EP1654455A1 - Steuerventil für einen einen druckbesetzer enthaltend en kraftstoffinjektor - Google Patents

Steuerventil für einen einen druckbesetzer enthaltend en kraftstoffinjektor

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EP1654455A1
EP1654455A1 EP04738749A EP04738749A EP1654455A1 EP 1654455 A1 EP1654455 A1 EP 1654455A1 EP 04738749 A EP04738749 A EP 04738749A EP 04738749 A EP04738749 A EP 04738749A EP 1654455 A1 EP1654455 A1 EP 1654455A1
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EP
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pressure
valve
servo valve
piston
chamber
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Hans-Christoph Magel
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Robert Bosch GmbH
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Robert Bosch GmbH
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    • F02M63/0003—Fuel-injection apparatus having a cyclically-operated valve for connecting a pressure source, e.g. constant pressure pump or accumulator, to an injection valve held closed mechanically, e.g. by springs, and automatically opened by fuel pressure
    • F02M63/0007—Fuel-injection apparatus having a cyclically-operated valve for connecting a pressure source, e.g. constant pressure pump or accumulator, to an injection valve held closed mechanically, e.g. by springs, and automatically opened by fuel pressure using electrically actuated valves

Definitions

  • Both pressure-controlled and stroke-controlled injection systems can be used to supply the combustion chambers of auto-ignition internal combustion engines with fuel.
  • accumulator injection systems are also used as fuel injection systems.
  • Accumulator injection systems (Cornmon Rail) advantageously make it possible to adapt the injection pressure to the load and speed of the internal combustion engine. In order to achieve high specific outputs and to reduce the emissions of the internal combustion engine, the highest possible injection pressure is generally required.
  • DE 101 23 910.6 relates to a fuel injection device with which fuel is supplied to the combustion chambers of a multi-cylinder internal combustion engine.
  • the combustion engine's combustion chambers are each supplied with fuel via fuel injectors. These are acted upon by a high pressure source;
  • the fuel injection device according to DE 101 23 910.6 comprises a pressure intensifier which has a movable pressure intensifier piston which separates a space which can be connected to the high pressure source from a high pressure space connected to the fuel injector.
  • the fuel pressure in the high-pressure chamber can be varied by infecting a rear chamber of the pressure booster with fuel or by emptying this rear chamber of fuel.
  • the pressure booster With the activation of the pressure booster via its rear space, it can be achieved that the activation losses in the high-pressure fuel system can be kept smaller in comparison to activation via a work space that is temporarily connected to the high-pressure source. Furthermore, the high pressure chamber of the pressure booster can only be relieved up to the drain level of the high pressure storage chamber and not up to the leakage pressure level. On the one hand, the hydraulic efficiency can be improved, on the other hand, a faster pressure build-up can be achieved down to the system pressure level, so that the time intervals between the individual injection phases can be shortened considerably.
  • a pressure intensifier can be used on each K-fuel injector of a combustion engine to increase the injection pressure. If the pressure intensifier is not activated, there is a flow connection from the drain accumulator to the injection nozzle.
  • Such a system can be equipped with two valves with actuators that can be activated independently in order to ensure flexible injection course shaping.
  • a disadvantage of this solution is the relatively high production outlay for controlling such a fuel injection system with two valves and two actuators which can be activated independently.
  • the formation of a drain intensifier control valve can make it necessary to use a servo-hydraulically assisted valve due to the high discharge quantities from the differential pressure chamber of the pressure intensifier. However, this goes hand in hand with relatively high manufacturing costs.
  • the control valve is designed as a slide valve with a pressure stage.
  • the valve piston of the slide valve proposed according to the invention can be constructed in two parts, so that it has no double guide and can be manufactured relatively easily. Only two guides of different diameters are required.
  • the separation point of the two-part valve piston is in a low-pressure chamber, whereas both ends of the valve piston parts are each subjected to high pressure, so that separation of the valve pistons is impossible. Due to the drainage stage formed on the slide valve, the valve is closed by hydraulic forces, so that the generation of a large spring force is not necessary. This in turn offers the advantage that the valve proposed according to the invention has no problems can be accommodated in the tree space available for fuel injectors.
  • a hydraulic restoring force can advantageously be generated via the pressure stage.
  • slide valves with pressure stages there are several leakage paths, with a large pressure difference between rail pressure (system pressure) and low pressure being present on several guide sections of a servo valve piston.
  • system pressure rail pressure
  • low pressure low pressure
  • large overlap lengths must be provided for the guide sections in order to keep the amount of leakage within limits, which, according to this solution, results in long overall lengths of the servo valve piston.
  • a servo valve piston is formed with only one guide section, which is pressurized with system pressure (rail pressure) when the fuel injector is at rest, the leakage can be reduced considerably.
  • This one guide section has a smaller sealing diameter, since no valve pockets for the connection for control bores are to be provided in this section.
  • the shorter overall length of the guide section of the servo piston also makes production easier.
  • an additional valve seat can be used to further reduce leakage losses.
  • This additional valve seat can be designed as a flat seat and is structurally simple within a two-part valve housing and can be represented inexpensively in terms of production costs.
  • the efficiency of a fuel injector can be significantly increased when using a 3/2-way slide valve with a flat seat as a control valve for the pressure intensifier.
  • the required guide lengths and the valve stroke can be further reduced, which overall contributes to the reduction in installation space of the proposed 3/2 spool valve.
  • the design of the servo valve as a 3/2-spool-spool valve with a flat seat enables the realization of a leak-free servo piston, with which a predefinable switching sequence for the valve closing can still be realized in order to enable secondary injection at an increased pressure level.
  • control edges are used to control the pressure intensifier.
  • the control edges are designed so that when closing there is a lateral delay between closing one and opening the other of the control edges, which is used for the construction of a drain cushion.
  • FIG. 1 shows a first embodiment variant of a servo valve with a draining stage for controlling a pressure intensifier of a fuel injector
  • FIG. 2 shows an embodiment variant of the servo valve shown in FIG. 1, designed as a slide valve, with a further hydraulic space acted upon via the differential pressure,
  • Figure 3 shows a further embodiment of a servo valve designed as a slide valve for controlling a pressure booster - shown in the idle state
  • FIG. 4 shows the embodiment variant shown in FIG. 3 of a servo valve designed as a slide valve with the pressure booster activated
  • FIG. 5 shows a further embodiment of a servo valve designed as a slide valve with a multi-part servo valve housing and a flat seat formed therein in the idle state and
  • FIG. 6 shows the embodiment variant shown in FIG. 5 of a servo valve designed as a slide valve with the pressure booster activated.
  • FIG. 1 shows a servo valve designed as a slide valve for controlling a pressure intensifier on a fuel injector.
  • a pressure booster 2 Via a high-pressure source 1, which can be a high-pressure collecting space (compression rail) or a high-pressure fuel pump, a pressure booster 2 is acted upon by fuel under high pressure.
  • the pressure intensifier 2 comprises a working space 4 and a differential pressure space 5 (rear space), which are others are separated by a booster piston 3.
  • the pressure booster 2 also includes a compression chamber 6.
  • a high-pressure line 8 branches off from this, a check valve 7 being accommodated in the refilling branch of the pressure booster 2.
  • a fuel injector 9 is pressurized with fuel under a translated pressure, corresponding to the gear ratio of the pressure booster 2.
  • the high-pressure line 8 merges into a nozzle chamber inlet 15, via which a nozzle chamber 14 is supplied with fuel.
  • a first inlet throttle 12 branches off from the high-pressure line 8 into a control chamber 11.
  • the control chamber 11 can be relieved of pressure via a first outlet throttle 13 when a first switching valve 18 is actuated into a first return 19 on the low pressure side.
  • the lifting movement of an injection valve member 10, for example, in the form of a needle is controlled by the pressurization or pressure relief of the control chamber 11.
  • the injection valve member 10 comprises a pressure stage 17 in the area of the nozzle chamber 14.
  • the injection valve member 10 is acted upon by a spring element 20 in the closing direction.
  • the spring element 20 is arranged in a space of the injector body of the fuel injector 9, from which a second return 21 branches off on the low pressure side.
  • a control chamber 29 of a servo valve 23 is also supplied with high-pressure fuel from the high-pressure source 1 via a supply line 22.
  • the servo valve 23 can be actuated by actuating a switching valve 24, which opens on the outlet side into a third return line 25 on the low pressure side.
  • a second discharge throttle 27 can be connected between the second switching valve 24 and the control chamber 29 of the servo valve 23.
  • a stop 30 for an end face 28 of a second servo valve piston 33 is also received in the control chamber 29.
  • a first piston 32 and a second piston 33 are accommodated in the housing of the servo valve 23.
  • the second piston 33 has a larger diameter compared to the diameter of the first piston 32.
