EP1317621A1 - Hydraulisch übersetztes ventil - Google Patents

Hydraulisch übersetztes ventil

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Publication number
EP1317621A1
EP1317621A1 EP01964904A EP01964904A EP1317621A1 EP 1317621 A1 EP1317621 A1 EP 1317621A1 EP 01964904 A EP01964904 A EP 01964904A EP 01964904 A EP01964904 A EP 01964904A EP 1317621 A1 EP1317621 A1 EP 1317621A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
valve
piston
chamber
pressure
hydraulic
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Withdrawn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
EP01964904A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Patrick Mattes
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.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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 Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP1317621A1 publication Critical patent/EP1317621A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M63/00—Other fuel-injection apparatus having pertinent characteristics not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00; Details, component parts, or accessories of fuel-injection apparatus, not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M39/00 - F02M61/00 or F02M67/00; Combination of fuel pump with other devices, e.g. lubricating oil pump
    • F02M63/0012—Valves
    • F02M63/0014—Valves characterised by the valve actuating means
    • F02M63/0015—Valves characterised by the valve actuating means electrical, e.g. using solenoid
    • F02M63/0026—Valves characterised by the valve actuating means electrical, e.g. using solenoid using piezoelectric or magnetostrictive actuators
    • 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
    • F02M47/00—Fuel-injection apparatus operated cyclically with fuel-injection valves actuated by fluid pressure
    • F02M47/02—Fuel-injection apparatus operated cyclically with fuel-injection valves actuated by fluid pressure of accumulator-injector type, i.e. having fuel pressure of accumulator tending to open, and fuel pressure in other chamber tending to close, injection valves and having means for periodically releasing that closing pressure
    • F02M47/027—Electrically actuated valves draining the chamber to release the closing pressure
    • 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
    • F02M63/00—Other fuel-injection apparatus having pertinent characteristics not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00; Details, component parts, or accessories of fuel-injection apparatus, not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M39/00 - F02M61/00 or F02M67/00; Combination of fuel pump with other devices, e.g. lubricating oil pump
    • F02M63/0012—Valves
    • F02M63/0031—Valves characterized by the type of valves, e.g. special valve member details, valve seat details, valve housing details
    • F02M63/0033—Lift valves, i.e. having a valve member that moves perpendicularly to the plane of the valve seat
    • F02M63/0036—Lift valves, i.e. having a valve member that moves perpendicularly to the plane of the valve seat with spherical or partly spherical shaped valve member ends
    • 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
    • F02M2200/705—Linkage between actuator and actuated element, e.g. between piezoelectric actuator and needle valve or pump plunger hydraulic with means for filling or emptying hydraulic chamber, e.g. for compensating clearance or thermal expansion

Definitions

  • the invention is based on a valve for controlling liquids according to the type defined in more detail in the preamble of claim 1.
  • valves for controlling liquids are known from practice. You will e.g. used in fuel injectors, in particular common-mail injectors, or also in pumps of motor vehicles in a wide variety of designs.
  • Such a valve is also known from EP 0 477 400 AI.
  • This valve is actuated by means of a piezoelectric actuator.
  • the deflection of the actuator is transmitted to the valve closing member via a hydraulic chamber which serves as a hydraulic transmission and tolerance compensation element.
  • the hydraulic chamber is located between the faces of two pistons with different diameters, one of which one, namely the one with the larger diameter, is connected to the piezoelectric actuator, and the other, namely the one with the smaller diameter, is connected to the valve closing element.
  • the hydraulic chamber is designed so that it is connected to the valve closing member
  • Piston compared to the piston with the larger diameter connected to the piezoelectric actuator makes a stroke increased by the transmission ratio of the piston diameter when the piston with a larger diameter experiences a certain change in position by means of the electrical actuator. Furthermore, can be compensated for via the working volume of the hydraulic chamber tolerances, for example due to different thermal expansion coefficients of the materials used, as well as possibly occurring settling effects, without 'the position of the valve closing member Idass changes.
  • the hydraulic system in particular the hydraulic coupler, has a so-called system pressure, which ensures the function of such valves. This can drop due to leakage. A sufficient refill of hydraulic fluid is therefore necessary.
  • System pressure is expediently generated in the valve itself and is kept as constant as possible even when the system is started, by supplying hydraulic fluid. Filling is often carried out via leakage gaps, which are represented by leakage or filling pins.
  • the system pressure is usually set using a valve tils. The system pressure can also be kept constant, for example, with several common rail valves.
  • the actuator unit Since the piezoelectric actuator in the known valves of the type mentioned must work against a high pressure prevailing in the valve chamber, the actuator unit is to be designed accordingly large.
  • the previous interpretation of the hydraulic ratio is characterized by an area ratio between the piston and the seat of the valve of approximately 10: 1.
  • the maximum possible hydraulic coupler pressure is limited to one tenth of the pressure prevailing in the common high-pressure space (common rail).
  • the setting and testing of the hydraulic coupler pressure to be set is complex and cost-intensive.
