EP1521930A1 - Druckentlastungsventil - Google Patents

Druckentlastungsventil

Info

Publication number
EP1521930A1
EP1521930A1 EP03714673A EP03714673A EP1521930A1 EP 1521930 A1 EP1521930 A1 EP 1521930A1 EP 03714673 A EP03714673 A EP 03714673A EP 03714673 A EP03714673 A EP 03714673A EP 1521930 A1 EP1521930 A1 EP 1521930A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
inlet
pressure
piston
relief valve
pressure relief
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Withdrawn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
EP03714673A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Peter Boehland
Godehard Nentwig
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 EP1521930A1 publication Critical patent/EP1521930A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • 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
    • F02M63/02—Fuel-injection apparatus having several injectors fed by a common pumping element, or having several pumping elements feeding a common injector; Fuel-injection apparatus having provisions for cutting-out pumps, pumping elements, or injectors; Fuel-injection apparatus having provisions for variably interconnecting pumping elements and injectors alternatively
    • F02M63/0225—Fuel-injection apparatus having a common rail feeding several injectors ; Means for varying pressure in common rails; Pumps feeding common rails
    • F02M63/023—Means for varying pressure in common rails
    • F02M63/0235—Means for varying pressure in common rails by bleeding fuel pressure
    • F02M63/025—Means for varying pressure in common rails by bleeding fuel pressure from the common rail
    • 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
    • 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
    • F02M63/005—Pressure relief valves
    • F02M63/0052—Pressure relief valves with means for adjusting the opening pressure, e.g. electrically controlled
    • 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
    • F02M63/02—Fuel-injection apparatus having several injectors fed by a common pumping element, or having several pumping elements feeding a common injector; Fuel-injection apparatus having provisions for cutting-out pumps, pumping elements, or injectors; Fuel-injection apparatus having provisions for variably interconnecting pumping elements and injectors alternatively
    • F02M63/0225—Fuel-injection apparatus having a common rail feeding several injectors ; Means for varying pressure in common rails; Pumps feeding common rails
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K17/00—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves
    • F16K17/02—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side
    • F16K17/04—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded
    • F16K17/0406—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded in the form of balls
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T137/00—Fluid handling
    • Y10T137/7722—Line condition change responsive valves
    • Y10T137/7837—Direct response valves [i.e., check valve type]
    • Y10T137/7904—Reciprocating valves
    • Y10T137/7922—Spring biased
    • Y10T137/7927—Ball valves
    • Y10T137/7928—With follower