  • the second piston 33 is acted upon by a valve spring 31 accommodated in the control chamber 29 of the servo valve 23.
  • first hydraulic chamber 34 in the valve housing of the servo valve 23, which has a branch to a fourth return 35 on the low-pressure side.
  • second hydraulic space 38 which is hydraulically connected to the differential pressure space 5 (rear space) of the pressure booster 2 via a connecting line 43.
  • the first piston 32 has an asymmetrically designed section. This section is formed with an overlap length 41 and releases a flow cross section from the second hydraulic space 38 into the third hydraulic space 42. In the upper area of the first piston 32, this has a first overlap length 37 (hj) below the contact surface on the lower end face of the second piston 33.
  • a pressure stage is formed by the difference in diameter of the second piston 33 and the first piston 32, which pressure stage lies above a first sealing seat 36.
  • a sealing edge 40 is formed as a slide seat on the valve housing side.
  • the hydraulic space 42 is supplied with fuel under high pressure via an overflow line 39, which branches off from the supply line 22 for filling the control space 29 of the servo valve 23.
  • the end face of the first piston 32 enclosed by the third hydraulic space 42 is identified by reference numeral 44.
  • FIG. 2 shows a modification of the fuel injection system shown in FIG. 1, comprising a pressure intensifier and a fuel injector.
  • a connecting line section 46 branches off from the connecting line 43 of the differential pressure chamber 5 (rear chamber) of the pressure intensifier 2 in order to act on the second hydraulic chamber 38.
  • the connecting line section 46 acts on a fourth hydraulic chamber 45 with fuel, which is under the pressure prevailing in the differential pressure chamber 5 (rear chamber) of the pressure converter 2.
  • the first piston 32 is formed with an extended length which penetrates the third hydraulic space 42.
  • the end face 44 of the first piston 32 projects into the fourth hydraulic chamber 45 shown in FIG. 2.
  • the end face 44 of the first piston 32 in the fourth hydraulic chamber 45 can be acted upon by the pressure prevailing in the differential pressure chamber 5.
  • FIG. 2 of a fuel injector with pressure intensifier which is controlled via a servo valve, corresponds to the embodiment variant already described in connection with FIG. 1.
  • the mode of operation of the fuel injection system with pressure intensifier shown in FIGS. 1 and 2 is as follows: In the initial state, ie when the second switching valve 24 is closed, the control chamber 29 of the servo valve 23 is acted upon by the pressure prevailing in the high-pressure source 1 (high-pressure storage chamber) via the supply line 22. A closing compressive force acts on the end face 28 of the second piston 33, which is higher than the compressive force acting on the end face 44 of the first piston 32 in the opening direction from the third hydraulic space 42. The piston assembly 32, 33 is thereby placed in its lower position, so that the first sealing seat 36 is closed and the second sealing seat 40 is opened due to the open slide edge.
  • the differential pressure chamber 5 (rear chamber) of the pressure booster 2 is acted upon by the pressure prevailing in the third hydraulic chamber 42, which corresponds to the pressure prevailing in the high-pressure source 1, via the second hydraulic chamber 38 via the connecting line 43 and the open flow channel 41. Because of this, the pressure intensifier 2 remains deactivated, since the pressure prevailing in the high-pressure source 1 is also present in its working space 5. To ensure high-pressure tightness, a first covering length 37 is formed below the pressure stage.
  • the control chamber 29 of the servo valve 23 is relieved of pressure in the third return 25 on the low-pressure side, whereby the piston assembly 32, 33 opens.
  • the hydraulic opening force generated in the third hydraulic chamber 42 on the end face 44 of the first piston 32 enables the piston assembly 32, 33 to open quickly and precisely.
  • the second sealing seat 40 is closed, whereas the first sealing seat 36 is open.
  • the differential pressure space 5 (rear space) of the pressure intensifier 2 is connected via the second hydraulic space 38, the opened first sealing seat 36 and the first hydraulic space 34 to the fourth low-pressure-side return 35 branching off from it, so that the pressure intensifier 2 is activated and Compressed fuel flows into the compression chamber 6 via the high-pressure line 8 to the control chamber 11 of the fuel injector 9 and the nozzle chamber 14 thereof.
  • the fourth hydraulic chamber 45 is provided in the embodiment variant shown in FIG. 2, in which the compressive force acting on the end face 44 of the first piston 32 in the opening direction prevails.
  • the fourth hydraulic chamber 45 is connected via the connecting line 46 to the differential pressure chamber 5 (rear chamber) of the drain converter 2. According to this embodiment variant, the first phase of the closing movement of the piston assembly 32, 33 can be accelerated.
  • FIG. 3 shows a variant of a fuel injector, the pressure intensifier assigned to it also being controlled via a servo valve.
  • a booster piston 50 with an integrated check valve is provided in the embodiment variant according to FIG. Furthermore, the control chamber 29 of the servo valve 23 is pressurized via a second inlet throttle 26 connecting the working chamber 4 of the pressure intensifier 2 directly to the control chamber 29. This is not in the supply line 22, via which the working chamber 4 of the pressure intensifier 2 as shown in FIG. 3 with the high pressure source 1 (high pressure storage space) is integrated.
  • the fuel injector 9 according to FIG. 3 corresponds to the fuel injector which has already been described in connection with FIGS. 1 and 2.
  • the servo valve 23 is designed as a servo-hydraulically assisted valve and comprises a first valve piston part 32, to which a smaller-diameter second piston part 33 is assigned.
  • the valve piston is made in one piece.
  • the servo valve 23 is activated or deactivated by actuating the second switching valve 24.
  • the second switching valve 24 is assigned a third return 25 on the low-pressure side, via which the control chamber 29 of the servo valve 23 can be relieved of pressure by interposing the second discharge throttle 27 in the third return 25 on the low-pressure side.
  • the booster piston 50 of the pressure booster 2 according to the embodiment variant in FIG. 3 comprises a through-channel 51 which connects the working space 4 with the compression space 6 pressure booster 2.
  • the compression space 6 is refilled via the work space 4 via the check valve 7 integrated in the booster piston 50.
  • FIG. 3 shows the switching position of the servo valve 23 in which the pressure intensifier 2 is deactivated.
  • the control chamber 29 when the second switching valve 24 is in its seat, the pressure level prevailing in the high-pressure source 1 (high-pressure storage chamber) is present via the second inlet throttle 26 branching off from the working chamber 4 and the supply line 22.
  • the pressure force acting on the end face 44 of the first valve piston part 32 pushes it into its upper position, since the closing force acting on the end face 44 is greater than the pressure force acting on the annular pressure stage in the third hydraulic chamber 42 and acting in the opening direction.
  • the first sealing seat 36 In this position of the first valve piston part 32, the first sealing seat 36 is closed due to the overlap length 37, whereas the second sealing seat 40 in the housing 47 of the servo valve 23 is open. Because of this, the differential pressure chamber 5 (rear chamber) of the pressure booster 2 is acted upon by the pressure prevailing in the third hydraulic chamber 42 via the open second sealing seat 40 and the second hydraulic chamber 38, so that the pressure booster
  • the first overlap length 37 is formed on the second valve piston part 33. Because of the second valve piston part 33, the first overlap length 37 is in the embodiment variant according to FIG.
  • FIG. 4 shows the fourth state of the switching valve which controls the pressure intensifier of a fuel injector.
  • the second sealing seat 40 is closed, whereas the first sealing seat 36 is open due to the first overlap length 37 extended from the housing 47 of the servo valve 23.
  • the differential pressure chamber 5 (return chamber) of the pressure intensifier 2 is now connected to the fourth low-pressure-side return via the third hydraulic chamber 42 and the opened first sealing seat 36 via the fourth hydraulic chamber 45, so that the intensifier piston 50 with integrated check valve 7 into the compression chamber 6 of the pressure intensifier 2 retracts.
  • both the control chamber 11 of the fuel injector 9 and, via the nozzle chamber inlet 15, the nozzle chamber 14 of the fuel injector 9 are acted upon by fuel under increased pressure.
  • integrated flow channels 41 can be provided on the second valve piston part 33 of the valve piston as shown in FIGS. 3 and 4, which serve to stabilize the piston movement in the servo valve 23.
  • FIG. 5 shows a further embodiment variant of a servo valve which controls a drain intensifier of a fuel injector.
  • the variant of the servo valve 23 shown in FIG. 5 is in its initial state, ie in its closed position.
  • the drain translator 2 shown in the embodiment variant according to FIG. 5 corresponds to the execution of the drain translator 3 and 4 with an integrated check valve 7.
  • the fuel injector 9 is constructed identically to the fuel injectors already described in connection with FIGS. 1, 2, 3 and 4.
