EP0461211A1 - Kraftstoffeinspritzpumpe. - Google Patents

Kraftstoffeinspritzpumpe.

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EP0461211A1
EP0461211A1 EP19900916701 EP90916701A EP0461211A1 EP 0461211 A1 EP0461211 A1 EP 0461211A1 EP 19900916701 EP19900916701 EP 19900916701 EP 90916701 A EP90916701 A EP 90916701A EP 0461211 A1 EP0461211 A1 EP 0461211A1
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EP
European Patent Office
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recesses
regulator
sleeve
cross
pump
Prior art date
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Application number
EP19900916701
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English (en)
French (fr)
Other versions
EP0461211B1 (de
Inventor
Klaus Krieger
Karl-Friedrich Ruesseler
Michael Scharf
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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Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP0461211A1 publication Critical patent/EP0461211A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0461211B1 publication Critical patent/EP0461211B1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D1/00—Controlling fuel-injection pumps, e.g. of high pressure injection type
    • F02D1/16—Adjustment of injection timing
    • F02D1/18—Adjustment of injection timing with non-mechanical means for transmitting control impulse; with amplification of control impulse
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    • F02D1/18—Adjustment of injection timing with non-mechanical means for transmitting control impulse; with amplification of control impulse
    • F02D1/183—Adjustment of injection timing with non-mechanical means for transmitting control impulse; with amplification of control impulse hydraulic
    • 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
    • F02M41/126—Variably-timed valves controlling fuel passages valves being mechanically or electrically adjustable sleeves slidably mounted on rotary piston
    • 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
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    • 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
    • F02M41/128—Varying injection timing by angular adjustment of the face-cam or the rollers support

Definitions

  • the invention relates to a fuel injection pump of the distributor type for internal combustion engines of the type defined in the preamble of claim 1.
  • the throttle cross section is set depending on the load so that it increases with increasing displacement of the regulator sleeve from the full position to the zero load or idle position.
  • Throttle cross section the fuel pressure in the pump interior is increasingly reduced. This reduces the control pressure acting on the injection adjustment piston and the injection adjustment piston of the injection adjuster, which is under the restoring force of a return spring, is pushed back and increasingly adjusts the start of delivery of the distributor piston and thus the start of injection Towards "late”.
  • the outflow channel for the outflow of fuel from the pump interior for the purpose of lowering the control pressure runs inside a so-called regulator axis on which the regulator sleeve slides and is connected to a radial bore opening at the periphery of the regulator axis.
  • the different throttle cross-sections are set by two radial bores in the regulator sleeve, which are spaced so axially from one another that with increasing displacement of the regulator sleeve, only one and then both bores come into connection with the radial bore of the regulator axis.
  • the fuel injection pump according to the invention with the characterizing features of claim 1 has the advantage that, starting from the full load position with increasing relief of the internal combustion engine, the start of injection is adjusted to "late”, but at zero load or idling the start of injection is set to "earlier” again, however not as “early” as the start of spraying at full load. This ensures good fuel preparation and combustion in all load ranges and clean exhaust gas is achieved.
  • Embodiment of the invention according to claim 2 has the The advantage that the size and position of the load ranges can be varied relatively easily, even afterwards.
  • the post-processing effort required is relatively low.
  • these load ranges are fixed and cannot be changed subsequently. However, the design effort is lower here.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section of a fuel injection pump of the distributor type, shown schematically,
  • Fig. 2 a section of a longitudinal section
  • Fig. 3 a section of a longitudinal section of the controller sleeve and controller axis according to another
  • Embodiment in three different displacement positions of the regulator sleeve Embodiment in three different displacement positions of the regulator sleeve
  • FIG. 5 shows a detail and in an enlarged representation of a longitudinal section of the controller axis with associated processing of the jacket of the controller sleeve according to a third exemplary embodiment in three different ways Displacement positions of the regulator sleeve,
  • Fig. 6 is a diagram of the control pressure curve p i in
  • Fig. 7 is a diagram of the course of the control pressure p i in
  • a pump piston 11 also serving as a distributor is replaced by a
  • Drive shaft 12 is set in a reciprocating and simultaneously rotating movement by means of a cam gear 13. With each pressure stroke of the pump piston 11, fuel is conveyed from a pump working chamber 14 via a longitudinal distribution groove 15 to one of several pressure channels 16, which are arranged around the pump piston 11 at uniform angular intervals and each lead to a combustion chamber (not shown) of an internal combustion engine.
  • the pump working chamber 14 is supplied with fuel via a suction channel 17 from a fuel-filled pump interior 18 present in the housing 10 of the fuel injection pump, in that the suction channel 17 is opened by control grooves 19 provided in the pump piston 11 during the suction stroke of the pump piston 11.
  • the number of tax slots 19 corresponds to the number of pressure channels 16 and thus the number of pressure strokes carried out per revolution of the pump piston 11.
  • a magnetic valve 20 is arranged in the suction channel 17 and blocks the suction channel 17 in order to end the injection and to shut off the internal combustion engine.
  • the amount of fuel injected per stroke of the pump piston 11 into one of the pressure channels 16 is determined by the axial position of an injection quantity control member or control slide 21 that is axially displaceable on the pump piston 11. Its axial position is determined by a speed controller 22 and an arbitrarily actuated adjusting lever 23, evaluating the respective speed and load.
  • the load is determined by the position of the accelerator pedal of the motor vehicle in conjunction with its driving resistance.
  • the pump interior 18 is supplied with fuel by a feed pump 24, which is driven by the drive shaft 12 and sucks fuel from a fuel tank 25 via a suction line 26.
  • the output pressure of the feed pump 24 and thus the pressure p i in the pump interior 18 is controlled by a pressure control valve 27, this pressure increasing with increasing speed of the drive shaft 12 in accordance with a desired function.
  • Both the cam gear 13 and the speed controller 12 are arranged in the pump interior 18 and are thus acted upon on all sides by the pressure P i in the pump interior 18, hereinafter referred to as control pressure, and are lubricated by the fuel.
  • the cam gear 13 has a roller ring 28 which carries rollers 28 and is rotatably mounted in the housing by a certain angle and is coupled in a rotationally locking manner to an injection adjustment piston 32 of an injection adjuster 30 via an adjustment bolt 31.
  • 1 is the Injection plunger 32 shown rotated by 90 ° in the drawing plane.
  • the injection adjustment piston 32 which is axially displaceable tangentially to the roller ring 29, is acted upon in one adjustment direction by a return spring 33 and in the other adjustment direction by the control pressure of the pump interior 18 prevailing in a control chamber 34. Control chamber 34 and pump interior 18 are connected to one another via a throttle channel 35 present in the injection-adjusting piston 32.
