EP1651862A1 - Schaltventil für einen kraftstoffinjektor mit druckübersetzer - Google Patents

Schaltventil für einen kraftstoffinjektor mit druckübersetzer

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EP1651862A1
EP1651862A1 EP04738706A EP04738706A EP1651862A1 EP 1651862 A1 EP1651862 A1 EP 1651862A1 EP 04738706 A EP04738706 A EP 04738706A EP 04738706 A EP04738706 A EP 04738706A EP 1651862 A1 EP1651862 A1 EP 1651862A1
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EP
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servo valve
piston
pressure
sealing seat
seat
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Hans-Christoph Magel
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Robert Bosch GmbH
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    • F02M63/02Fuel-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
    • F02M63/0225Fuel-injection apparatus having a common rail feeding several injectors ; Means for varying pressure in common rails; Pumps feeding common rails

Definitions

  • Stroke-controlled high-pressure accumulator injection systems can be used to inject fuel into direct-injection ner internal combustion engines. These fuel injection systems are characterized by the fact that the injection pressure can be adapted to the load and speed of the ner internal combustion engine. A high injection pressure is required to reduce emissions and achieve high specific outputs. Since the achievable pressure level in high-pressure fuel pumps is limited for reasons of strength, a further increase in pressure in high-pressure injection systems (common rail) can be achieved via pressure intensifiers on injectors.
  • DE 101 23 913 discloses a fuel injection device for internal combustion engines with a fuel injector that can be supplied by a high-pressure fuel source.
  • a pressure transmission device having a movable pressure booster piston is connected between the fuel injector and the high-pressure fuel source.
  • the pressure booster piston separates a space that can be connected to the high-pressure fuel source from a high-pressure space that is connected to the fuel injector.
  • the fuel pressure in the high-pressure chamber can be varied by infecting a rear space of the pressure booster device with fuel or by emptying the rear space of fuel.
  • the fuel injector has a movable closing piston for opening and closing injection openings, the closing piston protruding into a closing pressure chamber.
  • Fuel pressure can be applied to the closing piston to achieve a force acting on the closing piston in the closing direction.
  • the closing pressure chamber and the rear chamber are formed by a common closing pressure rear chamber, all partial areas of the closing pressure rear chamber being permanently connected to one another for the exchange of fuel.
  • a pressure chamber is provided for supplying fuel to the injection opening and for applying a force acting in the opening direction to the closing piston.
  • the high-pressure chamber is connected to the high-pressure fuel source in such a way that, apart from pressure vibrations, at least the fuel pressure of the high-pressure fuel source can be constantly present in the high-pressure chamber.
  • the pressure- The space and the high-pressure space are formed by a common injection space, the partial areas of which are permanently connected to one another for the exchange of fuel.
  • servo valves can be used as switching valves which have a one-piece servo valve piston in the seat-slide design of the control cross sections.
  • servo valves in the form of seat slide valve designs used as switching valves high wear on the slide edges can occur, since only small overlap lengths can be achieved.
  • servo valves designed in a seat-slide design place high demands on the manufacturing accuracy, particularly with regard to the position of the control edges of the servo valve piston relative to one another.
  • the embodiment proposed according to the invention of a switching valve designed as a servo valve in a 3/2-seat design for controlling a fuel injector comprises a valve needle on which a first needle piston is formed, which has a first sealing seat. On the first needle piston there is another, second needle piston, which has the function of a sealing sleeve. A second sealing seat is formed on the second needle piston, the second needle piston being designed against a valve housing by means of a spring supported on the first needle piston, and forming the second sealing seat with the latter. Due to this design of the valve needle of the 3/2-seat valve proposed according to the invention, the second sealing seat closes after a substantially smaller partial valve stroke.
  • the first sealing seat opens regardless of the closing of the second sealing seat up to a much larger stroke.
  • the solution proposed according to the invention of designing a switching valve controlling a fuel injector as a 3/2-seat seat valve enables an optimal injector coordination without large losses.
  • the proposed two-part servo valve according to the invention can advantageously be used in fuel injectors that include a pressure intensifier, be it integrated into or attached to the fuel injector, which are controlled by pressure relief or pressurization of the differential pressure chamber (rear space) of the pressure intensifier.
  • Figure 1 shows an embodiment of a valve designed as a 3/2-seat switch valve for a fuel injector with pressure booster in the deactivated state
  • FIG 2 shows the 3/2-seat switch valve shown in Figure 1 in the activated state.
  • FIG. 1 shows an exemplary embodiment of a 3/2-seat seat switching valve for a fuel injector, this fuel injector comprising a pressure booster.
  • a fuel injector 1 comprises a pressure intensifier 2 and a switching valve which is designed as a servo valve 3.
  • the servo valve 3 can be actuated via an actuator 4.
  • the actuator 4 can be designed on the one hand as a solenoid valve or as a piezo actuator, optionally with the interposition of a hydraulic coupling space.
  • the fuel injector 1 is supplied with fuel under high pressure via a pressure accumulator 5 (common rail).
  • the system pressure is present within the pressure accumulator 5 at the pressure intensifier 2 in its working space 7 via a high-pressure line 6.
