EP3999737A1 - Kraftstoff-hochdruckpumpe - Google Patents

Kraftstoff-hochdruckpumpe

Info

Publication number
EP3999737A1
EP3999737A1 EP20737424.0A EP20737424A EP3999737A1 EP 3999737 A1 EP3999737 A1 EP 3999737A1 EP 20737424 A EP20737424 A EP 20737424A EP 3999737 A1 EP3999737 A1 EP 3999737A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
valve
pressure
seat surface
fuel pump
valve seat
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP20737424.0A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Christoph Buehler
Wolfgang Bueser
Markus Goeke
Thomas Fritzsche
Rainer Kornhaas
Lorenz Drutu
Lars Gonnermann
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP3999737A1 publication Critical patent/EP3999737A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • F02M59/44—Details, components parts, or accessories not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M59/02 - F02M59/42; Pumps having transducers, e.g. to measure displacement of pump rack or piston
    • F02M59/46—Valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M63/00—Other fuel-injection apparatus having pertinent characteristics not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00; Details, component parts, or accessories of fuel-injection apparatus, not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M39/00 - F02M61/00 or F02M67/00; Combination of fuel pump with other devices, e.g. lubricating oil pump
    • F02M63/02—Fuel-injection apparatus having several injectors fed by a common pumping element, or having several pumping elements feeding a common injector; Fuel-injection apparatus having provisions for cutting-out pumps, pumping elements, or injectors; Fuel-injection apparatus having provisions for variably interconnecting pumping elements and injectors alternatively
    • F02M63/0225—Fuel-injection apparatus having a common rail feeding several injectors ; Means for varying pressure in common rails; Pumps feeding common rails
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • F02M59/02—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps of reciprocating-piston or reciprocating-cylinder type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M63/00—Other fuel-injection apparatus having pertinent characteristics not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00; Details, component parts, or accessories of fuel-injection apparatus, not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M39/00 - F02M61/00 or F02M67/00; Combination of fuel pump with other devices, e.g. lubricating oil pump
    • F02M63/0012—Valves
    • F02M63/0031—Valves characterized by the type of valves, e.g. special valve member details, valve seat details, valve housing details
    • F02M63/0033—Lift valves, i.e. having a valve member that moves perpendicularly to the plane of the valve seat
    • F02M63/0036—Lift valves, i.e. having a valve member that moves perpendicularly to the plane of the valve seat with spherical or partly spherical shaped valve member ends
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M63/00—Other fuel-injection apparatus having pertinent characteristics not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00; Details, component parts, or accessories of fuel-injection apparatus, not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M39/00 - F02M61/00 or F02M67/00; Combination of fuel pump with other devices, e.g. lubricating oil pump
    • F02M63/0012—Valves
    • F02M63/0031—Valves characterized by the type of valves, e.g. special valve member details, valve seat details, valve housing details
    • F02M63/005—Pressure relief valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M63/00—Other fuel-injection apparatus having pertinent characteristics not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00; Details, component parts, or accessories of fuel-injection apparatus, not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M39/00 - F02M61/00 or F02M67/00; Combination of fuel pump with other devices, e.g. lubricating oil pump
    • F02M63/0012—Valves
    • F02M63/0031—Valves characterized by the type of valves, e.g. special valve member details, valve seat details, valve housing details
    • F02M63/0054—Check valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M2200/00—Details of fuel-injection apparatus, not otherwise provided for
    • F02M2200/50—Arrangements of springs for valves used in fuel injectors or fuel injection pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • F02M59/44—Details, components parts, or accessories not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M59/02 - F02M59/42; Pumps having transducers, e.g. to measure displacement of pump rack or piston
    • F02M59/46—Valves
    • F02M59/464—Inlet valves of the check valve type

Definitions

  • This high-pressure pump has a pressure-limiting valve that prevents the pressure in the high-pressure accumulator from rising too sharply. If the pressure reaches the
  • the pressure relief valve opens and fuel flows from the high-pressure accumulator back into the compression chamber or back into the low-pressure chamber.
