EP0627552A1 - fuel injection pump - Google Patents

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Publication number
EP0627552A1
EP0627552A1 EP94103494A EP94103494A EP0627552A1 EP 0627552 A1 EP0627552 A1 EP 0627552A1 EP 94103494 A EP94103494 A EP 94103494A EP 94103494 A EP94103494 A EP 94103494A EP 0627552 A1 EP0627552 A1 EP 0627552A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
pump
fuel injection
piston
delivery stroke
Prior art date
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Application number
EP94103494A
Other languages
German (de)
French (fr)
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EP0627552B1 (en
Inventor
Helmut Dipl.-Ing. Laufer
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Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP0627552A1 publication Critical patent/EP0627552A1/en
Application granted granted Critical
Publication of EP0627552B1 publication Critical patent/EP0627552B1/en
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Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • 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
    • 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
    • F02M41/128—Varying injection timing by angular adjustment of the face-cam or the rollers support

Definitions

  • the invention is based on a fuel injection pump according to the preamble of claim 1.
  • a fuel injection pump is already known from DE-A-29 23 445.
  • the problem with fuel injection pumps is as follows: If the delivery rate of the fuel injection pump is optimized at the nominal output point of the internal combustion engine at the highest load and at the highest speed so that the maximum permissible pressure occurs in the pump work space of the fuel injection pump, then this pressure is usually at a low speed of the fuel injection pump or the associated internal combustion engine in the lower full load point for the quality of the fuel input into the combustion chambers of the internal combustion engine by injection valves too low. If the delivery rate is increased in this area, the pressure in this lower full load point increases as desired, but the fuel injection pump is overloaded at the nominal output point. If the pressure is increased at the lower full load point, care must be taken to ensure that the pump is not overloaded at the nominal output point.
  • the aforementioned known fuel injection pump provides a device with which the delivery rate, depending on the delivery under full load operation and at high speed, is now reduced in the lower load speed range in order to obtain noise-reducing, long injection times or small injection rates based on the injection quantity.
  • the working space in front of the adjusting piston is continuously supplied with pressure medium from a pressure medium source brought to speed-dependent pressure for the speed-dependent setting of the adjusting piston and thus the start of high-pressure delivery of the pump piston and the removal device depending on the speed, in operative connection with the working space in front of the adjusting piston.
  • the fuel injection pump according to the invention with the characterizing features of claim 1 has the advantage that the pressure in the working space in the low speed load range reaches a desired high injection pressure without the fuel injection pump being overloaded by excessive pressures in the high speed load range.
  • An advantageous embodiment of the invention consists in the embodiment of the fuel injection pump according to claim 4, in which the delivery rate of the pump piston is delayed in a simple manner from a certain load speed point over a certain angle of rotation range.
  • This gives an injection pressure profile which is controlled by the pressure in the pump work space or by the pressure generated by it in the work space in front of the adjusting piston.
  • the relief valve can also serve as a removal device in that it is opened at least temporarily from or after the start of the high-pressure delivery stroke of the pump piston.
  • the activation of this valve can be controlled in an advantageous manner by a sensor which detects the pressure in the pump work space or by an injection duration control which has an indirect effect on the pressure in the pump work space.
  • the pressure in the working space in front of the adjusting piston is controlled by an electrically controlled valve, which is controlled in a clocked manner according to claim 13, and in such a way that its opening time is essentially complementary to the opening times of the relief valve.
  • FIG. 1 shows a first embodiment of the control device with a separate evasive piston
  • FIG. 2 shows a diagram of the cam lift over the angle of rotation related to FIG. 1
  • FIG. 3 shows a diagram of the injection curve over the angle of rotation
  • FIG. 4 shows a second embodiment with two check valves
  • FIG. 5 a third embodiment with a drain check valve and an additional 2/2-way solenoid valve
  • FIG. 6 shows a diagram relating to FIG. 5 about the cam lift during the work of the control valve and the additional solenoid valve
  • FIG. 7 shows a fourth exemplary embodiment with an additional second / 2-way solenoid valve
  • Figure 8 is a diagram related to Figure 7 on the cam stroke and the element pressure during the work of the control valve and the additional solenoid valve.
  • FIG. 1 shows a cylinder 1 in which an adjusting piston 2 is movable against the force of a spring 3.
  • the adjusting piston 2 has a recess 4 into which a free end 5 of a bolt 6 engages.
  • a working space 7 of the cylinder 1 opposite the spring 3 is connected via a line 8 to an additional cylinder 9, specifically to its working chamber 10.
  • the additional cylinder 9 there is an escape piston 11 which delimits the working chamber 10 as a movable wall.
  • a stop 14 is inserted in a chamber 13 receiving a prestressed spring 12, which limits the path of the evasive piston 11 to a certain stroke (AW).
  • AW prestressed spring
  • On line 8 are one Pressure medium inflow line 15, which leads away from a pressure medium source 37 leading to pressure medium and a pressure medium drain line 16, which leads to a relief chamber.
  • a pressure medium inflow line 15 there is an inflow check valve 17 with a throttle 19 and in the pressure medium outflow line 16 there is an electrically controlled valve, here a solenoid valve 18, which serves to regulate the pressure in the working space.
  • the adjusting piston 2 is the piston of an injection start adjustment device known in fuel injection pumps.
  • the pin 6 like the corresponding pin in a fuel injection pump known from DE-A-21 58 689, adjusts a roller ring (not shown in this application), which is rotatable but stationary except for the rotation by the pin 6 in the housing of the fuel injection pump is stored and on the rollers of which a cam disc runs with its cams.
  • the cam disk is coupled on the one hand to a drive shaft of the fuel injection pump and on the other hand to a pump piston which, together with the cam disk, performs a rotating movement due to the rotation of the drive shaft and thereby serves as a distributor and at the same time reciprocates due to the cam disk running on the rollers Performing movement and performs suction and delivery strokes as a pump piston.
  • the pump piston includes a pump working chamber which is filled with fuel during the suction stroke and delivers fuel under high pressure to an injection valve on the internal combustion engine in each case during the delivery stroke.
  • the high-pressure delivery of fuel to the injection valves is essentially due to the start of the lifting movement of the cam disk together with the pump piston the course of which is determined by the rollers of the roller ring and the end of delivery, for determining the fuel injection quantity by opening a relief channel.
  • the cam disc is held on the roller ring by a restoring force in the form of return springs. This restoring force is also supported by the reaction force of the pump piston during its delivery stroke.
  • the roller ring experiences a force in its circumferential direction via the flank of the cams of the cam disk, which force counteracts the actuating force of the adjusting piston.
  • this force exerted by the pump piston causes the working space 7 to increase in pressure compared to the pressure level previously controlled to adjust the adjusting piston.
  • the degree of this pressure increase corresponds to the pressure generated in the pump work space.
  • the pressure increase is only possible because the check valve 17, which closes towards the pressure medium source, includes the pressure medium volume supplied to the working space with the solenoid valve closed at the same time.
  • the pressure in the working space 7 can be changed independently of the pressure in the suction space 37, the Throttle 19 on the check valve 17 acts as a decoupling throttle. This change is made during the suction stroke by appropriate control of the solenoid valve 18, so that at the beginning of the subsequent delivery stroke of the pump piston, the pressure in the working space is set, which adjusts the correct start of the high-pressure delivery stroke of the pump piston via the adjustment of the adjusting piston.
  • the solenoid valve 18 remains closed.
  • FIG. 2 shows the cam elevation curve over the angle of rotation ⁇ .
  • the preload of the spring 12 is selected such that the evasive movement of the evasive piston begins in an upper range of the achievable pressure in the pump work space and thus prevents an excessively high pressure from occurring in the pump work space. Because of the throttling effects in the high-pressure line system, a lower delivery rate is achieved in a known manner at low speed with a lower final maximum pressure in the pump work space and a high one at high speed Delivery rate with a correspondingly higher final maximum pressure in the pump work space.
  • the stop 14 comes into play. If the pretension of the pretensioned spring 12 is designed to be lower, the evasive piston 11 can begin to evade at a lower pressure in the pump workspace in accordance with a lower injection rate. In this case, a reduction in the injection rate can be achieved over a certain angle of rotation range of the cam stroke at a certain load speed range. In this area, the injection rate would then run with a smaller slope according to the representation of the injection course with evasive piston 11 (AWK) of the diagram of FIG. 3 over the angle of rotation ⁇ until the evasive piston comes to rest against the stop 14.
  • ANK evasive piston 11
  • FIG. 4 it is also possible to use a prestressed check valve 33, which opens at a preset pressure, in a configuration similar to that shown in FIG. 1 instead of an evasive piston.
  • a check valve 33 the pressure in the working space 7 can be influenced by taking fuel from a certain threshold value of the pressure in the working space 7 or in the pump working space set by the opening pressure of the check valve 33. This results in a pressure curve as shown in FIG. 8 in the lower diagram with the dashed line.
  • the amount of fuel withdrawn via the check valve during the delivery stroke of the pump piston must then be replenished via the check valve 17 and the throttle 19 during the suction stroke phase of the pump piston and the pressure in the working chamber 7 set by means of the solenoid valve 18, through which the adjusting piston 3 into the correct position for the following start of the conveying stroke.
  • FIGS. 5 and 6 A solution which is improved in comparison to this is shown in FIGS. 5 and 6.
  • a further 2/2 solenoid valve 34 has been inserted into the pressure medium supply line 15.
  • the additional solenoid valve 34 enables a rapid refilling of the amount of liquid escaping via the check valve 33 over a large opening cross section.
  • the two solenoid valves 18 and 34 switched so that the control of the inlet and the outlet are in the suction stroke phase of the pump piston.
  • FIG. 6 shows the assignment of the solenoid valve opening phases of the solenoid valve 34 (MV 34) and the solenoid valve 18 (MV 18) in relation to the cam elevation curve via the angle of rotation ⁇ .
  • the solenoid valves 34 and 18 are actuated in opposite directions in such a way that the solenoid valve 18 is open for a shorter time than the solenoid valve 34 for a pressure increase in the working space 7.
  • the solenoid valves can also be controlled complementarily to one another with a variable pulse duty factor, with the variation of the pulse duty factor the opening time of one valve is changed at the expense of the other valve.
  • FIGS. 7 and 8 An embodiment according to FIGS. 7 and 8 is provided for a highly precise pressure curve shaping and a limitation of the highest final pressure in the pump work space.
  • the parts already contained in the previously described figures are assigned the same position number here.
  • a pressure sensor 35 is provided for detecting the pressure in the pump work space or in the work space 7, which also represents this pressure Drawing in Figure 7 is connected to the line 8 and on the other hand is connected to a control device, not shown, via which the solenoid valves 18 as a function of operating parameters, as in the embodiment of Figure 5 and 34 can be controlled in order to control the desired pressure in the work space 7 for setting the start of delivery.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
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  • Fuel-Injection Apparatus (AREA)
  • High-Pressure Fuel Injection Pump Control (AREA)

