EP0783626B1 - Kraftstoffeinspritzventilanordnung für brennkraftmaschinen - Google Patents

Kraftstoffeinspritzventilanordnung für brennkraftmaschinen Download PDF

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EP0783626B1
EP0783626B1 EP96901242A EP96901242A EP0783626B1 EP 0783626 B1 EP0783626 B1 EP 0783626B1 EP 96901242 A EP96901242 A EP 96901242A EP 96901242 A EP96901242 A EP 96901242A EP 0783626 B1 EP0783626 B1 EP 0783626B1
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fuel injection
conical
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internal combustion
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Stefan Haug
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Robert Bosch GmbH
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Robert Bosch GmbH
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    • F02M61/168—Assembling; Disassembling; Manufacturing; Adjusting

Definitions

  • the invention relates to a fuel injection valve arrangement for Internal combustion engines according to the preamble of claim 1 out.
  • a fuel injection valve arrangement for Internal combustion engines according to the preamble of claim 1 out.
  • the invention relates to a fuel injection valve arrangement for Internal combustion engines according to the preamble of claim 1 out.
  • common fuel injection valves kind of runs the fuel inlet channel in the valve body at an angle to the central axis next to that extending coaxially to the central axis Guide hole for the valve member (nozzle needle) and cuts the undercut Pressure chamber on the side. Due to the oblique course of the Inlet channel has the wall of the valve body between the inlet channel and the guide hole near the mouth of the inlet channel only a small thickness in the pressure chamber.
  • the wall of the valve body surrounding the pressure chamber due to the width required to distribute the fuel has the least thickness and strength. At injection pressures up to 400 bar occur with known fuel injection valves no significant damage.
  • a fuel injection valve is also known in which the annular shoulder of the clamping nut which axially braces the valve body against the holding body is conical at its end remote from the holding body.
  • this known fuel injection valve also has the disadvantage that the clamping of the entire fuel injection valve in the housing of the internal combustion engine can lead to an expansion of the clamping nut as a result of the axial load, so that the pressure force applied by the clamping nut in the direction of the pressure chamber makes no significant contribution to Can stabilize the valve body wall.
  • the fuel injection valve for internal combustion engines according to the invention with the characterizing features of claim 1 has the advantage that breakage of the valve body can be reliably avoided even at very high pressures (about 1800 bar) in the pressure chamber.
  • This is advantageously achieved by the combination of the two conical force introduction surfaces (2 bevels) between the clamping nut and valve body and the internal combustion engine housing and clamping nut, by means of which both the clamping force of the clamping nut when clamping the valve body against the holding body and the clamping force when clamping the whole Injection valve are introduced into the housing of the internal combustion engine on the valve body in such a way that they jointly counteract the pressure force of the pressure chamber under high fuel pressure, in particular in the region of the taper at the inlet of the inlet channel.
  • the conical design of the contact surface on the clamping nut and the counterstop surface in the internal combustion engine housing means that a large part of the clamping force applied to the fuel injection valve is converted into a radial component, which is transmitted directly to the conical ring shoulder of the valve body in the area of the spindle and so on counteracts a possible deformation of the valve body in the critical area due to the very high dynamic pressure loads.
  • the resulting force component from the pressure chamber is effectively absorbed by the applied clamping forces, so that the risk of breakage of the valve body can be minimized, which considerably increases the durability of the entire fuel injection valve at high operating pressures.
  • the conical design of the contact surface between the clamping nut and the internal combustion engine housing counteracts expansion of the clamping nut as a result of the clamping forces.
  • the conical surfaces are designed as uniform conical surfaces which have the same angle of inclination.
  • a particularly favorable transmission of force to the valve body is achieved at an angle of inclination of the conical surfaces (chamfer) of approximately 10 ° to 60 °, preferably 30 °, a vertical line standing on the conical conical surfaces then pointing in the direction of the taper at the transition of the guide bore into the pressure chamber .
