EP0467072A1 - Brennstoffeinspritzvorrichtung für luftverdichtende Brennkraftmaschinen - Google Patents

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EP0467072A1
EP0467072A1 EP91109689A EP91109689A EP0467072A1 EP 0467072 A1 EP0467072 A1 EP 0467072A1 EP 91109689 A EP91109689 A EP 91109689A EP 91109689 A EP91109689 A EP 91109689A EP 0467072 A1 EP0467072 A1 EP 0467072A1
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EP
European Patent Office
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injection
pressure
piston
pressure wave
fuel
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EP91109689A
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English (en)
French (fr)
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Dietmar Ing. Grad. Henkel
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MAN Truck and Bus SE
Original Assignee
MAN Nutzfahrzeuge AG
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Publication of EP0467072B1 publication Critical patent/EP0467072B1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M45/00—Fuel-injection apparatus characterised by having a cyclic delivery of specific time/pressure or time/quantity relationship
    • F02M45/02—Fuel-injection apparatus characterised by having a cyclic delivery of specific time/pressure or time/quantity relationship with each cyclic delivery being separated into two or more parts
    • F02M45/04—Fuel-injection apparatus characterised by having a cyclic delivery of specific time/pressure or time/quantity relationship with each cyclic delivery being separated into two or more parts with a small initial part, e.g. initial part for partial load and initial and main part for full load
    • 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
    • F02M55/00—Fuel-injection apparatus characterised by their fuel conduits or their venting means; Arrangements of conduits between fuel tank and pump F02M37/00
    • F02M55/02—Conduits between injection pumps and injectors, e.g. conduits between pump and common-rail or conduits between common-rail and injectors

Definitions

  • the invention relates to a fuel 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 injection line, the piston of the metering unit is moved at the start of delivery and a metered amount of fuel is pre-injected according to the cylinder volume. Due to the extension of the first injection line by the length of a second line to be connected in series, the main injection is delayed by the longer running time required to pass the second line. A check valve is installed in the second line to avoid repercussions resulting in a pressure drop during the pre-injection.
  • a disadvantage of this device is that the fuel pressure at the start of the pre-injection at low speed is too low as a result of the low displacement speed of the piston of the metering valve unit in order to achieve a good mixture preparation.
  • Pre-injection is used to reduce the combustion noise of direct-injection diesel engines. Their implementation is difficult if the fuel metering towards the injection nozzle is carried out according to the displacement piston principle. This applies to the in-line and distributor injection pumps which have been frequently used up to now and which all work according to the above-mentioned principle of action.
  • Is z. B. intends to atomize the comparatively small pilot injection quantity with the same nozzle through which the main injection quantity is also passed, attention must be paid to the following.
  • the object of the invention is to provide a constant total amount of fuel in the pre-injection phase of an operating cycle, regardless of the load and speed state of an internal combustion engine, by forcing a reproducible pressure curve at the inlet of the injection nozzle.
  • the path of the fuel from the injection pump to the injection lines is only released when a predetermined high pressure level has built up, which runs as a pressure wave to an injection nozzle and is reflected there, which leads to a doubling of the static pressure in front of one Injector nozzle needle guides. Due to this high pressure, the nozzle needle opens and, as desired, an injection jet with finely divided droplets is formed. Due to the different length of the injection line, a reproducible division of the injection quantity into a pre-injection and a main injection is achieved. By choosing the difference in length of the two injection lines, the time difference between the start of the pre-injection and the main injection can be determined, taking into account the pressure waves propagating at the speed of sound.
  • Structural features of the pressure wave generator according to the invention are characterized by the features of claim 2. Due to the sudden opening of the actuator as a result of the increasing pressure area exposed to the fuel pressure after opening the actuator, the potential energy stored in the pressure chamber is free to build up a downstream, very steep pressure wave, the pressure effect of which, as already described, is reflected by reflection at Impact on the sealing seat of the nozzle needle of the injector is still doubled. This opens the nozzle needle for the pre-injection and then closes again after the pressure collapses.
  • the pressure in the pressure chamber of the pressure wave generator does not drop below a set closing pressure, so that after the delayed arrival of the pressure wave from the second injection line on the nozzle holder, the actuator is still open and by opening the nozzle needle again when this pressure is reflected the main injection is initiated.
