and its upper end is guided into the area of the injection line in the pump housing and is supported there in a guide bore.
  • a second hydraulic damping device is arranged on the one-piece valve body in the upper region, which ensures that the valve body and so that the pump piston cannot shoot upwards due to the high acting forces.
  • the first and the second hydraulic damping device each have a pressure chamber filled with fuel, a displacement body and a gap space.
  • the fuel is displaced from the pressure chamber by means of the displacement body via the gap space.
  • the valve body is guided in a cavity, the lower end of which adjoins the cylinder chamber and the upper end of which is the injection line. This enables the symmetrical arrangement of the valve body, cavities surrounding the valve body and feed lines around the axis of the injection pump.
  • a preferred embodiment of the invention is characterized in that, in the first hydraulic damping device, a circular cavity arranged in the head part of the pump piston and open towards the valve body forms the pressure chamber, the lower end of the valve body is immersed in the cavity at the top dead center of the pump piston and forms the displacement body , the diameter of this cavity is slightly larger than the diameter of the lower end of the valve body, and between the outer surface of the lower end of the valve body and the outer surface of the cavity, the gap is formed.
  • the ratio of the annular cross-sectional area of the gap space to the cross-sectional area of the pump piston is preferably at most 1: 500 and at least 1: 1000.
  • the ratio of the diameter of the lower end of the valve body to the diameter of the pump piston is at most 1: 1, 2 and minimum 1: 2.5.
  • the diameter of the pump piston is essentially determined by the desired maximum injection pressure and the maximum possible movement length of the stroke of the pump piston.
  • the diameter of the lower end of the valve body, or of the displacement body results from the permissible surface pressure between the valve body end surface and the base surface of the cavity in Head part of the pump piston at the residual force acting before top dead center.
  • a preferred embodiment of the invention consists in that the lower end of the valve body has a graduated diameter in the area of the penetration length into the cavity, the largest diameter in this area determining the gap space. This embodiment enables a simpler manufacture of the damping device and a precise adaptation to the operating conditions.
  • a further preferred embodiment of the invention consists in that in the second hydraulic damping device the pressure chamber is arranged around a partial area of the valve body, the guide bore, into which the upper end of the valve body is guided, adjoins this pressure chamber and a piston surface is arranged in this pressure chamber on the valve body and the gap is formed between the outer surface of the upper end of the valve body and the outer surface of the guide bore.
  • the ratio of the annular cross-sectional area of the gap to the cross-sectional area of the pump piston is a maximum of 1: 600 and a minimum of 1: 1100.
  • the ratio of the diameter of the upper end of the valve body to the diameter of the pump piston is a maximum of 1: 1.5 and a minimum of 1: 3 of the valve body in the direction of the injection line, the fuel, which is located in the pressure chamber around a partial area of the valve body, is compressed by the piston surface arranged on the valve body.
  • the pressure increase in the fuel in this pressure chamber causes the fuel to flow into the injection line via the gap between the outer surface of the upper end of the valve body and the outer surface of the guide bore
  • Pressure build-up in the pressure chamber initially acts on the valve body like a spring and then, as a result of the outflow via the gap space, reduces the accelerations and forces acting on the valve body until equilibrium is established.
  • the course of the damping can be precisely predetermined by the appropriate choice of the diameter and the cross-sectional area of the gap and with the aid of known calculation methods.
  • the damping device has a self-regulating effect in certain areas, since when the forces and accelerations acting on the valve body are increased, higher counterforces also occur in the pressure chamber and the damping takes a correspondingly different course.
  • This arrangement of the damping device thus makes it possible to change the operating states of the fuel injection pump and to avoid impermissible force and acceleration processes in the area of the pump piston and the valve body and corresponding damage.
  • Another advantage is that the fuel itself can be used as damping means and no additional pressure means are necessary.
  • the core cavity arranged in the valve body is open at the upper end of the valve body, at the lower end of the valve body via side bores with the cylinder space, and in the region of the beginning of the guide bore via side bores with the pressure space.
  • a preferred embodiment of the invention is characterized in that the core cavity arranged in the valve body is open at the upper end and at the lower end of the valve body in the direction of the axis and is connected to the pressure chamber via side bores in the region of the beginning of the guide bore, a pin in the cavity of the pump piston protrudes beyond the base and this pin fits into the core cavity at the lower end of the valve body.
  • the continuous core cavity enables an optimal flow for the fuel flow. All axial and radial forces on the valve body can be compensated, so that no asymmetrical loads occur.
  • the closure of the core cavity by the pin on the pump piston in the area of the top dead center results in additional damping and prevents fuel from flowing into the fuel line to the nozzle.
  • a further preferred embodiment of the invention is characterized in that the valve body is enclosed in a partial area by an annular space in which the bores of the fuel supply line and the fuel discharge line open, in this annular space a piston ring surface is arranged on the valve body and at the lower end of the annular space between the Valve body and the cylinder liner an annular valve seat is formed.
  • valve body During the suction process, ie the downward movement of the pump piston, the valve body is kept in an equilibrium state by the piston ring surface arranged in this annular space, or by the pressure of the fuel supply system acting on this annular surface and the compression spring arranged in the pressure space in the upper region of the valve body.
  • the suction negative pressure generated in the cylinder chamber acts on the pressure chamber in the upper area via the core cavity in the valve body and causes the pressure to be too low Inflow of fuel into the cylinder chamber an additional opening of the valve seat.
  • the construction of the valve arrangement is considerably simplified by the combination of the suction valve and the overflow valve in one valve seat, and there is also the additional advantage of the symmetrical arrangement around the pump axis.
  • a further improvement of the fuel injection pump can be achieved in that the pump piston, the valve body and the guide bore are enclosed by a one-piece cylinder liner and this cylinder liner is only attached to the pump housing at the upper end in the direction of the pump axis.
  • This one-piece design of the cylinder liner with only one-sided support brings significant advantages in that thermal expansions of the liner do not lead to the bracing thereof and the liner itself is not mechanically clamped in the axial direction. As a result, deformations of the cylinder space due to possible compressive forces acting on the cylinder liner are avoided. This in turn leads to less susceptibility to faults in the course of the movement of the pump piston in the cylinder space.
  • the cylinder liner is at least partially enclosed by a casing of the housing, this housing casing has longitudinal bores which are connected to the fuel supply lines and fuel discharge lines and are filled with fuel in the operating state, and the lower end of the cylinder liner ends in an unpressurized leakage space in the Casing of the housing.
  • the housing jacket and the pump cylinder can be heated uniformly over the entire sealing length via the fuel circulating in these longitudinal bores, and the thermal load on the jacket and the cylinder liner can thus be significantly reduced.
  • the cylindrical contact surfaces between the cylinder liner and the casing shell form a metallic one Seal with a sealing gap, the lower end of which opens into an unpressurized leakage space. This has the advantage that no further seals, for example in the form of rubber rings, are necessary for the sealing between the cylinder liner and the housing jacket. This arrangement also enables substantially better control of the overflow pressures within the pump housing.
  • An improvement in the drive of the pump piston results from the fact that an additional piston is arranged at the lower end of the pump piston and this additional piston is part of a pneumatic or hydraulic spring which acts against the drive stroke of the pump piston. Furthermore, an actuating element of the drive and control device lies loosely against the lower end of the pump piston.
  • the drive and control device for the pump piston is known and can be designed, for example, in accordance with FIG. 5 of German Offenlegungsschrift 31 00 725. However, it is also possible to carry out the drive mechanically, hydraulically or in another type of combination.
  • the actuating element lying loosely on the pump piston pushes the pump piston upwards during the stroke movement.
  • the additional piston is also pushed upwards and a hydraulic or pneumatic pressure medium is compressed in a storage space.
  • this compressed pressure medium causes the pump piston to return and thus has the advantage that no positive mechanical coupling is necessary between the drive and control device and the pump piston.
  • the actuating element of the drive and control device can move independently of the latter in the region of the bottom dead center of the pump piston and any deviations in the course of movement can be absorbed.
  • a further improvement in the setting of the stroke movement can be achieved in that a relief valve with a connection is located in the injection line after the valve body to the fuel circuit.
  • the pump piston Before starting up the injection pump, the pump piston is brought to the top dead center since this ensures a clearly defined starting position for the pump piston.
  • the relief valve is opened and the fuel displaced by the pump piston can flow back into the fuel circuit.
  • the stroke of the pump piston is now always set from top dead center downwards via the drive and control device. The movements of the pump piston are always based on a precisely defined position.
  • the fuel injection pump shown in Figure 1 shows an injection pump for a diesel engine, which generates injection pressures in the order of 2500 bar.
  • the injection pump consists of a housing 3 with a housing flange 5.
  • a cylinder liner 2 is installed in the housing 3, in which the cylinder space 10 is arranged.