  • the servo valve 23 comprises a multi-part housing 61 which has a first housing part 62 from which the fourth return line 3 on the low-pressure side branches off and a second housing part 63 which accommodates the one-part valve piston of the servo valve 23.
  • the valve piston 60 comprises a first valve piston part 32 and a valve piston part with a reduced diameter.
  • a further seal 64 is formed on the underside of the first housing part 62 of the multi-part housing 61, opposite the end face 28 of the reduced-diameter valve piston part.
  • the seal 64 can be designed as a flat seat, as a conical seat or as a ball seat.
  • One or more flow channels 41 are arranged on the circumference of the valve piston part with reduced diameter.
  • the overlap length 37 on the outer circumference of the reduced-diameter valve piston 60 is further reduced in comparison with the overlap lengths 37 on the second valve piston part 33, as shown in FIGS. 3 and 4.
  • the seal 64 can be implemented in a variety of ways, and its design can be represented as a flat seat, a conical seat or a ball seat. This is particularly advantageous Execution of the seal 64 as a flat seat in connection with a multi-part housing 61 of the servo valve 23. If the seal 64 is formed in particular as a flat seat in a separate housing part 62, a possibly occurring axial misalignment between the valve piston 60 of the servo valve 23 and the housing 62 can be compensated for. With the design of the servo valve 23 shown in FIG.
  • FIG. 6 shows the servo valve according to the variant in FIG. 5 when actuated by the second switching valve 24.
  • the differential pressure chamber 5 of the pressure converter 2 is now via the third hydraulic chamber 42, the open slide seal 36, the open seal 64 and a further hydraulic chamber 65 formed in the first housing part 62 with the fourth low-pressure side return 35 connected.
  • the pressure booster 2 is thus activated and compresses the fuel volume contained in the compression space 6.
  • valve piston 60 of the servo valve 23 moves into its starting position as shown in FIG. 5 by the hydraulic pressure force building up in the control chamber 29
  • the hydraulic closing force in the control chamber 29 of the servo valve 23 ensures an exactly defined closing movement over the entire stroke range of the valve piston 60.
  • spring elements integrated in the control chamber 29 can also be used, but are not shown in the illustrations according to FIGS. 5 and 6.
  • the differential pressure chamber 5 (rear chamber) of the drain converter 2 is decoupled from the fourth low-pressure side 35. Only after a further closing stroke of the valve piston 60 and thus after a delay time t l3 does the sealing edge 40 open, so that the pressure intensifier 2 is only then completely deactivated. As valve piston 60 moves further in the direction of seal 64, it closes. As a result of the delay time X ⁇ , after a main injection has been carried out, a pressure cushion remains in the nozzle chamber 14 of the fuel injector for a short time, which can be used for post-injection under high pressure.
  • This switching sequence of opening or closing the sealing points 36, 40, 64 can avoid an overlap of opening cross sections, ie no phase with simultaneous opening of two flow cross sections occurs during the movement of the valve piston.
  • the reduced-diameter piston part of the valve piston 60 according to the representations in FIGS. 5 and 6 comprises one or more integrated flow channels 41 to stabilize the piston movement in the guide area.
  • the return lines 19, 21, 25, 35 can be separated from one another instead of in FIGS. 1 to 6 trained returns can also be partially or completely combined and connected to a return system common to all returns.

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  • Fuel-Injection Apparatus (AREA)

Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf ein Servoventil zur Betätigung eines Druckübersetzers (2),welcher einem Kraftstoffinjektor (9) zugeordnet ist, wobei der Druckübersetzer (2) einen Arbeitsraum (4) aufweist, der durch einen Übersetzerkolben (3, 50) von einem Differenzdruckraum (5) getrennt ist, und die Druckänderung im Differenzdruckraum (5) des Druckübersetzers (2) über das Servoventil (23) erfolgt, welchem ein dieses aktivierendes Schaltventil (24) zugeordnet ist. In einem Ventilgehäuse (47; 61, 62, 63) des Servoventils (23) ist dessen Steuerraum (29) sowohl mit einer Hochdruckquelle (1) verbindbar, als auch in einen niederdruckseitigen Rücklauf (25) druckentlastbar und zur Erzeugung einer schnellen Schliessbewegung am Ventilkolben (32; 33, 60) zwischen dem Steuerraum (29) und einem hydraulischen Raum (42) eine in Schliessrichtung des Ventilkolbens (32, 33, 60) wirkende Druckstufe (44, 28) ausgebildet ist und am Ventilgehäuse (47, 61, 62, 63) am Bereich des Ventilkolben (32, 33, 60) Steuerkanten (36, 40) ohne gemeinsame Öffnungsphase ausgebildet sind.

Description

Steuerventil für einen einen Druckübersetzer enthaltenden Kraftstoffinjektor
Technisches Gebiet
Zur Versorgung von Brennräumen selbstzündender Nerbre nungskraftmaschinen mit Kraftstoff können sowohl druckgesteuerte als auch hubgesteuerte Einspritzsysteme einge- setzt werden. Als Kraftstoff einspritzsysteme kommen neben Pumpe-Düse-Einheiten, Pum- pe-Leitung-Düse-Einheiten auch Speichereinspritzsysteme zum Einsatz. Speichereinspritzsysteme (Cornmon Rail) ermöglichen in vorteilhafter Weise, den Einspritzdruck an Last- und Drehzahl der Verbrermungskraftmaschine anzupassen. Zur Erzielung hoher spezifischer Leistungen und zur Reduktion der Emissionen der Verbrermungskraftmaschine ist generell ein möglichst hoher Einspritzdruck erforderlich.
Stand der Technik
Aus Gründen der Festigkeit ist das erreichbare Drackniveau bei heute eingesetzten Speichereinspritzsystemen zur Zeit auf etwa 1600 bar begrenzt. Zur weiteren Drucksteigerung an Speichereinspritzsystemen kommen an diesen Drückübersetzer zum Einsatz.
DE 101 23 910.6 bezieht sich auf eine Kraftstoffeinspritzeinrichtung, mit welcher den Brermräumen einer mehrzylindrigen Verbrermungskraftmaschine Kraftstoff zugeführt wird. Die Brenriräume der Verbremiungskraftmaschine werden jeweils über Kraftstoffinjektoren mit Kraftstoff versorgt. Diese sind über eine Hochdruckquelle beaufschlagt; ferner umfasst die K-raftstoffeinspritzeinrichtung gemäß DE 101 23 910.6 einen Druckübersetzer, der einen beweglichen Druckübersetzerkolben aufweist, welcher einen an die Hochdruckquelle anschließbaren Raum von einem mit dem Kraftstoffinjektor verbundenen Hochdruckraum trennt. Der Kraftstoffdruck im Hochdruckraum lässt sich durch Befallen eines Rückraumes des Druckübersetzers mit Kraftstoff beziehungsweise durch Entleerung dieses Rückraums von Kraftstoff variieren. Mit der Ansteuerung des Druckübersetzers über dessen Rückraum kann erreicht werden, dass die Ansteuerverluste im Kraftstoffhochdrucksystem im Ver- gleich zu einer Ansteuerung über eine zeitweise mit der Hochdruckquelle verbundenen Arbeitsraum kleiner gehalten werden können. Ferner lässt sich der Hochdruckraum des Druckübersetzers nur bis auf das Drackniveau des Hochdruckspeicherraums entlasten und nicht bis auf Leckagedruckniveau. Damit kann einerseits der hydraulische Wirkungsgrad verbessert werden, andererseits kann einer schnellerer Druckaufbau bis auf das System- drackniveau erfolgen, so dass die zwischen den einzelnen Einspritzphasen liegenden zeitlichen Abstände erheblich verkürzt werden können.
An einem jeden K-raftstofrinjektor einer Verbrermungskraftmaschine kann ein Drucküber- setzer eingesetzt werden, um den Einspritzdruck zu erhöhen. Falls der Druckübersetzer nicht aktiviert ist, besteht eine Strömungsverbindung vom Drackspeicher zur Einspritzdüse. Ein solches System kann mit zwei Ventilen mit unabhängig aktivierbaren Aktoren ausgestattet sein, um eine flexible Einspritzverlaufsformung zu gewährleisten. Von Nachteil gemäß dieser Lösung ist der relativ hohe Fertigungsaufwand für eine Steuerung eines sol- chen Kraftstoffemspritzsystems mit zwei Ventilen und zwei unabhängig aktivierbaren Aktoren. Die Ausbildung eines Drackübersetzer-Steuerventils kann dabei aufgrund der hohen Absteuermengen aus dem Differenzdrackraum des Druckübersetzers den Einsatz eines servo-hydraulisch unterstützten Ventils notwendig machen. Dies geht jedoch mit relativ hohen Fertigungskosten einher. Werden hingegen an solchen Systemen Schieberventile eingesetzt, bietet dies den Vorteil günstigerer Herstellkosten und einer verringerten Tole- ranzempfmdlichkeit. Jedoch ist zur Gewährleistung einer ausreichenden Hochdrackdicht- heit eine hohe Überdeckung der Schiebersteuerkanten zu gewährleisten, was wiederum einen großen Ventilhub von einigen Millimetern des Schieberventils erforderlich macht. Dies wiederum hat zur Folge, dass eine exakte und schnelle Schließbewegung eines Ven- tilkolbens mit einer solchen Lösung nur schwierig zu erreichen ist, da die zur Herbeiführung exakter und schneller Schließbewegung erforderlichen großen Federkräfte im Injektorbauraum nicht realisierbar sind. Der große Hub eines als Schieberventil ausgebildeten Ventilkolbens benötigt zur Realisierung hoher Federkräfte einen großen Bauraum.