  • Pump piston 11 can perform a lifting movement during rotation, independently of the drive shaft 12.
  • a lifting or end cam disk 36 Arranged on the pump piston 11 is a lifting or end cam disk 36, which runs with its end cam bearing surface on the rollers 28, the number of end cams in turn corresponding to the number of pressure channels 16.
  • the roller ring 19 is now rotated such that the end cams of the end cam disk 36 engage the rollers 28 earlier in relation to the rotational position of the drive shaft 12, as a result of which the start of the stroke of the pump piston 11 and thus the start of delivery of the fuel and the start of injection SB takes place earlier in relation to the rotational position of the drive shaft 12. So the higher the control pressure in the pump interior 18 and there on
  • the speed controller 22 is driven via a gearwheel 37, which is firmly connected to the drive shaft 12 and drives a speed sensor 38 with flyweights 39.
  • the flyweights 39 engage on one side of a regulator sleeve 40 which is axially displaceable on a regulator axis 41. With its free end, the regulator sleeve 40 rests on a control lever system 43 which is loaded by a control spring 42 and which actuates the control slide 21.
  • the control lever system 43 is pivotally mounted on an axis 44.
  • the bias of the control spring 42 can be changed by the adjusting lever 23, in such a way that increasing the adjusting lever 23 in the direction
  • a relief throttle 45 in the pump interior 18 is controlled by the control sleeve 40 in such a way that, depending on the load-dependent displacement position of the control sleeve 40, a different throttle cross section to one in the Regulator axis 41 designed as an axial bore drain channel 46 is released.
  • This throttled opening of the discharge channel 46 allows the pressure in the pump interior 18 to be reduced, as a result of which the injection adjusting piston 32 moves back under the return spring 33 and, by rotating the roller ring 29, adjusts the start of delivery or start of injection SB in the "late" direction.
  • the drain channel 46 is connected to the fuel tank 25 via a drain line 47.
  • the regulator sleeve 40 with regulator axis 41 is shown enlarged in FIG. 2.
  • the hollow-shaped regulator sleeve 40 which is closed at the end with a closure piece 51, carries the relief throttle 45, which releases a more or less large throttle cross-section to the drainage channel 46 by moving the regulator sleeve 40 on the regulator axis 41, depending on the shift position of the regulator sleeve 40.
  • Three striking shift positions of the control sleeve are indicated in Fig. 2 by a dashed line and marked with VL (full load), TL (part load) and with NL (zero load or idling).
  • the relief throttle 45 has two radial bores 48, 49, which are introduced in the regulator sleeve 40 at an axial distance and have widely differing bore diameters, which interact with a continuous transverse bore 50 in the regulator axis 41.
  • the transverse bore 50 is connected via an axial blind bore 52, which is closed on the end face of the regulator axis 41 by a plug 53, and via a radial tap bore 54 opening into the blind bore 52 with a first annular groove 55 in the regulator axis 41.
  • a second annular groove 56 is introduced into the controller axis 41 at an axial distance from the first annular groove 55 and is connected to the outflow channel 46 via a second tap hole 57.
  • a connecting groove 58 in the regulator sleeve 40 interacts with the two ring grooves 55, 56.
  • the connecting groove 58 is dimensioned and arranged in such a way that it separates the two annular grooves 55, 56 in the full load position (VL) of the control sleeve 40 and connects them in the other displacement positions of the control sleeve 40 (TL and NL).
  • VL full load position
  • Cross bore 50 in the controller axis 41 are assigned to each other so that in the partial load position (TL) of the regulator sleeve 40 the larger diameter radial bore 48 and in the zero load position (NL) the smaller diameter radial bore 49 with the cross bore 50 in connection.
  • Partial load flows over the large cross-section of the radial bore 40, a relatively large amount of fuel into the discharge channel 46, so that the pressure in the pump interior 18 is reduced relatively far.
  • the displacement path of the injection adjuster piston 32 is correspondingly large under the effect of Return spring 33, and by the rotation of the roller ring 29 caused thereby, the start of injection is shifted far to "late”.
  • the throttle cross section is throttled to the smaller bore cross section of the radial bore 49, so that much less
  • the injection adjustment piston 32 is displaced against the force of its return spring 33 and adjusts the start of injection again in the "early" direction.
  • the pressure in the pump interior 18 will not increase as much as in the full-load position (VL) of the regulator sleeve 40, in which the connecting groove 58 connects the radial bores 48, 49 to the drainage channel 46 separates.
  • VL full-load position
  • Pump interior 18 is shown in FIG. 6 as a function of the displacement s m of the regulator sleeve 40. It is very high at full load (VL), decreases very strongly in the part-load range and increases in the no-load range (NL) to about half the pressure from the full-load range.
  • This diagram also corresponds essentially to the course of the injection time (start of injection SB) as a function of the load (L), the start of injection (SB), starting from the abscissa, moving from "late” to "early”.
  • FIG. 3a shows the regulator sleeve 40 in the full load position (VL), FIG. 3b in the partial load position (TL) and FIG. 3c in the zero load position (NL).
  • Fig. 4 shows the development of the jacket of the regulator sleeve 40. Die
  • Relief throttle 45 has a plurality of recesses 61, 62, which are made in the regulator sleeve 40 and completely penetrate the sleeve wall and which are adjacent to one another in two cross-sectional planes in the circumferential direction. All recesses 61, 62 have the same cross section, however, the number of recesses 61 in one cross-sectional plane is twice as large as the number of recesses 62 in the other cross-sectional plane.
  • the controller axis 41 carries an annular groove 63 connected to the drain channel 46 via a transverse bore 60, the axial groove width of which is dimensioned so large that it can cover the recesses 61, 62 in both cross-sectional planes. Recesses
  • the relief throttle 45 connects the pump interior 18 with the
  • the course of the control pressure p i in the pump interior 18 during the described displacement of the regulator sleeve 40 is shown in FIG. 7 as a function of its displacement path s M.
  • their size can also be selected differently.
  • FIG. 5 Another embodiment of the relief throttle 45 in the regulator sleeve 40 is illustrated in FIG. 5.
  • the controller axis 41 is shown in the lower part of FIG. 5 and the development of the lateral surface of the controller sleeve 40 which is axially displaceable on the controller axis 41 is shown in the upper picture.
  • the relative position of the controller sleeve 40 in relation to the controller axis 41 for the full load position is shown in FIG (Fig.5a), for the partial load position (Fig. 5b) and for the zero load position (Fig.
