EP1694957A1 - Druckausgeglichenes, direktgesteuertes ventil - Google Patents

Druckausgeglichenes, direktgesteuertes ventil

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EP1694957A1
EP1694957A1 EP03776848A EP03776848A EP1694957A1 EP 1694957 A1 EP1694957 A1 EP 1694957A1 EP 03776848 A EP03776848 A EP 03776848A EP 03776848 A EP03776848 A EP 03776848A EP 1694957 A1 EP1694957 A1 EP 1694957A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
valve
pressure
diameter
seat
guide
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP03776848A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Andreas Dutt
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP1694957A1 publication Critical patent/EP1694957A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F02M63/0031—Valves characterized by the type of valves, e.g. special valve member details, valve seat details, valve housing details
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    • F02M2200/00—Details of fuel-injection apparatus, not otherwise provided for
    • F02M2200/04—Fuel-injection apparatus having means for avoiding effect of cavitation, e.g. erosion

Definitions

  • injection systems are used to inject fuel, the injectors or valves of which are exposed to extremely high pressures.
  • the valves in the area of diesel injection technology in particular are designed so that they can hold tight at high hydraulic pressures.
  • Such diesel valves operate either according to the inward opening principle or according to the outward opening principle and are extremely fast switching. The function, which ensures a sealing hold is determined at such a diesel valves in the closed state 'by a minimum leakage and by minimal hydraulic forces acting on the valve needle.
  • valve When such a valve is used for a distributor type fuel injection pump, it serves to connect a pump work space to a low pressure area through which fuel is supplied. In this way, the valve controls both the supply of fuel to the pump work space during suction and the end of injection, in which the valve, by opening, prevents further pressure from being built up in the pump work space.
  • valves In the open state, however, such valves are not, or at least only partially, pressure balanced. The result of this is that pressure waves which build up when the valves are switched subsequently generate hydraulic forces on the valve needle. The switching behavior of the valve may be changed by these undefined forces, which may result in a scattering behavior in the injection quantities. In addition, the occurrence of so-called cavitation erosions is well known.
  • the pressure in the pump work space is reduced, which was previously at a very high level, for example 1000-1200 bar via the valve opening to the low-pressure area, in which fuel flows out.
  • valve for a fuel injection pump of the distributor type in which the cavitation effects are avoided in that the valve needle has at least one guide surface, which has at least one guide surface provided in the valve bore of the valve housing in the open state of the valve cooperates in such a way that a flow channel is formed which extends in the flow direction, starting from a minimal cross section in the area of the valve seat, expanded with a constant gradient.
  • This gradient has the effect that the pressure increase is limited to a value that the flow boundary layer at this guide surface is still able to absorb without any signs of detachment of gas bubbles.
  • the valve of this type is not able to completely eliminate the cavitation effects and, moreover, requires complex and detailed fluidic evaluations. In connection with this, the valve has a complicated shape, which can only be accomplished with increased costs and time.
  • the invention is characterized in that the valve needle to be used has a multi-part structure, in particular in such a way that at least one sleeve is provided in the region of the guide of the valve bore of the valve on the medium pressure side.
  • This sleeve is pushed onto a reduced diameter of the valve needle with a narrow element play, preferably 1-2 ⁇ m, so that it can easily perform axial movements.
  • the sleeve is itself guided with a small element play, also preferably 1-2 ⁇ m.
  • the sleeve is axially braced against the valve needle by means of at least one elastic element.
  • valve needle on the high-pressure-side guide of the valve bore has the same diameter as on the medium-pressure-side guide of the valve bore, where the sleeve is mounted in a leading manner. This has the effect that the guide diameter and the sealing diameter are of the same size, which ensures complete high-pressure compensation and low-pressure compensation.
  • valve constructions proposed in this way are particularly suitable for diesel injection valves of the 2/2 or 3/2 valve type. It becomes clear that the simple manufacture of a multi-part construction of the valve needle makes it easy to determine the individual diameters, so that the effects of pressure equalization in the high pressure and low pressure range can be achieved both with the valve open and closed.
  • the invention uses functional principles and components that are technically simple to implement.
  • FIG. 1 shows an embodiment variant of the solution of a 2/2 valve type proposed according to the invention
  • FIG. 2 shows a first embodiment variant of a 3/2 valve type
  • Figure 4 shows a third embodiment of the solution proposed according to the invention of a 3/2 valve type.
  • FIG. 1 shows a 2/2 valve according to the solution proposed according to the invention, in particular a 2/2 diesel injector.
  • This comprises a valve needle 1, which is guided axially in the valve bore 3 of a valve housing 2.
  • the valve needle 1 is actuated directly by an actuator 4, not shown. It is possible for the valve needle 1 to be firmly connected to the actuator on the assembly side, it being possible to use all of the design variants known from the prior art, such as, for example, a magnetic actuator, piezo actuator, etc.
  • the valve bore 3 has an inward opening valve seat 5 (I-valve seat).
  • I-valve seat The valve shown in FIG. 1 is shown in its open position.
  • the I-valve seat 5 separates the valve bore 3 into a high pressure area and a control pressure or low pressure area.
  • the high-pressure region has a first channel 6, through which fuel is fed into a high-pressure chamber 7 under the intended high pressure.
  • the valve bore 3 of the high-pressure area forms a guide 8 for the valve needle 1 on the high-pressure side.