  • FIG. 1 shows the installation position of the fuel injection valve into the housing of the internal combustion engine
  • FIG. 2 a longitudinal section through the combustion chamber side part of the Fuel injection valve
  • Figure 3 shows a detail from the fuel injection valve of Figure 2 in an enlarged Scale.
  • FIG. 1 shows a cylindrical fuel injection valve 1 which is inserted into a receiving bore 3 in a housing 5 of the internal combustion engine to be supplied.
  • the receiving bore 3 is designed as a stepped bore, the conical cross-sectional transition of which forms a counter abutment surface 7.
  • the fuel injection valve 1 is axially clamped by means of a clamping device 11 with a conical contact surface 9 likewise formed by a cross-sectional reduction.
  • the clamping device 11 has a tensioning plate 15 which acts on a face 13 of the fuel injection valve 1 facing away from the housing and which can be screwed to the housing 5 by means of a plurality of clamping screws 17 distributed over its circumference, and thus the fuel injection valve 1 axially against the counter stop 7 in the housing 5 Internal combustion engine clamped.
  • the fuel injector 1 shown in section in FIG. 2 in its combustion chamber area has a valve body 19 which is attached to a valve holding body 25 with a sleeve-shaped clamping nut 23 with the interposition of an intermediate disk 21.
  • a stepped piston-shaped valve member 27 (valve needle) is displaceable in an axial bore 29 of the valve body 19, the valve member 27 having a conical valve sealing surface 31 on its combustion chamber end, with which it has an inwardly directed valve seat 33 in a combustion chamber side dome 35 of the valve body 19 cooperates, downstream of which a plurality of injection openings 37 are arranged.
  • the valve body 19 is designed as a rotating body, with an upper thick section 39 and a lower slender section 41, the combustion chamber end of which is closed by the cap 35.
  • the part of the bore 29 arranged in the upper section 39 is designed as a guide section 43 for a guide part 45 of the valve member 27 which is larger in cross section.
  • annular gap 49 In the upper section 39 of the valve body 19 there is between the guide section 43 of the bore 29 and the valve section 19, near the lower section 41
  • annular gap 49 In the annular gap 49 there is an undercut pressure chamber 51 which is enlarged in diameter, the outer boundary 53 of which is preferably of arcuate design and merges into the annular gap 49.
  • an inlet channel 59 which can be connected to a high-pressure injection line (not shown), runs through the valve holding body 25, the intermediate disk 21 and the upper thick section 39 of the valve body 19 starting from its upper end face next to the guide section 43 of the bore 29 to the pressure chamber 51.
  • the inlet channel 59 cuts the pressure chamber 51 laterally from above to form a gusset, the inlet channel 59 running obliquely to the guide section 43 in order to keep the diameter of the pressure chamber 51 as small as possible and the cross section at the mouth as large as possible.
  • the clamping nut 23 designed as a union nut, which is screwed over the upper section 39 of the valve body 19 with an internal thread 61 to an external thread 63 on the valve holding body 25, has an inner annular shoulder 65 on which the valve body 19 with an annular shoulder 67 at the transition of the the upper section 39 is supported in the slender section 41.
  • the ring shoulder 65 and the ring shoulder 67 are conical, preferably frustoconical, with the same angle of inclination ⁇ (FIG. 3) to a radial plane 69 intersecting the axis of the valve member 27 at right angles.
  • the contact surface 9 of the fuel injection valve 1 formed on the end face of the clamping nut 23 on the combustion chamber side and the counterstop surface 7 in the housing 5 of the internal combustion engine shown in FIG. 1, which forms part of the receiving bore 3, are conical, preferably frustoconical.
  • the angle of inclination ⁇ of these conical surfaces, shown enlarged in FIG. 3, to a radial plane 69 intersecting the axis of the valve member 27 at right angles should preferably be the same as the angle of inclination ⁇ on the ring shoulder 65 and the ring shoulder 67.