  • the piston loading the valve stem can also be replaced according to claim 3 by a spring which is biased with a force equal to the force of the piston.
  • the second distributor 7 is preceded by two check valves 8 and 9, a first check valve 8 being installed in the first injection line 2 and a second check valve 9 in the second injection line 3.
  • the check valves 8 and 9 are permeable in the direction from the injection pump 1 to the injection valve 4 while blocking in the opposite direction.
  • the check valves 8 and 9 and the injection nozzle 4 are to be moved as far as the second distributor piece 7 as far as this can be solved by design.
  • FIG. 2 A structural design of the pressure wave generator 6 is shown in FIG. 2.
  • the design of the pressure wave generator resembles an injection valve. It initially consists of a nozzle holder 10, a nozzle body 11 and a union nut 12, which connects both parts.
  • an actuator 13 is axially movably guided, which is divided into a valve stem 14 and a piston 15, which is connected in loose contact with the valve stem 14.
  • the valve stem 14 with a diameter d1 has a frustoconical tip which carries a flat sealing surface 16 with a diameter d2. This seals a pressure chamber 17 against an outlet bore 18 which opens into the first distributor piece 5 (FIG. 1).
  • the pressure chamber 17 coaxially surrounds the valve stem 14, the pressure chamber being connected via an inlet bore 19 to the outlet 5a of the injection pump 1.
  • a stop is provided on a coupling plate 20, which is clamped between the nozzle holder 10 and the nozzle body 11.
  • the pressure in the pressure chamber 17 of the pressure wave generator according to FIG. 1 is plotted on the abscissa in FIG. 3, while the ordinate represents the forces acting on the valve stem 14.
  • the provided with a negative sign because of their effect to be thought force F K of the piston 15 or originating from the compression spring indicated as a line F K -Bparallel to the abscissa.
  • the pressure builds up in the pressure chamber 17 of the pressure wave generator (FIG. 2). Said pressure acts on the hydraulic effective cross-section (of the valve stem 14) described with the diameter difference d1-d2 and generates a force on the valve stem which is described in the diagram with the straight section AB. If this force reaches the amount of the piston force F K as a result of further increased pressure, there is a balance between the closing force and the counteracting hy drastic opening force, caused by the pressure pö (opening pressure). If the pressure value pö is slightly exceeded (due to the progress of the delivery process), the valve sealing seat opens.
  • the pressure application area which increases at the same time to the value of a circular area with the diameter d1 results in a sudden increase in the hydraulic force acting on the valve stem 14 in accordance with the straight section BC.
  • the comparatively high amount of this force explains the high opening speed of the valve.
  • the immediate onset of pressure collapse in the pressure chamber 17 causes the hydraulic force marked by point C (on the valve stem) to drop to a value marked E (corresponds to the pressure value pr), the valve stem constantly remaining at the open position.
  • the delivery process which is still maintained by the moving piston of the pump element, causes the pressure to rise again to a value less than p0 but greater than pr with the valve cross section still fully open.
  • Vpö Vd2 with Vd as the squared diameter ratio, the latter formed from d2 to d1.
  • the time phase of the valve opening in the pressure wave generator 6 should be recalled. It was accompanied by the generation of a pressure wave, which was coupled downstream into the outlet channel bore 18 of the pressure wave generator 6 (FIG. 2). On its further path, this pressure wave now arrives in the immediately downstream first distributor piece 5. From there, the pressure wave energy is divided symmetrically as a result of the pressure wave entering the injection lines 2, 3 connected in parallel, which have the same cross-section, and the second injection line 3 (delay line) in order to design such an amount that the transit time of the pressure pulse in it, which is dependent on the speed of sound of the fuel, is greater by the amount T compared to the pulse transit time in the first injection line 2.
  • a T is a time which is equal to or slightly larger than the ignition delay of the pilot injection scheduled.
  • the stand pressure in the two injection lines 2 and 3 which is determined by the closing pressure of the pressure wave generator, must be taken into account is the minimum pressure remaining in pressure chamber 17 immediately after pressure wave generation - for the purpose of preinjection - see FIGS. 1 and 2) and on the other hand it is equal to the amount of the desired static pressure. It follows at the same time that the closing pressure of the injection valve is to be designed higher than that of the pressure wave generator.