  • the pressure relief valve opens when the hydraulically acting force on one side of the valve element is greater than the counteracting force of the spring pressing the valve element into the valve seat.
  • the hydraulically acting force results from the prevailing hydraulic pressure and the area on which the pressure acts. This area results from the sealing diameter.
  • the sealing diameter is the diameter of the ideally linear support ring on which the ball touches the valve seat surface.
  • the present invention is based on the inventors' knowledge that the effective sealing diameter is basically determined according to the pressure drop actually occurring across the support ring.
  • Opening pressure is applied which is not sufficient to open the pressure relief valve macroscopically wide, but at which a certain, small but measurable leak occurs, for example a leakage of 1ccm per minute in a pressure relief valve with a spherical radius of 1mm.
  • a certain, small but measurable leak for example a leakage of 1ccm per minute in a pressure relief valve with a spherical radius of 1mm.
  • valve element lifts off the valve seat surface by the order of magnitude of 0.5 pm or lpm or about a thousandth of the spherical radius of the valve element, so that a gap or leakage gap is formed between the valve element and the valve body.
  • This situation under consideration is regarded as representative of the actual circumstances causing the opening of a pressure relief valve of a high-pressure fuel pump.
  • an opening pressure of a pressure limiting valve can be defined in this way.
  • the present invention is also based on the observation of the inventors that in conventional pressure relief valves in which a gap between the valve element and valve body is formed in a symmetrical manner, the effective sealing diameter always increases in the course of wear on the valve seat surface, and that as a result at a given pressure in the high pressure range, there is an increase in the opening force acting on the valve element.
  • the valve spring again acts on the valve element in the closing direction, the opening pressure of the pressure limiting valve falls and the high-pressure fuel pump is no longer able to generate or maintain the original fuel pressure.
  • a line of contact is initially understood to be a line in the mathematically idealized sense, i.e. a line, here an annular line, with the width “zero”. It goes without saying, however, that within the meaning of the application, a line of contact also refers to contact surfaces, here ring-shaped contact surfaces, with a small width that differs from zero, which in particular consists of the force with which the valve element presses against the valve body and the elasticities of the valve element and the valve body and / or in particular result from deformations of the valve element and / or the valve body in the context of wear phenomena.
  • the line of contact is understood to be the linear or planar contact geometry between the valve element and the valve body that exists before wear phenomena, in particular before the first-time operation or before the first-time continuous operation of the high-pressure fuel pump.
  • Opening direction of the pressure relief valve or for example half a radius of the valve ball in or against the opening direction of the pressure relief valve.
  • the features according to the invention are accordingly in particular already implemented within this range and are particularly advantageous within this range for achieving the effects according to the invention.
  • the geometry of the gap between valve element and valve body is outside this range for
  • valve seat surface would not overcome the disadvantages of the prior art explained at the beginning.
  • the certain distance is within the range relevant for wear phenomena, for example within 500 pm in or against the opening direction of the
  • Pressure relief valve or for example within half a radius of the valve ball in or against the opening direction of the pressure relief valve.
  • Opening direction of the pressure relief valve) of the line of contact is smaller than a distance between the valve element and the valve body at this distance
  • the minimum distance can be, for example, 300 pm or, for example, 30% of the radius of the valve ball.
  • narrower refers to the relationship between two length-like dimensions, which is also colloquially addressed here.
  • the gap is narrower in its narrower position due to the basic shape of the valve element and the valve body and not only due to a surface roughness of the valve element and the valve body.
  • a gap at its “narrower” position is at least 5 ⁇ m or at least 0.5% of the radius of the valve ball narrower than the gap at the comparison position.
  • the gap according to the invention is downstream of the contact line (where the
  • Sealing diameter is larger than at the contact line) is less narrow, there is also a lower pressure drop in the event of a leak. If the line of contact between the valve ball and the sealing seat surface widens in the course of wear in such a way that the less narrow gap area becomes more relevant hydraulically, this only has a reduced effect that increases the effective sealing diameter. Since - on the other hand - the gap according to the invention is narrower upstream of the contact line (where the sealing diameter is therefore smaller than at the contact line), there is also a higher pressure drop in the event of a leak. If the line of contact between the valve ball and the sealing seat surface widens in the course of wear to such an extent that the narrower one
  • the opening pressure of the high-pressure fuel pump does not occur or only occurs to a reduced extent in the event of wear.