Darstellung der Erfindung
Um eine exakte schnelle Schließbewegung eines Steuerventils für einen Druckübersetzer zu gewährleisten, wird das Steuerventil als Schieberventil mit einer Druckstufe ausgebil- det. Der Ventilkolben des erfϊndungsgemäß vorgeschlagenen Schieberventils kann dabei zweiteilig aufgebaut sein, so dass dieser keine Doppelführang aufweist und sich relativ einfach herstellen lässt. Es sind lediglich zwei Führungen unterschiedlichen Durchmessers erforderlich. Die Trennstelle des zweiteilig ausgebildeten Ventilkolbens liegt in einem Niederdruckraum, wohingegen beide Stirnseiten der Ventilkolbenteile jeweils mit Hoch- druck beaufschlagt sind, so dass eine Trennung der Ventilkolben ausgeschlossen ist. Durch die am Schieberventil ausgebildete Drackstufe wird das Ventil über hydraulische Kräfte geschlossen, so dass die Erzeugung einer großen Federkraft nicht erforderlich ist. Dies wiederum bietet den Vorteil, dass das erfindungsgemäß vorgeschlagene Ventil problemlos im bei Kraftstoffinjektoren zur Verfügung stehendem Baumraum untergebracht werden kann.
Über die Druckstufe kann in vorteilhafter Weise eine hydraulische Rückstellkraft erzeugt werden. Bei bekannten Schieberventilen mit Druckstufen bestehen mehrere Leckagestrecken, wobei an mehreren Führungsabschnitten eines Servoventilkolbens eine große Druckdifferenz zwischen Rail-Druck (Systemdrack) und Niederdruck anliegt. Dadurch sind für die Führungsabschnitte große Überdeckungslängen vorzusehen, um die Leckagemenge in Grenzen zu halten, was gemäß dieser Lösung große Baulängen des Servoventilkolbens zur Folge hat.
Bei Ausbildung eines Servoventilkolbens mit nur einem Führungsabschnitt, der im Ruhezustand des Kraftstoffinjektors mit Systemdruck (Rail-Druck) beaufschlagt ist, lässt sich die Leckage erheblich reduzieren. Dieser eine Führungsabschnitt weist einen kleineren Dichtdurchmesser auf, da in diesem Abschnitt keine Ventiltaschen zum Anschluss für Steuerbohrungen vorzusehen sind. Durch eine kürzere Gesamtlänge des Führungsabschnittes des Servokolbens lässt sich darüber hinaus die Herstellung erleichtern.
Alternativ zur Ausbildung des Steuerventils als 3/2-Schieber-Schieber- Ventil mit nur ei- nem Führungsabschnitt, der im Ruhezustand des Kraftstoffinjektors mit Rail-Druck beaufschlagt ist, kann zur weiteren Reduktion der Leckageverluste ein zusätzlicher Ventilsitz eingesetzt -werden. Dieser zusätzliche Ventilsitz kann als Flachsitz ausgebildet werden und ist innerhalb eines zweiteiligen Ventilgehäuses konstruktiv einfach und hinsichtlich der Herstellungskosten günstig darstellbar. Zudem lässt sich bei Einsatz eines 3/2- Schieberventils mit Flachsitz als Steuerventil für den Druckübersetzer der Wirkungsgrad eines Kraftstoffinjektors erheblich erhöhen. Die erforderlichen Führungsl-ingen sowie der Ventilhub lassen sich weiter reduzieren, was insgesamt zur Bauraumverringerung des vorgeschlagenen 3/2-Schieberventils beiträgt. Damit ist der Einsatz der erfindungsgemäßen Lösung im Zieleinbauraum moderner Verbrermungskraftmaschinen, wo nur wenig Einbau- räum zur Verfügung steht, gewährleistet. Die Ausführung des Servo entils als 3/2- Schieber-Schieber-Nentil mit Flachsitz ermöglicht die Realisierung eines leckagelosen Servokolbens, mit dem weiterhin eine vorgebbare Schaltfolge beim Nentilschließen realisierbar ist, um eine Νacheinspritzung unter erhöhtem Druckniveau zu ermöglichen.
Für alle Varianten des erfindungsgemäß vorgeschlagenen Servoventils gilt, dass zwei Steu- erkanten zu Steuerung des Druckübersetzers eingesetzt werden. Die Steuerkanten (Schieberdichtung) sind so ausgeführt, dass beim Schließen ein seitlicher Verzug zwischen Schließen der einen und Öffnen der anderen der Steuerkanten auftritt, der für den Aufbau eines Drackpolsters ausgenutzt wird. Zeichnung Anhand der Zeichnung wird die Erfindung nachstehend detaillierter erläutert.
Es zeigt:
Figur 1 eine erste Ausführungsvariante eines Servoventils mit Drackstufe zur Ansteue- rang eines Druckübersetzers eines Kraftstoffinjektors,
Figur 2 eine Ausführungsvariante des in Figur 1 dargestellten, als Schieberventil ausgebildeten Servoventils mit einem weiteren, über den Differenzdruclα-aum beaufschlagten hydraulischen Raum,
Figur 3 eine weitere Ausführungsvariante eines als Schieberventil ausgebildeten Servoventils zur Ansteuerung eines Druckübersetzers - dargestellt im Ruhezustand
Figur 4 die in Figur 3 dargestellte Ausführungsvariante eines als Schieberventil ausgebildeten Servoventils bei aktiviertem Druckübersetzer,
Figur 5 eine weitere Ausf hrungsv-tri-inte eines als Schieberventil ausgestalteten Servoventils mit mehrteiligem Servoventilgehäuse und darin ausgebildetem Flach- sitz im Ruhezustand und
Figur 6 die in Figur 5 dargestellte Ausführungsvariante eines als Schieberventil ausgebildeten Servoventils bei aktiviertem Druckübersetzer.
Ausführungsvarianten
Figur 1 ist ein als Schieberventil ausgebildetes Servoventil zur Ansteuerung eines Druckübersetzers an einem Kraftstoffinjel tor zu entnehmen.
Über eine Hochdrackquelle 1, bei welcher es sich um einen Hochdracksammelraum (Comftion Rail) oder eine Hochdrackl raftstoffpumpe handeln kann, wird ein Drucküber- setzer 2 mit unter hohem Druck stehenden Kraftstoff beaufschlagt. Der Druckübersetzer 2 umfasst einen Arbeitsraum 4 sowie einen Differenzdruckraum 5 (Rückraum), die vonein- ander durch einen Übersetzerkolben 3 getrennt sind. Der Druckübersetzer 2 umfasst darüber hinaus einen Kompressionsraum 6. Von diesem zweigt eine Hochdruckleitung 8 ab, wobei im Wiederbefüllungszweig des Druckübersetzers 2 ein Rückschlagventil 7 aufgenommen ist.
Über die Hochdruckleitung 8 wird ein Kraftstoffinjektor 9 mit unter übersetztem Druck stehenden Kraftstoff- entsprechend des Übersetzungsverhältnisses des Druckübersetzers 2 - beaufschlagt. Die Hochdruckleitung 8 geht in einen Düsenraumzulauf 15 über, über welchen ein Düsenraum 14 mit Kraftstoff beaufschlagt wird. Von der Hochdruckleitung 8 zweigt eine erste Zulaufdrossel 12 in einen Steuerraum 11 ab. Der Steuerraum 11 ist über eine erste Ablaufdrossel 13 bei Betätigung eines ersten Schaltventils 18 in einen ersten Rücklauf 19 niederdruckseitig druckentlastbar. Über die Druckbeaufschlagung beziehungsweise Druckentlastung des Steuerraums 11 wird die Hubbewegung eines beispielsweise nadeiförmig ausgebildeten Einspritzventilgliedes 10 gesteuert. Das Einspritzventil- glied 10 umfasst im Bereich des Düsenraumes 14 eine Druckstufe 17. Darüber hinaus ist das Einspritzventilglied 10 über ein Federelement 20 in Schließrichtung beaufschlagt. Das Feder element 20 ist in einem Raum des Injektorkörpers des Kraftstoffinjektors 9 angeordnet, von welchem ein zweiter Rücklauf 21 niederdruckseitig abzweigt. Beim Öffnen des Einspritzventilgliedes 10 werden die in einen hier nicht näher dargestellten Brennraum einer Verbrermungskraftmaschine mündenden Einspritzöffnungen 16 freigegeben, so dass unter hohem Druck stehender Kraftstoff in den Brennraum der Verbrermungskraftmaschine eingespritzt werden kann.
