EP0686235A1 - Zumessvorrichtung für fluide - Google Patents

Zumessvorrichtung für fluide

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Publication number
EP0686235A1
EP0686235A1 EP94908270A EP94908270A EP0686235A1 EP 0686235 A1 EP0686235 A1 EP 0686235A1 EP 94908270 A EP94908270 A EP 94908270A EP 94908270 A EP94908270 A EP 94908270A EP 0686235 A1 EP0686235 A1 EP 0686235A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
chamber
piston
pressure
pressure piston
metering device
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP94908270A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Andreas Kappel
Randolf Mock
Hans Meixner
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Siemens AG
Original Assignee
Siemens AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Siemens AG filed Critical Siemens AG
Publication of EP0686235A1 publication Critical patent/EP0686235A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • 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
    • F02M51/00—Fuel-injection apparatus characterised by being operated electrically
    • F02M51/06—Injectors peculiar thereto with means directly operating the valve needle
    • F02M51/0603—Injectors peculiar thereto with means directly operating the valve needle using piezoelectric or magnetostrictive operating means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K31/00—Actuating devices; Operating means; Releasing devices
    • F16K31/004—Actuating devices; Operating means; Releasing devices actuated by piezoelectric means
    • F16K31/007—Piezoelectric stacks
    • G—PHYSICS
    • G01—MEASURING; TESTING
    • G01F—MEASURING VOLUME, VOLUME FLOW, MASS FLOW OR LIQUID LEVEL; METERING BY VOLUME
    • G01F13/00—Apparatus for measuring by volume and delivering fluids or fluent solid materials, not provided for in the preceding groups
    • G01F13/006—Apparatus for measuring by volume and delivering fluids or fluent solid materials, not provided for in the preceding groups measuring volume in function of time
    • 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
    • F02M2200/00—Details of fuel-injection apparatus, not otherwise provided for
    • F02M2200/70—Linkage between actuator and actuated element, e.g. between piezoelectric actuator and needle valve or pump plunger
    • F02M2200/703—Linkage between actuator and actuated element, e.g. between piezoelectric actuator and needle valve or pump plunger hydraulic

Definitions

  • a metering valve for metering liquids or gases is described in European patent EP 0 218 895 B1. It serves as an injection valve for fuel injection systems in internal combustion engines, such as direct injection diesel engines and the like.
  • a piezo stack variable in length under the effect of a control voltage is connected at one end to the valve needle and at its other end to a damping piston which delimits a liquid-filled damping space and is displaceably guided in the alignment of the piezo stack.
  • the piezo stack performs a quick
  • GB 2 193 386 A describes a piezoelectric actuator. It is possible to mount an injection mechanism across the actuator as described in the document.
  • a piezo stack presses on a bellows that is filled with hydraulic oil on the inside. Since the stamping area of the bellows is larger than the end face of the tappet to be moved, it performs a larger stroke than the piezo stack. An unwanted country Changes in the piezo stack due to temperature fluctuations, as well as the targeted control of the piezo stack, lead to displacement of the plunger. The position of the plunger is therefore not always precisely defined.
  • the membrane of the beam will make its own movements transverse to the direction of movement of the ram during the working movements. This fact has a limiting effect on the maximum possible working frequency of the valve.
  • the linear working range and the metering accuracy of an injection valve are generally characterized by the quotient from maximum to minimum injection quantity, the so-called dynamic range. This is the area in which the valve characteristic of a linear best fit line, e.g. deviates by no more than 5%.
  • Usual electromagnetically driven injection valves have, due to their principle (inductance of the electromagnet, moving masses) small dynamic ranges in the order of 5 to 10, i.e. In the linear working range, opening times shorter than 1 to 2 ms are not possible with maximum opening times of 10 ms. Since the smallest amount of fuel that can be metered is given by the minimum opening time of 1 to 2 ms, it is not possible to maintain the correct air ratio ⁇ , especially in the transient operating states of the engine, in the partial load range and when idling.
  • Figure 1 shows the basic structure of an inwardly opening the injection valve.
  • Figure 2 shows the injection valve with a stop integrated in the pressure piston.
  • FIG. 3 shows a valve working according to the push-pull principle.
  • FIG. 4 shows the valve operating according to the push-pull principle with a seal attached between the pressure piston and the housing.
  • FIG. 5 shows the valve working according to the push-pull principle, the seal being placed between the reciprocating piston and the pressure piston.
  • Figure 6 corresponds to Figure 5, however, with a further seal between the pressure piston and the housing and a further pressure oil connection.
  • Figure 7 shows the valve with hermetically separated chambers.
  • the drift compensation takes place via a hole in the top of the pressure piston.
  • FIG. 8 corresponds to FIG. 7, but here the drift compensation bore is located on the side of the pressure piston.
  • FIG. 9 shows the valve using the push-pull principle, the ratio of the pressure piston area to the piston area determining the stroke transformation factor on the side facing the chamber (KAI) being the same as the ratio of the surfaces on the chamber (KA2) and (KA3) facing side.
  • the piezo actuator serving as the drive element preferably a multilayer piezo stack or also magnetostrictive or electrostrictive actuators,
  • a compact piezoelectric actuator P is used as the drive element, which is supported on the housing side on a compensating bearing LA and acts on the pressure side on the pressure piston DK.
  • the special spherical disk bearing LA of the actuator is intended to ensure that the piezo actuator P is in full contact with the pressure piston DK and the housing bearing LA even when the actuator end faces are not parallel, thereby avoiding stroke losses.
  • a strong disk spring TF which is attached between the pressure piston DK and the housing GH, serves to reset the pressure piston DK and to mechanically pretension the piezo stack P.
  • the pressure piston DK forms the hydraulic chamber KAI with a corresponding cylinder bore in the housing GH.
  • the hydraulic chamber KA2 is formed by the bore in the pressure piston DK and the reciprocating piston HK.