  • the relief throttle 45 has a number of recesses 71, 72, which are made in the regulator sleeve 40 and penetrate the sleeve wall completely and extend in the axial direction and lie in the same cross-sectional plane with an end boundary edge. Viewed from the circumferential direction, they are at an arbitrary distance from one another.
  • Recesses 71, 72 are divided into two groups, the recesses 71 and 72 having the same cross section in each group. All of the recesses 71, 72 have seen the same width in the circumferential direction, but the recesses 71 of one group have a larger axial one
  • the controller axis 41 carries an annular groove 73, the axial groove width of which is the same size as the axial length of the recesses 72.
  • the annular groove 73 is connected to the drain channel 46 via four radial bores 74.
  • the recesses 71, 72 and the annular groove 73 are assigned to one another such that the annular groove 73 does not cover any of the recesses 71, 72 in the full load position of the regulator sleeve 40 (FIG. 5a), with all the recesses 71, in the partial load position (FIG. 5b), 72 corresponds and in the zero load position (FIG.
  • the axial groove width of the annular groove 73 is equal to the axial length of the shorter recesses 72.
  • the groove 73 must be dimensioned equal or smaller in its groove width than the maximum displacement of the regulator sleeve 40 reduced by the axial length of the shorter recesses 72 and by the sum of the required dimensions of the end boundary edges of the shorter recesses 72 from the ring groove 73 at full and partial load position of the regulator sleeve 40.
  • the distance dimension here means the additional displacement path of the regulator sleeve 40, in order to ensure reliable coverage of the shorter recesses 72 by the regulator axis 41 after the control edge of the annular groove 73 and the boundary edge of the shorter recesses 72 have been congruent.
  • the shorter recesses 72 are opened by the left control edge of the annular groove 73 in FIG. 5 and closed again by the right control edge.
  • the longer recesses 71 are opened from the left control edge and, after a displacement path of the regulator sleeve 40, which corresponds to the groove width of the annular groove 73 plus an overlap to be taken into account in the full load position of the regulator sleeve 40, provides a constant control cross section when the regulator sleeve 40 is displaced in the direction of zero load. If the axial length of the shorter recesses 72 is made smaller than the groove width of the annular groove 73, then a wider part-load range TL can be realized. Two versions are possible. In the first embodiment, the shorter recesses 72 with their one end boundary edge do not lie in the same plane with the boundary edges of the longer recesses 71. In this case, the profile of the control pressure p corresponds. in the pump interior 18 the curve drawn in dashed lines in FIG. 7.
  • the boundary edges of short and long recesses 71, 72 lie in the same cross-sectional plane.
  • the course of the control pressure p i as a function of the displacement path s M of the regulator sleeve 40 corresponds to the line drawn in broken lines in FIG. 7.

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Description

Kraftstoffeinspritzpumpe
Stand der Technik
Die Erfindung geht aus einer Kraftstoffeinspritzpumpe der Verteilerbauart für Brennkraftmaschinen der im Oberbegriff des Anspruchs 1 definierten Gattung.
Bei einer bekannten Kraftstoffeinspritzpumpe dieser Art (DE 37 44 618 C1) wird der Drosselquerschnitt lastabhängig so eingestellt, daß er mit zunehmender Verschiebung der Reglermuffe von der Vollstellung bis hin zur Nullast- oder Leerlaufstellung zunimmt. Mit dem jeweiligen
Drosselquerschnitt wird der Kraftstoffdruck in dem Pumpeninnenraum zunehmend abgesenkt. Damit sinkt der auf den Spritzverstellkolben wirkende Steuerdruck und der unter der Rückstellkraft einer Rückstellfeder stehende Spritzverstellkolben des Spritzverstellers wird zurückgeschoben und verstellt den Förderbeginn des Verteilerkolbens und damit den Spritzbeginn zunehmend in Richtung "spät". Der Abflußkanal zum Abfluß von Kraftstoff aus dem Pumpeninnenraum zwecks Steuerdruckabsenkung verläuft dabei im Innern einer sog. Reglerachse, auf welcher die Reglermuffe gleitet, und ist mit einer am Umfang der Reglerachse mündenden Radialbohrung verbunden. Die unterschiedlichen Drosselquerschnitte werden durch zwei Radialbohrungen in der Reglermuffe eingestellt, die einen solchen axialen Abstand voneinander haben, daß mit zunehmender Verschiebung der Reglermuffe erst eine und dann beide Bohrungen mit der Radialbohrung der Reglerachse in Verbindung treten.
Vorteile der Erfindung
Die erfindungsgemäße Kraftstoffeinspritzpumpe mit den kennzeichnenden Merkmalen des Anspruchs 1 hat demgegenüber den Vorteil, daß ausgehend von der Vollaststellung mit zunehmender Entlastung der Brennkraftmaschine eine Spritzbeginnverstellung nach "spät" erfolgt, im Nullastpunkt oder Leerlauf jedoch wieder der Spritzbeginn auf "früher" eingestellt wird, der allerdings nicht so "früh" liegt wie der Spritzbeginn bei Vollast. Dadurch wird in allen Lastbereichen eine gute Kraftstoffaufbereitung und -verbrennung sichergestellt und ein sauberes Abgas erzielt.
Durch die in den weiteren Ansprüchen aufgeführten Maßnahmen sind vorteilhafte Weiterbildungen und Verbesserungen der im Anspruch 1 angegebenen Kraftstoffeinspritzpumpe möglich.
In den Ansprüchen 2,3 und 5 sind dabei drei verschiedene Varianten angegeben, wie in den drei Laststellungen "Vollast", "Teillast", "Nullast" oder "Leerlauf" der gewünschte Drosselquerschnitt der Entlastungsdrossel durch Verschieben der Reglermuffe eingestellt werden kann. Die
Ausführungsform der Erfindung gemäß Anspruch 2 hat dabei den Vorteil, daß die Lastbereiche in Größe und Lage relativ leicht variiert werden können, und zwar auch noch nachträglich. Der erforderliche Nachbearbeitungsaufwand ist hierbei relativ gering. Bei den Ausführungsbeispielen der Erfindung gemäß Anspruch 3 bzw. 5 sind diese Lastbereiche fest vorgegeben und können nachträglich nicht verändert werden. Allerdings ist hier der konstruktive Aufwand geringer.
