EP1600627A1 - Steuerventil - Google Patents

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EP1600627A1
EP1600627A1 EP05010378A EP05010378A EP1600627A1 EP 1600627 A1 EP1600627 A1 EP 1600627A1 EP 05010378 A EP05010378 A EP 05010378A EP 05010378 A EP05010378 A EP 05010378A EP 1600627 A1 EP1600627 A1 EP 1600627A1
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EP
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control valve
diameter
valve according
sealing
angle
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EP05010378A
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English (en)
French (fr)
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EP1600627B1 (de
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Wolfgang Dr.-Ing. Scheibe
Hans-Joachim Koch
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LOrange GmbH
Original Assignee
LOrange GmbH
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Publication date
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    • F02M63/0012—Valves
    • F02M63/0031—Valves characterized by the type of valves, e.g. special valve member details, valve seat details, valve housing details
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • 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
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    • F02M2200/00—Details of fuel-injection apparatus, not otherwise provided for
    • F02M2200/16—Sealing of fuel injection apparatus not otherwise provided for

Definitions

  • control valve It is known for controlling injection injectors for Internal combustion engines to use a control valve that the Actuating movements of the valve closing member controls.
  • One such control valve has a liftable, Control piston, for example, solenoid or piezobetätigt can be.
  • the control piston lies with a front side in the Area of a closing head in a pressure chamber, on the one throttled, from a control chamber of the valve closure member outgoing high-pressure side inlet opens, and of the a throttled and controlled by the control piston Expired.
  • the control chamber of the valve closure member is in throttled connection with a high-pressure line.
  • the Actuating movements of the control piston cause pressure changes in the adjacent to the valve closure member control chamber and corresponding forces on the back of the Valve closing member.
  • control valve is for example in the US 5,934,643.
  • the control piston is at one of Housing wall opposite closing head with a Sealing edge formed, which, at the stop on the housing wall located, a pressure chamber against the mouth of a Low pressure connection seals.
  • the on the perimeter of Control piston located pressure chamber communicates with the High pressure connection in conjunction with that on the Rear side of the valve closing member of the injector lying Control room leads, in turn, over a throttled Supply with a fuel-carrying high-pressure channel in Connection stands.
  • the on the front side of the closing head lying sealing edge has a flat in one embodiment annular abutment surface resting on the flat housing wall supported. In another embodiment, the sealing edge formed with a cutting edge.
  • the invention is based on the object, by increasing the Closing force a reliable seal even with longer Operating time and wear of the sealing edge to ensure.
  • the embodiment of the sealing edge according to claim 2 with semicircular cross section is particularly favorable in Regarding the flow behavior and the avoidance of Cavitation.
  • this education promises a high Resistance to wear or plastic deformation, because due to a large amount of material in the area immediately before and behind the sealing line a high mechanical strength exists.
  • the sealing edge has a sharp-edged abutment edge, a cutting edge made up of two is formed against each other inclined chamfers.
  • the chamfers can while straight sections or convex sections be educated. Convex sections favor in and out Outflow behavior and help to prevent cavitation. More favorable flow coefficients that are achieved thereby also provide the ability to get the required stroke out.
  • claims 9 and 10 are those of the tangents at the chamfers in the cutting edge and from the stop forming housing wall included angle between 0.5 ° and 20 °. Due to the relatively flat course of both bevels In turn, there is the advantage of low wear or less permanent deformation of the sealing Diameter performing cutting edge. Because the front and back the cutting large material accumulation causes a high strength. This will cause a shift of the sealing Reduced diameter, so that the change of the Closing forces during operation is also minimized.
  • the chamfers may have the same angle according to claim 11. Due to the symmetrical flattening of the cutting edge during operation a displacement of the sealing diameter inside or outside possible. To always have sufficient closing force is sufficient in this case Provide diameter stage.
  • outside bevel also has the Advantage that there is the possibility of the impact of expected wear on the sealing diameter a favorable choice of bevel angle combination so too affect that in operation by wear a Enlargement of the sealing diameter yields what is synonymous with an increase in the closing forces.
  • This Result is achieved when the outside bevel after Claim 12 very flat and the inside chamfer something steeper ( ⁇ ⁇ ). At a flattening of the cutting edge namely by plastic deformation namely the first outer chamfer sections with less light Distance to the contact surface in contact with the contact surface of the the sealing seat forming housing wall.
  • a shift of the sealing can be Diameter inside to achieve if according to claim 13 the inside chamfer runs flatter than the outside Chamfer ( ⁇ > ⁇ ).
