EP0432402A1 - Einspritzvorrichtung für selbstzündende Brennkraftmaschinen - Google Patents

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EP0432402A1
EP0432402A1 EP90119503A EP90119503A EP0432402A1 EP 0432402 A1 EP0432402 A1 EP 0432402A1 EP 90119503 A EP90119503 A EP 90119503A EP 90119503 A EP90119503 A EP 90119503A EP 0432402 A1 EP0432402 A1 EP 0432402A1
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EP
European Patent Office
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injection
pressure
nozzle
line
fuel
Prior art date
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EP90119503A
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English (en)
French (fr)
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Dietmar Ing. Henkel (Grad.)
Max Garbisch
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MAN Truck and Bus SE
Original Assignee
MAN Nutzfahrzeuge AG
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Publication date
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Publication of EP0432402B1 publication Critical patent/EP0432402B1/de
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    • F02M61/20—Closing valves mechanically, e.g. arrangements of springs or weights or permanent magnets; Damping of valve lift
    • F02M61/205—Means specially adapted for varying the spring tension or assisting the spring force to close the injection-valve, e.g. with damping of valve lift
    • 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 relates to an injection device according to the preamble of claim 1.
  • a first injection line leads directly to a metering valve unit with cylinder and piston, while a second injection line branches off directly in front of the metering valve unit and opens via a check valve into a line coming from the metering valve unit and leading to the injection valve. Due to the longer first injection line, the piston of the metering valve unit is displaced at the start of delivery and a metered amount of fuel is pre-injected in accordance with the cylinder volume. Due to the extension of the first injection line by the second injection line, the main injection is delayed by the running time.
  • a check valve is installed in the second injection line.
  • a disadvantage of such a device is the lack of a flexible, external controllability of the quantity and timing of the pre-injection and main injection and the volume storage capacity of the injection lines, since the fuel can no longer be treated as incompressible at the high pressures.
  • the pressure build-up process begins in the injection line.
  • the resulting pressure wave leads, according to its running time determined by the speed of sound and the length of the injection line to the nozzle holder, to a lifting of the nozzle needle and thus to the injection process.
  • the latter also means the removal of fuel volume from the end of the injection line on the nozzle holder side, which, particularly at low engine speeds in the affected line section, leads to a collapse in pressure up to orders of magnitude which result in the nozzle needle being closed in the meantime.
  • buffer volume of fuel, which is available in the vicinity of the nozzle holder, during every operating state of the engine.
  • Said buffer volume is to be dimensioned at least as large as the fuel quantity resulting from the sum of the pre-injection volume and bypass volume (occurring between the end of the pre-injection and the start of the main injection).
  • Planning a certain fuel oversupply for the pre-injection (by means of a suitable choice of the height and slope of the cam of the injection pump) makes sense at the latest when initiating the end of the pre-injection in a known manner with a second, electromagnetically controlled bypass valve - but this time in the immediate vicinity of the Nozzle holder mounted - should be forced.
  • the "recovery time" of the pressure at the injection nozzle - which also determines the start of the main injection - is essentially dependent on the sound propagation time of the upstream pressure (which is not influenced by the volume extraction process of the pre-injection) and can therefore lead to a comparatively long pressure build-up time at the nozzle and thus to an intolerable large delay in the main injection.
  • the invention is based on the object of compensating for the negative influences of the compressibility on the temporally defined injection course and also of suppressing the undesired wave-mechanical effects.
  • the high stand pressure in the injection lines and the check valves inserted downstream in the injection lines compensate, on the one hand, for the negative influence of the compressibility of the fuel and, on the other hand, for the undesirable hydraulic reaction of wave-mechanical effects on the timing of the injection.
  • the injection device is thus able to follow the desired injection course with a significantly reduced delay time.
  • An injection nozzle adapted to the injection device according to claim 1, can be found in claim 2.
  • the stand pressure in the injection lines 3 and 4 can be selected to be very high without the nozzle needle being driven plastically by an excessive force of the closing spring, which would deform the nozzle needle seat.
  • bypass valves with pressure regulator function allow the setting of a constant stand pressure in the injection lines.
  • the undesired influence of the volume storage capacity is largely eliminated by the hydraulic stand pressure.
  • FIG. 1 An injection device according to the invention is shown schematically in FIG. 1.
  • the essential components consist of a conventional in-line injection pump 1 and an injection nozzle 2.
  • the in-line injection pump 1 is connected to the injection nozzle 2 by means of first and second injection lines 3 and 4, both injection lines 3, 4 branching off directly from a first distributor piece 5, which is connected to a Pressure port 6 of the in-line injection pump 1 is connected.
  • the first injection line 3 is selected to be shorter than the second injection line 4 by a transit time difference ⁇ t of a pressure wave emanating from the in-line injection pump 1
  • Injection lines 3, 4 are brought together downstream in a second distributor piece 7, a first check valve 8 being installed in the first injection line 3 and a second check valve 9 being installed in the second injection line 4.
  • the check valves 8 and 9 are spring-loaded and block the injection lines 3 and 4 against backflow.
  • bypass valves 10 and 11 At the two branching points of the two injection lines connected in parallel there are still two electrically operable bypass valves 10 and 11, the first bypass valve 10 being connected directly to the first distributor piece 5 and the second bypass valve 11 to the second distributor piece 7.
  • the bypass valves 10 and 11 are preceded by first and second pressure regulating valves 10a and 10b, which can be maintained in lines 3 and 4 by springs, preloaded by springs.