  • the high-pressure fuel pump is able to generate and maintain an undiminished high pressure over its entire service life.
  • the high pressure fuel pump according to the invention thus makes a contribution to
  • a separate subject matter of the invention is, in addition to a high pressure fuel pump which has the pressure limiting valve explained, also the pressure limiting valve as such and for use in the high pressure fuel pump described.
  • Developments of the invention specify the geometry of the valve body and the valve seat surface and of the gap formed between the spherical valve element and the valve body through advantageous features.
  • valve seat surface on an edge of the valve body meets a further surface of the valve body arranged downstream of the contact line, the further surface being more inclined away from the opening direction (i.e. the axis of symmetry) of the pressure relief valve than the valve seat surface and the contact line in particular in the area just upstream of the edge of the valve body on the valve seat surface, but in particular the line of contact does not lie directly upstream of the edge of the valve body on the valve seat surface.
  • the further surface of the valve body which is separated from the valve seat surface by the edge, is, as it were, a radially outward one expanded or outwardly angled continuation of the valve seat surface of the valve body.
  • the gap between valve element and valve body in the entire downstream area between contact line and edge in a symmetrical manner can be the same narrow as in the corresponding area upstream of the contact line
  • the gap between valve element and The valve body is less narrow, particularly in the area beyond the edge as seen from the contact line, that is to say further than the gap at the corresponding position upstream of the contact line.
  • the fact that the further surface is more away from the opening direction of the pressure relief valve, i.e. more inclined radially outward than the valve seat surface, can be expressed in the fact that the further surface and the valve seat surface meet at the edge at an angle that (as the inner angle of the valve body measured in a plane through the axis of symmetry) is smaller than 180 °, for example not larger than 175 ° or even not larger than 150 °.
  • the edge is particularly advantageously effective for the opening behavior of the pressure limiting valve, it can be provided that the contact line lies in the area just upstream of the edge of the valve body on the valve seat surface.
  • this wear area then reaches the edge after a certain operating time of the high-pressure fuel pump. If the wear continues, the wear area widens in the
  • the area just upstream of the edge can for example only extend up to 500 pm or for example only up to half a radius of the valve ball in the direction upstream of the edge.
  • the contact line lies outside the area immediately upstream of the edge of the valve body on the valve seat surface.
  • the pressure relief valve is leaking.
  • the area immediately upstream of the edge of the valve body can for example only extend up to 25 pm or only up to 50 pm or for example only up to 2.5% or only up to 5% of the radius of the valve ball upstream of the edge of the valve body.
  • the further surface of the valve body can be oriented perpendicular to the opening direction of the pressure limiting valve.
  • This geometry is particularly effective and, moreover, particularly easy to manufacture.
  • Valve element and valve seat surface of the valve body form the valve seat surface into one
  • a valve seat surface that is shaped into a recess in some areas is understood to mean a valve seat surface that can have arisen because material has been removed from the inner contour of the valve body based on the basic shape of the inner contour of the valve body (e.g. conical, dome-shaped, etc.).
  • the recess is a right-angled recess, that is, from an annular flat surface that is perpendicular to the
  • the annular surface can, for example, have a width of at least 100 ⁇ m or 10% of the radius of the valve ball; the cylindrical surface can for example have a height of at least 100 pm or 10% of the radius of the valve ball.
  • valve body is widened to form a wear area, as explained above, this wear area then reaches the recess after a certain operating time of the high-pressure fuel pump. If the wear continues, the wear area widens in the upstream direction, in which
  • Pressure relief valve remains largely constant or in the desired range.
  • the area just upstream of the recess can extend, for example, only up to 500 pm or, for example, only up to half a radius of the valve ball in the direction upstream of the edge.