Abstract

Es wird eine Steuereinrichtung für eine Änderung des Förderbeginns einer Kraftstoffeinspritzpumpe vorgeschlagen, bei der die Förderrate im unteren Vollastpunkt angehoben wird ohne daß die Pumpe im Nennleistungspunkt überlastet wird. Eine entsprechende Steuerung erfolgt durch den Einsatz eines Ausweichkolbens (11) oder eines vorgespannten Rückschlagventils (33). Eine demselben Zweck dienende Regelung ist mit Hilfe eines Elementdrucksensors (35) und zweier Magnetventile (18, 34) zu erstellen. Die Steuereinrichtung ist zur Anwendung bei einer Brennkraftmaschine bestimmt. <IMAGE> <IMAGE> <IMAGE>A control device for changing the start of delivery of a fuel injection pump is proposed, in which the delivery rate is increased at the lower full load point without the pump being overloaded at the nominal output point. A corresponding control is carried out by using an evasive piston (11) or a preloaded check valve (33). A regulation serving the same purpose is to be created with the aid of an element pressure sensor (35) and two solenoid valves (18, 34). The control device is intended for use in an internal combustion engine. <IMAGE> <IMAGE> <IMAGE>

Description

Stand der TechnikState of the art

Die Erfindung geht von einer Kraftstoffeinspritzpumpe nach der Gattung des Patentanspruchs 1 aus. Eine solche Kraftstoffeinspritzpumpe ist bereits durch die DE-A-29 23 445 bekannt.The invention is based on a fuel injection pump according to the preamble of claim 1. Such a fuel injection pump is already known from DE-A-29 23 445.

Bei Kraftstoffeinspritzpumpen besteht folgendes Problem: Wird die Förderrate der Kraftstoffeinspritzpumpe auf dem Nennleistungspunkt der Brennkraftmaschine bei höchster Last und höchster Drehzahl optimiert, so daß dort der maximal zulässige Druck im Pumpenarbeitsraum der Kraftstoffeinspritzpumpe auftritt, dann ist dieser Druck in der Regel bei niedriger Drehzahl der Kraftstoffeinspritzpumpe bzw. der zugehörigen Brennkraftmaschine im unteren Vollastpunkt für die Qualität der Brennstoffeinbringung in die Brennräume der Brennkraftmaschine durch Einspritzventile zu niedrig. Hebt man die Förderrate in diesem Bereich an, dann steigt zwar wunschgemäß der Druck in diesem unteren Vollastpunkt an, aber im Nennleistungspunkt wird die Kraftstoffeinspritzpumpe überlastet. Es muß also bei einer Anhebung des Druckes im unteren Vollastpunkt dafür gesorgt sein, daß die Pumpe im Nennleistungspunkt nicht überlastet wird.The problem with fuel injection pumps is as follows: If the delivery rate of the fuel injection pump is optimized at the nominal output point of the internal combustion engine at the highest load and at the highest speed so that the maximum permissible pressure occurs in the pump work space of the fuel injection pump, then this pressure is usually at a low speed of the fuel injection pump or the associated internal combustion engine in the lower full load point for the quality of the fuel input into the combustion chambers of the internal combustion engine by injection valves too low. If the delivery rate is increased in this area, the pressure in this lower full load point increases as desired, but the fuel injection pump is overloaded at the nominal output point. If the pressure is increased at the lower full load point, care must be taken to ensure that the pump is not overloaded at the nominal output point.