  • the injector 2 is also connected to the second distributor.
  • the bypass valves 10 and 11 can be controlled electrically via first and second solenoids 12 and 13.
  • First and second switches 14 and 15 are provided for actuating the solenoids 12 and 13 and the bypass valves 10 and 11 cooperating therewith.
  • the injection nozzle 2 differs from the conventional structure of an injection nozzle according to the invention.
  • the injection nozzle shown in FIG. 2 also consists of a nozzle holder 16 and a nozzle body 17, which are connected by means of a union nut 18.
  • a nozzle needle 19 is axially movable, which is held in the closed position by a closing spring 20.
  • the nozzle needle 19 protrudes into a pressure chamber 21 and is provided with a pressure shoulder 22 as a differential piston.
  • the pressure shoulder 22 represents a transition to a larger diameter d2.
  • the end of the nozzle needle 19 is designed as a piston 23 with a diameter d3.
  • a nozzle needle seat 24 at the opposite end has a diameter d1.
  • the fuel is supplied via a connection 25 and a first bore 26, which is also the cylinder of the piston 23.
  • a second bore 27 branches off from the first bore 26 and opens into the pressure chamber 21.
  • Said pressure collapse - preferably occurring at low engine speeds - is due on the one hand to the low displacement speed of the piston from the pump element, but not least also to the above-described effect of the pressure increase as a result of the superposition of two opposing pressure waves.
  • This pressure increase effect has an order of magnitude of the volume flow consumption during the pre-injection phase, which - depending on the conditions on the pump element such.
  • B. forward stroke and cam shape - can be quite greater than that of the fuel volume flow, as it is fed from the displacement piston of the pump element at the same moment into the first injection line 3.
  • first check valve 8 In order to prevent the pressure wave arriving at the end of the second injection line 4 from feeding fuel into the pressure-reduced end of the first injection line 3 facing the nozzle holder 16, the latter is provided there with a first check valve 8. In the same way, penetration of the pressure wave previously entering the first injection line 3 must also be excluded into the second injection line 4, which can also be achieved with a second check valve 9 to be provided on the nozzle holder end.
  • Another component of the inventive concept is the combination of the bypass valves 10 and 11 with a pressure control valve 10a and 10b each.
  • the push-out phase the pressure control valves 10a and 10b are open
  • the fuel pressure can only drop to a standing pressure, which is set to the same size by means of preloaded springs, and which prevails in the injection nozzle even when the displacement piston of the pump element is not in the process of being delivered.
  • the force-pressure diagram of a conventional injection nozzle shown there represents the relationship between the force on the nozzle needle shaft (ordinate) and the pressure in the nozzle holder (abscissa).
  • the straight line between points 0 and B represents the course of the pressure-related force on the nozzle needle body.
  • point B is a force of the amount F2 due to the opening pressure P ⁇ generates the same as the opposite force of a spring that pushes the nozzle needle into its sealing seat.
  • the nozzle needle With a slight increase in the line pressure above P ⁇ , the nozzle needle lifts off, which triggers the known increase in the pressure application area on the nozzle needle, which in turn - at the same pressure - leads to a sudden increase in the nozzle needle force (straight line between B and C) in the wider opening Senses, leads to reaching the nozzle needle stop. If the line pressure decreases to the closing pressure P s , the nozzle needle force follows the straight section CD to fall below the amount of the spring force F2 from point D, which means that the nozzle needle falls back into its seat, which at the same time reduces the hydraulic effective area on the Nozzle needle (straight DE).
  • the impact energy which occurs as elastic deformation work in the nozzle needle seat, is determined by both the spring force F2 and the rate of decrease in line pressure.
  • said deformation work is determined exclusively by the spring force F2 and the distance covered by the nozzle needle.
  • a lookout for a closing force-generating system was made characterized by lower impact energies during valve closing.
  • the mode of operation of the injection nozzle according to FIG. 2 is as follows:
  • the fuel under high pressure enters the pressure chamber 21 via the pressure-resistant connection 25 connected to the nozzle holder 16 via the second and third bores 27 and 27a.
  • the fuel pressure acts on the pressure shoulder 22, which results as an annular surface corresponding to the diameter difference, formed from d2 (shaft diameter of the nozzle needle) and d1 (diameter of the sealing seat).
  • Another hydraulic contact surface for the line pressure is the, the connection 25 facing the end face of the piston 23 (circular area with diameter d3).
  • Both the position and the movement of the nozzle needle 19 are determined by a total of three forces acting directly on the nozzle needle.

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Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf eine Einspritzvorrichtung für selbstzündende Brennkraftmaschinen. Die Verringerung der Verbrennungsgeräusche von Dieselmotoren erfordert neue Einspritzverfahren. Erfindungsgemäß wird eine Unterteilung in Vor- und Haupteinspritzung angestrebt. Möglich wird dies durch zwei Einspritzleitungen (3,4) verschiedener Länge, deren Längendifferenz so gewählt wird, daß der Laufzeitunterschied der Druckwellen dem Zeitverzug zwischen Vor- und Haupteinspritzung entspricht. Um der Kompressibilität des Brennstoffes Rechnung zu tragen, stehen beide Einspritzleitungen (3,4) unter einem hohen Standdruck. Die hydraulische Rückwirkung der Einspritzleitungen (3,4) aufeinander wird durch Rückschlag (8,9) und Bypassventile (10,11) verhindert. Durch die geregelte Einspritzung werden die Verbrennungsgeräusche erheblich vermindert.