  • angles ⁇ and ⁇ should be such that a vertical on the conical surfaces 65, 67, 7, 9 in the direction of the transition of the guide section 43 of the bore 29 into the pressure chamber 51 or the inlet opening of the inlet channel 59 into the Pressure chamber 51 (gusset) has for this purpose the angles of inclination ⁇ and ⁇ have a size of 10 ° to 60 °, preferably 30 ° to the radial plane 69.

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Description

Stand der Technik
Die Erfindung geht von einer Kraftstoffeinspritzventilanordnung für Brennkraftmaschinen nach der Gattung des Patentanspruchs 1 aus. Bei gebräuchlichen Kraftstoffeinspritzventilen dieser Art verläuft der Kraftstoffzulaufkanal im Ventilkörper schräg zur Mittelachse neben der koaxial zur Mittelachse sich erstreckenden Führungsbohrung für das Ventilglied (Düsennadel) und schneidet den als Hinterschneidung ausgebildeten Druckraum seitlich an. Durch den schrägen Verlauf des Zulaufkanals hat die Wand des Ventilkörpers zwischen dem Zulaufkanal und der Führungsbohrung nahe der Mündung des Zulaufkanals in den Druckraum nur eine geringe Dicke. Hinzu kommt, daß die den Druckraum umgebende Wand des Ventilkörpers durch die zur Verteilung des Kraftstoffes erforderliche Weite die geringste Dicke und Festigkeit hat. Bei Einspritzdrücken bis 400 bar treten bei bekannten Kraftstoffeinspritzventilen keine nennenswerten Schäden auf. Bei höheren Einspritzdrücken, die heute bei Direkteinspritz-Brennkraftmaschinen bis zu etwa 1800 bar gesteigert werden, kann ein Bruch am Ende der Zwischenwand zwischen der Führungsbohrung und dem Zulaufkanal (Zwickel) des Druckraumes auftreten, der mit der Zeit fortschreiten und zur Zerstörung des Ventilkörpers des Einspritzventils führen kann. Insbesondere rühren solche Brüche von der hohen dynamischen Innendruckbelastung in Verbindung mit der statischen Spannung her, mit der der Ventilkörper von der Spannmutter gegen den Ventilhaltekörper gespannt und das Einspritzventil selber mit der Spannmutter gegen einen Gegenanschlag im Gehäuse der Brennkraftmaschine gepreßt wird. Bei Kraftstoffeinspritzventilen, die direkt mit einer Hochdruckpumpe kombiniert sind, sogenannten Pumpedüsen, kommt hinzu, daß beim Druckaufbau der axiale Gehäusedruck der Pumpe über den Haltekörper auf den Ventilgliedkörper übertragen wird.
Um die Bruchgefahr des Ventilkörpers im Bereich des Druckraumes zu verringern, ist es bekannt, die den Druckraum umgebende Wand möglichst wenig zu schwächen. Dazu wurde anstelle der kreisrunden Erweiterung des Druckraumes lediglich am Mündungsbereich des Zulaufkanals eine exzentrische Ausnehmung angeordnet (US-PS 3 511 442), so daß die Schrägführung des Zulaufkanals möglichst steil geführt werden kann. Ferner ist es bekannt, den Zulaufkanal parallel zur Führungsbohrung bis zur Höhe des Druckraumes zu führen und von da aus durch einen radialen, oder wenig steilen, oder gekrümmten Verbindungskanal mit dem verhältnismäßig eng geführten Druckraum zu verbinden (EP-A-425 236, EP-A-363 142). Das Herstellen eines solchen Verbindungskanals ist aber kompliziert und sehr aufwendig.
Aus der DE-OS 41 42 430 ist weiterhin ein Kraftstoffeinspritzventil bekannt, bei dem die Ringschulter der den Ventilkörper axial gegen den Haltekörper verspannenden Spannmutter an deren dem Haltekörper abgewandten Ende konisch ausgebildet ist. Dabei weist jedoch auch dieses bekannte Kraftstoffeinspritzventil den Nachteil auf, daß es durch das Einspannen des gesamten Kraftstoffeinspritzventils im Gehäuse der Brennkraftmaschine infolge der axialen Belastung zu einem Aufweiten der Spannmutter kommen kann, so daß die von der Spannmutter in Richtung Druckraum aufgebrachte Druckkraft keinen wesentlichen Beitrag zur Stabilisierung der Ventilkörperwandung leisten kann.