Durch die obengenannte bekannte Kraftstoffeinspritzpumpe wird eine Einrichtung gegeben, mit der die Förderrate in Abhängigkeit von der Förderung im Vollastbetrieb und bei hoher Drehzahl nun im unteren Last- Drehzahlbereich verringert wird, um geräuschmindernde lange Einspritzzeiten bzw. kleine Einspritzraten bezogen auf die Einspritzmenge zu bekommen. Dabei wird der Arbeitsraum vor dem Verstellkolben kontinuierlich mit auf drehzahlabhängigen Druck gebrachtem Druckmittel einer Druckmittelquelle versorgt zur drehzahlabhängigen Einstellung des Verstellkolbens und damit des Hochdruckförderbeginns des Pumpenkolbens und die Entnahmeeinrichtung in Abhängigkeit von der Drehzahl in Wirkverbindung mit dem Arbeitsraum vor dem Verstellkolben gebracht.The aforementioned known fuel injection pump provides a device with which the delivery rate, depending on the delivery under full load operation and at high speed, is now reduced in the lower load speed range in order to obtain noise-reducing, long injection times or small injection rates based on the injection quantity. In this case, the working space in front of the adjusting piston is continuously supplied with pressure medium from a pressure medium source brought to speed-dependent pressure for the speed-dependent setting of the adjusting piston and thus the start of high-pressure delivery of the pump piston and the removal device depending on the speed, in operative connection with the working space in front of the adjusting piston.

Vorteile der ErfindungAdvantages of the invention

Die erfindungsgemäße Kraftstoffeinspritzpumpe mit den kennzeichnenden Merkmalen des Patentanspruchs 1 hat demgegenüber den Vorteil, daß der Druck im Arbeitsraum im niedrigen Drehzahl- Lastbereich einen gewünschten hohen Einspritzdruck erreicht, ohne daß im hohen Drehzahl- Lastbereich der Kraftstoffeinspritzpumpe diese durch zu hohe Drücke überlastet wird.The fuel injection pump according to the invention with the characterizing features of claim 1 has the advantage that the pressure in the working space in the low speed load range reaches a desired high injection pressure without the fuel injection pump being overloaded by excessive pressures in the high speed load range.

Eine vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung besteht in der Ausgestaltung der Kraftstoffeinspritzpumpe gemäß Anspruch 4, bei der in einfacher Weise ab einem bestimmten Lastdrehzahlpunkt die Förderrate des Pumpenkolbens über einen bestimmten Drehwinkelbereich verzögert wird. Damit erhält man eine Einspritzdrucksverlaufsformung, die gesteuert vom Druck im Pumpenarbeitsraum bzw. vom durch diesen erzeugten Druck im Arbeitsraum vor den Verstellkolben gesteuert wird. Dabei orientiert sich die Einspritzratensteuerung bzw. die Steuerung des Druckes im Pumpenarbeitsraum für einen ausgesuchten Betriebsbereich an den für die Einspritzung erforderlichen Pumpenarbeitsraumdruck. Mit der Ausgestaltung gemäß Patentanspruch 7 ist dabei eine raumsparende Ausgestaltung erzielt worden, mit der sowohl der Druck im Pumpenarbeitsraum im Bereich seines Höchstdruckes beeinflußt werden kann als auch der gemäß dem obigen diskutierten Patentanspruch 4 erreichte Effekte erzielt werden kann.An advantageous embodiment of the invention consists in the embodiment of the fuel injection pump according to claim 4, in which the delivery rate of the pump piston is delayed in a simple manner from a certain load speed point over a certain angle of rotation range. This gives an injection pressure profile which is controlled by the pressure in the pump work space or by the pressure generated by it in the work space in front of the adjusting piston. The injection rate control or the control of the pressure in the pump work space for a selected operating range at the pump work space pressure required for the injection. With the configuration according to patent claim 7, a space-saving configuration has been achieved with which both the pressure in the pump work space can be influenced in the region of its maximum pressure and the effects achieved according to patent claim 4 discussed above.

In weiterhin vorteilhafter Weise kann dabei auch das Entlastungsventil als Entnahmevorrichtung dienen, indem es ab oder nach Beginn des Hochdruckförderhubes des Pumpenkolbens wenigstens zeitweise geöffnet wird. Die Ansteuerung dieses Ventils kann in vorteilhafter Weise durch einen den Druck im Pumpenarbeitsraum erfassenden Sensor gesteuert werden oder durch eine Einspritzdauerregelung, die sich mittelbar auf den Druck im Pumpenarbeitsraum auswirkt.In a further advantageous manner, the relief valve can also serve as a removal device in that it is opened at least temporarily from or after the start of the high-pressure delivery stroke of the pump piston. The activation of this valve can be controlled in an advantageous manner by a sensor which detects the pressure in the pump work space or by an injection duration control which has an indirect effect on the pressure in the pump work space.

In weiterhin vorteilhafter Ausgestaltung wird der Druck im Arbeitsraum vor dem Verstellkolben gemäß Patentanspruch 12 durch ein elektrisch gesteuertes Ventil gesteuert, das gemäß Patentanspruch 13 getaktet angesteuert wird und zwar so, daß seine Öffnungszeit im wesentlichen komplementär zu den Öffnungszeiten des Entlastungsventils liegt. Damit ist mit Sicherheit gewährleistet, daß auch nach einer vorherigen Entnahme von Kraftstoff aus dem Arbeitsraum während des vorhergehenden Hochdruckförderhubes des Pumpenkolbens der Arbeitsraum für die Einstellung des gewünschten Hochdruckförderhubbeginns für den nächsten Hochdruckförderhub des Pumpenkolbens schnell mit Kraftstoff gefüllt werden kann.In a further advantageous embodiment, the pressure in the working space in front of the adjusting piston is controlled by an electrically controlled valve, which is controlled in a clocked manner according to claim 13, and in such a way that its opening time is essentially complementary to the opening times of the relief valve. This ensures with certainty that even after a previous removal of fuel from the work space during the previous high-pressure delivery stroke of the pump piston, the work space for setting the desired high-pressure delivery stroke start for the next high-pressure delivery stroke of the pump piston can be quickly filled with fuel.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den kennzeichnenden Merkmalen der weiteren Unteransprüche sowie aus der Beschreibung und der Zeichnung.Further advantageous refinements of the invention result from the characterizing features of the further subclaims and from the description and the drawing.

Zeichnungdrawing

Mehrere Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der Zeichnung dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen: Figur 1 eine erste Ausführung der Steuereinrichtung mit separatem Ausweichkolben, Figur 2 ein auf die Figur 1 bezogenes Diagramm des Nockenhubs über den Drehwinkel, Figur 3 ein Diagramm des Einspritzverlaufs über den Drehwinkel, Figur 4 eine zweite Ausführung mit zwei Rückschlagventilen, Figur 5 eine dritte Ausführung mit einem Abfluß-Rückschlagventil und einem zusätzlichen 2/2-Wege-Magnetventil, Figur 6 ein auf die Figur 5 bezogenes Diagramm über den Nockenhub bei der Arbeit des Steuerventils und des zusätzlichen Magnetventils, Figur 7 ein viertes Ausführungsbeispiel mit einem zusätzlichen 2/2-Wege-Magnetventil und Figur 8 ein auf die Figur 7 bezogenes Diagramm über den Nockenhub und dem Elementdruck bei der Arbeit des Steuerventils und des zusätzlichen Magnetventils.Several embodiments of the invention are shown in the drawing and explained in more detail in the following description. FIG. 1 shows a first embodiment of the control device with a separate evasive piston, FIG. 2 shows a diagram of the cam lift over the angle of rotation related to FIG. 1, FIG. 3 shows a diagram of the injection curve over the angle of rotation, FIG. 4 shows a second embodiment with two check valves, FIG. 5 a third embodiment with a drain check valve and an additional 2/2-way solenoid valve, FIG. 6 shows a diagram relating to FIG. 5 about the cam lift during the work of the control valve and the additional solenoid valve, FIG. 7 shows a fourth exemplary embodiment with an additional second / 2-way solenoid valve and Figure 8 is a diagram related to Figure 7 on the cam stroke and the element pressure during the work of the control valve and the additional solenoid valve.