  • the liquid forces generated by the control of the piezo stack P on the pressure piston DK in the hydraulic chamber KA 1 act for the purpose of the stroke transformation and the reversal of the direction of movement on a small-area piston HK which is connected to a sealed valve needle VN.
  • the valve needle VN and the reciprocating piston HK together form the valve tappet.
  • the valve needle VN can be lifted from the sealing seat DS in the valve head VK and the valve can be opened. This is achieved by electrical control of the piezo actuator P, the elongation of which is transferred to the pressure piston DK and which thereby causes an overpressure in the hydraulic chamber KAI.
  • the valve disc lifts off the valve seat and the valve is open.
  • the fuel flows through the fuel supply KRZ to the injection opening EO.
  • the piezo stack P is discharged electrically.
  • the valve needle VN is then supported by the spiral spring RF by hydraulic forces, pressed against the sealing seat DS again and the valve closed.
  • the spiral compression spring RF also ensures that the valve is closed when not activated.
  • the hydraulic drive shown in Figure 1 is characterized by a compact design. The stroke transformation and the reversal of the direction of movement are coupled in a simple manner with the adaptive tolerance compensation.
  • the hydraulic area is completely encapsulated and separated from the fuel circuit by a sealed valve tappet bushing SD.
  • a hydraulic oil reservoir should be integrated in the drive.
  • the adaptive tolerance compensation which makes the drive independent of temperature influences and manufacturing-related tolerances, consists of a capillary gap KS between the reciprocating piston HK and the pressure piston bore, the one Slow fluid exchange between the hydraulic chamber KAI and compensation chamber KA2 enables so that, for example, due to temperature-related changes in volume of the hydraulic fluid, no static differential pressures can develop between these two chambers.
  • the capillary gap (channel) KS can be matched to the viscosity of the hydraulic fluid used in such a way that maximum opening times of up to a few minutes are guaranteed over the entire working temperature range.
  • the upper stop is formed by the valve seat DS in the valve head VK.
  • the lower stop UA of the valve needle VN can, as in FIG. 1, be located outside the hydraulic chamber KAI or, as shown in FIG. 2, also be integrated in the pressure piston DK.
  • the second possibility has the advantage that the lower stop UA can also be designed as a sealing seat DS. When the valve is open, this prevents the hydraulic fluid from flowing out of the hydraulic chamber KAI via the capillary gap KS into the compensating chamber KA2. This allows a very long opening time to be achieved and there is greater scope for dimensioning and matching the capillary gap KS and the viscosity of the hydraulic fluid.
  • the hydraulic chamber KAI and the chamber KA3 formed by the pressure piston DK, the housing GH and the actuator P are completely filled with the same hydraulic fluid, preferably an oil, the volume referred to as the compensation chamber KA2 via bores BH with the lower Hy ⁇ Drauliksch KA3 is connected. Since the deflection of the pressure piston DK when the piezo stack P is actuated in the hydraulic Chamber KAI generates an overpressure and in the hydraulic chamber KA3 a negative pressure, the reciprocating piston HK and the valve needle VN connected to it are driven on both sides.
  • a pressure spring or, in particular, a pressure accumulator SP must be installed in one of the hydraulic linear transformers, generally the one with the lower transformation ratio.
  • the function of this pressure accumulator also corresponds to that of the pressure accumulator SP already presented in FIG. it is intended to compensate for temperature-related expansion processes of the hydraulic fluid, the mechanical internals and the housing GH and to maintain the internal static overpressure with a view to minimizing cavitation effects.
  • Such a pressure accumulator SP can be realized by locally reducing the housing wall thickness in the form of a spring or gas pressure-loaded membrane, a rubber bladder or with the aid of a closed-cell oil-resistant and elastic foam. Pressure accumulators are well known from the literature. If the volume of the pressure accumulator SP is sufficient, the additional pressure oil connection shown in FIG. 3 can also be dispensed with.
  • the depressions present on the top of the pressure piston are designated by SK.
  • These radially arranged flow compensation channels enable the liquid exchange between the oil volume enclosed by the plate spring TF and the top of the pressure piston and serve to avoid compression effects.
  • the plate spring TF can also be drilled through.
  • a particularly advantageous property of the push-pull drive is the enlargement of the effective piston areas. As a result, the pressure peaks are reduced and loss mechanisms, for example by giving in the housing GH or by compensating processes due to the capillary gap KS, are reduced, which in principle gives the possibility of further reducing the size of the drive. Advantages of this drive principle compared to the principle described in FIG.
  • the electrical connections for the piezo actuator P are routed to the outside through a pressure-resistant electrical cable bushing LD in the housing wall.
  • the capillary gap KS1 is located between the pressure piston DK and the housing GH.
  • the capillary gap KS2 lies between the reciprocating piston HK and the pressure piston bore, as shown in FIG. 3.
  • wear-resistant sealing elements can be dispensed with entirely.
  • the gap geometries and the viscosity of the hydraulic fluid can be suitably dimensioned and matched to one another.
  • At least one of the hydraulic chambers KAI or KA3 can be connected to a pressure oil reservoir via a high flow resistance to compensate for temperature-related changes in volume of the hydraulic fluid to compensate for leakage losses and to prevent cavitation .
  • the same criteria apply as for the tolerance compensation, i.e. it must be matched to the viscosity of the hydraulic fluid in such a way that the maximum opening times are achieved over the entire operating temperature range and the dynamics of the drive are not impaired.
  • Such a connection can be established, for example, by a small radial housing bore GB in the area of the pressure piston sealing or pressure piston running surface.
  • the already available engine pressure oil circuit is suitable as the oil reservoir. It is also possible to realize the pressure oil with the aid of a small closed container with an integrated pressure accumulator or the like, such a container also being able to be integrated directly into the valve housing GH. Inertial gas pressure accumulators, as are sufficiently known from the specialist literature, are particularly advantageous for this application.
  • a single connecting channel BD is sufficient instead of the capillary gaps KS1 and KS2 between the hydraulic chambers KAI and KA3, as shown in FIG. 7.
