EP1240424B1 - Hubgesteuertes ventil als kraftstoff-zumesseinrichtung eines einspritzsystems für brennkraftmaschinen - Google Patents

Hubgesteuertes ventil als kraftstoff-zumesseinrichtung eines einspritzsystems für brennkraftmaschinen Download PDF

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EP1240424B1
EP1240424B1 EP01998729A EP01998729A EP1240424B1 EP 1240424 B1 EP1240424 B1 EP 1240424B1 EP 01998729 A EP01998729 A EP 01998729A EP 01998729 A EP01998729 A EP 01998729A EP 1240424 B1 EP1240424 B1 EP 1240424B1
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recess
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Robert Bosch GmbH
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    • F02M63/0015—Valves characterised by the valve actuating means electrical, e.g. using solenoid
    • F02M63/0017—Valves characterised by the valve actuating means electrical, e.g. using solenoid using electromagnetic operating means

Definitions

  • the invention relates to a stroke-controlled valve according to the preamble of Claim 1, such as shown in WO 9849441 A or WO 9740272 A.
  • Modern valve-controlled fuel injection systems are at the valve seat of the fuel metering a very exposed to high thermal loads.
  • the injection ends By opening the valve, the injection ends, and the high-pressure fuel is over the open valve seat in the return line.
  • the pressure energy of the fuel is largely converted into thermal energy.
  • the following strong thermal expansions of the components change the Operating cycles of the moving components to an appropriate extent. simultaneously This changes the leakage behavior and thus the entire one Function of the injection system.
  • the operating game can be between reduce the moving components to zero.
  • Known high pressure valves of diesel injection systems have in the low pressure range a low-pressure compensation piston behind the valve seat in the direction of downflow, which has the task of pressure surges on the underside of the valve needle to avoid that occur during the switching operations of the valve.
  • the low pressure compensating piston forms in known valves of the type in question a permanently unchangeable, throttling ring gap between the valve needle and the valve body, causing the injection system a constant amount of fuel is withdrawn.
  • the overflow quantity flowing through the annular gap is passed through into the Control area (low pressure area) of fuel flowing continuously which replaces the high pressure and filling area of the injection system cools.
  • the fuel permanently withdrawn via the annular gap flows over the Return back into the fuel tank.
  • the object of the present invention is to maintain the cooling effect to improve the total overflow.
  • the invention is based on the idea that an increased then and only then Fuel quantity from the cut-off area via the annular gap in question dissipate into the return line when the fuel in the cut-off area is maximum is heated. This is immediately after opening the valve seat and with it associated shutdown of the high-pressure fuel the case. This results in improved cooling of the filling and control area and at the same time increased the efficiency of the entire injection system.
  • valve body 10 designates 10 a valve body and 11 a valve needle of a stroke-controlled Valve as a fuel metering device of an injection system for internal combustion engines.
  • the valve body 10 is one in a pump body 12 (otherwise injection pump (not shown) integrated.
  • the valve needle 11 is multiple Coaxial recess 13 in the valve body 10 has a different diameter arranged movably in the axial direction 14.
  • An upper area numbered 15 the recess 13 serves as a guide bore for the valve needle 11.
  • a valve cone 16 is formed on the valve needle 11 and has a valve seat 17 cooperates, which in the valve body 10 or in the recess 13 is incorporated.
  • Valve cone 16 and valve seat 17 form a stroke-controlled valve for control the high pressure fuel flow to an associated injector (not shown) the fuel injection system.
  • the recess 13 is in this Area of valve cone 16 and valve seat 17 expanded to form a pressure chamber 18, the high-pressure fuel supplied via channels 19, 20 becomes.
  • the fuel distribution to the injection nozzle (not shown) takes place via a distributor groove 21.
  • valve cone 16 is adjoined by a one-piece connection to the valve needle 11, a total of 22 low-pressure compensating pistons, on its (lower) end face 23 by a compression spring 24 axially (in the direction of the arrow 25) is subjected to force.
