EP0309501B1 - Kraftstoffeinspritzpumpe für Brennkraftmaschinen - Google Patents

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EP0309501B1
EP0309501B1 EP88902423A EP88902423A EP0309501B1 EP 0309501 B1 EP0309501 B1 EP 0309501B1 EP 88902423 A EP88902423 A EP 88902423A EP 88902423 A EP88902423 A EP 88902423A EP 0309501 B1 EP0309501 B1 EP 0309501B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
valve
pump
fuel
fuel injection
time
Prior art date
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Expired - Lifetime
Application number
EP88902423A
Other languages
English (en)
French (fr)
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EP0309501A1 (de
Inventor
Helmut Laufer
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.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP0309501A1 publication Critical patent/EP0309501A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0309501B1 publication Critical patent/EP0309501B1/de
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Expired - Lifetime 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
    • 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
    • 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
    • F02M59/366—Valves being actuated electrically
    • 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
    • F02M41/00—Fuel-injection apparatus with two or more injectors fed from a common pressure-source sequentially by means of a distributor
    • F02M41/08—Fuel-injection apparatus with two or more injectors fed from a common pressure-source sequentially by means of a distributor the distributor and pumping elements being combined
    • F02M41/10—Fuel-injection apparatus with two or more injectors fed from a common pressure-source sequentially by means of a distributor the distributor and pumping elements being combined pump pistons acting as the distributor
    • F02M41/12—Fuel-injection apparatus with two or more injectors fed from a common pressure-source sequentially by means of a distributor the distributor and pumping elements being combined pump pistons acting as the distributor the pistons rotating to act as the distributor
    • F02M41/123—Fuel-injection apparatus with two or more injectors fed from a common pressure-source sequentially by means of a distributor the distributor and pumping elements being combined pump pistons acting as the distributor the pistons rotating to act as the distributor characterised by means for varying fuel delivery or injection timing
    • F02M41/125—Variably-timed valves controlling fuel passages
    • 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
    • F02M45/00—Fuel-injection apparatus characterised by having a cyclic delivery of specific time/pressure or time/quantity relationship
    • F02M45/12—Fuel-injection apparatus characterised by having a cyclic delivery of specific time/pressure or time/quantity relationship providing a continuous cyclic delivery with variable pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B3/00—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition
    • F02B3/06—Engines characterised by air compression and subsequent fuel addition with compression ignition

Definitions

  • the invention is based on a fuel injection pump according to the preamble of claim 1.
  • a fuel injection pump of this type is known from FR-A-2 299 523.
  • the relief duct leads away from the pump cylinder in the effective area of the pump piston and is distributed by one of several filling grooves, which are distributed around the circumference of the pump piston, which is driven back and forth and rotates at the same time, and also serve to supply the pump work space with fuel. steered on.
  • the control takes place in the known fuel injection pump shortly after the pressure stroke or delivery stroke of the pump piston has begun.
  • the solenoid valve that controls the relief channel is opened during idling and in the low speed range, in each case over the entire pump piston delivery stroke.
  • This fuel injection pump has the disadvantage that a fixed throttle is provided to reduce the fuel injection delivery rate, which is either always open or always closed, depending on the operating range of the internal combustion engine. In transitions, there is a sudden change in the fuel injection rate or the fuel injection duration, which is to be extended by the outflow via the throttle in idle mode and in part-load mode.
  • the advantageous effect in this area consists in a lower combustion noise of the internal combustion engine, although the effect cannot be optimally adapted to the various load conditions of the internal combustion engine.
  • a fuel injection pump of this type known from DE-OS 35 07 853
  • an electric valve is used which is in the de-energized state State that the bypass is fully open and which closes the bypass with increasing electrical excitation.
  • the valve for fixing the injection phase In a first operating state, the valve for fixing the injection phase is completely closed and in a second operating state, in idle mode, is only partially closed over the entire duration of the injection with the result that the fuel injection rate is reduced.
  • the duration of the partially closed state compared to an injection with a high injection rate must be extended accordingly in order to bring the same amount of fuel to the injection.
  • the start and end of delivery are determined solely by the closing or opening movement of the valve, which requires precise coordination between the delivery movement of the pump piston and the electrical control of the valve. Even slight irregularities in the mutual coordination of these movements can lead to major changes in the fuel quantities reaching the injection valves and thus to irregularities in the fuel metering of the internal combustion engine.
  • the device according to the invention with the characterizing features of the independent claim has the advantage that precise coordination between the delivery movement of the pump piston and the electrical control of the valve for determining the start of delivery can be eliminated and thus a possible source of error can be eliminated.
  • an initial signal is generated, which forms the basis for the further control of the electric valve.
  • the course of the injection can be designed in such a way that the one reaching the injection valves Fuel quantity towards the end of delivery is injected with a high injection rate, but at the beginning of injection with a reduced injection rate that takes into account the still low combustion rate. This increases the combustion efficiency and reduces the combustion noise, these advantages also being achieved above the idling speed and idling quantity.
  • FIG. 1 shows a fuel injection pump in a simplified representation with a ring slide valve for controlling the fuel quantity
  • FIG. 2 shows a diagram that shows the course of the pump piston stroke over time
  • FIG. 3 shows a diagram that shows the course of the stroke of the valve closing member over time
  • FIG 4 shows a further diagram which shows the course of the element pressure in the pump working chamber over time.
  • Figure 5 shows a fuel injection pump with an additional solenoid valve instead of the ring slide to control the total duration of injection per pump piston stroke.