  • the basic shape of the inner contour of the valve body can continue as upstream of the recess, for example conical, dome-shaped, etc. Upstream of the recess is then the
  • the valve seat surface can, for example, have a conical or dome-shaped shape or have a conical or dome-shaped basic shape, with an additional recess being formed in the valve seat surface.
  • valve seat surface or the inner contour of the valve body which taper at least in an area around the contact line counter to the opening direction of the pressure limiting valve, are also possible in principle.
  • valve seat surface has a dome-shaped shape so that the gap between the dome-shaped valve seat surface and the spherical valve element upstream of the contact line is greater than zero and as small as possible.
  • the gap between the dome-shaped valve seat surface and the spherical valve element upstream of the contact line is greater than zero and at its widest point is narrower than 50 pm, in particular even narrower than 10 pm and / or narrower than 3 pm.
  • Valve seat surface is extended. This leads to a certain change in the effective sealing diameter that is controlled according to the invention
  • the spherical valve element then comes to rest in the large contact area on the valve seat surface. Given a further increase in
  • the valve body can be made of hardened steel.
  • the inner contour of the valve body, in particular the valve seat surface represents a hardened edge layer, for example by carburizing or nitrocarburizing or the like.
  • a hardened edge layer for example by carburizing or nitrocarburizing or the like.
  • Edge layer not only fundamentally reduces wear, but is also able to intensify an already existing asymmetry of the gap between the valve element and valve body in the course of the operation of the high-pressure fuel pump and the associated wear, which in turn contributes synergistically to the advantageous effect of the invention.
  • valve ball or at least the surface of the valve ball is even harder than the valve seat surface or the hardened edge layer of the valve body.
  • the valve ball can for example consist of hard metal (tungsten carbide) and / or of a ceramic, for example silicon nitride.
  • Figure la shows a simplified schematic representation of a fuel system for an internal combustion engine.
  • Figures lb shows a longitudinal section through the pressure limiting valve of the high-pressure fuel pump of the fuel system from Figure 1a.
  • Figures 2a and 2b show enlarged longitudinal sections through a non
  • Figures 3a and 3b show enlarged longitudinal sections through a first
  • Embodiment of a pressure relief valve modified according to the invention in a state in which no wear has yet occurred (FIG. 3a) and in a state in which wear has already occurred (FIG. 3b).
  • FIG. 4 shows the functionality of pressure limiting valves according to the invention according to FIGS. 3a and 3b in comparison to pressure limiting valves not according to the invention in the event of wear.
  • Figures 5a, 5b and 5c show enlarged longitudinal sections through a second
  • FIG. 5a Exemplary embodiment of a pressure relief valve modified according to the invention in a state in which no wear has yet occurred (FIG. 5a) and in a state in which wear has already occurred (FIGS. 5b and 5c).
  • FIG. 6 shows a third exemplary embodiment.
  • Figures 7a, 7b and 7c show a fourth embodiment. Description of the exemplary embodiments
  • Figure la shows a fuel system 10 for a fuel system not shown
  • a fuel such as gasoline is supplied from a fuel tank 12 via a suction line 14, by means of a prefeed pump 16, via a low pressure line 18, via an inlet 20 of a quantity control valve 24, which can be actuated by an electromagnetic actuator 22, to a compression chamber 26 of a high pressure fuel pump 28.
  • the quantity control valve 24 can be a forced opening inlet valve of the high-pressure fuel pump 28.
  • the high-pressure fuel pump 28 is designed as a piston pump, wherein a piston 30 can be moved vertically in the drawing by means of a cam disk 32. Hydraulically between the compression chamber 26 and an outlet 36 of the high-pressure fuel pump 28 is a in the figure la as
  • Spring-loaded check valve shown outlet valve 40 and a pressure relief valve 42 also shown as a spring-loaded check valve are arranged.
  • the outlet 36 is connected to a high pressure line 44 and via this to a high pressure accumulator 46 (“common rail”).