  • the compression spring 24 is supported at the rear from a disc 26 on the bottom 27 of the recess 13.
  • a region 28 of the recess 13 formed below the valve seat 17 acts as a low pressure area and is via an annular gap 29 between the Low pressure compensating piston 22 and the recess 13 with a Area of the compression spring 24 extending return 30 hydraulically connected. From the return 30, the fuel passes through channels 31 and 32 in the valve body 10 or in the pump body 12 back into the (not shown) fuel tank.
  • valve 16, 17 is actuated at the upper end 33 of the valve needle 11 in the direction of arrow 34, i.e. against the resistance of the compression spring 24.
  • actuating member of the valve needle 11 e.g. a pressure magnet use find who is known in structure and function, which is why on a presentation is waived.
  • Such a fuel metering device operates as follows. High pressure fuel around the associated injector (not shown) supply, the valve cone 16 must be in contact with the valve seat 17, the valve must therefore be closed. By opening the valve 16, 17th the injection process is ended. The one in the pressure chamber 18 fuel under high pressure now flows over the open valve seat 17 in the low pressure region 28 of the recess 13, whereby it relaxes and largely converts its pressure energy into thermal energy. Part of the heated fuel passes through the annular gap 29 into the return 30 and from there via the channels 31, 32 back into the fuel tank (not shown).
  • the quantity of fuel discharged via the annular gap 29 is determined by a corresponding cool temperature fuel quantity replaced, the Low pressure area 28 is supplied via channels 35, 36, which through a Ring channel 37 are hydraulically connected.
  • the one in the low pressure region 28 remaining hot fuel is cooled down accordingly, likewise also the components of the Valve.
  • a disadvantage of the construction according to FIG. 1 is the fact that the annular gap 29 - regardless of the respective position of the valve needle 11 - always has a constant cross section, thus only works as a constant throttle.
  • FIGS. 2 and 3 create here effective remedy.
  • the construction is Fig. 1 corresponding components in Figs. 2 and 3 with the same reference numerals as numbered in Fig. 1.
  • FIG. 2 of the stroke-controlled Valve is distinguished from the construction according to FIG. 1 by a valve needle stroke controlled cross section 38 and 38a, which by a first control edge 39 on the one piece connected to the valve needle 11 Low pressure compensating piston 22 and by a second control edge 40 is defined on the valve body 10.
  • the control edges 39, 40 are accurate to the valve cone 16 or the valve seat 17 positioned so that between the control edges 39, 40 a valve lift 41 dependent throttle cross section results. This becomes clear when you look at the throttle cross sections 38 and 38 a with the valve 16, 17 open (right half of FIG. 2) and with valve 16, 17 (left half of FIG. 2) closed. After that the throttle cross section 38 reaches a maximum when the valve 16, 17 is open, while it is reduced to a minimum 38a when the valve 16, 17 is closed.
  • the throttle cross section (38, with the valve 16, 17 open) is initially determined by the axial distance between the two control edges 39 and 40.
  • valve 16, 17 When the valve 16, 17 is open, a significantly larger amount can be heated Fuel from the low pressure region 28 over the throttle cross section 38 are discharged into the return 30 than when the valve 16, 17 is closed.
  • the low-pressure region 28 with the valve 16, 17 open also a much larger amount of cool fuel than are supplied closed valve 16, 17, whereby the cooling effect with respect to the low pressure area 28 surrounding components according to the respective need is changeable.
  • a first control edge 42 is formed on the low-pressure compensation piston 22 and a second control edge 43 on the valve body 10.
  • the first control edge 42 faces the valve cone 16, whereas the second control edge 43 faces away from the valve seat 17.
  • the throttle cross section (46, in this case with the valve 16, 17 closed ) is initially determined by the axial distance between the two control edges 42, 43.