  • the pressure booster 2 also includes a differential pressure space 8 (rear space), which is separated from the working space 7 via a booster piston 10, 11.
  • the two-part booster piston comprises a first booster piston part 10 and a second booster piston part 11.
  • the second booster piston part 11 is acted upon by a spring element 12 supported on the bottom of the differential pressure chamber 8, via which the booster piston 10, 11 returns to its rest position against one in the working chamber 7 arranged stop ring 13 are placed.
  • a compression space 9 of the pressure booster 2 is acted upon with increased pressure in accordance with the gear ratio of the pressure booster 2.
  • a nozzle chamber inlet 14 extends from the compression chamber 9 to a nozzle chamber 17 of the fuel injector 1.
  • the compression chamber 9 is refilled when the pressure intensifier 2 is deactivated via a filling valve 16, which in the illustration according to FIG. 1 is designed as a check valve.
  • the translation piston, 1, which is formed in two parts (see reference numerals 10, 11), can also be made in one part.
  • the nozzle chamber 17 encloses an injection valve member 18 designed as a nozzle needle, which has a pressure stage 19.
  • An annular gap 20 extends from the nozzle chamber 17 to a seat 21 of the injection valve member 8.
  • Below the seat 21 there are injection openings 22, via which fuel is injected into the combustion chamber of an internal combustion engine when the injection valve member 18 is lifted out of the seat 21.
  • the end face of the injection valve member 18 is acted upon by a closing piston 23, the spherical end face of which contacts the end face of the needle-shaped injection valve member 18.
  • An overflow throttle 24 is received in the closing piston 23, via which a through bore 27 of the closing piston 23 communicates with a space receiving a spring element 25.
  • the closing piston 23 is acted upon in the closing direction by the spring element 25.
  • a control chamber line 15, into which a first throttle point 26 is formed, extends from the hydraulic chamber receiving the spring element 25 to the differential pressure chamber 8 (rear chamber) of the pressurizer 2.
  • the pressure relief of the differential pressure chamber 8 of the pressure booster 2 takes place via a relief line 28. This ends in a valve housing 29 of the servo valve 3 at an orifice point 40.
  • a servo valve piston 30 is accommodated in the valve housing 29 of the servo valve 3.
  • the servo valve piston 30 comprises a through channel 31, which has a second throttle point 32.
  • the second throttle point 32 lies at the mouth of the through-channel 31 into a control chamber 33 of the servo valve 3.
  • From the control chamber 33 a line branches off into the first low-pressure side return 35, in which a discharge throttle 34 is received.
  • the control chamber 33 of the servo valve 3 can be depressurized by actuating the actuator 4, wherein the actuator 4 can be designed either as a solenoid valve or as a piezo actuator.
  • the servo valve piston 30 is surrounded by a servo valve chamber 36, from which branches off a second low-pressure-side return 37 for controlling control volumes.
  • the two returns 35, 37 can also be brought together within the injector and connected to a common return system.
  • a first sealing seat 38 is formed, which cooperates with an annular surface of a first shaft region 46 of the servo valve piston 30.
  • a second, reduced diameter second shaft area 47 follows, which is enclosed by an annular space 39 within the servo valve housing 29.
  • the second shaft area 47 of the servo valve piston has a stop surface 49 for one on the first servo valve piston 30 second servo valve piston 41 movably received.
  • the second servo valve piston 41 is movably mounted on the first servo valve piston 30 within a third sheep area 48 and is acted upon by a spring element 42, which is supported on a spring element support 43 at the lower end of the third shaft area 48.
  • the third shaft area 48 of the first servo valve piston 30 has an end face 45 on the working space side, which is acted upon by the pressure prevailing in the working space 7 of the pressure booster 2.
  • the second movably received servo valve piston 41 has a contoured piston surface 44, which forms a further, second sealing seat 50 with the valve housing 29.
  • the system pressure prevailing in the working space 7 of the pressure intensifier 2 is present via the opened second sealing seat 50 below the servo valve housing 29 via the outlet point 40, the relief line 28 in the differential pressure space 8 (rear space) of the pressure intensifier 2.
  • the pressure booster 2 is thus compensated for by the identical pressure prevailing in the working space 7 and in the differential pressure space 8 (rear space) and there is no pressure amplification.
  • the second return 37 on the low-pressure side is closed by the first stem region 46 of the first servo valve piston 30 placed in the first sealing seat 38;
  • the first return 35 on the low-pressure side is likewise closed via the actuator 4, which is also moved into its closed position.
  • the differential pressure chamber 8 of the pressure booster 2 is depressurized via the relief line 28.
  • the actuator 4 designed as a solenoid valve or a piezo actuator is activated in such a way that the first low-pressure return 35 is opened.
  • fuel flows out of the control chamber 33 of the servo valve 3 into the first return 35 on the low pressure side, so that the end face of the first servo valve piston 30 moves into the control chamber 33 of the servo valve 3.
  • the second sealing seat 50 is closed earlier than the first sealing seat 38 is fully opened.
  • the second sealing seat 50 can be closed completely after a small valve stroke, the first of which being independent of this Sealing seat 38 opens in accordance with a further stroke of the first servo valve piston 30.