  • the proposed valve for controlling liquids with the features of claim 1 has the advantage that there is a quasi force-balanced switching valve, the hydraulic translation is inexpensive to implement and also has an integrated system pressure supply.
  • valve according to the invention is that, due to the pressure equalization between the hydraulic chamber and the valve chamber by means of the pressure equalization channel, the actuator unit has to be less powerful than the valves according to the prior art. This also makes it possible, for example, to use piezoelectric actuators with a small size.
  • the pressure compensation channel branches off from the valve space. It preferably opens into the bore for guiding the valve member at the level of the second piston. This is a particularly cost-effective embodiment, because a pressure equalization channel designed in this way can be easily integrated into the valve body.
  • the pressure equalization channel opens appropriately spaced from the hydraulic chamber into the bore for guiding the valve member.
  • the diameter of the second piston advantageously corresponds essentially to the diameter of the first valve seat.
  • the valve cannot be opened accidentally. To open the 'valve but only -a small increase in pressure in the coupler is required.
  • valve according to the invention for the control of liquids is shown schematically in the drawing and is explained in more detail in the following description.
  • the single figure of the drawing shows a schematic, partial representation of an embodiment of the valve according to the invention in connection with a fuel injection valve for internal combustion engines in longitudinal section.
  • a valve according to the invention is shown, which is part of a fuel injection valve 1 for internal combustion engines of motor vehicles.
  • the fuel injection valve 1 is a common rail injector for the injection of preferably diesel fuel.
  • the fuel injection is controlled via the pressure prevailing in a valve control chamber 2.
  • Valve control room 2 is connected to a high pressure supply, not shown here.
  • the fuel injection valve 1 is actuated via a valve member 3 which is guided in a bore 10 of a valve body 7.
  • the valve member 3 in turn controlled via an actuator unit designed here as a piezoelectric actuator 4.
  • the piezoelectric actuator 4 is located on the valve control chamber and Brennraumabge other side of the valve member 3 and consists in the usual manner of several layers.
  • the piezoelectric actuator 4 has an actuator head 5 on the side facing the valve member 3 and an actuator base 6 on the side facing away from the valve member 3, which is supported on a wall of the valve body 7.
  • the actuator head 5 is connected via a support 8 to a transmission piston 91, which in turn is connected to a first piston 9 of larger diameter, which is assigned to the valve member 3.
  • the valve member 3 which is axially movably fitted in the longitudinal bore 10 of the valve body 7, has, in addition to the first piston 9, a second piston 11 which actuates a spherical valve closing member 12 and is therefore also referred to below as the actuating piston.
  • Diameter AI of the second piston 11 is smaller than the diameter A0 of the first piston 9.
  • the pistons 9 and 11 are transmitted by a hydraulic transmission, which consists of a hydraulic chamber 13 and the deflection of the piezoelectric actuator 4 via the first piston 9, the so-called control piston, to the actuating piston and thus to the valve closing member 12. separated from each other.
  • the compensating volume of the hydraulic chamber 13 serves to compensate for tolerances due to temperature gradients in the component or different coefficients of thermal expansion of the materials used, as well as possible setting effects without influencing the position of the valve closing element 12 to be actuated.
  • the piezoelectric actuator 4, the transmission piston 91, the actuating piston 9, the hydraulic chamber 13, the actuating piston 11 and the valve closing member 12 are arranged one behind the other on a common axis.
  • the actuating piston 11 makes a stroke greater than the actuating piston 9 by the transmission ratio.
  • valve closing element 12 arranged on the end of the valve member 3 facing the valve control chamber 2 interacts with valve seats 14 and 15 formed on the valve body 7.
  • the valve seats 14 and 15 lie in a valve chamber 18 delimited by the valve body 7, in which the valve closing member 12 is also arranged and from which a leakage outlet 19 branches off on the side of the valve seat 14 facing the piezoelectric actuator 4.
  • a leakage outlet 19 branches off on the side of the valve seat 14 facing the piezoelectric actuator 4.
  • Valve seat 14 is the valve chamber 18 via the second valve tilsitz 15 and an outlet throttle 20 connected to the valve control chamber 2 connected to the high pressure supply 17, in which a so-called rail pressure p_R prevails.
  • valve control chamber 2 is only indicated in FIG. 1.
  • An axially displaceable valve control piston (not shown here) is arranged in it.
  • the injection behavior of the fuel injection valve 1 is controlled in a manner known per se.
  • the valve control chamber 2 is connected to an injection line, which is connected to a high-pressure storage chamber, the so-called common rail, which is common to several fuel injection valves.
  • Bore 10 is another cavity 21, which is bounded by the valve body 1, the first piston 9 and a sealing element 22 connected to the first piston 9 and the valve body 7.
  • the sealing element 22 designed in the present case as a bellows-like membrane ensures that the piezoelectric actuator 4 does not come into contact with the fuel contained in the valve chamber 21.
  • a leakage line 23 branches off from the valve chamber 21 in order to discharge leakage liquid.
  • the latter has a filling device which consists of a pressure compensation channel 24.