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Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf eine Brennstoffeinspritzvorrichtung für luftverdichtende Brennkraftmaschinen. Um unangenehme Verbrennungsgeräusche zu reduzieren geht man dazu über, den Einspritzvorgang in eine Vor- und eine Haupteinspritzung zu unterteilen. Erfindungsgemäß wird in die Einspritzleitung (2,3) ein Druckwellenbildner (6) eingebaut, welcher dafür sorgt, daß auch im Teillastbereich und bei langsam laufender Brennkraftmaschine durch das plötzliche Öffnen des Druckwellenbildners (6) ein hohes Druckniveau für die Voreinspritzung zur Verfügung steht. Der Öffnungsdruck des Druckwellenbildners (6) wird durch das Kräftespiel zwischen den hydraulisch wirksamen Kolbenflächen und einer Schließfeder, oder eines Kolbens (15) gesteuert, wobei der Kolben (15) mit einer kennfeldgesteuerten Hilfsdruckquelle beaufschlagbar ist. Durch das zur Verfügung stehende hohe Druckniveau wird die Voreinspritzmenge fein zerstäubt. An die Voreinspritzung schließt sich, bedingt durch den Laufzeitunterschied der beiden Einspritzleitungen, die Haupteinspritzung an. <IMAGE>

Description

  • Die Erfindung bezieht sich auf eine Brennstoffeinspritzvorrichtung gemäß dem Gattungsbegriff des Patentanspruches 1.
  • Zur Aufteilung einer Einspritzmenge in eine Vor- und Haupteinspritzung ist es aus 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 Einspritzleitung wird bei Förderbeginn der Kolben der Dosiereinheit verschoben und entsprechend dem Zylindervolumen eine dosierte Brennstoffmenge voreingespritzt. Bedingt durch die Verlängerung der ersten Einspritzleitung um die Länge einer in Serie geschaltet zu denkenden zweiten Leitung, erfolgt die Haupteinspritzung um die zum Passieren der zweiten Leitung erforderliche längere Laufzeit zeitlich verzögert. Zur Vermeidung von Rückwirkungen mit der Folge eines Druckabbaues während der Voreinspritzung ist in die zweite Leitung ein Rückschlagventil eingebaut.
  • Ein Nachteil dieser Vorrichtung besteht darin, daß der Brennstoffdruck zu Beginn der Voreinspritzung bei geringer Drehzahl als Folge der niedrigen Verdrängergeschwindigkeit des Kolbens der Dosierventileinheit zu gering ist, um eine gute Gemischaufbereitung zu erzielen.
  • Zur Minderung des Verbrennungsgeräusches von direkteinspritzenden Dieselmotoren wird die sogenannte Voreinspritzung angewendet. Deren Realisierung stößt dann auf Schwierigkeiten, wenn die Kraftstoffzumessung zur Einspritzdüse hin nach dem Verdrängerkolben-Prinzip verwirklicht ist. Dies trifft zu für die bislang häufig eingesetzten Reihen-und Verteiler-Einspritzpumpen, die durchwegs nach dem vorerwähnten Wirkprinzip arbeiten. Ist z. B. beabsichtigt, die vergleichsweise kleine Voreinspritzmenge mit derselben Düse zu zerstäuben durch die auch die Haupteinspritzmenge geschleust wird, muß auf folgendes geachtet werden.
  • Infolge der angestrebten, besseren Gemischaufbereitung gelangen zunehmend Mehrlochdüsen zum Einsatz, deren Lochdurchmesser den mittlerweile üblichen, sehr kurzen Spritzzeiten angepaßt sind, also über einen verhältnismäßig großen Gesamtquerschnitt verfügen, um den hohen Volumenstrom im Vollastfalle zu beherrschen. Um mit derselben Düse einen akzeptablen Zerstäubungsgrad auch für die sehr kleine Voreinspritzmenge zu erzielen, bedarf es dafür eines sehr kurz andauernden Impulses hohen Kraftstoffdruckes. Angesichts der Verknüpfung der Verdrängergeschwindigkeit des Einspritzpumpen-Plungers mit der augenblicklichen Motordrehzahl ist bei kleiner und mittlerer Motordrehzahl - selbst bei Wahl eines großen Vorhubes - abzusehen, daß der zeitliche Verlauf des eingeprägten Kraftstoff-Volumenstromes eine ausreichende Zerstäubung der Voreinspritzmenge nur in seltenen Fällen sicherstellt.