Von der Hochdrackquelle 1 wird ferner über eine Versorgungsleitung 22 ein Steuerraum 29 eines Servoventils 23 mit unter hohem Druck stehenden Kraftstoff versorgt. Das Servo- ventil 23 ist durch Ansteuerung eines Schaltventils 24, welches ablaufseitig in einen dritten Rücklauf 25 auf der Niederdruckseite mündet, betätigbar. Zwischen dem zweiten Schaltventil 24 und dem Steuerraum 29 des Servoventils 23 kann eine zweite Ablaufdrossel 27 geschaltet sein. Im Steuerraum 29 ist ferner ein Anschlag 30 für eine Stirnseite 28 eines zweiten Servoventilkolbens 33 aufgenommen. Im in Figur 1 dargestellten Ausführungsbeispiel eines Servoventils sind im Gehäuse des Servoventils 23 ein erster Kolben 32 und ein zweiter Kolben 33 aufgenommen. Der zweite Kolben 33 weist, verglichen mit dem Durchmesser des ersten Kolbens 32, einen größeren Durchmesser auf. Der zweite Kolben 33 wird durch eine im Steuerraum 29 des Servoventils 23 aufgenommene Ventilfeder 31 beaufschlagt.
Unterhalb des zweiten Kolbens 33 befindet sich im Ventilgehäuse des Servoventils 23 ein erster hydraulischer Raum 34, der einen Abzweig zu einem vierten niederdruckseitigen Rücklauf 35 aufweist. Unterhalb des ersten hydraulischen Raumes 34 befindet sich ein zweiter hydraulischer Raum 38, der mit dem Differerizdrackraum 5 (Rückraum) des Druckübersetzers 2 über eine Verbindungsleitung 43 hydraulisch in Verbindung steht. Zwischen dem zweiten hydraulischen Raum 38 und einem dritten hydraulischen Raum 42 weist der erste Kolben 32 einen asymmetrisch ausgebildeten Abschnitt auf. Diser Abschnitt ist in einer Überdeckungslänge 41 ausgebildet und gibt einen Strömungsquerschnitt vom zweiten hydraulischen Raum 38 in den dritten hydraulischen Raum 42 frei. Im oberen Bereich des ersten Kolbens 32 weist dieser unterhalb der Anlagefläche an der unteren Stirnseite des zweiten Kolbens 33 eine erste Überdeckungslänge 37 (hj) auf. Im Bereich des ersten hydraulischen Raums 34 ist durch den Durchmesserunterschied des zweiten Kolbens 33 und des ersten Kolbens 32 eine Druckstufe ausgebildet, die oberhalb eines ersten Dichtsitzes 36 liegt. Am unteren Bereich des ersten Kolbens 32 ist ventilgehäuseseitig eine Dichtkante 40 als Schiebersitz ausgebildet. Der hydraulische Raum 42 wird über eine Ü- berströmleitung 39, die von der Versorgungsleitung 22 zur Befullung des Steuerraums 29 des Servoventils 23 abzweigt, mit unter hohem Druck stehenden Kraftstoff beaufschlagt. Die vom dritten hydraulischen Raum 42 umschlossene Stirnseite des ersten Kolbens 32 ist mit Bezugszeichen 44 gekennzeichnet.
Figur 2 zeigt eine Modifikation des in Figur 1 dargestellten Kraftstoffeinspritzsystems, einen Druckübersetzer sowie einen Kraftstoffinjektor umfassend.
Im Unterschied zur Darstellung gemäß Figur 1 zweigt von der Verbindungsleitung 43 des Differenzdruckraums 5 (Rückraum) des Druckübersetzers 2 zur Beaufschlagung des zweiten hydraulischen Raums 38 ein Verbindungsleitungsabschnitt 46 ab. Der Verbindungslei- tungsabschnitt 46 beaufschlagt einen vierten hydraulischen Raum 45 mit Kraftstoff, der unter dem im Differenzdrackraum 5 (Rückraum) des Drackübersetzers 2 herrschenden Druck steht. Der erste Kolben 32 ist im Vergleich zur Ausbildung des ersten Kolbens 32 in der in Figur 1 dargestellten Ausführungsvariante mit einem verlängerten, den dritten hydraulischen Raum 42 durchsetzenden Länge ausgebildet. Die Stirnseite 44 des ersten Kolbens 32 ragt in den in Figur 2 dargestellten vierten hydraulischen Raum 45 hinein. Demzu- folge kann die Stirnseite 44 des ersten Kolbens 32 im vierten hydraulischen Raum 45 durch den im Differenzdruckraum 5 herrschenden Druck beaufschlagt werden.
Im Übrigen entspricht die in Figur 2 dargestellte Ausführungsvariante eines Kraftstoffinjektors mit Druckübersetzer, der über ein Servoventil angesteuert wird, der im Zusammen- hang mit Figur 1 bereits beschriebenen Ausführungsvariante.
Die Funktionsweise des in den Figuren 1 und 2 dargestellten Kraftstoffeinspritzsystems mit Druckübersetzer stellt sich wie folgt dar: Im Ausgangszustand, d.h. bei geschlossenem zweiten Schaltventil 24, ist der Steuerraum 29 des Servoventils 23 über die Versorgungsleitung 22 mit dem in der Hochdruckquelle 1 (Hochdruckspeicherraum) herrschenden Druck beaufschlagt. Auf die Stirnfläche 28 des zweiten Kolbens 33 wirkt eine schließende Druckkraft, die höher ist als die in Öffnungs- richtung vom dritten hydraulischen Raum 42 auf die Stirnseite 44 des ersten Kolbens 32 wirkende Druckkraft. Der Kolbenverbund 32, 33 wird dadurch in seine untere Stellung gestellt, so dass der erste Dichtsitz 36 geschlossen ist und der zweite Dichtsitz 40 aufgrund der offenstehenden Schieberkante geöffnet ist. Dadurch ist der Differenzdrackraum 5 (Rückraum) des Druckübersetzers 2 über den zweiten hydraulischen Raum 38 via Verbin- dungsleitung 43 und dem offenstehenden Strömungskanal 41 mit dem im dritten hydraulischen Raum 42 herrschenden Druck, welcher dem in der Hochdrackquelle 1 herrschenden Druck entspricht, beaufschlagt. Aufgrund dessen bleibt der Druckübersetzer 2 deaktiviert, da in dessen Arbeitsraum 5 ebenfalls der in der Hochdrackquelle 1 herrschende Druck ansteht. Zur Gewährleistung der Hochdruckdichtheit ist unterhalb der Druckstufe eine erste Überdeckungslänge 37 ausgebildet.
Durch Aktivierung des zweiten Schaltventils 24 wird der Steuerraum 29 des Servoventils 23 in den dritten niederdruckseitigen Rücklauf 25 entlastet, wodurch der Kolbenverbund 32, 33 öffnet. Durch die im dritten hydraulischen Raum 42 an der Stirnseite 44 des ersten Kolbens 32 erzeugte hydraulische Öffhungskraft wird eine schnelle und exakt ablaufende Öffnung des Kolbenverbundes 32, 33 erreicht. Im geöffneten Zustand ist der zweite Dichtsitz 40 geschlossen, wohingegen der erste Dichtsitz 36 geöffnet ist. Der Differenzdrackraum 5 (Rückraum) des Drackübersetzers 2 ist in diesem Falle über den zweiten hydraulischen Raum 38, den geöffneten ersten Dichtsitz 36 sowie den ersten hydraulischen Raum 34 mit dem von diesem abzweigenden vierten niederdruckseitigen Rücklauf 35 verbunden, so dass der Druckübersetzer 2 aktiviert ist und in dessen Kompressionsraum 6 komprimierter Kraftstoff über die Hochdruckleitung 8 dem Steuerraum 11 des Kraftstoffinjektors 9 sowie dessen Düsenraum 14 zuströmt.