  • a pump piston 1 is guided, which is connected at its lower end to an actuating element 19 of a device which controls the drive and the stroke setting of the pump piston 1 is used.
  • This device consists of a known mechanical and / or hydraulic drive and actuating device, for example according to German Offenlegungsschrift 31 00 725, and is not shown in more detail in FIG. 1.
  • the fuel is fed to the injection pump via fuel supply lines 8 and excess fuel is carried away via the fuel discharge lines 9.
  • the fuel compressed and delivered in the cylinder space 10 by the pump piston 1 is guided through a core cavity 20 in a valve body 4 to the injection line 7 and from here to the injection nozzles on the internal combustion engine.
  • a unit of the injection pump shown is available for each cylinder of the internal combustion engine.
  • the valve body 4 is arranged in a cavity 14 in the cylinder liner 2, which extends from the upper end of the cylinder space 10 to the beginning of the injection line 7.
  • the lower end 11 of the valve body 4 protrudes into the cylinder space 10 and touches the head part 13 of the pump piston 1 at the top dead center.
  • the upper end 12 of the valve body 4 is guided in an intermediate part 21 with a guide bore 22.
  • the valve body 4 is mounted in a sliding guide 23 of the cylinder liner 2.
  • a pressure chamber 24 is located between the slide guide 23 and the intermediate part 21.
  • the valve body 4 has a piston surface 25 in the region of the pressure chamber 24, pressure prevailing in the pressure chamber 24 pushing the valve body 4 downward in the direction of the pump piston 1.
  • a compression spring 26 is installed in the pressure chamber 24 between the piston surface 25 and the end surface of the intermediate part 21.
  • a fuel ring channel 28 is arranged around the valve body 4, in which the bores 29 and 30 open.
  • the fuel channel 28 is through a valve seat 27 sealed against the cylinder space 10.
  • This valve seat 27 enables fuel to be sucked into the cylinder space 10 when the pump piston 1 moves downward, specifically from the fuel feed line 8 via the bore 29, the fuel channel 28 and the annular space 31.
  • the valve seat 27 is open, the cylinder space 10 Excess fuel flows through the annular space 31 into the fuel channel 28 and then through the bore 30 into the fuel discharge line 9.
  • the valve body 4 with the valve seat 27 thus simultaneously serves as an intake and overflow valve.
  • the fuel is conveyed from the cylinder space 10 through holes 32 into the core cavity 20 and from there through the injection line 7 to the injection nozzles.
  • pressure is built up in the pressure chamber 24 via side bores 33 and the valve seat 27 is firmly closed by acting on the piston surface 25 and the resulting differential force.
  • the fuel supply line 8 is guided into an annular channel 34 in the housing 3, which is connected to longitudinal bores 35.
  • These longitudinal bores 35 are distributed around the entire jacket of the housing 3 and open into a second annular channel 36, which establishes the connection to the fuel discharge line 9.
  • the fuel flowing through these longitudinal bores 35 during pump operation temperates the jacket of the housing 3 and ensures a uniform heat distribution along the entire sealing length of the pump piston 1 and the reduction of the thermal stresses in the injection pump.
  • the cylinder liner 2 has a fastening and sealing flange 37 at its upper end.
  • This flange 37 is clamped between a support surface 38 on the housing 3 and the housing flange 5.
  • the attachment is carried out using attachment means, not shown, for example screws, which are arranged in the region of several axes 39.
  • the sealing between the mounting flange 37, the bearing surface 38 of the housing 3 and the housing flange 5 takes place by pressing the contact surfaces together with a correspondingly high contact pressure.
  • the fuel pump is metallically sealed from the outside and can also withstand very high pressure surges in the channel 36 when the valve seat 27 is opened, for example at 2500 bar.
  • the cylinder liner 2 is inserted into the bore 40 of the housing 3 in the axial direction without additional support.
  • a known sealing arrangement 6 via which leaking fuel is collected and discharged into the leak line 41.
  • the seal 6 serves to separate the leakage space 54 and a further cylinder space 42 in the lower region of the housing 3. It is obvious that the cylinder liner in this arrangement does not have any additional forces apart from the forces caused by the pump piston 1 and the pressure build-up in the cylinder space 10 Is subjected to clamping forces, which could lead to deformation of the cylinder chamber 10.
  • the cylinder liner 2 can expand freely in the direction of the seal 6.
  • the cylinder liner 2 is completely symmetrical with respect to the pump axis 43, which likewise prevents the occurrence of stress deformations.
  • This arrangement means that no plastic sealing rings are necessary between the housing 3 and the cylinder liner 2.
  • the pressure surges which occur in the annular channel 28 when the fuel overflows at the delivery end can be influenced by backflow, which prevents a drop in the pressure in the cavitation area.
  • the lower end of the pump piston 1 is connected to an additional piston 44 which is guided in the cylinder space 42.
  • the cylinder space 42 is filled with air and connected to a compressed air supply system or a compressed air reservoir in a known but not shown manner. If the pump piston 1 is moved upward with the additional piston 44, the air in the cylinder space 42 is slightly compressed and acts after the top dead center has been exceeded of the pump piston 1 as a recoil spring.
  • the actuating element 19 of the lifting and adjusting device, which drives the pump piston 1 bears against the lower surface 45 of the additional piston 44.
  • the drive can be mechanical, hydraulic or in a combined form, but it is essential that the stroke of the pump piston 1 is measured from top dead center down. This creates a well-known and consistent basis for stroke dimensioning.
  • a relief valve 46 is arranged in the housing flange 5, via which fuel from the cylinder space 10 via the core cavity 20, the beginning of the injection line 7 and the bores 47 and 48 can be derived into the leak line 41.
  • the relief valve 46 is actuated via known control elements 49.
  • FIG. 1 and FIG. 2 show the hydraulic damping devices formed both at the lower end 11 and at the upper end 12 of the valve body 4.
  • FIG. 2 shows the pump piston 1 at top dead center, the valve seat 27 being open. In contrast to this, the valve seat 27 is closed in FIG. 1, ie the valve body 4 is in its lowest position, and the pump piston 1 is shown during an upward lifting movement or conveying movement.
  • the first damping device is formed between the lower end 11 of the valve body 4 and the head part 13 of the pump piston 1.
  • the head part 13 of the pump piston 1 there is a cavity 15 with a circular cross section, which is open towards the lower end 11 of the valve body 4.
  • this cavity 15 is slightly larger than the diameter of the lower end 11 of the valve body 4, so that the lower end 11 of the valve body 4 can penetrate into the cavity 15. Since the cylinder space 10 is filled with fuel, there is also fuel in the cavity 15 when the pump piston 1 moves upward. That in the cavity 15 penetrating the pump piston 1 lower end 11 of the valve body 4 displaces this fuel through the annular gap 18 existing between the lateral surfaces. This dampens the relative movement between the pump piston 1 and the valve body 4 before the end surface 16 of the lower end 11 of the valve body 4 the base surface 17 hits the pump piston 1 in the cavity 15. Without damping, the lower end 11 of the valve body 4 is immediately damaged and destroyed as a result of the high impulse forces.
  • the lower end 11 of the valve body 4 has a diameter of 20 mm.
  • the cavity 15 in the head part 13 of the pump piston 1 is dimensioned in such a way that a gap of approximately 0.025 mm is formed in the annular gap 18.
  • the width of the gap space 18 can be adapted to the speed of the pump piston 1 and to the maximum pressure in the cylinder space 10. To optimize the depth of penetration or the length of the gap 18 is changed in the axial direction.
  • the second damping device at the upper end 12 of the valve body 4 comprises the intermediate part 21 and the guide bore 22 as well as the pressure chamber 24 with the associated piston surface 25 on the valve body 4.
  • a annular gap space 50 is formed, the gap width being approximately 0.02 mm.
  • valve body 4 As soon as the pump piston 1 or the base surface 17 rests on the head part 13 on the end face 16 of the valve body 4, the valve body 4 is pushed upwards. As a result, the openings of the side bores 33 are pushed and closed into the guide bore 22, and an increased pressure builds up in the pressure chamber 24 due to the displacement of the piston surface 25. This increased pressure acts against the movement of the valve body 4 and prevents it from shooting upwards. If the gap space 50 is dimensioned correctly, enough fuel flows out of the pressure space 24 that the valve body 4 and the pump piston 1 can be moved into the position of the top dead center with the desired speed and damping.
  • valve seat 27 was also opened and the injection pressure prevailing in the cylinder space 10 as well as in the core cavity 20 and the injection line 7 was relieved via the annular space 31 into the bore 30 and thus the fuel discharge line 9.
  • the entire system is thus only at the top dead center of the pump piston under the delivery pressure of the fuel supply system.
  • fuel is sucked into the cylinder space 10 via the valve seat 27.
  • a further piston surface 51 which is located in the upper region of the annular channel 28, is arranged on the valve body 4.