Description

  • Die Erfindung bezieht sich auf eine Einspritzvorrichtung gemäß dem Gattungsbegriff von Anspruch 1.
  • Ein wirksames Mittel zur akustischen Entschärfung des Ver­brennungsgeräusches an Dieselmotoren ist die Verwirklichung der sogenannten Voreinspritzung. Gelangen in diesem Zusammen­hang Einspritzanlagen zum Einsatz deren Kraftstoffversorgung mit konventionellen, von der Nockenwelle des Motors ge­triebenen Einspritzpumpen - Wirkprinzip Verdrängerkolben - bestritten wird, treten folgende Schwierigkeiten auf. Die jeweils vergleichsweise lange Verbindungsleitung zwischen Pumpenelement und Düse besitzt neben ihrem druckabhängigen Volumenspeichervermögen (in Folge der Volumenkompressibilität des Kraftstoffes) zugleich auch das übliche wellenmechanisch bestimmte Übertragungsverhalten als Antwort auf die schnelle Volumeneinprägung des Kraftstoffes. Reichlich bemessener Hub des Pumpenelementkolbens trägt zwar dem Volumenspeicherver­mögen der Einspritzleitung Rechnung, vermag jedoch nicht die nachteiligen Folgen des Zeitverzuges der Einspritzvolumen-­Verfügbarkeit infolge der endlichen, mit Schallgeschwindig­keit stattfindenden Druckausbereitung in der Leitung auszu­schließen.
  • Zur Unterteilung des Einspritzvorganges in eine Vor- und eine Haupteinspritzung ist es nach DE-OS 35 16 537 bekannt, von einer Reiheneinspritzpumpe ausgehend zwei Einspritzleitungen unterschiedlicher Länge vorzusehen. Eine erste Einspritzleitung führt direkt zu einer Dosierventileinheit mit Zylinder und Kolben, während eine zweite Einspritzleitung unmittelbar vor der Dosierventileinheit abzweigt und über ein Rückschlagventil in eine von der Dosierventileinheit kommende und zum Einspritz­ventil führende Leitung einmündet. Durch die längere erste Einspritzleitung wird bei Förderbeginn der Kolben der Dosier­ventileinheit verschoben und entsprechend dem Zylindervolumen eine dosierte Brennstoffmenge voreingespritzt. Bedingt durch die Verlängerung der ersten Einspritzleitung um die zweite Einspritzleitung erfolgt die Haupteinspritzung um die Lauf­zeit zeitlich verzögert. Um Rückwirkungen zu vermeiden ist in die zweite Einspritzleitung ein Rückschlagventil eingebaut. Ein Nachteil einer derartigen Vorrichtung ist das Fehlen einer flexiblen, externen Steuerbarkeit von Menge und zeitlichem Beginn von Vor- und Haupteinspritzung und das Volumenspeicher­vermögen der Einspritzleitungen, da der Brennstoff bei den hohen Drücken nicht mehr als inkompressibel behandelt werden kann.
  • Einspritzanlagen, bei denen diese Steuerbarkeit, allerdings nur für die Realisierung einer Haupteinspritzung mit Hilfe zweier elektromagnetisch betätigter Bypassventile realisiert wird, sind ferner aus einer Informationsschrift von KHD 1985 bekannt. Mit einem dieser Ventile - in Nähe eines Pumpenelementes installiert - wird mit dem Einleiten der Ventilschließphase der Druckaufbau in der Einspritzleitung gestartet (mit der Folge des Kraftstoffab­spritzens in den Brennraum), während ein zweites Ventil - in Düsenhalternähe befindlich - durch Öffnen eines Bypasspfades dazu dient, einen Druckzusammenbruch an der Einspritzdüse mit der Folge des Abbruches des Einspritzvorganges herbeizuführen. Eine elektronische Steuerung sorgt für eine entsprechende Steuerung vom Beginn und Ende der, pro Arbeitsspiel einmaligen Einspritzung. Wird mit dem pumpenelementnahen Bypassventil der zugeordnete Bypasspfad geschlossen, beginnt der Druckaufbau­vorgang in der Einspritzleitung. Die im Gefolge entstehende Druckwelle führt, entsprechend ihrer von Schallgeschwindigkeit und Einspritzleitungslänge bestimmten Laufzeit zum Düsenhalter hin, zu einem Abheben der Düsennadel und damit zum Einspritz­vorgang. Letzterer bedeutet zugleich Entzug von Kraftstoff­volumen aus dem düsenhalterseitigen Ende der Einspritzlei­tung, der insbesondere bei niedriger Motordrehzahl im be­troffenen Leitungsabschnitt zu einem Zusammenbruch des Druckes bis hin zu Größenordnungen führt, die ein zwischenzeitliches Schließen der Düsennadel zur Folge hat.
  • Als Konsequenz sollte - im Falle einer geplanten Voreinspritzung - dieser Volumenentzug stets durch ein, in Düsenhalternähe bereit stehendes, sofort verfügbares, nachspeisbares "Puffervolumen" von Kraftstoff während jedes Betriebszustandes des Motors kompen­siert werden können. Besagtes Puffervolumen ist mindestens so groß zu dimensionieren wie die, sich als Summe aus Vorein­spritzvolumen und Beipaßvolumen (zwischen Ende Voreinspritzung und Beginn Haupteinspritzung anfallend) ergebende Kraftstoff­menge. Ein gewisses Kraftstoffüberangebot für die Voreinspritzung zu planen (mittels geeigneter Wahl von Höhe und Steilheit des Nockens der Einspritzpumpe) ist spätestens dann sinnvoll, wenn die Einleitung des Endes der Voreinspritzung in bekannter Weise mit einem zweiten, elektromagnetisch gesteuerten Bypassventil - diesmal jedoch in unmittelbarer Nähe des Düsenhalters montiert - erzwungen werden soll.