  • a socket 2 is arranged in a housing 1, in which a pump piston 3 executes a reciprocating and simultaneously rotating movement.
  • the pump piston 3 is driven in a manner known per se by a cam drive via a shaft which rotates synchronously with the speed of the internal combustion engine supplied with fuel by the injection pump.
  • the pump piston 3 is mounted in a pump cylinder 4 within the bushing 2.
  • the pump piston 3 encloses the pump cylinder 4 with a pump working space 5 which Via a filling groove 6 in the outer surface of the pump piston 3 during the suction stroke thereof, it is connected to a fuel supply line 8 which opens laterally on the pump piston 3 into the pump cylinder 4. This branches off from a suction chamber 9 which is filled with fuel-controlled pressure levels by means not shown.
  • a relief channel 10 runs axially in the pump piston 3, from which a radial bore 11 leads and opens into a distributor groove 12. This is connected in the course of the pump piston working movement during each pressure stroke of the pump piston 3 to one of a plurality of fuel delivery lines 14 which, in an axial plane corresponding to the number and distribution of the cylinders of the associated internal combustion engine to be supplied by the fuel injection pump, around the pump piston 3 from the pump cylinder 4 branch.
  • Each of the fuel delivery lines 14 leads to a pressure-actuated injection nozzle known per se.
  • the relief channel 10 merges in a part of the pump piston 3 projecting into the suction chamber 9 into a transverse bore 15, the mouth of which is controlled on the outer surface of the pump piston 3 by a ring slide 16 which can be moved tightly on the pump piston 3.
  • a controller of which only one eccentric 18 is shown in the drawing, the ring slide 16 is adjusted in a known manner in its axial position in order to change that lifting point of the pump piston 3 at which the delivery of fuel to the injection nozzles by opening the Relief channel 10 is ended.
  • a mechanical or hydraulic as well as an electrical signal box can be used to adjust the ring slide 16.
  • a removal duct 20 branches off from the pump work chamber 5, which is followed by a constriction designed as a throttle 22.
  • the extraction channel 20 merges into a valve seat 23, which cooperates with an axially movable valve closing member 25 of an electrically controllable valve 26, so that when the valve closing member 25 rests on the valve seat 23, the removal channel 20 is blocked off.
  • the valve closing member 25 is lifted from the valve seat 23, part of the pressurized fuel passes from the pump working chamber 5 via the extraction channel 20 into a collecting chamber 27 partially surrounding the valve closing member 25, which is connected via a relief channel 29 either to the suction chamber 9 or to a fuel storage container .
  • the valve 26 thus controls a bypass for the fuel.
  • the valve closing member 25 is guided axially by a soft magnetic core 31 arranged inside a valve housing 30.
  • the core 31 forms the inner part of a soft magnetic pole housing 35 which almost completely surrounds a magnetic coil 34 and which is embedded in the valve housing 30.
  • the valve closing member 25 is fixedly connected to an armature 37 at its end facing away from the valve seat 23, with a first magnetic gap between the armature 37 and an end face of the core 31 and a second magnetic gap between the armature 37 and an outer end face of the pole housing 35.
  • a spring 38 acts on pressure, which on the other hand is supported on the bottom of a pot-shaped adjusting sleeve 40.
  • the adjusting sleeve 40 can slide axially in a shoulder 41 of reduced diameter of the valve housing 30.
  • the adjusting sleeve 40 is supported on an adjusting screw 43, which means its thread within the valve housing 30 is axially adjustable.
  • the sensors can be designed, for example, as position, speed or acceleration sensors or as switches 50a and arranged in the valve 26 in such a way that the latter generates a signal at the same time that the valve closing member 25 lifts off the valve seat 23.
  • This signal is assigned to an electronic control unit 52.
  • An indirectly working method for generating an opening signal to be assigned to the electronic control unit 52 consists in attaching a pressure sensor 50b, which detects the pressure in the pump workspace 5 and which generates a measurement signal as soon as the pressure in the pump workspace 5 at which the valve 26 opens is reached.
  • Another method for generating an opening signal consists in detecting the axial movement of the pump piston 3 by means of a displacement sensor 50c. This is also an indirect method for detecting the opening time of the valve 26.
  • the electronic control unit 52 is also assigned further electrical signals which, above all, describe the position of an accelerator pedal 58, determined, for example, via a further travel sensor 59 and the speed 62 of the internal combustion engine.
  • the pump piston 3 is moved axially in the direction of the pump working chamber 5 by the cam drive, as is described in FIG. 2.
  • the element pressure p EL in the pump work chamber 5 increases, as shown in FIG. 4.
  • the element pressure p EL in the pump work chamber 5 is equal to the pressure in the extraction channel 20 immediately before the valve seat 23. If this element pressure increases with increasing compression, the counter pressure of the spring 38 rises, the valve closing member 25 lifts off the valve seat 23, fuel can thus be throttled by the Throttle 22 via the collecting space 27 in the relief channel 29 and flow from there into the suction space 9 or in the fuel tank.
  • the valve 26 After opening the valve 26, only part of the fuel delivered by the pump piston 3 reaches the injection valves, while the other part can flow out at least temporarily via the opened valve 26.
  • the reference time at which the valve closing member is detected by one of the transmitters 50a, b, c and assigned to the electronic control unit 52 is 25 lifts off the valve seat 23, designated t0.
  • the valve 26, which is still completely currentless, opens like a check valve only due to the force of the element pressure p EL .
  • the valve 26 At the time t 1, the valve 26 is fully open, fuel can reach the respective injection valve via the relief duct 10 and the fuel delivery line 14 as well as flow out via the throttle 22 and the relief duct 29.