  • the shape of the chamfer can influence the Take the direction of displacement of the sealing diameter. According to claim 14, therefore, the angles of the chamfers and / or their shape chosen so that due to the im Operation expected wear an increase in the sealing diameter results. This will become one Reduction of closing forces counteracted during operation.
  • the sealing edge is according to claim 15 preferably on a Diameter corresponding to the guide diameter or is larger.
  • the choice of the appropriate diameter is through through the control valve spring and the pressure forces achievable closing forces. With the choice of Sealing edge diameter also become the chamfer widths and thus the pressure forces acting on the control piston established.
  • the sealing edge can also on a Diameter are smaller than the guide diameter is.
  • control valve 1 which with a control piston. 2 is designed to control the opening and Closing movements of the valve closure member 20.
  • the control room 19 is via a throttle with a high-pressure channel in Compound containing pressurized fuel.
  • control valve 1 By the control valve 1, the control chamber 19 be relieved of pressure to a lifting movement of the Valve closure member 20 trigger, thereby characterized by his Valve seat 23 lifts.
  • the pressure relief of the control room 19th is controlled by the control piston 2 of the control valve 1.
  • the control piston 2 is provided with an actuator, for example an armature of a solenoid valve, not shown connected.
  • By energizing the solenoid valve lifts the Control piston 2 against the force of the control valve spring 24 of from his seat and thereby gives a low pressure port 16 free. With the release of the low pressure port 16 falls the pressure in a pressure chamber 12, the over a High pressure port 15 communicates with the control room.
  • control valve spring 24 pushes the Control piston 2 again sealingly against the valve plate 14, the a housing wall 13 of the pressure chamber 12 represents.
  • the pressure in the Pressure chamber 12 and control chamber 19 increases and thus the am Valve closure member 20 acting in the closing direction force.
  • control piston 2 of the control valve 1 in the region of Sealing seat shown.
  • the control piston 2 is in a Bore 3 guided longitudinally movable.
  • the hole 3 is located in the control valve housing 11.
  • the control piston 2 is located with a Part of the end face 10 on the valve plate 14 and sealingly covers the low pressure port 16. In the shown position prevents the control piston 2 the Transfer from a high pressure port 16 in the Pressure chamber 12 guided fuel to the low pressure port.
  • FIG. 2b shows the detail circled in FIG. 2a.
  • a Gap To a certain operating time is formed by plastic Deformation as a result of the impact pulse or by Other wear, such as cavitation erosion, a Gap, leaving the actual sealing zone 5 inside emigrated.
  • the sealing diameter displaced inside created by acting in the gap Fuel pressure against the control valve spring 24th directed pressure force, which lift the control piston 2 want.
  • the sealing force is lower, the Fit seat leakage increases with inadmissible change of Control times and in extreme cases, the control piston 2 even completely raised, which leads to the failure of the control valve 1.
  • Figure 3 shows a control valve 1, which with a Control piston 2 according to the invention is designed, whose Closing head 4 formed with a closing head diameter 6 is greater than the guide diameter 7, on the the control piston 2 is guided in the bore 3.
  • the 27th diameter stepping back from the Closing head diameter 6 on the guide diameter 7 corresponds, is in the pressure chamber 12.
  • By the at the Diameter step 27 attacking pressure forces is the Sealing strength increased.
  • the condition is that the sealing edge 5 on a larger diameter than the Guide diameter 7.
  • the poetic Diameter is from the housing wall 13 of the valve plate 14th and an end face 10 superior cutting edge of the Locking head 4 formed by two against each other inclined chamfers 8 and 9 is shown.
  • the outside Chamfer 8 is the pressure prevailing in the pressure chamber 12 Exposed to fuel pressure, so here in the opening direction acting compressive forces act on the at the diameter stage 27 opposing pressure forces are opposite.
  • the sealing edge 5 or the sealing edge is divided by two formed inclined chamfers, an outer chamfer 8 and an internal chamfer 9.
  • the tangents 25 and 26 to the Bevel 9 and 10 in the cutting edge form with the housing wall 12th an angle ⁇ and an angle ⁇ .
  • the thus formed Angles are preferably in the range between 0.5 ° and 20 °. In principle, however, any other angles are conceivable.
  • the angle between the tangents is preferably given to 179 to 140 degrees, so a relatively obtuse angle.
  • This relatively obtuse angle has the advantage that on the one hand a sharply defined cutting edge is formed with a sealing line, which defines the sealing diameter.