  • Oben genannter Druckzusammenbruch, ob nun durch gesteuerte oder ungesteuerte Voreinspritzung ausgelöst, muß stets dann befürchtet werden, wenn der Entnahmevolumenstrom größer ist als der Speisevolumenstrom, was in Fällen niedriger Ver­drängergeschwindigkeit des Kolbens (als Bestandteil des pumpeninternen Einspritzelementes), also bei einem Vor­herrschen niedriger Motordrehzahl und geringer Nockenerhebung zutrifft. Von Nachteil ist besagter Druckzusammenbruch spätestens dann, wenn entsprechend den Bedingungen der Praxis ein geringer zeitlicher Abstand zwischen der Voreinspritzung und der Einspritzung der Hauptmenge gefordert wird. Die "Er­holzeit" des Druckes an der Einspritzdüse - den zeitlichen Beginn der Haupteinspritzung mitbestimmend - ist im wesent­lichen von der Schallaufzeit des stromaufwärts gelegenen (vom Volumenentnahmevorgang der Voreinspritzung nicht beeinflußten) Druckgeschehens abhängig und kann somit durchaus zu einer vergleichsweise langen Druckaufbauzeit an der Düse führen und damit zu einem nicht tolerierbaren großen Zeitverzug der Haupt­einspritzung.
  • Ausgehend von einer Einspritzvorrichtung gemäß dem Gattungsbe­griff liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, die negativen Einflüsse der Kompressibilität auf den zeitlich definierten Einspritzverlauf zu kompensieren und ferner die unerwünschten wellenmechanischen Rückwirkungen zu unterdrücken.
  • Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe entsprechend dem kennzeich­nenden Teil des Patentanspruches 1 gelöst.
  • Durch den hohen Standdruck in den Einspritzleitungen und die in den Einspritzleitungen stromab eingefügten Rückschlagventile wird zum einen der negative Einfluß der Kompressibilität des Brennstoffes und zum anderen die unerwünschte hydraulische Rück­wirkung wellenmechanischer Effekte auf den zeitlichen Einspritz­verlauf kompensiert. Die Einspritzvorrichtung ist damit in der Lage dem gewünschten Einspritzverlauf mit erheblich verminderter Verzögerungszeit zu folgen.
  • Eine Einspritzdüse, angepaßt an die Einspritzvorrichtung gemäß Anspruch 1 ist Anspruch 2 zu entnehmen.
  • Durch die druckgesteuerte Einspritzdose kann der Standdruck in den Einspritzleitungen 3 und 4 sehr hoch gewählt werden, ohne daß die Düsennadel von einer zu hohen Kraft der Schließfeder getrieben den Düsennadelsitz plastisch verformen würde.
  • Eine vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung kann Anspruch 3 entnommen werden. Die mit Druckreglerfunktion versehenen By­passventile gestatten die Einstellung eines konstanten Standdruckes in den Einspritzleitungen. Durch den hydraulischen Standdruck wird der unerwünschte Einfluß der Volumenspeicher­fähigkeit weitgehend eliminiert.
  • Eine weitere vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung kann Anspruch 4 entnommen werden.
  • Ein Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Einspritzvorrich­tung ist in Zeichnungen dargestellt. Es zeigt:
    • Figur 1 eine Reiheneinspritzpumpe mit Einspritzventil
    • Figur 2 einen Längs schnitt durch ein Einspritzventil
    • Figur 3 ein Druck-Kraft-Diagramm einer konventionellen Einspritzdüse
    • Figur 4 ein Druck-Kraft-Diagramm einer erfindungsgemäßen Einspritzdüse.
  • Eine erfindungsgemäße Einspritzvorrichtung ist in Figur 1 schematisch dargestellt. Die wesentlichen Komponenten bestehen aus einer konventionellen Reiheneinspritzpumpe 1 und einer Einspritzdüse 2. Die Reiheneinspritzpumpe 1 wird mittels einer ersten und zweiten Einspritzleitung 3 und 4 mit der Einspritz­düse 2 verbunden, wobei beide Einspritzleitungen 3, 4 unmittel­bar von einem ersten Verteilerstück 5 abzweigen, welches mit einem Druckstutzen 6 der Reiheneinspritzpumpe 1 verbunden ist. Die erste Einspritzleitung 3 wird dabei um einen Laufzeitunter­schied Δt einer von der Reiheneinspritzpumpe 1 ausgehenden Druckwelle kürzer gewählt als die zweite Einspritzleitung 4. Die Einspritzleitungen 3, 4 werden stromab in einem zweiten Ver­teilerstück 7 zusammengeführt, wobei in die erste Einspritzlei­tung 3 ein erstes Rückschlagventil 8 und in die zweite Ein­spritzleitung 4 ein zweites Rückschlagventil 9 eingebaut ist.
  • Die Rückschlagventile 8 und 9 sind federbelastet und sperren die Einspritzleitungen 3 und 4 gegen Rückfluß.
