EP1062423A1 - Kraftstoffeinspritzventil für brennkraftmaschinen - Google Patents

Kraftstoffeinspritzventil für brennkraftmaschinen

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EP1062423A1
EP1062423A1 EP99964369A EP99964369A EP1062423A1 EP 1062423 A1 EP1062423 A1 EP 1062423A1 EP 99964369 A EP99964369 A EP 99964369A EP 99964369 A EP99964369 A EP 99964369A EP 1062423 A1 EP1062423 A1 EP 1062423A1
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valve
upstream
transition
transition area
fuel injection
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Robert Bosch GmbH
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    • F02M2200/30—Fuel-injection apparatus having mechanical parts, the movement of which is damped
    • F02M2200/304—Fuel-injection apparatus having mechanical parts, the movement of which is damped using hydraulic means

Definitions

  • the invention relates to a fuel injection valve for internal combustion engines according to the preamble of claim 1.
  • fuel injection valves are known for example from DE 195 47 423 AI and DE 196 34 133 AI.
  • a piston-shaped valve member is axially displaceably guided in a bore in a valve body.
  • the valve member has a conical valve sealing surface at its combustion chamber end, with which it interacts with a conical valve seat surface on the valve body, which is formed at the inwardly projecting end of the closed valve bore.
  • the valve sealing surface on the valve member is in several, preferably two areas different cone angles, whereby a transition area between the two valve sealing surface areas is provided, which is delimited by a downstream sealing edge and an upstream valve sealing edge.
  • the invention is based on the object of developing a fuel injection valve of the generic type in such a way that, due to the axial alignment of the valve member, it produces a symmetrical spray pattern and, moreover, a defined hydraulically effective seat diameter, high damping of the valve member and the lowest possible risk of cavitation.
  • the distance between the upstream valve sealing edge and the downstream valve sealing edge of the transition area is chosen so that the upstream valve sealing edge of the transition area forms the hydraulically effective seat diameter.
  • the distance can be determined by experimental measurements and / or calculations.
  • Figure 1 shows schematically the hydraulically effective seat diameter in a valve known from the prior art.
  • Fig. 2 is a fuel injection valve making use of the invention
  • FIG. 3 shows an enlarged detail of the fuel injection valve shown in FIG. 2.
  • a fuel injection valve for internal combustion engines shown in FIGS. 1 to 3 has a cylindrical valve body 1 which projects with its free lower end in a combustion chamber (not shown) of the internal combustion engine to be supplied with fuel.
  • An axial blind bore 3 is provided in the valve body 1, in which a piston-shaped valve member 5 is guided so as to be axially displaceable.
  • the valve member 5 has at its lower end near the combustion chamber a conical valve sealing surface 7, with which it cooperates to control an injection cross section with a conical valve seat surface 9 on the combustion chamber end of the valve body 1, which is formed on the inwardly projecting closed end of the bore 3 and by of the injection openings 6 into the combustion chamber of the internal combustion engine seem to run out.
  • valve body 1 is divided into an upper region 71 and a lower region.
  • a transition region 73 is formed between the upper region 71 and the lower region 72.
  • the angle that results from the difference between transition region 73 and valve seat surface 9 must be smaller than the angle that results from the difference between valve seat surface 9 and lower region 72 (inverse seat angle difference).
  • Injection openings 20 are provided in the valve body 1 adjacent to the downstream region 72.
  • the upstream region 71 of the valve sealing surface has a radial, undercut-shaped recess 74. This forms a space which is delimited on the upstream side by an edge 75 formed on the valve body 1.
  • the transition region 73 is defined by an upstream-side valve sealing edge 73a and a stromabwesei- term valve sealing edge 73b, which are arranged adjacent to one another such that the hydraulically 'effective seat diameter coincides with a closing action of the upstream side valve sealing edge 73a. Due to this defined hydraulically effective seat diameter, a resulting radial force on the valve member is prevented, which occurs in the undefined hydraulically effective seat diameter 90 shown in FIG. 1.
  • the design of the distance between the two valve sealing edges 73a and 73b is determined experimentally and on the basis of calculations.
  • a maximum closing Force of 1250 N which can be determined experimentally, results, for example, in a diameter difference of approximately 0.15 mm with a geometric seat diameter of 2 mm.
  • this minimal transition area, ie with this minimal seat adjustment surface it is guaranteed in any case that the hydraulically effective seat diameter exactly coincides with the valve sealing edge 73a.
  • the radial recess 74 in the valve member 5 creates a damping space which enables the valve member 5 to be very highly damped during a closing operation.
  • the angle that encloses the damping space is preferably chosen so that it is greater than the body seat angle. In this way, a damping chamber is created in the closed state, which produces an effect similar to that of a sail and generates a pressure cushion when closing the valve member 5, which increases the damping of the valve member 5.
  • the fuel injection valve closes, the fuel arranged in the damping chamber is displaced and flows out of the damping chamber upstream via the gap formed between the valve member 5 and the edge 75. The damping effect is generated due to the flow resistance created by the gap during the closing process.
  • the upstream edge 75 is designed such that in extreme cases there is no distance from the valve body 5 when the valve member is completely deformed. This damping results in a lower tip load.
  • Such a fuel injection valve also has the advantage that the bubble collapse of the cavitation bubbles preferably takes place in the area upstream of the edge 75, since the pressure waves originating from the injection pump are kept away from the transition area by the edge 75. This does not damage the seating area.
  • valve holding body (not shown) tends to drop in the opening pressure, whereas the valve member 5 tends to rise in the opening pressure due to the inverse seat angle difference. Opposing effects occur, which partially cancel each other out. This increases the service life of the fuel injector.