  • the delivery pressure prevailing in the annular channel 28 acts on this piston surface 51 and keeps the valve seat 27 open.
  • FIG 3 shows essentially the same arrangement as Figure 2, and the mode of operation is similar.
  • the valve body 4 here has a continuous core cavity 55 which is open at the two end regions 11 and 12 of the valve body 4 in the direction of the pump axis 43.
  • the head part 13 of the pump piston 1 is also designed differently in that a cylindrical pin 52 is arranged in the center of the cavity 15. This gives the cavity 15 in the pump piston 1 an annular base 53.
  • the foremost part of the lower end 11 of the valve body 4 has a smaller diameter than in the region of the gap space 18.
  • the pin 52 penetrates into the End of the core cavity 55 and closes it, whereby the damping of the movement via the gap 18 begins. Since a higher pressure is generated in the pressure chamber 24 than in the core cavity 55 and the injection line 7, the damping function is retained via the upper gap space 50.

Description

  • Die Erfindung bezieht sich auf eine Kraftstoffeinspritzpumpe für eine Brennkraftmaschine mit einem in einem Zylinder geführten Pumpenkolben, dessen Hub verstellbar ist, einer in der Achsverlängerung des Pumpenkolbens über dem Zylinderraum und vor der Einspritzleitung angeordneten Ventilanordnung mit einem Ventilkörper, welcher mit seinem unteren Ende in den Zylinderraum ragt und im oberen Totpunkt des Pumpenkolbens mit diesem zusammenwirkt, wobei die Ventilanordnung eine Verbindung zwischen dem Zylinderraum und einer Rücklaufleitung öffnet oder schliesst sowie einer Stelleinrichtung für den Kolbenhub.
  • Bei Kraftstoffeinspritzpumpen, bei welchen der Pumpenkolben im oberen Totpunkt mit einer Ventilanordnung zusammenwirkt, bewirkt der Pumpenkolben selbst den Abbruch des Einspritzvorganges, indem er einen Ventilkörper betätigt. Eine Kraftstoffeinspritzpumpe dieser Art ist aus der Deutschen Offenlegungsschrift Nr. 31 00 725 A1 bekannt. In dieser Publikation wird insbesondere im Zusammenhang mit der Figur 7 eine Kraftstoffeinspritzpumpe beschrieben, welche ein vom Pumpenkolben betätigtes Ueberströmventil aufweist. Bei dieser Einspritzpumpe ist über dem Zylinderraum eine Brennstoffkammer angeordnet, welche über einen Verbindungskanal mit dem Zylinderraum verbunden ist. Parallel zum Brennstoffkanal ist das Ueberströmventil angeordnet, welches einen Durchlass von der Brennstoffkammer in eine Rücklaufleitung zum Brennstoffspeisesystem verschliesst. Ein mit dem Ventil verbundener Ventilstössel ist in den oberen Bereich des Zylinderraumes geführt und steht im oberen Totpunkt des Pumpenkolbens mit diesem in Berührung. Das Ventil mit dem Ventilstössel wird durch eine Feder gegen den Ventilsitz, d.h. in Richtung des oberen Bereiches des Zylinderraumes gedrückt. Am oberen Rande des über dem Zylinderraum angeordneten Brennstoffraumes ist eine Anschlussbohrung angeordnet, welche in die Einspritzleitung führt. Der Pumpenkolben wird durch entsprechende Einrichtungen angetrieben, wie sie ebenfalls in dieser Publikation beschrieben sind. Im Verlaufe der Hub-Bewegung des Pumpenkolbens wird der Kraftstoff im Zylinderraum komprimiert und durch die Verbindungsbohrung in den Brennstoffraum und von hier in die Einspritzleitung gepresst. Bei Erreichen des gewünschten Einspritzdruckes werden in bekannter Weise die Einspritzdüsen freigegeben, und der Einspritzvorgang in die Zylinder der Brennkraftmaschine beginnt. Vor Erreichen des oberen Totpunktes berührt die Endfläche des Pumpenkolbens das Ende des Ventilstössels und drückt das Ueberströmventil auf. Dadurch wird die Verbindungsbohrung zwischen Brennstoffraum und Rückströmleitung freigegeben, und der Druck im Zylinderraum der Brennstoffkammer und der Einspritzleitung wird sofort abgebaut. Infolge des Druckabbaues wird auch die Einspritzdüse geschlossen, und der Einspritzvorgang abgebrochen.
  • Bei Einspritzpumpen, welche mit hohen Drücken arbeiten, z.B. bis 2500 bar, sind die auf den Pumpenkolben und das Ueberströmventil wirkenden Kräfte während des Einspritz-hubes sehr hoch. Auch die Endgeschwindigkeit des Kolbens vor Erreichen des oberen Totpunktes kann relativ hoch sein. Im Moment, da der Pumpenkolben auf den Stössel des Ueberströmventiles aufschlägt, treten deshalb zwischen den Berührungsflächen sehr hohe Flächenbelastungen auf, welche diese Kontaktpartien in kurzer Zeit zerstören und die Funktion der Einrichtung beeinträchtigen. Infolge des plötzlichen Abfalles des Druckes beim Oeffnen des Ueberströmventiles besteht auch die Gefahr, dass der Pumpenkolben und das Ueberströmventil nach oben wegschiessen und dadurch weitere Beschädigungen an Pumpenkolben, Zylinderraum und Ventilanordnungen auftreten. Um dies zu verhindern müssen derart grosse Rückhaltefedern über dem Ueberströmventil eingebaut werden, dass sich derartige Ventilanordnungen mechanisch gesteuert kaum ausführen lassen. Zweckmässige Anordnungen lassen sich nur erreichen, wenn die Fördergeschwindigkeit und auch der Pumpendruck erheblich reduziert werden, und damit auch die zwischen Pumpenkolben und Ueberströmventil wirkenden Kräfte geringer sind. Die Reduktion der Fördergeschwindigkeit bringt jedoch die bekannten Nachteile wie grössere Pumpenkolben und damit verbunden grössere Leckage sowie schlechtere Modulierbarkeit des Geschwindigkeitsverlaufes des Kolbens. Tiefere Einspritzdrücke ergeben eine schlechtere Zerstäubung des Brennstoffes in der Brennkraftmaschine und dadurch ein späteres Ende des Verbrennungsprozesses. Die bekannte Vorrichtung weist weitere Nachteile auf, indem im Bereiche des Ueberströmventiles und der zusätzlichen Brennstoffkammer ein Ansaugventil angeordnet werden muss, welches das Ansaugen von Brennstoff aus dem Brennstoffspeisesystem ermöglicht. Die ganze Anordnung von Ueberströmventil, Ansaugventil und Verbindungskanälen hat zur Folge, dass der obere Bereich des Pumpenzylinders asymmetrisch ausgebildet werden muss. Dadurch entsteht bei Erwärmung des Zylinders die Gefahr, dass sich dieser asymmetrisch deformiert und dadurch der einwandfreie Bewegungsablauf des Pumpenkolbens im Zylinderraum behindert wird. Auch die auftretenden hohen Drücke führen zu ungleichförmigen Deformationen des oberen Zylinderteiles mit den gleichen Folgen auf den Pumpenkolben.
  • Aus der Patentschrift DE 802 967 ist ein, durch den Pumpenkolben betätigtes Ventil bekannt, welches zur Vergrösserung der Lebensdauer mit einer hydraulischen Dämpfung ausgestattet ist. Dazu ist das dem Pumpenkolben zugeordnete Ende des Ventiles kegelförmig ausgebildet, und der Zylinderraum weist keine Verbindungsleitung zum Ueberströmraum auf. Kurz vor dem Zusammentreffen von Kolben und Ventil soll im verbleibenden Zylinderraum ein erhöhter Druck entstehen, welcher über die kegelförmige Ventilendfläche ein Verschieben des Ventils bewirken soll. Die Dämpfungswirkung dieser Anordnung ist nur mit Schwierigkeiten kontrollier- und einstellbar. Wird im Zylinderraum der Druck entlastet, so schlagen Kolben und Ventil mit voller Kraft aufeinander, was untragbare Beschädigungen und Störungen zur Folge hat. Die hier dargestellte Anwendung ist für Hochdrucksysteme nicht einsetzbar, da die wirkenden Kräfte nicht abgebaut werden.
  • Es ist Aufgabe der Erfindung, eine Kraftstoffeinspritzpumpe zu schaffen, bei welcher der Pumpenkolben den Ventilkörper einer Ventilanordnung betätigt, ohne dass Beschädigungen am Pumpenkolben oder am Ventilkörper auftreten, die beim Druckabbau des Einspritzdruckes auftretenden Kräfte vollständig abgebaut werden können ohne dass Bauteile der Einspritzpumpe beschädigt werden, die bisher üblichen Abdichtungen mit Gummiringen zwischen Gehäuse und Zylinder weggelassen werden können, die Ventilanordnung über dem Pumpenkolben symmetrisch zur Pumpenachse ausgebildet ist und dadurch das Auftreten von asymmetrischen Deformationen und Spannungen vermieden wird, und die Ventilanordnung sehr hohe Pumpendrücke zulässt sowie die Konstruktion des Ueberström- und Ansaugventiles vereinfacht.
  • Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss dadurch gelöst, dass am unteren Ende des Ventilkörpers eine erste hydraulische Dämpfungseinrichtung und im Bereiche des oberen Endes des Ventilkörpers eine zweite hydraulische Dämpfungseinrichtung angeordnet ist, jede der beiden Dämpfungseinrichtungen über einen mit Kraftstoff gefüllten Druckraum, einen Verdrängungskörper und einen Spaltraum verfügt, der Ventilkörper einen Kernhohlraum zur Durchleitung von Kraftstoff vom Zylinderraum in die Einspritzleitung aufweist und sein oberes Ende bis in den Bereich der Einspritzleitung im Pumpengehäuse geführt und dort in einer Führungsbohrung gelagert ist.
  • Die durch die Erfindung erreichten Vorteile sind im wesentlichen darin zu sehen, dass der Pumpenkolben vor Erreichen des oberen Totpunktes nicht direkt auf das untere Ende des Ventilkörpers aufschlägt, sondern eine erste hydraulische Dämpfungseinrichtung für eine gedämpfte Beschleunigung des Ventilkörpers von Null bis zur Maximalgeschwindigkeit sorgt und erst in dem Zeitpunkte, in welchem Pumpenkolben und Ventilkörper die gleiche Geschwindigkeit aufweisen, die volle Kraft des Pumpenkolbens auf den Ventilkörper wirkt. In diesem Moment hat jedoch das Oeffnen des Ueberströmventiles bereits begonnen, und der Druckabbau im Zylinderraum und der Einspritzleitung erfolgt rasch. Vor Erreichen des Oeffnungszeitpunktes des Ueberströmventiles wird auch die auf den Pumpenkolben wirkende Kraft reduziert, so dass der Pumpenkolben relativ rasch gebremst werden kann. Für diesen Bremsvorgang ist am einstückig ausgebildeten Ventilkörper im oberen Bereich eine zweite hydraulische Dämpfungseinrichtung angeordnet, welche dafür sorgt, dass der Ventilkörper und damit der Pumpenkolben infolge der hohen wirkenden Kräfte nicht nach oben wegschiessen kann. Die erste und die zweite hydraulische Dämpfungseinrichtung verfügen je über einen mit Kraftstoff gefüllten Druckraum, einen Verdrängungskörper und einen Spaltraum. Der Kraftstoff wird mittels des Verdrängungskörpers über den Spaltraum aus dem Druckraum verdrängt. Der Ventilkörper ist in einem Hohlraum geführt, dessen unteres Ende direkt an den Zylinderraum anschliesst, und in dessen oberes Ende die Einspritzleitung mündet. Dies ermöglicht die symmetrische Anordnung von Ventilkörper, den Ventilkörper umgebende Hohlräume und Zuleitungen um die Achse der Einspritzpumpe.
  • Eine bevorzugte Ausführungsform der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass bei der ersten hydraulischen Dämpfungseinrichtung ein im Kopfteil des Pumpenkolbens angeordneter und gegen den Ventilkörper offener kreisförmiger Hohlraum den Druckraum bildet, das untere Ende des Ventilkörpers im oberen Totpunkt des Pumpenkolbens in den Hohlraum eintaucht und den Verdrängungskörper bildet, der Durchmesser dieses Hohlraumes etwas grösser ist als der Durchmesser des unteren Endes des Ventilkörpers, und zwischen der Mantelfläche des unteren Endes des Ventilkörpers und der Mantelfläche des Hohlraumes der Spaltraum gebildet ist. Das Verhältnis der ringförmigen Querschnittsfläche des Spaltraumes zur Querschnittsfläche des Pumpenkolbens beträgt dabei in bevorzugter Weise maximal 1: 500 und minimal 1: 1000. In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist das Verhältnis des Durchmessers des unteren Endes des Ventilkörpers zum Durchmesser des Pumpenkolbens maximal 1: 1,2 und minimal 1: 2,5. Der Durchmesser des Pumpenkolbens ist im wesentlichen durch den gewünschten maximalen Einspritzdruck und die maximal mögliche Bewegungslänge des Hubes des Pumpenkolbens bestimmt. Der Durchmesser des unteren Endes des Ventilkörpers, bzw. des Verdrängungskörpers, ergibt sich aus der zulässigen Flächenpressung zwischen Ventilkörperendfläche und der Grundfläche des Hohlraumes im Kopfteil des Pumpenkolbens bei der vor Erreichen des oberen Totpunktes wirkenden Restkraft. Durch Veränderung der Querschnittsfläche des Spaltraumes lassen sich Anpassungen an die konstruktiven Gegebenheiten erwirken, indem diese Veränderungen eine Veränderung der Ausströmmenge von Kraftstoff aus dem Hohl- raum zur Folge hat, und damit eine Verschiebung des Zeitpunktes, in welchem Ventilkörper und Pumpenkolben direkt mechanisch miteinander in Kontakt treten. Zur Anpassung des Bewegungsablaufes zwischen Ventilkörper und Pumpenkolben an die gewünschten Erfordernisse werden auch die Kontaktflächen und/oder Mantelflächen im Berührungsbereich entsprechend ausgebildet. Eine bevorzugte Ausführungsform der Erfindung besteht darin, dass das untere Ende des Ventilkörpers im Bereiche der Eindringlänge in den Hohlraum abgestufte Durchmesser aufweist, wobei der grösste Durchmesser in diesem Bereich den Spaltraum bestimmt. Diese Ausführungsform ermöglicht eine einfachere Herstellung der Dämpfungseinrichtung und eine genaue Anpassung an die Betriebsbedingungen.
  • Eine weitere bevorzugte Ausführungsform der Erfindung besteht darin, dass bei der zweiten hydraulischen Dämpfungseinrichtung der Druckraum um einen Teilbereich des Ventilkörpers angeordnet ist, die Führungsbohrung, in welche das obere Ende des Ventilkörpers geführt ist an diesen Druckraum anschliesst, in diesem Druckraum am Ventilkörper eine Kolbenfläche angeordnet und zwischen der Mantelfläche des oberen Endes des Ventilkörpers und der Mantelfläche der Führungsbohrung der Spaltraum gebildet ist. Das Verhältnis der ringförmigen Querschnittsfläche des Spaltraumes zur Querschnittsfläche des Pumpenkolbens ist maximal 1: 600 und minimal 1: 1100. Das Verhältnis des Durchmessers des oberen Endes des Ventilkörpers zum Durchmesser des Pumpenkolbens beträgt maximal 1: 1,5 und minimal 1: 3. Bei Verschiebungen des Ventilkörpers in Richtung der Einspritzleitung wird der Kraftstoff, welcher sich im Druckraum um einen Teilbereich des Ventilkörpers befindet, von der am Ventilkörper angeordneten Kolbenfläche zusammengepresst. Die Druckerhöhung im Kraftstoff in diesem Druckraum bewirkt, dass der Kraftstoff über den Spaltraum zwischen der Mantelfläche des oberen Endes des Ventilkörpers und der Mantelfläche der Führungsbohrung in die Einspritzleitung abfliesst.Der Druckaufbau im Druckraum wirkt vorerst auf den Ventilkörper wie eine Feder und baut dann infolge des Abströmens über den Spaltraum die auf den Ventilkörper wirkenden Beschleunigungen und Kräfte bis zur Einstellung eines Gleichgewichtes ab. Durch die entsprechende Wahl des Durchmessers und der Querschnittsfläche des Spaltraumes und mit Hilfe von bekannten Berechnungsmethoden kann der Verlauf der Dämpfung genau vorausbestimmt werden. Die Dämpfungseinrichtung wirkt in einem gewissen Bereiche selbstregulierend, da bei Erhöhung der auf den Ventilkörper wirkenden Kräfte und Beschleunigungen auch höhere Gegenkräfte im Druckraum auftreten und die Dämpfung einen entsprechend anderen Verlauf nimmt. Diese Anordnung der Dämpfungseinrichtung ermöglicht somit die Veränderung der Betriebszustände der Kraftstoffeinspritzpumpe und der Vermeidung von unzulässigen Kraft- und Beschleunigungsvorgängen im Bereiche des Pumpenkolbens und des Ventilkörpers und entsprechender Beschädigungen. Ein weiterer Vorteil besteht darin, dass als Dämpfungsmittel der Kraftstoff selbst eingesetzt werden kann und keine zusätzlichen Druckmittel notwendig sind.