  • the simultaneous sealing of reciprocating piston HK and pressure piston DK is also possible if a slow pressure compensation between the hydraulic chambers KAI and KA2 is still ensured for the tolerance compensation via external connection lines with a sufficiently high flow resistance.
  • FIG. 7 shows, in the sealed installation of the HK and DK pistons, the pressure compensation required for tolerance compensation can also be achieved via a pressure piston bore BD which connects the hydraulic chambers KAI and KA2 to one another. In this case there is only one
  • This pressure accumulator SP can be integrated in the valve housing GH or in the chamber KA4 or can be implemented in the manner shown in FIG. 9 with the aid of an external expansion tank. With a small-volume design of the pressure accumulator SP as a compression spring, an additional connection is expedient. With a sufficient pressure accumulator volume designed for the life of the drive, the external pressure oil connection can also be omitted. The dimensioning of the pressure accumulator volume depends primarily on the tightness of the valve tappet bushing SD and on the absolute chamber volumes KAI, KA2, KA3 and KA4. Due to the identical transformation conditions, the internal pressure accumulator SP, which is otherwise indispensable in one of the hydraulic chambers, can be omitted.
  • fuel can also be used as the hydraulic medium. This simplifies the structure considerably, e.g. possible with the valve tappet bushing SD. With increasing vapor pressure or decreasing boiling point of the fuel or the hydrocarbon compounds contained therein, the static internal operating pressure of the drive must be increased accordingly.
  • Additional variations that can be used in the exemplary embodiments presented consist in the replacement of the O-ring seals with membrane seals and in the convex design of the pistons. With the latter measure, the requirements for the axial symmetry and the centricity of the structure can be reduced.
  • the use of the device is not limited to the example of the injection valve described above, but is generally suitable for use as a metering device for fluids.

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Abstract

Der mit dem Piezoaktor (P) verbundene großflächige Druckkolben (DK) des nach innen öffnenden Einspritzventils bildet mit dem, in der Druckkolbenbohrung beweglich angeordneten kleinflächigen Hubkolben (HK) einen hydraulischen Transformator. Kleine Hübe und große Kräfte des Aktors (P) werden in, der Bewegungsrichtung des Aktors entgegengerichtete große Ventilnadelhübe umgesetzt. Die Hydraulik-Kammern des Einspritzventils sind so angeordnet, daß auf der einen Seite des Hubkolbens (HK) Druckkräfte und gleichzeitig auf der anderen Seite des Hubkolbens (HK) Zugkräfte wirken. Die Hydraulikkammern sind über ein Drosselkanalsystem so miteinander verbunden, daß sich eine driftartige Verschiebung des Druckkolbens (DK) bzw. eine driftartige Elongation des Aktors (P) nicht auf die Stellung des Hubkolbens (HK) auswirkt.

Description

Zumeßvorrichtung für Fluide
In der europäischen Patentschrift EP 0 218 895 Bl wird ein Zu- meßventil zur Dosierung von Flüssigkeiten oder Gasen beschrie¬ ben. Es dient als Einspritzventil für Kraftstoffeinspritzsy- steme in Brennkraftmaschinen, wie direkt einspritzende Diesel- motoren und dergleichen. Ein unter der Wirkung einer Steuer¬ spannung längenveränderlicher Piezostack, ist an seinem einen Ende mit der Ventilnadel und an seinem anderen Ende mit einem einen flüssigkeitsgefüllten Dämpfungsraum begrenzenden Dämp¬ fungskolben verbunden, der in Ausrichtung des Piezostacks ver- schieblich geführt ist. Führt der Piezostack einen schnellen
Arbeitshub aus, so bewirkt dies eine Verschiebung der Ventilna¬ del. Das Ventil öffnet nach außen. Bei kurzen Schaltzeiten des Piezostacks wird über den drosselnden Ringspalt, gebildet aus dem Spalt zwischen Dämpfungskolben und Dämpfungsraum keine Flüssigkeit aus dem Dämpfungsraum ausgeschoben. Der Dämpfungs¬ kolben stellt somit ein festes Widerlager dar. Auftretende Län¬ genänderungen im Piezostack infolge zunehmender Temperatur im Motor werden hingegen durch den Dämpfungskolben ausgeglichen. Da keine Wegtransformation zwischen Piezostack und Ventilnadel stattfindet, begrenzt sich der Nadelhub auf die Längenänderung des Piezostacks. Diese liegt typisch bei ca. 20 μm.
In der GB 2 193 386 A wird ein piezoelektrischer Aktuator be¬ schrieben. Es besteht die Möglichkeit, eine Einspritzmechanik, wie in der Schrift beschrieben, quer zum Aktuator anzubauen.
Ein Piezostack drückt auf einen Balg, der inseitig mit Hydrau- liköl gefüllt ist. Da die Stempelfläche des Balgs größer als die Stirnseite des zu bewegenden Stößels ist, führt dieser ei¬ nen größeren Hub als der Piezostack aus. Eine ungewollte Län- genänderung des Piezostacks aufgrund von TemperaturSchwankungen führt ebenso wie die gezielte Ansteuerung des Piezostacks zur Verschiebung des Stößels. Die Lage des Stößels ist somit nicht immer exakt definiert. Die Membran des Balks wird während der Arbeitsbewegungen Eigenbewegungen quer zur Bewegungsrichtung des Stößels ausführen. Diese Tatsache wirkt sich begrenzend auf die maximal mögliche Arbeitsfrequenz des Ventils aus.
Der lineare Arbeitsbereich und die Dosiergenauigkeit eines Ein- spritzventils werden im allgemeinen durch die Angabe des Quoti¬ enten von maximaler zu minimaler Einspritzmenge, dem sog. Dyna¬ mikbereich gekennzeichnet. Dies ist der Bereich, in dem die Ventilcharakteristik von einer linearen Ausgleichsgeraden, z.B. um nicht mehr als 5% abweicht. Übliche elektromagnetisch ange- triebene Einspritzventile besitzen prinzipbedingt (Induktivität des Elektromagneten, bewegte Massen) kleine Dynamikbereiche in der Größenordnung von 5 bis 10, d.h. im linearen Arbeitsbereich sind bei maximalen Öffnungsdauern von 10 ms keine kürzeren Öff¬ nungsdauern als 1 bis 2 ms möglich. Da die kleinste dosierbare Kraftstoffmenge durch die minimale Öffnungsdauer von 1 bis 2 ms gegeben ist, ist die Einhaltung der korrekten Luftzahl λ insbesondere in instationären Betriebszuständen des Motors, im Teillastbereich und im Leerlauf nicht möglich.