  • Ausgehend von einer Brennstoffeinspritzvorrichtung gemäß dem Gattungsbegriff liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, unabhängig vom Last- und Drehzahlzustand einer Brennkraftmaschine mit einer Erzwingung eines reproduzierbaren zeitlichen Druckverlaufs am Eintritt der Einspritzdüse für eine konstante Gesamtmenge Brennstoff in der Voreinspritzphase eines Arbeitsspieles zu sorgen.
  • Gelöst wird diese Aufgabe durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruches 1.
  • Durch die Anwendung des Druckwellenbildners wird der Weg des Brennstoffes von der Einspritzpumpe zu den Einspritzleitungen erst frei gegeben, wenn sich ein vorbestimmtes hohes Druckniveau aufgebaut hat, das als Druckwelle auf eine Einspritzdüse zuläuft und dort reflektiert wird, was zu einer Verdoppelung des statischen Druckes vor einer Düsennadel der Einspritzdüse führt. Durch diesen hohen Druck öffnet die Düsennadel und es bildet sich wunschgemäß ein Einspritzstrahl mit fein verteilten Tröpfchen. Durch die unterschiedliche Länge der Einspritzleitung wird eine reproduzierbare Aufteilung der Einspritzmenge in eine Vor-und Haupteinspritzung erzielt. Durch die Wahl des Längenunterschiedes der beiden Einspritzleitungen kann unter Berücksichtigung der sich mit Schallgeschwindigkeit ausbreitenden Druckwellen der Zeitunterschied zwischen Beginn der Vor- und Haupteinspritzung nach Wunsch festgelegt werden.
  • Konstruktive Merkmale des erfindungsgemäßen Druckwellenbildners sind durch die Merkmale des Patentanspruches 2 gekennzeichnet. Durch die schlagartige Öffnung des Stellgliedes als Folge der sich nach dem Öffnen des Stellgliedes vergrößernden, dem Brennstoffdruck ausgesetzten Druckfläche wird die im Druckraum gespeicherte potentielle Energie frei zum Aufbau einer stromabwärts laufenden, sehr steilen Druckwelle, deren Druckauswirkung sich, wie schon beschrieben, durch Reflektion beim Auftreffen auf den Dichtsitz der Düsennadel der Einspritzdüse noch verdoppelt. Dadurch öffnet die Düsennadel für die Voreinspritzung, um anschließend nach dem Zusammenbruch des Drukkes wieder zu schließen. Durch Nachschub von Brennstoff aus der Einspritzpumpe sinkt der Druck im Druckraum des Druckwellenbildners nicht unter einem eingestellten Schließdruck ab, so daß nach dem verzögerten Eintreffen der Druckwelle aus der zweiten Einspritzleitung am Düsenhalter das Stellglied noch geöffnet ist und durch abermaliges Öffnen der Düsennadel bei Reflektion dieser Druckwelle die Haupteinspritzung eingeleitet wird.
  • Der den Ventilschaft belastende Kolben kann nach Anspruch 3 auch durch eine Feder ersetzt werden, die mit einer Kraft in Höhe der Kraft des Kolbens vorgespannt ist. Eine solche Ausführung ist preiswerter und bei geringeren Ansprüchen an die Regelbarkeit praktikabel.
  • Ein Ausführungsbeispiel der Brennstoffeinspritzvorrichtung ist in Zeichnungen dargestellt. Es zeigt:
    • Figur 1 einen Schaltplan für die Zuordnung einer Einspritzpumpe und einer Einspritzdüse mit den diese verbindenden Einspritzleitungen
    • Figur 2 einen Längsschnitt durch einen Druckwellenbildner
    • Figur 3 eine Kraft auf ein Stellglied des Druckwellenbildners als Funktion des Druckes vor dem Stellglied.