  • valve needle 11 (and thus also the low-pressure compensating piston 22 accordingly) moves into the open position of the valve 16, 17 (see right half in FIG. 3), the control edges 42, 43 overlap.
  • the throttle cross section 46 a determines in this case by the circumferential surface of the low-pressure compensating piston 22 - at 47 - and the circumferential surface of the recess 13 in the outflow region 48, thus represents a narrow annular gap.
  • discharge a substantially larger amount of heated fuel from the low-pressure region 28 via the throttle cross-section 46 into the return 30 than with the valve 16, 17 open a significantly larger quantity of cool fuel is supplied than when the valve 16, 17 is open.
  • valve needle stroke controlled low pressure cross-section enables 38 or 46 (be it according to FIG. 2 or according to FIG. 3) a targeted removal of the hot fuel control quantity from the filling and control chamber (low pressure range 28) in the return 30.
  • the valve needle stroke controlled overlap length 38a (FIG. 2) or 46a (FIG. 3) forms due to the resulting annular gap a stroke-controlled throttle between valve needle 11 and valve body 10.
  • Both Valve needle stroke controlled cross sections (38th and 46th) can be adjusted to the switching behavior of the valve so that with minimal leakage in the Return 30 the maximum cooling capacity of the filling and control area (low pressure area 28) is achieved.

Abstract

Ein hubgesteuertes Ventil als Kraftstoff-Zumesseinrichtung eines Einspritzsystems für Brennkraftmaschinen besitzt eine gegen Federwiderstand (24) axial betätigbare Ventilnade (11), die in einer abgestuften koaxialen Ausnehmung (13) in einem Ventilkörper (10) angeordnet ist und mit einem in der Ausnehmung (13) des Ventilkörpers (10) ausgebildeten Ventilsitz (17) hierbei den Kraftstoff-Einspritzvorgang steuernd zusammenwirkt, ferner einen mit einer zugeordneten Einspritzdüse verbundenen, vor dem Ventilsitz (17) liegenden Hochdruckbereich (18), einen hinter dem Ventilsitz liegenden Niederdruckbereich (28), der in einen Kraftstoff-Rücklauf (30) ausmündet, und einen sich koaxial an das Ventil (16, 17) anschließenden, mit der Ventilnade (11) fest verbundenen Niederdruck-Ausgleichskolben (22). Die Besonderheit besteht darin, dass am Niederdruck-Ausgleichskolben (22) eine erste Steuerkante (39 bzw.42) ausgebildet ist, die mit einer zweiten Steuerkante (40 bzw. 43) an der Ventilkörper-Ausnehmung (13) im Bereich des Kraftstoff-Rücklaufs (45, 30) bzw. (48, 30) zusammenwirkt, derart, dass zwischen den beiden Steuerkanten (39, 40 bzw. 42, 43) ein vom Ventilhub (41) abhängiger Drosselquerschnitt (38, 38a bzw. 46, 44a) gebildet wird.

Description

Stand der Technik
Die Erfindung bezieht sich auf ein hubgesteuertes Ventil nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1, wie z.B. in der WO 9849441 A oder WO 9740272 A gezeigt.
Moderne ventilgesteuerte Kraftstoff-Einspritzsysteme, insbesondere Dieseleinspritzsysteme, sind am Ventilsitz der Kraftstoff-Zumesseinrichtung einer sehr hohen Wärmebelastung ausgesetzt. Durch das Öffnen des Ventils wird die Einspritzung beendet, und der unter Hochdruck stehende Kraftstoff wird über den offenen Ventilsitz in den Rücklauf abgesteuert. Die Druckenergie des Kraftstoffs wird hierbei größtenteils in Wärmeenergie umgesetzt. Dies führt zu einer sehr starken Erwärmung des Kraftstoffs und der umgebenden Bauteile. Hieraus folgende starke thermische Wärmedehnungen der Bauteile verändern dadurch die Betriebsspiele der bewegten Bauteile in entsprechendem Maße. Gleichzeitig verändert sich hierdurch das Leckageverhalten und somit auch die gesamte Funktion des Einspritzsystems. Im Extremfall kann sich das Betriebsspiel zwischen den bewegten Bauteilen auf Null reduzieren. Als Folge davon kommt es zu einem Klemmen bzw. Verschleiß in Form von Verschweißungen der bewegten Bauteile, wodurch das Einspritzsystem komplett ausfällt.