  • angles ⁇ and ⁇ can be chosen to be the same size. By However, different choice of angles can be one Defined displacement direction of the sealing diameter become. It is assumed that the sealing Diameter shifts toward the shallower bevel, since the clear distance between chamfer and housing wall stop there is lower and at a plastic flattening of First cut the flatter bevel sections into place reach. So if an enlargement of the sealing Diameter is to be achieved in operation, the angle ⁇ at the outer bevel smaller than the angle ⁇ at the inner Bevel to choose. This increases over time the sealing force, as acting on the diameter stage 27 Compressive force is compensated to a lesser extent. Vice versa On the other hand, there will be a reduction of the sealing Diameter, if the inner bevel with a smaller angle ⁇ is formed as the angle ⁇ of outer bevel is.
  • the shift of the sealing diameter can also still depend on other factors. It is conceivable that the Displacement of the sealing diameter due to others Factors influencing the direction described above runs. Crucial is obviously how big the Support of the chamfer by the preceding and behind it Material material is. The shape of the chamfer can also be one Role-play.
  • the chamfers can not only with straight sections, but also be formed with a radius, as the figures 4a, 4b and 4d show.
  • the chamfers are formed by two straight sections. at the formation of Figure 4d, the sealing edge 5 semicircular in cross section.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Steuerventil (1) zur Steuerung von Einspritzinjektoren, das eine zuverlässige Abdichtung gewährleistet, auch bei längerer Betriebszeit und Verschleiß des Dichtrandes (5), der einem Schließkopf (4) eines hubbeweglichen Steuerkolbens (2) zugeordnet ist. Dies wird im Vergleich zum Stand der Technik durch eine Erhöhung der Schließkraft erreicht. Der Schließkopf (4) liegt hierzu in einem mit dem gesteuerten Medium beaufschlagten Druckraum (12). Dadurch, dass der Schließkopfdurchmesser (6) größer als der Führungsdurchmesser (7) des Steuerkolbens (2) ausgeführt ist, und die Durchmesserstufe (27), die dem Rücksprung vom Schließkopfdurchmesser (6) auf den Führungsdurchmesser (7) entspricht, im Druckraum (12) angeordnet ist, wirkt der im Druckraum (12) anliegende Druck auf die Durchmesserstufe (27), wodurch zusätzlich zur Schließkraft einer Steuerventilfeder (24) eine Kraft in Schließrichtung erzeugt wird. <IMAGE>

Description

Es ist bekannt zur Steuerung von Einspritzinjektoren für Brennkraftmaschinen ein Steuerventil zu verwenden, das die Stellbewegungen des Ventilschließglieds steuert. Ein derartiges Steuerventil verfügt über einen hubbeweglichen, Steuerkolben, der zum Beispiel solenoid- oder piezobetätigt sein kann. Der Steuerkolben liegt mit einer Stirnseite im Bereich eines Schließkopfs in einem Druckraum, auf den ein gedrosselter, von einem Steuerraum des Ventilschließglieds ausgehender hochdruckseitiger Zulauf ausmündet, und von dem ein gedrosselter und durch den Steuerkolben gesteuerter Ablauf abgeht. Der Steuerraum des Ventilschließglieds steht in gedrosselter Verbindung mit einer Hochdruckleitung. Die Stellbewegungen des Steuerkolbens bewirken Druckänderungen in dem an das Ventilschließglied angrenzenden Steuerraum und entsprechende Kräfte auf die Rückseite des Ventilschließglieds. Ist der Ablauf des Druckraums geöffnet, wird der Druck im Druckraum abgebaut und gleichzeitig der auf die Rückseite des Ventilschließglieds wirkende Druck erniedrigt, was zum Öffnen des Ventilschließglieds führt. Wird der Ablauf durch den Schließkopf des Steuerkolbens wieder verschlossen, erhöht sich der Druck im Druckraum und zugleich in dem auf der Rückseite des Ventilschließglieds liegenden Steuerraum, was zum Schließen des Ventilschließglieds führt.