Zeichnung
Die Erfindung ist anhand von in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 einen Längsschnitt einer Kraftstoffeinspritzpumpe der Verteilerbauart, schematisch dargestellt,
Fig. 2 ausschnittweise einen Längsschnitt von
Reglermuffe und Reglerachse bei der Kraftstoffeinspritzpumpe in Fig. 1 in vergrößerter Darstellung,
Fig. 3 ausschnittweise einen Längsschnitt von Reglermuffe und Reglerachse gemäß einem weiteren
Ausführungsbeispiel in drei verschiedenen Verschiebepositionen der Reglermuffe,
Fig. 4 ausschnittweise eine Abwicklung des Mantels der Reglermuffe in Fig. 3,
Fig. 5 ausschnittweise und in vergrößerter Darstellung einen Längsschnitt der Reglerachse mit zugeordneter Abwicklung des Mantels der Reglermuffe gemäß einem dritten Ausführungsbeispiel in drei verschiedenen Verschiebepositionen der Reglermuffe,
Fig. 6 ein Diagramm des Steuerdruckverlaufs pi im
Pumpeninnenraum der Kraftstoffeinspritzpumpe in Fig. 1 in Abhängigkeit von dem Verschiebeweg sM der Reglermuffe bei einer Reglermuffe gemäß Fig. 2,
Fig. 7 ein Diagramm des Verlaufs des Steuerdrucks pi im
Pumpeninnenraum der Kraftstoffeinspritzpumpe gemäß Fig. 1 in Abhängigkeit von Verschiebeweg sm der Reglermuffe bei einer Reglermuffe gemäß Fig. 3 oder 5.
Beschreibung der Ausführungsbeispiele
Bei der in Fig. 1 im Längsschnitt schematisch dargestellten Kraftstoffeinspritzpumpe der Verteilerbauart wird ein auch aιs Verteiler dienender Pumpenkolben 11 durch eine
Antriebswelle 12 mittels eines Nockengetriebes 13 in eine hin- und hergehende und gleichzeitig rotierende Bewegung versetzt. Bei jedem Druckhub des Pumpenkolbens 11 wird dabei aus einem Pumpenarbeitsraum 14 über eine Verteilerlängsnut 15 Kraftstoff zu einem von mehreren Druckkanälen 16 gefördert, die um den Pumpenkolben 11 herum in gleichmäßigen Drehwinkelabständen angeordnet sind und jeweils zu einem nicht dargestellten Brennraum einer Brennkraftmaschine führen.
Der Pumpenarbeitsraum 14 wird über einen Saugkanal 17 aus einem im Gehäuse 10 der Kraftstoffeinspritzpumpe vorhandenen kraftstoffgefüllten Pumpeninnenraum 18 mit Kraftstoff versorgt, indem während des Saughubs des Pumpenkolbens 11 der Saugkanal 17 durch im Pumpenkolben 11 vorgesehene Steuernuten 19 aufgesteuert wird. Die Anzahl der Steuernuten 19 entspricht der Anzahl der Druckkanäle 16 und damit der Anzahl der pro Umdrehungen des Pumpenkolbens 11 ausgeführten Druckhübe. In dem Saugkanal 17 ist ein Magnetventil 20 angeordnet, das zur Beendigung der Einspritzung und zum Abstellen der Brennkraftmaschine den Saugkanal 17 sperrt.
Die pro Hub des Pumpenkolbens 11 in je einen der Druckkanäle 16 geförderte Kraftstoffeinspritzmenge wird durch die axiale Lage eines auf den Pumpenkolben 11 axial verschieblich sitzenden Einspritzmengen-Steuerglieds oder Regelschiebers 21 bestimmt. Dessen axiale Lage wird durch einen Drehzahlregler 22 und einen willkürlich betätigbaren Verstellhebel 23 festgelegt, unter Auswertung der jeweiligen Drehzahl und Last. Die Last wird bestimmt durch die Stellung des Gaspedals des Kraftfahrzeugs in Verbindung mit dessen Fahrwiderständen.
Der Pumpeninnenraum 18 wird von einer Förderpumpe 24 mit Kraftstoff versorgt, die durch die Antriebswelle 12 angetrieben wird und aus einem Kraftstoffbehälter 25 über eine Saugleitung 26 Kraftstoff ansaugt. Durch ein Drucksteuerventil 27 wird der Ausgangsdruck der Förderpumpe 24 und damit der Druck pi im Pumpeninnenraum 18 gesteuert, wobei dieser Druck mit zunehmender Drehzahl der Antriebswelle 12 entsprechend einer gewünschten Funktion ansteigt. Im Pumpeninnenraum 18 sind sowohl das Nockengetriebe 13 als auch der Drehzahlregler 12 angeordnet, die somit allseitig von dem Druck Pi im Pumpeninnenraum 18, nachfolgend Steuerdruck genannt, beaufschlagt sind und vom Kraftstoff geschmiert werden.
Das Nockengetriebe 13 weist einen Rollen 28 tragenden Rollenring 29 auf, der um einen bestimmten Winkel verdrehbar im Gehäuse gelagert ist und über einen Verstellbolzen 31 mit einem Spritzverstellkolben 32 eines Spritzverstellers 30 verdrehschlüssig gekoppelt ist. In Fig. 1 ist der Spritzverstellkolben 32 um 90° verdreht in der Zeichenebene dargestellt. Der tangential zum Rollenring 29 axial verschiebbare Spritzverstellkolben 32 ist in der einen Verstellrichtung durch eine Rückstellfeder 33 und in der anderen Verstellrichtung durch den in einem Steuerraum 34 herrschenden Steuerdruck des Pumpeninnenraums 18 beaufschlagt. Steuerraum 34 und Pumpeninnenraum 18 stehen über einen im Spritzverstellkolben 32 vorhandenen Drosselkanal 35 miteinander in Verbindung. Steigt der Steuerdruck im Pumpeninnenraum 1 8 mit zunehmender Drehzahl , so wird der Spritzverstellkolben 32 entgegen der Rückstellfeder 33 verschoben und der Rollenring 29 verdreht. In der Innenbohrung des Rollrings 29 ist eine Klauenkupplung vorhanden, bei der Klauen der Antriebswelle 12 mit Klauen des Pumpenkolbens 11 ineinandergreifen, so daß der
Pumpenkolben 11 unabhängig von der Antriebswelle 12 eine Hubbewegung während des Rotierens ausüben kann. Am Pumpenkolben 11 ist eine Hub- oder Stirnnockenscheibe 36 angeordnet, die mit ihrer Stirnnocken tragenden Fläche auf den Rollen 28 abläuft, wobei die Zahl der Stirnnocken wiederum der Zahl der Druckkanäle 16 entspricht. Bei der Verschiebung des Spritzverstellkolbens 32 gegen die Rückstellfeder 33 wird nun der Rollenring 19 so verdreht, daß die Stirnnocken der Stirnnockenscheibe 36 bezogen auf die Drehlage der Antriebswelle 12 früher mit den Rollen 28 in Eingriff gelangen, wodurch der Hubbeginn des Pumpenkolbens 11 und damit der Förderbeginn des Kraftstoffs und der Spritzbeginn SB in Bezug auf die Drehlage der Antriebswelle 12 früher erfolgt. Je höher also der Steuerdruck im Pumpeninnenraum 18 und dort am
Spritzverstellkolben 32 ist, desto früher ist dieser Spritzbeginn SB.