Definitions

  • Ball valves For pressure control and overpressure protection of pressurized systems, pressure relief valves in the form of ball valves are often used, the ball of which is pressed against a seat by a spring. Ball valves have the advantage that they seal the seat securely and leak-free even at high pressures, such as are typical for diesel injection systems.
  • Ball valves are used in the prior art, for example, in pressure regulating valves for storage fuel injection systems in Bremil rafting machines.
  • a pressure control valve is known, for example, from the specialist book Diesel Engine Management, 2nd edition, Verlag Vi ⁇ weg, 1998, pages 270, 271.
  • the task of such a pressure valve is to set and maintain the pressure in a fuel accumulator as a function of the load state of the engine.
  • Two control loops are used for this, a slower electrical one using an electromagnet and a faster mechanical one using a ball valve.
  • the slow control loop sets a variable mean pressure value in the high-pressure accumulator and the fast control loop balances high-frequency pressure fluctuations.
  • FIG. 1 shows schematically a ball of a ball valve, which seals an opening 2 in the closed state of the valve. A high pressure prevails in the opening 2, which exerts a force in the opening direction 3 on the ball 1. This static pressure drops sharply in the region of the valve seat shown enlarged in FIG. 1. For example, a pressure drop in this area A from 10 8 Pa to 10 ° Pa was calculated by simulations.
  • This pressure drop results in a drop in force with the stroke of the ball 1 when the ball valve is opened, typically of 30 to 60% of the hydrodrostatic force which acts on the ball 1 in the closed state.
  • the reduced force on the valve results in a small valve lift, which limits the flow.
  • the ball valve according to the invention avoids the disadvantages occurring in the prior art and makes it possible to achieve a valve function which is improved with regard to the stroke pressure curve. It is advantageously possible to compensate for the drop in force described above on the closing element of a pressure relief valve, in particular on the ball of a ball valve, via the stroke. The flow through the valve can be increased considerably. At the same time, additional properties such as a switching hysteresis can be realized.
  • the pressure relief valve according to the invention can be implemented easily and without high manufacturing costs.
  • a pressure relief valve with a closing element which can be displaced axially in the opening direction against the force acting in the closing direction of a closing spring in a bore, the closing element being in contact with a valve seat and closing an inlet when the pressure relief valve is closed, and also a piston is integrated into the inlet, which is connected to the closing element via a connecting element and is axially displaceable in the inlet.
  • the pressure relief valve according to the invention is preferably a ball valve with a spherical closing element.
  • other forms of closing elements are also possible, for example a plate-shaped, conical or a piston-shaped closing element.
  • the present invention furthermore relates to a pressure control valve comprising a pressure relief valve according to the invention with a piston-shaped valve member which is axially displaceable in a bore and which acts on the closing element, wherein an electromagnet can exert a force in the opening or closing direction on the closing element in addition to the closing spring via the valve member ,
  • Such a pressure relief valve is preferably used to regulate the pressure in a high-pressure fuel accumulator or at the outlet of a high-pressure fuel pump in an internal combustion engine with a storage fuel injection system.
  • FIG. 1 shows a schematic illustration of a ball valve from the prior art
  • FIG. 2 shows a pressure relief valve according to the invention in the closed and in the open state
  • FIG. 3 shows a further embodiment of a pressure relief valve according to the invention
  • FIG. 4 shows a pressure control valve according to the invention
  • Figure 5 shows the pressure in a rail and before a pressure control valve according to the invention and the stroke of the closing element of this pressure control valve and
  • Figure 6 shows the pressure and the stroke during an opening and closing process of a pressure control valve according to the invention with hysteresis. variants
  • Figure 2 shows a section through an inventive pressure relief valve in the closed and in the open state.
  • FIG. 1 In the left half of Figure 2, a closed, an open pressure relief valve is shown in the right half.
  • the pressure relief valve comprises a spherical closing element 4 which, when the valve is closed, closes an opening 2 adjacent to a valve seat 5.
  • the opening 2 opens into an inlet 7 on its side facing away from the closing element 4.
  • a piston 8 is integrated into the inlet 7, which piston rests on the closing element 4 via a connecting element 9 running through the opening 2.
  • a guide element 10 between the connecting element 9 and the piston 8.
  • the piston 8 is connected to the filling element 10, the guide element 10 guiding the piston 8 in the inlet 7 ,
  • a polygonal guide preferably serves as the guide element 10, as shown in section B-B through the guide element 10 in the right half of FIG.
  • the filling element 10 does not represent a throttle point in the present invention.
  • indentations 11 for example, enable rapid pressure equalization between the two sides of the guide element 10.
  • the piston 8 creates an annular gap 12 between its outer surface and the inlet outer surface, which represents a throttle.
  • a fluid the pressure of which regulates the pressure relief valve, constantly exerts pressure on the closing element 4 in the opening direction via the opening 2.
  • the closing element 4 is pressed into the valve seat 5 by the force of a closing spring 13 (not shown) and possibly by further forces acting in the closing direction. If the hydrostatic force of the fluid, which acts on the seat surface of the closing element 4 in the opening direction, exceeds the spring force of the (not shown) closing spring 13 plus other forces acting on the closing element 4 in the closing direction, the closing element 4 moves out of its seat 5 The fluid then flows out of the opening 2 along the valve seat 5.
  • the static pressure in the first inlet space 14 drops because the flow through the annular gap 12 is throttled.
  • the pressure in the first inlet space 14 drops even further and the pressure difference between the two inlet spaces 14, 15 reinforces the opening effect until a force acting in the closing direction on the closing element 4 exceeds the force acting in the opening direction and the closing element 4 again Valve seat 5 moves.
  • This sufficiently high force acting in the closing direction can be generated, for example, by the progression of the closing spring 13 (not shown).
  • the inlet has 7 regions with different inlet diameters.
  • the piston 8 projects at least with part of its length a into a further region of the inlet 7 with a smaller inlet diameter when the pressure relief valve is closed.
  • the piston 8 moves into the area of the inlet 7 with the larger inlet diameter.
  • the annular gap 12 is initially narrow when the valve is closed (left half of FIG.
  • the spring force does not exceed (show) closing spring 13 plus any other forces acting in the closing direction, the opening forces on piston 8 and closing element 4, so that the pressure relief valve closes.
  • the area of the inlet 7 with the smaller inlet diameter merges step-wise into the area of the inlet 7 with the larger inlet diameter (step 16).
  • the piston 8 has a piston diameter which is smaller in a part of the piston 8 facing the closing element 4 than in a part of the piston 8 facing away from the closing element 4.
  • the piston consequently has, for example the shape of a truncated cone. This shape influences the opening and closing behavior of the pressure relief valve.
  • the flow cross section of the annular gap throttle 12 increases uniformly with the stroke.
  • the pressure difference between the first inlet space 14 and the second inlet space 15 decreases to the same extent.