Bekannte Hochdruckventile von Dieseleinspritzsystemen besitzen im Niederdruckbereich in Absteuerströmungsrichtung hinter dem Ventilsitz einen Niederdruck-Ausgleichskolben, der die Aufgabe hat, Druckstöße auf die Unterseite der Ventilnadel zu vermeiden, die bei den Schaltvorgängen des Ventils auftreten.
Derartige unerwünschte Druckstöße würden andernfalls eine Störung der Ventilnadelbewegung durch undefinierte Kräfte bewirken. Der Niederdruck-Ausgleichskolben bildet bei bekannten Ventilen der in Rede stehenden Art einen permanent unveränderlichen, Drosselwirkung entfaltenden Ringspalt zwischen der Ventilnadel und dem Ventilkörper, wodurch dem Einspritzsystem eine gleichbleibende Kraftstoffmenge entnommen wird.
Die durch den Ringspalt abfliessende Überströmmenge wird durch in den Absteuerbereich (Niederdruckbereich) nachfliessenden Kraftstoff ständig ersetzt, der hierdurch den Hochdruck- und Füllbereich des Einspritzsystems kühlt. Der über den Ringspalt permanent entnommene Kraftstoff fließt über den Rücklauf in den Kraftstofftank zurück.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, die Kühlwirkung unter Beibehaltung der Gesamtüberströmmenge zu verbessern.
Vorteile der Erfindung
Gemäß der Erfindung wird die Aufgabe bei einem hubgesteuerten Ventil der eingangs bezeichneten Gattung durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.
Der Erfindung liegt der Gedanke zugrunde, dann und nur dann eine erhöhte Kraftstoffmenge aus dem Absteuerbereich über den in Rede stehenden Ringspalt in den Rücklauf abzuführen, wenn der Kraftstoff in dem Absteuerbereich maximal erwärmt ist. Dies ist unmittelbar nach dem Öffnen des Ventilsitzes und dem damit verbundenen Absteuern des unter Hochdruck stehenden Kraftstoffs der Fall. Hierdurch wird eine verbesserte Kühlung des Füll- und Absteuerbereichs erreicht und zugleich der Wirkungsgrad des gesamten Einspritzsystems gesteigert.
Des Weiteren wird durch die verbesserte Kühlung die Wärmeeinbringung in die Bauteile des Ventils verringert, und es werden somit die thermischen Bauteildehnungen minimiert. Dadurch läßt sich entsprechend die Funktionssicherheit erhöhen, da die Betriebsspiele der bewegten Bauteile des Ventils im Betrieb maßstabiler bleiben.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung beinhalten die Patentansprüche 2 - 6.
Zeichnung
In der Zeichnung sind - zur Veranschaulichung der Erfindung - Ausführungsbeispiele dargestellt, die nachstehend detailliert beschrieben werden.
Es zeigt:
Fig. 1
- im vertikalen Längsschnitt und stark vergrößert - ein hubgesteuertes Ventil (nach dem Stand der Technik), also mit einem als Konstantdrossel wirkenden Ringspalt,
Fig. 2
- in (Teil-) Darstellung entsprechend Fig. 1 - eine Ausführungsform des erfindungsgemäßen hubgesteuerten Ventils, und
Fig. 3
- eine andere Ausführungsform des erfindungsgemäßen hubgesteuerten Ventils, in Darstellung entsprechend Fig. 2.