Vorteile der Erfindung
Das erfindungsgemäße Kraftstoffeinspritzventil für Brennkraftmaschinen mit den kennzeichnenden Merkmalen des Patentanspruchs 1 hat demgegenüber den Vorteil, daß auch bei sehr hohen Drücken (etwa 1800 bar) im Druckraum ein Bruch des Ventilkörpers sicher vermieden werden kann.
Dies wird dabei in vorteilhafter Weise durch die Kombination der zwei konisch ausgebildeten Krafteinleitungsflächen (2 Fasen) zwischen Spannmutter und Ventilkörper und Brennkraftmaschinengehäuse und Spannmutter erreicht, durch die sowohl die Verspannkraft der Spannmutter beim Verspannen des Ventilkörpers gegen den Haltekörper als auch die Einspannkraft beim Einspannen des gesamten Einspritzventils in das Gehäuse der Brennkraftmaschine derart auf den Ventilkörper eingeleitet werden, daß sie dort gemeinsam der Druckraft des unter hohem Kraftstoffdruck stehenden Druckraumes insbesondere im Bereich des Spickels am Eintritt des Zulaufkanals entgegenwirken.
Dabei bewirkt insbesonere die konische Ausbildung der Anlagefläche an der Spannmutter und der Gegenanschlagfläche im Brennkraftmaschinengehäuse, daß ein großer Teil der auf das Kraftstoffeinspritzventil aufgebrachten Einspannkraft in eine radiale Komponente umgewandelt wird, die direkt auf den konischen Ringabsatz des Ventilkörpers im Bereich des Spickels übertragen wird und so einer möglichen Stauchverformung des Ventilkörpers im kritischen Bereich infolge der sehr hohen dynamischen Druckbelastungen entgegenwirkt.
Auf diese Weise wird die vom Druckraum ausgehende resultierende Kraftkomponente wirkungsvoll durch die aufgebrachten Einspannkräfte aufgefangen, so daß die Bruchgefahr des Ventilkörpers minimiert werden kann, was die Dauerhaltbarkeit des gesamten Kraftstoffeinspritzventils bei hohen Betriebsdrücken erheblich erhöht.
Zudem wird durch die konische Ausbildung der Anlagefläche zwischen Spannmutter und Brennkraftmaschinengehäuse einem Aufweiten der Spannmutter infolge der Einspannkräfte entgegengewirkt.
Dabei ist es für eine optimale Kraftübertragung vorteilhaft, wenn die konischen Flächen als gleichmäßige Kegelflächen ausgebildet sind, die den gleichen Neigungswinkel aufweisend.
Eine besonders günstige Kraftübertragung auf den Ventilkörper wird bei einem Neigungswinkel der Kegelflächen (Fase) von etwa 10° bis 60°, vorzugsweise 30° erreicht, wobei eine auf den konischen Kegelflächen stehende Senkrechte dann in Richtung des Spickels am Übergang der Führungsbohrung in den Druckraum weist.
Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen des Gegenstandes der Erfindung sind der Beschreibung, der Zeichnung und den Patentansprüchen entnehmbar.
Zeichnung
Ein Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Kraftstoffeinspritzventils für Brennkraftmaschinen ist in der Zeichnung dargestellt und wird im folgenden näher erläutert. Es zeigen die Figur 1 die Einbaulage des Kraftstoffeinspritzventils in das Gehäuse der Brennkraftmaschine, die Figur 2 einen Längsschnitt durch den brennraumseitigen Teil des Kraftstoffeinspritzventils und die Figur 3 einen Ausschnitt aus dem Kraftstoffeinspritzventil nach Figur 2 in vergrößertem Maßstab.