Beschreibung der AusführungsbeispieleDescription of the embodiments

Die Figur 1 zeigt einen Zylinder 1, in dem ein Verstellkolben 2 gegen die Kraft einer Feder 3 beweglich ist. Der Verstellkolben 2 hat eine Ausnehmung 4, in die ein freies Ende 5 eines Bolzen 6 eingreift. Eine der Feder 3 gegenüberliegender Arbeitsraum 7 des Zylinders 1 ist über eine Leitung 8 an einen Zusatzzylinder 9 angeschlossen und zwar an dessen Arbeitskammer 10. Im Zusatzzylinder 9 ist ein Ausweichkolben 11 angeordnet, der die Arbeitskammer 10 als bewegliche Wand begrenzt. Auf der Rückseite des Ausweichkolbens 11 ist in einer eine vorgespannte Feder 12 aufnehmenden Kammer 13 ein Anschlag 14 eingesetzt, der den Weg des Ausweichkolbens 11 auf einen bestimmten Hub (AW) begrenzt. An die Leitung 8 sind eine Druckmittelzuflußleitung 15, die von einer Druckmittel auf erhöhtem Druck führenden Druckmittelquelle 37 abführt und eine Druckmittelabflußleitung 16, die zu einem Entlastungsraum führt, angeschlossen. In der Druckmittelzuflußleitung 15 liegt ein Zufluß-Rückschlagventil 17 mit einer Drossel 19 und in der Druckmittelabflußleitung 16 ist ein elektrisch gesteuertes Ventil, hier ein Magnetventil 18, angeordnet, das zur Regelung des Druckes im Arbeitsraum dient.1 shows a cylinder 1 in which an adjusting piston 2 is movable against the force of a spring 3. The adjusting piston 2 has a recess 4 into which a free end 5 of a bolt 6 engages. A working space 7 of the cylinder 1 opposite the spring 3 is connected via a line 8 to an additional cylinder 9, specifically to its working chamber 10. In the additional cylinder 9 there is an escape piston 11 which delimits the working chamber 10 as a movable wall. On the back of the evasive piston 11, a stop 14 is inserted in a chamber 13 receiving a prestressed spring 12, which limits the path of the evasive piston 11 to a certain stroke (AW). On line 8 are one Pressure medium inflow line 15, which leads away from a pressure medium source 37 leading to pressure medium and a pressure medium drain line 16, which leads to a relief chamber. In the pressure medium inflow line 15 there is an inflow check valve 17 with a throttle 19 and in the pressure medium outflow line 16 there is an electrically controlled valve, here a solenoid valve 18, which serves to regulate the pressure in the working space.

Bei dem Verstellkolben 2 handelt es sich hier um den bei Kraftstoffeinspritzpumpen bekannten Kolben einer Spritzbeginnverstelleinrichtung. Entsprechend der Verschiebung des Verstellkolbens verstellt der Bolzen 6 wie der entsprechende Bolzen bei einer durch die DE-A-21 58 689 bekannten Kraftstoffeinspritzpumpe einen in dieser Anmeldung nicht gezeigten Rollenring, der drehbar aber bis auf die Verdrehung durch den Bolzen 6 ortsfest im Gehäuse der Kraftstoffeinspritzpumpe gelagert ist und auf dessen Rollen eine Nockenscheibe mit ihren Nocken abläuft. Die Nockenscheibe ist dabei einmal mit einer Antriebswelle der Kraftstoffeinspritzpumpe gekoppelt und zum anderen mit einem Pumpenkolben, der aufgrund der Verdrehung der Antriebswelle zusammen mit der Nockenscheibe eine rotierende Bewegung durchführt und dabei als Verteiler dient und zugleich aufgrund der auf den Rollen ablaufenden Nockenscheibe eine hin- und hergehende Bewegung durchführt und als Pumpenkolben Saug- und Förderhübe durchführt. Der Pumpenkolben schließt wie allgemein bekannt, aber hier nicht weiter gezeigt, einen Pumpenarbeitsraum ein, der beim Saughub mit Kraftstoff gefüllt wird und beim Förderhub Kraftstoff unter Hochdruck zu jeweils einem Einspritzventil an der Brennkraftmaschine fördert. Die Hochdruckförderung von Kraftstoff zu den Einspritzventilen wird im wesentlichen durch den Beginn der Hubbewegung der Nockenscheibe zusammen mit dem Pumpenkolben bei deren Ablauf über die Rollen des Rollenringes bestimmt und das Förderende, zur Bestimmung der Kraftstoffeinspritzmenge durch Öffnen eines Entlastungskanals. Die Nockenscheibe wird durch eine rückstellende Kraft in Form von Rückstellfedern auf den Rollenring gehalten. Diese rückstellende Kraft wird auch durch die Reaktionskraft des Pumpenkolbens bei seinem Förderhub unterstützt. Dabei erfährt der Rollenring über die Flanke der Nocken der Nockenscheibe eine Kraft in seiner Umfangsrichtung, welcher Kraft die Stellkraft des Verstellkolbens entgegenwirkt. Durch diese vom Pumpenkolben her ausgewirkte Kraft erfährt jedoch der Arbeitsraum 7 eine Druckerhöhung gegenüber der zuvor zur Einstellung des Verstellkolbens eingesteuerten Druckhöhe. Der Grad dieser Druckerhöhung korrespondiert zum im Pumpenarbeitsraum erzeugten Druck. Die Druckerhöhung ist andererseits nur deshalb möglich, weil das Rückschlagventil 17, das zur Druckmittelquelle hin schließt das dem Arbeitsraum zugeführte Druckmittelvolumen bei gleichzeitig geschlossenem Magnetventil einschließt.The adjusting piston 2 is the piston of an injection start adjustment device known in fuel injection pumps. Corresponding to the displacement of the adjusting piston, the pin 6, like the corresponding pin in a fuel injection pump known from DE-A-21 58 689, adjusts a roller ring (not shown in this application), which is rotatable but stationary except for the rotation by the pin 6 in the housing of the fuel injection pump is stored and on the rollers of which a cam disc runs with its cams. The cam disk is coupled on the one hand to a drive shaft of the fuel injection pump and on the other hand to a pump piston which, together with the cam disk, performs a rotating movement due to the rotation of the drive shaft and thereby serves as a distributor and at the same time reciprocates due to the cam disk running on the rollers Performing movement and performs suction and delivery strokes as a pump piston. As is generally known, but not shown further here, the pump piston includes a pump working chamber which is filled with fuel during the suction stroke and delivers fuel under high pressure to an injection valve on the internal combustion engine in each case during the delivery stroke. The high-pressure delivery of fuel to the injection valves is essentially due to the start of the lifting movement of the cam disk together with the pump piston the course of which is determined by the rollers of the roller ring and the end of delivery, for determining the fuel injection quantity by opening a relief channel. The cam disc is held on the roller ring by a restoring force in the form of return springs. This restoring force is also supported by the reaction force of the pump piston during its delivery stroke. The roller ring experiences a force in its circumferential direction via the flank of the cams of the cam disk, which force counteracts the actuating force of the adjusting piston. However, this force exerted by the pump piston causes the working space 7 to increase in pressure compared to the pressure level previously controlled to adjust the adjusting piston. The degree of this pressure increase corresponds to the pressure generated in the pump work space. On the other hand, the pressure increase is only possible because the check valve 17, which closes towards the pressure medium source, includes the pressure medium volume supplied to the working space with the solenoid valve closed at the same time.