Ein solches Steuerventil ist beispielsweise in der US 5,934,643 dargestellt. Der Steuerkolben ist an einem einer Gehäusewand gegenüberliegenden Schließkopf mit einem Dichtrand ausgebildet, der, im Anschlag an der Gehäusewand befindlich, einen Druckraum gegen den Mündungsbereich eines Niederdruckanschlusses abdichtet. Der auf dem Umfang des Steuerkolbens gelegene Druckraum steht mit dem Hochdruckanschluss in Verbindung, der zu dem auf der Rückseite des Ventilschließglieds des Injektors liegenden Steuerraum führt, der seinerseits über eine gedrosselte Zuführung mit einem kraftstoffführenden Hochdruckkanal in Verbindung steht. Der auf der Stirnseite des Schließkopfs liegende Dichtrand besitzt in einer Ausgestaltung eine ebene ringförmige Anlagefläche, die sich auf der ebenen Gehäusewand abstützt. In einer anderen Ausgestaltung ist der Dichtrand mit einer Schneide ausgebildet. In dieser letzteren Ausführung wird der Niederdruckanschluss jedoch durch eine Innenbohrung des Steuerkolbens gebildet. Der Außendurchmesser des den Dichtrand tragenden Schließkopfs entspricht offensichtlich dem Führungsdurchmesser des Steuerkolbens. Bei derartigen Ausgestaltungen ergibt sich mit der Zeit eine Verringerung der Schließkraft mit der Folge einer verringerten Dichtwirkung, weil auf Grund des Verschleißes der Dichtkante der dichtende Durchmesser kleiner wird, was ein gänzliches Versagen aufgrund nicht mehr zum Schließen ausreichender Kräfte bewirken kann. Die Verringerung der Schließkraft ist dadurch bedingt, dass eine zusätzliche Fläche mit Kraftstoffdruck beaufschlagt ist, wodurch entgegen der Schließrichtung wirkende Kräfte entstehen, die durch die Steuerventilfeder nicht ausgeglichen werden können.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zu Grunde, durch Erhöhung der Schließkraft eine zuverlässige Abdichtung auch bei längerer Betriebszeit und Verschleiß der Dichtkante zu gewährleisten.
Dieses Problem wird durch die im Patentanspruch 1 aufgeführten Merkmale dadurch gelöst, dass der Schließkopfdurchmesser größer als der Führungsdurchmesser des Steuerkolbens ausgeführt ist, und die Durchmesserstufe, die dem Rücksprung vom Schließkopfdurchmesser auf den Führungsdurchmesser entspricht, im Druckraum angeordnet ist. Dadurch wirkt der im Druckraum anliegende Druck auf die Durchmesserstufe, wodurch eine Kraft in Schließrichtung zusätzlich zur Schließkraft einer Steuerventilfeder erzeugt wird. Voraussetzung ist, dass der dichtende Durchmesser größer als der Führungsdurchmesser ist, was bei einem erfindungsgemäßen Schließkopfdurchmesser realisierbar ist.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben.
Die Ausgestaltung des Dichtrands nach Anspruch 2 mit halbkreisförmigem Querschnitt ist besonders günstig im Hinblick auf das Strömungsverhalten und die Vermeidung von Kavitation. Zugleich verspricht diese Ausbildung einen hohen Widerstand gegen Verschleiß bzw. plastische Verformung, weil durch eine große Materialansammlung in der Umgebung unmittelbar vor und hinter der Dichtlinie eine hohe mechanische Festigkeit besteht.
Gemäß den Unteransprüchen 3 bis 7 weist der Dichtrand eine scharf begrenzte Anlagekante, eine Schneide auf, die aus zwei gegeneinander geneigten Fasen gebildet wird. Die Fasen können dabei aus geraden Abschnitten oder konvexen Abschnitten ausgebildet sein. Konvexe Abschnitte begünstigen das Ein- und Ausströmverhalten und helfen dadurch Kavitation zu vermeiden. Günstigere Durchflussbeiwerte, die dadurch erreicht werden, bieten außerdem die Möglichkeit, den erforderlichen Hub zu verkleinern.
Gemäß Anspruch 8 beträgt der zwischen den Tangenten an die Fasen in der Schneide eingeschlossene Winkel 90° oder mehr aber weniger als 180°, vorzugsweise 140° bis 179°. Dadurch wird eine scharf begrenzte Anlageschneide gebildet.
Andrerseits ist die vor und hinter der Schneide liegende Materialansammlung bei diesen relativ großen Winkeln groß genug, um auch hohe Aufschlagkräfte ohne starke plastische Verformungen des vor und hinter der Schneide liegenden Materials aufnehmen zu können.
Gemäß den Ansprüchen 9 und 10 betragen die von den Tangenten an die Fasen in der Schneide und von der den Anschlag bildenden Gehäusewand eingeschlossenen Winkel zwischen 0,5° und 20°. Aufgrund des relativ flachen Verlaufs beider Fasen ergibt sich wiederum der Vorteil eines geringen Verschleißes bzw. geringer bleibender Verformungen der den dichtenden Durchmesser darstellenden Schneide. Denn die vor und hinter der Schneide liegende große Materialansammlung bewirkt eine hohe Festigkeit. Dadurch wird eine Verlagerung des dichtenden Durchmessers verringert, so dass die Veränderung der Schließkräfte im Betrieb ebenfalls minimiert wird.