  • This contributes significantly to an improvement in the injector dynamics of the fuel injector 1. Furthermore, the losses that occur when the pressure intensifier 2 is activated can be considerably reduced by the inventive design of the servo valve 3.
  • the actuator 4 is activated such that the first return 35 on the low-pressure side is closed again.
  • the pressure in the control chamber 33 of the servo valve 3 rises again owing to the fuel flowing in through the through channel 31 and flowing in from the working chamber 7.
  • the first servo valve piston 30 moves into the first sealing seat 38 and closes it.
  • the stop 49 on the piston side, formed on the second shaft area 47 of the first servo valve piston 30 strikes the second servo valve piston 41 and thus opens the second sealing seat 50 the relief line 28, fuel under system pressure, flows into the differential pressure chamber 8 of the pressure booster 2. Therefore, the two-part booster piston 10, 11 moves out of the compression space 9, in which fuel now flows in via the filling valve 16 from the cavity receiving the spring element 25 for refilling.
  • both the first sealing seat 38 and the second sealing seat 50 can be designed in a variety of ways.
  • the second servo valve piston 41 is designed, for example, with a contoured end face 44 which interacts with a flat seat on the servo valve housing 29.
  • the second sealing seat 50 can be closed after a small valve lift of the first servo valve piston 30, while the first sealing seat 38 opens independently of the closing of the second sealing seat 50.
  • the servo valve piston design proposed according to the invention means that the second sealing seat 50 is only opened by the piston-side stop 49 after the first sealing seat 38 to the second low-pressure side return 37 has already been partially closed is.
  • Pressure accumulator 30 first servo valve piston
  • Stop ring 38 first sealing seat
  • Locking piston 46 first piston shaft area

Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf ein Servoventil (3) für einen Kraftstoffinjektor (1), der ei­nen Druckübersetzer (2) aufweist, dessen Arbeitsraum (7) von einem Differenzdruckraum (8) über einen Übersetzerkolben (10, 11) getrennt ist, wobei ein Steuerraum (33) des Ser­voventils (3) über einen Aktor (4) mit einem ersten niederdruckseitigen Rücklauf (35), und der Differenzdruckraum (8) des Druckübersetzers (2) mit einem zweiten niederdruckseiti­gen Rücklauf (37) oder einem die Rückläufe (35, 37) zusammenführenden Rücklaufsystem verbindbar sind. An einem ersten Servoventilkolben (30) ist ein erster Dichtsitz (38) aus­gebildet. Am ersten Servoventilkolben (30) ist ein als Dichthülse ausgebildeter zweiter Servoventilkolben (41) aufgenommen, der mit einem Ventilgehäuse (29) einen zweiten Dichtsitz (50) bildet. Dieser schließt bei Druckentlastung des Steuerraums (33) bei einem kleineren Hubweg früher als der erste Dichtsitz (38). Bei Druckbeaufschlagung des Steuer­raums (33) öffnet der zweite Dichtsitz (50) erst, wenn der erste Dichtsitz (38) geschlossen ist.

Description

Schaltventil für einen Kraftstoffinjektor mit Druckübersetzer
Technisches Gebiet
Zum Einspritzen von Kraftstoff in direkt einspritzende Nerbrennungskraftmaschinen können hubgesteuerte Hochdruckspeichereinspritzsysteme (Common Rail) eingesetzt werden. Diese Kraftstoffeinspritzsysteme zeichnen sich dadurch aus, dass der Einspritzdruck an Last und Drehzahl der Nerbrennungskraftmaschine angepasst werden kann. Zur Reduzierung der Emissionen und zur Erzielung hoher spezifischer Leistungen ist ein hoher Einspritzdruck erforderlich. Da das erreichbare Druckniveau in Hochdruckfoaftstoffpumpen aus Festigkeitsgründen begrenzt ist, kann eine weitere Drucksteigerung bei Hochdruckein- Spritzsystemen (Common Rail) über Druckübersetzer an Injektoren erzielt werden.
Stand der Technik
DE 101 23 913 offenbart eine Kraftstoffeinspritzeinrichtung für Brennlcraftmaschinen mit einem von einer Kraftstoffhochdruckquelle versorgbaren Kraftstoffinjelctor. Zwischen dem Kraftstoffmjektor und der Kraftstoffhochdruckquelle ist eine einen beweglichen Druckübersetzerkolben aufweisende Druckübersetzungseinrichtung geschaltet. Deren Druckübersetzerkolben trennt einen an die Kraftstoffhochdruckquelle anschließbaren Raum von ei- nem mit dem Kraftstoffmjektor verbundenen Hochdruckraum. Durch Befallen eines Rückraumes der Druckübersetzungseinrichtung mit Kraftstoff bzw. durch Entleeren des Rückraumes von Kraftstoff kann der Kraftstoffdruck im Hochdruckraum variiert werden. Der Kraftstoffmjektor weist einen beweglichen Schließkolben zum Öffnen und Verschließen von Einspritzöffnungen auf, wobei der Schließkolben in einen Schließdruckraum hinein- ragt. Der Schließkolben ist mit Kraftstoffdruck zur Erzielung einer in Schließrichtung auf den Schließkolben wirkenden Kraft beaufschlagbar. Der Schließdruckraum und der Rückraum werden durch einen gemeinsamen Schließdruck-Rückraum gebildet, wobei sämtliche Teilbereiche des Schließdruck-Rückraumes permanent zum Austausch von Kraftstoff miteinander verbunden sind. Es ist ein Druckraum zum Versorgen der Einspritzöffnung mit Kraftstoff und zum Beaufschlagen des Schließkolbens mit einer in Öffnungsrichtung wirkenden Kraft vorgesehen. Der Hochdruckraum steht derart mit der Kraftstoffhockdruck- quelle in Verbindung, dass im Hochdruckraum abgesehen von Druckschwingungen ständig zumindest der Kraftstoffdrack der Kraftstoffhochdruckquelle anliegen kann. Der Druck- raum und der Hochdruckraum werden durch einen gemeinsamen Einspritzraum gebildet, dessen Teilbereiche permanent zum Austausch von Kraftstoff miteinander verbunden sind.