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Abstract

Ein Kraftstoffeinspritzventil für Brennfraftmaschinen mit einem in einer Bohrung (3) eines Ventilkörpers (1) axial verschiebbaren Ventilglied (5), das an seinem dem Brennraum der Brennkraftmaschine zugewandten Ende eine konische Ventildichtfläche (7) aufweist, mit der es mit einer konischen Ventilsitzfläche (9) am brennraumseitigen geschlossenen Ende der Bohrung (3) des Ventilkörpers (1) zusammenwirkt, wobei die konische Ventildichtfläche (7) am Ventilglied (5) in zwei unterschiedliche Kegelwinkel aufweisende Bereiche (71, 72) geteilt ist, an deren Übergang ein von einer stromaufwärtsseitigen und einer stromabwärtsseitigen Ventildichtkante (73a, 73b) begrenzter Übergangsbereich (73) gebildet ist, wobei die Differenz der Kegelwinkel des Übergangsbereichs (73) und der Ventilsitzfläche (9) kleiner ist als die Differenz der Kegelwinkel des stromabwärtsseitigen Bereichs (72) der Ventilsitzfläche (9) (inverse Sitzwinkeldifferenz), dadurch gekennzeichnet, daß sich an den Übergangsbereich (74) stromaufwärts eine in dem Ventilglied (5) ausgebildete radiale Ausnehmung (74) anschließt, die von der stromaufwärtsseitigen Dichtkante (73a) des Übergangsbereichs (73) und von einer zu dem Ventilkörper (1) ausgebildeten Kante (75) begrenzt ist.