Die Fasen können gemäß Anspruch 11 gleiche Winkel aufweisen. Durch die symmetrische Abplattung der Schneide im Betrieb ist eine Verlagerung des dichtenden Durchmessers nach innen oder außen möglich. Um immer eine ausreichende Schließkraft zu gewährleisten, ist in diesem Fall eine ausreichende Durchmesserstufe vorzusehen.
Durch die Verwendung von gegenüber dem dichtenden Durchmesser außen liegenden Fasen wird ein definierter Spalt gebildet, in dem der Kraftstoffdruck anliegt. Durch Variation der Breite der Fase bzw. des dichtenden Durchmessers kann die an der Durchmesserstufe nach Anspruch 1 in Schließrichtung wirkende Kraft nach Bedarf mehr oder weniger kompensiert werden. Damit besteht eine einfache Möglichkeit, die von der Steuerventilfeder aufzubringende erforderliche Schließkraft durch entsprechende Dimensionierung der Fase anzupassen.
Die Verwendung einer außen liegenden Fase hat auch den Vorteil, dass die Möglichkeit besteht, die Auswirkung des zu erwartenden Verschleißes auf den dichtenden Durchmesser durch eine günstige Wahl der Fasenwinkelkombination so zu beeinflussen, dass sich im Betrieb durch Verschleiß eine Vergrößerung des dichtenden Durchmessers ergibt, was gleichbedeutend einer Erhöhung der Schließkräfte ist. Dieses Ergebnis wird erzielt, wenn die außenliegende Fase nach Anspruch 12 sehr flach und die innen liegende Fase etwas steiler (α<β) verläuft. Bei einer Abflachung der Schneide durch plastische Verformung gelangen nämlich zunächst die außen liegenden Fasenabschnitte mit geringerem lichtem Abstand zur Anlagefläche in Kontakt mit der Anlagefläche der den Dichtsitz bildenden Gehäusewand.
Umgekehrt lässt sich eine Verlagerung des dichtenden Durchmessers nach innen erzielen, wenn gemäß Anspruch 13 die innen liegende Fase flacher verläuft als die außen liegende Fase (α>β).
Außer dem Fasenwinkel kann die Form der Fase Einfluss auf die Verlagerungsrichtung des dichtenden Durchmessers nehmen. Gemäß Anspruch 14 werden deshalb die Winkel der Fasen und/oder ihre Form so gewählt, dass sich auf Grund des im Betrieb zu erwartenden Verschleißes eine Vergrößerung des dichtenden Durchmessers ergibt. Dadurch wird einer Verkleinerung der Schließkräfte im Betrieb entgegengewirkt.
Der Dichtrand liegt nach Anspruch 15 vorzugsweise auf einem Durchmesser, der dem Führungsdurchmesser entspricht oder größer ist. Die Wahl des geeigneten Durchmessers wird durch die durch die Steuerventilfeder und die Druckkräfte erzielbaren Schließkräfte festgelegt. Mit der Wahl des Dichtranddurchmessers werden zugleich auch die Fasenbreiten und damit die auf den Steuerkolben wirkenden Druckkräfte festgelegt.
Gemäß Anspruch 16 kann der Dichtrand auch auf einem Durchmesser liegen, der kleiner als der Führungsdurchmesser ist.
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und wird im Folgenden näher beschrieben.
Es zeigen:
Fig. 1
eine Querschnittsansicht eines Injektors mit einem Steuerventil zur Steuerung des Ventilschließglieds;
Fig. 2
die Ausführung eines Steuerventils mit einem Steuerkolben nach dem Stand der Technik gemäß Figur 2a, wobei Figur 2b ein Detail der Figur 2a darstellt;
Fig. 3
eine schematische Darstellung eines Steuerventils nach der Erfindung;
Fig. 4
stellt, bestehend aus den Teilfiguren 4a bis 4d, verschiedene Ausführungsformen des erfindungsgemäßen Ventilschließkopfs des Steuerventils dar.
Bei dem in Figur 1 im Längsschnitt dargestellten Injektor dient ein Steuerventil 1, das mit einem Steuerkolben 2 ausgebildet ist, zur Steuerung der Öffnungs- und Schließbewegungen des Ventilschließglieds 20. Der Steuerraum 19 steht über eine Drossel mit einem Hochdruckkanal in Verbindung, der unter Druck stehenden Kraftstoff enthält.