Bei Kraftstoffinjektoren können Servoventile als Schaltventile eingesetzt werden, die einen einteiligen Servoventilkolben in Sitz-Schieber-Ausführung der Steuerquerschnitte aufweisen. Bei solchen in Sitz-Schieber-Bauweise ausgeführten als Schaltventile eingesetzten Servoventilen kann ein hoher Verschleiß der Schieberkanten auftreten, da nur geringe Überdeckungslängen realisiert werden können. Ferner stellen in Sitz-Schieber-Ausführung ausgebildete Servoventile hohe Anforderungen an die Fertigungsgenauigkeit besonders hinsichtlich der Lage der Steuerkanten des Servoventilkolbens zueinander.
Darstellung der Erfindung
Die erfmdungsgemäß vorgeschlagene Ausgestaltung eines als Servoventil ausgebildeten Schaltventils in 3/2-Sitz-Sitz-Bauweise zur Steuerung eines Kraftstoffinjektors umfasst eine Ventilnadel, an welcher ein erster Nadelkolben ausgebildet ist, der einen ersten Dichtsitz aufweist. Auf dem ersten Nadelkolben befindet sich ein weiterer, zweiter Nadelkolben, der die Funktion einer Dichthülse hat. Am zweiten Nadelkolben ist ein zweiter Dichtsitz ausgebildet, wobei der zweite Nadelkolben mittels einer sich am ersten Nadelkolben abstützenden Feder gegen ein Ventilgehäuse, und mit diesem den zweiten Dichtsitz bildend, ausgebildet ist. Der zweite Dichtsitz schließt aufgrund dieser Ausbildung der Ventilnadel des erfindungsgemäß vorgeschlagenen 3/2-Sitz-Sitz- Ventils bereits nach einem wesentlich kleineren Ventilteilhub. Der erste Dichtsitz öffnet hingegen unabhängig vom Schließen des zweiten Dichtsitzes weiter bis zu einem weit größeren Hub. Die erfmdungsgemäß vorgeschlagene Lösung, ein einen Kraftstoffinjektor ansteuerndes Schaltventil als 3/2-Sitz-Sitz- Ventil auszugestalten, ermöglicht eine optimale Injektorabstimmung ohne große Verlustmengen. Das erfindungsgemäß vorgeschlagene zweiteilig ausgebildete Servoventil kann vorteilhafterweise bei Kraftstoffinjektoren eingesetzt werden, die einen Druckübersetzer umfassen, sei dieser in den Kraftstoffinjektor integriert oder an diesen angebaut, welche über eine Druckentlastung bzw. eine Druckbeaufschlagung des Differenzdrackraum.es (Rückraum) des Druckübersetzers angesteuert werden.
Mit der erfindungsgemäß vorgeschlagenen Lösung werden die sich bei zu kleinen Überde- ckungslängen von Schieberdichtsitzen auftretenden Nachteile umgangen, die häufig zu hohen Verlustmengen und zu einer schlechten Inje tordynamik führen. Zeichnung
Anhand der Zeiclinung wird die Erfindung nachstehend eingehender beschrieben.
Es zeigt:
Figur 1 ein Ausführungsbeispiel eines als 3/2-Sitz-Sitz-Schaltventil ausgebildeten Ventils für einen Kraftstoffinjektor mit Druckverstärker im deaktivierten Zustand und
Figur 2 das in Figur 1 dargestellte 3/2-Sitz-Sitz-Schaltventil im aktivierten Zustand.
Ausfuhrungsvarianten
Der Darstellung gemäß Fig. 1 ist ein Ausfuhrungsbeispiel für ein 3/2-Sitz-Sitz-Schaltventil für einen Kraftstoffinjektor zu entnehmen, wobei dieser Kraftstoffinjektor einen Druckübersetzer umfasst.
Ein B raftstoffinjektor 1 umfasst einen Druckübersetzer 2 sowie ein Schaltventil, welches als Servoventil 3 ausgebildet ist. Das Servoventil 3 ist über einen Aktor 4 betätigbar. Der Aktor 4 kann einerseits als Magnetventil oder als Piezosteller gegebenenfalls unter Zwischenschaltung eines hydraulischen Kopplungsraumes ausgebildet sein.