Die Arbeitsweise der bisher beschriebenen Einrichtung mit der Ausgestaltung gemäß Figur 1 ist folgende: Während der Saughübe des Pumpenkolbens, bei der keine zusätzliche Kraft auf den Verstellkolben wirkt, die in Unterstützung der Feder 3 den Verstellkolben verschieben würde und Druckmittel - im vorliegenden Falle in der Regel Kraftstoff, der dem Saugraum 37 der Kraftstoffeinspritzpumpe entnommen wird - aus dem Arbeitsraum 7 verdrängen würde, wird Kraftstoff über das Rückschlagventil 17 und die Drossel aus der Druckmittelquelle, dem Saugraum 37, über die Druckmittelzuflußleitung 15 dem Arbeitsraum zugeführt. Dabei kann der Druck im Arbeitsraum 7 die Druckhöhe des Druckes in der Druckmittelquelle annehmen, solange des Magnetventil 18 geschlossen ist. Durch Betätigung dieses Ventils 18 kann unabhängig von dem Druck in des Saugraumes 37 der Druck im Arbeitsraum 7 verändert werden, wobei die Drossel 19 am Rückschlagventil 17 als Abkoppeldrossel wirkt. Diese Veränderung wird jeweils während des Saughubes durch entsprechende Ansteuerung des Magnetventils 18 vorgenommen, so daß mit Beginn des anschließenden Förderhubes des Pumpenkolbens jeweils der Druck im Arbeitsraum eingestellt ist, der über die Verstellung des Verstellkolbens den richtigen Beginn des Hochdruckförderhubes des Pumpenkolbens einstellt. Mit dem Hochdruckförderbeginn bleibt das Magnetventil 18 geschlossen. Bei der nun stattfindenden Erhöhung des Druckes im Arbeitsraum 7 kann der Ausweichkolben 11 ab einer bestimmten Druckhöhe, die durch die Vorspannung der Feder 12 bestimmt ist ausweichen und dabei ein Teilvolumen aus dem Pumpenarbeitsraum entnehmen entsprechend dem Ausweichweg AW. Damit wird der Druckanstieg im Arbeitsraum 7 gemindert und bei der weiterhin auf den Verstellkolben 2 wirkenden Kraft verschiebt sich dieser in Richtung Arbeitsraum 7 und verstellt dabei den Rollenring. Dies führt dazu, daß die Hubbewegung der Nockenscheibe bzw. des Pumpenkolbens danach verzögert erfolgt. Entspechend geringer ist auch der Druckanstieg im Pumpenarbeitsraum im weiteren Verlauf des Pumpenkolbenförderhubs. In der Figur 2 ist die Nockenerhebungskurve über den Drehwinkel α aufgezeigt. In der Figur 8 ist der Druckverlauf im Pumpenarbeitsraum, der Elementdruck, dargestellt, wie er sich ohne die erfindungsgemäße Maßnahme mit dem Ausweichkolben 11 einstellen würde und wie er sich, als gestrichelte Linie dargestellt, sich mit der Wirkung des Ausweichkolbens 11 darstellt. Hierbei ist in einer ersten Ausführungsform die Vorspannung der Feder 12 so gewählt, daß in einem oberen Bereich des erreichbaren Druckes im Pumpenarbeitsraum die Ausweichbewegung des Ausweichkolbens einsetzt und somit verhindert, daß ein zu hoher Druck im Pumpenarbeitsraum entsteht. Wegen der Drosselwirkungen in dem hochdruckseitigen Leitungssystem wird in bekannter Weise bei niedriger Drehzahl eine niedrigere Förderrate mit einem niedrigeren End- Höchstdruck im Pumpenarbeitsraum erzielt und bei hoher Drehzahl eine hohe Förderrate mit einem entsprechend höheren End- Höchstdruck im Pumpenarbeitsraum. Dieser bei hoher Drehzahl entstehende hohe End- Höchstdruck wird nun durch die erfindungsgemäße Einrichtung mit Hilfe des Ausweichkolbens 12 reduziert. Diese Wirkung ist insbesondere auch bei Vollast besonders ausgeprägt, da auch der erreichbare End- Höchstdruck abhängt von dem Hochdruckverdrängungsvolumen des Pumpenkolbens. Bei Vollast ist der erreichte End- Höchstdruck größer als bei Teillast.The operation of the device described so far with the configuration according to FIG. 1 is as follows: During the suction strokes of the pump piston, in which no additional force acts on the adjusting piston, which would move the adjusting piston in support of the spring 3, and pressure medium - in the present case, as a rule Fuel which is taken from the suction space 37 of the fuel injection pump - would displace from the working space 7, fuel is supplied to the working space via the check valve 17 and the throttle from the pressure medium source, the suction space 37, via the pressure medium supply line 15. The pressure in the working space 7 can assume the pressure level of the pressure in the pressure medium source as long as the solenoid valve 18 is closed. By actuating this valve 18, the pressure in the working space 7 can be changed independently of the pressure in the suction space 37, the Throttle 19 on the check valve 17 acts as a decoupling throttle. This change is made during the suction stroke by appropriate control of the solenoid valve 18, so that at the beginning of the subsequent delivery stroke of the pump piston, the pressure in the working space is set, which adjusts the correct start of the high-pressure delivery stroke of the pump piston via the adjustment of the adjusting piston. When the high-pressure delivery begins, the solenoid valve 18 remains closed. When the pressure in the working chamber 7 now increases, the evasive piston 11 can deflect from a certain pressure level, which is determined by the prestressing of the spring 12, and in the process remove a partial volume from the pump working chamber in accordance with the evasive path AW. The pressure rise in the working space 7 is thus reduced and when the force still acting on the adjusting piston 2 shifts in the direction of the working space 7 and thereby adjusts the roller ring. This means that the stroke movement of the cam disk or the pump piston is then delayed. The pressure increase in the pump work space is also lower in the further course of the pump piston delivery stroke. FIG. 2 shows the cam elevation curve over the angle of rotation α. FIG. 8 shows the pressure curve in the pump work space, the element pressure, how it would occur with the evasive piston 11 without the measure according to the invention and how it is represented as a dashed line with the effect of the evasive piston 11. Here, in a first embodiment, the preload of the spring 12 is selected such that the evasive movement of the evasive piston begins in an upper range of the achievable pressure in the pump work space and thus prevents an excessively high pressure from occurring in the pump work space. Because of the throttling effects in the high-pressure line system, a lower delivery rate is achieved in a known manner at low speed with a lower final maximum pressure in the pump work space and a high one at high speed Delivery rate with a correspondingly higher final maximum pressure in the pump work space. This high final maximum pressure which arises at high speed is now reduced by the device according to the invention with the aid of the escape piston 12. This effect is particularly pronounced even at full load, since the maximum ultimate pressure that can be achieved also depends on the high-pressure displacement volume of the pump piston. At full load, the ultimate maximum pressure reached is greater than at partial load.