  • the pressure compensation channel 24 which here has an essentially constant cross section, branches off on the side facing away from the piezoelectric actuator 4. th side of the valve seat 14 from the valve chamber 18, passes through the valve body 1 and opens at the level of the second piston 11 into the bore 10 in which the valve member 3 is guided. The mouth of the pressure equalization channel 24 in
  • the bore 10 is arranged at a distance 1 from the hydraulic chamber 13.
  • This distance 1 to the actual coupler volume that is to say the hydraulic chamber 13, improves the pressure holding capacity when the valve closing member 12 is located on a second valve seat 14 and is therefore called the sealing length i ⁇ .
  • the hydraulic chamber 13 is then filled starting from the mouth of the pressure equalization channel 24 via an annular gap 25 surrounding the actuating piston 11, the one
  • the actuating piston 11 itself has, for example, a diameter AI between 2 mm and 3 mm.
  • the diameter AI corresponds to the diameter A2 of the valve seat 14.
  • the diameter A0 of the first piston 9 is, as already mentioned above, larger
  • the diameter AI of the actuating piston 11 selected as the diameter AI of the actuating piston 11 and, for example, such that the area ratio of the end faces of the pistons 9 and 11 delimiting the hydraulic chamber 13 is between 1.1 and 1.3.
  • the indirect filling of the hydraulic chamber 13 serves to improve the pressure holding capacity in the hydraulic chamber 13 during activation. It is also conceivable that the pressure compensation channel 24 into an annular gap 26 surrounding the piston 9 or directly into the hydraulic
  • the pressure compensation channel 24 ensures that there is essentially the same pressure in the valve chamber 18 and the hydraulic chamber 13.
  • the system pressure p_sys thus essentially corresponds to the rail pressure p_R. This makes it possible for the valve closing member 12 to have a small
  • the coupler pressure i.e. the pressure 13 prevailing in the hydraulic chamber corresponds to the pressure prevailing in the valve chamber 18 without the switching valve inadvertently opening. Only a small increase in pressure in the hydraulic chamber 13 is required to open the switching valve. This is generated by means of the piezoelectric actuator 4.
  • Ring gaps 25 and 26 surrounding the piston make it possible to keep the leakage of the system so low that the quantity balance of the common rail overall system is balanced.
  • the spherical valve closing member 12 is loaded by means of a spring 27, for example a spiral spring, in the direction of the piezoelectric actuator 4 so that the valve closing member 12 lies in the first valve seat 14 when no voltage is applied to the piezoelectric actuator 4, that is to say it is not activated ,
  • a spring 27 directly on the valve closing member 12.
  • it can also engage the actuating piston 11 connected to the valve closing member 12.
  • the fuel injector shown in the single figure of the drawing operates according to the mode of operation described below.
  • valve closing member 12 In the closed state of the fuel injection valve 1, i.e. when there is no voltage at the piezoelectric actuator 4, the valve closing member 12 is in contact with the valve seat 14 assigned to it in the drawing and is, among other things, by the spring 27, which is preloaded in a suitable manner, and pressed against the first valve seat 14 by the rail pressure p_R.
  • the first piston 9, which serves as an actuating piston penetrates into the equalizing volume of the hydraulic chamber 13 and withdraws from it again when the temperature drops, without the position of the valve closing member 12 and thus the opening state of the fuel injection valve 1 is affected in total.
  • the piezoelectric actuator 4 is acted upon by an electrical voltage, so that it experiences a sudden, axially directed ' linear expansion.
  • the piezoelectric actuator 4 is supported by its foot 6 on the valve body 7 and builds up an opening pressure in the hydraulic chamber 13 via the transmission piston 91 and the actuating piston 9.
  • the second piston 11 is moved and thus the valve closing member 12 is pressed out of its upper valve seat 14 into a central position between the two valve seats 14 and 15.
  • the pressure in the hydraulic chamber 13 is essentially the same as in the valve chamber 18, which is ensured by means of the pressure compensation channel 33. Any leakage occurring via the annular gap 29 is compensated for by means of the pressure compensation channel 33.
  • valve closing member 12 In order to move the valve closing member 12 back into a central position after reaching its second valve seat 15, which is lower in the drawing, and thus to achieve a fuel injection again, the voltage applied to the piezoelectric actuator 4 is interrupted. The valve closing member 12 is now moved in the direction of the valve seat 14 by means of the spring 27. A pressure difference that prevails between the valve chamber 18 and the hydraulic chamber 13 when the valve closing member 12 is arranged in the valve seats 14 is then compensated for again by pressing fuel from the pressure compensation channel 33 running in the valve body between the valve chamber 18 and the hydraulic chamber 13 ,
  • the exemplary embodiment described relates to a so-called double-seat valve.
  • the invention is self-evident but also applicable to single-switching valves with only one valve seat.