Beschreibung des Ausführungsbeispiels
Die Figur 1 zeigt ein zylinderförmiges Kraftstoffeinspritzventil 1, das in eine Aufnahmebohrung 3 eines Gehäuses 5 der zu versorgenden Brennkraftmaschine eingesetzt ist. Die Aufnahmebohrung 3 ist dabei als Stufenbohrung ausgebildet, deren konisch ausgebildeter Querschnittsübergang dabei eine Gegenanschlagfläche 7 bildet. Gegen diesen Gegenanschlag 7 wird das Kraftstoffeinspritzventil 1 mit einer ebenfalls durch eine Querschnittsverringerung gebildeten konischen Anlagefläche 9 mittels einer Einspannvorrichtung 11 axial verspannt. Die Einspannvorrichtung 11 weist dazu beim beschriebenen Ausführungsbeispiel einen auf eine gehäuseabgewandte Stirnfläche 13 des Kraftstoffeinspritzventils 1 wirkenden Spannteller 15 auf, der mittels mehrerer über seinen Umfang verteilter Spannschrauben 17 am Gehäuse 5 verschraubbar ist und so das Kraftstoffeinspritzventil 1 axial gegen den Gegenanschlag 7 im Gehäuse 5 der Brennkraftmaschine festspannt. Das in der Figur 2 in seinem brennraumseitigen Bereich geschnitten dargestellte Kraftstoffeinspritzventil 1 weist einen Ventilkörper 19 auf, der unter Zwischenlage einer Zwischenscheibe 21 mit einer hülsenförmigen Spannmutter 23 an einem Ventilhaltekörper 25 befestigt ist. Ein stufenkolbenförmiges Ventilglied 27 (Ventilnadel) ist in einer axialen Bohrung 29 des Ventilkörpers 19 verschiebbar, wobei das Ventilglied 27 an seinem brennraumseitigen Ende eine konische Ventildichtfläche 31 aufweist, mit der es mit einem nach innen gekehrten Ventilsitz 33 in einer brennraumseitigen Kuppe 35 des Ventilkörpers 19 zusammenwirkt, dem stromabwärts mehrere Einspritzöffnungen 37 nachgelagert sind.
Der Ventilkörper 19 ist dabei als Drehkörper ausgeführt, mit einem oberen dicken Abschnitt 39 und einem unteren schlanken Abschnitt 41, dessen brennraumseitiges Ende durch die Kuppe 35 verschlossen ist. Der im oberen Abschnitt 39 angeordnete Teil der Bohrung 29 ist als Führungsabschnitt 43 für einen im Querschnitt größeren Führungsteil 45 des Ventilgliedes 27 ausgebildet. Der im unteren Abschnitt 41 verlaufende Teil der Bohrung 29 begrenzt zusammen mit dem Schaft 47 des Ventilgliedes 27 einen bis zum Ventilsitz 33 reichenden Ringspalt 49. Im oberen Abschnitt 39 des Ventilkörpers 19 ist nahe dem unteren Abschnitt 41 zwischen dem Führungsabschnitt 43 der Bohrung 29 und dem Ringspalt 49 ein im Durchmesser erweiterter, hinterschnittener Druckraum 51 angeordnet, dessen äußere Begrenzung 53 vorzugsweise bogenförmig gestaltet ist und in den Ringspalt 49 übergeht.
Eine in einer Sackbohrung 55 des Ventilhaltekörpers 25 angeordnete Ventilschließfeder 57 drückt dabei das Ventilglied 27 im geschlossenen Zustand des Einspritzventils 1 im Schließsinn auf den Ventilsitz 33.
Zur Zuführung von Kraftstoff verläuft ein mit einer nicht dargestellten Hochdruckeinspritzleitung verbindbarer Zulaufkanal 59 durch den Ventilhaltekörper 25, die Zwischenscheibe 21 und den oberen dicken Abschnitt 39 des Ventilkörpers 19 von dessen oberer Stirnfläche ausgehend neben dem Führungsabschnitt 43 der Bohrung 29 zum Druckraum 51. Der Zulaufkanal 59 schneidet den Druckraum 51 dabei unter Bildung eines Zwickels seitlich von oben an, wobei der Zulaufkanal 59 dabei schräg zum Führungsabschnitt 43 verläuft, um den Durchmesser des Druckraumes 51 möglichst klein und den Querschnitt an der Mündung möglichst groß zu halten.