Bei einer alternativen Ausgestaltung des Ausführungsbeispiels der Erfindung nach Figur 1 kommt der Anschlag 14 zur Geltung. Wird die Vorspannung der vorgespannten Feder 12 geringer ausgelegt, so kann der Ausweichkolben 11 bereits bei einem niedrigeren Druck im Pumpenarbeitsraum entsprechend einer niedrigeren Einspritzrate beginnen auszuweichen. In diesem Falle kann man bei einem bestimmten Last- Drehzahlbereich eine Reduzierung der Einspritzrate über einen bestimmten Drehwinkelbereich des Nockenhubs erzielen. In diesem Bereich würde dann die Einspritzrate gemäß der Einspritzverlaufsdarstellung mit Ausweichkolben 11 (AWK) des Diagramms von Figur 3 über den Drehwinkel α mit geringerer Steigung verlaufen bis der Ausweichkolben an dem Anschlag 14 zur Anlage kommt. Ab diesem Punkt wird aus dem Arbeitsraum 7 keine Druckmittelmenge mehr entnommen, so daß nun der Druckanstieg entsprechend dem vorgegebenen Verhältnis mit der ursprünglichen, unbeeinflußten Einspritzrate fortgeführt wird. Mit der Federvorspannung und dem Ausweichweg AW kann somit eine bestimmte Einspritzverlaufsformung vorgenommen werden. Das führt zu einer vom Druck im Pumpenarbeitsraum gesteuerten vor allen Dingen auch für die Geräuschminderung im Niedriglastbereich wirksamen Reduzierung der Einspritzrate.In an alternative embodiment of the embodiment of the invention according to Figure 1, the stop 14 comes into play. If the pretension of the pretensioned spring 12 is designed to be lower, the evasive piston 11 can begin to evade at a lower pressure in the pump workspace in accordance with a lower injection rate. In this case, a reduction in the injection rate can be achieved over a certain angle of rotation range of the cam stroke at a certain load speed range. In this area, the injection rate would then run with a smaller slope according to the representation of the injection course with evasive piston 11 (AWK) of the diagram of FIG. 3 over the angle of rotation α until the evasive piston comes to rest against the stop 14. From this point, no more pressure medium is withdrawn from the working space 7, so that the pressure increase in accordance with the predetermined ratio is now continued with the original, unaffected injection rate. With the spring preload and the evasion path AW, a specific injection course can be shaped. This leads to a reduction in the injection rate, which is controlled by the pressure in the pump workspace and above all is effective for reducing noise in the low-load range.

Am Ende des jeweiligen Hochdruckförderhubes des Pumpenkolbens sinkt der Druck im Arbeitsraum 7 und es kann der Ausweichkolben 11 wieder die zuvor entnommene Flüssigkeitsmenge in den Arbeitsraum zurückfördern, so daß er für den nächsten Hochdruckförderhub wieder in Bereitschaft gebracht ist. In dieser Phase erfolgt dann auch wiederum eine ggf. notwendige Korrektur des Arbeitsraumdruckes mit Hilfe des Magnetventils 18.At the end of the respective high-pressure delivery stroke of the pump piston, it drops the pressure in the working space 7 and the evasive piston 11 can feed the previously removed amount of liquid back into the working space, so that it is put on standby for the next high-pressure delivery stroke. In this phase, a correction of the working space pressure, which may be necessary, is then carried out with the aid of the solenoid valve 18.

Wie die Figur 4 erkennen läßt, ist es auch möglich, bei einer der Darstellung nach Figur 1 ähnlichen Ausgestaltung statt eines Ausweichkolbens ein vorgespanntes Rückschlagventil 33 zu verwenden, das bei einem voreingestellten Druck öffnet. Auch mit einem solchen Rückschlagventil 33 ist der Druck in dem Arbeitsraum 7 durch Kraftstoffentnahme ab einem bestimmten, durch den Öffnungsdruck des Rückschlagventils 33 eingestellten Schwellwert des Druckes im Arbeitsraum 7 bzw. im Pumpenarbeitsraum beeinflußbar. Damit ergibt sich ein Druckverlauf, wie er in Figur 8 im unteren Diagramm mit der gestrichelten Linie dargestellt ist. Die während des Förderhubs des Pumpenkolbens über das Rückschlagventil entnommene Kraftstoffmenge muß während der Saughubphase des Pumpenkolbens dann wieder über das Rückschlagventil 17 und die Drossel 19 aufgefüllt werden und mit Hilfe des Magnetventils 18 der Druck im Arbeitsraum 7 eingestellt werden, durch den der Verstellkolben 3 in die für den folgenden Förderhubbeginn richtige Stellung gebracht wird.As can be seen in FIG. 4, it is also possible to use a prestressed check valve 33, which opens at a preset pressure, in a configuration similar to that shown in FIG. 1 instead of an evasive piston. Even with such a check valve 33, the pressure in the working space 7 can be influenced by taking fuel from a certain threshold value of the pressure in the working space 7 or in the pump working space set by the opening pressure of the check valve 33. This results in a pressure curve as shown in FIG. 8 in the lower diagram with the dashed line. The amount of fuel withdrawn via the check valve during the delivery stroke of the pump piston must then be replenished via the check valve 17 and the throttle 19 during the suction stroke phase of the pump piston and the pressure in the working chamber 7 set by means of the solenoid valve 18, through which the adjusting piston 3 into the correct position for the following start of the conveying stroke.

Eine demgegenüber verbesserte Lösung ist in den Figuren 5 und 6 dargestellt. Abweichend von der Bauart nach der Figur 4 ist hier zusätzlich zum Magnetventil 18 und statt des Rückschlagventils 17 mit Drossel ein weiteres 2/2-Magnetventil 34 in die Druckmittelzuflußleitung 15 eingesetzt worden. Das zusätzliche Magnetventil 34 ermöglicht über einen großen Öffnungsquerschnitt ein schnelles Nachfüllen der über das Rückschlagventil 33 entwichenen Flüssigkeitsmenge. Vorzugsweise sind die beiden Magnetventile 18 und 34 so geschaltet, daß die Steuerung des Zulaufs und des Abflusses in der Saughubphase des Pumpenkolbens liegen.A solution which is improved in comparison to this is shown in FIGS. 5 and 6. In a departure from the design according to FIG. 4, in addition to the solenoid valve 18 and instead of the check valve 17 with a throttle, a further 2/2 solenoid valve 34 has been inserted into the pressure medium supply line 15. The additional solenoid valve 34 enables a rapid refilling of the amount of liquid escaping via the check valve 33 over a large opening cross section. Preferably, the two solenoid valves 18 and 34 switched so that the control of the inlet and the outlet are in the suction stroke phase of the pump piston.