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Abstract

Es wird ein Ventil zum Steuern von Flüssigkeiten vorgeschlagen, zumindest umfassend eine Aktuator-Einheit (4) zur Betätigung eines in einer Bohrung (10) eines Ventilkörpers (7) axial verschiebbaren Ventilglieds (3), das zumindest ein in einem Ventilraum (18) angeordnetes mit mindestens einem ersten Ventilsitz (14) zusammenwirkendes Ventilschliessglied (12) sowie einen ersten Kolben (9) und einen zweiten Kolben (11) aufweist. Zwischen den Kolben (9, 11) ist eine als hydraulische Übersetzung arbeitende Hydraulikkammer (13) angeordnet, die zum Ausgleich von Leckverlusten eine Befülleinrichtung aufweist, die aus einem Druckausgleichskanal (24) besteht, der im wesentlichen den in dem Ventilraum (18) herrschenden Druck auf die Hydraulikkammer (13) überträgt, so dass ein quasi kraftausgeglichenes Ventil vorliegt.

Description

Hydraulisch übersetztes Ventil
Stand der Technik
Die Erfindung geht von einem Ventil zum Steuern von Flüssigkeiten gemäß der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 näher definierten Art aus .
Derartige Ventile zum Steuern von Flüssigkeiten sind aus der Praxis bekannt. Sie werden z.B. bei KraftstoffInjektoren, insbesondere Common- ail-Inj ektoren, oder auch bei Pumpen von Kraftfahrzeugen in unterschiedlichsten Ausführungen eingesetzt.
Ein derartiges Ventil ist auch aus der EP 0 477 400 AI bekannt. Dieses Ventil wird mittels eines piezoelektrischen Aktors betätigt . Die Auslenkung des Aktors wird über eine als hydraulische Übersetzung und Toleranzausgleichselement dienende Hydraulikkammer auf das Ventilschließglied über- tragen. Die Hydraulikkammer liegt zwischen den Stirnseiten zweier Kolben mit unterschiedlichem Durchmesser, von denen einer, nämlich der mit dem größeren Durchmesser, mit dem piezoelektrischen Aktor verbunden ist, und der andere, nämlich der mit dem kleineren Durchmesser, mit dem Ventil - schließglied verbunden ist. Die Hydraulikkammer ist so aus- gebildet, daß der mit dem Ventilschließglied verbundene
Kolben gegenüber dem mit dem piezoelektrischen Aktor verbundenen Kolben mit größerem Durchmesser einen um das Übersetzungsverhältnis des Kolbendurchmessers vergrößerten Hub macht, wenn der Kolben mit größerem Durchmesser mittels des elektrischen Aktors eine bestimmte Lageveränderung erfährt. Des weiteren können über das Arbeitsvolumen der Hydraulikkammer Toleranzen, z.B. aufgrund unterschiedlicher Temperaturausdehnungskoeffizienten der eingesetzten Materialien, sowie gegebenenfalls auftretende Setzeffekte ausgeglichen werden, ohne'idaß sich die Position des Ventilschließglieds ändert .
Das hydraulische System, insbesondere der hydraulische Koppler, weist einen sogenannten Systemdruck auf, der die Funktion derartiger Ventile sicherstellt. Dieser kann aufgrund von Leckage abfallen. Daher ist eine hinreichende Nachfüllung von Hydraulikflüssigkeit erforderlich.
Die Befüllung des Systemdruckbereiches wird z.B. bei aus der Praxis bekannten Common-Rail-Injektoren, bei denen der
Systemdruck zweckmäßig im Ventil selbst erzeugt wird und auch bei einem Systemstart möglichst konstant gehalten wird, durch Zuführung von Hydraulikflüssigkeit realisiert. Die Befüllung erfolgt häufig über Leckspalten, die durch Leck- bzw. Befüllstifte dargestellt werden. Die Einstellung des Systemdrucks erfolgt in der Regel mittels eines Ven- tils. Der Systemdruck kann beispielsweise auch bei mehreren Common-Rail -Ventile konstant gehalten werden.
Da der piezoelektrische Aktor bei den bekannten Ventilen der eingangs genannten Art gegen einen im Ventilraum herrschenden großen Druck arbeiten muß, ist die Aktuator- Einheit entsprechend groß auszulegen. Die bisherige Auslegung der hydraulischen Übersetzung ist durch ein Flächenverhältnis zwischen Kolben und Sitz des Ventils von ca. 10:1 gekennzeichnet. Dadurch ist der maximal mögliche Hydraulikkopplerdruck auf ein Zehntel des in dem gemeinsamen Hochdruckraum (Common-Rail) herrschenden Druckes begrenzt. Die Einstellung und Prüfung des einzustellenden hydraulischen Kopplerdruckes ist jedoch aufwendig und kosteninten- siv.
Vorteile der Erfindung
Das vorgeschlagene Ventil zur Steuerung von Flüssigkeiten mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 hat demgegenüber den Vorteil, daß ein quasi kraftausgeglichenes Schaltventil vorliegt, dessen hydraulische Übersetzung kostengünstig realisierbar ist und zudem über eine integrierte Systemdruckversorgung verfügt .