Durch das Steuerventil 1 kann der Steuerraum 19 druckentlastet werden, um eine Hubbewegung des Ventilschließglieds 20 auszulösen, das dadurch von seinem Ventilsitz 23 abhebt. Die Druckentlastung des Steuerraums 19 wird durch den Steuerkolben 2 des Steuerventil 1 gesteuert. Der Steuerkolben 2 ist mit einem Stellantrieb, zum Beispiel einem Anker eines nicht weiter dargestellten Magnetventils verbunden. Durch Bestromung des Magnetventils hebt der Steuerkolben 2 gegen die Kraft der Steuerventilfeder 24 von seinem Sitz ab und gibt dadurch einen Niederdruckanschluss 16 frei. Mit der Freigabe des Niederdruckanschlusses 16 fällt der Druck in einem Druckraum 12, der über einen Hochdruckanschluss 15 mit dem Steuerraum in Verbindung steht. Nach dem Bestromungsende drückt die Steuerventilfeder 24 den Steuerkolben 2 wieder dichtend an die Ventilplatte 14 an, die eine Gehäusewand 13 des Druckraums 12 darstellt. Der Druck im Druckraum 12 und Steuerraum 19 steigt und damit die am Ventilschließglied 20 in Schließrichtung wirkende Kraft.
In der Figur 2, die aus den Figuren 2a und 2b besteht, ist der Steuerkolben 2 des Steuerventils 1 im Bereich des Dichtsitzes dargestellt. Der Steuerkolben 2 wird in einer Bohrung 3 längsbeweglich geführt. Die Bohrung 3 befindet sich im Steuerventilgehäuse 11. Der Steuerkolben 2 liegt mit einem Teilbereich der Stirnfläche 10 auf der Ventilplatte 14 an und überdeckt dichtend den Niederdruckanschluss 16. In der dargestellten Stellung verhindert der Steuerkolben 2 den Übertritt von über einen Hochdruckanschluss 16 in den Druckraum 12 geführtem Kraftstoff zum Niederdruckanschluss.
Figur 2b zeigt das in Figur 2a eingekreiste Detail. Nach einer gewissen Betriebsdauer bildet sich durch plastische Verformung in Folge des Aufschlagimpulses oder durch sonstigen Verschleiß, beispielsweise Kavitationserosion, ein Spalt, so dass die tatsächliche Dichtzone 5 nach innen wandert. Da sich damit auch der dichtende Durchmesser nach innen verlagert, entsteht durch den im Spalt wirkenden Kraftstoffdruck eine gegen die Steuerventilfeder 24 gerichtete Druckkraft, welche den Steuerkolben 2 anheben will. Dadurch wird die Dichtkraft geringer, die Dichtsitzleckage steigt mit unzulässiger Änderung der Steuerzeiten und im Extremfall wird der Steuerkolben 2 sogar ganz angehoben, was zum Versagen des Steuerventils 1 führt.
Figur 3 zeigt ein Steuerventil 1, das mit einem erfindungsgemäßen Steuerkolben 2 ausgebildet ist, dessen Schließkopf 4 mit einem Schließkopfdurchmesser 6 ausgebildet ist, der größer ist als der Führungsdurchmesser 7, auf dem der Steuerkolben 2 in der Bohrung 3 geführt ist. Die Durchmesserstufe 27, die dem Rücksprung vom Schließkopfdurchmesser 6 auf den Führungsdurchmesser 7 entspricht, liegt im Druckraum 12. Durch die an der Durchmesserstufe 27 angreifenden Druckkräfte wird die Dichtkraft erhöht. Voraussetzung ist, dass der Dichtrand 5 auf einem größeren Durchmesser liegt als der Führungsdurchmesser 7. Bei der Wahl des Dichtranddurchmessers 5 ist natürlich darauf zu achten, dass die vom Magneten des Magnetventils aufzubringenden Anzugskräfte die von der Steuerventilfeder 24 und den an der Durchmesserstufe 27 wirkenden Druckkräften übersteigen können. Der dichtende Durchmesser wird von der Gehäusewand 13 der Ventilplatte 14 und einer die Stirnfläche 10 überragenden Schneide des Schließkopfs 4 gebildet, die durch zwei gegeneinander geneigte Fasen 8 und 9 dargestellt wird. Die außenliegende Fase 8 ist dabei dem im Druckraum 12 herrschenden Kraftstoffdruck ausgesetzt, so dass hier in Öffnungsrichtung wirkende Druckkräfte wirken, die den an der Durchmesserstufe 27 wirkenden Druckkräften entgegengesetzt sind. Durch die Fasenbreite der äußeren Fase lassen sich somit variabel, ohne die Steuerventilfeder 24 zu ändern, unterschiedliche Dichtkräfte realisieren.