Der Antrieb des Drehzahlreglers 22 erfolgt über ein Zahnrad 37, das mit der Antriebswelle 12 fest verbunden ist und einen Drehzahlgeber 38 mit Fliehgewichten 39 antreibt. Die Fliehgewichte 39 greifen an der einen Seite einer Reglermuffe 40 an, die axial verschiebbar auf einer Reglerachse 41 sitzt. Mit ihrem freien Ende liegt die Reglermuffe 40 an einem durch eine Regelfeder 42 belasteten Regelhebelsystem 43, das den Regelschieber 21 betätigt. Das Regelhebelsystem 43 ist auf einer Achse 44 schwenkbar gelagert. Die Vorspannung der Regelfeder 42 ist durch den Verstellhebel 23 änderbar, und zwar in der Art, daß bei Verstellung des Verstellhebels 23 in Richtung zunehmender
Last der Regelschieber 21 in Fig. 1 nach oben geschoben und damit die Kraftstoffeinspritzpumpe vergrößert wird.
Um den Förderbeginn, der wie bisher beschrieben nur drehzahlabhängig verändert wird, auch lastabhängig ändern zu können, wird von der Reglermuffe 40 eine Entlastungsdrosael 45 im Pumpeninnenraum 18 in der Weise gesteuert, daß je nach lastabhängiger Verschiebestellung der Reglermuffe 40 ein unterschiedlicher Drosselquerschnitt zu einem in der Reglerachse 41 als Axialbohrung ausgebildeten Abflußkanal 46 freigegeben wird. Durch dieses gedrosselte Aufsteuern des Abflußkanals 46 kann der Druck im Pumpeninnenraum 18 verringert werden, wodurch sich der Spritzverstellkolben 32 unter der Rückstellfeder 33 zurückbewegt und durch Drehen des Rollenrings 29 den Förderbeginn bzw. Spritzbeginn SB in Richtung "spät" verstellt. Der Abflußkanal 46 ist über eine Abflußleitung 47 mit dem Kraftstoffbehälter 25 verbunden.
Die Reglermuffe 40 mit Reglerachse 41 ist in Fig. 2 vergrößert dargestellt. Die hohl ausgebildete, stirnseitig mit einem Verschlußstück 51 verschlossene Reglermuffe 40 trägt die Entlastungsdrossel 45 , die durch Verschieben der Reglermuffe 40 auf der Reglerachse 41, je nach Verschiebestellung der Reglermuffe 40 einen mehr oder weniger großen Drosselquerschnitt zum Abflußkanal 46 hin freigibt. Drei markante Verschiebestellungen der Regelmuffe sind in Fig. 2 stirchliniert angedeutet und mit VL (Vollast), TL (Teillast) und mit NL (Nullast oder Leerlauf) gekennzeichnet. In diese Stellungen wird die Reglermuffe 40 durch die Fliehgewichte 39 überführt, wenn infolge Entlastung der Brennkraftmaschine deren Drehzahl und damit die Drehzahl der Antriebswelle 12 zunimmt. Die Entlastungsdrossel 45 weist zwei in der Reglermuffe 40 im Axialabstand eingebrachte Radialbohrungen 48,49 mit stark voneinander abweichenden Bohrungsdurchmessern auf, die mit einer durchgehenden Querbohrung 50 in der Reglerachse 41 zusammenwirken. Die Querbohrung 50 ist über eine axiale Sackbohrung 52, die auf der Stirnseite der Reglerachse 41 durch einen Stopfen 53 abgeschlossen, ist und über eine in der Sackbohrung 52 mündende radiale Stichbohrung 54 mit einer ersten Ringnut 55 in der Reglerachse 41 verbunden. Im Axialabstand von der ersten Ringnut 55 ist eine zweite Ringnut 56 in die Reglerachse 41 eingebracht, die über eine zweite Stichbohrung 57 mit dem Abflußkanal 46 verbunden ist. Mit den beiden Ringnuten 55,56 wirkt eine Verbindungsnut 58 in der Reglermuffe 40 zusammen. Die Verbinάungsnut 58 ist so bemessen und angeordnet, daß sie die beiden Ringnuten 55,56 in der Vollaststellung (VL) der Reglermuffe 40 voneinander trennt und in den übrigen Verschiebepositionen der Reglermuffe 40 (TL und NL) miteinander verbindet. Die beiden Radialbohrungen 48,49 in der Reglermuffe 40 und die
Querbohrung 50 in der Reglerachse 41 sind einander so zugeordnet, daß in der Teillaststellung (TL) der Reglermuffe 40 die durchmessergrößere Radialbohrung 48 und in der Nullaststellung (NL) die durchmesserkleinere Radialbohrung 49 mit der Querbohrung 50 in Verbindung tritt. In der
Teillaststellung (TL) fließt über den großen Querschnitt der Radialbohrung 40 relativ viel Kraftstoff in den Abflußkanal 46 ab, so daß der Druck im Pumpeninnenraum 18 relativ weit abgesenkt wird. Entsprechend groß ist der Verschiebeweg des Spritzverstellerkolbens 32 unter der Wirkung der Rückstellfeder 33, und durch das dadurch bewirkte Verdrehen des Rollenrings 29 wird der Spritzbeginn weit nach "spät" verschoben. In der Nullaststellung (NL) wird der Drosselquerschnitt auf den kleineren Bohrungsquerschnitt der Radialbohrung 49 gedrosselt, so daß wesentlich weniger
Kraftstoff abfließen kann und der Druck im Pumpeninnenraum 18 wieder zunimmt. Der Spritzverstellkolben 32 wird gegen die Kraft seiner Rückstellfeder 33 verschoben und verstellt den Spritzbeginn wieder in Richtung "früh". Da aber Kraftstoff nach wie vor gedrosselt über die querschnittskleinere Radialbohrung 49 abfließt, wird der Druck im Pumpeninnenraum 18 nicht so stark ansteigen wie in der Vollaststellung (VL) der Reglermuffe 40, in welcher die Verbindungsnut 58 die Verbindung der Radialbohrungen 48,49 zum Abflußkanal 46 auftrennt. Der Verlauf des Drucks pi im
Pumpeninnenraum 18 ist in Abhängigkeit von dem Verschiebeweg sm der Reglermuffe 40 in Fig. 6 dargestellt. Er ist bei Vollast (VL) sehr hoch, nimmt im Teillastbereich sehr stark ab und wächst im Nullastbereich (NL) in etwa auf die Hälfte des Drucks vom Vollastbereich an. Dieses Diagramm entspricht auch im wesentlichen den Verlauf des Spritzzeitpunktes (Spritzbeginn SB) in Abhängigkeit von der Last (L), wobei der Spritzbeginn (SB), ausgehend von der Abszisse, sich von "spät" nach "früh" bewegt.