  • the sealing edge 9 of the valve needle 1 on the valve needle 1 results from the seat angle difference of the cone angle relative to the valve housing 2 or the valve bore 3.
  • the low pressure area of the 2/2 valve has a second channel 10 for the control pressure, which opens into a control chamber 11.
  • the valve bore 3 forms a guide 12 on the low pressure side in the low pressure region.
  • the valve needle 1 has a smaller diameter in this low pressure area than in the high pressure area.
  • a sleeve 13 with a very small amount of play is pushed onto this section of smaller diameter of the valve needle 1, so that minimal relative movements of the sleeve 13 can be carried out.
  • the sleeve 13 is mounted on a shoulder 14 of the valve needle 1 by means of an elastic element 15, for example a spring washer. Opposite this elastic element 15, the sleeve 13 is supported on a snap ring 16 which is enclosed in a groove in the valve needle 1.
  • the sleeve 13 has a chamfer 17, so that the snap ring 16 is received by the latter in such a way that the sleeve 13 is axially braced, on the one hand the spring force of the elastic element 15 and on the other hand a pressure which may prevail in the control chamber 11 this axial bracing cause.
  • the sealing edge 9 of the I-valve seat 5 has the same diameter as the guide diameter of the high-pressure-side guide 8 of the valve needle 1 in the valve bore 3, whereas for a low-pressure compensation in When the 2/2 valve is open, the valve needle 1 has the same diameter on the high-pressure guide 8 and on the medium-pressure guide 12. The latter is accomplished by fixing the sleeve 13 with appropriate dimensions for this.
  • valve needle 1 can be inserted into the valve bore 3 from the actuator side, with the elastic element 15, the sleeve 13 and the snap ring 16 then being mounted from the return side, so that the overall arrangement of the 2/2-way valve is easily assembled can be.
  • FIGS. 2-4 show different design variants of a 3/2 valve type, in particular a 3/2 diesel injection valve. Identical reference numerals are used for features of the different design variants that have the same function.
  • Figure 2 shows a first embodiment of a 3/2 valve type.
  • This valve has a second valve seat in the form of a slide seat 19 in the low pressure range.
  • the opening cross section is composed of the total stroke of the valve needle 1 minus the overlap of the slide seat 19 in a closed state.
  • a third channel 20 for the return flow into the control chamber 11 opens into the low pressure area of the valve.
  • the valve needle 1 has an elongated diameter.
  • a first sleeve 21 is pushed onto this section directly abutting the rounded portion 14.
  • a second sleeve 22 is provided, the elastic element 15, the spring washer, being inserted between the first sleeve 21 and the second sleeve 22.
  • the second sleeve 22 in turn has a chamfer 17 at the end opposite the elastic element 15, in which the snap ring 16, which is framed in a groove, is received on the valve needle 1.
  • the first sleeve 21 and the second sleeve 22 have the same outer diameter and are pushed onto the portion of smaller diameter of the valve needle 1 with a very narrow element play, preferably 1-2 ⁇ m.
  • the first sleeve 21 can in turn be guided in the bore of the slide 19 with a very narrow element play.
  • the second sleeve 22 is also fitted with an element clearance that is just as narrow in the low-pressure side guide 12 of the valve bore 3.
  • the leakage of the closed slide seat 19 is determined by the axial overlap of the sleeve 21 in the bore of this slide seat 19 and by the very small element play.
  • the outer diameter of the sleeve 21 is equal to the diameter of the guide 8 of the valve needle 1 on the high-pressure side and equal to the outer diameter of the second sleeve 22.
  • FIG. 3 shows a second embodiment variant of a 3/2 valve which, instead of a slide seat, has an outwardly opening valve seat 23 (A valve seat) in the low-pressure region of the valve.
  • a first sleeve 24 is guided with a tight guide play. On the outside, this first sleeve 24 is also with a very narrow guide play in the guide 12 on the medium pressure side
  • Valve bore 3 fitted. Outside the valve bore 3, a second sleeve 25 is provided, which in turn has a chamfer 17 for receiving the on the valve needle 1 in a
  • Groove snap ring 16 is used.
  • a U-shaped disk 26 is inserted between this first sleeve 24 and this second sleeve 25 and is axially guided in a bushing 27.
  • the bushing 27 is provided as a separate component to the valve housing 2, but can also be part of the valve housing 2. So that the snap ring 16 can be mounted at a valve needle stroke that is smaller than the length of the chamfer 17, the sleeves 24 and 25 are pushed onto the valve needle 1, the snap ring 16 is mounted and then between the first sleeve 24 and the second Sleeve 25, the U-shaped disc 26 inserted.
  • the dimension of this U-shaped serves
  • Disc 26 especially the setting of the valve lift.
  • the valve bore 3 has a section with a sealing diameter 29 which is identical to the diameter of the guide 8 of the valve needle 1 on the high-pressure side, so that complete A high-pressure compensation can follow when the A-valve seat 23 is closed.
  • the first sleeve 24 has the same diameter as the sealing seat of the A valve seat 23.
  • the first sleeve 24 has a slightly larger diameter than the diameter of the guide 8 on the high-pressure side. For this reason, with a closed A-valve seat 23 there is only partial low-pressure compensation possible since the diameter of the first sleeve 24 is consequently also somewhat larger than the sealing diameter of the I-valve seat 5.
  • the disk 26 is always against the snap ring 16.
  • the embodiment variant of the 3/2 valve shown in FIG. 3 can be designed with or without an elastic element 15.