  • a time difference .DELTA.t (see FIG. 4) is determined within the electronic control unit 52, after the end of which the magnetic coil 34 is acted upon by the electronic control unit 52 with electrical current.
  • the element pressure in the pump work space is only subject to the back pressure of the injection nozzles, a pressure reduction via the extraction channel 20, the throttle 22 and the relief channel 29 is no longer possible, as a result of which the element pressure p EL and thus the fuel injection rate suddenly increases. This increase after the time t s is shown in FIG. 4 by the dash-dotted line. If the axial movement of the pump piston 3 leads into the area of the opening de: transverse bore 15 through the ring slide 16, the element pressure p EL drops sharply, the fuel delivery to the injection valves has ended.
  • the opening time of the valve 26 is designated, that is the time difference t1 - t0, which the valve closing member 25 needs to open completely due to the element pressure.
  • ⁇ t s is the pull-in delay time of the armature 37 and thus denotes the closing time of the valve 26, that is to say that period of time between the electrical closing signal of the electronic control unit 52 and the actual contact of the valve closing member 25 on the valve seat 23.
  • the simply dashed line in FIGS. 3 and 4 represents the axial movement of the valve closing member 25 (h V ) or the element pressure (p EL ) for a higher load state of the internal combustion engine.
  • the time difference .DELTA.t 'when it expires electronic control unit 52 causes valve 26 to close. Due to the early closing of the bypass, a higher element pressure is built up earlier in the pump work chamber 5 than in the previous example, as a result of which the fuel quantity emitted by the injection valve increases.
  • the smaller the time difference formed within the electronic control unit 52 ⁇ t t s - t0 is, the smaller the amount of fuel flowing out through the throttle 22 and the greater the amount of fuel sprayed off by the injection valves.
  • the other limit case is formed by the lowest idling mode of the internal combustion engine. In Figures 3 and 4, this load case is shown with a solid line. If the internal combustion engine is idling, which is transmitted to the electronic control unit 52 via the speed sensor 62 and the further travel sensor 59, the energization of the solenoid 34 can be completely omitted.
  • the valve 26 therefore opens due to the increasing element pressure p EL at the start of delivery of the pump piston 3, remains in this open position and closes due to pressure when the pump working chamber 5 is relieved by opening the relief channel 10 by means of the ring slide 16. In certain cases, For example, when the engine is cold, in order to achieve a larger injection quantity, it may also be necessary to prematurely close the valve 26 by energizing the solenoid 34 even when idling.
  • the necessary extension of the delivery duration and injection duration due to the temporary opening of the bypass results in a particularly soft combustion.
  • the combustion noise of a diesel engine operated with the aid of this method is less than would be the case with only a short injection duration. This advantage is particularly noticeable in idle operation, but the combustion noise can also be reduced in partial load operation by controlled gradation of the injection rate combined with a lengthening of delivery and injection duration. It is particularly advantageous in the method described that the greatest fuel delivery rate is only reached after the time interval ⁇ t has elapsed and thus towards the end of the injection. This is beneficial for a quiet engine.
  • the relief duct 10 is located in the housing 1. It opens into the pump working chamber 5 on the one hand, and into the suction chamber 9 on the other hand and can be closed by means of a further solenoid valve 72.
  • the solenoid valve 72 which, in contrast to the valve 26, has no upstream throttle, replaces the ring slide 16 of the first exemplary embodiment and, like this, determines the start and end of delivery. The start of delivery is determined by the closing and the end of delivery by opening the solenoid valve 72. After opening the solenoid valve 72, the fuel delivered by the pump piston 3 no longer reaches the injection valves, but flows out via the relief channel 10 into the suction chamber 9 or into the fuel storage container.
  • the solenoid valve 72 can also be used instead of the transmitters 50a, b, c to determine the reference point in time, in that the point in time at which the solenoid valve 72 closes (for example by electromagnetic actuation) and thus the fuel delivery to the injection valves begins in the electronic control unit 52 is stored as the initial time t0, from which the time difference ⁇ t for closing the valve 26 is then calculated.
  • Valve 26 and solenoid valve 72 are therefore components of a common control concept, which is defined within the electronic control unit 52. The start and end of delivery is determined by solenoid valve 72, and the delivery rate by valve 26.

Description

  • Die Erfindung geht von einer Kraftstoffeinspritzpumpe nach der Gattung des Patentanspruchs 1 aus. Durch die FR-A-2 299 523 ist eine Kraftstoffeinspritzpumpe in dieser Art bekannt. Dort führt der Entlastungskanal vom Pumpenzylinder im Wirkbereich des Pumpenkolbens ab und wird durch eine von mehreren Füllnuten, die am Umfang des Pumpenkolbens, der hin- und hergehend und zugleich rotierend angetrieben wird, verteilt angeordnet sind und im übrigen zur Versorgung des Pumpenarbeitsraums mit Kraftstoff dienen, aufgesteuert. Die Aufsteuerung erfolgt bei der bekannten Kraftstoffeinspritzpumpe kurz, nachdem der Druckhub bzw. Förderhub des Pumpenkolbens begonnen hat. Das Magnetventil, das den Entlastungskanal steuert, wird bei der bekannten Kraftstoffeinspritzpumpe beim Leerlauf und im niedrigen Drehzahlbereich aufgesteuert, und zwar jeweils über den gesamten Pumpenkolbenförderhub. Diese Kraftstoffeinspritzpumpe hat den Nachteil, daß zur Reduzierung der Kraftstoffeinspritzförderrate eine feste Drossel vorgesehen ist, die je nach Betriebsbereich der Brennkraftmaschine entweder immer offen oder immer geschlossen ist. In Übergängen kommt es somit zu einer schlagartigen Änderung der Kraftstoffeinspritzrate bzw. der Kraftstoffeinspritzdauer, die durch die Abströmung über die Drossel im Leerlaufbetrieb und im Teillastbetrieb verlängert werden soll. Die in diesem Bereich vorteilhafte Wirkung besteht in einem geringeren Verbrennungsgeräusch der Brennkraftmaschine, wobei die Wirkung jedoch nicht optimal den verschiedenen Lastbedingungen der Brennkraftmaschine angepaßt werden kann.