  • Ein hydraulisches Schaltbild einer Brennstoffeinspritzvorrichtung ist aus Figur 1 zu ersehen. Eine Einspritzpumpe 1 ist über eine erste und zweite Einspritzleitung 2 und 3 mit einer Einspritzdüse 4 verbunden. Nach dem Ausgang 5a der Einspritzpumpe 1 zweigt die zweite Einspritzleitung 3 mittels eines ersten Verteilerstückes 5 von der ersten Einspritzleitung 2 ab. Erfindungsgemäß wird nun zwischen dem Ausgang 5a der Einspritzpumpe 1 und dem ersten Verteilerstück 5 ein Druckwellenbildner 6 eingeschaltet, dessen Wirkungsweise später erläutert werden soll. Die beiden Einspritzleitungen 2 und 3 werden vor der Einspritzdüse 4 mittels eines zweiten Verteilerstückes 7 wieder vereint. Die erste Einspritzleitung 2 dient zunächst dem Transport einer Voreinspritzmenge, während die zweite Einspritzleitung der Einleitung der Haupteinspritzung dient. Zu diesem Zweck ist die zweite Einspritzleitung 3 um einen Betrag AL länger als die erste Einspritzleitung 2. Diese Längendifferenz ergibt sich zu
    Figure imgb0001
    • mit c = Schallgeschwindigkeit im Brennstoff
    • oT = Zeitdifferenz zwischen Beginn der Vor- und Haupteinspritzung
  • Dem zweiten Verteilerstück 7 sind zwei Rückschlagventile 8 und 9 vorgelagert, wobei ein erstes Rückschlagventil 8 in die erste Einspritzleitung 2 und ein zweites Rückschlagventil 9 in die zweite Einspritzleitung 3 eingebaut ist. Die Rückschlagventile 8 und 9 sind dabei in Richtung von der Einspritzpumpe 1 auf das Einspritzventil 4 durchlässig, während sie in der Gegenrichtung sperren. Die Rückschlagventile 8 und 9, sowie die Einspritzdüse 4 sollen soweit an das zweite Verteilerstück 7 herangerückt werden, als dies konstruktiv lösbar ist.
  • Eine konstruktive Ausbildung des Druckwellenbildners 6 ist in Figur 2 dargestellt. In seinem Aufbau ähnelt der Druckwellenbildner einem Einspritzventil. Er besteht zunächst aus einem Düsenhalter 10, einem Düsenkörper 11 und einer Überwurfmutter 12, welche beide Teile verbindet. Im Düsenkörper 11 ist ein Stellglied 13 axial beweglich geführt, welches sich in einen Ventilschaft 14 und einen Kolben 15 gliedert, welcher in losem Kontakt mit dem Ventilschaft 14 verbunden ist. Der Ventilschaft 14 mit Durchmesser d1 weist eine kegelstumpfartig ausgebildete Spitze auf, welche eine planebene Dichtfläche 16 mit Durchmesser d2 trägt. Diese dichtet einen Druckraum 17 gegen eine Auslaßbohrung 18 ab, welche in das erste Verteilerstück 5 (Figur 1) mündet. Der Druckraum 17 umgibt den Ventilschaft 14 koaxial, wobei der Druckraum über eine Zulaufbohrung 19 mit dem Ausgang 5a der Einspritzpumpe 1 verbunden ist. Zur Begrenzung der axialen Beweglichkeit des Stellgliedes 13 ist ein Anschlag an einer Koppelplatte 20 vorgesehen, welche zwischen den Düsenhalter 10 und den Düsenkörper 11 eingespannt ist.
  • Um die Steuerung des Stellgliedes 13 möglichst flexibel handhaben zu können ist es vorteilhaft, den Kolben 15 über eine Bohrung 21 mit einer kennfeldgesteuerten, hier nicht näher dargestellten Hilfsdruckquelle zu verbinden. Als einfachere, jedoch weniger anspruchsvolle Lösung der Schließkrafterzeugung am Ventilschaft ist anstelle des hilfsdruckbeaufschlagten Kolbens 15 der Einsatz einer entsprechend dimensionierten vorgespannten Druckfeder denkbar. Die Vorspannkraft der Druckfeder liegt dann im Bereich der Kraft FK des Kolbens 15 (Figur 3).
  • Nachfolgend sei die Wirkungsweise unter Zuhilfenahme eines Diagrammes nach Figur 3 erläutert.
  • In Figur 3 ist auf der Abszisse der Druck im Druckraum 17 des Druckwellenbildners nach Figur 1 aufgetragen, während die Ordinate die am Ventilschaft 14 angreifenden Kräfte repräsentiert. Die, aufgrund ihrer Wirkung mit negativen Vorzeichen versehen zu denkende Kraft FK des Kolbens 15 oder von der Druckfeder herrührend ist als Linienzug FK-Bparallel zur Abszisse angedeutet.