  • complete hydraulic pressure compensation is achieved on the high-pressure side when the A-seat 23 is closed, since the sealing diameter of the A-seat 23 is equal to the diameter of the guide 8 on the high-pressure side.
  • an at least partially hydraulic low-pressure compensation can be achieved in that the diameter of the A-seat 23 essentially corresponds to the diameter of the guide 12 on the pressure side.
  • FIG. 4 shows a third embodiment variant of a 3/2 valve, the essential features of which correspond to the embodiment variant described in FIG. 3, with the difference that the first sleeve 24 has the same diameter as the guide 8 on the high-pressure side, i.e. the same diameter as the sealing seat of the I-valve seat 5 and the A-valve seat 23. In this way, both a full high-pressure compensation and a complete low-pressure compensation are guaranteed with such a 3/2 valve.
  • the proposed design variants can be used with all fast-switching and high-pressure valves that are used in self-igniting internal combustion engines.
  • the valve variants shown in FIGS. 1 to 4 are all distinguished by the fact that they can all be mounted from the side of the high-pressure guide 8.
  • an actuator which is firmly connected to the valve needle 1 can be used, which can be both a pre-assembled magnet armature assembly and a piezo actuator.
  • the design variants of a valve for use in high-pressure hydraulics shown in FIGS. 1 to 4 are hydraulically pressure-balanced, ie the diameter of, for example, an inward-opening valve seat 5 corresponds to a diameter of the guide 8 on the high-pressure side with respect to the high-pressure side.
  • the diameters of a slide seat 19 correspond or, depending on the design variant of an A-seat 23, the diameter of a guide 12 of the valve needle 1 on the pressure side.

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Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf ein Ventil, insbesondere auf ein Ventil für Hochdruckhydraulik mit einer in einem Ventilgehäuse (2) vorgesehenen Ventilbohrung (3), in welcher zumindest ein Ventilsitz (5; 19; 23) ausgebildet ist, der eine hochdruckseitige Führung (8) der Ventilbohrung (3) von einer niederdruckseitigen Führung (12) der Ventilbohrung (3) trennt und mit einer von einem Aktor (4) direkt betätigbaren Ventilnadel (1), welche in der Ventilbohrung (3) geführt ist und zumindest eine Dichtfläche (9; 28) aufweist, die mit dem zumindest einem Ventilsitz (5; 19; 23) zusammenwirken kann, wobei die Ventilnadel (1) mehrteilig aufgebaut ist und im Bereich der niederdruckseitigen Führung (12) zumindest eine Hülse (13; 21, 22; 24, 25) aufweist.

Description

Druckausgeglichenes, direktgesteuertes Ventil
Technisches Gebiet
Zur Kraftstoffversorgung von Brennräumen in Verbrennungskraftmaschinen werden Einspritzsysteme zum Einspritzen von Kraftstoff verwendet, deren Injektoren bzw. Ventile höchsten Drücken ausgesetzt sind. Hierbei sind besonders die Ventile im Anwendungsbereich der Dieseleinspritztechnik so konzipiert, dass sie bei hohen hydraulischen Drücken dichthalten können. Derartige Dieselventile arbeiten entweder nach dem nach-innen-öffhendes-Prinzip oder nach den nach-außen-öföiendes-Prinzip und sind extrem schnell schaltend. Die Funktion, die ein Dichthalten gewährleistet, wird bei derartigen Dieselventilen im geschlossenen Zustand ' durch eine minimale Leckage und durch minimale hydraulische Kräfte, die auf die Ventilnadel wirken, bestimmt.
Wenn ein derartiges Ventil für eine Kraftstoffeinspritzpumpe der Verteilerbauart verwendet wird, dient es dazu, einen Pumpenarbeitsraum mit einem Niederdruckbereich zu verbinden, über den Kraftstoff zugeführt wird. Auf diese Weise steuert das Ventil sowohl die Zufuhr des Kraftstoffs zum Pumpenarbeitsraum während eines Saugens als auch das Einspritzende, in dem das Ventil durch Öffnen verhindert, dass im Pumpenarbeitsraum weiterer Druck aufgebaut wird.
Stand der Technik
Bei Dieseleinspritzventilen ist es allgemein bekannt, die in Öf&ungsrichtung wirkenden hydraulischen Kräfte dadurch zu minimieren, dass die Druckangriffsflächen verringert werden, indem der Dichtdurchmesser gleich dem Führungsdurchmesser der Ventilbohrung ausgebildet wird.