  • Bei einer aus der DE-OS 35 07 853 bekannten Kraftstoffeinspritzpumpe dieser Art wird ein elektrisches Ventil verwendet, welches in stromlosem Zustand den Bypass vollständig geöffnet hält und welches mit zunehmender elektrischer Erregung den Bypass schließt. Bei einem ersten Betriebszustand ist das Ventil zur Festlegung der Einspritzphase ganz geschlossen und in einem zweiten Betriebzustand, bei Leerlaufbetrieb, über die gesamte Dauer der Einspritzung nur zum Teil geschlossen mit dem Erfolg, daß die Kraftstoffeinspritzrate vermindert wird. Als Ausgleich muß in diesem Betriebsbereich die Dauer des zum Teil geschlossenen Zustands gegenüber einer Einspritzung mit hoher Einspritzrate entsprechend verlängert werden, um dieselbe Kraftstoffmenge zur Einspritzung zu bringen. Der Förderbeginn und das Förderende werden bei dieser Kraftstoffeinspritzpumpe alleine durch die Schließ- bzw. die Öffnungsbewegung des Ventils festgelegt, was eine genaue Koordination zwischen der Förderbewegung des Pumpenkolbens und der elektrischen Ansteuerung des Ventils erfordert. Schon bei geringfügigen Unregelmäßigkeiten in der gegenseitigen Abstimmung dieser Bewegungen kann es zu starken Veränderungen der zu den Einspritzventilen gelangenden Kraftstoffmengen und damit zu Unregelmäßigkeiten in der Kraftstoffzumessung der Brennkraftmaschine kommen.
    • Vorteile der Erfindung
  • Die erfindungsgemäße Vorrichtung mit den kennzeichnenden Merkmalen des unabhängigen Anspruches weist demgegenüber den Vorteil auf, daß eine genaue Koordination zwischen der Förderbewegung des Pumpenkolbens und der elektrischen Ansteuerung des Ventils zur Festlegung des Förderbeginns fortfallen kann und somit eine mögliche Fehlerquelle beseitigt werden kann. Mit der druckbetätigten Öffnung des Ventils wird jeweils ein Anfangssignal erzeugt, das die Basis für die weitere Steuerung des elektrischen Ventils bildet.
  • Vorteilhaft ist es insbesondere, daß der Einspritzverlauf derart gestaltet werden kann, daß die zu den Einspritzventilen gelangende Kraftstoffmenge zum Förderende hin mit hoher Einspritzrate, am Einspritzbeginn jedoch mit verminderter, der dann noch kleinen Verbrennungsgeschwindigkeit Rechnung tragenden Einspritzrate eingespritzt wird. Dies erhöht den Verbrennungswirkungsgrad und vermindert das Verbrennungsgeräusch, wobei diese Vorteile auch oberhalb der Leerlaufdrehzahl und Leerlaufmenge erreicht werden.
    • Zeichnung
  • Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der Zeichnung vereinfacht dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen Figur 1 eine Kraftstoffeinspritzpumpe in vereinfachter Darstellung mit einem Ringschieber zur Steuerung der Kraftstoffmenge, Figur 2 ein Diagramm, das den Verlauf des Pumpenkolbenhubes über der Zeit zeigt, Figur 3 ein Diagramm, welches den Verlauf des Hubes des Ventilschließgliedes über der Zeit zeigt, Figur 4 ein weiteres Diagramm, welches den Verlauf des Elementdruckes in der Pumpenarbeitskammer über der Zeit zeigt. Figur 5 zeigt eine Kraftstoffeinspritzpumpe mit einem zusätzlichen Magnetventil anstelle des Ringschiebers zur Steuerung der Gesamtdauer der Einspritzung pro Pumpenkolbenhub.
    • Beschreibung der Ausführungsbeispiele
  • Bei der in Figur 1 beispielsweise dargestellten Kraftstoffeinspritzpumpe ist in einem Gehäuse 1 eine Buchse 2 angeordnet, in der ein Pumpenkolben 3 eine hin- und hergehende und gleichzeitig rotierende Bewegung ausführt. Der Pumpenkolben 3 ist in an sich bekannter Weise durch einen Nockentrieb über eine Welle angetrieben, welche synchron zu der Drehzahl der von der Einspritzpumpe mit Kraftstoff versorgten Brennkraftmaschine rotiert. Innerhalb der Buchse 2 ist der Pumpenkolben 3 in einem Pumpenzylinder 4 gelagert. Der Pumpenkolben 3 schließt dem Pumpenzylinder 4 einen Pumpenarbeitsraum 5 ein, der über eine Füllnut 6 in der Mantelfläche des Pumpenkolbens 3 während des Saughubes desselben mit einer seitlich am Pumpenkolben 3 in den Pumpenzylinder 4 einmündenden Kraftstoffversorgungsleitung 8 verbunden ist. Diese zweigt von einem Saugraum 9 ab, der durch nicht weiter dargestellte Mittel mit Kraftstoff gesteuerten Druckniveaus gefüllt ist.