ιn Fig. 3 und 4 ist ein weiteres Ausführungsbeispiel der Entlastungsdrossel 45 in der Reglermuffe 40 dargestellt. Fig. 3a zeigt dabei die Reglermuffe 40 in der Vollaststellung (VL), Fig. 3b in der Teillaststellung (TL) und Fig. 3c in der Nullaststellung (NL). Fig. 4 zeigt die Abwicklung des Mantels der Reglermuffe 40. Die
Entlastungsdrossel 45 weist eine Vielzahl von in der Reglermuffe 40 eingebrachten, die Muffenwand vollständig durchdringenden Ausnehmungen 61,62 auf, die in zwei Querschnittsebenen in Umfangsrichtung nebeneinander liegen. Alle Ausnehmungen 61,62 haben den gleichen Querschnitt, wobei jedoch die Anzahl der Ausnehmungen 61 in der einen Querschnittsebene doppelt so groß ist wie die Anzahl der Ausnehmungen 62 in der anderen Querschnittsebene. Die Reglerachse 41 trägt eine mit dem Abflußkanal 46 über eine Querbohrung 60 verbundene Ringnut 63, deren axiale Nutbreite so groß bemessen ist, daß sie die Ausnehmungen 61,62 in beiden Querschnittsebenen zu überdecken vermag. Ausnehmungen
61,62 und Ringnut 63 sind nunmehr so angeordnet, daß die Ringnut 63 in der Vollaststellung der Reglermuffe 40 (Fig. 3a) ausschließlich die zahlmäßig wenigen Ausnehmungen
62 in der einen Querschnittsebene, in der Teillaststellung (Fig. 3b) alle Ausnehmungen 61 ,62 und in der Nullaststellung (Fig. 3c) die zahlmäßig mehr Ausnehmungen 61 in der anderen Querschnittsebene überdeckt. Damit verbindet die Entlastungsdrossel 45 den Pumpeninnenraum 18 mit dem
Abflußkanal 46 in der Vollaststellung über einen kleinen Drosselquerschnitt, der von den Ausnehmungen 62 gebildet wird, in der Teillaststellung über einen sehr großen Querschnitt, der von der Summe der Ausπehmung 61,62 gebildet wird und in der Nullaststellung über einen wiederum kleineren Drosselquerschnitt, der jedoch doppelt so groß ist wie der Drosselquerschnitt in der Vollaststellung und der von den Ausnehmungen 62 in der zweiten Querschnittsebene gebildet wird. Der Verlauf des Steuerdrucks pi im Pumpeninnenraum 18 bei der beschriebenen Verschiebung der Reglermuffe 40 ist in Fig. 7 in Abhängigkeit von deren Verschiebeweg sM dargestellt. Anstelle der unterschiedlichen Anzahl der Ausnehmungen 61,62 in den beiden Querschnittsebenen kann auch deren Größe (oder beides) unterschiedlich gewählt werden. Es muß nur sichergestellt sein, daß der insgesamt in der Querschnittsebene der Ausnehmungen 61 vorhandene Durchflußquerschnitt entsprechend größer ist als der in der Querschnittsebene der Ausnehmungen 62 insgesamt zur Verfügung stehende Durchflußquerschnitt. Ein weiteres Ausführungsbeispiel der Entlastungsdrossel 45 in der Reglermuffe 40 ist in Fig. 5 illustriert. Im unteren Teil der Fig. 5 ist die Reglerachse 41 dargestellt und im oberen Bild die Abwicklung der Mantelfläche der auf der Reglerachse 41 axial verschieblich sitzenden Reglermuffe 40. Dabei ist in Fig. 5 die relative Lage der Reglermuffe 40 gegenüber der Reglerachse 41 für die Vollaststellung (Fig.5a), für die Teillaststellung (Fig. 5b) und für die Nullaststellung (Fig. 5c) dargestellt. Die Entlastungsdrossel 45 weist eine Anzahl in der Reglermuffe 40 eingebrachten, die Muffenwand ganz durchdringenden Ausnehmungen 71,72 auf, die sich in Axialrichtung erstrecken und mit einer stirnseitigen Begrenzungskante in der gleichen Querschnittsebene liegen. Sie weisen in Umfangsrichtung gesehen voneinander einen beliebigen Abstand auf. Die
Ausnehmungen 71,72 sind in zwei Gruppen unterteilt, wobei in jeder Gruppe die Ausnehmungen 71 bzw. 72 den gleichen Querschnitt aufweisen. Dabei haben alle Ausnehmungen 71,72 die gleiche Breite in Umfangsrichtung gesehen, jedoch weisen die Ausnehmungen 71 der einen Gruppe eine größere axiale
Ausdehnung auf als die Ausnehmungen 72 der anderen Gruppe. Die Reglerachse 41 trägt eine Ringnut 73, deren axiale Nutbreite gleich groß wie die axiale Länge der Ausnehmungen 72 bemessen ist. Die Ringnut 73 ist über vier Radialbohrungen 74 mit dem Abflußkanal 46 verbunden. Die Ausnehmungen 71,72 und die Ringnut 73 sind einander so zugeordnet, daß die Ringnut 73 in der Vollaststellung der Reglermuffe 40 (Fig. 5a) keine der Ausnehmungen 71,72 überdeckt, in der Teillaststellung (Fig. 5b) mit allen Ausnehmungen 71,72 korrespondiert und in der Nullaststellung (Fig. 5c) nur mit den Ausnehmungen 71 der einen Gruppe mit der größeren axialen Länge korrespondiert. Die jeweils von der Ringnut 73 zu dem Auslaßkanal 46 hin freigegebene Druchtrittsflachen zum Abströmen des Kraftstoffs aus dem Pumpeninnenraum 18 ist in Fig. 5 durch Schraffur gekennzeichnet. Da die Anzahl der Ausnehmungen 71,72 in beiden Gruppen gleich groß ist, ist damit die Summe der Durchtrittsflächen für den Kraftstoff in der Teillaststellung der Reglermuffe (Fig. 5b) doppelt so groß wie in der Nullaststellung (Fig. 5c). In der Vollaststellung (Fig. 5a) besteht keine Verbindung zwischen Pumpeninnenraum 18 und Abflußkanal 46. Der Verlauf des Steuerdrucks pi im Pumpeninnenraum 18 in Abhängigkeit von dem Verschiebeweg sM der Reglermuffe 40 ist wiederum in Fig. 7 zu sehen.