  • Mit dem einsetzenden Fördervorgang der Einspritzpumpe erfolgt der Druckaufbau im Druckraum 17 des Druckwellenbildners (Figur 2). Besagter Druck greift an dem, mit der Durchmesserdifferenz d1 - d2 beschriebenen hydraulischen Wirkquerschnitt (des Ventilschaftes 14) an und erzeugt am Ventilschaft eine Kraft die im Diagramm mit dem Geraden-Abschnitt A-B beschrieben ist. Erreicht diese Kraft infolge weiter gesteigerten Druckes den Betrag der Kolbenkraft FK,besteht Gleichgewicht zwischen Schließkraft und entgegenwirkender hydraulischer Öffnungskraft, hervorgerufen vom Druck pö (Öffnungsdruck). Ein geringfügiges Überschreiten des Druckwertes pö (infolge Fortschritt des Fördervorganges) führt zum Öffnen des Ventil-Dichtsitzes. Die sich im gleichen Augenblick vergrößernde Druckangriffsfläche auf den Wert einer Kreisfläche mit dem Durchmesser d1 hat ein sprungartiges Anwachsen der, am Ventilschaft 14 angreifenden hydraulischen Kraft gemäß dem Geraden-Abschnitt B-C zur Folge. Der vergleichsweise hohe Betrag dieser Kraft erklärt die große Öffnungsgeschwindigkeit des Ventils. Der sofort einsetzende Druckzusammenbruch im Druckraum 17 läßt die von Punkt C gekennzeichnete hydraulische Kraft (am Ventilschaft) auf einen mit E gekennzeichneten Wert sinken (entspricht dem Druckwert pr) wobei der Ventilschaft ständig am Anschlag der Öffnungsposition verbleibt. Der vom bewegten Kolben des Pumpenelementes weiterhin aufrechterhaltene Fördervorgang veranlaßt ein erneutes Ansteigen des Druckes auf einen Wert kleiner pö jedoch größer als pr bei weiterhin voll geöffnetem Ventilquerschnitt.
  • Mit der Beendigung des Fördervorganges der Einspritzpumpe 1 und dem damit verbundenen Absinken des Kraftstoffdruckes im Druckraum 17 (Figur 2) verringert sich im gleichen Maße die hydraulische Kraft am Ventilschaft 14 entsprechend der Geraden C-A und zwar in Richtung auf den Punkt A zu. Erreicht das Druckniveau den Schließdruck ps des Druckwellenbildners, ergibt sich ein Kräftegleichgewicht zwischen Schließkraft FK des Kolbens 15 und hydraulischer Öffnungskraft, eine Situation, die im Diagramm am Schnittpunkt der Geraden C-A mit der Geraden FK-B zu erkennen ist. Unterschreitet der Kraftstoffdruck geringfügig den Wert ps überwiegt die Kraft des Kolbens 15 und das Ventil geht in Schließstellung (Änderung der hydraulischen Kraft entspricht im Diagramm einem Sprung von Punkt D nach Punkt F).
  • Auslegungshinweise für ein erwünschtes ventilspezifisches Verhältnis Vpö von Schließdruck zu Öffnungsdruck gibt die Beziehung Vpö = Vd2 mit Vd als quadriertem Durchmesserverhältnis, letzteres gebildet aus d2 zu d1.