  • the outlet valve 40 can open to the outlet 36 and the pressure limiting valve 42 to the compression chamber 26.
  • Actuating device 22 is activated by a control and / or regulating device 48.
  • a connection of the pressure relief valve 42 on the left in FIG. La can alternatively be used instead of with the
  • the compression chamber 26 can also be connected to a low-pressure region of the high-pressure fuel pump 28 or any other element upstream of the high-pressure fuel pump 28.
  • the prefeed pump 16 delivers fuel from the fuel tank 12 into the low-pressure line 18.
  • the quantity control valve 24 can be closed and opened as a function of a particular fuel requirement. As a result, the conveyed to the high-pressure accumulator 46 is conveyed
  • the pressure limiting valve 42 is normally closed. If, in an operating case that deviates from the normal case, a fuel pressure in the high-pressure line 44 is higher than a fuel pressure in an area of the compression chamber 26 (plus a spring force of a valve spring 60 of the pressure relief valve 42, see also the figure lb), the pressure relief valve 42 opens.Fuel then flows from the high pressure line 44 back into the compression chamber 26 and from there, if necessary, back into the low pressure line 18
  • FIG. 1b shows a longitudinal section through the pressure limiting valve 42 of the high-pressure fuel pump 28 from FIG. 1a.
  • the pressure limiting valve 42 is arranged hydraulically between the outlet 36 and a region of the high-pressure fuel pump 28 upstream from the outlet 36 and can be connected to the
  • the pressure limiting valve 42 or its elements, which are described in more detail below, are designed essentially rotationally symmetrical in this example.
  • the pressure relief valve 42 comprises a housing 50 designed essentially as a cylindrical sleeve. On an end face on the left in FIG. 1b, the housing 50 has an axial first opening 52, a radius of the opening 52 corresponding to an inner radius of the cylindrical sleeve.
  • the first opening 52 is hydraulic to the outlet 36 or the one downstream of this
  • the housing 50 is designed to be closed on an end wall 54 on the right in FIG. 1b. In a right lower section, the housing 50 has a radial second opening 56.
  • the second opening 56 is hydraulically assigned to the said upstream region of the high-pressure fuel pump 28 and is connected, for example, to the compression chamber 26.
  • the housing 50 is made in one piece.
  • Pressure relief valve 42 has a valve element 58, which is of a as
  • Helical spring executed valve spring 60 is acted upon by means of a closing body 62 in the closing direction, that is to the left in FIG. 1b.
  • the valve element 58 is a "free-flying" valve ball.
  • a stop body 64 of the pressure limiting valve 42 is arranged, which interacts with the closing body 62.
  • the stop body 64 is supported axially on the end wall 54 of the housing 50 and is urged by the valve spring 60 against the end wall 54 of the housing 50, that is to say to the right.
  • a section of the housing 50 has in the area of the end wall 54 has a reduced inner diameter, whereby the stop body 64 and thus also the valve spring 60 are held in a defined manner.
  • a valve body 68 is arranged, which is held in a frictionally engaged manner on a radially outer lateral surface in the housing 50 and is preferably pressed into it.
  • the valve body 68 has a continuous axial central contour as its inner contour 70
  • the longitudinal channel which in sections has a constant inner diameter.
  • the longitudinal channel is hydraulically connected to the outlet 36 through the first opening 52. At an end portion of the right in FIG. 1b
  • a radially circumferential valve seat surface 72 which interacts with the valve element 58, is formed on the valve body 68 in the longitudinal channel.
  • the housing 50 of the pressure limiting valve 42 is an integral part of the high-pressure fuel pump 28 and thus not an independent element.
  • the housing 50 of the pressure limiting valve 42 can also be a housing 50 of the high-pressure fuel pump 28.
  • the high-pressure fuel pump 28 has, for example, a cylindrical bore in which the functional elements of the pressure limiting valve 42 are received.
  • valve element 58 is designed as a ball.
  • valve element 58 consists of tungsten carbide. However, in alternative embodiments it could also consist of another
  • wear-resistant material e.g. a cermet or hard metal or only contain tungsten carbide or another hard metal.