  • In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist der im Ventilkörper angeordnete Kernhohlraum am oberen Ende des Ventilkörpers offen, am unteren Ende des Ventilkörpers über Seitenbohrungen mit dem Zylinderraum, und im Bereiche des Beginns der Führungsbohrung über Seitenbohrungen mit dem Druckraum verbunden. Der Vorteil dieser Anordnung besteht darin, dass die unter Hochdruck stehenden Kraftstoffkanäle im Zentrum der Kraftstoffeinspritzpumpe geführt werden, und allfällige Zu- und Abführungskanäle radial und symmetrisch dazu angeordnet sind. Während der Hubbewegung des Pumpenkolbens wird der Druckraum im oberen Bereich des Ventilkörpers unter den gleichen Druck gesetzt wie der Zylinderraum, wodurch die axialen Kräfte ausgleichbar sind.
  • Eine bevorzugte Ausführungsform der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass der im Ventilkörper angeordnete Kernhohlraum am oberen Ende und am unteren Ende des Ventilkörpers in Richtung der Achse offen und im Bereiche des Beginns der Führungsbohrung über Seitenbohrungen mit dem Druckraum verbunden ist, im Hohlraum des Pumpenkolbens ein Zapfen über die Grundfläche vorsteht und dieser Zapfen am unteren Ende des Ventilkörpers passend in den Kernhohlraum eingreift. Der durchgehende Kernhohlraum ermöglicht einen optimalen Durchfluss für den Kraftstoffstrom. Alle Axial- und Radialkräfte am Ventilkörper sind ausgleichbar, so dass keine asymmetrischen Belastungen auftreten. Der Verschluss des Kernhohlraumes durch den Zapfen am Pumpenkolben im Bereiche des oberen Totpunktes ergibt eine zusätzliche Dämpfung und verhindert das Nachfliessen von Kraftstoff in die Kraftstoffleitung zur Düse.
  • Eine weitere bevorzugte Ausführungsform der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkörper in einem Teilbereich von einem Ringraum umfasst ist, in welchen die Bohrungen der Kraftstoffzuleitung und der Kraftstoffableitung münden, in diesem Ringraum eine Kolbenringfläche am Ventilkörper angeordnet ist und am unteren Ende des Ringraumes zwischen dem Ventilkörper und der Zylinderbüchse ein ringförmiger Ventilsitz ausgebildet ist. Die durch diese Anordnung erreichten Vorteile sind darin zu sehen, dass der gleiche Ventilsitz als Ueberström- und als Ansaugventil dient. Während des Ansaugvorganges, d.h. der nach unten gerichteten Bewegung des Pumpenkolbens, wird der Ventilkörper durch die in diesem Ringraum angeordnete Kolbenringfläche, bzw. den auf diese Ringfläche wirkenden Druck des Brennstoffzuführsystemes und die im Druckraum im oberen Bereich des Ventilkörpers angeordnete Druckfeder in einem Gleichgewichtszustand gehalten. Der im Zylinderraum erzeugte Ansaug-Unterdruck wirkt über den Kernhohlraum im Ventilkörper auf den Druckraum im oberen Bereich und bewirkt bei zu geringem Zufluss von Brennstoff in den Zylinderraum ein zusätzliches Oeffnen des Ventilsitzes. Durch die Vereinigung des Ansaugventiles und des Ueberströmventiles in einem Ventilsitz wird die Konstruktion der Ventilanordnung wesentlich vereinfacht, und es ergibt sich auch hier der zusätzliche Vorteil der symmetrischen Anordnung um die Pumpenachse.
  • Eine weitere Verbesserung der Kraftstoffeinspritzpumpe lässt sich dadurch erreichen, dass der Pumpenkolben, der Ventilkörper und die Führungsbohrung von einer einstückigen Zylinderbüchse umschlossen sind und diese Zylinderbüchse in Richtung der Pumpenachse nur am oberen Ende am Pumpengehäuse befestigt ist. Diese einstückige Ausbildung der Zylinderbüchse mit nur einseitiger Auflage bringt wesentliche Vorteile, indem thermische Ausdehnungen der Büchse nicht zu einer Verspannung derselben führen und die Büchse selbst mechanisch in Axialrichtung nicht eingespannt ist. Dadurch werden Deformationen des Zylinderraumes infolge allfälliger auf die Zylinderbüchse wirkender Druckkräfte vermieden. Dies führt wiederum zu einer geringeren Störanfälligkeit des Ablaufes der Bewegung des Pumpenkolbens im Zylinderraum.
  • In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist die Zylinderbüchse mindestens teilweise von einem Mantel des Gehäuses umschlossen, dieser Gehäusemantel weist Längsbohrungen auf, welche mit den Kraftstoffzuleitungen und Kraftstoffableitungen verbunden und im Betriebszustande mit Kraftstoff gefüllt sind, und das untere Ende der Zylinderbüchse endet in einem drucklosen Leckageraum im Mantel des Gehäuses. Ueber den in diesen Längsbohrungen zirkulierenden Kraftstoff kann der Gehäusemantel und der Pumpenzylinder auf der ganzen Dichtlänge gleichmässig erwärmt und damit die thermische Belastung des Mantels und der Zylinderbüchse wesentlich vermindert werden. Die zylindrischen Berührungsflächen zwischen Zylinderbüchse und Gehäusemantel bilden eine metallische Dichtung mit einem Dichtspalt, dessen unteres Ende in einen drucklosen Leckageraum mündet. Dies bringt den Vorteil, dass zur Abdichtung zwischen Zylinderbüchse und Gehäusemantel keine weiteren Dichtungen z.B. in der Form von Gummiringen notwendig sind. Diese Anordnung ermöglicht auch eine wesentlich bessere Beherrschung der Ueberströmdrücke innerhalb des Pumpengehäuses.
  • Eine Verbesserung des Antriebes des Pumpenkolbens ergibt sich dadurch, dass am unteren Ende des Pumpenkolbens ein Zusatzkolben angeordnet ist und dieser Zusatzkolben Teil einer pneumatischen oder hydraulischen Feder ist, welche gegen den Antriebshub des Pumpenkolbens wirkt. Im weiteren liegt ein Betätigungselement der Antriebs- und Steuereinrichtung lose am unteren Ende des Pumpenkolbens an. Die Antriebs- und Steuereinrichtung für den Pumpenkolben ist bekannt und kann beispielsweise gemäss Figur 5 der Deutschen Offenlegungsschrift 31 00 725 ausgebildet sein. Es ist aber auch möglich, den Antrieb mechanisch, hydraulisch oder in einer anderen Kombinationsart auszuführen. Das lose am Pumpenkolben anliegende Betätigungselement stösst den Pumpenkolben während der Hubbewegung nach oben. Dabei wird auch der Zusatzkolben nach oben gestossen und in einem Speicherraum ein hydraulisches oder pneumatisches Druckmedium komprimiert. Nach Erreichen des oberen Totpunktes bewirkt dieses komprimierte Druckmedium die Rückführung des Pumpenkolbens und bringt somit den Vorteil, dass zwischen Antriebsund Steuereinrichtung und Pumpenkolben keine formschlüssige mechanische Koppelung notwendig ist. Die Folge davon ist, dass sich das Betätigungselement der Antriebs- und Steuereinrichtung im Bereiche des unteren Totpunktes des Pumpenkolbens unabhängig von diesem bewegen kann und allfällige Abweichungen im Bewegungsablauf aufgefangen werden können.
  • Eine weitere Verbesserung der Einstellung der Hubbewegung lässt sich dadurch erreichen, dass in der Einspritzleitung nach dem Ventilkörper ein Entlastungsventil mit einer Verbindung zum Kraftstoffkreislauf eingebaut ist. Vor Inbetriebnahme der Einspritzpumpe wird der Pumpenkolben in den oberen Totpunkt gebracht, da dieser eine eindeutig definierte Ausgangsstellung für den Pumpenkolben gewährleistet. Um zu verhindern, dass während dieses Bewegungsablaufes Kraftstoff in die Zylinder der Brennkraftmaschine eingespritzt wird, wird das Entlastungsventil geöffnet und der vom Pumpenkolben verdrängte Kraftstoff kann in den Kraftstoffkreislauf zurückströmen. Die Einstellung des Hubweges des Pumpenkolbens erfolgt nun immer vom oberen Totpunkt nach unten über die Antriebs- und Steuereinrichtung. Die Bewegungen des Pumpenkolbens gehen somit immer von einer genau definierten Lage aus.