Des weiteren liegt eine robuste Systemdruckversorgung vor, die auch gegenüber unter Umständen in dem Kraftstoff vorliegenden Partikeln unempfindlich ist, da die im Fall einer Leckage erforderliche Befüllung der Hydraulikkammer im Ne- benstrom erfolgt. Ein weiterer wesentlicher Vorteil des Ventils nach der Erfindung liegt darin, daß aufgrund des mittels des Druckausgleichskanals erfolgenden Druckausgleichs zwischen der Hydraulikkammer und dem Ventilraum ein gegenüber den Ventilen nach dem Stand der Technik geringeres Kraftvermögen der Ak- tuator-Einheit erforderlich ist. Damit ist beispielsweise auch der Einsatz piezoelektrischen Aktoren mit geringer Baugröße möglich.
Nach einer bevorzugten Ausführungsform des Ventils nach der Erfindung zweigt der Druckausgleichskanal von dem Ventil- räum ab. Er mündet vorzugsweise in Höhe des zweiten Kolbens in die Bohrung zur Führung des Ventilglieds. Dies ist eine besonders kostengünstige Ausführungsform, denn ein derartig ausgebildeter Druckausgleichskanal ist ohne weiteres in dem Ventilkörper integrierbar.
Um dem System ein gutes Druckhaltevermögen zu verleihen, mündet der Druckausgleichskanal zweckmäßig beabstandet von der Hydraulikkammer in die Bohrung zur Führung des Ventil- glieds .
Um den Hydraulikkopp1erdruck auf den Druck im Ventilräum einstellen zu können, entspricht der Durchmesser des zwei- ten Kolbens vorteilhaft im wesentlichen dem Durchmesser des ersten Ventilsitzes. Es kann dabei nicht zu einem versehentlichen Öffnen des Ventils kommen. Zum Öffnen des 'Ventils ist aber nur -ein geringer Druckanstieg in dem Kopplervolumen erforderlich. Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen des Gegenstandes nach der Erfindung sind der Beschreibung, der Zeichnung und den Patentansprüchen entnehmbar.
Zeichnung
Ein Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Ventils zur Steuerung von Flüssigkeiten ist in der Zeichnung schematisch dargestellt und wird in der nachfolgenden Beschrei- bung näher erläutert.
Die einzige Figur der Zeichnung zeigt eine schematische, ausschnittsweise Darstellung eines Ausführungsbeispiels des Ventils nach der Erfindung in Verbindung mit einem Kraftstoffeinspritzventil für Brennkraftmaschinen im Längs- schnitt.
Beschreibung des Ausführungsbeispiels
In der Figur ist ein Ventil nach der Erfindung dargestellt, das Bestandteil eines Kraftstoffeinspritzventils 1 für Brennkraftmaschinen von Kraf fahrzeugen ist. Das Kraftstoffeinspritzventil 1 ist im vorliegenden Fall ein Common- Rail-Inj ektor zur Einspritzung von vorzugsweise Dieselkraftstoff. Gesteuert wird die Kraftstoffeinspritzung über den in einem Ventilsteuerraum 2 herrschenden Druck. Der
Ventilsteuerraum 2 ist mit einer hier nicht dargestellten Hochdruckversorgung verbunde .
Die Betätigung des Kraftstoffeinspritzventils 1 erfolgt über ein Ventilglied 3, das in einer Bohrung 10 eines Ventilkörpers 7 geführt ist. Das Ventilglied 3 wird wiederum über eine hier als piezoelektrischer Aktor 4 ausgebildete Aktuator-Einheit angesteuert. Der piezoelektrische Aktor 4 liegt auf der ventilsteuerraum- und brennraumabge andten Seite des Ventilgliedes 3 und besteht in üblicher Weise aus mehreren Schichten. Auf der dem Ventilglied 3 zugewandten Seite hat der piezoelektrische Aktor 4 einen Aktor-Kopf 5 und auf der dem Ventilglied 3 abgewandten Seite einen Aktor-Fuß 6, welcher sich an einer Wand des Ventilkörpers 7 abstützt .
An den Aktor-Kopf 5 schließt sich über ein Auflager 8 ein Übertragungskolben 91 an, der wiederum mit einem ersten Kolben 9 größeren Durchmessers verbunden ist, der dem Ventilglied 3 zugeordnet ist.
Das Ventilglied 3, das in der Längsbohrung 10 des Ventilkörpers 7 axial beweglich eingepaßt ist, weist neben dem ersten Kolben 9 einen zweiten Kolben 11 auf, der ein kugelförmiges Ventilschließglied 12 betätigt und im folgenden daher auch als Betätigungskolben bezeichnet wird. Der
Durchmesser AI des zweiten Kolbens 11 ist geringer als der Durchmesser A0 des ersten Kolbens 9.