  • examples of preferred other hard metals are titanium carbide, tantalum carbide, chromium carbide and / or other carbides.
  • the valve element 58 can alternatively also have such a hard metal and moreover have a binding material, for example cobalt, nickel, iron, nickel-chromium and / or the like.
  • the valve body 68 consists of steel or it consists of steel and has a wear-resistant, for example hardened, surface 68, for example a hard edge layer along the valve seat surface 72 produced by carburizing and / or nitrocarburizing.
  • the pressure-limiting valve 42 also does not open completely and also without it
  • FIG. 2a shows an enlarged detail of a longitudinal section through a pressure limiting valve 42 not according to the invention in a state in which no wear has yet occurred.
  • the pressure relief valve 42 has a valve body 68 with a valve seat surface 72 that tapers against the opening direction 100 (the opening direction 100 points from bottom to top along an axis of symmetry of the pressure relief valve 42 in FIG. 2a) of the pressure relief valve 42, has a spherical valve element 58 and a ( valve spring (not shown) that pushes the spherical valve element 58 against the opening direction 100 of the
  • Pressure relief valve 42 presses against the valve seat surface 72.
  • valve element 58 When the pressure limiting valve 42 is closed, the valve element 58 rests on a contact line 90 (which only appears as a contact point 90 ‘in the section shown in FIG. 2a) on the valve seat surface 72. In addition to the line of contact 90, a gap 63 is formed between the valve element 58 and the valve body 68.
  • the gap 63 is - contrary to the present invention - in a symmetrical manner upstream of the contact line (area 63a) as narrow as it is downstream of the contact line (area 63b).
  • the gap - contrary to the present invention - is symmetrical in for
  • Area relevant to wear phenomena upstream of the contact line (area 63a ‘) just as narrow as in an area relevant to wear phenomena downstream of the contact line (area 63b‘).
  • FIG. 2b shows the detail from FIG. 2a in a state in which there has been considerable wear.
  • the valve seat surface 72 has been removed, while the valve ball 58 in this example is shaped unchanged due to its great hardness.
  • valve ball 58 causes the valve ball 58 to no longer just rest against a line of contact 90 on the valve seat surface, but rather against a relatively wide, annular contact area 92, which is a wear area 93 of the valve seat surface 72 represents and in which the surface of the valve ball 58 has, as it were, impressed into the valve seat surface 72.
  • the wear area 93 can be regarded as subdivided into two wear areas 93a, 93b, namely a first wear area 93a, which in the
  • Pressure relief valve 42) in the first wear area 93a is greater than the initial sealing diameter D di (i.e. twice the distance in the radial direction of the contact line 90 from the axis of the pressure relief valve 42, see also Figure 2a), the sealing diameter D d 2 in the second wear area 93b is smaller than the initial sealing diameter D di .
  • Valve body 68 formed gap 63 takes place, the pressure drop
  • the pressure limiting valve 42 modified according to the invention therefore drops due to wear, for example by up to 20% over the service life of the high-pressure fuel pump 28.
  • FIG. 3a shows an enlarged detail of a longitudinal section through a pressure limiting valve 42 modified according to the invention, specifically in a state in which no wear has yet occurred.
  • the contact line (area 63a) is narrower than downstream of the contact line (area 63b), in particular in a region relevant for wear phenomena upstream of the contact line (region 63a ') is narrower than in a region relevant for wear phenomena downstream of the contact line (region 63b').
  • valve seat surface 72 on an edge 80 of the valve body 68 encounters a further surface 87 of the valve body 68 arranged downstream of the contact line, the further surface 87 being more inclined away from the opening direction 100 of the pressure relief valve 42 than the valve seat surface 72, and that the contact line 90 continues in the area just but not immediately upstream of the edge 80 of the valve body 68 on the
  • Valve seat surface 72 is located.
  • the contact line 90 is approximately 50 ⁇ m upstream of the edge 80 of the valve body 68, the initial sealing diameter D e n is thus approximately 65 ⁇ m smaller than the diameter Dk defined by the edge 80.