  • An den beiden Verzweigungspunkten der beiden, parallel geschal­teten Einspritzleitungen befinden sich noch zwei elektrisch betätigbare Bypassventile 10 und 11, wobei das erste Bypassventil 10 unmittelbar an das erste Verteilerstück 5 und das zweite Bypassventil 11 an das zweite Verteilerstück 7 angeschlossen ist. Den Bypassventilen 10 und 11 sind erste und zweite Druckregel­ventile 10a und 10b vorgeschaltet, die durch Federn vorbelastet in den Leitungen 3 und 4 einen vorgegebenen Druck aufrechterhalten können. Die Einspritzdüse 2 ist ebenfalls an das zweite Verteiler­stück angeschlossen.
  • Die Bypassventile 10 und 11 können über erste und zweite Solenoide 12 und 13 auf elektrischem Weg gesteuert werden. Zur Betätigung der Solenoide 12 und 13 und den damit zusammen­wirkenden Bypassventilen 10 und 11 sind erste und zweite Schalter 14 und 15 vorgesehen.
  • Die Einspritzdüse 2 weicht nach Figur 2 erfindungsgemäß vom konventionellen Aufbau einer Einspritzdüse ab. Übereinstimmend mit den koventionelien Hauptkomponenten von Einspritzdüsen be­steht auch die in Figur 2 dargestellte Einspritzdüse aus einem Düsenhalter 16 und einem Düsenkörper 17, die mittels einer Überwurfmutter 18 verbunden sind. Im Düsenkörper 17 ist eine Düsennadel 19 axial beweglich geführt, welche durch eine Schließ­feder 20 in Schließstellung gehalten wird. Die Düsennadel 19 ragt in einen Druckraum 21 und ist als Differentialkolben mit einer Druckschulter 22 versehen. Die Druckschulter 22 stellt einen Übergang auf einen größere Durchmesser d2 dar. Am oberen Ende der Düsennadel 19 ist diese als Kolben 23 mit Durchmeser d3 ausgebildet. Ein Düsennadelsitz 24 am gegenüberliegenden Ende weist einen Durchmesser d1 auf. Für die Durchmesserver-hältnisse gilt, daß d3² < d2² - d1² ist. Die Brennstoffzufuhr erfolgt über einen Anschluß 25 und eine erste Bohrung 26, die zugleich der Zylinder des Kolbens 23 ist. Von der ersten Bohrung 26 zweigt eine zweite Bohrung 27 ab, die in den Druck­raum 21 einmündet.
  • Die Wirkungsweise der erfindungsgemäßen Einspritzvorrichtung wird nachfolgend beschrieben.
  • Beginnt ein Kolben des jeweiligen Pumpenelementes der Reihen­einspritzpumpe 1 Kraftstoff zu fördern, befinden sich die beiden Bypassventile 10 und 11 zunächst in geöffneter Position. Da vom vorausgegangenen Arbeitsspiel her in den beiden Lei­tungen 3 und 4 noch ein Druck herrscht, wie er von den beiden Druckregelventilen 10a und 10b während der Öffnungsphase der Bypassventile 10 und 11 während der Endphase des Kraftstoff-­Förderns erzwungen wird, führt der erneut einsetzende Kraft­stoff-Fördervorgang vorerst zu einem Ausschieben im Bereich des ersten Druckregelventils 10a der sich zeitverzögert (gemäß der Schallaufzeit des Druckimpulses) das Öffnen des zweiten Druckregelventils 10b mit der gleichen Auswirkung anschließt. Der so auf Atmosphärendruck entspannte Kraftstoff wird dabei wieder zurück in den Tank geführt.
  • Infolge elektrischen Erregens der Solenoide 12 und 13 mit Hilfe der zugeordneten elektronischen Schalter 14 und 15 wird mit dem davon ausgelösten, nahezu verzögerungsfreien Schließen der Bypassventile 10 und 11 die Druckanhebung in den Lei­tungen 3 und 4 (über den vorhandenen Standdruck hinaus) zwecks Vorbereitung der Voreinspritzung eingeleitet. Erreicht die Drucksteigerung am Ende der ersten Einspritzleitung 3 einen Wert, der den Öffnungsdruck des Einspritzventils 2 gerade überschreitet, beginnt mit dem Abhebevorgang der Düsennadel 19 (Figur 2) das Einspritzen von Kraftstoff in den Brennraum des Kolbens. Da die Druckanstiegsgeschwindigkeit, aber auch der Betrag der Druckverstärkung im Bereich vor der Einspritzdose wesentlich von der summierenden Wirkung zweier, sich über­lagernder Überdruckwellen bestimmt wird - wovon die eine stromabwärts auf den Düsenhalter 16 (Figur 2) zuläuft und die andere, infolge schallharter Reflektion, am bisher geschlossenen Düsennadelsitz stromaufwärts strebt - ist eine Volumenabgabe über den Abspritzvorgang in den Brennraum möglich, die gerade den Kraftstoffbedarf des Voreinspritzvorganges (dessen Ende durch Öffnen des Bypassventils 11 infolge elektrischen Erregens von Solenoid 13 bestimmt wird) decken kann, danach aber zu einem unerwünschten Druckzusammenbruch führt.