Es bezeichnet 10 einen Ventilkörper und 11 eine Ventilnadel eines hubgesteuerten Ventils als Kraftstoff-Zumesseinrichtung einer Einspritzanlage für Brennkraftmaschinen. Der Ventilkörper 10 ist in einem Pumpenkörper 12 einer (im übrigen nicht gezeigten) Einspritzpumpe integriert. Die Ventilnadel 11 ist in einer mehrfach im Durchmesser veränderten koaxialen Ausnehmung 13 im Ventilkörper 10 in Axialrichtung 14 beweglich angeordnet. Ein mit 15 bezifferter oberer Bereich der Ausnehmung 13 dient als Führungsbohrung für die Ventilnadel 11.
An der Ventilnadel 11 ist ein Ventilkegel 16 ausgebildet, der mit einem Ventilsitz 17 zusammenwirkt, welcher in den Ventilkörper 10 bzw. in die Ausnehmung 13 eingearbeitet ist.
Ventilkegel 16 und Ventilsitz 17 bilden ein hubgesteuertes Ventil zur Steuerung des Hochdrudc-Kraftstoffflusses zu einer zugeordneten (nicht gezeigten) Einspritzdüse der Kraftstoff Einspritzanlage. Die Ausnehmung 13 ist hierzu im Bereich von Ventilkegel 16 und Ventilsitz 17 zu einer Druckkammer 18 aufgeweitet, der über Kanäle 19, 20 unter Hochdruck stehender Kraftstoff zugeleitet wird. Die Kraftstoffverteilung zur (nicht dargestellten) Einspritzdüse erfölgt über eine Verteilernut 21.
An den Ventilkegel 16 schließt sich ein einstückig mit der Ventilnadel 11 verbundener, insgesamt mit 22 bezeichneter Niederdruck-Ausgleichskolben an, der an seiner (unteren) Stirnfläche 23 von einer Druckfeder 24 axial (in Pfeilrichtung 25) kraftbeaufschlagt wird. Rückwärtig stützt sich die Druckfeder 24 über eine Scheibe 26 am Boden 27 der Ausnehmung 13 ab.
Ein unterhalb des Ventilsitzes 17 ausgeformter Bereich 28 der Ausnehmung 13 fungiert als Niederdruckbereich und ist über einen Ringspalt 29 zwischen dem Niederdruck-Ausgleichskolben 22 und der Ausnehmung 13 mit einem sich im Bereich der Druckfeder 24 erstreckenden Rücklauf 30 hydraulisch verbunden. Von dem Rücklauf 30 gelangt der Kraftstoff über Kanäle 31 und 32 im Ventilkörper 10 bzw. im Pumpenkörper 12 zurück in den (nicht dargestellten) Kraftstofftank.
Die Betätigung des Ventils 16, 17 erfolgt am obereren Ende 33 der Ventilnadel 11 in Pfeilrichtung 34, also entgegen dem Widerstand der Druckfeder 24. Als Betätigungsorgan der Ventilnadel 11 kann z.B. ein Druckmagnet Verwendung finden, der in Aufbau und Funktion bekannt ist, weshalb auf eine Darstellung verzichtet wird.