Die hierfür notwendige genaue Zumessung auch kleinster Kraft¬ stoffmengen zur Ansaugluft erfordert ein nach innen öffnendes Einspritzventil mit einem erheblich größeren Dynamikbereich von 50 bis 100, d.h. ein Ventil mit extrem kurzen Öffnungs- und Schließzeiten im Bereich von 0,1 bis 0,2 ms. Zusätzlich ist der Ventilnadelhub von Störeinflüssen, wie Temperaturschwankun- gen zu befreien.
Die Aufgabe wird durch eine Vorrichtung gemäß dem Patentan¬ spruch 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind durch die in den Unteransprüchen angegebenen Merkmale gekennzeichnet.
Die durch die Erfindung erreichten Vorteile sind im wesentli¬ chen darin zu sehen, daß durch eine exakte Kraftstoffdosierung und durch eine verbesserte Gemischbildung in Verbindung mit mo¬ dernen Motormanagementkonzepten, die Abgasemission und der Kraftstoffverbrauch für Motoren erheblich verringert und das Betriebsverhalten generell verbessert werden können.
Durch Kombination schneller und kräftiger piezoelektrischer, magneto- oder elektrostriktiver Aktoren mit einem hydraulischen System, können kompakte, langhubige und dabei verschleißarme und betriebssichere Antriebe mit hohen dynamischen Eigenschaf¬ ten realisiert werden. Ein derartiger Antrieb ermöglicht hohe Betriebsfrequenzen von f > 500 Hz und Öffnungs- und Schließzei¬ ten von tori t0ff < 0,1 ms. Er eignet sich, wie in den folgen¬ den Ausführungsbeispielen dargestellt, u.a. zum Bau von sehr genau dosierenden Kraftstoffeinspritzventilen. Durch den sehr kurzen Öffnungs- bzw. Schließvorgang erfolgt ein sehr genau de¬ finierter Strahlaufbau bzw. Strahlabriß.
Im folgenden wird die Erfindung anhand der Zeichnungen näher erläutert.
Figur 1 zeigt den prinzipiellen Aufbau eines nach innen öffnen¬ den Einspritzventils.
Figur 2 zeigt das Einspritzventil mit einem in den Druckkolben integrierten Anschlag.
Figur 3 zeigt ein nach dem push-pull Prinzip arbeitendes Ven¬ til. Figur 4 zeigt das nach dem push-pull Prinzip arbeitende Ventil mit einer zwischen Druckkolben und Gehäuse angebrachten Dich¬ tung.
Figur 5 zeigt das nach dem push-pull Prinzip arbeitende Ventil, wobei die Dichtung hier zwischen Hubkolben und Druckkolben an¬ gebracht ist.
Figur 6 entspricht Figur 5 jedoch mit einer weiteren Dichtung zwischen Druckkolben und Gehäuse und einem weiteren Druckölan- schluß. Figur 7 zeigt das Ventil mit hermetisch getrennten Kammern.
Der Driftausgleich erfolgt über eine Bohrung an der Oberseite des Druckkolbens.
Figur 8 entspricht Figur 7, jedoch befindet sich hier die Drif¬ tausgleichsbohrung seitlich am Druckkolben. Figur 9 zeigt das Ventil im push-pull Prinzip, wobei das den Hubtransformationsfaktor bestimmende Verhältnis von Druckkol¬ ben- zu Hubkolbenfläche auf der der Kammer (KAI) zugewandten Seite gleich groß ist, wie das Verhältnis der Oberflächen auf der den Kammern (KA2) und (KA3) zugewandten Seite.
Wesentliche konstruktive Merkmale eines solchen in Figur 1 dar¬ gestellten Kraftstoffeinspritzventils sind:
- die Verwendung eines hydraulischen Hubtransformators
- der als Antriebselement dienende Piezoaktor, vorzugsweise ein Multilayer-Piezostack oder auch magnetostriktive oder elektro- striktive Aktoren,
- die Lagerung des Piezoaktors in einer Kugelschei¬ ben/Kegelpfannenanordnung,
- die mechanische Vorspannung des Piezostacks mit einer Teller- feder,
- die gleichzeitige Verwendung der Tellerfeder als Rückstelle¬ lement für den Druckkolben,
- die Integration eines Toleranzausgleichmechanismus, - die wirksame Unterdrückung von Kavitationseffekten in der Hy¬ draulikflüssigkeit,
- die Art und Weise der Bewegungsrichtungsumkehr, d.h. antrei¬ bendes und angetriebenes Element bewegen sich in entgegenge- setzte Richtungen,
-Integration der Hubkolbenzylinderbohrung in den Druckkolben.
- Maßnahmen zur Verhinderung der Vermischung von Hydrauliköl und Kraftstoff,
- der kompakte, axialsymmetrische und massearme Aufbau, - die konvexe Krümmung der Kolbenaußenflächen,
- die Verwendung von Gasdruckspeichern.