  • the gap 63 between the valve element 58 and valve body 68 is much wider than at the corresponding position upstream of the contact line 90.
  • FIG. 3b shows the pressure limiting valve 42 from FIG. 3a in a state in which there has been considerable wear on the valve seat surface 72 and on the further surface 87. The wear and tear results in a wear and tear on the
  • Valve seat surface 72 and come to the other surface 87, while the
  • Valve ball 58 is shaped unchanged in this example due to its great hardness.
  • valve ball 58 causes the valve ball 58 to no longer just contact a line of contact 90 on the valve seat surface 72, but rather to a relatively wide, annular contact area 92, which represents a wear area 93 and in which the surface of the valve ball 58 is in the valve seat surface 72 as it were
  • This wear area 93 is divided into a first one as above
  • Contact line 90 lies, and a second wear area 93b, which lies essentially upstream of the previous contact line 90, it can be seen that the second wear area 93b of FIG. 3b does not differ significantly from the second wear area 93b of FIG. 2b; however, the first wear area 93a in FIG. 3b is significantly smaller than the first wear area 93a in FIG. 2b. That the second wear area 93b in this embodiment is larger relative to the first wear area 93a than in that shown in FIG. 2b
  • the effective sealing diameter D dw in this embodiment is also smaller than in the comparison example, for example equal to the initial sealing diameter D e n-
  • the opening force acting on the valve element 58 is less than in the comparison example, for example so large as before wear, Figure 3a.
  • the opening pressure p ö of the used pressure relief valve 42 is then unchanged in comparison with the new pressure relief valve 42, which is shown in FIG. 3a.
  • certain seat angles w double angle between the valve seat surface and the axis of symmetry; see FIG. 3a
  • w double angle between the valve seat surface and the axis of symmetry; see FIG. 3a
  • Ball diameter of 3mm w> 66 °.
  • FIG. 4 shows, by way of example, with the filled-in symbols for four different pressure limiting valves 42 according to the invention, the opening pressure p ö of the pressure limiting valve 42 with increasing wear.
  • the wear is plotted on the right-hand axis of the illustration as wear volume V with the unit 10 7 pm 3 .
  • Valve balls 58 with a diameter of 2 mm and valve seats with a seat angle w of approx. 74 ° were used. The initial
  • the opening pressure p ö of this pressure relief valve 42 was 40 MPa, measured on the basis of a leakage rate of 1.5 cm 3 / min. It can be seen that the relative change in the opening pressure p ö for all examined according to the invention
  • Pressure relief valves 42 at no point in time is more than 6% of the initial opening pressure p ö .
  • a reduction in the opening pressure of up to 10% of the initial opening pressure p o occurred in a comparable measurement.
  • FIGS. 5a, 5b and 5c show enlarged longitudinal sections through a second embodiment of a pressure relief valve modified according to the invention 42 in a state in which no wear has yet occurred (FIG. 5a) and in a state in which wear has already occurred (FIGS. 5b and 5c).
  • the invention is further developed in that just downstream of the contact line 90 between valve element 58 and
  • Valve seat surface 72 of the valve body 68 the valve seat surface 72 to one
  • Recess 75 of the valve body 68 is formed.
  • it is a right-angled recess 75, i.e. a recess 75 made up of an annular flat surface 75a, which is perpendicular to the opening direction 100 of the pressure relief valve 42, and an adjacent cylindrical surface 75b, which is parallel to the opening direction 100 of the pressure relief valve 42 is, exists.
  • the width of the annular surface 75a and the height of the cylindrical surface 75b are each 200 ⁇ m in the example.
  • the valve seat surface 72 continues in this example in such a way that it lies on the same straight circular cone as upstream of the recess 75.
  • valve ball 75 is safely guided, even if it is deflected further, in such a way that it safely returns to the valve seat without the valve seat being damaged.
  • the valve ball 58 closes from large opening strokes (H)
  • it usually hits the valve seat at a distance from the axis of symmetry of the pressure limiting valve 42 and then strikes first downstream of the recess 75. It then slides further into the valve seat, which is shown in FIG. 5c by the valve balls 58 ", 58" and 58 "” shown in broken lines.