Der Kraftstoffinjektor 1 wird über einen Druckspeicher 5 (Common Rail) mit unter hohem Druck stehendem Kraftstoff versorgt. Über eine Hochdruckleitung 6 steht der Systemdruck innerhalb des Druckspeichers 5 am Druckübersetzer 2 in dessen Arbeitsraum 7 an. Der Druckübersetzer 2 umfasst darüber hinaus einen Differenzdruckraum 8 (Rückraum), der vom Arbeitsraum 7 über einen Übersetzerkolben 10, 11 getrennt ist. Der zweiteilig ausgebildete Übersetzerkolben umfasst einen ersten Übersetzerkolbenteil 10 und einen zweiten Übersetzerkolbenteil 11. Der zweite Übersetzerkolbenteil 11 ist durch eine sich am Boden des Differenzdruckraumes 8 abstützendes Feder element 12 beaufschlagt, über welchem die Übersetzerkolben 10, 11 wieder in ihre Ruhestellung gegen einen im Arbeitsraum 7 angeordneten Anschlagring 13 gestellt werden.
Über den zweiten Übersetzerkolbenteil 11 wird ein Kompressionsraum 9 des Drucküber- setzers 2 mit entsprechend des Übersetzungsverhältnisses des Druckübersetzers 2 erhöhtem Druck beaufschlagt. Vom Kompressionsraum 9 erstreckt sich ein Düsenraumzulauf 14 zu einem Düsenraum 17 des Kraftstoffinjektors 1. Die Wiederbefüllung des Kompressionsraums 9 bei deaktiviertem Druckübersetzer 2 erfolgt über ein Befüllventil 16, welches in der Darstellung gemäß Fig. 1 als Rückschlagventil ausgestaltet ist. Der Übersetzerkolben, der in der Darstellung gemäß Fig. 1 zweiteilig ausgebildet ist (vgl. Bezugszeichen 10, 11), kann auch einteilig ausgeführt sein.
Der Düsenraum 17 umschließt ein als Düsennadel ausgebildetes Einspritzventilglied 18, welches eine Druckstufe 19 aufweist. Vom Düsenraum 17 aus erstreckt sich ein Ringspalt 20 zu einem Sitz 21 des Einspritzventilglieds 8. Unterhalb des Sitzes 21 befinden sich Einspritzöffnungen 22, über welche bei aus dem Sitz 21 abgehobenen Einspritzventilglied 18 Kraftstoff in den Brennraum einer Verbrennungskraftmaschine eingespritzt wird. Die Stirnseite des Einspritzventilglieds 18 ist durch einen Schließkolben 23 beaufschlagt, des- sen ballig ausgebildete Stirnfläche die Stirnfläche des nadeiförmigen Einspritzventilglieds 18 kontaktiert. Im Schließkolben 23 ist eine Überströmdrossel 24 aufgenommen, über welche eine Durchgangsbohrung 27 des Schließkolbens 23 mit einem ein Federelement 25 aufnehmenden Raum in Verbindung steht. Über das Federelement 25 ist der Schließkolben 23 in Schließrichtung beaufschlagt. Vom das Federelement 25 aufnehmenden hydrauli- sehen Raum erstreckt sich eine Steuerraumleitung 15, in welche eine erste Drosselstelle 26 ausgebildet ist, zum Differenzdruckraum 8 (Rückraum) des Druckbesetzers 2.
Die Druckentlastung des Differenzdruckraums 8 des Druckübersetzers 2 erfolgt über eine Entlastungsleitung 28. Diese mündet in einem Ventilgehäuse 29 des Servoventils 3 an ei- ner Mündungsstelle 40. Im Ventilgehäuse 29 des Servoventils 3 ist ein Servoventilkolben 30 aufgenommen. Der Servoventilkolben 30 umfasst einen Durchgangskanal 31, der eine zweite Drosselstelle 32 aufweist. Die zweite Drosselstelle 32 liegt an der Mündungsstelle des Durchgangskanals 31 in einen Steuerraum 33 des Servoventils 3. Vom Steuerraum 33 zweigt eine in den ersten niederdruckseitigen Rücklauf 35 verlaufende Leitung ab, in der eine Ablaufdrossel 34 aufgenommen ist. Der Steuerraum 33 des Servoventils 3 ist durch Betätigung des Aktors 4 druckentlastbar, wobei der Aktor 4 entweder als Magnetventil oder auch als Piezosteller ausgeführt werden kann.
Der Servoventilkolben 30 ist von einer Servo ventilkammer 36 umgeben, von der aus ein zweiter niederdruckseitiger Rücklauf 37 zur Absteuerung von Steuervolumen abzweigt. Die beiden Rückläufe 35, 37 können auch innerhalb des Injektors zusammengeführt sein und an ein gemeinsames Rücklaufsystem angeschlossen sein.