Bei den im Vorstehenden beschriebenen konstruktiven und hydraulischen Gegebenheiten arbeitet eine derartige Kraftstoff-Zumesseinrichtung wie folgt. Um der zugeordneten Einspritzdüse (nicht dargestellt) Kraftstoff unter Hochdruck zuzuführen, muß sich der Ventilkegel 16 mit dem Ventilsitz 17 in Anlage befinden, das Ventil somit geschlossen sein. Durch Öffnen des Ventils 16, 17 wird der Einspritzvorgang beendet. Der in der Druckkammer 18 befindliche unter hohem Druck stehende Kraftstoff strömt nun über den offenen Ventilsitz 17 in den Niederdruckbereich 28 der Ausnehmung 13, wobei er sich entspannt und seine Druckenergie größtenteils in Wärmeenergie umwandelt. Ein Teil des erwärmten Kraftstoffs gelangt über den Ringspalt 29 in den Rücklauf 30 und von dort über die Kanäle 31, 32 zurück in den Kraftstofftank (nicht gezeigt). Die über den Ringspalt 29 abgeführte Kraftstoffmenge wird durch eine entsprechende, kühle Temperatur aufweisende Kraftstoffmenge ersetzt, die dem Niederdruckbereich 28 über Kanäle 35, 36 zugeführt wird, welche durch einen Ringkanal 37 hydraulisch verbunden sind. Der in dem Niederdruckbereich 28 verbliebene heiße Kraftstoff wird dadurch entsprechend herunter gekühlt, ebenso auch die den Niederdruckbereich 28 umgebenden Bauteile des Ventils.
Nachteilig bei der Konstruktion nach Fig. 1 ist die Tatsache, dass der Ringspalt 29 - unabhängig von der jeweiligen Stellung der Ventilnadel 11 - stets einen gleichbleibenden Querschnitt hat, somit nur als Konstantdrossel arbeitet.
Die erfindungsgemäßen Ausführungsformen nach Fig. 2 und 3 schaffen hier wirksam Abhilfe. Der Übersichtlichkeit halber sind die der Konstruktion nach Fig. 1 entsprechenden Bauteile in Fig. 2 und 3 mit denselben Bezugszeichen wie in Fig. 1 beziffert.
Die Ausführungsform nach Fig. 2 des erfindungsgemäßen hubgesteuerten Ventils zeichnet sich gegenüber der Konstruktion nach Fig. 1 durch einen ventilnadelhubgesteuerten Querschnitt 38 bzw. 38a aus, welcher durch eine erste Steuerkante 39 an dem mit der Ventilnadel 11 einstückig verbundenen Niederdruck-Ausgleichskolben 22 und durch eine zweite Steuerkante 40 am Ventilkörper 10 definiert wird.
Die Steuerkanten 39, 40 sind zu dem Ventilkegel 16 bzw. dem Ventilsitz 17 genau positioniert, so dass sich zwischen den Steuerkanten 39, 40 ein vom Ventilhub 41 abhängiger Drosselquerschnitt ergibt. Dies wird deutlich, wenn man die Drosselquerschnitte 38 und 38 a bei geöffnetem Ventil 16, 17 (rechte Hälfte der Fig. 2) und bei geschlossenem Ventil 16, 17 (linke Hälfte der Fig. 2) vergleicht. Danach erreicht der Drosselquerschnitt 38 bei geöffnetem Ventil 16, 17 ein Maximum, während er bei geschlossenem Ventil 16, 17 auf ein Minimum 38a reduziert wird. Der Drosselquerschnitt (38, bei geöffnetem Ventil 16, 17) wird hierbei zunächst durch den axialen Abstand der beiden Steuerkanten 39 und 40 bestimmt. Kommt es - bei Ventilnadelbewegung in Schließrichtung schließlich zu einer Überdeckung der beiden Steuerkanten 39, 40, so bestimmt sich der Drosselquerschnitt nunmehr durch einen sich zwischen der Umfangsfläche des Niederdruck-Ausgleichskolbens 22 - bei 44 - und der Umfangsfläche der Ausnehmung 13 im Abströmbereich 45 erstreckenden Ringspalt (siehe Bezugszeichen 38a, bei geschlossenem Ventil 16, 17, linke Hälfte in Fig. 2).