  • the closing behavior of the pressure relief valve according to the invention can be influenced by coordinating the piston diameter in relation to the diameter of the valve seat 5.
  • the piston 8 has a (maximum) piston diameter which is larger than the diameter of the valve seat 5. If the piston diameter significantly exceeds the seat diameter, hysteresis occurs when the pressure relief valve is closed, i.e. the pressure relief valve closes at a pressure level of the fluid which is below the opening pressure.
  • FIG. 3 shows a section through a further preferred embodiment of a pressure relief valve according to the invention.
  • this pressure relief valve largely corresponds to the pressure relief valve shown in FIG. 2.
  • a spherical closing element 4 is connected to a piston 8 in the inlet 7 via a connecting element 9 running through an opening 2 and a guide element 10.
  • the inlet 7 has a part facing the opening 2 with a larger inlet diameter di, which merges into a part with a smaller inlet diameter d 2 .
  • the inlet 7 widens in a conical transition region 17 from the smaller inlet diameter d 2 to the larger inlet diameter d ⁇ .
  • the conical transition area 17 reduces the additional opening force when the piston is bens 8 from the second inlet space 15 (in contrast to the step-shaped transition area) evenly.
  • Figure 4 shows a section through an inventive pressure control valve.
  • the pressure regulating valve is provided, for example, for setting the pressure in a fuel reservoir (not shown) of a common rail injection system.
  • the pressure control valve has a valve body 18 in which a bore 19 is formed.
  • a piston-shaped valve member 20 is arranged axially displaceably in the bore 19.
  • the Ventilkö ⁇ er 18 also has an annular space 21 in which an electromagnet 22 is arranged with a coil winding.
  • a magnet armature 23 is connected to one end of the valve member 20, the volume of which is partially enclosed by the annular space 21 with the electromagnet 22.
  • the bore 19 has an area with an enlarged diameter, into which a valve housing 6 of a pressure relief valve according to the invention is inserted.
  • the opening 2 and the inlet 7 of this pressure relief valve according to the invention are arranged coaxially with the bore 19 in the pressure control valve.
  • the end region 24 of the valve member 20 facing away from the magnet armature 23 tapers conically.
  • a closing spring 13 arranged coaxially to the valve member 20 is supported on the one hand on the magnet armature 23 and on the other hand on an insert 25 in the valve body 18. The closing spring 13 is pretensioned and causes a constant force in the closing direction 26 on the valve member 20, which in turn presses on a spherical closing element 4 of the pressure relief valve in the closing direction 26.
  • the closing element 4 When the electromagnet 22 is not energized, only the closing force of the closing spring 13 acts on the closing element 4 via the valve member 20 and presses it against its valve seat 5. Via the inlet 7, the closing element 4 is depressurized, for example in a ( (not shown) prevails, acted upon, which generates a force counteracting the force of the closing spring 13 on the closing element 4. If this force generated by the pressure in the opening direction 3 exceeds the closing spring force, the closing element 4 is lifted off the valve seat 5 and, together with the valve member 20 and the magnet armature 23 on the one hand, and the connecting element 9, the guide element 10 and the piston 8 on the other hand, is displaced in the opening direction 3.
  • the opening force increases according to the invention in the manner explained above by the force on the piston 8.
  • Fluid for example fuel
  • the energized electromagnet 22 counteracts the spring force of the closing spring in the opening direction. If the electromagnet 22 is not energized, a very high pressure is required in the inlet 7 to open the pressure control valve, which is determined by the force of the closing spring 13. To reduce the pressure required for opening, the electromagnet 22 is energized.
  • the magnetic force exerted by the electromagnet 22 on the magnet armature 23 is regulated by the current strength through the electromagnet. The regulation takes place via a control device (not shown) which adjusts a current intensity as a function of the pressure required in the system connected to the inlet (for example fuel accumulator).
  • the energized electromagnet 22 acts together with the spring force of the closing spring 13 in the closing direction 26 on the closing element 4. If the electromagnet 22 is not energized, a pressure in the inlet 7 is sufficient to open the pressure regulating valve , which is determined only by the force of the closing spring 13. The electromagnet 22 is energized to increase the pressure required for opening. Then, in addition to the force of the closing spring 13, the magnetic force acting on the magnet armature 23, which is transmitted through the valve member 20, also acts on the closing element 4 in the closing direction 26. Only when the opening force due to the pressure in the inlet 7 does this through Closing spring 13 and the electromagnet 22 generated force exceeds the pressure relief valve opens.
  • a variant of a pressure control valve is also conceivable, in which a spring acts in the opening direction and an energized electromagnet acts in the closing direction.
  • FIG. 5 shows the pressure in a fuel accumulator (rail) and the pressure upstream of a pressure control valve according to the invention in the upper part and the stroke of the closing element of the pressure control valve in the lower part.
  • the pressure p is plotted in bar on the y-axis and the time t in ms on the x-axis.
  • the graph shows two curves.
  • Curve 28 shows the development of the pressure in a fuel accumulator, which is regulated by a pressure control valve according to the invention.
  • the pressure upstream of the pressure control valve (in its opening 2) shows curve 29.
  • a rail of a diesel injection system was simulated, into which a constant flow rate of 350 1 h was pumped.
  • the target opening pressure of the valve which results from the magnetic force and the closing spring force, is 1700 bar. The valve opens correctly at this pressure.
  • the stroke 30 increases due to the opening force on the closing element and on the piston connected to it in the inlet of the pressure control valve until the progression of the closing spring and the cross-sectional widening in the inlet lead to the opening force starting from a certain stroke of the closing element ( here 0.2 mm) decreases again and thus the stroke.
  • the stroke then decreases until the opening force increases again (for example due to the high pressure on the piston in the narrower part of the inlet).
  • a pressure of approximately 1950 bar can be maintained in the rail after a pressure peak of approximately 2050 bar. Without the pressure regulating piston, the valve would open with a significantly smaller stroke due to the drop in force on the ball. This would result in a pressure of approx. 3300 bar in the rail.
  • FIG. 6 shows the pressure and the stroke during an opening and closing process of a pressure control valve according to the invention with hyteresis.
  • the pressure p in bar is plotted against the time t in ms in the upper part of FIG.
  • Curve 31 shows the pressure curve in the rail, curve 32 the pressure curve upstream of the pressure control valve according to the invention.
  • the course of the stroke of the closing element of this pressure control valve as a function of the time t is plotted in ms in the lower part of FIG.
  • the valve opens at a wheel pressure 31 of approximately 1700 bar.
  • the wheel pressure 31 drops after the pressure peak of approx. 2050 bar with the valve open until it reaches the closing point 34, at which the pressure control valve closes.
  • the adjustment of the piston diameter relative to the seat diameter is selected so that the valve closes again with a low hysteresis at just over 1600 bar. Without a pressure control piston, the valve would close at 1700 bar without hysteresis.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Safety Valves (AREA)
  • Fuel-Injection Apparatus (AREA)
  • Magnetically Actuated Valves (AREA)

Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf ein Druckentlastungsventil mit einem Schließelement (4), das gegen die in Schließrichtung (26) wirkende Kraft einer Schließfeder (13) in einer Bohrung axial in Öffnungsrichtung (3) verschiebbar ist, wobei das Schließelement (4) bei geschlossenem Druckentlastungsventil an einem Ventilsitz (5) anliegt und einen Zulauf (7) verschließt und wobei ein Kolben (8) in den Zulauf (7) integriert ist, der über ein Verbindungselement (9) mit dem Schließelement (4) verbunden und in dem Zulauf (7) axial verschiebbar ist.

Description

Druckentlastungsventil
Technisches Gebiet
Zur Druckregelung und Überdrucksicherung von unter Druck stehenden Systemen werden vielfach Druckentlastungsventile in Foπn von Kugelventilen eingesetzt, deren Kugel durch eine Feder gegen einen Sitz gepreßt wird. Kugelventile weisen dabei den Vorteil auf, daß sie den Sitz auch bei hohen Drücken, wie sie zum Beispiel typisch für Dieseleinspritzsy- steme sind, sicher und leckfrei abdichten.
Stand der Technik
Kugelventile werden im Stand der Technik beispielsweise in Druckregelventilen für Speicher-Kraftstoffeinspritzsysteme in Bremil raftmaschinen eingesetzt. Ein solches Druckregelventil ist zum Beispiel aus dem Fachbuch Dieselmotor-Management, 2. Auflage, Verlag Viεweg, 1998, Seiten 270, 271 bekannt. Die Aufgabe eines solchen Druckventils ist dabei, den Druck in einem Kraftstoffspeicher in Abhängigkeit vom Lastzustand des Motors einzustellen und zu halten. Dazu dienen zwei Regelkreise, ein langsamer elektrischer, unter Verwendung eines Elektromagneten und ein schneller mechanischer, unter Einsatz eines Kugelventils. Der langsame Regelkreis stellt einen variablen mittleren Druckwert im Hochdruckspeicher ein und der schnelle Regelkreis gleicht hochfrequente Druckschwin-
Für eine Reihe von Einsätzen, unter anderem auch in dem oben genannten Druckregelventil, weisen Kugelventile aus dem Stand der Technik jedoch prinzipbedingt den Nachteil auf, daß mit steigendem Ventilhub die öffnende Kraft auf die Ventilkugel sinkt, die durch den Druck des Fluids in Öffnungsrichtung auf die Kugel erzeugt wird. Dies wird im folgenden anhand von Figur 1 näher erläutert. Figur 1 zeigt schematisch eine Kugel eines Kugelventils, die im geschlossenen Zustand des Ventils eine Öffnung 2 abdichtet. In der Öffnung 2 herrscht ein hoher Druck, der eine Kraft in Öffhungsrichtung 3 auf die Kugel 1 ausübt. Dieser statische Druck fällt in dem in Figur 1 vergrößert dargestellten Bereich des Ventilsitzes stark ab. Es wurde beispielsweise ein Druckabfall in diesem Bereich A von 108 Pa auf 10° Pa durch Simulationen berechnet. Aus diesem Druckabfall resultiert ein Kraftabfall mit dem Hub der Kugel 1 beim Öffnen des Kugelventils von üblicherweise 30 bis 60% der hydrodrostatischen Kraft, die im geschlossenen Zustand auf die Kugel 1 wirkt. Durch die reduzierte Kraft auf das Ventil stellt sich ein kleiner Ventilhub ein, welcher den Durchfluss begrenzt.
Darstellung der Erfindung
Das erfindungsgemäße Kugelventil vermeidet die im Stand der Technik auftretenden Nachteile und ermöglicht es, eine hinsichtlich des Hub-Druckverlaufs verbesserte Ventilfunktion zu erreichen. Dabei ist es in vorteilhafter Weise möglich, den oben beschriebenen Kraftabfall an dem Schließelement eines Druckentlastungsventils, insbesondere an der Kugel eines Kugelventils, über den Hub zu kompensieren. Der Durchfluß durch das Ventil kann so erheblich gesteigert werden. Gleichzeitig können zusätzliche Eigenschaften, wie zum Beispiel eine Schalthysterese verwirklicht werden. Das erfindungsgemäße Druckentlastungsventil kann einfach und ohne hohen Fertigungsaufwand realisiert werden.
Diese Vorteile werden erfindungsgemäß erreicht durch ein Druckentlastungsventil mit einem Schließelement, das gegen die in Schließrichtung wirkende Kraft einer Schließfeder in einer Bohrung axial in Öffnungsrichtung verschiebbar ist, wobei das Schließelement bei geschlossenem Druckentlastungsventil an einem Ventilsitz anliegt und einen Zulauf verschließt, und wobei ferner ein Kolben in den Zulauf integriert ist, der über ein Verbindungselement mit dem Schließelement verbunden und in dem Zulauf axial verschiebbar ist.
Durch die Ergänzung des Druckentlastungsventils durch den in den Zulauf eingebrachten Kolben überträgt der Kolben eine zusätzlich öffnende Kraft auf das Schließelement. Diese Kraft existiert nur bei geöffnetem Druckentlastungsventil. Der Kolben wirkt bei geöffnetem Druckentlastungsventil wie eine Drossel in dem Zulauf, so daß sich eine Druckdifferenz zwischen den beiden Enden des Kolbens ergibt. Daher wirkt bei geöffnetem Ventil eine Kraft auf den Kolben, die diesen in Richtung des Schließelementes drückt und so das Druckentlastungsventil weiter öffnet. Bei dem erfindungsgemäßen Druckentlastungsventil handelt es sich vorzugsweise um ein Kugelventil mit einem kugelförmigen Schließelement. Andere Formen von Schließelementen sind aber ebenso möglich, beispielsweise ein platten-, kegel- oder ein kolbenförmiges Schließelement.
Gegenstand der vorliegenden Erfindung ist weiterhin ein Druckregelventil enthaltend ein erfindungsgemäßes Druckentlastungsventil mit einem in einer Bohrung axial verschiebbaren kolbenförmigen Ventilglied, das auf das Schließelement wirkt, wobei über das Ventilglied zusätzlich zu der Schließfeder ein Elektromagnet eine Kraft in Offnungs- oder Schließrichtung auf das Schließelement ausüben kann.
Vorzugsweise wird ein solches Druckentlastungsventil zur Regelung des Druckes in einem Kraftstoffhochdruckspeicher oder am Ausgang einer Kraftstoffhochdruckpumpe in einer Brennkraftmaschine mit Speicher-Kraftstoffeinspritzsystem verwendet.
Zeichnung
Anhand der Zeichnung wird die Erfindung nachstehend näher erläutert.
Es zeigt:
Figur 1 eine schematische Darstellung eines Kugelventils aus dem Stand der Technik,
Figur 2 ein erfindungsgemäßes Druckentlastungsventil in geschlossenem und in geöffnetem Zustand,
Figur 3 eine weitere Ausfuhrungsforrn eines erfindungsgemäßen Druckentlastungsventils,
Figur 4 ein erfindungsgemäßes Druckregelventil,
Figur 5 den Druck in einem Rail und vor einem erfindungsgemäßen Druckregel ventil und den Hub des Schließelements dieses Druckregelventils und
Figur 6 den Druck und den Hub bei einem Offnungs- und Schließvorgang eines erfindungsgemäßen Druckregelventils mit Hysterese. Ausführungsvarianten
Figur 2 zeigt einen Schnitt durch ein erfindungsgemäßes Druckentlastungsventil in geschlossenem und in geöffnetem Zustand.
In der linken Hälfte der Figur 2 ist ein geschlossenes, in der rechten Hälfte ein geöffnetes Druckentlastungsventil dargestellt. Das Druckentlastungsventil umfaßt ein kugelförmiges Schließelement 4, das bei geschlossenem Ventil, anliegend an einem Ventilsitz 5, eine Öffnung 2 verschließt. In dem Ventilgehäuse 6 mündet die Öffnung 2 auf ihrer dem Schließelement 4 abgewandten Seite in einen Zulauf 7. In den Zulauf 7 ist erfindungsgemäß ein Kolben 8 integriert, der an dem Schließelement 4 über ein durch die Öffnung 2 verlaufendes Verbindungselement 9 anliegt. Femer befindet sich zwischen dem Verbin- dungselement 9 und dem Kolben 8 ein Führungselement 10. Bei dieser in Figur 2 dargestellten bevorzugten Ausfuhrungsform der vorliegenden Erfindung ist der Kolben 8 mit dem Fülirungselement 10 verbunden, wobei das Führungselement 10 den Kolben 8 in dem Zulauf 7 führt. Vorzugsweise dient bei der vorliegenden Erfindung eine Polygonführung als Führungselement 10, wie im Schnitt B-B durch das Führungselement 10 in der rechten Hälfte von Figur 2 gezeigt. Das Fülirungselement 10 stellt bei der vorliegenden Erfindung keine Drosselstelle dar. Bei der bevorzugten Ausführungsform der Polygonftihrung ermöglichen beispielsweise Einbuchtungen 1 1 einen schnellen Druckausgleich zwischen den beiden Seiten des Führungselementes 10.