Im geöffneten Zustand sind derartige Ventile jedoch nicht oder zumindest nur teilweise druckausgeglichen. Dies hat zur Folgen, dass Druckwellen, die sich beim Schalten der Ventile aufbauen, im Folgenden hydraulische Kräfte auf die Ventilnadel erzeugen. Durch diese Undefinierten Kräfte wird unter Umständen das Schaltverhalten des Ventils geändert, wodurch sich gegebenenfalls ein Streuungsverhalten bei den Einspritzmengen einstellen kann. Darüber hinaus ist das Auftreten von sogenannten Kavitationserosionen hinlänglich bekannt. Wenn das Ventil zur Beendigung der Kraftstoffforderung bzw. zur Bestimmung der Kraftstoffeinspritzmenge geöffnet wird, erfolgt ein Abbau des Drucks im Pumpenarbeitsraum, der zuvor auf einem sehr hohen Niveau war, beispielsweise 1000- 1200 bar über die Ventilöffhung zum Niederdruckbereich hin, indem dort Kraftstoff abströmt. Bei diesem Abströmen kann es wegen der hohen Druckdifferenz zwischen dem Hochdruckbereich und dem Niederdruckbereich des Ventils zum Auftreten von Strömungsablösungen und sogenannten Strömungsrezirkulationszonen kommen. In diesen werden Gas- bzw. Dampfblasen im Kraftstoff gebildet. Dies hat seine Ursache darin, dass der statische Druck unter den Dampfdruck des Kraftstoff absinkt. Sobald der Druck wieder ansteigt, nämlich bei einer nachfolgenden Implosion, kondensiert der Dampf in den Dampfblasen, und der Kraftstoff schlägt mit hoher Geschwindigkeit auf das Ventilgehäuse und das Ventilglied. Dieser Effekt ist um so ausgeprägter, je mehr Turbulenzen in der Strömung vorliegen. Solche Turbulenzen entstehen insbesondere durch die plötzliche Querschnittserweiterung nach dem Ventilsitz, da dort die Strömung unter starker Wirbel- und Dampfblasenbildung abreißt.
Insbesondere in der Nähe der umgebenden Wände kann dies unter Umständen zu einer Materialbeschädigung führen, der sogenannten Kavitationserosion, was insbesondere direkt hinter dem Ventilsitz in Erscheinung tritt. Dehnt sich diese Erosion auf den Ventilsitz selbst aus, führt dies langfristig zu Funktionsstörungen des Ventils.
Aus dem Stand der Technik, beispielsweise aus der DE 197 17 494 AI ist es bekannt, zur Verringerung der Gefahr von Kavitationsschäden, in dem Abströmkanal aus der hinter dem Ventilsitz liegenden Kammer einen verengten Querschnitt auszubilden. Ein solcher verengter Querschnitt soll gewährleisten, dass beim Einströmen des Mediums in die Kammer dieser schnell einen Druck aufbauen kann, so dass mögliche Wirbelströmungen und daraus resultierende Blasenbildungseffekte zumindest vermindert werden. Das aus dieser Druckschrift bekannte Ventil ist jedoch mit dem Nachteil behaftet, dass zur Ausbildung dieser Durchmesserverengung in der Kraftstoff erbindungsleitung, die in dem Ventilgehäuse ausgebildet ist, zusätzliche spanabhebende Arbeitsschritte notwendig sind, die die Kosten des Herstellungsverfahrens erhöhen.
Darüber hinaus ist aus der DE 199 40 296 AI ein Ventil für eine Kraftstoffeinspritzpumpe der Verteilerbauart bekannt, bei welchem die Kavitationseffekte dadurch vermieden werden, dass die Ventilnadel mindestens eine Führungsfläche aufweist, die mit einer in der Ventilbohrung des Ventilgehäuses vorgesehenen mindestens einer Leitfläche im geöffneten Zustand des Ventils derart kooperiert, dass ein Strömungskanal ausgebildet ist, der sich in Strömungsrichtung, ausgehend von einem minimalen Querschnitt im Bereich des Ventilsitzes, mit einem konstanten Gradienten erweitert. Dieser Gradient bewirkt, dass der Druckanstieg auf einen Wert begrenzt ist, den die Strömungsgrenzschicht an dieser Leitfläche ohne Ablösungserscheinungen von Gasblasen noch aufzunehmen im Stande ist. Das derartige Ventil ist jedoch nicht in der Lage, die Kavitationseffekte vollständig auszuräumen und bedarf darüber hinaus aufwendiger und ausführlicher strömungstechnischer Evaluierungen. Damit einhergehend weist das Ventil eine komplizierte Formgebung auf, die nur unter erhöhten Kosten- und Zeitaufwand zu bewerkstelligen ist.
Darstellung der Erfindung
Mit der erfindungsgemäß vorgeschlagenen Lösung lassen sich Kavitationseffekte einerseits und Undefinierte Kräfte auf die Ventilnadel andererseits vollständig vermeiden, wobei ein solches Ventil mit einem signifikant verringerten fertigungstechnischen Aufwand herstellbar ist. Da in Folge des mit diesem Ventil erzielbaren vollständigen Niederdruckausgleichs die hydraulischen Kräfte bei Öffnen des Ventils stark reduziert sind, ist das Schaltverhalten und damit die Einspritzmengengenauigkeit des Ventils erheblich verbessert.
Im Allgemeinen zeichnet sich die Erfindung dadurch aus, dass die zur Verwendung kommende Ventilnadel einen mehrteiligen Aufbau aufweist, insbesondere derart, dass im Bereich der mederdruckseitigen Führung der Ventilbohrung des Ventils zumindest eine Hülse vorgesehen ist. Diese Hülse wird auf einen verringerten Durchmesser der Ventilnadel mit einem engen Elementspiel, vorzugsweise 1-2 μm, aufgeschoben, so dass diese leicht axiale Bewegungen vollfuhren kann. Gegenüber der Ventilbohrung ist die Hülse wiederum selbst mit einem geringen Elementspiel, ebenfalls vorzugsweise 1-2 μm, geführt. Die Hülse wird dabei gegenüber der Ventilnadel mittels zumindest eines elastischen Elements axial verspannt.
In einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung weist die Ventilnadel an der hochdruckseitigen Führung der Ventilbohrung denselben Durchmesser wie an der mederdruckseitigen Führung der Ventilbohrung, wo die Hülse führend gelagert ist, auf. Hierdurch wird bewirkt, dass der Führungsdurchmesser und der Dichtdurchmesser gleich groß sind, womit ein vollständiger Hochdruckausgleich und Niederdruckausgleich gewährleistet ist.
Dies so vorgeschlagenen Ventilkonstruktionen eigenen sich vorzugsweise für Dieseleinspritzventile des 2/2- oder 3/2-Ventiltyps. Es wird deutlich, dass durch die fertigungstechnisch einfache Realisierung eines mehrteiligen Aufbaus der Ventilnadel auf einfach Weise eine Festlegung der einzelnen Durchmesser bewerkstelligt werden kann, so dass die Effekte des Druckausgleiches im Hochdruckbereich und Niederdruckbereich sowohl bei geöffnetem als auch geschlossenem Ventil bewerkstelligt werden können. Die Erfindung verwendet dabei technisch einfach zu realisierende Funktionsprinzipien und Bauteile.
Zeichnung;
Anhand der Zeichnung wird die Erfindung nachstehend eingehender beschrieben.
Es zeigt:
Figur 1 eine Ausfuhrungsvariante der erfindungsgemäß vorgeschlagenen Lösung eines 2/2 -Ventiltyps,
Figur 2 eine erste Ausfuhrungsvariante eines 3/2-Ventiltyps,
Figur 3 eine zweite Ausfuhrungsvariante der erfindungsgemäß vorgeschlagenen Lösung eines 3/2-Ventiltyps, und
Figur 4 eine dritte Ausfuhrungsvariante der erfindungsgemäß vorgeschlagenen Lösung eines 3/2-Ventiltyps.
Ausführungsvarianten
Figur 1 zeigt ein 2/2- Ventil gemäß der erfindungsgemäß vorgeschlagenen Lösung, insbesondere ein 2/2-Dieseleinspritzventil. Dieses umfasst eine Ventilnadel 1, die in emer Ventilbohrung 3 eines Ventilgehäuses 2 axial geführt ist. Die Ventilnadel 1 wird von einem nicht näher dargestellten Aktor 4 direkt betätigt. Hierbei ist es möglich, dass die Ventilnadel 1 montageseitig mit dem Aktor fest verbunden ist, wobei sämtliche aus dem Stand der Technik bekannten Konstruktionsvarianten, wie beispielsweise Magnetaktor, Piezoaktor usw. zum Einsatz kommen können.
Die Ventilbohrung 3 weist einen nach-innen-öffhenden Ventilsitz 5 (I- Ventilsitz). Hierbei ist das in Figur 1 gezeigte Ventil in seiner geöffneten Stellung gezeigt. Der I-Ventilsitz 5 trennt die Ventilbohrung 3 in einen Hochdruckbereich und einen Steuerdruck- bzw. Niederdruckbereich.
Der Hochdruckbereich weist einen ersten Kanal 6 auf, durch welchen Kraftstoff unter dem vorgesehenen Hochdruck in eine Hochdruckkammer 7 gespeist wird. Die Ventilbohrung 3 des Hochdruckbereichs bildet eine hochdruckseitige Führung 8 für die Ventilnadel 1 aus.
An der Ventilnadel 1 ergibt sich durch die Sitzwinkeldifferenz des Kegelwinkels gegenüber dem Ventilgehäuse 2 bzw. der Ventilbohrung 3 die Dichtkante 9 der Ventilnadel 1.
Der Niederdruckbereich des 2/2-Ventils weist einen zweiten Kanal 10 für den Steuerdruck auf, der in einen Steuerraum 11 mündet. Die Ventilbohrung 3 bildet in dem Niederdruckbereich eine niederdruckseitige Führung 12 aus.
Die Ventilnadel 1 weist in diesem Niederdruckbereich einen geringeren Durchmesser als im Hochdruckbereich auf. Auf diesen Abschnitt geringeren Durchmessers der Ventilnadel 1 ist eine Hülse 13 mit einem sehr geringen Spiel aufgeschoben, so dass minimalste relativ Bewegungen von der Hülse 13 durchgeführt werden können. Die Hülse 13 ist an einer Absatzrundung 14 der Ventilnadel 1 mittels eines elastischen Elements 15, beispielsweise einem Federring, gelagert. Diesem elastischem Element 15 gegenüberliegend stützt sich die Hülse 13 an einem Sprengring 16 ab, der in einer Nut in der Ventilnadel 1 eingefasst ist. Hierzu weist die Hülse 13 eine Fase 17 auf, so dass der Sprengring 16 von dieser aufgenommen ist derart, dass die Hülse 13 axial verspannt wird, wobei einerseits die Federkraft des elastischen Elements 15 und andererseits einen gegebenenfalls in dem Steuerraum 11 vorherrschender Druck diese axiale Verspannung bewirken.
Es ist zu erkennen, dass für den Hochdruckausgleich in einem geschlossenen Zustand des 2/2-Ventils die Dichtkante 9 des I-Ventilsitzes 5 denselben Durchmesser wie der Führungsdurchmesser der hochdrackseitigen Führung 8 der Ventilnadel 1 in der Ventilbohrung 3 aufweist, wohingegen für einen Niederdruckausgleich in einem geöffneten Zustand des 2/2-Ventils die Ventilnadel 1 denselben Durchmesser an der hochdrackseitigen Führung 8 und an der mederdruckseitigen Führung 12 inne hat. Letzteres wird dadurch bewerkstelligt, dass die Hülse 13 mit entsprechenden Abmessungen hierfür festgelegt wird.