  • Im folgenden wird die Erfindung anhand von Ausführungsbeispielen unter Bezugnahme auf die beiliegenden Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
    • Fig. 1 einen Längsschnitt in schematischer Darstellung durch eine erfindungsgemässe Kraftstoffeinspritzpumpe unter Weglassung der Antriebs- und Steuereinrichtung,
    • Fig. 2 einen Teilausschnitt aus der Zylinderbüchse in vergrösserter Darstellung mit dem Ventilkörper und dem Kopfteil des Pumpenkolbens,
    • Fig. 3 den gleichen Teilausschnitt wie Figur 2, jedoch mit einer anders gestalteten ersten Dämpfungseinrichtung.
  • Die in Figur 1 dargestellte Kraftstoffeinspritzpumpe zeigt eine Einspritzpumpe für einen Dieselmotor, welche Einspritzdrücke in der Grössenordnung von 2500 bar erzeugt. Die Einspritzpumpe besteht aus einem Gehäuse 3 mit einem Gehäuseflansch 5. Im Gehäuse 3 ist eine Zylinderbüchse 2 eingebaut, in welcher der Zylinderraum 10 angeordnet ist. Im Zylinderraum 10 ist ein Pumpenkolben 1 geführt, welcher an seinem unteren Ende mit einem Betätigungselement 19 einer Einrichtung in Verbindung steht, welche dem Antrieb und der Hub-Einstellung des Pumpenkolbens 1 dient. Diese Einrichtung besteht aus einer bekannten mechanischen und/ oder hydraulischen Antriebs- und Stelleinrichtung, z.B. gemäss der Deutschen Offenlegungsschrift 31 00 725 und ist inFigur 1 nicht näher dargestellt. Der Kraftstoff wird der Einspritzpumpe über Kraftstoffzuleitungen 8 zugeführt und überschüssige Kraftstoff über die Kraftstoffableitungen 9 weggeführt. Der im Zylinderraum 10 durch den Pumpenkolben 1 komprimierte und geförderte Kraftstoff wird durch einen Kernhohlraum 20 in einem Ventilkörper 4 zur Einspritzleitung 7 und von hier zu den Einspritzdüsen an der Brennkraftmaschine geführt. In bekannter Weise ist für jeden Zylinder der Brennkraftmaschine eine Einheit der dargestellten Einspritzpumpe vorhanden.
  • Gemäss Figur 1 und 2 ist der Ventilkörper 4 in einem Hohlraum 14 in der Zylinderbüchse 2 angeordnet, welcher sich vom oberen Ende des Zylinderraumes 10 bis zum Beginn der Einspritzleitung 7 erstreckt. Dabei ragt das untere Ende 11 des Ventilkörpers 4 in den Zylinderraum 10 und berührt im oberen Totpunkt des Pumpenkolbens 1 dessen Kopfteil 13. Das obere Ende 12 des Ventilkörpers 4 ist in einem Zwischenteil 21 mit einer Führungsbohrung 22 geführt. Im mittleren Bereich ist der Ventilkörper 4 in einer Gleitführung 23 der Zylinderbüchse 2 gelagert. Zwischen der Gleitführung 23 und dem Zwischenteil 21 befindet sich ein Druckraum 24. Der Ventilkörper 4 weist im Bereiche des Druckraumes 24 eine Kolbenfläche 25 auf, wobei im Druckraum 24 herrschender Druck den Ventilkörper 4 in Richtung des Pumpenkolbens 1 nach unten stösst. Zusätzlich ist im Druckraum 24 zwischen der Kolbenfläche 25 und der Endfläche des Zwischenteiles 21 eine Druckfeder 26 eingebaut.
  • Zwischen der Gleitführung 23 und dem oberen Ende des Zylinderraumes 10 ist um den Ventilkörper 4 ein Kraftstoffringkanal 28 angeordnet, in welchen die Bohrungen 29 und 30 münden. Der Kraftstoffkanal 28 ist durch einen Ventilsitz 27 gegen den Zylinderraum 10 abgedichtet. Dieser Ventilsitz 27 ermöglicht das Einsaugen von Kraftstoff in den Zylindetraum 10, wenn sich der Pumpenkolben 1 nach unten bewegt, und zwar von der Kraftstoffzuleitung 8 über die Bohrung 29, den Kraftstoffkanal 28 und den Ringraum 31. Bei geöffnetem Ventilsitz 27 kann anderseits vom Zylinderraum 10 überschüssiger Kraftstoff über den Ringraum 31 in den Kraftstoffkanal 28 und dann über die Bohrung 30 in die Brennstoffableitung 9 abfliessen. Der Ventilkörper 4 mit dem Ventilsitz 27 dient somit gleichzeitig als Ansaug- wie auch Ueberströmventil. Während des Arbeitshubes des Pumpenkolbens 1 wird der Kraftstoff vom Zylinderraum 10 über Bohrungen 32 in den Kernhohlraum 20 gefördert und von dort über die Einspritzleitung 7 zu den Einspritzdüsen geführt. Gleichzeitig wird über Seitenbohrungen 33 im Druckraum 24 Druck aufgebaut und durch Beaufschlagung der Kolbenfläche 25 und die entstehende Differenzkraft der Ventilsitz 27 fest geschlossen. Die Kraftstoffzuleitung 8 wird in einen Ringkanal 34 im Gehäuse 3 geführt, welcher it Längsbohrungen 35 verbunden ist. Diese Längsbohrungen 35 sind um den gesamten Mantel des Gehäuses 3 verteilt und münden in einen zweiten Ringkanal 36, welcher die Verbindung zur Kraftstoffableitung 9 herstellt. Der während des Pumpenbetriebes durch diese Längsbohrungen 35 strömende Kraftstoff temperiert den Mantel des Gehäuses 3 und sorgt für eine gleichmässige Wärmeverteilung entlang der ganzen Dichtlänge des Pumpenkolbens 1 sowie die Reduktion der Wärmespannungen in der Einspritzpumpe.
  • Die Zylinderbüchse 2 weist an ihrem oberen Ende einen Befestigungs- und Dichtungsflansch 37 auf. Dieser Flansch 37 ist zwischen einer Auflagefläche 38 am Gehäuse 3 und dem Gehäuseflansch 5 eingespannt. Die Befestigung erfolgt über nicht dargestellte Befestigungsmittel, z.B. Schrauben, welche im Bereiche mehrerer Achsen 39 angeordnet sind. Die Abdichtung zwischen dem Befestigungsflansch 37, der Auflagefläche 38 des Gehäuses 3 und dem Gehäuseflansch 5 erfolgt durch das Zusammenpressen der Kontaktflächen mit entsprechend hohem Anpressdruck. Durch diese Anordnung ist die Brennstoffpumpe gegen Aussen metallisch abgedichtet und kann auch sehr hohen Druckstössen im Kanal 36, beim Oeffnen des Ventilsitzes 27, bei z.B. 2500 bar standhalten. Im weiteren ist die Zylinderbüchse 2 ohne zusätzliche Auflage in axialer Richtung in die Bohrung 40 des Gehäuses 3 eingeschoben. Am unteren Ende der Zylinderbüchse 2 befindet sich eine bekannte Dichtungsanordnung 6, über welche austropfender Kraftstoff gesammelt und in die Leckleitung 41 abgeführt wird. Zudem dient die Dichtung 6 der Trennung zwischen Leckageraum 54 und einem weiteren Zylinderraum 42 im unteren Bereich des Gehäuses 3. Es ist offensichtlich, dass die Zylinderbüchse bei dieser Anordnung ausser den durch den Pumpenkolben 1 und den durch den Druckaufbau im Zylinderraum 10 wirkenden Kräften keinen zusätzlichen Spannkräften ausgesetzt wird, welche zu Deformationen des Zylinderraumes 10 führen könnten. Die Zylinderbüchse 2 kann sich in Richtung der Dichtung 6 frei ausdehnen. Zudem ist die Zylinderbüchse 2 gegenuber der Pumpenachse 43 vollständig symmetrisch ausgebildet, was ebenfalls das Auftreten von Spannungsdeformationen verhindert. Durch diese Anordnung sind zwischen dem Gehäuse 3 und der Zylinderbüchse 2 keine plastischen Dichtungsringe notwendig. Die Druckstösse, welche im Ringkanal 28 beim Ueberströmen des Kraftstoffes am Förderende entstehen lassen sich durch Rückstauen beeinflussen, wodurch ein Absinken des Druckes in den Kavitationsbereich vermieden wird.