  • Zu Erklärung der Wirkungsweise der zweiten Einspritzleitung 3 sei nochmals die zeitliche Phase des Ventilöffnens im Druckwellenbildner 6 in Erinnerung gebracht. Sie war begleitet von der Erzeugung einer Druckwelle, die stromabwärts laufend in die Auslaßkanalbohrung 18 des Druckwellenbildners 6 (Figur 2) eingekoppelt wurde. Auf ihrem weiteren Weg gelangt nun diese Druckwelle in das unmittelbar nachgeordnete erste Verteilerstück 5. Ab diesem erfolgt eine symmetrische Aufteilung der Druckwellenenergie infolge Einlaufens der Druckwelle in die - gleichen Querschnitt aufweisenden - parallel geschalteten Einspritzleitungen 2, 3. Die zweite Einspritzleitung 3 (Verzögerungsleitung) ist um einen solchen Betrag länger auszulegen, daß die, von der Schallgeschwindigkeit des Kraftstoffes abhängige Laufzeit des Druckimpulses in ihr, verglichen zur Impulslaufzeit in der ersten Einspritzleitung 2, um den Betrag T größer ist. AT bedeutet eine Zeit, die gleich oder geringfügig größer ist als die Zündverzugszeit der geplanten Voreinspritzmenge. Von den beiden, in den Einspritzleitungen 2 und 3 mit Schallgeschwindigkeit stromabwärts laufenden Druckwellen erreicht zuerst die von der Einspritzleitung 2 geführte das zugeordnete, federvorgespannte erste Rückschlagventil 8. Nach erfolgtem Öffnen desselben pflanzt sich die Druckwelle weiter über eine Verbindungsleitung, das zweite Verteilerstück 7 und eine weitere Verbindungsleitung (beide sehr kurz dimensioniert) fort, um schließlich in den Düsenhalter des Einspritzventils 4 (Figur 1) zu gelangen. Ein unerwünschtes Eindringen von Druckwellenenergie in die zweite Einspritzleitung 3 wird vom zweiten Rückschlagventil 9 verhindert. Infolge Reflektion der Druckwelle am zunächst geschlossenen Dichtsitz der Einspritzdüse 4 erfolgt in üblicher Weise eine Überlagerung dieses reflektierten Anteils der Druckwelle mit der weiterhin auf den Dichtsitz zulaufenden Druckwellen-Komponente, was Anlaß zu einer Druckverdoppelung am Reflektionsort gibt. Der sehr hohe Betrag des resultierenden Druckes führt neben einem schnellen Öffnen des Ventilspaltes, verbunden mit dem Abspritzen der Voreinspritzmenge, zu einer besonders guten Zerstäubung des Kraftstoffes. Nach dem sich sofort anschließenden Zurückfallen der Düsennadel (Schließen des Dichtspaltes) erreicht zwischenzeitlich die von der zweiten Einspritzleitung 3 geführte Druckwelle das Rückschlagventil 8, um von dort über das Verteilerstück 7 in den Düsenhalter der Einspritzdüse 4 um die Zeit T (Zündverzugszeit von Einspritzmenge) verzögert einzutreten. Wiederum wird das Verarmen der Druckwellenenergie (infolge Eindringen in die erste Einspritzleitung 2) durch ein Rückschlagventil 8 wirksam verhindert. Auch hierbei sorgt diesmal der bereits vorab beschriebene Effekt der Druckverdoppelung (infolge Druckwellen-Superposition) wiederum für eine gute Zerstäubung des Kraftstoffes während der nunmehr eingeleiteten Anfangsphase der Haupteinspritzung. Ein unerwünschtes neuerliches Schließen der Düsennadel unmittelbar nach Beginn der Haupteinspritzung (ähnlich wie im Falle der Voreinspritzung) muß nicht befürchtet werden, da zwischenzeitlich zunächst über die erste Einspritzleitung 2 - verzögert dann auch über die zweite Einspritzleitung 3 - weiterer Kraftstoff zur Aufrechterhaltung der Haupteinspritzung zur Verfügung gestellt wird. Der weitere zeitliche Ablauf der Haupteinspritzung gestaltet sich wie sonst auch im Falle einer konventiell ausgelegten Einspritzanlage (ausgestattet mit nur einer Einspritzleitung). Zu beachten ist allerdings der vom Schließdruck des Druckwellenbildners bestimmte Standdruck in den beiden Einspritzleitungen 2 und 3. Bei der Dimensionierung des druckgesteuerten Druckwellenbildners ist bei der Festlegung von dessen Schließdruck demzufolge darauf zu achten, daß dieser zum einen deutlich unter dem Wert von pr liegt (pr ist der, unmittelbar nach erfolgter Druckwellenerzeugung - zum Zwecke der Voreinspritzung - im Druckraum 17 verbleibende minimale Druck, siehe Figur 1 und 2) und zum anderen aber gleich dem Betrag des angestrebten Standdruckes ist. Daraus folgt gleichzeitig, daß der Schließdruck des Einspritzventils höher auszulegen ist als der des Druckwellenbildners.