Bei geöffnetem Ventil 16, 17 kann somit eine wesentlich größere Menge erhitzten Kraftstoffs aus dem Niederdruckbereich 28 über den Drosselquerschnitt 38 in den Rücklauf 30 abgeführt werden als bei geschlossenem Ventil 16, 17. Entsprechend kann dem Niederdruckbereich 28 bei geöffnetem Ventil 16, 17 auch eine erheblich größere Menge kühlen Kraftstoffs zugeführt werden als bei geschlossenem Ventil 16, 17, wodurch der Kühleffekt bezüglich der den Niederdruckbereich 28 umgebenden Bauteile dem jeweiligen Bedarf entsprechend veränderlich ist.
Bei der Ausführungsform nach Fig. 3 ist am Niederdruck-Ausgleichskolben 22 eine erste Steuerkante 42 und am Ventilkörper 10 eine zweite Steuerkante 43 ausgebildet. Im Unterschied zur Ausführungsform nach Fig. 2 ist hierbei die erste Steuerkante 42 dem Ventilkegel 16 zugewandt, wohingegen die zweite Steuerkante 43 vom Ventilsitz 17 abgewandt ist. Auch hier wird der Drosselquerschnitt (46, in diesem Fall bei geschlossenem Ventil 16,17) zunächst durch den axialen Abstand der beiden Steuerkanten 42, 43 bestimmt.
Bewegt sich die Ventilnadel 11 (und damit auch der Niederdruck-Ausgleichskolben 22 entsprechend) in Öffnungsstellung des Ventils 16, 17 (siehe rechte Hälfte in Fig. 3),so kommt es zu einer Überdeckung der Steuerkanten 42, 43. Der Drosselquerschnitt 46 a bestimmt sich in diesem Fall durch die Umfangsfläche des Niederdruck-Ausgleichskolbens 22 - bei 47 - und die Umfangsfläche der Ausnehmung 13 im Abströmbereich 48, stellt sich damit als enger Ringspalt dar. Bei der Variante nach Fig. 3 läßt sich somit - umgekehrt wie bei der Ausführungsform nach Fig. 2 - bei geschlossenem Ventil 16, 17 eine wesentlich größere Menge erhitzten Kraftstoffs aus dem Niederdruckbereich 28 über den Drosselquerschnitt 46 in den Rücklauf 30 abführen als bei geöffnetem Ventil 16, 17. Entsprechend kann dem Niederdruckbereich 28 bei geschlossenem Ventil 16, 17 auch eine erheblich größere Menge kühlen Kraftstoffs zugeführt werden als bei geöffnetem Ventil 16,17.
Welche Variante vorteilhaft ist (die Ausführungsform nach Fig. 2 oder die Ausführungsform nach Fig. 3), hängt im konkreten Einzelfall von dem Druckverlauf und von dem Schaltverhalten des Ventils ab.
In beiden Fällen ermöglicht der ventilnadelhubgesteuerte Niederdruckquerschnitt 38 bzw. 46 (sei es nach Fig. 2 oder nach Fig. 3) eine gezielte Entnahme der heißen Kraftstoff-Absteuermenge aus dem Füll- und Absteuerraum (Niederdruckbereich 28) in den Rücklauf 30. Die ventilnadelhubgesteuerte Überdeckungslänge 38a (Fig. 2) bzw. 46a (Fig 3) bildet durch den sich hierdurch ergebenden Ringspalt zwischen Ventilnadel 11 und Ventilkörper 10 eine hubgesteuerte Drossel. Beide ventilnadelhubgesteuerten Querschnitte (38. bzw. 46) lassen sich auf das Schaltverhalten des Ventils hin so abstimmen, dass bei minimaler Leckage in den Rücklauf 30 die maximale Kühlleistung des Füll- und Absteuerbereichs (Niederdruckbereichs 28) erreicht wird.