  • Das untere Ende des Pumpenkolbens 1 ist mit einem Zusatzkolben 44 verbunden, welcher im Zylinderraum 42 geführt ist. Der Zylinderraum 42 ist mit Luft gefüllt und in bekannter, jedoch nicht dargestellter Weise mit einem Druckluftversorgungssystem oder einem Druckluftspeicher verbunden. Wird der Pumpenkolben 1 mit dem Zusatzkolben 44 nach oben bewegt, so wird die Luft im Zylinderraum 42 leicht komprimiert und wirkt nach Ueberschreiten des oberen Totpunktes des Pumpenkolbens 1 als Rückstossfeder. An der unteren Fläche 45 des Zusatzkolbens 44 liegt das Betätigungselement 19 der Hub- und Stelleinrichtung an, welches den Pumpenkolben 1 antreibt. Der Antrieb kann dabei mechanisch, hydraulisch oder in einer kombinierten Form erfolgen, wobei jedoch wesentlich ist, dass der Hub des Pumpenkolbens 1 vom oberen Totpunkt nach unten bemessen wird. Dadurch wird eine genau bekannte und gleichbleibende Grundlage für die Hubbemessung geschaffen. Da der Pumpenkolben 1 vor Beginn des Betriebes der Einspritzpumpe in den oberen Totpunkt gefahren werden muss, ist im Gehäuseflansch 5 ein Entlastungsventil 46 angeordnet, über welches Kraftstoff aus dem Zylinderraum 10 über den Kernhohlraum 20, den Beginn der Einspritzleitung 7 und die Bohrungen 47 und 48 in die Leckleitung 41 abgeleitet werden kann. Das Entlastungsventil 46 wird über bekannte Steuerelemente 49 betätigt.
  • Figur 1 und Figur 2 zeigen die sowohl am unteren Ende 11 wie auch am oberen Ende 12 des Ventilkörpers 4 ausgebildeten hydraulischen Dämpfungseinrichtungen. Figur 2 zeigt dabei den Pumpenkolben 1 im oberen Totpunkt, wobei der Ventilsitz 27 offen ist. Im Gegensatz dazu ist in Figur 1 der Ventilsitz 27 geschlossen, d.h. der Ventilkörper 4 befindet sich in seiner untersten Position, und der Pumpenkolben 1 ist während einer nach oben gerichteten Hubbewegung, bzw. Förderbewegung dargestellt. Die erste Dämpfungseinrichtung ist zwischen dem unteren Ende 11 des Ventilkörpers 4 und dem Kopfteil 13 des Pumpenkolbens 1 ausgebildet. Dazu befindet sich im Kopfteil 13 des Pumpenkolbens 1 ein Hohlraum 15 mit kreisförmigem Querschnitt, welcher gegen das untere Ende 11 des Ventilkörpers 4 offen ist. Der Durchmesser dieses Hohlraumes 15 ist geringfügig grösser als der Durchmesser des unteren Endes 11 des Ventilkörpers 4, so dass das untere Ende 11 des Ventilkörpers 4 in den Hohlraum 15 eindringen kann. Da der Zylinderraum 10 mit Kraftstoff gefüllt ist, befindet sich bei der Aufwärtsbewegung des Pumpenkolbens 1 auch im Hohlraum 15 Kraftstoff. Das in den Hohlraum 15 am Pumpenkolben 1 eindringende untere Ende 11 des Ventilkörpers 4 verdrängt diesen Kraftstoff durch den zwischen den Mantelflächen bestehenden ringförmigen Spaltraum 18. Dadurch wird die Relativbewegung zwischen dem Pumpenkolben 1 und dem Ventilkörper 4 gedämpft, bevor die Endfläche 16 des unteren Endes 11 des Ventilkörpers 4 auf die Grundfläche 17 im Hohlraum 15 am Pumpenkolben 1 auftrkifft. Ohne Dämpfung wirde das untere Ende 11 des Ventilkörpers 4 infolge der hohen Impulskräfte sofort beschädigt und zerstört. Bei einem Durchmesser des Kolbens 1 von z.B. 30 mm weist das untere Ende 11 des Ventilkörpers 4 einen Durchmesser von 20 mm auf. Um optimale Dämpfungseigenschaften zu erreichen, wird der Hohlraum 15 im Kopfteil 13 des Pumpenkolbens 1 so dimensioniert, dass sich im ringförmigen Spaltraum 18 ein Zwischenraum von ca. 0,025 mm ausbildet. Die Breite des Spaltraumes 18 kann an die Geschwindigkeit des Pumpenkolbens 1 und an den maximalen Druck im Zylinderraum 10 angepasst werden. Zur Optimierung wird auch die Eindringtiefe bzw. die Länge des Spaltraumes 18 in axialer Richtung verändert.
  • Die zweite Dämpfungseinrichtung am oberen Ende 12 des Ventilkörpers 4 umfasst den Zwischenteil 21 und die Führungsbohrung 22 sowie den Druckraum 24 mit der zugehörigen Kolbenfläche 25 am Ventilkörper 4. Zwischen der Mantelfläche am oberen Ende 12 des Ventilkörpers 4 und der Mantelfläche der Führungsbohrung 22 ist wiederum ein ringförmiger Spaltraum 50 gebildet, wobei die Spaltbreite ca. 0,02 mm beträgt. Während der Aufwärtsbewegung des Pumpenkolbens 1 befindet sich der Ventilkörper 4 in seiner untersten Position und die Seitenbohrungen 33 sind unterhalb der Endfläche des Zwischenteiles 21 positioniert. Der im Zylinderraum 10 aufgebaute Druck kann sich deshalb ungehindert über die Bohrungen 32, den Kernhohlraum 20 und die Seitenbohrungen 33 in den Druckraum 24 fortpflanzen. Dieser Druck wirkt auf die Kolbenfläche 25 und presst den Ventilkörper 4 gegen den Ventilsitz 27. Sobald der Pumpenkolben 1 bzw. die Grundfläche 17 am Kopfteil 13 an der Endfläche 16 des Ventilkörpers 4 anliegt, wird der Ventilkörper 4 nach oben gestossen. Dadurch werden die Oeffnungen der Seitenbohrungen 33 in die Führungsbohrung 22 geschoben und verschlossen, und im Druckraum 24 baut sich durch die Verschiebung der Kolbenfläche 25 ein erhöhter Druck auf. Dieser erhöhte Druck wirkt gegen die Bewegung des Ventilkörpers 4 und verhindert, dass dieser nach oben schiesst. Bei richtig dimensioniertem Spaltraum 50 fliesst soviel Kraftstoff aus dem Druckraum 24 ab, dass der Ventilkörper 4 und der Pumpenkolben 1 mit der gewünschten Geschwindigkeit und Dämpfung in die Position des oberen Totpunktes verschoben werden können. Bei dieser Verschiebung des Ventilkörpers 4 nach oben wurde auch der Ventilsitz 27 geöffnet und der im Zylinderraum 10 sowie dem Kernhohlraum 20 und der Einspritzleitung 7 herrschende Einspritzdruck über den Ringraum 31 in die Bohrung 30 und damit die Kraftstoffableitung 9 entlastet. Das ganze System steht somit im oberen Totpunkt des Pumpenkolbens nur noch unter dem Förderdruck des Kraftstoffzuleitungssystemes. Während der nach unten gerichteten Ansaugbewegung des Pumpenkolbens 1 wird Kraftstoff über den Ventilsitz 27 in den Zylinderraum 10 gesaugt. Dazu ist am Ventilkörper 4 eine weitere Kolbenfläche 51 angeordnet, welche sich im oberen Bereich des Ringkanals 28 befindet. Der im Ringkanal 28 herrschende Förderdruck wirkt auf diese Kolbenfläche 51 und hält den Ventilsitz 27 offen. Sobald der Pumpenkolben 1 den unteren Totpunkt erreicht, stellt sich im Zylinderraum 10 der gleiche Förderdruck wie im Kraftstoffzuleitungssystem ein. Dieser Druck wirkt über die Bohrungen 32, den Kernhohlraum 20 und die Seitenbohrungen 33 auch im Druckraum 24, wodurch das Drucksystem an beiden Enden des Ventilkörpers 4 wieder ausgeglichen wird. In diesem Moment schliesst die Druckfeder 26 im Druckraum 24 den Ventilsitz 27 vollständig, so dass der Druckaufbau im Zylinderraum 10 erneut beginnen kann. Die gesamte Steuerung des Ansaug- und Ueberströmzyklus′, die Oeffnungs- und Schliessbewegungen des Ventilsitzes 27 und die Dämpfung der Bewegungdes Pumpenkolbens 1 im Bereiche des oberen Totpunktes sowie der Bewegungen des Ventilkörpers 4 wird allein über das einstückig ausgebildete Teil des Ventilkörpers 4 erreicht. Da alle Bauteile im Bereiche des Ventilkörpers 4 in bezug auf die Pumpenachse 43 symmetrisch ausgebildet sind, lassen sich mit dieser Einspritzpumpe sehr hohe Einspritzdrücke erreichen, mit der dargestellten Ausführungsform z.B. 2500 bar. Beim dargestellten Beispiel wird für den Antrieb des Pumpenkolbens ein hydraulischer Verstärker in Verbindung mit einer Gewindespindel und einem Servomotor verwendet. Diese bekannte Anordnung ermöglicht die genaue Bemessung des Arbeitshubes des Pumpenkolbens 1 vom oberen Totpunkt nach unten, wobei die Hubbewegung mechanisch zurückgeführt ist. Im weiteren ist hubabhängig auch die Reduktion der auf den Pumpenkolben 1 wirkenden Arbeitskraft möglich, und zwar bevor der Ventilsitz 27 geöffnet wird.