Des weiteren kann durch unterschiedliche Fasenwinkelkombinationen und Fasenformen bestimmt werden, ob sich der dichtende Durchmesser im Betrieb durch plastische Verformung oder sonstige Verschleißerscheinungen der Dichtschneide vergrößert oder verkleinert. Der Dichtrand 5 bzw. die dichtende Schneide wird durch zwei gegeneinander geneigte Fasen ausgebildet, eine außenliegende Fase 8 und eine innenliegende Fase 9. Die Tangenten 25 und 26 an die Fasen 9 und 10 in der Schneide bilden mit der Gehäusewand 12 einen Winkel α und einen Winkel β. Die derart gebildeten Winkel liegen vorzugsweise im Bereich zwischen 0,5° und 20°. Grundsätzlich sind aber auch beliebige andere Winkel denkbar. Der Winkel zwischen den Tangenten ergibt sich vorzugsweise zu 179 bis 140 Grad, also einem relativ stumpfen Winkel. Dieser relativ stumpfe Winkel hat den Vorteil, dass einerseits eine scharf begrenzte Schneide mit einer Dichtlinie gebildet wird, die den dichtenden Durchmesser definiert. Die vor und hinter der Schneide liegende Materialansammlung ist aber auch groß genug, dass eine hohe Festigkeit erzielt wird, so dass die Abplattung der Schneide im Betrieb durch plastische Verformung minimiert wird.
Die Winkel α und β können gleich groß gewählt werden. Durch unterschiedliche Wahl der Winkel kann jedoch eine Verlagerungsrichtung des dichtenden Durchmessers festgelegt werden. Es ist davon auszugehen, dass der dichtende Durchmesser sich in Richtung der flacheren Fase verlagert, da der lichte Abstand zwischen Fase und Gehäusewandanschlag dort geringer ist und bei einer plastischen Abplattung der Schneide die flacheren Fasenabschnitte zuerst in Anlage gelangen. Wenn also eine Vergrößerung des dichtenden Durchmessers im Betrieb erzielt werden soll, wird der Winkel α an der äußeren Fase kleiner als der Winkel β an der inneren Fase zu wählen sein. Dadurch erhöht sich im Laufe der Zeit die Dichtkraft, da die an der Durchmesserstufe 27 wirkende Druckkraft in geringerem Maße kompensiert wird. Umgekehrt wird sich dagegen eine Verringerung des dichtenden Durchmessers ergeben, wenn die innere Fase mit einem kleineren Winkel β ausgebildet wird als der Winkel α der äußeren Fase beträgt.
Die Verlagerung des dichtenden Durchmessers kann aber auch noch von anderen Faktoren abhängen. Es ist denkbar, dass die Verlagerung des dichtenden Durchmessers aufgrund anderer Einflussfaktoren umgekehrt zu oben beschriebener Richtung verläuft. Entscheidend ist offensichtlich, wie groß die Stützung der Fase durch das davor und dahinter anschließende Werkstoffmaterial ist. Dabei kann auch die Form der Fase eine Rolle spielen.
Die Fasen können nicht nur mit geraden Abschnitten, sondern auch mit einem Radius ausgebildet sein, wie die Figuren 4a, 4b und 4d zeigen. Bei der Ausbildung nach Figur 4a ist die außenliegende Fase konvex gekrümmt und die innere Fase besitzt einen geraden Abschnitt. Bei der Ausbildung nach Figur 4b ist die außenliegende Fase mit einem geraden Abschnitt und die innenliegende Fase 9 mit einem konvexen Abschnitt ausgebildet. Bei der Ausbildung nach Figur 4c werden die Fasen von zwei geraden Abschnitten gebildet. Bei der Ausbildung nach Figur 4d der Dichtrand 5 halbkreisförmig im Querschnitt.