  • Im Pumpenkolben 3 verläuft axial ein Entlastungskanal 10, von dem eine Radialbohrung 11 abführt und in eine Verteilernut 12 mündet. Diese wird im Laufe der Pumpenkolbenarbeitsbewegung während eines jeden Druckhubes des Pumpenkolbens 3 mit einer von mehreren Kraftstofförderleitungen 14 in Verbindung gebracht, die in einer axialen Ebene entsprechend Zahl und Verteilung der von der Kraftstoffeinspritzpumpe zu versorgenden Zylinder der zugehörigen Brennkraftmaschine um den Pumpenkolben 3 herum von dem Pumpenzylinder 4 abzweigen. Jede der Kraftstofförderleitungen 14 führt zu einer an sich bekannten, druckbetätigten Einspritzdüse.
  • Der Entlastungskanal 10 geht in einem in den Saugraum 9 ragenden Teil des Pumpenkolbens 3 in eine Querbohrung 15 über, deren Mündung an der Mantelfläche des Pumpenkolbens 3 durch einen dicht auf dem Pumpenkolben 3 verschiebbaren Ringschieber 16 gesteuert wird. Durch einen Regler, von dem in der Zeichnung nur ein Exzenter 18 gezeigt ist, wird der Ringschieber 16 in bekannter Weise in seiner axialen Stellung verstellt, um jenen Hubpunkt des Pumpenkolbens 3 zu verändern, bei dem die Förderung von Kraftstoff zu den Einspritzdüsen durch Aufsteuern des Entlastungskanals 10 beendet wird. Zur Verstellung des Ringschiebers 16 kann sowohl ein mechanisches oder hydraulisches als auch ein elektrisches Stellwerk verwendet werden.
  • Vom Pumpenarbeitsraum 5 zweigt ein Entnahmekanal 20 ab, an den sich eine als Drossel 22 ausgebildete Verengung anschließt. Hinter der Drossel 22 geht der Entnahmekanal 20 in einen Ventilsitz 23 über, welcher mit einem axial beweglichen Ventilschließglied 25 eines elektrisch steuerbaren Ventils 26 zusammenwirkt, so daß bei Anlage des Ventilschließglieds 25 am Ventilsitz 23 der Entnahmekanal 20 abgesperrt ist. Bei vom Ventilsitz 23 abgehobenem Ventilschließglied 25 gelangt ein Teil des unter Druck stehenden Kraftstoffes aus dem Pumpenarbeitsraum 5 über den Entnahmekanal 20 in einen das Ventilschließglied 25 teilweise umgebenden Sammelraum 27, welcher über einen Entlastungskanal 29 entweder mit dem Saugraum 9 oder mit einem Kraftstoffvorratsbehälter in Verbindung steht. Das Ventil 26 steuert also einen Bypass für den Kraftstoff.
  • Das Ventilschließglied 25 wird durch einen innerhalb eines Ventilgehäuses 30 angeordneten weichmagnetischen Kern 31 axial geführt. Der Kern 31 bildet den inneren Teil eines eine Magnetspule 34 fast vollständig umschließenden weichmagnetischen Polgehäuses 35, welches im Ventilgehäuse 30 eingelassen ist. Das Ventilschließglied 25 ist an seinem dem Ventilsitz 23 abgewandten Ende fest mit einem Anker 37 verbunden, wobei sich ein erster Magnetspalt zwischen dem Anker 37 und einer Stirnfläche des Kerns 31 und ein zweiter Magnetspalt zwischen dem Anker 37 und einer äußeren Stirnfläche des Polgehäuses 35 befindet. Wird bei vom Ventilsitz 23 abgehobenem Ventilschließglied 25 die Magnetspule 34 mit elektrischem Strom beaufschlagt, so wird der Anker 37 unter gleichzeitiger Verringerung der Dicke der Magnetspalte in Richtung auf das Polgehäuse 35 gezogen, wodurch sich das Ventilschließglied 25 in Richtung auf den Ventilsitz 23 hin bewegt; das Ventil 26 schließt.
  • An der dem Ventilschließglied 25 abgewandten Flachseite des Ankers 37 greift eine auf Druck arbeitende Feder 38 an, welche sich andererseits am Boden einer topfförmigen Einstellhülse 40 abstützt. Die Einstellhülse 40 kann in einem Absatz 41 verminderten Durchmessers des Ventilgehäuses 30 axial gleiten. Der Feder 38 abgewandt stützt sich die Einstellhülse 40 an einer Einstellschraube 43 ab, die mittels ihres Gewindes innerhalb des Ventilgehäuses 30 axial verstellbar ist. Durch Verdrehen der Einstellschraube 43 läßt sich die axiale Position der Einstellhülse 40 verändern, was unmittelbar die Vorspannung der auf den Anker 37 einwirkenden Feder 38 verändert. Die Einstellschraube 43 dient damit der Einstellung jenes Öffnungsdrucks im Pumpenarbeitsraum 5, bei dem das Ventilschließglied 25 vom Ventilsitz 23 abhebt, das Ventil 26 also öffnet.