Die als Überwurfmutter ausgebildete Spannmutter 23, die den oberen Abschnitt 39 des Ventilkörpers 19 übergreifend mit mit einem Innengewinde 61 auf ein Außengewinde 63 am Ventilhaltekörper 25 aufgeschraubt ist, hat eine innere Ringschulter 65, an der sich der Ventilkörper 19 mit einem Ringabsatz 67 am Übergang des oberen Abschnitts 39 in den schlanken Abschnitt 41 abstützt. Dabei sind die Ringschulter 65 und der Ringabsatz 67 konisch, vorzugsweise kegelstumpfförmig mit gleichem Neigungswinkel α (Figur 3) zu einer die Achse des Ventilgliedes 27 rechtwinklig schneidenden Radialebene 69 ausgebildet.
Erfindungsgemäß sind zudem die an der brennraumseitigen Stirnfläche der Spannmutter 23 gebildete Anlagefläche 9 des Kraftstoffeinspritzventils 1 und die in der Figur 1 dargestellte, einen Teil der Aufnahmebohrung 3 bildende Gegenanschlagfläche 7 im Gehäuse 5 der Brennkraftmaschine konisch, vorzugsweise kegelstumpfförmig ausgebildet. Dabei soll der in der Figur 3 vergrößert dargestellte Neigungswinkel β dieser konischen Flächen zu einer die Achse des Ventilgliedes 27 rechtwinklig schneidenden Radialebene 69 vorzugsweise gleich groß dem Neigungswinkel α an der Ringschulter 65 und dem Ringabsatz 67 sein. Dabei sollen die Winkel α bzw. β so ausgebildet sein, daß eine auf den konischen Flächen 65, 67, 7, 9 stehende Senkrechte in Richtung des Übergangs des Führungsabschnittes 43 der Bohrung 29 in den Druckraum 51 bzw. die Eintrittsöffnung des Zulaufkanals 59 in den Druckraum 51 (Zwickel) weist Die Neigungswinkel α bzw. β weisen dazu eine Größe von 10° bis 60° vorzugsweise 30° zur Radialebene 69 auf.
Beim axialen Verspannen des Ventilkörpers 19 gegen den Ventilhaltekörper 25 durch die Spannmutter 23 sowie bei dem axialen Festspannen des gesamten Kraftstoffeinspritzventils 1 im Gehäuse 5 der Brennkraftmaschine durch die Einspannvorrichtung 11, werden nunmehr infolge der konischen, als Krafteinleitungsflächen wirkenden Anlageflächen 65, 67, 7, 9 neben den axialen Verspannkräften auch radiale Kräfte auf den Ventilkörper 19 eingeleitet, die den beim Druckbeaufschlagen des Kraftstoffeinspritzventils 1 durch den Innendruck im Druckraum 51 gebildeten Druckkräften und Spannungen entgegenwirken. Dabei werden diese Gegenkräfte durch die Ausbildung der Winkel α bzw. β an den konischen Flächen insbesondere in den für Brüche besonders kritischen Bereich, des Zwickels nahe der Mündung des Zulaufkanals 59 in den Druckraum 51 geleitet.
Es ist somit mit dem erfindungsgemäßen Kraftstoffeinspritzventil in konstruktiv einfacher Weise möglich, auch bei sehr hohen Betriebsdrücken die Gefahr eines Dauerbruches des Ventilkörpers im Bereich des Druckraumes, ohne eine Vegrößerung der Wandstärke, auf ein Minimum zu reduzieren und so die Lebensdauer des gesamten Kraftstoffeinspritzventils zu vergrößern.