Am Servo ventilgehäuse 29 ist ein erster Dichtsitz 38 ausgebildet, der mit einer Ringfläche eines ersten Schaftbereiches 46 des Servoventilkolbens 30 zusammenwirkt. An den ersten Schaftbereich 46 des Servoventilkolbens 30 schließt sich ein zweiter, in verringertem Durchmesser ausgebildeter zweiter Schaftbereich 47 an, der von einem Ringraum 39 innerhalb des Servo ventilgehäuses 29 umschlossen ist. Der zweite Schaftbereich 47 des Servoventilkolbens weist eine Anschlagfläche 49 für einen am ersten Servoventilkolben 30 beweglich aufgenommenen zweiten Servoventilkolben 41 auf. Der zweite Servoventilkolben 41 ist innerhalb eines dritten Schafbereichs 48 bewegbar am ersten Servoventilkolben 30 gelagert und über ein Federelement 42 beaufschlagt, welches sich an einer Federele- mentabstützung 43 am unteren Ende des dritten Schaftbereichs 48 abstützt. Der dritte Schaftbereich 48 des ersten Servoventilkolbens 30 weist eine arbeitsraumseitige Stirnfläche 45 auf, welche von dem im Arbeitsraum 7 des Druckübersetzers 2 herrschenden Druck beaufschlagt ist. Der zweite bewegbar aufgenommene Servoventilkolben 41 weist eine konturierte Kolbenfläche 44 auf, welche mit dem Ventilgehäuse 29 einen weiteren, zweiten Dichtsitz 50 bildet.
Im in Fig. 1 dargestellten deaktivierten Ruhezustand des Druckübersetzers 2 steht über den geöffneten zweiten Dichtsitz 50 unterhalb des Servoventilgehäuses 29 der im Arbeitsraum 7 des Druckübersetzers 2 herrschende Systemdruck über die Mündungsstelle 40, die Entlastungsleitung 28 im Differenzdruckraum 8 (Rückraum) des Druckübersetzers 2 an. Damit ist der Druckübersetzer 2 durch den im Arbeitsraum 7 und in den im Differenzdruckraum 8 (Rückraum) herrschenden identischen Druck ausgeglichen und es findet keine Druckverstärkung statt. Durch den in den ersten Dichtsitz 38 gestellten ersten Schaftbereich 46 des ersten Servoventilkolbens 30 ist der zweite niederdruckseitige Rücklauf 37 verschlossen; über den ebenfalls in seine Schließstellung gefahrenen Aktor 4 wird der erste niederdruckseitige Rücklauf 35 ebenfalls verschlossen.
In dem in Fig. 1 dargestellten Ruhezustand des Druckübersetzers 2 findet keine Einspritzung statt, da über den im Differenzdruckraum 8 herrschenden Druck der Schließkolben 23 und das Einspritzventilglied 28 - unterstützt durch das Federelement 25 - in die Schließ- Stellung gefahren sind und im Düsenraum 17 keine an der Druckstufe 19 des Einspritzventilgliedes 18 in Öffnungsrichtung wirkende, erhöhte Druckkraft ansteht.
Fig. 2 zeigt die Aktivierung des Druckübersetzers des Kraftstoffiηjektors bei Ansteuerung des Aktors.
Zur Ansteuerung des Druckübersetzers 2 wird der Differenzdruckraum 8 des Druckübersetzers 2 über die Entlastungsleitung 28 druckentlastet. Dazu erfolgt eine Ansteuerung des als Magnetventil oder Piezosteller ausgebildeten Aktors 4, derart, dass der erste niederdruckseitige Rücklauf 35 geöffnet wird. Nunmehr strömt aus dem Steuerraum 33 des Ser- voventils 3 Kraftstoff in den ersten niederdruckseitigen Rücklauf 35 ab, so dass sich der erste Servoventilkolben 30 mit seiner Stirnfläche in den Steuerraum 33 des Servoventils 3 bewegt. Bei der Aufwärtsbewegung des ersten Servoventilkolbens 30 wird der zweite Dichtsitz 50 früher geschlossen als der erste Dichtsitz 38 vollständig geöffnet wird. Daher strömt aus dem Differenzdruckraum 8 Kraftstoffvolumen über die Entlastungsleitung 28, die Mündungsstelle 40 über den Ringraum 39 in den zweiten niederdruckseitigen Rücklauf 37 ab, so dass der Übersetzerkolben 10, 11 nunmehr in den Kompressionsraum 9 einfährt. Aufgrund dessen gelangt entsprechend des Übersetzungsverhältnisses des Druckübersetzers 2 Kraftstoff unter erhöhtem Druck in den Düsenraum 17. Dadurch wird das Einspritz- ventilglied 18 durch eine an der Druckstufe 19 in Öffnungsrichtung wirkende erhöhte hydraulische Kraft beaufschlagt und öffnet, so dass die unterhalb des Sitzes 21 des Einspritzventilglieds 18 in den Brennraum mündenden Einspritzöffnungen 22 freigegeben werden. Nunmehr wird Kraftstoff in den Brennraum der Verbrennungskraftmaschine eingespritzt.
Bei der Druckentlastung des Steuerraumes 33 des Servoventils 3 wird bereits bei einem kleinen aufwärts gerichteten Hub der zweite Dichtsitz 50 zwischen dem Servoventilgehäu- se 29 und der konturierten Oberfläche 44 des zweiten Servoventilkolbens 41 geschlossen. Aufgrund der an der arbeitsraumseitigen Stirnfläche 45 des Servoventilkolbens 30 im Arbeitsraum 7 des Druckübersetzers 2 angreifenden Druckkraft wird der erste Servoventil- kolben 30 nach dem Schließen des zweiten Dichtsitzes 50 weiterbewegt, so dass der erste Dichtsitz 38 weiter öffnet.
Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung des ersten Servoventilkolbens 30, an welchem ein erster Dichtsitz 38 ausgebildet ist, sowie ein bewegbar, als Dichthülse fungierender zweiter Servoventilkolben 41 aufgenommen ist, kann der zweite Dichtsitz 50 bereits nach einem kleinen Ventilhub vollständig geschlossen werden, wobei davon unabhängig der erste Dichtsitz 38 entsprechend eines weitergehenden Hubweges des ersten Servoventilkolbens 30 öffnet. Dies trägt erheblich zu einer Verbesserung der Injektordynamik des Kraftstoffinjektors 1 bei. Ferner lassen sich die Verlustmengen, die bei der Ansteuerung des Druckübersetzers 2 auftreten, durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung des Servoventils 3 erheblich reduzieren.
Zum Beenden der Einspritzung wird der Aktor 4 derart angesteuert, dass der erste niederdruckseitige Rücklauf 35 wieder verschlossen wird. Dadurch steigt im Steuerraum 33 des Servoventils 3 der Druck aufgrund des über den Durchgangskanal 31 in diesen einströmenden, vom Arbeitsraum 7 aus zuströmenden Kraftstoff wieder an. Der erste Servoventilkolben 30 fahrt in den ersten Dichtsitz 38 und verschließt diesen. Bei der Einfahrbewegung des ersten Servoventilkolbens 30 in den ersten Dichtsitz 38 schlägt der kolbenseitig, am zweiten Schaftbereich 47 des ersten Servoventilkolbens 30 ausgebildete Anschlag 49 am zweiten Servoventilkolben 41 an und öffnet somit den zweiten Dichtsitz 50. Dadurch kann vom Arbeitsraum 7 über die Mündungsstelle 40 und die Entlastungsleitung 28 unter Systemdruck stehender Kraftstoff in den Differenzdruckraum 8 des Druckübersetzers 2 einströmen. Daher fährt der zweiteilige Übersetzerkolben 10, 11 aus dem Kompressionsraum 9 aus, in welchen nunmehr über das Befüllventil 16 vom das Federelement 25 aufnehmenden Hohlraum Kraftstoff zur Wiederbefüllung nachströmt.
Zur Gewährleistung einer definierten Ausgangsstellung des am ersten Servoventilkol- ben 30 beweglich aufgenommenen zweiten Servoventilkolben 41 kann entweder ein Anschlag 49 oder ein Federelement 42 vorgesehen werden. Zur Unterstützung der Hubbewegung des ersten Servoventilkolbens 30 können Federelemente vorgesehen werden, die jedoch in der Ausführungsvariante gemäß der Figuren 1 und 2 nicht dargestellt sind. Sowohl der erste Dichtsitz 38 als auch der zweite Dichtsitz 50 können in vielfältiger Weise ausge- führt sein. Im in Fig. 1 und 2 dargestellten Ausführungsbeispiel ist der zweite Servoventilkolben 41 beispielsweise mit einer mit einem Flachsitz am Servoventilgehäuse 29 zusammenwirkenden konturierten Stirnfläche 44 ausgebildet. Neben einer Ausbildung als Flachsitz am Servoventilgehäuse 29 in Bezug auf den zweiten Dichtsitz 50 oder eine Ausgestaltung des ersten Dichtsitzes 38 als Kegelsitz, wie in Fig. 1 und 2 dargestellt, können auch andere Sitzgeometrien am ersten Dichtsitz 38 sowie am zweiten Dichtsitz 50 am Servoventil 3 eingesetzt werden.
Durch die erfindungsgemäß vorgeschlagene Ausgestaltung eines Servoventilkolbens als zweiteiliger Kolben 30, 41 kann einerseits der zweite Dichtsitz 50 nach einem kleinen Ven- tilhub des ersten Servoventilkolbens 30 geschlossen werden, während der erste Dichtsitz 38 unabhängig vom Schließen des zweiten Dichtsitzes 50 weiter öffnet. Zur Verringerung der Verlustmengen bei der Ansteuerung des Druckübersetzers 2 kann durch die erfϊn- dungsgemäß vorgeschlagene Servo ventilkolbenbauform erreicht werden, dass der zweite Dichtsitz 50 erst dann durch den kolbenseitigen Anschlag 49 geöffnet wird, nachdem der erste Dichtsitz 38 zum zweiten niederdruckseitigen Rücklauf 37 bereits teilweise geschlossen ist. Erst dann wird der zweite Dichtsitz 50 freigegeben, so dass der im Arbeitsraum 7 anstehende Systemdruck über die Entlastungsleitung 28 auch im Differenzdruckraum 8 des Druckübersetzers 2 anliegt und nur geringfügig in den zweiten niederdruckseitigen Rücklauf 37 abströmt, der bereits durch den ersten Schaftbereich 46 des ersten Servoventilkol- bens 30 am ersten Dichtsitz 38 nahezu vollständig geschlossen ist.