Die Funktionsweise und der Aufbau eines solchen Ventils sind beispielhaft in Figur 1 dargestellt. Als Antriebselement dient ein kompakter piezoelektrischer Aktor P, der sich gehäuseseitig an einem Ausgleichlager LA abstützt und antriebsseitig auf ei¬ nen Druckkolben DK wirkt. Die spezielle KugelScheibenlagerung LA des Aktors soll auch bei Nichtparallelität der Aktorendflä¬ chen eine ganzflächige Anlage des Piezoaktors P am Druckkolben DK und am Gehäuselager LA sicherstellen, wodurch Hubeinbußen vermieden werden. Zum Zurückstellen des Druckkolbens DK und zur mechanischen Vorspannung des Piezostacks P dient eine zwischen Druckkolben DK und Gehäuse GH angebrachte starke Tellerfeder TF. Der Druckkolben DK bildet mit einer entsprechenden Zylin- derbohrung des Gehäuses GH die Hydraulikkammer KAI. Die Hydrau¬ likkammer KA2 wird durch die Bohrung im Druckkolben DK und den Hubkolben HK gebildet. Die durch die Ansteuerung des Pie¬ zostacks P auf den Druckkolben DK in den Hydraulikkammer KA 1 erzeugten Flüssigkeitskräfte wirken zum Zwecke der Hubtrans- formation und der Bewegungsrichtungsumkehr auf einen kleinflä¬ chigeren Hubkolben HK, der mit einer gedichtet eingebauten Ventilnadel VN verbunden ist. Die Ventilnadel VN und der Hub¬ kolben HK bilden zusammen den Ventilstößel. Durch Verschiebung des Hubkolbens kann die Ventilnadel VN vom Dichtsitz DS im Ven¬ tilkopf VK abgehoben und das Ventil geöffnet werden. Dies wird durch elektrische Ansteuerung des Piezoaktors P er¬ reicht, dessen Elongation auf den Druckkolben DK übertragen wird und der dadurch in der Hydraulikkammer KAI einen Überdruck hervorruft. Überschreiten die durch die Hydraulikflüssigkeit auf den Hubkolben HK übertragenen Kräfte die durch die Schließfelder RF ausgeübte Schließkraft, hebt der Ventilteller vom Ventildichtsitz ab und das Ventil ist geöffnet. Der Kraft- stoff fließt über die Kraftstoffzufuhr KRZ zur Einspritzöffnung EO. Zum Beenden des Einspritzvorgangs wird der Piezostack P elektrisch entladen. Durch hydraulische Kräfte wird die Ven¬ tilnadel VN daraufhin unterstützt durch die Spiralfeder RF, wieder gegen den Dichtsitz DS gedrückt und das Ventil geschlos- sen. Die Spiraldruckfeder RF stellt zusätzlich sicher, daß das Ventil im nicht angesteuerten Zustand geschlossen ist. Der in Figur 1 dargestellte hydraulische Antrieb zeichnet sich durch ein kompaktes Design aus. Die Hubtransformation und die Bewe¬ gungsrichtungsumkehr sind auf einfache Weise mit dem adaptiven Toleranzausgleich gekoppelt. Der Hydraulikbereich ist voll¬ ständig gekapselt und von dem Kraftstoffkreislauf durch eine gedichtete Ventilstößeldurchführung SD getrennt. Zum Ausgleich kleiner Hydraulikölverluste sollte ein Hydraulikölreservoir in den Antrieb integriert sein. Außerdem ist es zur Unterdrückung von Kavitationseffekten zweckmäßig, die Hydraulikflüssigkeit unter statischen Überdruck zu setzen. Dazu dient der Druckspei¬ cher SP. Zusätzlich muß in dem Bereich des Hubkolbens HK in dem sich die Spiralfeder RF befindet, ein Ausgleichsvolumen KA2 für die vom Hubkolben HK verdrängte Flüssigkeit vorhanden sein.
Der adaptive Toleranzausgleich der den Antrieb unabhängig von Temperatureinflüssen und herstellungsbedingten Toleranzen macht, besteht aus einem zwischen dem Hubkolben HK und der Druckkolbenbohrung vorhandenen Kapillarspalt KS, der einen langsamen Flüssigkeitsaustausch zwischen Hydraulikkammer KAI und Ausgleichskammer KA2 ermöglicht, so daß sich beispielsweise durch temperaturbedingte Volumenänderungen der Hydraulikflüssigkeit keine statischen Differenzdrücke zwischen diesen beiden Kammern ausbilden können. Der Kapillarspalt (Kanal) KS kann dabei so auf die Viskosität der verwendeten Hy¬ draulikflüssigkeit abgestimmt werden, daß in jedem Fall maxi¬ male Öffnungsdauern von bis zu einigen Minuten über den gesam¬ ten Arbeitstemperaturbereich gewährleistet sind.
Der Begrenzung des Ventilnadelhubs dienen zwei Anschläge. Der obere Anschlag wird dabei durch den Ventilsitz DS im Ventilkopf VK gebildet. Der untere Anschlag UA der Ventilnadel VN kann, wie in Figur 1, außerhalb der Hydraulikkammer KAI gelegen oder, wie in Figur 2 gezeigt, auch in den Druckkolben DK integriert sein. Die zweite Möglichkeit besitzt den Vorteil, daß der un¬ tere Anschlag UA gleichzeitig als Dichtsitz DS ausgeführt sein kann. Bei geöffnetem Ventil wird dadurch das Ausströmen von Hy¬ draulikflüssigkeit aus der Hydraulikkammer KAI über den Ka- pillarspalt KS in die Ausgleichskammer KA2 verhindert. Hier¬ durch läßt sich eine sehr lange Öffnungsdauer realisieren und es besteht ein größerer Spielraum bei der Dimensionierung und Abstimmung von Kapillarspalt KS und Viskosität der Hydraulik¬ flüssigkeit.
Durch den in Figur 3 gezeigten doppelseitigen Antrieb nach dem Push-Pull-Prinzip, lassen sich Kavitationseffekte wirkungsvoll vermeiden. Die Hydraulikkammer KAI und die durch den Druckkol¬ ben DK, das Gehäuse GH und den Aktor P gebildete Kammer KA3, sind dabei mit derselben Hydraulikflüssigkeit, vorzugsweise einem Öl, vollständig gefüllt, wobei das als Ausgleichskammer KA2 bezeichnete Volumen über Bohrungen BH mit der unteren Hy¬ draulikkammer KA3 verbunden ist. Da die Auslenkung des Druck¬ kolbens DK bei Ansteuerung des Piezostacks P in der Hydraulik- kammer KAI einen Überdruck und in der Hydraulikkammer KA3 einen Unterdruck erzeugt, erfolgt ein doppelseitiger Antrieb des Hub¬ kolbens HK und der mit diesem verbunden Ventilnadel VN.