Die Kolben 9 und 11 sind durch eine hydraulische Überset- zung, die aus einer Hydraulikkammer 13 besteht und die Aus- lenkung des piezoelektrischen Aktors 4 über den ersten Kolben 9, den sogenannten Stellkolben, -auf den Betätigungskolben und damit auf das Ventilschließglied 12 überträgt, voneinander getrennt. Die Hydraulikkammer 13, in der ein Systemdruck p_sys herrscht, schließt zwischen den beiden sie begrenzenden Kolben 9 und 11 ein gemeinsames Ausgleichsvolumen ein. Das Ausgleichsvolumen der Hydraulikkammer 13 dient zum Ausgleich von Toleranzen aufgrund von Temperaturgradienten in dem Bauteil oder unterschiedlichen Temperaturausdehnungskoeffizienten der eingesetzten Materialien sowie eventueller Setzeffekte ohne Beeinflussung der Lage des zu betätigenden Ventilschließgliedes 12.
Der piezoelektrische Aktor 4, der Übertragungskolben 91, der Stellkolben 9, die Hydraulikkammer 13, der Betätigungskolben 11 und das Ventilschließglied 12 liegen hintereinander angeordnet auf einer gemeinsamen Achse .
Aufgrund der unterschiedlichen Durchmesser der Kolben 9 und 11 und des dadurch vorgegebenen Übersetzungsverhältnis der Hydraulikkammer 13 macht der Betätigungskolben 11 bei Betätigung des piezoelektrischen Aktors 4 einen um das Überset- zungsverhältnis größeren Hub als der Stellkolben 9.
Das an dem den Ventilsteuerraum 2 zugewandten Ende des Ventilgliedes 3 angeordnete, kugelartige Ventilschließglied 12 wirkt mit an dem Ventilkörper 7 ausgebildeten Ventilsitzen 14 und 15 zusammen. Die Ventilsitze 14 und 15 liegen in einem von dem Ventilkörper 7 begrenzten Ventilraum 18, in dem auch das Ventilschließglied 12 angeordnet ist und von dem auf der dem piezoelektrischen Aktor 4 zugewandten Seite des Ventilsitzes 14 ein Leckage-Abi uf anal 19 abzweigt. Auf der dem piezoelektrischen Aktor 4 abgewandten Seite des
Ventilsitzes 14 ist der Ventilraum 18 über den zweiten Ven- tilsitz 15 sowie eine Ablaufdrossel 20 mit dem mit der Hochdruckversorgung 17 verbundenen Ventilsteuerraum 2 verbunden, in dem ein sogenannter Raildruck p_R herrscht.
Der Ventilsteuerraum 2 ist in Figur 1 lediglich angedeutet. In ihm ist ein hier nicht näher dargestellter axial verschiebbarer Ventilsteuerkolben angeordnet. Durch dessen axiale Bewegung wird das Einspritzverhalten des Kraftstoffeinspritzventils 1 auf an sich bekannte Art gesteuert. Der Ventilsteuerraum 2 ist wie üblich mit einer Einspritzleitung verbunden, die mit einem für mehrere Kraftstoffein- spritzventile gemeinsamen Hochdruckspeicherraum, dem sogenannten Common-Rail, verbunden ist.
An dem dem piezoelektrischen Aktor 4 zugewandten Ende der
Bohrung 10 liegt ein weiterer Hohlraum 21, der von dem Ventilkörper 1 , dem ersten Kolben 9 sowie einem mit dem ersten Kolben 9 und dem Ventilkörper 7 verbundenen Dichtelement 22 begrenzt ist. Das im vorliegenden Fall als faltenbalgartige Membran ausgebildete Dichtelement 22 gewährleistet, daß der piezoelektrische Aktor 4 nicht mit dem in dem Ventilraum 21 enthaltenen Kraftstoff in Berührung kommt. Zur Abführung von Leckage-Flüssigkeit zweigt eine Leckage-Leitung 23 von dem Ventilraum 21 ab.
Um Leckage-Verluste der Hydraulikkammer 13 bei einer Betätigung des Kraftstoffeinspritzventils 1 auszugleichen, verfügt letztere über eine Befülleinrichtung, die aus einem Druckausgleichskanal 24 besteht. Der Druckausgleichskanal 24, der hier einen im wesentlichen konstanten Querschnitt hat, zweigt auf der dem piezoelektrischen Aktor 4 abgewand- ten Seite des Ventilsitzes 14 von dem Ventilraum 18 ab, durchläuft den Ventilkörper 1 und mündet in Höhe des zweiten Kolbens 11 in die Bohrung 10, in der das Ventilglied 3 geführt ist. Die Mündung des Druckausgleichskanals 24 in
-5 die Bohrung 10 ist in einem Abstand 1 von der Hydraulikkammer 13 angeordnet. Dieser Abstand 1 zu dem eigentlichen Kopplervolumen, also der Hydraulikkammer 13, verbessert das Druckhaltevermögen, wenn sich das Ventilschließglied 12 an .seinem zweiten Ventilsitz 14 befindet, und wird daher iθ Dichtlänge genannt.