Description

Kraftstoffeinspritzventil für Brennkraftmaschinen
Stand der Technik
Die Erfindung betrifft ein Kraftstoffeinspritzventil für Brennkraftmaschinen nach der Gattung des Patentanspruchs 1. Derartige Kraftstoffeinspritzventile sind beispielsweise aus der DE 195 47 423 AI sowie der DE 196 34 133 AI bekannt.
Bei derartigen Kraftstoffeinspritzventilen ist ein kolbenförmiges Ventilglied axial verschiebbar in einer Bohrung eines Ventilkörpers geführt. Das Ventilglied weist dabei an seinem brennraumseitigen Ende eine konische Ventildichtfläche auf, mit der es mit einer konischen Ventilsitzfläche am Ventilkörper zusammenwirkt, die am nach innen kragenden Ende der geschlossenen Ventilbohrung gebildet ist. Die Ventildichtfläche am Ventilglied ist in mehrere, vorzugsweise zwei Bereiche mit unterschiedlichen Kegelwinkeln unterteilt, wobei ein Übergangsbereich zwischen den beiden Ventildichtflä- chenbereichen vorgesehen ist, der von einer stromabwärtsseitigen und einer stromaufwärtsseitigen Ventildichtkante begrenzt wird.
Aufgrund der hohen Ventilschließkräfte, die besonders bei diesen Kraftstoffeinspritzventilen, der "Lochdüsen- Bauart" auftreten, tritt insbesondere bei sehr geringen Hüben des Ventilglieds oder beim Vorhub bei zwei Federhaltern ein unsymmetrisches Strahlbild auf, das zur Erhöhung der Emission der Brennkraftmaschine führt. Das Ventilglied gleicht sich dabei elastisch unter der Ventilschließkraft an den Düsenkörper an. Der dabei entstehende hydraulisch wirksame Sitzdurchmesser ist in diesem Falle Undefiniert in dem Übergangsbereich angeordnet, wie es in Fig. 1 schematisch dargestellt ist. Durch die inverse Sitzwinkeldifferenz stellt sich eine Druckverteilung an dem aus der Axialrichtung versetzten Ventilglied ein, welche das Ventilglied wieder in die zentrische, axiale Lage zurückdrückt. Im Gegensatz dazu würde sich bei einem Kraftstoffeinspritzventil ohne inverse Sitzwinkeldifferenz eine Druckverteilung einstellen, durch welche das Ventilglied noch weiter aus der zentrischen, axialen Lage bewegt würde.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Kraftstoffeinspritzventil der gattungsgemäßen Art derart weiterzubilden, daß es durch axiale Ausrichtung des Ventilglieds ein symmetrisches Strahlbild und darüber hinaus einen definierten hydraulisch wirksamen Sitz- durchmesser, eine hohe Dämpfung des Ventilglieds und eine möglichst geringe Kavitationsgefährdung ermöglicht.
Diese Aufgabe wird bei einem Kraftstoffeinspritzventil der eingangs beschriebenen Art erfindungsgemäß durch die Merkmale des Anspruchs 1 gelöst und hat den Vorteil, daß der hydraulisch wirksame Sitzdurchmesser insbesondere bei zunehmendem Verschleiß des Kraftstoffeinspritzventils durch die an den Übergangsbereich stromaufwärts im dem Ventilglied ausgebildete radiale, hin- terschnittförmige Ausnehmung und die inverse Sitzwinkeldifferenz maximal bis zu der stromaufwärtsseitigen Ventildichtkante "wandern" kann. Auf diese Weise wird ein präzise definierter hydraulisch wirksamer Sitz— durchmesser an der stromaufwärtsseitigen Ventildicht- kante erzielt.
Der Abstand zwischen der stromaufwärtsseitigen Ventildichtkante und der stromabwärtsseitigen Ventildichtkante des Übergangsbereichs wird dabei so gewählt, daß die stromaufwärtsseitige Ventildichtkante des Übergangsbe- reichs den hydraulisch wirksamen Sitzdurchmesser bildet. Der Abstand kann durch Versuchsmessungen und/oder Rechnungen bestimmt werden.
Zeichnung
Ein Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Kraftstoffeinspritzventils für Brennkraftmaschinen sind in der Zeichnung dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert.
In der Zeichnung zeigen:
Fig. 1 schematisch den hydraulisch wirksamen Sitzdurchmesser bei einem aus dem Stand der Technik bekannten Ventil;
Fig. 2 ein von der Erfindung Gebrauch machendes Kraftstoffeinspritzventil und
Fig. 3 eine vergrößerte Ausschnittdarstellung des in Fig. 2 dargestellten Kraftstoffeinspritzven- tils.
Beschreibung der Ausführungsbeispiele