Figur 6 zeigt die Zuordnung der Magnetventilöffnungsphasen des Magnetventils 34 (MV 34) und des Magnetventils 18 (MV 18) im Verhältnis zur Nockenerhebungskurve über den Drehwinkel α. Dabei werden die Magnetventile 34 und 18 gegensinnig derart angesteuert, daß für eine Druckerhöhung im Arbeitsraum 7 das Magnetventil 18 eine kürzere Zeit geöffnet ist als das Magnetventil 34. Die Magnetventile können auch komplementär zueinander gesteuert werden mit einem variablen Tastverhältnis, wobei mit der Variation des Tastverhältnisses die Öffnungszeit des einen Ventils zu Lasten des anderen Ventils verändert wird.FIG. 6 shows the assignment of the solenoid valve opening phases of the solenoid valve 34 (MV 34) and the solenoid valve 18 (MV 18) in relation to the cam elevation curve via the angle of rotation α. The solenoid valves 34 and 18 are actuated in opposite directions in such a way that the solenoid valve 18 is open for a shorter time than the solenoid valve 34 for a pressure increase in the working space 7. The solenoid valves can also be controlled complementarily to one another with a variable pulse duty factor, with the variation of the pulse duty factor the opening time of one valve is changed at the expense of the other valve.

Für eine hochgenaue Druckverlaufsformung und eine Begrenzung des höchsten Enddruckes im Pumpenarbeitsraum ist ein Ausführungsbeispiel gemäß den Figuren 7 und 8 vorgesehen. Die bereits in den vorher beschriebenen Figuren enthaltenen Teile werden hier mit derselben Positionszahl belegt.An embodiment according to FIGS. 7 and 8 is provided for a highly precise pressure curve shaping and a limitation of the highest final pressure in the pump work space. The parts already contained in the previously described figures are assigned the same position number here.

Ein Zylinder 1, in dem der über den Bolzen 6 mit dem nicht gezeigten Rollenring gekoppelte Verstellkolben 2 angeordnet ist, ist über eine Leitung 8 an die Druckmittelzuflußleitung 15 und die Druckmittelabflußleitung 16 angeschlossen. In der Druckmittelzuflußleitung 15 liegt wiederum das 2/2-Magnetventil 34 und in der Druckmittelabflußleitung 16 das 2/2-Magnetventil 18. Zur Erfassung des Druckes im Pumpenarbeitsraum oder im diesen Druck ebenfalls repräsentierenden Arbeitsraum 7 ist ein Drucksensor 35 vorgesehen, der symbolisch in der Zeichnung in Figur 7 mit der Leitung 8 verbunden ist und andererseits mit einer nicht gezeigten Regeleinrichtung in Verbindung steht, über die in Abhängigkeit von Betriebsparametern, wie auch beim Ausführungsbeispiel nach Figur 5 die Magnetventile 18 und 34 gesteuert werden, um den gewünschten Druck im Arbeitsraum 7 zur Förderbeginneinstellung zu steuern. Auf diese Weise ist hier eine Regelung für den Druckverlauf im Pumpenarbeitsraum geschaffen, wobei die Öffnungsphase des Magnetventils 18 zum Zwecke der Kraftstoffentnahme während des Hochdruckförderhubs des Pumpenkolbens wie die Diagramme nach Figur 8 oben erkennen lassen, in die konstruktiv vorgegebene Hochdruckförderphase des Pumpenkolbens verschoben ist, und zwar so weit, bis der Elementdruck im Pumpenarbeitsraum bzw. im Arbeitsraum 7 auf die vorgegebene Grenzlinie P1 gemäß dem unteren Diagramm von Figur 8 abgesenkt ist. Das Rückschlagventil 33 vom Ausführungsbeispiel nach Figur 5 entfällt in diesem Fall.A cylinder 1, in which the adjusting piston 2, which is coupled via the pin 6 to the roller ring (not shown), is connected via a line 8 to the pressure medium inlet line 15 and the pressure medium outlet line 16. In the pressure medium inflow line 15 there is in turn the 2/2 solenoid valve 34 and in the pressure medium outflow line 16 there is the 2/2 solenoid valve 18. A pressure sensor 35 is provided for detecting the pressure in the pump work space or in the work space 7, which also represents this pressure Drawing in Figure 7 is connected to the line 8 and on the other hand is connected to a control device, not shown, via which the solenoid valves 18 as a function of operating parameters, as in the embodiment of Figure 5 and 34 can be controlled in order to control the desired pressure in the work space 7 for setting the start of delivery. In this way, a regulation for the pressure curve in the pump work space is created, the opening phase of the solenoid valve 18 for the purpose of fuel extraction during the high-pressure delivery stroke of the pump piston, as can be seen in the diagrams according to FIG. 8, shifted into the structurally predetermined high-pressure delivery phase of the pump piston, and This is so far until the element pressure in the pump work space or in the work space 7 is reduced to the predetermined limit line P1 according to the lower diagram in FIG. 8. The check valve 33 from the embodiment of Figure 5 is omitted in this case.

Schließlich ist es auch denkbar, als indirekte Regelung des höchst erreichbaren Druckes im Pumpenarbeitsraum eine Regelung der Spritzdauer über die Kraftstoffentnahme aus dem Arbeitsraum 7 vorzusehen. Das ist besonders kostengünstig, wenn an dem Einspritzventil für die Regelung des Förderbeginns über die Magnetventile 34 und 18 sowieso ein zum Beispiel den Nadelhub des Einspritzventils messender Sensor vorhanden ist, der dann auch die Einspritzdauer mißt.Finally, it is also conceivable to provide regulation of the spray duration via the fuel withdrawal from the work space 7 as an indirect control of the highest achievable pressure in the pump work space. This is particularly cost-effective if a sensor, for example measuring the needle stroke of the injection valve, is present anyway on the injection valve for regulating the start of delivery via the solenoid valves 34 and 18 and then also measures the injection duration.

Claims (11)