Bezugszeichenliste
K-raftstoffinj ektor 26 erste Drosselstelle
Druckübersetzer 27 Durchgangsbohrung Schließkolben
Servoventil 28 Entlastungsleitung
Aktor 29 Ventilgehäuse Servoventil
Druckspeicher 30 erster Servoventilkolben
Hochdruckleitung 31 Durchgangskanal
Arbeitsraum (Drucküberset: zer) 32 zweite Drosselstelle
Differenzdruckraum (Rückraum) 33 Steuerraum Servoventil
(Druckübersetzer) 34 Ablaufdrossel
Kompressionsraum (Druckübersetzer) 35 erster niederdruckseitiger Rücklauf erster Übersetzerkolben 36 Servoventilkammer zweiter Übersetzerkolben 37 zweiter niederdruckseitiger Rück¬
Rückstellfeder lauf
Anschlagring 38 erster Dichtsitz
Düsenraumzulauf 39 Ringraum
Steuerraumleitung 40 Mündungsstelle Entlastungsleitung
Befüllventil Kompressionsraum 41 zweiter Servoventilkolben
Düsenraum 42 Federelement
Einspritzventilglied 43 Federelementabstützung
Druckstufe 44 konturierte Kolbenfläche zweiter
Ringspalt Servoventilkolben 41
Sitz Einspritzventilglied 45 arbeitsraumseitige Stirnfläche
Einspritzöffnung zweiter Servoventilkolben 41
Schließkolben 46 erster Kolbenschaftbereich
Überströmdrossel 47 zweiter Kolbenschaftbereich
Federelement 48 dritter Kolbenschaftbereich 49 kolbenseitiger Anschlag für zweiten Servoventilkolben 41 50 zweiter Dichtsitz

Claims

Patentansprüche
1. Servoventil (3) für einen Kraftstoffinjektor (1), der einen Druckübersetzer (2) aufweist, dessen Arbeitsraum (7) von einem Differenzdruckraum (8) über einen Überset- zerkolben (10, 11) getrennt ist, wobei ein Steuerraum (33) des Servoventils (3) über einen Aktor (4) mit einem niederdruckseitigen Rücklauf (35), und der Differenzdruckraum (8) des Druckübersetzers (2) mit einem niederdruckseitigen Rücklauf (37) oder einem die Rückläufe (35, 37) zusammenführenden Rücklaufsystem verbindbar sind, dadurch gekennzeichnet, dass an einem ersten Servoventilkolben (30) mit einer per- manent mit Systemdruck beaufschlagten Fläche (45) ein erster Dichtsitz (38) ausgebildet ist, und am ersten Servoventilkolben (30) ein als Dichthülse ausgebildeter zweiter Servoventilkolben (41) axial verschiebbar aufgenommen ist, der mit einem Ventilgehäuse (29) einen zweiten Dichtsitz (50) bildet, so dass der erste Servoventilkolben (30) nach dem Schließen des zweiten Dichtsitzes (50) durch den zweiten Servoventilkolben (41) ein weiteres Öffnen des ersten Dichtsitzes (38) bewirkt.
2. Servoventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Dichtsitz (38) an einem ersten Schaftbereich (46) des ersten Servoventilkolbens (30) ausgebildet ist.
3. Servoventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Servoventilkolben (30) einen zweiten Schaftbereich (47) aufweist, an dem ein dem zweiten Servoventilkolben (41) zuweisender kolbenseitiger Anschlag (49) ausgebildet ist.
4. Servoventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Servoventil- kolben (30) einen dritten Schaftbereich (48) aufweist, an welchem der zweite, als Dichthülse ausgebildete Servoventilkolben (41) federbeaufschlagt aufgenommen ist.
5. Servoventil gemäß Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der dritte Schaftbereich (48) des ersten Servoventilkolbens (30) in den Arbeitsraum (7) des Druckübersetzers (2) hineinragt.
6. Servoventil gemäß Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der dritte Schaftbereich (48) des ersten Servoventilkolbens (30) eine vom Systemdruck im Arbeitsraum (7) beaufschlagte arbeitsraumseitige Stirnfläche (45) aufweist.
Servoventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Servoventilkolben (30) einen Durchgangskanal (31) aufweist, an dessen dem Steuerraum (33) zuweisender Seite eine zweite Drosselstelle (32) vorgesehen ist.
8. Servoventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass eine den Differenzdruckraum (8) des Druckübersetzers (2) beaufschlagende Leitung sowie den Differenzdruckraum (8) druckentlastende Leitung (28) in einem Servoventilgehäuse (29) des Servoventils (3) an einer Mündungsstelle (40) mündet, die zwischen dem ersten Dichtsitz (38) und dem zweiten Dichtsitz (50) liegt.
9. Servoventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Dichtsitz (50) zwischen dem Servoventilgehäuse (29) und dem zweiten Schließkolben (41) als Flachsitz ausgebildet ist.
10. Servoventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Dichtsitz (50) zwischen dem Servoventilgehäuse (29) und dem zweiten Servoventilkolben (41) als Kegelsitz ausgebildet ist.
11. Servoventil gemäß Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass der als Flachsitz ausgebildete zweite Dichtsitz (50) zwischen dem Servoventilgehäuse (29) und einer kontu- rierten Kolbenfläche (44) des zweiten Servoventilkolbens (41) gebildet wird.
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