Der Kolben 8 erzeugt hingegen einen Ringspalt 12 zwischen seiner Mantelfläche und der Zulaufrnantelfläche, der eine Drossel darstellt.
Ein Fluid, dessen Druck das Druckentlastungsventil regelt, übt über die Öffnung 2 ständig einen Druck auf das Schließelement 4 in Öffnungsrichtung aus. Das Schließelement 4 wird bei geschlossenem Ventil durch die Kraft einer (nicht dargestellten) Schließfeder 13 und gegebenenfalls durch weitere in Schließrichtung wirkende Kräfte in den Ventilsitz 5 gedrückt. Übersteigt die hydrostatische Kraft des Fluids, die in Öffnungsrichtung auf die Sitz- fläche des Schließelements 4 wirkt, die Federkraft der (nicht dargestellten) Schließfeder 13 zuzüglich anderer in Schließrichtung auf das Schließelement 4 wirkender Kräfte, so bewegt sich das Schließelement 4 aus seinem Sitz 5. Das Fluid strömt dann aus der Öffnung 2 am Ventilsitz 5 entlang. Der statische Druck im ersten Zulaufraum 14 sinkt ab, da die Strömung durch den Ringspalt 12 gedrosselt wird. Dies führt zu einer Druckdifferenz zwischen den beiden durch den Kolben 8 getrennten Zulaufräumen 14 und 15. Durch den höheren Druck in dem dem Schließelement 4 abgewandten zweiten Zulaufraum 15 relativ zum Druck in dem dem Schließelement 4 zugewandten ersten Zulaufraum 14 wirkt eine Kraft auf den Kolben 8 in Öffhungsrichtung. Folglich wird der Kolben 8 über das Führungselement 10 und das Verbindungselement 9 gegen das Schließelement gedrückt. Diese öff en- de Kraft führt zu einer weiteren Verschiebung des Schließelementes 4 in Öffnungsrichtung, so daß die Öffnung 2 noch weiter geöffnet wird. So kann der Fluiddurchfluß durch das Druckentlastungsventil erheblich gesteigert werden. Der Druck im ersten Zulaufraum 14 sinkt noch weiter ab und die Druckdifferenz zwischen den beiden Zulaufräumen 14, 15 verstärkt den öffnenden Effekt so lange, bis eine in Schließrichtung auf das Schließelement 4 wirkende Kraft die in Öffhungsrichtung wirkende Kraft übersteigt und das Schließelement 4 wieder zu dem Ventilsitz 5 hin bewegt. Diese ausreichend hohe in Schließrichtung wirkende Kraft kann beispielsweise durch die Progression der (nicht dargestellten) Schließfeder 13 erzeugt werden.
Bei der in Figur 2 dargestellten bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung weist der Zulauf 7 Bereiche mit verschiedenen Zulaufdurchmessern auf. So befindet sich an dem der Öffnung 2 zugewandten Ende des Zulaufs 7 ein Bereich mit einer Querschnittserweiterung, in dem unter anderem das Führungselement 10 lokalisiert ist. Ferner ragt der Kolben 8 bei dieser bevorzugten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Druckentla- stungsventils bei geschlossenem Druckentlastungsventil zumindest mit einem Teil seiner Länge a in einen weiteren Bereich des Zulaufs 7 mit einem kleineren Zulaufdurchmesser hinein. Der Kolben 8 verschiebt sich beim Öffnen des Druckentlastungsventils in den Bereich des Zulaufs 7 mit dem größeren Zulaufdurchmesser. Dadurch ist der Ringspalt 12 zunächst bei geschlossenem Ventil (linke Hälfte der Figur 2), bei dem der Kolben 8 in den Bereich des Zulaufs 7 mit kleinerem Zulaufdurchmesser hineinragt, schmal und drosselt die Strömung von dem zweiten Zulaufraum 15 in den ersten Zulaufraum 14 stark. Bei geöffnetem Druckentlastungsventil (rechte Hälfte der Figur 2) ist der Ringspalt 12 zwischen der Kolbenmantelfläche und der Zulaufmantelfläche breiter, da sich der Kolben 8 in den Bereich mit dem größeren Zulaufdurchmesser bewegt hat (hier um den Weg a). Daher strömt mehr Fluid durch den breiteren Ringspalt 12, so daß die Druckdifferenz zwischen den beiden Zulaufräumen 14, 15 abnimmt oder sogar ausgeglichen wird. Dieser Effekt fuhrt, ebenso wie die Progression der Feder, zu einer Begrenzung der öffnenden Wirkung durch die Druckdifferenz zwischen den beiden den Kolben 8 einrahmenden Zulaufräumen 14, 15. Wenn der hydrostatische Druck des Fluids in dem Zulauf 7 abnimmt, übersteigt die Federkraft der (nicht dargestellten) Schließfeder 13 zuzüglich gegebenenfalls weiterer in Schließrichtung wirkender Kräfte die öffnenden Kräfte auf Kolben 8 und Schließelement 4, so daß das Druckentlastungsventil schließt. Bei dieser bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung geht der Bereich des Zulaufs 7 mit dem kleineren Zulaufdurchmesser stufenförmig in den Bereich des Zulaufs 7 mit dem größeren Zulaufdurchmesser über (Stufe 16).
Bei einer (nicht dargestellten) bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung weist der Kolben 8 einen Kolbendurchmesser auf, der in einem dem Schließelement 4 zugewandten Teil des Kolbens 8 kleiner ist als in einem dem Schließelement 4 abgewandten Teil des Kolbens 8. Der Kolben weist folglich zum Beispiel die Form eines Kegelstumpfes auf. Diese Form beeinflußt das Offnungs- und Schließverhalten des Druckentlasrungsven- tils. Bei kegelförmigem Kolben 8 steigt der Durchflussquerschnitt der Ringspaltdrossel 12 gleichmäßig mit dem Hub an. In gleichem Maße sinkt die Druckdifferenz zwischen dem ersten Zulaufraum 14 und dem zweiten Zulaufraum 15 ab. Somit sinkt die vom Kolben 8 über das Führungselement 10 und das Verbindungselement 9 auf das Schließelement 4 übertragene Druckkraft (= zusätzliche Öffnungskraft) ab, bis der Kolben 8 komplett aus- taucht und die zusätzlichen Öffnungskraft auf Null abfällt.
Weiterhin kann das Schließverhalten des erfindungsgemäßen Druckentlastungsventils durch die Abstimmung des Kolbendurchmessers im Verhältnis zum Durchmesser des Ventilsitzes 5 beeinflußt werden. Bei einer bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung weist der Kolben 8 einen (maximalen) Kolbendurchmesser auf, der größer ist, als der Durchmesser des Ventilsitzes 5. Übersteigt der Kolbendurchmesser den Sitzdurchmesser deutlich, so kommt es beim Schließen des Druckentlastungsventils zu einer Hysterese, d.h. das Druckentlastungsventil schließt bei einem Druckniveau des Fluids, welches unterhalb des Öffnungsdruckes liegt.
Figur 3 zeigt einen Schnitt durch eine weitere bevorzugte Ausführungsform eines erfm- dungsgemäßen Druckentlastungsventils.
Der Aufbau dieses Druckentlastungsventils entspricht weitgehend dem in Figur 2 gezeigten Druckentlastungsventil. Ein kugelförmiges Schließelement 4 ist über ein durch eine Öffnung 2 verlaufendes Verbindungselement 9 und ein Führungselement 10 mit einem Kolben 8 in dem Zulauf 7 verbunden. Der Zulauf 7 weist einen der Öffnung 2 zugewandten Teil mit einem größeren Zulaufdurchmesser di auf, der in einen Teil mit einem kleineren Zulaufdurchmesser d2 übergeht. Bei dieser bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung erweitert sich der Zulauf 7 in einem konischen Übergangsbereich 17 von dem kleineren Zulaufdurchmesser d2 auf den größeren Zulaufdurchmesser d\. Durch den konischen Übergangsbereich 17 sinkt die zusätzliche Öffhungskraft beim Austauchen des Kol- bens 8 aus dem zweiten Zulaufraum 15 (im Unterschied zu dem stufenförmigen Übergangsbereich) gleichmäßig ab.
Figur 4 zeigt einen Schnitt durch ein erfindungsgemäßes Druckregelventil.