Der Druckkolben DK und der Hubkolben HK bilden zusammen mit den Kammern KAI, KA2 und KA3 zwei mechanisch verbundene Hubtrans¬ formatoren, die bei dem in Figur 3 gezeigten Ausführungsbei- spiel, unterschiedliche Transformationsverhältnisse aufweisen. Für einen störungsfreien Betrieb muß daher in einem der hydrau- lischen Hubtransformatoren, im allgemeinen demjenigen mit dem kleineren Transformationsverhältnis, eine Druckfeder oder ins¬ besondere ein Druckspeicher SP eingebaut werden. Dieser Druck¬ speicher entspricht darüber hinaus in seiner Funktion dem schon in Figur 1 vorgestellten Druckspeicher SP, d.h. er soll tempe- raturbedingte Ausdehungsvorgänge der Hydraulikflüssigkeit, der mechanischen Einbauten und des Gehäuses GH kompensieren und im Hinblick auf die Minimierung von Kavitationseffekten den in¬ ternen statischen Überdruck aufrechterhalten. Ein solcher Druckspeicher SP kann durch lokale Verringerung der Gehäuse- Wandstärke in Form einer feder- oder gasdruckbelastete Membra¬ ne, einer Gummiblase oder mit Hilfe eines geschlossenzelligen ölbeständigen und elastischen Schaumstoffs realisiert werden. Druckspeicher sind aus der Literatur hinreichend bekannt. Bei hinreichendem Volumen des Druckspeichers SP kann auf den, in Figur 3 gezeigten zusätzlichen Druckölanschluß auch verzichtet werden.
In Figur 3 sind die an der Druckkolbenoberseite vorhandenen Vertiefungen mit SK bezeichnet. Diese radial angeordneten Strömungsausgleichskanäle ermöglichen den Flüssigkeitsaustausch zwischen dem, von der Tellerfeder TF und der Druckkolbenober¬ seite eingeschlossenen Ölvolumen und dienen der Vermeidung von Kompressionseffekten. Hierzu kann auch die Tellerfeder TF durchbohrt werden. Eine besonders vorteilhafte Eigenschaft des Push-Pull-Antriebs ist die Vergrößerung der effektiven Kolbenflächen. Dadurch wer¬ den die Druckspitzen verringert und Verlustmechanismen, z.B. durch das Nachgeben des Gehäuses GH oder durch Ausgleichvor¬ gänge aufgrund der Kapillarspalte KS reduziert, womit grund¬ sätzlich die Möglichkeit besteht, den Antrieb weiter zu ver¬ kleinern. Vorteile dieses Antriebprinzips gegenüber dem in Fi¬ gur 1 beschriebenen Prinzip sind eine Verbesserung des dynami- sehen Verhaltens, ein symmetrisches Öffnungs- und Schließver¬ halten und eine vereinfachte Abdichtung der Druckkammern KAI und KA2, da nur die Ventilnadel VN als bewegtes Teil nach außen hin abgedichtet werden muß. Aufgrund der im allgemeinen ge¬ ringen Hübe der Ventilnadel VN kann an dieser Stelle aber auch eine Membranabdichtung eingesetzt werden. Vorteilhaft ist wei¬ terhin die höhere Spannungsfestigkeit durch Öltränkung der Piezokeramik und die effiziente Abführung der anfallenden Ver¬ lustwärme durch Einbettung des Aktors in das Hydrauliköl.
Die elektrischen Anschlüsse für den Piezoaktor P werden durch eine druckbeständige elektrische Leitungsdurchführung LD in der Gehäusewand nach außen geführt.
Durch die Verbindung der beiden Hydraulikkammern KAI und KA2 mittels der einem hohen Strömungswiderstand aufweisenden Kapil¬ larspalte KS1 und KS2 ist der Toleranzausgleich auf die schon beschriebene Art und Weise in den Antrieb integriert. Zwischen dem Druckkolben DK und Gehäuse GH befindet sich der Kapillar¬ spalt KS1. Zwischen dem Hubkolben HK und der Druckkolbenbohrung liegt der Kapillarspalt KS2, wie dies Figur 3 zeigt. In diesem Fall kann auf verschleißträchtige Dichtelemente ganz verzichtet werden. Zur Gewährleistung der maximalen Öffnungsdauer über den gesamten Arbeitstemperaturbereich müssen die Spaltgeometrien und die Viskosität der Hydraulikflüssigkeit geeignet dimensio¬ niert und aufeinander abgestimmt werden.
Zusätzlich zum Einbau eines Druckspeichers SP in eine der Hy- draulikkammern kann zum Ausgleich temperaturbedingter Volumen¬ änderungen der Hydraulikflüssigkeit zur Kompensation von Lecka¬ geverlusten und zur Verhinderung von Kavitation zumindest eine der Hydraulikkammern KAI oder KA3 über einen hohen Strömungswi¬ derstand mit einem Druckölreservoir verbunden werden. Für die Dimensionierung des hierfür nötigen Strömungswiderstandes gel¬ ten die gleichen Kriterien wie für den Toleranzausgleich, d.h. er ist so auf die Viskosität der Hydraulikflüsεigkeit abzustim¬ men, daß die maximalen Öffnungsdauern über den gesamten Arbeit¬ stemperaturbereich hinweg erreicht werden und die Dynamik des Antriebs nicht beeinträchtigt wird. Eine solche Verbindung kann beispielsweise durch eine kleine radiale Gehäusebohrung GB im Bereich der Druckkolbendicht-, bzw. Druckkolbenlauffläche her¬ gestellt werden. Als Ölreservoir eignet sich der ohnehin vor¬ handene Motordruckölkreislauf. Es ist auch möglich, das Drucköl mit Hilfe eines kleinen geschlossenen Behälters mit integrier¬ tem Druckspeicher oder ähnlichem zu realisieren, wobei ein solcher Behälter auch direkt in das Ventilgehäuse GH integriert werden kann. Besonders vorteilhaft für diese Anwendung sind trägheitεar e Gasdruckspeicher, wie sie hinreichend aus der Fachliteratur bekannt sind.