Wird das zweite Schaltventil 24 wieder geschlossen, bewegt sich der Kolbenverbund 32, 33 aufgrund der in Schließrichtung wirkenden hydraulischen Druckkraft im Steuerraum 29 des Servoventils 23, welche auf die Stirnfläche 28 des zweiten Kolbens 33 wirkt, in seine Ausgangsstellung. Aufgrund der hydraulischen Schließkraft stellt sich eine exakt definierte Schließbewegung über den gesamten Hubweg des Kolbenverbundes 32, 33 ein. Zur Unter- Stützung der Schließbewegung kann zusätzlich eine Federkraft vorgesehen sein, die in den Ausfuhrungsvarianten des Servoventils 23 gemäß der Figuren 1 und 2 jedoch nicht mehr dargestellt ist. Zur Stabilisierung der Führung des Kolbenverbundes 32, 33 ist am ersten Kolben 32 des Kolbenverbundes 32, 33 ein integrierter Strömungskanal 41 ausgebildet. Anstelle der in Figur 1 und 2 dargestellten 3/2- Variante des Servoventils 23 kann auch eine 2/2-Variante eingesetzt werden sowie eine 4/2-Variante, bei welcher die Funktion des Rückschlagventils 7 in den Kolbenverbund 32, 33 des Servoventils 23 integriert sein kann.
In leichter Abwandlung der in Figur 1 dargestellten Ausführungsvariante ist bei der in Figur 2 dargestellten Ausführungsvariante der vierte hydraulische Raum 45 vorgesehen, in welchem die auf die Stirnseite 44 des ersten Kolbens 32 in Öffnungsrichtung wirkende Druckkraft herrscht. Der vierte hydraulische Raum 45 ist über die Verbindungsleitung 46 mit dem Differenzdrackraum 5 (Rückraum) des Drackübersetzers 2 verbunden. Gemäß dieser Ausführungsvariante kann die erste Phase der Schließbewegung des Kolbenverbundes 32, 33 beschleunigt werden.
Figur 3 zeigt eine Ausf l-rangsvariante eines K aftstoffinjektors, wobei der diesem zugeordnete Druckübersetzer ebenfalls über ein Servo ventil angesteuert wird.
Abweichend von dem in den Ausführungsvarianten gemäß der Figuren 1 und 2 eingesetzten Übersetzerkolben 3 des Drackübersetzers 2 ist in der Ausführungsvariante gemäß Figur 3 ein Übersetzerkolben 50 mit integriertem Rückschlagventil vorgesehen. Ferner erfolgt die Drackbeaufschlagung des Steuerraums 29 des Servoventils 23 über eine den Arbeitsraum 4 des Druckübersetzers 2 direkt mit dem Steuerraum 29 verbindende zweite Zulaufdrossel 26. Diese ist nicht in die Versorgungsleitung 22, über welche der Arbeitsraum 4 des Druckübersetzers 2 gemäß der Darstellung in Figur 3 mit der Hochdruckquelle 1 (Hoch- druckspeicherraum) beaufschlagt wird, integriert.
Der Kraftstoffinjelrtor 9 gemäß Figur 3 entspricht dem Kraftstoffinjektor, der bereits im Zusammenhang mit den Figuren 1 und 2 beschrieben wurde.
Das Servo ventil 23 gemäß Figur 3 ist als servohydraulisch unterstütztes Ventil ausgeführt und umfasst einen ersten Ventilkolbenteil 32, dem ein Durchmesser-kleinerer zweiter Kolbenteil 33 zugeordnet ist. Der Ventilkolben ist einteilig ausgebildet. Das Servoventil 23 wird durch Betätigung des zweiten Schaltventils 24 aktiviert beziehungsweise deaktiviert. Dem zweiten Schaltventil 24 ist ein dritter niederdruckseitiger Rücklauf 25 zugeordnet, über welchen der Steuerraum 29 des Servoventils 23 unter Zwischenschaltung der zweiten Ablaufdrossel 27 in den dritten niederdruckseitigen Rücklauf 25 druckentlastet werden kann. Der Übersetzerkolben 50 des Druckübersetzers 2 gemäß der Ausführungsvariante in Figur 3 umfasst einen Durchgangskanal 51, welcher den Arbeitsraum 4 mit dem Kompressionsraum 6 Druckübersetzers 2 verbindet. Über das in den Übersetzerkolben 50 integrierte Rückschlagventil 7 erfolgt eine Wiederbefüllung des Kompressionsraums 6 über den Ar- beitsraum 4.
Abweichend von den in Figur 1 und 2 dargestellten Ausführungsvarianten hinsichtlich des ersten hydraulischen Raumes 34 am Servoventil 23 ist dieser in der Ausführungsvariante gemäß Figur 3 nicht im Ventilgehäuse 47 des Servoventils 23, sondern am Kolben als Ein- schnürung 52 ausgebildet.
Figur 3 ist die Schaltstellung des Servoventils 23 zu entnehmen, in der der Druckübersetzer 2 deaktiviert ist. Im Steuerraum 29 liegt bei in seinen Sitz gestellten zweiten Schaltventil 24 über die vom Arbeitsraum 4 abzweigende zweite Zulaufdrossel 26 und die Versor- gungsieitung 22 das in der Hochdruckquelle 1 (Hochdrackspeicherraum) herrschende Druckniveau an. Durch die an der Stirnfläche 44 des ersten Ventilkolbenteils 32 angreifende Druclckraft wird dieser in seine obere Position gedrückt, da die auf die Stirnseite 44 einwirkende Schließkraft größer ist als die im dritten hydraulischen Raum 42 an de ringförmig verlaufenden Druckstufe angreifende, in Öffnungsrichtung wirkende Druclckraft. In dieser Position des ersten Ventilkolbenteils 32 ist aufgrund der Überdeckungslänge 37 der erste Dichtsitz 36 geschlossen, wohingegen der zweite Dichtsitz 40 im Gehäuse 47 des Servoventils 23 offensteht. Aufgrund dessen ist der Differenzdruckraum 5 (Rückraum) des Druckübersetzers 2 über den offenstehenden zweiten Dichtsitz 40 und den zweiten hydraulischen Raum 38 mit dem im dritten hydraulischen Raum 42 herrschenden Druck beauf- schlagt, so dass der Druckübersetzer 2 deaktiviert bleibt.
Zur Sicherstellung einer ausreichenden Hochdruckdichtheit des zweiten hydraulischen Raumes 42 gegenüber dem niederdruckseitigen vierten hydraulischen Raum 45 und dem von diesem abzweigenden vierten niederdruckseitigen Rücklauf 35 ist am zweiten Ventil- kolbenteil 33 die erste Uberdeckungslänge 37 ausgebildet. Aufgrund des zweiten Ventilkolbenteils 33 ist die erste Uberdeckungslänge 37 in der Ausführungsvariante gemäß Figur
3 gegenüber der ersten Uberdeckungslänge 37 in den Ausführungsvarianten gemäß der Figuren 1 und 2 deutlich reduziert.
Figur 4 zeigt den alcti vierten Zustand des den Druckübersetzer eines Kraftstoffinjektors ansteuernden Schaltventils.
Ausgehend vom in Figur 3 dargestellten Ausgangszustand wird beim Aktivieren des zweiten Schaltventils 24 gemäß Figur 4 der Steuerraum 29 des Servoventils 23 über die zweite Ablaufdrossel 27 in den dritten niederdruckseitigen Rücklauf 25 entlastet. Der Kolben 32 fährt aufgrund des abnehmenden Druckes im Steuerraum 29 mit seiner Stirnfläche 44 an einen Anschlag 30. Die Öffnungsbewegung des ersten Ventilkolbenteils 32 und des zweiten Ventilkolbenteils 33 wird durch die im dritten hydraulischen Raum 42 erzeugte hyd- raulische Öffnungskraft unterstützt. Dieser ist über die Überströmleitung 39 mit dem Differenzdruckraum 5 (Rüclcraum) des Druckübersetzers 2 verbunden, aus welchem bei Druck- entlastung ein nicht unerhebliches Steuervolumen über den dritten hydraulischen Raum 42, den vierten hydraulischen Raum 45 in den vierten niederdruckseitigen Rücklauf 35 abströmt. Im in Figur 4 dargestellten Kaltzustand des Servoventils 23 ist der zweite Dichtsitz 40 geschlossen, wohingegen der erste Dichtsitz 36 aufgrund der aus dem Gehäuse 47 des Servoventils 23 ausgefahrenen ersten Uberdeckungslänge 37 offensteht. Der Differenzdrackraum 5 (Rüclcraum) des Drackübersetzers 2 steht nun über den dritten hydraulischen Raum 42 sowie den geöffneten ersten Dichtsitz 36 über den vierten hydraulischen Raum 45 mit dem vierten niederdruckseitigen Rücklauf in Verbindung, so dass der Übersetzerkolben 50 mit integriertem Rückschlagventil 7 in den Kompressionsraum 6 des Druckübersetzers 2 einfährt. Dadurch werden sowohl der Steuerraum 11 des Kraftstoffϊnjektors 9 und über den Düsenraumzulauf 15 der Düsenraum 14 des Kraftstoffinjektors 9 mit unter erhöhtem Druck stehenden Kraftstoff beaufschlagt.