Das Druckregelventil ist beispielsweise zur Einstellung des Druckes in einem (nicht dargestellten) Kraftstoffspeicher (Rail) eines Common Rail-Einspritzsystems vorgesehen. Das Druckregelventil weist einen Ventilkörper 18 auf, in dem eine Bohrung 19 ausgebildet ist. In der Bohrung 19 ist ein kolbenförmiges Ventilglied 20 axial verschiebbar angeordnet. Der Ventilköφer 18 weist ferner einen Ringraum 21 auf, in dem ein Elektromagnet 22 mit einer Spulenwicklung angeordnet ist. Mit dem einen Ende des Ventilglieds 20 ist ein Magnetanker 23 verbunden, dessen Volumen teilweise von dem Ringraum 21 mit dem Elektromagneten 22 umschlossen wird. Die Bohrung 19 weist an ihrem einen Ende einen Bereich mit einem vergrößerten Durchmesser auf, in den ein Ventilgehäuse 6 eines erfin- dungsgemäßen Druckentlastungsventils eingesetzt ist. Die Öffnung 2 und der Zulauf 7 dieses erfindungsgemäßen Druckentlastungsventils sind koaxial zu der Bohrung 19 in dem Druckregelventil angeordnet. Der dem Magnetanker 23 abgewandte Endbereich 24 des Ventilglieds 20 verjüngt sich konisch. Eine koaxial zum Ventilglied 20 angeordnete Schließfeder 13 stützt sich einerseits an dem Magnetanker 23 und andererseits an einem Einsatz 25 im Ventilköφer 18 ab. Die Schließfeder 13 ist vorgespannt und bewirkt eine ständige Kraft in Schließrichtung 26 auf das Ventilglied 20, das wiederum auf ein kugelförmiges Schließelement 4 des Druckentlastungsventils in Schließrichtung 26 drückt.
Wenn der Elektromagnet 22 nicht bestromt ist, so wirkt lediglich die schließende Kraft der Schließfeder 13 über das Ventilglied 20 auf das Schließelement 4 und preßt dieses gegen seinen Ventilsitz 5. Über den Zulauf 7 ist das Schließelement 4 vom Druck, der zum Beispiel in einem (nicht dargestellten) Kraftstoffspeicher herrscht, beaufschlagt, der auf das Schließelement 4 eine der Kraft der Schließfeder 13 entgegenwirkende Kraft erzeugt. Übersteigt diese vom Druck erzeugte Kraft in Öffhungsrichtung 3 die Schließfederkraft, so wird das Schließelement 4 vom Ventilsitz 5 abgehoben und zusammen mit dem Ventilglied 20 und dem Magnetanker 23 einerseits und dem Verbindungselement 9, dem Führungselement 10 und dem Kolben 8 andererseits in Öffhungsrichtung 3 verschoben. Bei geöffnetem Druckregelventil verstärkt sich die öffnende Kraft erfindungsgemäß noch in oben erläuterter Art und Weise durch die Kraft auf den Kolben 8. Es strömt Fluid (zum Beispiel Kraftstoff) durch den Zulauf 7 über die Öffnung 2, den Ventilsitz 5 und Entla- stungsöffhungen 27 in dem Ventilköφer 18 ab in einen (nicht dargestellten) Entlastungsraum, beispielsweise in einen Kraftstoffvorratstank. In der in Figur 4 dargestellten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Druckregelventils wirkt der bestromte Elektromagnet 22 der Federkraft der Schließfeder in Öffhungsrichtung entgegen. Wenn der Elektromagnet 22 nicht bestromt ist, so wird ein sehr hoher Druck im Zulauf 7 zur Öffnung des Druckregelventils benötigt, der durch die Kraft der Schließfeder 13 festgelegt wird. Zur Senkung des zur Öffnung benötigten Druckes wird der Elektromagnet 22 bestromt. Dann wirkt, entgegen der Kraft der Schließfeder 13, die auf den Magnetanker 23 wirkende magnetische Kraft, die durch das Ventilglied 20 weitergeleitet wird , in Öffhungsrichtung 3 auf das Schließelement 4. Erst wenn die öffnende Kraft durch den Druck im Zulauf 7 und den Elektromagneten 22 erzeugte Kraft die Kraft durch die Schließfeder 13 übersteigt, öffnet das Druckentlastungsventil. Die durch den Elektromagneten 22 auf den Magnetanker 23 ausgeübte magnetische Kraft wird durch die Stromstärke durch den Elektromagneten geregelt. Die Regelung erfolgt über eine (nicht dargestellte) Steuereinrichtung, die eine Stromstärke in Abhängigkeit von dem in dem mit dem Zulauf verbundenen System (zum Beispiel Kraftstoffspeicher) benötigten Druck einstellt.
Bei weiteren (nicht dargestellten) Ausfuhrungsformen des erfindungsgemäßen Druckregelventils wirkt der bestromte Elektromagnet 22 gemeinsam mit der Federkraft der Schließfeder 13 in Schließrichtung 26 auf das Schließelement 4. Wenn der Elektromagnet 22 nicht bestromt ist, so genügt bereits ein Druck im Zulauf 7 zur Öffnung des Druckregelventils, der lediglich durch die Kraft der Schließfeder 13 festgelegt wird. Zur Erhöhung des zur Öffnung benötigten Druckes wird der Elektromagnet 22 bestromt. Dann wirkt, zusätzlich zur Kraft der Schließfeder 13, auch die auf den Magnetanker 23 wirkende magnetische Kraft, die durch das Ventilglied 20 weitergeleitet wird, in Schließrichtung 26 auf das Schließelement 4. Erst wenn die öffnende Kraft durch den Druck im Zulauf 7 diese durch die Schließfeder 13 und den Elektromagneten 22 erzeugte Kraft übersteigt, öffnet das Druckentlastungsventil .
Denkbar ist auch eine Variante eines Druckregelventils, bei der eine Feder in Öffnungsrichtung und ein bestromter Elektromagnet in Schließrichtung wirkt.
Figur 5 zeigt im oberen Teil den Druck in einem Kraftstoffspeicher (Rail) und den Druck vor einem erfindungsgemäßen Druckregelventil und im unteren Teil den Hub des Schließelements des Druckregelventils.
In der im oberen Teil der Figur 5 gezeigten Graphik ist auf der y- Achse der Druck p in bar und auf der x-Achse die Zeit t in ms aufgetragen. Die Graphik gibt zwei Kurven wieder. Kurve 28 zeigt die Entwicklung des Druckes in einem Kraftstoffspeicher, der durch ein erfϊndungsgemäßes Druckregelventil geregelt wird. Den Druck vor dem Druckregelventil (in seiner Öffnung 2) gibt Kurve 29 wieder. In diesem Fall wurde ein Rail eines Diesel- Einspritzsystems simuliert, in das mit einer Pumpe eine konstante Fördermenge von 350 1 h gefördert wird. Soll-Öffnungsdruck des Ventils, der sich aus der magnetischen Kraft und der Schließfederkraft ergibt, ist 1700 bar. Das Ventil öffnet korrekt bei diesem Druck. Der in dem unteren Teil der Figur 5 in Kurve 30 dargestellte Hub h des Schließelements des Ventils schwingt zwischen 0,05 mm und 0,2 mm. Der Hub 30 steigt dabei durch die öffnende Kraft auf das Schließelement und auf den mit ihm verbundenen Kolben in dem Zulauf des Druckregelventils an, bis die Progression der Schließfeder und die Querschnittserweiterung im Zulauf dazu führen, daß die öffnende Kraft ab einem bestimmten Hub des Schließelementes (hier 0,2 mm) wieder abnimmt und damit auch der Hub. Der Hub nimmt dann so lange ab, bis die öffnende Kraft (zum Beispiel durch den hohen Druck auf den Kolben in dem engeren Teil des Zulaufs) wieder zunimmt. In diesem Beispiel kann in dem Rail nach einer Druckspitze mit ca. 2050 bar ein Druck von ca. 1950 bar gehalten werden. Ohne den Druckregelkolben würde das Ventil aufgrund des Kraftabfalls an der Kugel mit deutlich geringerem Hub öffhen. Dadurch würde sich in dem Rail ein Druck von ca. 3300 bar einstellen.
Figur 6 zeigt den Druck und den Hub bei einem Offnungs- und Schließvorgang eines erfindungsgemäßen Druckregelventils mit Hyterese.
Im oberen Teil der Figur 6 ist der Druck p in bar gegen die Zeit t in ms aufgetragen. Kurve 31 zeigt den Druckverlauf im Rail, Kurve 32 den Druckverlauf vor dem erfindungsgemä- ßen Druckregelventil. Im unteren Teil der Figur 6 ist der Verlauf des Hubes des Schließelementes dieses Druckregelventils in Abhängigkeit von der Zeit t in ms aufgetragen. Wie in Figur 5, öffnet das Ventil bei einem Raddruck 31 von ca. 1700 bar. Der Raddruck 31 fällt nach der Druckspitze von ca. 2050 bar bei geöffnetem Ventil ab, bis er den Schließpunkt 34 erreicht, bei dem das Druckregelventil schließt. In diesem Fall ist die Abstimmung des Kolbendurchmessers relativ zum Sitzdurchmesser so gewählt, daß das Ventil mit einer geringen Hysterese bei knapp über 1600 bar wieder schließt. Ohne Druckregelkolben würde das Ventil ohne Hysterese bei 1700 bar schließen. Bezugszeichenliste
Kugel
Öffnung
Öffhungsrichtung
Schließelement
Ventilsitz
Ventilgehäuse
Zulauf
Kolben
Verbindungselement
Führungselement
Einbuchtungen
Ringspalt
Schließfeder erster Zulaufraum zweiter Zulaufraum
Stufe konischer Übergangsbereich
Ventilköφer
Bohrung
Ventilglied
Ringraum
Elektromagnet
Magnetanker
Endbereich des Ventilglieds
Einsatz
Schließrichtung
Entlastungsöffnungen
Druck im Kraftstoffspeicher
Druck vor dem Druckregelventil
Hub
Druck im Rail
Druck vor dem Druckregelventil
Hub
Schließpunkt