Für den Toleranzausgleich reicht ein einziger Verbindungskanal BD anstelle der Kapillarspalte KS1 und KS2 zwischen den Hydrau¬ likkammern KAI bzw. KA3 aus wie dies Fig. 7 zeigt. Es bieten sich verschiedene Möglichkeiten an, den Druckkolben DK oder/und den Hubkolben HK, z.B. mit O-Ringen OR abzudichten (siehe die in den Fig. 4 bis 7 dargestellten Ausführungsbeispiele) . Hierdurch findet der Druckausgleich zwischen den Hy¬ draulikkammern KAI und KA3 verlangsamt statt. Damit besteht ein größerer Dimensionierungsspielraum. Auch die gleichzeitige Abdichtung von Hubkolben HK und Druckkolben DK ist möglich, wenn für den Toleranzausgleich weiterhin über äußere Verbin¬ dungsleitungen mit hinreichend hohem Strömungswiderstand ein langsamer Druckausgleich zwischen den Hydraulikkammern KAI und KA2 gewährleistet ist. Wie Figur 7 zeigt, kann bei dem gedich¬ teten Einbau der Kolben HK und DK der für den Toleranzausgleich notwendige Druckausgleich auch über eine Druckkolbenbohrung BD, die die Hydraulikkammern KAI und KA2 miteinander verbindet, realisiert werden. In diesem Fall ist ein einziger
Druckölanschluß ausreichend. Diese Lösung hat gegenüber den aus den Figuren 3, 4, 5 und 6 ersichtlichen Varianten den Vorteil, daß die Geschwindigkeit des für den Toleranzausgleich notwendigen Flüssigkeitsaustausches zwischen den Hydraulikkam- mern KAI und KA3 unabhängig von anderen Einflußfaktoren sehr präzise über den Durchmesser und die Länge der Ausgleichsboh¬ rung BD eingestellt werden kann. Bei dem in Figur 8 darge¬ stellten Ausführungsbeispiel befindet sich die Ausgleichsboh¬ rung BD zusätzlich im Bereich der Druckkolbendicht-, bzw. Druckkolbenlauffläche. Dadurch läßt sich ein extrem hoher Strö¬ mungswiderstand erreichen.
Ein exakt doppelt symmetrischer Antrieb der Ventilnadel, wie in Fig. 9 gezeigt, setzt voraus, daß beide hydraulischen Hubtrans- formatoren dasselbe Übersetzungsverhältnis besitzen. Dies ist bei dem in den Figuren 3 bis 8 gezeigten Ausführungsbeispielen nicht der Fall. Gegenüber dem oberen Hubtransformationsver¬ hältnis (Hydraulikkammer KAI) , weist das untere Hubtransforma¬ tionsverhältnis (Hydraulikkammern KA2 und KA3) aufgrund der kleineren effektiven Druckkolbenfläche und der größeren Hub¬ kolbenfläche das kleinere Transformationsverhältnis auf. Eine Vergrößerung und Angleichung dieses Übersetzungsverhältnisses auf den Wert des oberen Hubtranεformationsverhältnisses ist auf die in Figur 9 gezeigte Art mit einem stufig gestalteten Druckkolben DK möglich. Zur Vermeidung von Kompressionseffekten muß die durch die Druckkolbenstufe und das Gehäuse GH gebildete Kammer KA4 wieder mit einem Druckspeicher SP oder über dem Druckölanschluß ZD mit dem Motordruck verbunden werden. Dieser Druckspeicher SP kann in das Ventilgehäuse GH bzw. in die Kam¬ mer KA4 integriert oder auf die in Figur 9 gezeigte Art, mit Hilfe eines externen Ausgleichbehälters realisiert werden. Bei kleinvolumiger Auslegung des Druckspeichers SP als Druckfeder ist ein zusätzlicher Anschluß zweckmäßig. Bei einem hinreichen- den, auf die Lebensdauer des Antriebs ausgelegten Druckspei¬ chervolumen kann der externe Druckölanschluß auch entfallen. Die Dimensionierung des Druckspeichervolumens hängt dabei in erster Linie von der Dichtheit der Ventilstößeldurchführung SD und von den absoluten Kammervolumina KAI, KA2, KA3 und KA4 ab. Durch die identischen Transformationsverhältnisse kann der interne, in einer der Hydraulikkammern sonst unverzichtbare Druckspeicher SP entfallen.
Bei dem vorgestellten hydraulischen Antrieb kann auch Kraft- stoff als Hydraulikmedium verwendet werden. Dadurch sind we¬ sentliche Vereinfachungen im Aufbau, z.B. bei der Ventilstößel¬ durchführung SD möglich. Mit zunehmendem Dampfdruck bzw. abneh¬ mendem Siedepunkt des Kraftstoffs oder der in diesem enthalte¬ nen Kohlenwasserstoffverbindungen, muß der statische Betriebs- innendruck des Antriebs entsprechend erhöht werden.
Zusätzliche Variationen die bei den vorgestellten Ausführungs¬ beispielen anwendbar sind, bestehen in dem Ersatz der O-Ring- dichtungen durch Membrandichtungen und in der konvexen Ausfüh- rung der Kolben. Durch die letztgenannte Maßnahme können die Anforderungen an die Axialsymmetrie und die Zentrizität des Aufbaus gesenkt werden. Die Anwendung der Vorrichtung beschränkt sich nicht auf das im vorigen beschriebene Beispiel des Einspritzventils, sondern ist allgemein für den Einsatz als Zumeßvorrichtung für Fluide ge¬ eignet.