Die Befüllung der Hydraulikkammer 13 erfolgt dann ausgehend von der Mündung des Druckausgleichskanals 24 über einen den Betätigungskolben 11 umgebenden Ringspalt 25, der eine
15 Breite von etwa 1 bis 1,3 μm aufweisen kann. Der Betätigungskolben 11 selbst hat beispielsweise einen Durchmesser AI zwischen 2 mm und 3 mm. Der Durchmesser AI entspricht dem Durchmesser A2 des Ventilsitzes 14. Der Durchmesser A0 des ersten Kolbens 9 ist, wie oben bereits erwähnt, größer
20 als der Durchmesser AI des Betätigungskolbens 11 und beispielsweise so gewählt, daß das Flächenverhältnis der die Hydraulikkammer 13 begrenzenden Stirnflächen der Kolben 9 und 11 zwischen 1,1 und 1,3 liegt.
25 Die indirekte Befüllung der Hydraulikkammer 13 dient in jedem Fall einer Verbesserung des Druckhaltevermögens in der Hydraulikkammer 13 während der Ansteuerung. Denkbar ist es auch, daß der Druckausgleichskanal 24 in einen den Kolben 9 umgebenden Ringspalt 26 oder aber direkt in die Hydraulik-
30 kammer 13 mündet. Der Druckausgleichskanal 24 gewährleistet, daß in dem Ventilraum 18 und der Hydraulikkammer 13 im wesentlichen der gleiche Druck herrscht. Der Systemdruck p_sys entspricht also im wesentlichen dem Raildruck p_R. Dadurch ist es mög- lieh, daß das Ventilschließglied 12 mit einem geringen
Kraftaufwand mittels des piezoelektrischen Aktors 4 betätigt werden kann. Es liegt also ein -quasi kraftausgeglichenes Schaltventil vor.
Dadurch, daß der Durchmesser AI dem Durchmesser A2 entspricht, kann der Kopplerdruck, d.h. der in der Hydraulikkammer herrschende Druck 13, dem in dem Ventilraum 18 herrschenden Druck entsprechen, ohne daß das Schaltventil versehentlich öffnet. Zum Öffnen des Schaltventils ist nur ein geringer Druckanstieg in der Hydraulikkammer 13 erforderlich. Dieser wird mittels des piezoelektrischen Aktors 4 erzeugt .
Die Kombination kleiner Kolbendurchmesser im Bereich zwi- sehen 2 mm und 3 mm und Dichtspalthöhen (Breite der die
Kolben umgebenden Ringspalte 25 und 26) zwischen 1 μm und 1,3 μm erlaubt es, die Leckage des Systems so niedrig zu halten, daß die Mengenbilanz des Common-Rail -Gesamtsystems ausgeglichen ist.
Das kugelförmige Ventilschließglied 12 ist mittels einer Feder 27, z.B. einer Spiralfeder, in Richtung des piezoelektrischen Aktors 4 so belastet, daß das Ventilschließglied 12 in dem ersten Ventilsitz 14 liegt, wenn an dem piezoelektrischen Aktor 4 keine Spannung angelegt ist, dieser also nicht aktiviert ist. Im vorliegenden Fall liegt die Feder 27 direkt an dem Ventilschließglied 12 an. Sie kann aber auch an dem mit dem Ventilschließglied 12 verbundenen Betätigungskolben 11 angreifen.
Das in der einzigen Figur der Zeichnung dargestellte Kraftstoffeinspritzventil arbeitet gemäß nachfolgend beschriebener Funktionsweise.
In geschlossenem Zustand des Kraftstoffeinspritzventils 1, d.h., wenn keine Spannung an dem piezoelektrischen Aktor 4 anliegt, liegt das Ventilschließglied 12 an dem ihm zugeordneten, in der Zeichnung oberen Ventilsitz 14 an und wird u.a. von der Feder 27, die auf geeignete Weise vorgespannt ist, und durch den Raildruck p_R gegen den ersten Ventil- sitz 14 gepreßt.
Im Falle einer langsamen Betätigung, z.B. infolge temperaturbedingter Längenänderungen des piezoelektrischen Aktors 4 und weiterer Ventilbauteile, dringt der als Stellkolben dienende erste Kolben 9 in das Ausgleichsvolumen der Hydraulikkammer 13 ein und zieht sich aus dieser bei einer Temperaturerniedrigung wieder zurück, ohne daß die Stellung des Ventilschließgliedes 12 und damit der Öffnungszustand des Kraftstoffeinspritzventils 1 insgesamt betroffen wird.
Zur Öffnung des Ventils, d.h., wenn mittels des Kraft - Stoffeinspritzventils 1 Kraftstoff beispielsweise in eine Brennkraftmaschine eingespritzt werden soll, wird der piezoelektrische Aktor 4 mit einer elektrischen Spannung be- aufschlagt, so daß dieser eine schlagartige axial gerichtete 'Längenausdehnung erfährt. Der piezoelektrische Aktor 4 stützt sich dabei über seinen Fuß 6 an dem Ventilkörper 7 ab und baut über den Übertragungskolben 91 und den Stell - kolben 9 einen Öffnungsdruck in der Hydraulikkammer 13 auf. Mittels der aus der Hydraulikkammer 13 bestehenden hydrau- lischen Übersetzung wird so der zweite Kolben 11 bewegt und damit das Ventilschließglied 12 aus seinem oberen Ventilsitz 14 in eine Mittelstellung zwischen den beiden Ventilsitzen 14 und 15 gedrückt. Im Zeitpunkt der Aktivierung des piezoelektrischen Aktors herrscht in der Hydraulikkammer 13 im wesentlichen der gleiche Druck wie in dem Ventilraum 18, was mittels des Druckausgleichskanals 33 gewährleistet wird. Eine etwaige über den Ringspalt 29 erfolgende Leckage wird mittels des Druckausgleichskanals 33 ausgeglichen.