Claims

Patentansprüche
1. Druckentlastungsventil mit einem Schließelement (4), das gegen die in Schließrichtung (26) wirkende Kraft einer Schließfeder (13) in einer Bohrung axial in Öffhungsrichtung (3) verschiebbar ist, wobei das Schließelement (4) bei geschlossenem Druckentlastungsventil an einem Ventilsitz (5) anliegt und einen Zulauf (7) verschließt, dadurch gekennzeichnet, daß ein Kolben (8) in den Zulauf (7) integriert ist, der über ein Verbindungselement (9) mit dem Schließelement (4) verbunden und in dem Zulauf (7) axial verschiebbar ist.
2. Druckentlastungsventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Schließelement (4) kugelförmig ist.
3. Druckentlastungsventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Zulauf (7) Bereiche mit verschiedenen Zulaufdurchmessern aufweist.
4. Druckentlastungsventil gemäß Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolben (8) bei geschlossenem Druckentlastungsventil zumindest teilweise in einen Bereich des Zulaufs (7) mit einem kleineren Zulaufdurchmesser hineinragt und sich beim Öff- nen des Druckentlastungsventils in einen Bereich des Zulaufs (7) mit einem größeren
Zulaufdurchmesser verschiebt.
5. Druckentlastungsventil gemäß Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Bereich des Zulaufs (7) mit dem kleineren Zulaufdurchmesser stufenförmig in den Bereich des Zulaufs (7) mit dem größeren Zulaufdurchmesser übergeht.
6. Druckentlastungsventil gemäß Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß sich der Zulauf (7) in einem konischen Übergangsbereich (17) von dem kleineren Zulaufdurchmesser auf den größeren Zulaufdurchmesser erweitert.
7. Druckentlastungsventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolben (8) mit einem Führungselement (10) verbunden ist, das den Kolben (8) in dem Zulauf (7) führt.
8. Druckentlastungsventil gemäß Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß eine Polygonführung als Führungselement (10) dient.
9. Druckentlastungsventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolben (8) einen Kolbendurchmesser aufweist, der in einem dem Schließelement (4) zugewandten Teil des Kolbens (8) kleiner ist als in einem dem Schließelement (4) abgewandten Teil des Kolbens (8).
10. Druckentlastungsventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolben (8) einen Kolbendurchmesser aufweist, der größer ist als der Durchmesser des Ventilsitzes (5).
11. Druckregelventil enthaltend ein Druckentlastungsventil gemäß einem der Ansprüche 1 bis 10 mit einem in einer Bohrung (19) axial verschiebbaren kolbenförmigen Ventilglied (20), das auf das Schließelement (4) wirkt, wobei ein Elektromagnet (22) über das Ventilglied (20) eine Kraft in Offnungs- oder Schließrichtung (26) auf das Schließelement (4) ausüben kann.
12. Verwendung eines Druckregel ventils gemäß Anspruch 11 zur Regelung des Druckes in einem Kraftstoffhochdruckspeicher oder am Ausgang einer Kraftstoffhochdruckpumpe in einer Brennkraftmaschine mit Speicher-Kraftstoffeinspritzsystem.
EP03714673A 2002-07-10 2003-03-03 Druckentlastungsventil Withdrawn EP1521930A1 (de)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE10231135 2002-07-10
DE2002131135 DE10231135A1 (de) 2002-07-10 2002-07-10 Druckentlastungsventil
PCT/DE2003/000690 WO2004008010A1 (de) 2002-07-10 2003-03-03 Druckentlastungsventil

Publications (1)

Publication Number Publication Date
EP1521930A1 true EP1521930A1 (de) 2005-04-13

Family

ID=29796241

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP03714673A Withdrawn EP1521930A1 (de) 2002-07-10 2003-03-03 Druckentlastungsventil

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20050076955A1 (de)
EP (1) EP1521930A1 (de)
JP (1) JP2005532501A (de)
DE (1) DE10231135A1 (de)
WO (1) WO2004008010A1 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111660439A (zh) * 2020-06-16 2020-09-15 邵立坤 一种混凝土搅拌车用马达控制装置