Claims (6)

  1. Kraftstoffeinspritzventilanordnung für Brennkraftmaschinen, mit einem an einem Ventilhaltekörper (25) festgespannten Ventilkörper (19), in dem ein Ventilglied (27) in einer Führungsbohrung (29) axial verschiebbar geführt ist und in dem sich an die Führungsbohrung (29,43) ein radial erweiterter Druckraum (51) anschließt, in den wenigstens ein neben der Führungsbohrung (29, 43) im Ventilkörper (19) verlaufender Zulaufkanal (59) mündet und mit einer Spannmutter (23), die mit einer inneren, konisch ausgebildeten Ringschulter (65) an einem in Höhe des Druckraumes (51) angeordneten konischen Ringabsatz (67) des Ventilkörpers (19) anliegend, diesen gegen den Ventilhaltekörper (25) verspannt, sowie mit einer, axial auf den Ventilhaltekörper (25) wirkenden Einspannvorrichtung (11), die das Kraftstoffeinspritzventil mittels Anlage einer an der dem Ventilhaltekörper (25) abgewandten Stirnfläche der Spannmutter (23) gebildeten Anlagefläche (9) gegen einen im Gehäuse (5) der Brennkraftmaschine gebildeten Gegenanschlag (7) verspannt, dadurch gekennzeichnet, daß die Anlagefläche (9) der Spannmutter (23) und der Gegenanschlag (7) im Gehäuse (5) der Brennkraftmaschine derart konisch ausgebildet sind, daß die imaginäre Spitze des die konischen Flächen bildenden Kegels vom Ventilhaltekörper (25) wegweist.
  2. Kraftstoffeinspritzventilanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der konische Ringabsatz (67) des Ventilkörpers (19), die konische Ringschulter (65) und die konische Anlagefläche (9) der Spannmutter (23) sowie der konische Gegenanschlag (7) des Gehäuses (5) jeweils den gleichen Neigungswinkel (α, β) zu einer die Achse des Ventilgliedes (27) rechtwinklig schneidenden Radialebene (69) des Kraftstoffeinspritzventils aufweisen.
  3. Kraftstoffeinspritzventilanordnung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Neigungswinkel (α, β) im Bereich von 10° bis 60° zur Radialebene (69) liegt.
  4. Kraftstoffeinspritzventilanordnung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Neigungswinkel (α, β) 30° zur Radialebene (69) beträgt.
  5. Kraftstoffeinspritzventilanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die konische Ringschulter (65) der Spannmutter (23) und der konische Gegenanschlag (7) im Gehäuse (5) hohlkegelstumpfförmig und der konische Ringabsatz (67) des Ventilkörpers (19) und die konische Anlagefläche (9) der Spannmutter (23) kegelstumpfförmig ausgebildet sind.
  6. Kraftstoffeinspritzventilanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Einspannvorrrichtung (11) ein axial in Richtung Brennkraftmaschinengehäuse (5) auf den Ventilhaltekörper (25) wirkendes Bauteil (15) aufweist, das seinerseits von wenigstens einem in das Gehäuse (5) einschraubbaren Befestigungsmittel, vorzugsweise einer Spannschraube (17), axial gegen den Ventilhaltekörper (25) verspannt ist.
EP96901242A 1995-03-10 1996-02-09 Kraftstoffeinspritzventilanordnung für brennkraftmaschinen Expired - Lifetime EP0783626B1 (de)

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Application Number Priority Date Filing Date Title
DE19508636 1995-03-10
DE19508636A DE19508636A1 (de) 1995-03-10 1995-03-10 Kraftstoffeinspritzventil für Brennkraftmaschinen
PCT/DE1996/000203 WO1996028656A1 (de) 1995-03-10 1996-02-09 Kraftstoffeinspritzventil für brennkraftmaschinen

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EP0783626A1 EP0783626A1 (de) 1997-07-16
EP0783626B1 true EP0783626B1 (de) 2000-08-23

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US (1) US5746181A (de)
EP (1) EP0783626B1 (de)
JP (1) JP3625840B2 (de)
CN (1) CN1065589C (de)
DE (2) DE19508636A1 (de)
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