Claims (6)

  1. Hubgesteuertes Ventil als Kraftstoff-Zumesseinrichtung eines Einspritzsystems für Brennkraftmaschinen, mit einer gegen Federwiderstand (24) axial betätigbaren Ventilnadel (11), die in einer abgestuften koaxialen Ausnehmung (13) in einem Ventilkörper (10) angeordnet ist und mit einem in der Ausnehmung (13) des Ventilkörpers (10) ausgebildeten Ventilsitz (17) - hierbei den Kraftstoff-Einspritzvorgang steuernd - zusammenwirkt, ferner mit einem mit einer zugeordneten Einspritzdüse verbundenen, vor dem Ventilsitz (17) liegenden Hochdruckbereich (18), einem hinter dem Ventilsitz (17) liegenden Niederdruckbereich (28), der in einen Kraftstoff-Rücklauf (30) ausmündet, und mit einem sich koaxial an das Ventil (16, 17) anschließenden, mit der Ventilnadel (11) fest verbundenen Niederdruck-Ausgleichskolben (22), dadurch gekennzeichnet, dass am Niederdruck-Ausgleichskolben (22) eine erste Steuerkante (39 bzw. 42) ausgebildet ist, die mit einer zweiten Steuerkante (40 bzw. 43) an der Ventilkörperausnehmung (13) im Bereich des Kraftstoff-Rücklaufs (45, 30 bzw. 48, 30) zusammenwirkt, derart, dass zwischen den beiden Steuerkanten (39, 40 bzw. 42, 43) ein vom Hub (41) abhängiger Drosselquerschnitt (38, 38a bzw. 46, 44a) gebildet wird (Fig. 2 bzw. 3).
  2. Hubgesteuertes Ventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die beiden Steuerkanten (39, 40) einander so zugeordnet sind, dass der vom Ventilhub (41) abhängige Drosselquerschnitt bei geschlossenem Ventil (16, 17) seinen Maximalwert (38) und bei geöffnetem Ventil (16, 17) seinen Minimalwert (38a) erreicht (Fig. 2).
  3. Hubgesteuertes Ventil nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Niederdruck-Ausgleichskolben (22) einen Bund (44) mit vergrößertem Durchmesser besitzt, an dessen vom Ventilsitz (17) abgewandter (Unter-)Seite die erste Steuerkante (39) ausgebildet ist, und dass die Ventilkörper-Ausnehmung (13) eine stufenartige Durchmesserverengung (45) aufweist, an deren dem Ventilsitz (17) zugewandten (oberen) Ende die zweite Steuerkante (40) ausgebildet ist (Fig. 2).
  4. Hubgesteuertes Ventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die beiden Steuerkanten (42, 43) einander so zugeordnet sind, dass der vom Ventilhub (41) abhängige Drosselquerschnitt bei geschlossenem Ventil (16, 17) seinen Minimalwert (46a) und bei geöffnetem Ventil (16, 17) seinen Maximalwert (46) erreicht (Fig. 3).
  5. Hubgesteuertes Ventil nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Niederdruck-Ausgleichskolben (22) einen Bund (47) mit vergrößertem Durchmesser besitzt, an dessen dem Ventilsitz (17) zugewandter (Ober-)Seite die erste Steuerkante (42) ausgebildet ist, und dass die Ventilkörper-Ausnehmung (13) eine stufenartige Durchmesserverengung (48) aufweist, an deren vom Ventilsitz (17) abgewandten (unteren)Ende die zweite Steuerkante (43) ausgebildet ist (Fig. 3).
  6. Hubgesteuertes Ventil nach einem oder mehreren der Ansprüche 2 - 5, dadurch gekennzeichnet, dass der vom Ventilhub (41) abhängige Drosselquerschnitt bei einer Endstellung der Ventilnadel (11) durch die Spalthöhe (38 bzw. 46) zwischen den beiden Steuerkanten (39, 40 bzw. 42, 43) und bei der anderen Endstellung der Ventilnadel (11) durch einen Ringspalt (38a bzw. 46a) (Überdeckung der Umfangsfläche von Bund 44 bzw. 47 mit dem Innenumfang des Abströmbereichs 45 bzw. 48) bestimmt ist (Fig. 2 bzw. 3).
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