Bei erneuter Betätigung des zweiten Schaltventils 24, d.h. einem Verschließen des dritten niederdruckseitigen Rücklaufs baut sich im Steuerraum 29 des Servoventils 23 Druck auf, so dass sich erste Ventilkolbenteil 32 und das zweite Ventilkolbenteil 33 wieder in die in Figur 3 dargestellte Ausgangsstellung bewegt. Durch eine derart erzeugte hydraulische Schließkraft wird im Servoventil 23 eine schnelle, exakt definierte Schließbewegung über den gesamten Hubweg des Ventilkolbens mit erstem Ventilkolbenteil 32 und zweitem Ventilkolbenteil 33 enthaltend, erreicht. Zur Unterstützung der Schließbewegung können im Steuerraum 29 des Servoventils 23 Federelemente vorgesehen sein.
Analog zur Ausbildung der zweiten Kolben 32 gemäß der Ausfuhrungsvarianten in den Figuren 1 und 2 können am zweiten Ventilkolbenteil 33 des Ventilkolbens gemäß der Darstellung in den Figuren 3 und 4 integrierte Strömungskanäle 41 vorgesehen sein, die der Stabilisierung der Kolbenbewegung im Servoventil 23 dienen.
Figur 5 ist eine weitere Ausführungsvariante eines einen Drackübersetzer eines Kraftstof- fϊnjektors ansteuernden Servoventils zu entnehmen.
Die in Figur 5 dargestellte Ausführungsvariante des Servoventils 23 befindet sich in ihrem Ausgangszustand, d.h. in seiner Schließstellung. Der in der Ausführungsvariante gemäß Figur 5 dargestellte Drackübersetzer 2 entspricht der Ausführung des Drackübersetzers gemäß der Figuren 3 und 4 mit integriertem Rückschlagventil 7. Der Kraftstoffinjektor 9 ist analog zu den im Zusammenhang mit den Figuren 1, 2, 3 und 4 bereits beschriebenen Kraftstoffinjektoren identisch aufgebaut. Abweichend von den bisher dargestellten Ausfuhrungsvarianten des erfindungsgemäß vorgeschlagenen Servoventils 23 umfasst das Servoventil 23 ein mehrteiliges Gehäuse 61, welches ein erstes Gehäuseteil 62, von welchem der vierte niederdrackseitige Rücklauf 3 abzweigt sowie ein zweites Gehäuseteil 63, welches den einteiligen Ventilkolben des Servoventils 23 aufnimmt. Der Ventilkolben 60 umfasst einen ersten Ventilkolbenteil 32 sowie einen im Durchmesser reduzierten Ventilkolbenteil. Der Stirnfläche 28 des im Durchmesser reduzierten Ventilkolbenteils gegenüberliegend ist an der Unterseite des ersten Gehäuseteils 62 des mehrteiligen Gehäuses 61 eine weitere Abdichtung 64 ausgebildet. Die Abdichtung 64 kann als Flachsitz, als Kegelsitz oder als Kugelsitz ausgebildet sein. Am Umfang des im Durchmesser reduzierten Ventilkolbenteils sind ein oder mehrere Strö- mungskanäle 41 angeordnet. Die Überdeckungslänge 37 am Außenumfang des im Durchmesser reduzierten Ventilkolbens 60 ist, im Vergleich mit den Überdeckungslängen 37 am zweiten Ventilkolbenteil 33 gemäß der Darstellung in den Figuren 3 und 4, weiter reduziert.
Im in Figur 5 dargestellten Ausgangszustand, d.h. in dieser Schaltstellung des Servoventils 23, steht im Steuerraum 29 des Servoventils 23 über die zweite Zulaufdrossel 26, den Arbeitsraum 4 des Druckübersetzers 2 sowie die von der Hochdrackquelle (Hochdrackspeicherraum) abzweigende Versorgungsleitung 22, das in der Hochdruckquelle anstehende Druckniveau an. Das zweite Schaltventil 24 verschließt den dritten niederdruckseitigen Rücklauf 25. Aufgrund des im Steuerraum 29 herrschenden Druckes wirkt auf die Stirnseite 44 des ersten Ventilkolbenteils 32 eine in Schließrichtung wirkende Druckkraft. Diese ist im Vergleich zur auf die Ringfläche im dritten hydraulischen Raum 42 auf den ersten Ventilkolbenteil 32 einwirkenden, in Öffnungsrichtung wirksamen Drackkraft größer, so dass der erste Ventilkolbenteil 32 in die in Figur 5 dargestellte Position, die Abdichtung 64 abdichtend, gestellt ist. In dieser Position des Ventilkolbens 60 des Servoventils 23 ist der erste Dichtsitz 36 geschlossen, wohingegen der zweite Dichtsitz 40, ausgestaltet als Schieberdichtung, offen steht. Aufgrund der Abdichtung des vierten hydraulischen Raumes 45 durch die geschlossene Abdichtung 64 entsteht bei geschlossenem Servoventil 23 kein Leckagestrom in den vierten niederdruckseitigen Rücklauf 35. Aufgrund dessen können ge- ringere Anforderungen an die Führangsleckage hinsichtlich der Führangslänge sowie des tolerablen Spiels an der ersten Überdeckungslänge 37 zugelassen werden.
Die Abdichtung 64 kann in vielfältiger Weise ausgeführt werden, wobei sich deren Ausbildung als Flachsitz, Kegelsitz oder Kugelsitz darstellen lässt. Besonders vorteilhaft ist die Ausführung der Abdichtung 64 als Flachsitz in Verbindung mit einem mehrteiligen Gehäuse 61 des Servoventils 23. Wird die Abdichtung 64 insbesondere als Flachsitz in einem separaten Gehäuseteil 62 ausgebildet, kann ein eventuell auftretender Achsversatz zwischen dem Ventilkolben 60 des Servoventils 23 und dem Gehäuse 62 ausgeglichen werden. Mit der in Figur 5 dargestellten Bauform des Servoventils 23 wird eine hohe, die Dichtwirkung verbessernde Schließkraft auf den Ventilkolben 60 des Servoventils 23 aufgebracht, wodurch sich an der Abdichtung 64 bei Ausführung als Flachsitz beispielsweise, eine sehr hohe Flächenpressung und damit eine gute Abdichtwirkung einstellt. Im in Figur 5 dargestellten Ruhezustand des Servoventils 23 steht der Differenzdruckraum 5 (Rücl aum) des Drackübersetzers 2 über die offenstehende Dichtkante 40 und den im zweiten Gehäuseteil 63 ausgebildeten zweiten hydraulischen Raum 38 unter Zwischenschaltung des dritten hydraulischen Raumes 42 mit dem in der Hochdrackquelle 1 (Hochdrackspeicherraum) herrschenden Druck in Verbindung. Der Druckübersetzer 2 ist damit deaktiviert, da sowohl im Arbeitsraum 4 als auch im Differenzdrackraum 5 (Rückraum) der gleiche Druck herrscht.
Bei Aktivierung des zweiten Schaltventils 24 wird der Steuerraum 29 des Servoventils 23 druckentlastet.
Figur 6 zeigt das Servoventil gemäß der Ausf hrungsvaiiante in Figur 5 bei Betätigung durch das zweite Schaltventil 24.
Aufgrund einer Druckentlastung des Steuerraums 29 des Servoventils 23 strömt Kraftstoff über das zweite Schaltventil 24 in den dritten niederdruckseitigen Rücklauf 25. Der Ventil- kolben 60 des Servoventils 23 bewegt sich auf einen im Steuerraum 29 des Servoventils 23 ausgebildeten Anschlag 30 zu. An diesem Anschlag 30 liegt die Stirnseite 44 des Ventilkolbens 60 gemäß der Darstellung in Figur 6 an. Durch die im dritten hydraulischen Raum 42 erzeugte hydraulische Öffhungskraft aufgrund des vom Differenzdrackraum 5 über die Überströmleitung 39 überströmenden Steuervolumens wird eine schnelle exakte Öffnung erreicht. Bei der Öffnungsbewegung des Ventilkolbens 60 wird zuerst die Abdichtung 64 geöffnet und die Dichtkante 40 verschlossen. Erst danach erfolgt ein Öffnen des als Schieberdichtung ausgebildeten ersten Dichtsitzes 36. Dadurch kann verhindert werden, dass sich ein Kurzschluss-Leckagestrom aus dem zweiten hydraulischen Raum 38 in den vierten niederdruckseitigen Rücklauf 35 einstellt. Nunmehr wird der Differenzdruckraum 5 des Drackübersetzers 2 über den dritten hydraulischen Raum 42, die offenstehende Schieberdichtung 36, die offenstehende Abdichtung 64 sowie einen im ersten Gehäuseteil 62 ausgebildeten weiteren hydraulischen Raum 65 mit dem vierten niederdruckseitigen Rücklauf 35 verbunden. Somit ist der Druckverstärker 2 aktiviert und komprimiert das im Kompressionsraum 6 enthaltene Kraftstoffvolumen.