Um das Ventilschließglied 12 nach Erreichen seines z:weiten, in der Zeichnung unteren Ventilsitzes 15 wieder rückwärts in eine Mittelstellung zu bewegen und so abermals eine Kraftstoffeinspritzung zu erreichen, wird die am piezoelektrischen Aktor 4 anliegende Spannung unterbrochen. Mittels der Feder 27 wird nun das Ventilschließglied 12 in Richtung des Ventilsitzes 14 bewegt. Eine Druckdifferenz, die zwischen dem Ventilraum 18 und der Hydraulikkammer 13 herrscht, wenn das Ventilschließglied 12 in dem Ventilsitze 14 angeordnet ist, wird dann mittels einer Nachdrückens von Kraftstoff aus dem in dem Ventilkörper verlaufenden Druckausgleichskanal 33 zwischen dem Ventilraum 18 und der Hydraulikkammer 13 wieder ausgeglichen.
Das beschriebene Ausführungsbeispiel bezieht sich auf ein sogenanntes Doppelsitzventil. Die Erfindung ist selbstver- ständlich aber auch auf einfach schaltende Ventile mit nur einem Ventilsitz anwendbar.
Es versteht sich auch, daß die Erfindung nicht nur bei den hier als bevorzugtes Einsatzgebiet beschriebenen Common- Rail -Injektoren "Anwendung finden kann, sondern generell bei Kraftstoffeinspritzventilen oder auch in weiteren hydraulisch übersetzten Systemen mit Piezo- oder Magnetsteller in anderen Umfeldern wie z.B. bei Pumpen verwirklicht werden kann .

Claims

Patentansprüche
1. Ventil zum Steuern von Flüssigkeiten, zumindest umfassend eine Aktuator-Einheit (4) , insbesondere eine piezoelektrische Einheit, zur Betätigung eines in einer Bohrung (10) eines Ventilkörpers (7) axial verschiebbaren Ventilglieds (3), das zumindest ein in einem Ventilraum (18) angeordnetes mit mindestens einem ersten Ventilsitz (14) zusammenwirkendes Ventilschließglied (12) sowie einen ersten Kolben (9) und einen zweiten Kolben (11) aufweist, zwischen denen eine als hydraulische Übersetzung arbeitende Hydraulikkammer (13) angeordnet ist, die zum
Ausgleich von Leckverlusten eine Befülleinrichtung (24) aufweist, dadurch gekennzeichnet, daß die Befülleinrichtung im wesentlichen aus einem Druckausgleichskanal (24) besteht, mittels dem ein in dem Ventilraum (18) herr- sehender Druck auf die Hydraulikkammer (13) übertragbar ist .
2. Ventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Druckausgleichskanal (24) einen im wesentlich konstanten Querschnitt aufweist.
3. Ventil nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Druckausgleichskanal (24) von dem Ventilraum (18) abzweigt.
4. Ventil nach einem der Ansprüche 1 bis 3 , dadurch gekennzeichnet, daß der Druckausgleichskanal (24) in Höhe des zweiten Kolbens (11) in die Bohrung (10) zur Führung des Ventilglieds (3) mündet.
5. Ventil nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Mündung des Druckausgleichskanals (24) in die Bohrung
(10) zur Führung des Ventilglieds (3) von der Hydraulikkammer (13) beabstandet ist.
6. Ventil nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Durchmesser (AI) des zweiten Kolbens
(11) im wesentlichen dem Durchmesser (A2) des ersten Ventilsitzes (14) entspricht.
7. Ventil nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Flächenverhältnis der die Hydaulikkam- mer (13) begrenzenden Stirnflächen der beiden Kolben (9, 11) zwischen 1,1 und 1,3 liegt.
8. Ventil nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Kolben (11) einen Durchmesser von wenigstens annähernd 2 mm bis 3 mm aufweist.
9. Ventil nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekenn- zeichnet, daß den zweiten Kolben (11) ein Ringspalt (30) mit einer Breite von wenigstens annähernd zwischen 1 μm und 1,3 μm umgibt .
10. Ventil nach einem der Ansprüche 1 bis 9, gekennzeichnet durch eine Feder (27) , die das Ventilschließglied (12) in Richtung der Aktuator-Einheit (4) so belastet, daß das Ventilschließglied (12) bei unbetätigter Aktuator- Einheit (4) in seinem ersten Ventilsitz (14) liegt.
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