  • Hinsichtlich des kraftstofführenden Querschnittes sowohl der Verbindungsleitungen von der Einspritzpumpe 1 zum Druck wellenbildner 6, bzw. vom zweiten Verteilerstück 7 zur Einspritzdüse 4 (Figur 1) wie auch der kraftstofführenden Kanäle innerhalb des Druckwellenbildners 6 und der Verteilerstücke 5 und 7 gilt, daß diese mindestens gleich der Summe, gebildet aus den beiden kraftstofführenden Querschnitten der Einspritzleitungen 2 und 3, auszulegen sind. Auf die Gleichheit der Querschnitte der Einspritzleitungen 2 und 3 wurde bereits hingewiesen, was nicht ausschließt, daß deren Verhältnis - konstant bleibende Querschnittssumme vorausgesetzt - unter bestimmten Bedingungen zugunsten eines größeren Querschnittes der zweiten Einspritzleitung 3 geändert werden muß. Ein solcher Fall liegt dann vor, wenn sich die Voreinspritzmenge als zu groß herausstellt. Deren Minderung ist dann in einfacher Weise durch entsprechende Verkleinerung des Durchmessers der ersten Einspritzleitung 2 möglich, die begleitend mit einer solchen Durchmesservergrößerung der zweiten Einspritzleitung 3 vorzunehmen ist, daß die vorerwähnte Konstanz der Querschnittssumme der Einspritzleitungen 2 und 3 erhalten bleibt.

Claims (3)

1. Brennstoffeinspritzvorrichtung für luftverdichtende Brennkraftmaschinen, bestehend aus einer Einspritzpumpe, einer Einspritzdüse und Einspritzleitungen, welche beide Teile verbinden, wobei eine erste Einspritzleitung die Einspritzpumpe zum Zwecke einer Voreinspritzung unmittelbar mit der Einspritzdüse verbindet, während eine parallel geschaltete zweite Einspritzleitung von größerer Länge der zeitlichen Einleitung der Haupteinspritzung dient, derart, daß der Längenunterschied beider Einspritzleitungen so gewählt ist, daß der Laufzeitunterschiede einer von der Einspritzpumpe ausgehenden Druckwelle dem Zeitunterschiede zwischen beginnender Vor- und Haupteinspritzung entspricht, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen einem Ausgang der Einspritzpumpe (1) und einem ersten Verteilerstück (5) der Einspritzleitungen (2, 3) ein Druckwellenbildner (6) eingeschaltet ist, und daß in beide Einspritzleitungen (2, 3) vor einem zweiten Verteilerstück (7) Rückschlagventile (8, 9) eingebaut sind, derart, daß die Rückschlagventile (8, 9) ein Rückströmen vom Vereinigungspunkt in Richtung zum Druckwellenbildner (6) sperren, wobei die Leitungsabschnitte zwischen den Rückschlagventilen (8, 9) einerseits und einem zweiten Verteilerstück (7) am Vereinigungspunkt andererseits, bzw. zwischen dem zweiten Verteilerstück (7) und der Einspritzdüse (4) so kurz wie es aus konstruktiven Gründen möglich ist gehalten werden.
2. Brennstoffeinspritzvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Druckwellenbildner (6) ähnlich einem Einspritzventil im wesentlichen aus einem Düsenhalter (10), einem Düsenkörper (11) und einem Stellglied (13) gebildet wird, wobei dem Stellglied (13) von der Einspritzpumpe (1) Brennstoff über eine Zulaufbohrung (19) zugeführt wird, welche in einen Druckraum (17) mündet, daß das Stellglied (13) aus einem mit Kolben (15) belasteten Ventilschaft (14) gebildet wird und der Ventilschaft (14) eine Auslaßbohrung (18) in Richtung der Einspritzleitungen versperrt oder öffnet, und daß der Ventilschaft (14) aus einem zylindrischen Teil und einem kegelig zulaufenden Teil besteht, derart, daß die Differenz der Flächen mit dem Durchmesser d1 und dem Durchmesser d2 belastet mit dem Brennstoffdruck ausreicht, um bei einem vorbestimmten Druck pö das Stellglied (13) gegen die Kraft des Kolbens (15) zu öffnen, wobei der Kolben (15) über eine Bohrung (21) von einer Hilfsdruckquelle mit einem kennfeldgesteuerten Hydraulikdruck beaufschlagbar ist.
3. Brennstoffeinspritzvorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Ventilschaft (14) anstelle des Kolbens (15) durch eine vorgespannte Feder belastet ist, wobei die Vorspannkraft der Feder der Kraft des Kolbens (15) entspricht.
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