Bezugszeichenliste
1
Steuerventil
2
Steuerkolben
3
Bohrung
4
Schließkopf
5
Dichtrand
6
Schließkopfdurchmesser
7
Führungsdurchmesser
8
Fase, außen
9
Fase, innen
10
Stirnfläche
11
Steuerventilgehäuse
12
Druckraum
13
Gehäusewand
14
Ventilplatte
15
Hochdruckanschluss
16
Niederdruckanschluss
17
Mündung
18
Hochdruckkanal
19
Steuerraum
20
Ventilschließglied
21 22
Ventilfeder
23
Ventilsitz
24
Steuerventilfeder
25
Tangente, innen
26
Tangente, außen
27
Durchmesserstufe

Claims (16)

  1. Steuerventil (1), mit einem Druckraum (12), der einen Hochdruckanschluss (15) und einen Niederdruckanschluss (16) besitzt, wobei die Mündung (17) des Niederdruckanschlusses (16) in einer den Druckraum (12) begrenzenden, dem Schließkopf (4) eines in einer Bohrung (3) axial verschieblich geführten, durch eine Steuerventilfeder (24) in Schließrichtung belasteten Steuerkolbens (2) gegenüberliegenden Gehäusewand (13) angeordnet ist, die einen Anschlag für den Schließkopf (4) bildet, wobei der Schließkopf (4) eine Stirnfläche (10) mit einem Dichtrand (5) besitzt, mit dem der Schließkopf (4) an der Gehäusewand (13) anliegt und den Mündungsbereich (17) des Niederdruckanschlusses (16) unter Bildung einer Dichtgrenze dichtend überdeckt, und wobei der Schließkopf (4) unter Aufhebung der Dichtgrenze in eine von der Gehäusewand (13) abgehobene Stellung versetzbar ist,
    dadurch gekennzeichnet, dass der Schließkopfdurchmesser (6) größer ist als der Führungsdurchmesser (7) des Steuerkolbens (2), und dass die Durchmesserstufe (27), die dem Rücksprung vom Schließkopfdurchmesser (6) auf den Führungsdurchmesser (7) entspricht, im Druckraum (12) liegt.
  2. Steuerventil nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtrand (5) im Querschnitt halbkreisförmig ausgebildet ist.
  3. Steuerventil nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Stirnfläche (10) des Schließkopfs (4) mit zwei gegeneinander geneigten Fasen (8, 9) ausgebildet ist, die eine gegenüber der Stirnfläche (10) vorstehende Schneide bilden.
  4. Steuerventil nach Anspruch 3,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Fasen (8, 9) aus geraden Abschnitten gebildet sind.
  5. Steuerventil nach Anspruch 3,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Fasen (8, 9) aus einem geraden, radial innen liegenden und einem konvexen, radial außen liegenden Abschnitt gebildet sind.
  6. Steuerventil nach Anspruch 3,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Fasen (8, 9) aus einem geraden, radial außen liegenden und einem konvexen, radial innen liegenden Abschnitt gebildet sind.
  7. Steuerventil nach Anspruch 3,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Fasen (8, 9) aus zwei konvexen Abschnitten gebildet sind.
  8. Steuerventil nach einem der Ansprüche 3 bis 7,
    dadurch gekennzeichnet, dass der zwischen Tangenten (25, 26) an die Fasen (8, 9) in der Schneide eingeschlossene Winkel 90 Grad oder mehr, aber weniger als 180 Grad, vorzugsweise zwischen 140 und 179 Grad beträgt.
  9. Steuerventil nach einem der Ansprüche 3 bis 8,
    dadurch gekennzeichnet, dass der von einer Tangente (26) an die außen liegende Fase (8) in der Schneide und von der den Anschlag bildenden Gehäusewand (12) eingeschlossene Winkel α zwischen 0,5 Grad und 20 Grad beträgt.
  10. Steuerventil nach einem der Ansprüche 3 bis 9,
    dadurch gekennzeichnet, dass der von einer Tangente (25) an die innen liegende Fase (9) in der Schneide und von der den Anschlag bildenden Gehäusewand (12) eingeschlossene Winkel β zwischen 0,5 Grad und 20 Grad beträgt.
  11. Steuerventil nach Anspruch 10,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Winkel α (27) und β (28) ungefähr gleich groß sind.
  12. Steuerventil nach Anspruch 10,
    dadurch gekennzeichnet, dass der Winkel α (27) kleiner als der Winkel β (28) ist.
  13. Steuerventil nach Anspruch 10,
    dadurch gekennzeichnet, dass der Winkel α (27) größer als der Winkel β (28) ist.
  14. Steuerventil nach einem der Ansprüche 3 bis 12,
    dadurch gekennzeichnet, dass die Winkel α und β und/oder die Form der Fasen derart gewählt sind, dass sich auf Grund des Verschleißes eine Vergrößerung des dichtenden Durchmessers ergibt.
  15. Steuerventil nach einem der Ansprüche 1 bis 14,
    dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtrand (5) auf einem Durchmesser liegt, der dem Führungsdurchmesser (7) entspricht oder größer ist.
  16. Steuerventil nach einem der Ansprüche 1 bis 14,
    dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtrand (5) auf einem Durchmesser liegt, der kleiner als der Führungsdurchmesser (7) ist.
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