  • Für die Erfindung ist es wesentlich, daß jener Zeitpunkt erfaßt wird, an dem bei zunehmendem Druck im Pumpenarbeitsraum 5 das Ventilschließglied 25 vom Ventilsitz 23 abhebt. Hierzu dienen Geber, von denen drei verschiedene in der Zeichnung eingetragen sind und im folgenden kurz erläutert werden:
    Die Geber können beispielsweise als Weg-, Geschwindigkeits- oder Beschleunigungsaufnehmer oder als Schalter 50a ausgebildet und in der Weise im Ventil 26 angeordnet werden, daß dieser ein Signal im gleichen Augenblick erzeugt, in dem das Ventilschließglied 25 vom Ventilsitz 23 abhebt. Dieses Signal wird einer elektronischen Steuereinheit 52 zugewiesen.
  • Eine indirekt arbeitende Methode zur Erzeugung eines der elektronischen Steuereinheit 52 zuzuweisenden Öffnungssignals besteht in der Anbringung eines Druckaufnehmers 50b, welcher den Druck im Pumpenarbeitsraum 5 erfaßt und welcher ein Meßsignal erzeugt, sobald jener Druck im Pumpenarbeitsraum 5 erreicht ist, bei dem das Ventil 26 öffnet.
  • Eine weitere Methode zur Erzeugung eines Öffnungssignals besteht darin, die axiale Bewegung des Pumpenkolbens 3 mittels eines Weggebers 50c zu erfassen. Hierbei handelt es sich ebenfalls um eine indirekte Methode, um den Öffnungszeitpunkt des Ventils 26 zu erfassen.
  • Dies soll nur eine Auswahl von Methoden wiedergeben, den Öffnungsbeginn des Ventils 26 festzustellen und auf diese Weise einen Anfangs- und Bezugszeitpunkt festzulegen. Entscheidend ist letztendlich, ein elektrisches Signal zu erhalten, welches der elektronischen Steuereinheit 52 jenen Zeitpunkt meldet, an dem das Ventilschließglied 25 vom Ventilsitz 23 abhebt, mithin ein Teil des Kraftstoffes über den Entnahmekanal 20, die Drossel 22 und den Entlastungskanal 29 aus dem Pumpenarbeitsraum 5 abströmen kann.
  • Der elektronischen Steuereinheit 52 werden außerdem noch weitere elektrische Signale zugewiesen welche vor allem die Stellung eines Fahrpedals 58, ermittelt beispielsweise über einen weiteren Weggeber 59 sowie die Drehzahl 62 der Brennkraftmaschine beschreiben.
  • Durch den Nockenantrieb wird der Pumpenkolben 3 axial in Richtung auf den Pumpenarbeitsraum 5 bewegt, wie dies in Figur 2 beschrieben ist. Durch die Verringerung des Volumens des Pumpenarbeitsraumes 5 bei gleichzeitigem Gegendruck der an die Kraftstofförderleitung 14 angeschlossenen, druckbetätigten Einspritzventile erhöht sich der Elementdruck pEL im Pumpenarbeitsraum 5, wie in Figur 4 dargestellt. Der Elementdruck pEL im Pumpenarbeitsraum 5 ist dabei gleich dem unmittelbar vor dem Ventilsitz 23 bestehenden Druck im Entnahmekanal 20. Übersteigt bei zunehmender Kompression dieser Elementdruck den Gegendruck der Feder 38, so hebt das Ventilschließglied 25 vom Ventilsitz 23 ab, Kraftstoff kann damit gedrosselt durch die Drossel 22 über den Sammelraum 27 in den Entlastungskanal 29 und von dort in den Saugraum 9 oder in den Kraftstoffvorratsbehälter abströmen. Nach Öffnen des Ventils 26 gelangt also nur noch ein Teil des vom Pumpenkolben 3 geförderten Kraftstoffes zu den Einspritzventilen, während der andere Teil über das geöffnete Ventil 26 zumindest zeitweise abströmen kann. In den Figuren 3 und 4 ist der durch einen der Geber 50a, b, c erfaßte und der elektronischen Steuereinheit 52 zugewiesene Bezugszeitpunkt, zu dem das Ventilschließglied 25 vom Ventilsitz 23 abhebt, mit t₀ bezeichnet. Das bis zu diesem Zeitpunkt noch vollkommen stromlose Ventil 26 öffnet also ähnlich einem Rückschlagventil nur aufgrund der Kraft des Elementdrucks pEL. Zum Zeitpunkt t₁ ist das Ventil 26 voll geöffnet, Kraftstoff kann sowohl über den Entlastungskanal 10 und die Kraftstofförderleitung 14 zum jeweiligen Einspritzventil gelangen als auch über die Drossel 22 und den Entlastungskanal 29 abströmen.
  • Abhängig von der durch den weiteren Weggeber 59 ermittelten Fahrpedalstellung und der Drehzahl 62 der Brennkraftmaschine wird innerhalb der elektronischen Steuereinheit 52 eine Zeitdifferenz Δ t (siehe Figur 4) ermittelt, nach deren Ende die Magnetspule 34 durch die elektronische Steuereinheit 52 mit elektrischem Strom beaufschlagt wird. Dadurch wird der Anker 37 in Richtung auf das Polgehäuse 35 gezogen, das Ventilschließglied 25 schließt den Ventilsitz 23. Ab dem Zeitpunkt t s = t₀ + Δ t
    Figure imgb0001
    Figure imgb0002
     kann also kein Kraftstoff mehr über den Entlastungskanal 29 entweichen, sämtlicher fortan geförderter Kraftstoff gelangt zum Einspritzventil. Der Elementdruck im Pumpenarbeitsraum unterliegt nur noch dem Gegendruck der Einspritzdüsen, ein Druckabbau über den Entnahmekanal 20, die Drossel 22 und den Entlastungskanal 29 ist nicht mehr möglich, wodurch sich der Elementdruck pEL und damit die Kraftstoffeinspritzrate schlagartig erhöht. Diese Erhöhung nach dem Zeitpunkt ts ist in Figur 4 durch die strichpunktierte Linie dargestellt. Führt die axiale Bewegung des Pumpenkolbens 3 in den Bereich der Aufsteuerung de: Querbohrung 15 durch den Ringschieber 16, so fällt der Elementdruck pEL stark ab, die Kraftstofförderung zu den Einspritzventilen ist beendet.