Auf Grund der Tatsache, dass die Hülse 13 in der mederdruckseitigen Führung 12 der Ventilbohrung 3 und auf dem entsprechenden Abschnitt der Ventilnadel 1 mit einem sehr engen Elementspiel geführt ist, wird eine Abdichtung des in dem Steuerraum 11 vorherrschenden Druckes zu einem Rücklauf 18 gewährleistet.
Die Ventilnadel 1 lässt sich von der Aktorseite her in die Ventilbohrung 3 einfügen, wobei im Anschluss von der Rücklaufseite her das elastische Element 15, die Hülse 13 und der Sprengring 16 montiert werden, wodurch einen einfache Montage der Gesamtanordnung des 2/2-Nentils umgesetzt werden kann.
Die Figuren 2-4 zeigen verschiedene Ausfuhrungsvarianten eines 3/2-Ventiltyps, insbesondere eines 3/2-Dieseleinspritzventils. Hierbei werden für funktionsgleiche Merkmale der unterschiedlichen Ausführungsvarianten identische Bezugszeichen verwendet.
Figur 2 zeigt eine erste Ausführungsvariante eines 3/2-Ventiltyps. Dieses Ventil weist dabei einen zweiten Ventilsitz in der Form eines Schiebersitzes 19 im Νiederdruckbereich auf. Demzufolge setzt sich der Öfftiungsquerschnitt aus dem Gesamthub der Ventilnadel 1 abzüglich der Uberdeckung des Schiebersitzes 19 in einem geschlossenen Zustand zusammen. In den Νiederdruckbereich des Ventils mündet ein dritter Kanal 20 für den Rücklauf in den Steuerraum 11.
Im mederdruckseitigen Abschnitt weist die Ventilnadel 1 einen verlängerten Durchmesser auf. Auf diesen Abschmtt ist eine erste Hülse 21 unmittelbar an die Absatzrundung 14 anstoßend aufgeschoben. Des Weiteren ist eine zweite Hülse 22 vorgesehen, wobei zwischen der ersten Hülse 21 und der zweiten Hülse 22 das elastische Element 15, die Federscheibe, eingefügt ist. Die zweite Hülse 22 weist wiederum an dem dem elastischen Element 15 gegenüberliegenden Ende eine Fase 17 auf, in die der in einer Νut eingefasste Sprengring 16 auf der Ventilnadel 1 aufgenommen ist.
Die erste Hülse 21 und die zweite Hülse 22 sind in ihrem Außendurchmesser gleich und mit einem sehr engen Elementspiel, vorzugsweise 1-2 μm, auf den Abschnitt geringeren Durchmessers der Ventilnadel 1 aufgeschoben. Die erste Hülse 21 ist wiederum mit sehr engem Elementspiel in der Bohrung des Schiebers 19 führbar. Die zweite Hülse 22 ist darüber hinaus mit einen ebenso sehr engen Elementspiel in der niederdruckseitigen Führung 12 der Ventilbohrung 3 eingepasst. Die Leckage des geschlossenen Schiebersitzes 19 wird durch die axiale Überdeckung der Hülse 21 in der Bohrung dieses Schiebersitzes 19 und durch das sehr geringe Elementspiel bestimmt. Für den vollständigen Hochdruckausgleich einerseits und Niederdrackausgleich andererseits des Schiebersitzes 19 ist der Außendurchmesser der Hülse 21 gleich dem Durchmesser der hochdrackseitigen Führung 8 der Ventilnadel 1 und gleich dem Außendurchmesser der zweiten Hülse 22.
Selbstverständlich ist diese Ausfuhrungsvariante eines 3/2-Ventils auch mit nur einer einzigen Hülse denkbar, wie dies im Zusammenhang mit der in Figur 1 beschriebenen Ausführung eines 2/2-Ventils beschrieben wurde.
In Figur 3 ist eine zweite Ausfuhrungsvariante eines 3/2- Ventils dargestellt, welches anstatt eines Schiebersitzes einen nach-außen-öffnenden Ventilsitz 23 (A- Ventilsitz) im Niederdruckbereich des Ventils aufweist.
Auf einem Abschnitt der Ventilnadel 1 mit einem verringerten Durchmesser ist eine erste Hülse 24 mit einem engen Führungsspiel geführt. Außenseitig ist diese erste Hülse 24 ebenfalls mit einem sehr engen Führungsspiel in der mederdruckseitigen Führung 12 der
Ventilbohrung 3 eingepasst. Außerhalb der Ventilbohrung 3 ist eine zweite Hülse 25 vorgesehen, die wiederum eine Fase 17 zur Aufnahme des auf der Ventilnadel 1 in einer
Nut angeordneten Sprengrings 16 dient. Zwischen dieser ersten Hülse 24 und dieser zweiten Hülse 25 ist eine U-formige Scheibe 26 gesteckt, die in einer Buchse 27 axial geführt ist. Die Buchse 27 ist als separates Bauteil zu dem Ventilgehäuse 2 vorgesehen, kann jedoch aber auch Bestandteil des Ventilgehäuses 2 sein. Damit der Sprengring 16 bei einem Venti nadelhub, der kleiner als die Länge der Fase 17 ist, montiert werden kann, werden die Hülsen 24 und 25 auf die Ventilnadel 1 aufgeschoben, der Sprengring 16 montiert und dann anschließend zwischen der ersten Hülse 24 und der zweiten Hülse 25 die U-formige Scheibe 26 eingesteckt. Somit dient die Abmessung dieser U-formigen
Scheibe 26 vor allem der Einstellung des Ventilhubs.