Ein in Fig. 1 bis Fig. 3 dargestelltes Kraftstoffeinspritzventil für Brennkraftmaschinen weist einen zylindrischen Ventilkörper 1 auf, der mit seinem freien unteren Ende in einem nicht dargestellten Brennraum der mit Kraftstoff zu versorgenden Brennkraftmaschine ragt. Im Ventilkörper 1 ist eine axiale Sackbohrung 3 vorgesehen, in der ein kolbenförmiges Ventilglied 5 axial verschiebbar geführt ist. Das Ventilglied 5 weist an seinem unteren, brennraumnahen Ende eine konische Ventildichtfläche 7 auf, mit der es zur Steuerung eines Einspritzquerschnitts mit einer konischen Ventilsitzfläche 9 am brennraumseitigen Ende des Ventilkörpers 1 zusammenwirkt, die am nach innen kragenden geschlossenen Ende der Bohrung 3 gebildet ist und von der Einspritzöffnungen 6 in den Brennraum der Brennkraftma- schine ausgehen. Die Ventildichtfläche 7 ist dabei wie insbesondere aus Fig. 3 hervorgeht, in einen oberen Bereich 71 und in einen unteren Bereich geteilt. Zwischen dem oberen Bereich 71 und dem unteren Bereich 72 ist ein Übergangsbereich 73 ausgebildet. Der Winkel, der sich aus der Differenz zwischen Übergangsbereich 73 und Ventilsitzfläche 9 ergibt, muß kleiner sein als der Winkel, der sich aus der Differenz zwischen Ventilsitzfläche 9 und dem unteren Bereich 72 ergibt (inverse Sitzwinkeldifferenz). Benachbart zu dem stromabwärtsseitigen Bereich 72 sind in dem Ventilkörper 1 Einspritzöffnungen 20 vorgesehen. Der stromaufwärtsseitige Bereich 71 der Ventildichtfläche weist eine radiale, hinterschnittförmige Ausnehmung 74 auf. Diese bildet einen Raum, der von einer an dem Ventilkörper 1 ausgebildeten Kante 75 stromaufwärtsseitig begrenzt wird. Der Übergangsbereich 73 wird durch eine stromaufwärtsseitige Ventildichtkante 73a und eine stromabwärtssei- tige Ventildichtkante 73b begrenzt, die derart benachbart zueinander angeordnet sind, daß der hydraulisch ' wirksame Sitzdurchmesser bei einem Schließvorgang mit der stromaufwärtsseitigen Ventildichtkante 73a zusammenfällt. Aufgrund dieses definierten hydraulisch wirksamen Sitzdurchmesser wird eine resultierende radiale Kraft auf das Ventilglied verhindert, die bei dem in Fig. 1 dargestellten Undefiniert verlaufenden hydraulisch wirksamen Sitzdurchmesser 90 auftritt.
Die Auslegung des Abstands der beiden Ventildichtkanten 73a und 73b wird experimentell und auf der Grundlage von Rechnungen ermittelt. Bei einer maximalen Schließ- kraft von 1250 N, die experimentell bestimmt werden kann, ergibt sich beispielsweise eine Durchmesserdifferenz von ungefähr 0,15 mm bei einem geometrischen Sitzdurchmesser von 2 mm. Bei diesem minimalen Übergangsbereich, d.h. bei dieser minimalen Sitzangleichsflache ist auf jeden Fall gewährleistet, daß der hydraulisch wirksame Sitzdurchmesser genau mit der Ventildichtkante 73a zusammenfällt.
Durch die radiale Ausnehmung 74 im Ventilglied 5 wird ein Dämpfungsraum geschaffen, der eine sehr hohe Dämpfung des Ventilglieds 5 bei einem Schließvorgang ermöglicht. Dabei wird vorzugsweise der Winkel, der den Dämpfungsraum einschließt, so gewählt, daß er größer ist als der Körpersitzwinkel. Auf diese Weise entsteht im geschlossenen Zustand ein Dämpfungsraum, der einen Effekt ähnlich dem eines Segels hervorruft und ein Druckpolster beim Schließen des Ventilglieds 5 erzeugt, das die Dämpfung des Ventilglieds 5 verstärkt. Bei einem Schließvorgang des Kraftstoffeinspritzventils wird der in dem Dämpfungsraum angeordnete Brennstoff verdrängt und strömt über den zwischen dem Ventilglied 5 und der Kante 75 gebildeten Spalt stromaufwärtsseitig aus dem Dämpfungsraum. Der Dämpfungseffekt wird aufgrund des durch den Spalt erzeugten Strömungswider— Stands beim Schließvorgang erzeugt. Die stromaufwärts- seitige Kante 75 wird dabei so ausgelegt, daß sie im Extremfall bei vollständiger Deformation des Ventilglieds keinen Abstand zum Ventilkörper 5 aufweist. Aus dieser Dämpfung resultiert eine geringere Kuppenbelastung. Ein derartiges Kraftstoffeinspritzventil weist ferner den Vorteil auf, daß der Blasenkollaps der Kavitations- blasen vorzugsweise im Bereich stromaufwärts der Kante 75 erfolgt, da die von der Einspritzpumpe herrührenden Druckwellen durch die Kante 75 von dem Übergangsbereich ferngehalten werden. Dadurch kommt es nicht zur Schädigung des Sitzbereichs.
Der (nicht dargestellte) Ventilhaltekörper tendiert zu einem Öffnungsdruckabfall, wohingegen das Ventilglied 5 wegen der inversen Sitzwinkeldifferenz zu einem Öffnungsdruckanstieg tendiert. Es treten gegenläufige Effekte auf, die sich zum Teil wieder aufheben. Hierdurch steigt die Lebensdauer des Kraftstoffeinspritzventils.