  • Mit Δ tö ist in Figur 3 die Öffnungszeit des Ventils 26 bezeichnet, d.h. jene Zeitdifferenz t₁ - t₀, welche das Ventilschließglied 25 benötigt, um aufgrund des Elementdruckes vollständig zu öffnen. Mit Δ ts ist die Anzugsverzugszeit des Ankers 37 und damit die Schließzeit des Ventils 26 bezeichnet, d.h. jene Zeitspanne zwischen dem elektrischen Schließsignal der elektronischen Steuereinheit 52 und dem tatsächlichen Anliegen des Ventilschließglieds 25 am Ventilsitz 23.
  • Die einfach gestrichelte Linie in den Figuren 3 und 4 stellt die axiale Bewegung des Ventilschließglieds 25 (hV) bzw. den Elementdruck (pEL) für einen höheren Lastzustand der Brennkraftmaschine dar. In diesem Fall wird die Zeitdifferenz Δ t', bei deren Ablauf die elektronische Steuereinheit 52 das Schließen des Ventils 26 veranlaßt, verringert. Durch das frühe Schließen des Bypasses wird im Pumpenarbeitsraum 5 früher ein höherer Elementdruck aufgebaut als im vorhergehenden Beispiel, wodurch sich die vom Einspritzventil abgegebene Kraftstoffmenge vergrößert. Je geringer die innerhalb der elektronischen Steuereinheit 52 gebildete Zeitdifferenz Δ t = t s - t₀
    Figure imgb0003
     ist, desto geringer ist die über die Drossel 22 abströmende Kraftstoffmenge und desto größer ist die von den Einspritzventilen abgespritzte Menge Brennstoffs.
  • Bei Vollastbetrieb der Brennkraftmaschine wird die Magnetspule 34 dauernd bestromt, das Ventil 26 bleibt geschlossen.
  • Der andere Grenzfall wird durch den untersten Leerlaufbetrieb der Brennkraftmaschine gebildet. In den Figuren 3 und 4 ist dieser Lastfall mit durchgezogener Linie dargestellt. Befindet sich die Brennkraftmaschine im Leerlaufbetrieb, was der elektronischen Steuereinheit 52 über den Drehzahlgeber 62 und den weiteren Weggeber 59 übermittelt wird, so kann die Bestromung der Magnetspule 34 völlig unterbleiben. Das Ventil 26 öffnet sich also aufgrund des bei Förderbeginns des Pumpenkolbens 3 zunehmenden Elementdruckes pEL, verharrt in dieser geöffneten Stellung und schließt sich druckbedingt, wenn der Pumpenarbeitsraum 5 durch Öffnen des Entlastungskanals 10 mittels des Ringschiebers 16 entlastet wird. In bestimmten Fällen, z.B. bei kaltem Motor, kann zum Erreichen einer größeren Einspritzmenge jedoch auch im Leerlaufbetrieb ein vorzeitiges Schließen des Ventils 26 durch Bestromen der Magnetspule 34 erforderlich sein.
  • Da während der Förderbewegung des Pumpenkolbens 3 ein Teil des Kraftstoffes über die Drossel 22 abströmt, gelangt nur eine geringe Kraftstoffmenge, und zwar genau jene Kraftstoffmenge, welche für den Leerlaufbetrieb der Brennkraftmaschine ausreicht, zu den Einspritzventilen. Durch die Öffnung des Bypasses ist die pro Zeiteinheit zu den Einspritzventilen gelangende Kraftstoffmenge geringer, als sie dies bei geschlossenem Bypass wäre. Zum Ausgleich muß die Förderdauer verlängert werden. Dies wird erreicht, indem der Ringschieber 16 die Querbohrungen 15 erst sehr spät oder gar nicht absteuert. Der Ringschieber 16 befindet sich also auch bei Leerlaufbetrieb in Nähe der Vollaststellung. Bei Lastaufnahme aus obigem Betriebszustand wird das Ventil 26 zunehmend früher vor Förderende geschlossen, das Zeitintervall Δ t also verringert.
  • Die aufgrund der zeitweiligen Öffnung des Bypasses notwendige Verlängerung von Förderdauer und Einspritzdauer bewirkt eine besonders weiche Verbrennung das Verbrennungsgeräusch eines mit Hilfe dieses Verfahrens betriebenen Dieselmotors ist geringer als dies bei nur kurzer Einspritzdauer der Fall wäre. Dieser Vorteil macht sich insbesondere im Leerlaufbetrieb bemerkbar, aber es läßt sich auch im Teillastbetrieb durch gesteuerte Abstufung der Einspritzrate verbunden mit einem Strecken von Förder- und Einspritzdauer das Verbrennungsgeräusch vermindern. Besonders vorteilhaft am beschriebenen Verfahren ist es, daß die größte Kraftstofförderrate erst nach Ablauf des Zeitintervalls Δ t und damit gegen Ende der Einspritzung erreicht wird. Dies ist günstig für einen leisen Motorgang.