Die Ventilbohrung 3 weist einen Abschnitt mit einem Dichtdurchmesser 29 auf, der identisch mit dem Durchmesser der hochdrackseitigen Führung 8 der Ventilnadel 1 ist, so dass bei einem geschlossenen A-Ventilsitz 23 ein vollständiger Hochdruckausgleich folgen kann. Zum Zweck eines Niederdruckausgleiches bei geschlossenem A-Ventilsitz 23 weist die erste Hülse 24 den selben Durchmesser wie der Dichtsitz des A-Ventilsitzes 23 auf.
Wie in der Figur 3 zuerkennen ist, weist die erste Hülse 24 einen leicht größeren Durchmesser als der Durchmesser der hochdrackseitigen Führung 8 auf. Aus diesem Grund ist bei einem geschlossenen A-Ventilsitz 23 nur ein teilweiser Niederdrackausgleich möglich, da demzufolge auch der Durchmesser der ersten Hülse 24 etwas größer als der Dichtdurchmesser des I- Ventilsitzes 5 ist.
Der Druck in einer Kammer 30, aus welcher der dritte Kanal für den Rücklauf abzweigt und die mit dem Steuerraum 11 bei geöffneten A-Ventilsitz 23 in Verbindung steht, drückt die erste Hülse 24 und damit auch die zweite Hülse 25 zusammen mit der U-fb'rmigen Scheibe 26 stets gegen den Sprengring 16. Bei einem geschlossenem A-Ventilsitz 23 wird dies durch die Gegenkraft an diesem A-Ventilsitz 23 bewerkstelligt. Die in Figur 3 dargestellte Ausfuhrungsvariante des 3/2- Ventils kann mit oder ohne elastisches Element 15 ausgeführt werden. Bei der in Figur 3 dargestellten Ausfuhrungsvariante wird bei geschlossenem A-Sitz 23 auf der Hochdruckseite ein vollständiger hydraulischer Druckausgleich erreicht, da der Dichtdurchmesser des A-Sitzes 23 gleich dem Durchmesser der hochdruckseitigen Führung 8 ist. Gleichzeitig lässt sich ein zumindest teilweise hydraulischer Niederdrackausgleich dadurch erreichen, dass der Durchmesser des A-Sitzes 23 im wesentlichen dem Durchmesser der mederdruckseitigen Führung 12 entspricht.
Figur 4 zeigt eine dritte Ausfuhrungsvariante eines 3/2-Ventils, die in ihren wesentlichen Merkmalen der in Figur 3 beschriebenen Ausführungsvariante entspricht, mit dem Unterschied, dass die erste Hülse 24 denselben Durchmesser wie die hochdrackseitige Führung 8 aufweist, d.h. denselben Durchmesser wie der Dichtsitz des I- Ventilsitzes 5 und des A-Ventilsitz 23. Auf diese Art und Weise ist bei einem derartigen 3/2- Ventil sowohl ein vollständiger Hochdrackausgleich als auch vollständiger Niederdrackausgleich gewährleistet.
Die vorgeschlagenen Ausführungsvarianten können bei allen schnellschaltenden und mit Hochdruck beaufschlagten Ventilen zur Anwendung kommen, die bei selbstzündenden Verbrennungskraftmaschinen zum Einsatz gelangen. Die in den Figuren 1 bis 4 dargestellten Ventilvarianten zeichnen sich allesamt dadurch aus, dass diese alle von der Seite der hochdruckseitigen Führung 8 aus montierbar sind. Dadurch kann ein fest mit der Ventilnadel 1 verbundener Aktor eingesetzt werden, bei dem es sich sowohl um eine bereits vormontierte Magnetankerbaugruppe als auch um einen Piezosteller handeln kann. Die in den Figuren 1 bis 4 dargestellten Ausführungsvarianten eines Ventils zum Einsatz in der Hochdruckhydraulik sind hydraulisch druckausgeglichen, d.h. der Durchmesser beispielsweise eines nach-innen-öffnenden Ventilsitzes 5 entspricht einem Durchmesser der hochdruckseitigen Führung 8 in Bezug auf die Hochdruckseite. Zum Erzielen eines hydraulischen Niederdruckausgleichs entsprechen die Durchmesser eines Schiebersitzes 19 bzw. je nach Ausführungsvariante eines A-Sitzes 23 dem Durchmesser einer mederdruckseitigen Führung 12 der Ventilnadel 1.