Claims

Patentansprüche
1. Zumeßvorrichtung für Fluide, umfassend:
1.1 ein eine Zumeßöffnung (EO) und einen Fluidzufluß aufwei- sendes Gehäuse (GH) ,
1.2 einen auf eine Schließeiririchtung (VN) und ein erstes Fe¬ derelement (RF) wirkenden Hubkolben (HK) ,
1.3 eine auf einen Druckkolben (DK) wirkende Antriebseinheit (P) , wobei der Druckkolben in einer Gehäusebohrung verschiebbar angeordnet ist,
1.4 eine durch den Druckkolben (DK) und die Gehäusebohrung ge¬ bildete erste Kammer (KAI),
1.5 eine durch eine Druckkolbenbohrung und den in der Druckkol¬ benbohrung verschiebbar angeordneten Hubkolben (HK) gebildete zweite Kammer (KA2), wobei die erste und die zweite Kammer
(KAI, KA2) mit einer unter Druck stehenden Hydraulikflüssigkeit gefüllt sind und
1.6 ein druckspeicherndes Element.
2. Zumeßvorrichtung nach Anspruch 1, mit einem durch eine Feder (TF) unter einer mechanischen Vorspannung gehaltenen piezoelek¬ trischen, magneto- oder elektrostriktiven Aktor als Antriebs¬ element (P) .
3. Zumeßvorrichtung nach Anspruch 1 oder Anspruch 2, deren An¬ triebselement (P) hermetisch von der ersten Kammer (KAI) und von der zweiten Kammer (KA2) getrennt ist.
4. Zumeßvorrichtung nach Anspruch 1 oder Anspruch 2, die eine durch das Antriebselement (P) , das Gehäuse (GH) und den Druck¬ kolben (DK) gebildete dritte Kammer (KA3) aufweist, die über wenigstens einen Kanal (BH) mit der zweiten Kammer (KA2) ver¬ bunden und mit Hydraulikflüssigkeit gefüllt ist und wobei die erste Kammer (KAI) und die zweite Kammer (KA2) in Verbindung mit der dritten Kammer (KA3) bei Arbeitsbewegungen des Druck¬ kolbens (DK) gegensätzliche Drücke aufweisen.
5. Zumeßvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, deren Kammern über ein Drossel-Kanalsystem so miteinander verbunden sind, daß sich eine driftartige Verschiebung des Druckkolbens (DK) nicht auf die Stellung des Hubkolbens (HK) auswirkt.
6. Zumeßvorrichtung nach Anspruch 5, deren Drossel-Kanalsystem eine Dichtung (OR) zwischen dem Druckkolben (DK) und dem Ge¬ häuse (GH) und einen Kapillarspalt (KS) zwischen dem Hubkolben (HK) und dem Druckkolben (DK) aufweist.
7. Zumeßvorrichtung nach Anspruch 4 und Anspruch 5, deren Dros- sei-Kanalsystem einen ersten Kapillarspalt (KS1) zwischen dem
Druckkolben (DK) und dem Gehäuse (GH) und einen zweiten Kapil¬ larspalt (KS2) zwischen dem Hubkolben (HK) und dem Druckkolben (DK) aufweist.
8. Zumeßvorrichtung nach Anspruch 3 und Anspruch 5, dessen
Drossel-Kanalsystem eine Dichtung (OR) zwischen dem Druckkolben (DK) und dem Hubkolben (HK) und einen Kapillarspalt (KS) zwi¬ schen dem Druckkolben (DK) und dem Gehäuse (GH) aufweist.
9.Zumeßvorrichtung nach Anspruch 4 und Anspruch 5,
9.1 deren zweite Kammer (KA2) mittels einer ersten Dichtung (OR1) von der ersten Kammer (KAI) hermetisch getrennt ist, 9.2) deren dritte Kammer (KA3) mittels einer zweiten Dichtung (OR2) von der ersten Kammer (KAI) hermetisch getrennt ist, und 9.3 die oberhalb der ersten Dichtung (OR1) in der Wandung des Druckkolbens (DK) einen Kanal (BD) aufweist.
10. Zumeßvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, die we¬ nigstens einen Kanal (SK) aufweist, der die durch die Feder (TF) gebildete Hydraulikflüssigkeits-Strö ungsbarriere aufhebt.
11. Zumeßvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, deren Antriebseinheit (P) sich an einem, kleine angulare Fehler auf¬ nehmendem Ausgleichslager (LA) abstützt.
12. Zumeßvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, wobei die maximale Hubbewegung des Hubkolbens (HK) durch einen mecha¬ nischen Anschlag in der Kammer (KA2) begrenzt ist.
13. Zumeßvorrichtung nach Anspruch 4, dessen für die Hubtransformation wirksames Verhältnis der Ober- fache des Druckkolbens (DK) zur Oberfläche des Hubkolbens (HK) , die der ersten Kammer (KAI) zugewandt sind, gleich groß ist wie das für die Hubtransformation wirksame Verhältnis der Oberflä¬ che des Druckkolbens (DK) zur Oberfläche des Hubkolbenε (HK) die der zweiten Kammer (KA2) und der dritten Kammer (KA3) zuge- wandt sind.
14. Zumeßvorrichtung nach Anspruch 4, dessen für die Hubransformation wirksames Verhältnis der Ober¬ fläche des Druckkolbens (DK) zur Oberfläche des Hubkolbens (HK) , die der ersten Kammer (KAI) zugewandt sind, nicht genauso groß ist wie das für die Hubtransformation wirksame Verhältnis der Oberfläche des Druckkolbens (DK) zur Oberfläche des Hub¬ kolbens (HK) die der zweiten Kammer (KA2) und der dritten Kam¬ mer (KA3) zugewandt sind und sich in der dritten Kammer (KA3) ein druckspeicherndes Element befindet.
15. Zumeßvorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, deren druckspeichernde Element (SP) dafür sorgt, daß die Hy¬ draulikflüssigkeit unter einem Mindestdruck steht und daß Hy¬ draulikflüssigkeitsverluste ausgeglichen werden können.
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