  • Bei dem in Figur 5 dargestellten zweiten Ausführungsbeispiel einer Kraftstoffeinspritzpumpe sind gleichwirkende Teile mit den gleichen Bezugszeichen versehen. Im Gegensatz zum ersten Ausführungsbeispiel befindet sich der Entlastungskanal 10 im Gehäuse 1. Er mündet einerseits in den Pumpenarbeitsraum 5, andererseits in den Saugraum 9 und ist mittels eines weiteren Magnetventils 72 verschließbar. Das Magnetventil 72, welches im Gegensatz zum Ventil 26 über keine vorgeschaltete Drossel verfügt, ersetzt den Ringschieber 16 des ersten Ausführungsbeispieles und bestimmt ebenso wie dieser den Förderbeginn und das Förderende. Der Förderbeginn ist durch das Schließen und das Förderende durch das Öffnen des Magnetventils 72 festgelegt. Nach Öffnen des Magnetventils 72 durch den Pumpenkolben 3 geförderter Kraftstoff gelangt also nicht mehr zu den Einspritzventilen, sondern strömt über den Entlastungskanal 10 in den Saugraum 9 bzw. in den Kraftstoffvorratsbehälter ab.
  • Das Magnetventil 72 kann auch anstelle der Geber 50a, b, c zur Bestimmung des Bezugszeitpunktes herangezogen werden, indem jener Zeitpunkt, zu dem das Magnetventil 72 schließt (beispielsweise durch elektromagnetische Betätigung) und damit die Kraftstofförderung zu den Einspritzventilen beginnt, in der elektronischen Steuereinheit 52 als Anfangszeit t₀ abgespeichert wird, von der ab dann die Zeitdifferenz Δ t zum Schließen des Ventils 26 berechnet wird. Ventil 26 und Magnetventil 72 sind also Bestandteile eines gemeinsamen Steuerkonzeptes, welches innerhalb der elektronischen Steuereinheit 52 festgelegt ist. Der Förderbeginn und das Förderende wird durch das Magnetventil 72 bestimmt, die Förderrate durch das Ventil 26.

Claims (6)

  1. Kraftstoffeinspritzpumpe für Brennkraftmaschinen mit einem in einem Pumpenzylinder (4) hin- und hergehend zu einem Saug- und Förderhub angetriebenen Pumpenkolben (3), der im Pumpenzylinder (4) einen Pumpenarbeitsraum (5) einschließt, welcher beim Saughub des Pumpenkolbens über eine vom Pumpenkolben gesteuerte Kraftstoffversorgungsleitung (8) mit einem Kraftstoffvorratsraum (9) verbunden ist, beim Förderhub über eine Kraftstofförderleitung (10, 14) mit einem Kraftstoffeinspritzventil und zugleich über einen Entlastungskanal (29), der ein elektrisches, lastabhängig gesteuertes Ventil (26) und eine Abströmdrossel (22) enthält, mit einem Entlastungsraum (9) verbindbar ist und zur Beendigung des einspritzwirksamen Förderhubes über ein lastabhängig gesteuertes Ventil (15, 16; 72) entlastbar ist, wobei das elektrisch gesteuerte Ventil ein durch eine Feder (38) in Schließrichtung betätigtes Ventilschließglied (25) aufweist, das durch einen Elektromagneten (31, 34, 35, 37) betätigbar ist und von dem Druck im Pumpenarbeitsraum in Öffnungsrichtung gegen die Kraft der Feder (38) beaufschlagt wird, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventilschließglied (25) durch den Elektromagneten in Schließstellung bringbar ist und der Entlastungskanal (29) in ständiger Verbindung mit dem Pumpenarbeitsraum (5) ist und das elektrisch gesteuerte Ventil durch eine Steuereinrichtung (52) gesteuert im Leerlauf und Teillastgebiet der Brennkraftmaschine bei jedem Förderhub des Pumpenkolbens durch den Druck im Pumpenarbeitsraum bei nicht erregtem Elektromagneten (31, 34, 35, 37) geöffnet und durch die gesteuerte Erregung des Elektromagneten mit zunehmender Last im Laufe des Förderhubes des Pumpenkolbens früher geschlossen wird, wobei die Öffnungszeit (t₀) des elektrisch gesteuerten Ventils (26) durch eine die Bewegung des Ventilschließgliedes (25) erfassende Einrichtung (50a, 50b, 50c) als Steuersignal erfaßt wird, das der Steuereinrichtung (52) zur Steuerung des lastabhängig änderbaren Schließzeitpunktes des elektrisch gesteuerten Ventils (26) zugeleitet wird.
  2. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das elektrisch gesteuerte Ventil bei Vollastbetrieb der Brennkraftmaschine durch den Elektromagneten (31, 34, 35, 37) ständig geschlossen ist.
  3. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das den Zeitpunkt (t₀) der Öffnung des Ventils (26) darstellende Anfangssignal durch einen die Lage oder die Bewegung des Ventilschließglieds (25) erfassenden Weg-, Geschwindigkeits- oder Beschleunigungsaufnehmer oder Schalter (50a) erzeugt wird.
  4. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das den Zeitpunkt (t₀) der Öffnung des Ventils (26) darstellende Anfangssignal durch einen den Elementdruck im Pumpenarbeitsraum (5) erfassenden Druckaufnehmer (50b) erzeugt wird.
  5. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das den Zeitpunkt (t₀) der Öffnung des Ventils (26) darstellende Anfangssignal durch einen die Lage des Pumpenkolbens (3) erfassenden Weggeber (50c) erzeugt wird.
  6. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorspannung der Feder (38) mittels einer Einstellvorrichtung (40, 43) veränderbar ist.
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