  • Figur 3 zeigt im wesentlichen die gleiche Anordnung wie Figur 2, und auch die Funktionsweise ist gleichartig. Der Ventilkörper 4 weist hier einen durchgehenden Kernhohlraum 55 auf, welcher an den beiden Endbereichen 11 und 12 des Ventilkörpers 4 in Richtung der Pumpenachse 43 offen ist. Der Kopfteil 13 des Pumpenkolbens 1 ist ebenfalls anders gestaltet, indem im Zentrum des Hohlraumes 15 ein zylindrischer Zapfen 52 angeordnet ist. Dadurch erhält der Hohlraum 15 im Pumpenkolben 1 eine kreisringförmige Grundfläche 53. Im weiteren weist der vorderste Teil des unteren Endes 11 des Ventilkörpers 4 einen geringeren Durchmesser auf als im Bereiche des Spaltraumes 18. Am Ende des Hubes des Pumpenkolbens 1 dringt der Zapfen 52 in das Ende des Kernhohlraumes 55 ein und verschliesst diesen, womit die Dämpfung der Bewegung über den Spaltraum 18 beginnt. Da im Druckraum 24 ein höherer Druck entsteht als im Kernhohlraum 55 und der Einspritzleitung 7 herrscht, bleibt die Dämpfungsfunktion über den oberen Spaltraum 50 erhalten.

Claims (16)

1. Kraftstoffeinspritzpumpe für eine Brennkraftmaschine mit einem in einem Zylinder (2) geführten Pumpenkolben (1), dessen Hub verstellbar ist, einer in der Achsverlängerung des Pumpenkolbens (1) über dem Zylinderraum (10) und vor der Einspritzleitung (7) angeordneten Ventilanordnung mit einem Ventilkörper (4), welcher mit seinem, unteren Ende (11) in den Zylinderraum (10) ragt und im oberen Totpunkt des Pumpenkolbens (1) mit diesem zusammenwirkt, wobei die Ventilanordnung eine Verbindung zwischen dem Zylinderraum (10) und einer Rücklaufleitung (9) öffnet oder schliesst sowie einer Stelleinrichtung für den Kolbenhub, dadurch gekennzeichnet, dass am unteren Ende (11) des Ventilkörpers (4) eine erste hydraulische Dämpfungseinrichtung und im Bereiche des oberen Endes (12) des Ventilkörpers (4) eine zweite hydraulische Dämpfungseinrichtung angeordnet ist, jede der beiden Dämpfungseinrichtungen über einen mit Kraftstoff gefüllten Druckraum (15, 24), einen Verdrängungskörper (11, 25) und einen Spaltraum (12, 50) verfügt, der Ventilkörper (4) einen Kernhohlraum (20, 55) zur Durchleitung von Kraftstoff vom Zylinderraum (10) in die Einspritzleitung (7) aufweist und sein oberes Ende (12) bis in den Bereich der Einspritzleitung (7) im Pumpengehäuse (3) geführt und dort in einer Führungsbohrung (22) gelagert ist.
2. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Patentanspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass bei der ersten hydraulischen Dämpfungseinrichtung ein im Kopfteil (13) des Pumpenkolbens (1) angeordneter und gegen den Ventilkörper (4) offener kreisförmiger Hohlraum (15) den Druckraum bildet, das untere Ende (11) des Ventilkörpers (4) im oberen Totpunkt des Pumpenkolbens (1) in den Hohlraum (15) eintaucht und den Verdrängungskörper bildet, der Durchmesser dieses Hohlraumes (15) etwas grösser ist als der Durchmesser des unteren Endes (11) des Ventilkörpers (4), und zwischen der Mantelfläche des unteren Endes (11) des Ventilkörpers (4) und der Mantelfläche des Hohlraumes (15) der Spaltraum (18) gebildet ist.
3. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Patentanspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das untere Ende (11) des Ventilkörpers (4) im Bereiche der Eindringlänge in den Hohlraum (15) abgestufte Durchmesser aufweist, wobei der grösste Durchmesser in diesem Bereich den Spaltraum (18) bestimmt.
4. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Patentanspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis der ringförmigen Querschnittsfläche des Spaltraumes (18) zur Querschnittsfläche des Pumpenkolbens (1) maximal 1: 500 und minimal 1: 1000 ist.
5. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Patentansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis des Durchmessers des unteren Endes (11) des Ventilkörpers (4) zum Durchmesser des Pumpenkolbens (1) maximal 1: 1,2 und minimal 1: 2,5 ist.
6. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Patentansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass bei der zweiten hydraulischen Dämpfungseinrichtung der Druckraum (24) um einen Teilbereich des Ventilkörpers (4) angeordnet ist, die Führungsbohrung (22), in welcher das obere Ende (12) des Ventilkörpers (4) geführt ist an diesen Druckraum (24) anschliesst, in diesem Druckraum (24) am Ventilkörper (4) eine Kolbenfläche (25) angeordnet und zwischen der Mantelfläche des oberen Endes (12) des Ventilkörpers (4) und der Mantelfläche der Führungsbohrung (22) der Spaltraum (50) gebildet ist.
7. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Patentanspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis der ringförmigen Querschnittsfläche des Spaltraumes (50) zur Querschnittsfläche des Pumpenkolbens (1) maximal 1: 600 und minimal 1: 1100 ist.
8. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Patentansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis des Durchmessers des oberen Endes (12) des Ventilkörpers (4) zum Durchmesser des Pumpenkolbens (1) maximal 1: 1,5 und minimal 1: 3 ist.
9. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Patentansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der im Ventilkörper (4) angeordnete Kenhohlraum (20) am oberen Ende (12) des Ventilkörpers (4) offen, am unteren Ende (11) des Ventilkörpers (4) über Seitenbohrungen (32) mit dem Zylinderraum (10) und im Bereiche des Beginns der Führungsbohrung (22) über Seitenbohrungen (33) mit dem Druckraum (24) verbunden ist.
10. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Patentansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der im Ventilkörper (4) angeordnete Kenhohlraum (55) am oberen Ende (12) und am unteren Ende (11) des Ventilkörpers (4) in Richtung der Achse (43) offen und im Bereiche des Beginns der Führungsbohrung (22) über Seitenbohrungen (33) mit dem Druckraum (24) verbunden ist, im Hohlraum (15) des Pumpenkolbens (1) ein Zapfen (52) über die Grundfläche (17) vorsteht und dieser Zapfen (52) am unteren Ende (11) des Ventilkörpers (4) passend in den Kenhohlraum (55) eingreift.
11. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Patentansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkörper (4) in einem Teilbereich von einem Ringraum (28) umfasst ist, in welchen Bohrungen (29, 30) der Kraftstoffzuleitung (8) und der Kraftstoffableitung (9) münden, in diesem Ringraum (28) eine Kolbenringfläche (51) am Ventilkörper (4) angeordnet ist, und am unteren Ende des Ringraumes (28) zwischen dem Ventilkörper (4) und der Zylinderbüchse (2) ein ringförmiger Ventilsitz (27) ausgebildet ist.
12. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Patentansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Pumpenkolben (1), der Ventilkörper (4) und die Führungsbohrung (22) von einer einstückigen Zylinderbüchse (2) umschlossen sind, und diese Zylinderbüchse (2) in Richtung der Pumpenachse (43) nur am oberen Ende (37) am Pumpengehäuse (3) befestigt ist.
13. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Patentanspruch 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Zylinderbüchse (2) mindestens teilweise von einem Mantel des Pumpengehäuses (3) umschlossen ist, dieser Gehäusemantel Längsbohrungen (35) aufweist, welche mit den Kraftstoffzuleitungen (8) und Kraftstoffableitungen (9) verbunden und im Betriebszustand mit Kraftstoff gefüllt sind und das untere Ende der Zylinderbüchse (2) in einem drucklosen Leckageraum (54) im Mantel des Gehäuses (3) endet.
14. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Patentansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass am unteren Ende des Pumpenkolbens (1) ein Zusatzkolben (44) angeordnet ist, und dieser Zusatzkolben (44) Teil einer pneumatischen oder hydraulischen Feder ist, welche gegen den Antriebshub des Pumpenkolbens (1) wirkt.
15. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Patentansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass ein Betätigungselement der Antriebs- und Steuereinrichtung (19) lose am unteren Ende des Pumpenkolbens (1) anliegt.
16. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Patentansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass in der Einspritzleitung (7) nach dem Ventilkörper (4) ein Entlastungsventil (46) mit einer Verbindung (48) zum Kraftstoffkreislauf eingebaut ist.
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