Bei erneuter Betätigung des zweiten Schaltventils 24 und einer damit einhergehenden Wie- derbefüllung des Steuerraums 29 des Servoventils 23 bewegt sich der Ventilkolben 60 des Servoventils 23 durch die sich im Steuerraum 29 aufbauende hydraulische Druckkraft in seine Ausgangsstellung gemäß der Darstellung in Figur 5. Durch den Aufbau der hydraulischen Schließkraft im Steuerraum 29 des Servoventils 23 wird eine exakt erfolgende definierte Schließbewegung über den gesamten Hubbereich des Ventilkolbens 60 gewährleis- tet. Zur Unterstützung der Schließbewegung können zusätzlich in den Steuerraum 29 integrierte Federelemente dienen, die jedoch in den Darstellungen gemäß der Figuren 5 und 6 nicht näher dargestellt sind. Beim Schließen des Servoventils 23 erfolgt zunächst ein Schließen des ersten Dichtsitzes (Schieberdichtung 36). Durch Schließen der Schieberdichtung 36 wird der Differenzdrackraum 5 (Rückraum) des Drackübersetzers 2 vom vierten niederdruckseitigen Rücldauf 35 abgekoppelt. Erst nach einem weiteren Schließhub des Ventilkolbens 60 und damit nach einer Verzugszeit tl3 erfolgt das Öffnen der Dichtkante 40, so dass der Druckübersetzer 2 erst dann vollständig deaktiviert wird. Bei weiterem Hub des Ventilkolbens 60 in Richtung auf die Abdichtung 64 erfolgt deren Schließen. Durch die Verzugszeit X\ bleibt nach der Vornahme einer Haupteinspritzung noch für kurze Zeit ein Druckpolster im Düsenraum 14 des Kraftstoffϊnjektors erhalten, welches für eine Nacheinspritzung unter hohem Druck ausgenutzt werden kann. Durch diese Schaltfolge des Öff- nens beziehungsweise Verschließens der Dichtstellen 36, 40, 64 kann eine Überschneidung von Öffnungsquerschnitten vermieden werden, d.h. während der Bewegung des Ventilkolbens tritt keine Phase mit gleichzeitiger Öffnung zweier Strömungsquerschnitte auf.
Der im Durchmesser reduzierte Kolbenteil des Ventilkolbens 60 gemäß der Darstellungen in Figur 5 und 6 umfasst zur Stabilisierung der Kolbenbewegung im Führungsbereich ein oder mehrere integrierte Strömungskanäle 41. Die Rückläufe 19, 21, 25, 35 können anstelle von in den Figuren 1 bis 6 getrennt voneinander ausgebildeten Rückläufen auch teilweise oder komplett zusai-αmengeführt werden und an ein allen Rückläufen gemeinsames Rücklaufsystem angeschlossen werden. Bezugszeichenliste Hochdrackquelle (Hochdrackspeicherraum) Druckübersetzer Übersetzerkolben Arbeitsraum Differenzdrackraum (Rückraum) Kompressionsraum Rückschlagventil Hochdruckleitung Kraftstoffinjektor Einspritzventilglied Steuerraum erste Zulaufdrossel erste Ablauf drossel Düsenraum Düsenraumzulauf Einspritzöffnung Druckstufe erstes Schaltventil erster niederdrackseitiger Rücklauf Federelement zweiter niederdruckseitiger Rücklauf Versorgungsleitung Servoventil zweites Schaltventil dritter niederdruckseitiger Rücklauf zweite Zulaufdrossel zweite Ablaufdrossel Kolbenstirnfläche Steuerraum Servoventil. Anschlag Ventilfeder erster Ventilkolbenteil zweiter Ventilkolbenteil erster hydraulischer Raum vierter niederdrackseitiger Rücklauf Schieberdichtung erste Überdeckungslänge (hϊ) zweiter hydraulischer Raum Überströmleitung Dichtkante integrierter Strömungskanal dritter hydraulischer Raum Verbindungsleitung Differenzdrackraum zweiter hydraulischer Raum Stirnseite vierter hydraulischer Raum Verbindungsleitung Differenzdrackraum - vierter hydraulischer Raum Servoventil-Gehäuse
Ubersetzerkolben mit integriertem Rückschlagventil Durchgangskanal Einschnürung
Ventilkolben mehrteiliges Gehäuse erster Gehäuseteil zweiter Gehäuseteil Abdichtung weiterer hydraulischer Raum

Claims

Patentansprüche
1. Servoventil zur Betätigung eines Druckübersetzers (2), welcher einem Kraftstoffinjektor (9) zugeordnet ist, wobei der Druckübersetzer (2) einen Arbeitsraum (4) aufweist, der durch einen Ubersetzerkolben (3, 50) von einem Differenzdraclcraum (5) getrennt ist, und die Druckänderung im Differenzdruckraum (5) des Druckübersetzers (2) über das Servoventil (23) erfolgt, welchem ein dieses aktivierendes Schaltventil (24) zugeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass in einem Ventilgehäuse (47; 61, 62, 63) des Servoventils (23), dessen Steuerraum (29) sowohl mit einer Hochdrackquelle (1) ver- bindbar, als auch in einen niederdruckseitigen Rücldauf (25) drackentlastbar ist und zur Erzeugung einer schnellen Schließbewegung am Ventilkolben (32; 33, 60) zwischen dem Steuerraum (29) und einem hydraulischen Raum (42) eine in Schließrichtung des Ventilkolbens (32, 33, 60) wirkende Druckstufe (44, 28) ausgebildet ist und am Ventilkolben (32, 33, 60) Steuerkanten (36, 40) ohne gemeinsame Öffnungsphase ausgebildet sind..
2. Servoventil gemäß Ansprach 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkolben einen ersten Ventilkolbenteil (32) sowie einen im Durchmesser reduzierten zweiten Ventilkolbenteil (33) aufweist.
3. Servoventil gemäß Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass an dem im Dui-chmesser reduzierten Ventilkolbenteil (32) eine eine Schieberdichtung (36) bildende Überdeckungslänge (37) ausgebildet ist.
4. Servoventil gemäß Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass an dem im Durchmesser reduzierten Ventilkolbenteil (33) des Ventilkolbens (32, 33, 60) ein oder mehrere Strömungskanäle (41) ausgebildet sind.
5. Servoventil gemäß Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Trennstelle des ers- ten Ventilkolbensteils (32) und des im Durchmesser reduzierten zweiten Ventilkolbenteils (33) in einem niederdruckseitigen Raum (34) liegt, wobei Stirnseiten (28, 44) der Ventilkolbenteile (32, 33) mit Hochdruck beaufschlagt sind.
6. Servoventil gemäß Ansprach 1, dadurch gekennzeichnet, dass ein vom Steuerraum (29) ausgehender Führungsabschnitt im Servo ventilgehäuse (47) in einen mit Hochdruck beaufschlagten zweiten hydraulischen Raum (29, 38) mündet.
7. Servoventil gemäß Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Führungsabschnitt des ersten Ventilkolbenteils (32) im Servoventilgehäuse (47) ventiltaschenfrei ausgebildet ist.
8. Servoventil gemäß Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass am Ventilkolben (60) eine weitere Abdichtung (64) ausgebildet ist, die mit einem Gehäuseteil (62) eines mehrteilig ausgebildeten Ventilgehäuses (61) zusammenwirkt.
9. Servoventil gemäß Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die weitere Abdichtung (64) als Flachsitz ausgeführt ist.
10. Servoventil gemäß Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass am Ventilkolben (60) oberhalb einer Uberdeckungslänge (37) mit einem zweiten Gehäuseteil (63) des mehrteiliges Gehäuses (61) ein Abströmen von Kraftstoff ermöglichende, integrierte Strö- mungskanäle (41) ausgebildet sind.
11. Servoventil gemäß Ansprach 1, dadurch gekennzeichnet, dass eine in Öffnungsrichtung des Servoventilkolbens (32, 33) wirksame Druckfläche (44) mit dem im Differenzdruckraum (5) herrschenden Druck beaufschlagt ist.
12. Servoventil gemäß Ansprach 1, dadurch gekennzeichnet, dass bei deaktiviertem Servoventil die Niederdruckseite (5) durch einen Führungsabscl nitt (37) am Ventilkolben (32, 33, 60) gegen die Hochdruckseite (38, 39) abgedichtet ist.
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