  • Besagter Druckzusammenbruch - vorzugsweise bei niedrigen Motordrehzahlen auftretend - ist zum einen auf die niedrige Verdrängungsgeschwindigkeit des Kolbens vom Pumpenelement zurückzuführen, nicht zuletzt aber auch auf den oben ge­schilderten Effekt der Druckerhöhung als Folge der Super­position von zwei gegenläufigen Druckwellen. Dieser Druck­erhöhungs-Effekt hat eine Größenordnung des Volumenstromver­brauches während der Voreinspritzphase zur Folge, die - ab­hängig von den Verhältnissen am Pumpenelement wie z. B. Vorhub und Nockenform - durchaus größer sein kann als die­jenige des Kraftstoff-Volumenstroms, wie er vom Verdränger­kolben des Pumpenelementes im gleichen Augenblick gerade in die erste Einspritzleitung 3 eingespeist wird. Sinkt nun der Kraftstoffdruck im Düsenhalter infolge Beendigung der Druck­wellenüberlagerung (die auf erste Einspritzleitung 3 strom­aufwärts zur Einspritzpumpe laufende reflektierte Druckwelle hat das düsenhalterseitige Ende mittlererweise passiert und verlassen) wie aber auch aufgrund der vergleichsweise hohen Volumenentnahme unter das Niveau des Öffnungsdruckes der Einspritzdüse 2, wird damit der Schließvorgang der Zer­stäuberdüse eingeleitet.
  • In der Praxis dauert es aufgrund der Leitungslänge der ersten Einspritzleitung 3 zu lange, bis der Druckaufbau an der Düse ein Niveau erreicht, um mittels erneutem Schließen (per Steuerzwang) des Pypassventiles 11 den Beginn der Hauptein­spritzung in angemessenem Zeitabstand wieder einleiten zu können. Ein Tatbestand, der letztlich mit der Stromabwärts-­Schallaufzeit des von der Volumenentnahme ungestörten Druckgeschehens - im oberen Teil der ersten Einspritzleitung 3 befindlich - zu erklären ist.
  • Hier setzt nun der Erfindungsgedanke ein. Er geht von dem Be­streben aus, eine zweite Druckwelle, zeitverzögert um den Be­trag des gewünschten Zeitabstandes zwischen Vor- und Haupt­einspritzung an der Einspritzdüse zur Verfügung zu stellen, um damit den Volumenbedarf der Haupteinspritzung abdecken zu können. Realisierbar ist dies mit der Installation einer zweiten Einspritzleitung 4, die zur ersten Einspritzleitung 3 parallel zu schalten ist. Der Längenunterschied ist so zu wählen, daß aufgrund der unterschiedlichen Druckwellenlauf­zeiten der oben geforderte Zeitverzug zwischen Vor- und Haupteinspritzung erfüllt wird.
  • Um die zeitversetzt am Ende der zweiten Einspritzleitung 4 einlaufende Druckwelle an einem Einspeisen von Kraftstoff in das druckverarmte, dem Düsenhalter 16 zugewandte Ende von erster Einspritzleitung 3 zu hindern, ist diese dort mit einem ersten Rückschlagventil 8 versehen. In gleicher Weise muß auch ein Eindringen der früher auf ersten Ein­spritzleitung 3 einlaufenden Druckwelle die zweite Ein­spritzleitung 4 hinein ausgeschlossen werden, was ebenfalls mit einem, an dessen düsenhalterseitigem Ende vorzusehenen zweiten Rückschlagventil 9 realisierbar ist.
  • Ein weiterer Bestandteil des Erfindungsgedankens ist das Kombinieren der Bypassventile 10 und 11 mit jweils einem Druckregelventil 10a und 10b. Während der sogenannten Ausschiebephase (die Druckregelventile 10a und 10b sind ge­öffnet) kann der Kraftstoffdruck aufgrund dieser Maßnahme nur auf einen - mittels vorgespannter Federn gleichgroß eingestellten - Standdruck absinken, der auch dann in der Einspritzdüse vorherrscht, wenn der Verdrängerkolben des Pumpenelementes nicht im Fördern begriffen ist.
  • Die Einführung hohen Standdruckes dient der Absicht, solche Anteile der kraftstoffördernden Verdrängerbewegung des Pumpenelement-Kolbens zur Erzeugung von düsenseitig abge­spritzten Kraftstoff zuzuführen, die während der Aufbauphase des Leitungsdruckes bisher ausschließlich zur Aufbringung des dazu notwendigen "Kompressionsvolumens" dienten. Solche "Förderverluste" können während der Druckaufbauphase for die Vorbereitung der Voreinspritzung gerade noch toleriert werden, hingegen bedeuten sie während des extrem schnell zu er­folgenden Druckaufbaues im Zeitraum zwischen absolvierter Voreinspritzung (mit anschließendem Druckzusammenbruch) und beginnender Haupteinspritzung ein nicht hinnehmbares Volumendefizit zu Lasten der benötigten Abspritzmenge. Ein hohes Standdruckniveau bedeutet demnach insbesondere bei niedrigeren Motordrehzahlen eine willkommen schnelle Druck­regeneration nach erfolgter Voreinspritzung.