Claims

Patentansprüche
Kraftstoffeinspritzventil für Brennkraftmaschinen mit einem in einer Bohrung ( 3 ) eines Ventilkörpers (1) axial verschiebbaren Ventilglied (5), das an seinem dem Brennraum der Brennkraftmaschine zugewandten Ende eine konische Ventildichtfläche ( 7 ) aufweist, mit der es mit einer konischen Ventilsitzfläche (9) am brennraumseitigen geschlossenen Ende der Bohrung (3) des Ventilkörpers (1) zusammenwirkt, wobei die konische Ventildichtfläche (7) am Ventilglied (5) in zwei unterschiedliche Kegelwinkel aufweisende Bereiche (71, 72) geteilt ist, an deren Übergang ein von einer stromaufwärtsseitigen und einer stromabwärtsseitigen Ventildichtkante (73a und 73b) begrenzter Übergangsbereich (73) gebildet ist, wobei die Differenz der Kegelwinkel des Übergangsbereichs (73) und der Ventilsitzfläche (9) kleiner ist als die Differenz der Kegelwinkel des stromabwärtsseitigen Bereichs (72) und der Ventilsitzflache (9) (inverse Sitzwinkeldifferenz), dadurch gekennzeichnet, daß sich an den Ubergangsbereich (73) stromaufwärts eine in dem Ventilglied (5) ausgebildete radiale Ausnehmung (74) anschließt, die von der stromaufwärtsseitigen Dichtkante (73a) des Übergangsbereichs (73) und von einer zu dem Ventilkörper (1) ausgebildeten Kante (75) begrenzt ist.
2. Kraftstoffeinspritzventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die den Übergangsbereich (73) begrenzenden Ventildichtkanten (73a, 73b) so eng benachbart zueinander angeordnet sind, daß die stromaufwartsseitige Ventildichtkante (73a) einen hydraulisch wirksamen Sitzdurchmesser bildet.
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