Kraftstoffeinspritzpumpe für Brennkraftmaschinen mit einem von einem Nockenantrieb angetriebenen Pumpenkolben, der in einem Pumpenzylinder einen Pumpenarbeitsraum einschließt, aus dem beim Förderhub des Pumpenkolbens Kraftstoff unter Hochdruck zu einem Kraftstoffeinspritzventil gefördert wird, wobei der Nockenantrieb einen im wesentlichen feststehenden Teil und einen von einer Antriebswelle der Einspritzpumpe angetriebenen bewegten Teil aufweist, von denen einer mit einer Nockenbahn versehen ist und von denen der bewegte Teil der Nockenbahn folgend zugleich den Pumpenkolben bewegt durch den über die Nockenbahn eine rücktreibende Kraft auf den im wesentlichen feststehenden Teil ausgeübt wird und mit einem Verstellkolben, der in einem Zylinder einen Arbeitsraum einschließt, welcher mit Druckmittel aus einer Druckmittelquelle versorgt wird und durch das Druckmittel entgegen einer Rückstellkraft (3) verstellbar mit dem im wesentlichen feststehenden Teil des Nockenantriebs gekoppelt ist, wobei die rücktreibende Kraft der Rückstellkraft gleichgerichtet ist und mit seiner Verstellung den Hochdruckförderhubbeginn des Pumpenkolbens in Bezug auf eine Drehstellung der Antriebswelle verstellt, und der Druckmitteldruck im Arbeitsraum zur Veränderung des Förderhubbeginns in Abhängigkeit von Betriebsparametern der Brennkraftmaschine gesteuert wird und mit einer Entnahmevorrichtung zur gesteuerten Entnahme von Druckmittelmengen aus dem Arbeitsraum während des Hochdruckförderhubs des Pumpenkolbens, dadurch gekennzeichnet, daß der Arbeitsraum (7) eine ein Steuerorgan (17,34) enthaltende, von der Druckmittelquelle herführende Druckmittelzuführleitung (15) und eine ein elektrisch gesteuertes Entlastungsventil (18) aufweisende Druckmittelabflußleitung (16) zu einem Entlastungsraum hat, durch das der Druck im Arbeitsraum (7) zur Veränderung des jeweiligen Förderhubbeginns so gesteuert wird, daß dieser jeweils vor dem Förderhubbeginn eines jeden Pumpenkolbenförderhubs eingestellt ist und daß die Entnahme von Druckmittel durch die Entnahmevorrichtung in Abhängigkeit vom Druck im Arbeitsraum oder den diesen während des Hochdruckförderhubs beeinflussenden Druck im Pumpenarbeitsraum gesteuert wird.Fuel injection pump for internal combustion engines with a pump piston driven by a cam drive, which includes a pump working chamber in a pump cylinder, from which fuel is pumped under high pressure to a fuel injection valve during the delivery stroke of the pump piston, the cam drive driving a substantially fixed part and one driven by a drive shaft of the injection pump has moving part, one of which is provided with a cam track and of which the moving part of the cam track following at the same time moves the pump piston through which a restoring force is exerted on the substantially fixed part via the cam track and with an adjusting piston which is in a cylinder includes a working space which is supplied with pressure medium from a pressure medium source and which is adjustable by the pressure medium against a restoring force (3) and coupled to the essentially fixed part of the cam drive t, the restoring force being rectified and the restoring force and the adjustment of the high pressure delivery stroke start of the pump piston with respect to a Adjusted the rotational position of the drive shaft, and the pressure medium pressure in the work space to change the start of the delivery stroke is controlled as a function of operating parameters of the internal combustion engine and with a removal device for the controlled removal of pressure medium quantities from the work space during the high-pressure delivery stroke of the pump piston, characterized in that the work space (7) is a has a pressure medium supply line (15) containing a control member (17.34) leading from the pressure medium source and a pressure medium drain line (16) having an electrically controlled relief valve (18) to a relief space through which the pressure in the work space (7) changes to change the beginning of the delivery stroke is controlled so that it is set before the start of the delivery stroke of each pump piston delivery stroke and that the removal of pressure medium by the removal device as a function of the pressure in the working space or the latter during high pressure f conveying stroke influencing pressure in the pump work space is controlled. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Entnahmevorrichtung aus einem ständig mit dem Arbeitsraum (7) in Verbindung stehenden Druckhalteventil (33) besteht, durch dessen Öffnungsdruck der Druckverlauf im Arbeitsraum oder im Pumpenarbeitsraum während des Hochdruckförderhubs des Pumpenkolbens bestimmt ist.Fuel injection pump according to Claim 1, characterized in that the removal device consists of a pressure-maintaining valve (33) which is in constant communication with the working chamber (7), the opening pressure of which determines the pressure profile in the working chamber or in the pump working chamber during the high-pressure delivery stroke of the pump piston. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Entnahmeeinrichtung eine bewegliche Wand (11) aufweist, die hydraulisch an den Arbeitsraum (7) angrenzt und auf ihrer Rückseite von eine vorgespannten Feder (12) beaufschlagt ist, die so eingestellt ist, daß die bewegliche Wand ab einem bestimmten Druck im Arbeitsraum oder Pumpenarbeitsraum verstellt wird.Fuel injection pump according to Claim 1, characterized in that the removal device has a movable wall (11) which hydraulically adjoins the working space (7) and is acted upon on its rear side by a prestressed spring (12) which is set in such a way that the movable one Wall is adjusted from a certain pressure in the work room or pump work room. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß auf der Rückseite der beweglichen Wand (11) ein Wegbegrenzungsanschlag (14) für die Bewegung der beweglichen Wand entgegen der Kraft der vorgespannten Feder (12) vorgesehen ist und der bestimmte Druck im mittleren Bereich des durch den Pumpenkolben über den Betriebsbereich der Krafstoffeinspritzpumpe während seines jeweiligen Förderhubes erreichbaren Druck liegt.Fuel injection pump according to claim 3, characterized in that on the rear of the movable wall (11) there is a travel limit stop (14) for the movement of the movable wall against the force of the prestressed spring (12) and the determined pressure in the central region of the Pump piston over the operating range of the fuel injection pump during its respective delivery stroke is attainable pressure. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 3 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die vorgespannte Feder sich ortsfest am Pumpengehäuse abstütztFuel injection pump according to Claims 3 to 4, characterized in that the prestressed spring is supported in a stationary manner on the pump housing Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerorgan in der Druckmittelzuflußleitung ein Rückschlagventil ist, das in Richtung Arbeitsraum öffnet.Fuel injection pump according to one of the preceding claims, characterized in that the control member in the pressure medium inflow line is a check valve which opens in the direction of the working space. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Entlastungsventil (18) als Entnahmevorrichtung dient und in Abhängingkeit von Betriebsparametern während wenigstens eines Teils des Förderhubs des Pumpenkolbens geöffnet ist.Fuel injection pump according to Claim 1, characterized in that the relief valve (18) serves as a removal device and is opened as a function of operating parameters during at least part of the delivery stroke of the pump piston. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Entlastungsventil (18) in Abhängigkeit vom erreichten Druck im Pumpenarbeitsraum ab Überschreiten eines vorgegebenen Drucks geöffnet wird.Fuel injection pump according to Claim 7, characterized in that the relief valve (18) is opened as a function of the pressure reached in the pump work space when a predetermined pressure is exceeded. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichet, daß das Entlastungsventil von einer Einspritzdauerregelung gesteuert wird, wobei die Einspritzdauer von einem die Öffnungsdauer eines von der Einspritzpumpe versorgten Einspritzventil erfassenden Sensors gemessen wird.Fuel injection pump according to Claim 7, characterized in that the relief valve is controlled by an injection duration control, the injection duration being measured by a sensor which detects the opening duration of an injection valve supplied by the injection pump. Kraftstoffeinsritzpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerorgan in der Druckmittelzuflußleitung ein elektrisch gesteuertes Zuflußventil (34) ist.Fuel injection pump according to one of claims 1 to 9, characterized in that the control member in the pressure medium inflow line is an electrically controlled inflow valve (34). Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 10, daurch gekennzeichnet, daß das Entlastungsventil und das Zuflußventil (34) zwischen den Betriebszeiten, in denen der Pumpenkolben seinen Förderhub ausführt vorzugweise mit variablen Tastverhältnis getaktet angesteuert wird zu Veränderung des die Einstellung des jeweils gewünschten Förderhubbeginns steuernden Druckes im Arbeitsraum.Fuel injection pump according to claim 10, characterized in that the relief valve and the inflow valve (34) between the operating times in which the pump piston executes its delivery stroke is preferably controlled with a variable pulse duty factor to change the pressure in the work space which controls the setting of the desired delivery stroke start.
EP94103494A 1993-04-08 1994-03-08 fuel injection pump Expired - Lifetime EP0627552B1 (en)

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