  • Es liegt nahe, den Standdruck der Einspritzleitungen aus vorerwähnten Gründen so hoch wie möglich zu planen. Dem steht allerdings der vergleichsweise niedrige Öffnungsdruck konventioneller Einspritzdüsen entgegen. Diesen Öffnungsdruck viel höher auszulegen stößt auf Schwierigkeiten, die im folgenden anhand eines Diagrammes in Figur 3 verdeutlicht werden sollen. Das dort dargestellte Kraft-Druckdiagramm einer konventionellen Einspritzdüse stellt die Beziehung zwischen Kraft am Düsennadelschaft (Ordinate) und Druck im Düsenhalter (Abszisse) dar. Die wiedergegebene Gerade zwischen den Punkten 0 und B stellt den Verlauf der druck­bedingten Kraft am Düsennadelkörper dar. In Punkt B wird infolge des Öffnungsdruckes PÖ eine Kraft vom Betrag F₂ erzeugt die gleich der entgegengesetzt gerichteten Kraft einer Feder ist, die die Düsennadel in ihren Dichtsitz drückt. Bei geringfügiger Steigerung des Leitungsdruckes über PÖ hinaus hebt die Düsennadel ab, was die bekannte Vergrößerung der Druckangriffsfläche an der Düsennadel auslöst, die ihrerseits - bei gleichem Druck - zu einer sprungartigen Vergrößerung der Düsennadel-Kraft (Gerade zwischen B und C) im weiter öffnenden Sinne, bis hin zum Erreichen des Düsennadelanschlages führt. Nimmt der Leitungsdruck bis zum Schließdruck Ps ab, folgt die Düsennadelkraft dem Geraden-Abschnitt C-D um ab dem Punkt D den Betrag der Federkraft F₂ zu unterschreiten, was ein Zurückfallen der Düsennadel in ihren Sitz bedeutet, was gleichzeitig eine Verkleinerung der hydrau­lischen Wirkfläche an der Düsennadel zur Folge hat (Gerade DE).
  • Die Aufprallenergie, die als elastische Formänderungsarbeit im Düsennadelsitz anfällt, wird dabei sowohl von der Feder­kraft F₂ wie von der Abnahmegeschwindigkeit des Leitungs­druckes bestimmt. Erfolgt der Zusammenbruch des Leitungs­druckes jedoch in einer kürzeren Zeit als derjenigen, die von der Düsennadel zur Zurücklegung des Wegabschnittes zwischen öffnungsbegrenzenden Anschlag und Dichtsitz be­nötigt wird, was gelegentlich zutrifft, ist besagte Form­änderungsarbeit ausschließlich von der Federkraft F₂ und dem zurückgelegten Weg der Düsennadel bestimmt. Da für moderne Einspritzsysteme, die bereits eine hohe Aufsetzge­schwindigkeit der Düsennadel besitzen, Bedenken hinsicht­lich einer weiteren Steigerung der Schließkraft F₂ der Feder wegen der Gefahr eines Überschreitens der zulässigen Flächenpressung im Dichtsitz des Einspritzventils anzu­melden sind, wurde Ausschau nach einem schließkraftbildenden System gehalten, das sich durch geringere Aufschlagenergien während des Ventilschließens auszeichnet.
  • Die Wirkungsweise der Einspritzdüse nach Figur 2 ist folgende: Der unter hohen Druck stehende Kraftstoff tritt Ober den mit dem Düsenhalter 16 verbundenen druckfesten Anschluß 25 über die zweiten und dritten Bohrungen 27 und 27a in den Druckraum 21 ein. Dort greift der Kraftstoffdruck an der Druckschulter 22 an, die sich als Kreisringfläche entsprechend der Durchmesser­differenz, gebildet aus d₂ (Schaftdurchmesser Düsennadel) und d₁ (Durchmesser Dichtsitz) ergibt. Eine weitere hydraulische An­griffsfläche für den Leitungsdruck stellt die, dem Anschluß 25 zugewandte Stirnfläche des Kolbens 23 (Kreisfläche mit Durch­messer d₃) dar.
  • Sowohl die Lage, wie die Bewegung der Düsennadel 19 werden von insgesamt drei unmittelbar an der Düsennadel angreifenden Kräften bestimmt. Zum einen handelt es sich um das im Schließ­sinne wirkende Kräftepaar, herrührend von der Schließfeder 20 und dem Kolben 23 während die entgegengesetzt - also im Öffnungssinne wirkende - dritte Kraftkomponente an der Druckschulter 22 der Düsennadel 19 (im Druckraum 21 befind­lich) angreift.
  • Die Konsequenzen dieser Vorgehensweise seien anhand des Druck-­Kraft-Diagrammes (Figur 4) verdeutlicht. Mit zunehmenden Lei­tungsdruck folgt die, im Öffnungssinne an einem Schaft der Düsennadel 19 angreifende, sich entsprechend dem Produkt aus Leitungsdruck und hydraulischer Angriffsfläche (Kreisring­querschnitt entsprechend der Durchmesserdifferenz (d₂ - d₁) ergebende Kraft einer Geraden zwischen den Punkten 0 und B. Im gleichen Zeitabschnitt wächst die von der Summe aus Federkraft F₁ der Schließfeder 20 plus hydraulische Zusatzkraft (Produkt aus Leitungsdruck und Kreisquerschnitt d₃ (Kolben 23, Figur 2) repräsentierte Schließkraft auf einen Wert an, die im Punkt B betragsgleich mit der Düsennadel-Öffnungskraft ist. B ist folglich der Schnittpunkt zwischen den Geraden der Schließ- und Öffnungskraft und bestimmt mit dem Vorzeichenwechsel der an der Düsennadel angreifenden Summenkraft den Öffnungsdruck und damit die Größe der "Abhebekraft" der Düsennadel, der ein Öffnungsdruck gemäß der Beziehung
    Figure imgb0001
     zugeordnet ist.