Bezugszeichenliste
Ventilnadel
Ventilgehäuse
Ventilbohrung
Aktor nach-innen-Öffiiender Ventilsitz (I- Ventilsitz) erster Kanal
Hochdruckkammer hochdrackseitige Führung
Dichtkante zweiter Kanal
Steuerraum niederdrackseitige Führung
Hülse
Absatzrundung elastisches Element
Sprengring
Phase
Rücklauf
Schiebersitz dritter Kanal (Rücklauf) erste Hülse zweite Hülse nach-außen-öffnender Ventilsitz (A-Ventilsitz) erste Hülse zweite Hülse
U-förmige Scheibe
Buchse
Dichtkante
Dichtdurchmesser
Kammer

Claims

Patentansprüche
1. Ventil für Hochdruckhydraulik mit einer in einem Ventilgehäuse (2) vorgesehenen Ventilbohrung (3), in welcher zumindest ein Ventilsitz (5; 19; 23) ausgebildet ist, der eine hochdrackseitige Führung (8) der. Ventilbohrung (3) von einer mederdruckseitigen Führung (12) der Ventilbohrung (3) trennt, und mit einer von einem Aktor (4) direkt betätigbaren Ventilnadel (1), welche in der Ventilbohrung (3) geführt ist und zumindest eine Dichtfläche (9; 28) aufweist, die mit dem zumindest einem Ventilsitz (5; 19; 23) zusammenwirken kann, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilnadel (1) mehrteilig aufgebaut ist und im Bereich der niederdrackseitigen Führung (12) zumindest eine Hülse (13; 21, 22; 24, 25) aufweist.
2. Ventil nach Ansprach 1, dadurch gekennzeichnet, dass die zumindest eine Hülse (13; 21, 22; 24, 25) in der niederdrackseitigen Führung (12) und auf der Ventilnadel (1) mit einem engen Elementspiel geführt ist.
3. Ventil nach Ansprach 2, dadurch gekennzeichnet, dass die zumindest eine Hülse (13; 21, 22; 24, 25) an einer Absatzrundung (14) der Ventilnadel (1) mittels eines elastischen Elements (15) axial verspannt ist.
4. Ventil nach Ansprach 3, dadurch gekennzeichnet, dass die zumindest eine Hülse (13; 21, 22; 24, 25) dem elastischen Element (15) gegenüberliegend eine Fase (17) aufweist, in die ein in einer Nut auf der Ventilnadel (1) angeordneter Sprengring (16) aufgenommen ist.
5. Ventil nach einem der Ansprüche 1-4, dadurch gekennzeichnet, dass zwei Hülsen (21, 22) vorgesehen sind, die mittels eines elastischen Elements (15) voneinander getrennt und miteinander axial verspannt sind.
Ventil nach einem der Ansprüche 1-4, dadurch gekennzeichnet, dass zwei Hülsen (23, 24) vorgesehen sind, die mittels einer U-formigen Scheibe (26) voneinander getrennt sind, wobei die U-förmige Scheibe (26) in einer mit dem Ventilgehäuse (2) in Verbindung stehenden Buchse (27) geführt ist.
Ventil nach einem der Ansprüche 1-6, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil als 2/2-Ventil mit einem nach-innen-öffnenden Ventilsitz (5) ausgebildet ist.
8. Ventil nach einem der Ansprüche 1-6, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil als 3/2-Ventil mit einem nach-innen-öffhenden Ventilsitz (5) und mit einem Schiebersitz (19) ausgebildet ist.
9. Ventil nach einem der Ansprüche 1-6, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil als 3/2-Ventil mit einem nach-innen-öffhenden Ventilsitz (5) und mit einem nach- außen-öffhenden Ventilsitz (23) ausgebildet ist.
10. Ventil nach Ansprach 7, 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass zum Ausgleich der am Ventilnadel (1) in Öffhungsrichtung angreifenden hydraulischen Kräfte die Ventilnadel (1) an der hochseitigen Führung (8) und an der niederdrackseitigen Führung (12) denselben Durchmesser aufweist.
11. Ventil nach Ansprach 9, dadurch gekennzeichnet, dass zum teilweisen Ausgleich der an der Ventilnadel (1) in Öffnungsrichrung angreifenden hydraulischen Kräfte die Ventilnadel (1) an der hochdruckseitigen Führung (8) einen kleineren Durchmesser als an der niederdrackseitigen Führung (12) aufweist.
12. Ventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilnadel von der hochdrackseitigen Führungsseite (8) aus montierbar ist.
13. Ventil gemäß Ansprach 1, dadurch gekennzeichnet, dass ein Durchmesser am nach innen öffnenden Ventilsitz (5) dem Durchmesser der Ventilnadel (1) innerhalb der hochdrackseitigen Führung (8) entspricht, wodurch die Ventilnadel druckausgeglichen ist.
14. Ventil gemäß Ansprach 1, dadurch gekennzeichnet, dass bei geschlossenem Schiebersitz (19) ein vollständiger hydraulischer Hochdrackausgleich aufgrund übereinstimmender Durchmesser von Schiebersitz (19) und dem Durchmesser der hochdrackseitigen Führung (8) einerseits und ein vollständiger hydraulischer Niederdrackausgleich aufgrund der Übereinstimmung der Durchmesser des Schiebersitzes (19) mit dem Durchmesser der niederdrackseitigen Führung (12) erreicht wird.
15. Ventil gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass bei geschlossenem, nach- außen-öffhendem Ventilsitz (23) ein vollständiger hydraulischer Hochdrackausgleich aufgrund der Übereinstimmung der Durchmesser des nach- außen-öffnenden Ventilsitzes (23) mit dem Durchmesser der hochdruckseitigen Führang (8) einerseits und ein vollständiger hydraulischer Niederdrackausgleich aufgrund der Übereinstimmung der Durchmesser des nach-außen-öffnenden Ventilsitzes mit dem Durchmesser der niederdrackseitigen Führung (12) erreicht wird.
16. Ventil gemäß Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Hülsen (24, 25) über die Drackbelastung bzw. Schließkräfte bei geschlossenem nach-außen-öffhendem Ventilsitz (23) positioniert und gegen einen Sprengring (16) angestellt werden.
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