Families Citing this family (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US7128233B2 (en) * 2003-09-23 2006-10-31 Jamie Hogan Tamper-resistant container and methods
DE102004007662B4 (de) * 2004-02-17 2011-02-10 Continental Automotive Gmbh Druckregelventil für eine hydraulische Einrichtung und Verwendung des Druckregelventils
JP4415929B2 (ja) * 2005-11-16 2010-02-17 株式会社日立製作所 高圧燃料供給ポンプ
DE102007016134A1 (de) * 2006-04-25 2007-11-08 Robert Bosch Gmbh Kraftstoff-Hochdruckpumpe
US7509841B2 (en) * 2006-07-14 2009-03-31 Veyance Technologies, Inc. Flexible leak detection system and method for double carcass hose
US7387012B2 (en) * 2006-07-14 2008-06-17 Veyance Technologies, Inc. Leak detection sensor system and method for double carcass hose
DE102007006871B4 (de) * 2007-02-07 2010-11-18 Kendrion Binder Magnete Gmbh Kugelsitzventil mit sich trichterförmig erweiterndem Ventilsitzkörper
DE102007006872B4 (de) 2007-02-07 2016-08-25 Kendrion (Villingen) Gmbh Kugelsitzventil mit konturiertem Steuerstößel
FR2951783A1 (fr) 2009-10-22 2011-04-29 Bosch Gmbh Robert Regulateur de pression pour dispositif d'injection diesel comportant des moyens assurant un fonctionnement en mode degrade, moteur thermique comportant un tel dispositif d'injection et vehicule
WO2011124942A1 (en) * 2010-04-09 2011-10-13 Renault Trucks Method for operating a fuel injection system
AT510464B1 (de) * 2010-09-27 2012-07-15 Bosch Gmbh Robert Ventil mit druckbegrenzungsfunktion
EP2535554A1 (de) * 2011-06-15 2012-12-19 Delphi Technologies Holding S.à.r.l. Elektroventil zur Common-Rail-Entladung
FI123334B (en) * 2011-12-22 2013-02-28 Waertsilae Finland Oy Safety valve arrangement for a common rail fuel injection system and common rail fuel injection system
DE102012205329A1 (de) 2012-04-02 2013-10-02 Robert Bosch Gmbh Druckregelventil
US9328835B2 (en) 2012-10-23 2016-05-03 Hamilton Sundstrand Corporation High pressure relief valve piston
DE102012221157A1 (de) * 2012-11-20 2014-05-22 Robert Bosch Gmbh Druckregelventil für einen Hochdruckspeicher eines Verbrennungsmotors
WO2015112349A1 (en) * 2014-01-22 2015-07-30 Eaton Corporation Poppet valve stop feature
CN107532555B (zh) * 2015-05-12 2020-11-06 日立汽车系统株式会社 高压燃料泵

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US961735A (en) * 1905-01-18 1910-06-14 Schutte & Koerting Co Safety-valve.
US2682890A (en) * 1951-07-27 1954-07-06 Westinghouse Air Brake Co Safety valve device
US2969084A (en) * 1958-04-21 1961-01-24 Racine Hydraulics And Machiner Pressure responsive valve
DE1953601B2 (de) * 1969-10-24 1972-12-07 Knapp Mikrohydrauhk GmbH, 8402 Neu traubling Ventil fuer anlagen der hochdruck-oelhydraulik
FR2352227A1 (fr) * 1976-05-19 1977-12-16 Sosulnikov Gleb Borisovich Valve a element d'arret en forme de bille
US4112959A (en) * 1977-04-22 1978-09-12 Jaekel Gunter R Adjustable check valve
US4217931A (en) * 1977-04-22 1980-08-19 Jackel Gunter Adjustable check valve
JPS5989876A (ja) * 1982-11-12 1984-05-24 Diesel Kiki Co Ltd 電磁弁の製造方法
IT208326Z2 (it) * 1986-11-07 1988-05-28 Altecna Azienda Della Weber S Elettrovalvola regolatrice di pressione particolarmente per circuiti ad alta pressione di impianti di iniezione del combustibile per motori a combustione interna
US5078177A (en) * 1990-05-02 1992-01-07 Marotta Scientific Controls, Inc. Pop-type relief-valve construction
US5718264A (en) * 1996-06-10 1998-02-17 Sturman Industries High speed 3-way control valve
DE19634899A1 (de) * 1996-08-29 1998-03-05 Bosch Gmbh Robert Druckregelventil
DE19804752A1 (de) * 1998-02-06 1999-08-12 Mannesmann Rexroth Ag Sitzventil
IT1308779B1 (it) * 1999-07-02 2002-01-10 Elasis Sistema Ricerca Fiat Dispositivo di regolazione della pressione di mandata di una pompa,adesempio per l'alimentazione di combustibile ad un motore a combustione
DE19949528A1 (de) * 1999-10-14 2001-04-19 Bosch Gmbh Robert Doppelschaltendes Steuerventil für einen Injektor eines Kraftstoffeinspritzsystems für Brennkraftmaschinen mit hydraulischer Verstärkung des Aktors

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO2004008010A1 *

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111660439A (zh) * 2020-06-16 2020-09-15 邵立坤 一种混凝土搅拌车用马达控制装置

Also Published As

Publication number Publication date
US20050076955A1 (en) 2005-04-14
WO2004008010A1 (de) 2004-01-22
JP2005532501A (ja) 2005-10-27
DE10231135A1 (de) 2004-01-29

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1521930A1 (de) Druckentlastungsventil
DE60126380T2 (de) Kraftstoffeinspritzventil
EP1882122B1 (de) Ventil, insbesondere proportional-druckbegrenzungsventil
EP2499350B1 (de) Verfahren zum herstellen eines kraftstoffeinspritzventils
WO1999001660A1 (de) Kraftstoffeinspritzventil
EP1629336A1 (de) Ventil
WO2015149906A1 (de) Proportional-druckregelventil
DE102008032133B4 (de) Kraftstoffeinspritzvorrichtung
WO2004036057A2 (de) Steuerbares magnetventil
WO2002077446A1 (de) Druckbegrenzungsventil für kraftstoff-einspritzeinrichtungen
EP0974008B1 (de) Einspritzsystem, druckventil und volumenstromregelventil und verfahren zum regeln eines kraftstoffdruckes
DE10353842A1 (de) Proportional-Magnetventil
WO2016034402A1 (de) Elektromagnetisch betätigbares proportionalventil
DE102007005465A1 (de) Elektrisch ansteuerbares Ventil
DE102004054108B4 (de) Dreiwegeventil und dieses aufweisende Brennstoffeinspritzvorrichtung
EP3364015A1 (de) Elektromagnetisches schaltventil und kraftstoffhochdruckpumpe
DE102005033636A1 (de) Kraftstoffsystem für eine Brennkraftmaschine
DE10334615A1 (de) Druckregelventil für Speicherkraftstoffeinspritzsystem
EP2733345A1 (de) Druckregelventil für einen Hochdruckspeicher eines Verbrennungsmotors
DE102007026834A1 (de) Elektromagnetisches Regelventil und Einspritzanlage für eine Brennkraftmaschine
EP2630361B1 (de) Kraftstoffinjektor
DE19949234A1 (de) Ventil, insbesondere Druckregelventil
EP2126333B1 (de) Kraftstoffinjektor mit koppler
DE102006036444A1 (de) Kraftstoffinjektor
DE102004010759A1 (de) Common-Rail Injektor

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

17P Request for examination filed

Effective date: 20050210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HU IE IT LI LU MC NL PT RO SE SI SK TR

RBV Designated contracting states (corrected)

Designated state(s): DE FR GB

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE APPLICATION IS DEEMED TO BE WITHDRAWN

18D Application deemed to be withdrawn

Effective date: 20071002