  • Übersteigt der Leitungsdruck den Öffnungsdruck PÖ, findet eine abrupte Vergrößerung der Öffnungskraft infolge Wirk­flächenvergrößerung der Düsennadel auf einen Wert ent­sprechend dem Durchmesser d₂ statt. Ein Beschleunigen der Düsennadel (Öffnen) bis zum Anschlagen der Düsennadel­schulter am Zwischenstück Zw ist die Folge (Geradenabschnitt B - C). Nach erfolgte: Abspritzen des Kraftstoffes in den Brennraum und dem im Gefolge sich einstellenden Abfall des Leitungsdruckes sinkt die Öffnungskraft an der Düsennadel nach einem Bildungsgesetz entsprechend dem Geraden-Abschnitt zwischen den Punkten C und D. Der Punkt D bedeutet wiederum einen Schnittpunkt zwischen Schließ- und Öffnungskraftverlauf und bestimmt damit diesmal den sogenannten Schließdruck:
    Figure imgb0002
  • Geringfügiges Unterschreiten des Schließdruckes löst den Schließvorgang der Düsennadel aus, nach deren Aufsetzen ein schlagartiger Teilzusammenbruch der Öffnungskraft gemäß dem Geraden-Abschnitt D-E infolge Verkleinerung der hydraulischen Angriffsfläche von
    Figure imgb0003
     stattfindet.
  • Das Diagramm läßt deutlich erkennen, daß bei gleichgroß ge­fordertem Öffnungsdruck ein System, bei dem die schließkraft der Feder von einer hydraulischen Hilfskraft (erzeugt unter zur Hilfenahme des Leitungsdruckes) Unterstützung erfährt, eine nahezu beliebig schwache Dimensionierung der Schließ­feder durch Wahl einer geeigneten Konstellation aller be­teiligter hydraulischer Wirkflächen zuläßt. Ganz im Gegen­satz also zu einem System, dessen Schließkraft ausschließ­lich von der Dimensionierung der Schließkraft der Feder bestimmt ist (Figur 3).
  • Es läßt sich folglich auch der Umkehrschluß ziehen, nämlich daß bei Forderung nach einem höheren Öffnungsdruck - wie etwa bei der Einführung eines vergleichsweise hohen, an anderer Stelle geforderten Standdruckes - die Einführung einer leitungsdruckgesteuerten Komponente der Schließkraft keineswegs eine zwangsläufige Verstärkung der Schließfeder zur Folge haben muß. An dieser Stelle sei vermerkt, daß diese Methode der Ansprechdruckerhöhung zu günstigeren Tröpfchengrößen-Spektren beim Kraftstoff-Zerstäuben führt, was ein nicht unwesentlicher Beitrag zur besseren Gemisch­aufbereitung zum Zwecke der Schwarzrauchminderung wie der Kaltstartverbesserung ist.

Claims (4)

1. Einspritzvorrichtung für selbstzündende Brennkraftmaschine, bei der die einzuspritzende Brennstoffmenge in eine Vor- und Haupteinspritzung unterteilt wird, bestehend aus einer Reiheneinspritzpumpe und einer Einspritzdüse, wobei die Zuführung des Brennstoffes von der Einspritzpumpe zur Einspritzdüse über zwei Einspritzleitungen unterschiedlicher Länge erfolgt und in der kürzeren Einspritzleitung vor Ein­mündung in die Einspritzdüse ein federbelastetes erstes Rückschlagventil vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, daß die längere zweite Einspritzleitung (4) unmittelbar von einem ersten Verteilerstück (5) eines Druckstutzens (6) der Reiheneinspritzpumpe (1) abzweigt, wobei an das Verteiler­stück (5) zusätzlich ein elektrisch betätigbares erstes By­passventil (10) angeschlossen ist, daß beide Einspritzlei­tungen stromab am Einspritzdüsenseitigen Ende in ein zweites Verteilerstück (7) einmünden, welches zusätzlich Anschlüsse für ein zweites Bypassventil (11) und das Einspritzventil (2) aufweist, wobei das zweite Bypassventil (11) ebenfalls elektrisch betätigbar ist, daß vor Einmündung der längeren zweiten Einspritzleitung (4) in das zweite Verteilerstück (7) ein federbelastetes zweites Rückschlagventil (9) in die längere zweite Einspritzleitung (4) eingebaut ist, und daß die Längendifferenz der Einspritzleitungen (3 und 4) so zu wählen ist, daß aufgrund der unterschiedlichen Druckwellenlaufzeiten der Zeitverzug zwischen Vor- und Haupteinspritzung erreicht wird.
2. Einspritzvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Einspritzventil (2) bestehend aus einem Düsenkörper (17) und einem Düsenhalter (16) eine durch Kolben (23) und Schließfeder (20) belastete Düsennadel (19) aufweist, und daß die Düsennadel im Bereich eines Druckraumes (21) als Differenzkolben mit Druckschulter (22) ausgebildet ist, wobei die Brennstoffzufuhr von einem Anschluß (25) über eine erste Bohrung (26) zum Kolben (23) und über eine von der ersten Bohrung abzweigende zweite Bohrung (27) und eine dritte Bohrung (27a) zum Druckraum (21) erfolgt.
3. Einspritzvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Bypassventile (10 und 11) mit Druckregelventilen (10a, 10b) mit Rückschlageigenschaft in Reihe geschaltet sind, und, daß die Einspritzleitungen (3 und 4) auch bei Förderpausen der Einspritzpumpe (1) unter einem Druck stehen, der den höchsten Verdichtungsdruck der Brennkraft­maschine überschreitet.
4. Einspritzvorrichtung nach den Ansprüchen 1 und 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Bypassventile (10 und 11) durch Solenoide (12 und 13) erregbar sind, und daß zur Erregung elektronische Schalter (14 und 15) Anwendung finden.
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