Bei dem beschriebenen Ausführungsbeispiel der Entlastungsdrossel 50 ist es nicht zwingend, daß die axiale Nutbreite der Ringnut 73 gleich der axialen Länge der kürzeren Ausnehmungen 72 ist. Allgemein muß die Ringnut 73 in ihrer Nutbreite gleich oder kleiner bemessen werden als der maximale Verschiebeweg der Reglermuffe 40 reduziert um die axiale Länge der kürzeren Ausnehmungen 72 und um die Summe der erforderlichen Abstandsmaße der stirnseitigen Begrenzungskanten der kürzeren Ausnehmungen 72 von der Ringnut 73 bei Voll- und Teillaststellung der Reglermuffe 40. Unter Abstandsmaß wird hier der zusätzliche Verschiebeweg der Reglermuffe 40 verstanden, um nach Kongruenz von Steuerkante der Ringnut 73 und Begrenzungskante der kürzeren Ausnehmungen 72 eine zuverlässige Abdeckung der kürzeren Ausnehmungen 72 durch die Reglerachse 41 sicherzustellen. Die kürzeren Ausnehmungen 72 werden von der in Fig. 5 linken Steuerkante der Ringnut 73 aufgesteuert und von der rechten Steuerkante wieder zugesteuert. Die längeren Ausnehmungen 71 werden von der linken Steuerkante aufgesteuert und bieten nach einem Verschiebeweg der Reglermuffe 40, der der Nutbreite der Ringnut 73 plus einer in Vollaststellung der Reglermuffe 40 zu berücksichtigenden Überdeckung entspricht einen konstanten Steuerquerschnitt bei Verschiebung der Reglermuffe 40 in Richtung Nullast. Führt man die axiale Länge der kürzeren Ausnehmungen 72 kleiner als die Nutbreite der Ringnut 73 aus, so kann damit ein breiterer Teillastbereich TL realisiert werden. Dabei sind zwei Ausführungen möglich. Bei der ersten Ausführung liegen die kürzeren Ausnehmungen 72 mit ihrer einen stirnseitigen Begrenzungskante nicht in der gleichen Ebene mit den Begrenzungskanten der längeren Ausnehmungen 71. In diesem Fall entspricht der Verlauf des Steuerdrucks p. im Pumpeninnenraum 18 dem in Fig. 7 strichliniert eingezeichneten Kurvenzug.
Bei der zweiten Ausführung liegen die Begrenzungskanten von kurzen und langen Ausnehmungen 71,72 in der gleichen Querschnittsebene. Der Verlauf des Steuerdrucks pi in Abhängigkei t vom Verschiebeweg sM der Reglermuffe 40 entspricht der in Fig. 7 strichliniert eingezeichneten Linie. Die Steigung der einzelnen Bereiche des Verlaufs pi = f(sM) kann durch eine entsprechend gewählte Breite der Ausnehmungen 71,72, in Umfangsrichtung der Reglermuffe 40 gesehen, variiert werden.

Claims

Ansprüche
1. Kraftstoffeinspritzpumpe der Verteilerbauart für
Brennkraftmaschinen mit einem einen Pumpenarbeitsraum begrenzenden Verteilerkolben, der von einer Antriebswelle in einer hin- und hergehenden und zugleich rotierenden Bewegung angetrieben wird, mit einem auf dem Verteilerkolben axial verschiebbaren Einspritzmengen- Steuerglied, mit einem das Einspritzmengen-Steuerglied betätigenden Drehzahlregler, der eine drehzahlabhängig sich verschiebende Reglermuffe aufweist, mit einem hydraulischen Spritzversteller, der einen von einem Steuerdruck beaufschlagten Spritzverstellkolben aufweist, der den Hubbeginn des Verteilerkolbens und damit den Förder- bzw. Einspritzbeginn (SB) bezogen auf die Drehlage der Antriebswelle mit zunehmendem
Steuerdruck auf "früh" und mit abnehmendem Steuerdruck auf "spät" verstellt, mit einem den Drehzahlregler aufnehmenden Pumpeninnenraum, der mit unter Steuerdruck stehendem Kraftstoff gefüllt ist und einerseits mit dem Spritzverstellkolben in Verbindung steht und andererseits eine von der Reglermuffe lastabhängig gesteuerte Entlastungsdrossel aufweist, die je nach Verschiebestellung der Reglermuffe einen unterschiedlichen Drosselquerschnitt zu einem
Abflußkanal am Pumpeninnenraum freigibt, dadurch gekennzeichnet, daß die Entlastungsdrossel (45) in der Reglermuffe (40) so ausgebildet ist, daß der zum Abflußkanal (46) freigegebene Drosselquerschnitt in einer von der Reglermuffe (40) bei Vollast eingenommenen Verschiebestellung (VL) null oder sehr klein, in einer durch Entlastung von der Reglermuffe eingenommenen Teillaststellung (TL) groß und in einer durch weitere Entlas tung von der Regle rmuff e ( 40 ) eingenommenen Nullast- oder LeerlaufStellung (NL) wieder kleiner ist.
2. Pumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Reglermuffe (40) auf einer den Abflußkanal (46) als Axialbohrung enthaltenden Reglerachse (41) axial verschiebbar sitzt, daß die Entlastungsdrossel (45) zwei in der Reglermuffe (40) im Axialabstand eingebrachte Radialbohrungen (48,49) mit stark unterschiedlichem Durchmesser aufweist, die mit einer durchgehenden Querbohrung (50) in der Reglerachse (41) zusammenwirken, daß die Querbohrung (50) mit einer davon im Axialabstand angeordneten ersten Ringnut (55) in der Reglerachse (41) verbunden ist, daß der Abflußkanal (46) in einer von der ersten Ringnut (55) im Axialabstand angeordneten zweiten Ringnut (56) mündet, daß in der Reglermuffe (40) eine Verbindungsnut (58) in einer solchen Relation zu den beiden Ringnuten (55,56) angeordnet ist, daß sie die be id en Ringnut en ( 55 , 56 ) in der Vollasts tellung ( VL ) der Reglermuffe (40) voneinander trennt und in den übrigen Verschiebepositionen der Reglermuffe (40) miteinander verbindet, und daß die beiden Radialbohrungen (48,49) in der Reglermuffe (40) und die Querbohrung (50) in der Reglerachse (41) einander so zugeordnet sind, daß in der Teillaststellung (TL) der Reglermuffe (40) die durchmessergrößere Radialbohrung (48) und in der Nullast- oder LeerlaufStellung (NL) der Reglermuffe (40) die durchmesserkleinere Radialbohrung (49) mit der Querbohrung (50) in Verbindung ist.
3. Pumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Reglermuffe (40) auf einer den Abflußkanal (46) als Axialbohrung enthaltenden Reglerachse (41 ) axial verschiebbar sitzt, daß die Entlastungsdrossel (45) eine Vielzahl von in der Reglermuffe (40) eingebrachten, die Muffenwand durchdringenden Ausnehmungen (61,62) aufweist, die in zwei Querschnittsebenen in Umfangsrichtung nebeneinander mit Abstand liegen, wobei die Anzahl der Ausnehmungen (61,62) oder deren Größe in jeder Querschnittsebene stark unterschiedlich ist, daß die Reglerachse (41) eine mit dem Abflußkanal (46) verbundene Ringnut (63) trägt, deren axiale Nutbreite so groß bemessen ist, daß sie die Ausnehmungen (61,62) in beiden Querschnittsebenen zu überdecken vermag, und daß die Ausnehmungen (61,62) und die Ringnut (63) so angeordnet sind, daß die Ringnut (63) in der Vollaststellung (VL) der Reglermuffe (40) ausschließlich die zahlmäßig wenigen oder querschnittskleineren
Ausnehmungen (62) in der einen Querschnittsebene, in der Teillaststellung (TL) alle Ausnehmungen (61,62) und in der Nullaststellung (NL) die zahlmäßig mehr oder querschnittsgrößeren Ausnehmungen (61) in der anderen Querschnittsebene überdeckt.
4. Pumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausnehmungen (61,62) in den beiden Querschnittsebenen querschnittsgleich ausgebildet sind und daß die Anzahl der Ausnehmungen (61) in der einen Querschnittsebene doppelt so groß ist wie die Anzahl der Ausnehmungen (62) in der anderen Querschnittsebene.
5. Pumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Reglermuffe (40) auf einer den Abflußkanal (46) als Axialbohrung enthaltenden Reglerachse (41) axial verschieblich sitzt, daß die Entlastungsdrossel (45) eine Anzahl von in der Reglermuffe (40) eingebrachten, die Muffenwand durchdringenden Ausnehmungen (71,72) aufweist, die in Umfangsrichtung in einer Querschnittsebene mit Abstand nebeneinander liegen und sich in Axialrichtung erstrecken, daß mindestens zwei Gruppen von Ausnehmungen (71,72) vorhanden sind, von denen die Ausnehmungen (71) der einen Gruppe eine längere axiale Ausdehnung aufweisen als die Ausnehmungen (72) der anderen Gruppe, daß die Reglerachse (41) eine mit dem Abflußkanal (46) verbundene Ringnut (73) aufweist, deren axiale Nutbreite gleich oder kleiner ist als der um die axiale Länge der kürzeren Ausnehmungen (72) und um die Summe der erforderlichen Abstandsmaße der kürzeren Ausnehmungen (72) von der Ringnut (73) in der Voll- und Teillaststellung der Reglermuffe (40) verminderte maximale Verschiebeweg der Reglermuffe (40) und daß die Ausnehmungen (71,72) und die Ringnut (73) einander so zugeordnet sind, daß die Ringnut (73) in de r Vollas ts tellung ( VL ) der Reglermuffe ( 40 ) keine der
Ausnehmungen (71,72) überdeckt, in der Teillaststellung (TL) mit allen Ausnehmungen (71,72) und in der Nullaststellung (NL) nur mit den die längere axiale Ausdehnung aufweisenden Ausnehmungen (71) der einen Gruppe in Verbindung steht.
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Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0494426A (ja) * 1990-08-08 1992-03-26 Zexel Corp 分配型燃料噴射ポンプのロードタイマ
DE19713868A1 (de) * 1997-04-04 1998-10-08 Bosch Gmbh Robert Kraftstoffeinspritzpumpe für Brennkraftmaschinen
JP2004116475A (ja) * 2002-09-27 2004-04-15 Denso Corp 燃料噴射ポンプ
DE102015016925A1 (de) 2015-12-24 2017-06-29 Audi Ag Kraftstoffpumpe

Family Cites Families (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS551418A (en) * 1978-06-16 1980-01-08 Diesel Kiki Co Ltd Injection timing device for distribution-type fuel injection pump
JPS595162Y2 (ja) * 1979-04-19 1984-02-16 株式会社ボッシュオートモーティブ システム 分配型燃料噴射ポンプのロ−ドタイマ
JPS6131157Y2 (de) * 1981-03-12 1986-09-10
DE3135234A1 (de) * 1981-09-05 1983-03-17 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart Einrichtung zur lastabhaengigen betaetigung eines stellorgans einer brennkraftmaschine
DE3135477A1 (de) * 1981-09-08 1983-03-17 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart Kraftstoffeinspritzpumpe fuer brennkraftmaschinen
DE3242108A1 (de) * 1982-11-13 1984-05-17 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart Verteilereinspritzpumpe fuer brennkraftmaschinen
DE3500341A1 (de) * 1984-07-13 1986-01-16 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart Drehzahlregler fuer kraftstoffeinspritzpumpen
GB8513282D0 (en) * 1985-05-28 1985-07-03 Lucas Ind Plc Fuel injection pumping apparatus
JPS63138128A (ja) * 1986-11-28 1988-06-10 Mazda Motor Corp デイ−ゼルエンジンの燃料噴射時期制御装置
DE3744618C1 (en) * 1987-12-31 1989-05-18 Bosch Gmbh Robert Fuel-injection pump for internal-combustion engines
DE3900346A1 (de) * 1989-01-07 1990-07-12 Bosch Gmbh Robert Kraftstoffeinspritzpumpe fuer brennkraftmaschinen

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO9110055A1 *

Also Published As

Publication number Publication date
ES2046799T3 (es) 1994-02-01
DE3943297A1 (de) 1991-07-04
DE59003259D1 (de) 1993-12-02
BR9007176A (pt) 1991-11-26
EP0461211B1 (de) 1993-10-27
KR0155561B1 (ko) 1998-11-16
US5161509A (en) 1992-11-10
JP2801399B2 (ja) 1998-09-21
KR920701630A (ko) 1992-08-12
WO1991010055A1 (de) 1991-07-11
JPH04504749A (ja) 1992-08-20

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