  • the sliding of the valve ball 58 into the valve seat is only associated with very little wear, which cannot lead to leaks in the pressure relief valve 42.
  • a vertical impact from the position labeled H in FIG. 5c on an unprotected edge 80 can, however, under certain circumstances lead to plastic deformations of the edge 80 and thus to a reduced tightness of the pressure relief valve 42.
  • FIG. 6 shows a third exemplary embodiment. It differs from the previous examples in that the valve seat surface 72 is not conical, thus does not have the shape of a straight truncated cone, but has the shape of a dome, here part of a spherical surface, the radius of which is greater than the radius of the valve ball 58.
  • the dome may have been introduced into the valve body 68, for example by stamping.
  • FIG. 7a shows the pressure limiting valve 42 of a high-pressure fuel pump when new.
  • valve seat surface 72 has a dome-shaped shape. Their radius is slightly larger than the radius of the spherical one
  • Valve element 58 the gap 63 between the dome-shaped valve seat surface 72 and the spherical valve element 58 upstream of the contact line 90 is greater than zero (i.e., e.g. greater than 1 ⁇ m) and as small as possible.
  • FIG. 7b shows the pressure relief valve 42 from FIG. 7a after a certain amount of wear has occurred on the valve seat surface 72. It can be seen that the spherical valve element 58 has impressed itself in the valve seat surface 72, so that the contact line 90 has widened to the contact surface 92, which in the example of FIG. 7b extends over almost the entire dome-shaped area of the valve seat surface 72. Between the new state (FIG. 7a) and the state of wear shown in FIG. 7b, the sealing diameter of the pressure limiting valve 24 has changed only slightly; ideally it has stayed the same.
  • FIG. 7c shows the pressure limiting valve 42 from FIGS. 7a and 7b after further wear has occurred on the valve seat surface 72.
  • valve seat surface 72 It can be seen that the spherical valve element 58 is impressed a little further (but only comparatively little further) into the valve seat surface 72.
  • the sealing diameter of the pressure relief valve 24 has changed only slightly; ideally it has stayed the same.
  • the original contour of the valve seat surface 72 is shown in FIG. 7c only for the purpose of illustration.
  • the gap 63 should be designed as small as possible so that the gap 63 is closed even with a small volume of wear and tear, or the contact line 90 widens to form a contact surface 92, so that it extends in particular over the entire dome-shaped area of the valve seat surface 72 . Then the seal diameter changes per wear volume only very slowly. The drop in opening pressure at the valve is then lower or even disappears with the same wear volume.

Landscapes

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

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Kraftstoff-Hochdruckpumpe mit einem Gehäuse (50) und einem in dem Gehäuse (50) angeordneten Verdichtungsraum (26), mit einem verschiebbar in dem Gehäuse (50) angeordneten Kolben (30), der den Verdichtungsraum (26)begrenzt, mit einem Einlassventil (24), das von einem Niederdruckbereich (18) der Kraftstoff-Hochdruckpumpe (28) hin zu dem Verdichtungsraum (26) öffnet, mit einem Auslassventil (40), das von dem Verdichtungsraum (26) hin zu einem Hochdruckbereich (44) der Kraftstoff-Hochdruckpumpe (28) öffnet und mit einem Druckbegrenzungsventil (42), das von dem Hochdruckbereich (44) der Kraftstoff-Hochdruckpumpe (28) hin zu dem Verdichtungsraum (26) oder zum Niederdruckbereich (18) der Kraftstoff-Hochdruckpumpe (28) öffnet, wobei das Druckbegrenzungsventil (42) einen Ventilkörper (68) mit einer sich entgegen der Öffnungsrichtung (100) des Druckbegrenzungsventils (42) verjüngenden Ventilsitzfläche (72) aufweist, ein kugelförmiges Ventilelement (58) aufweist und eine Ventilfeder (60) aufweist, die das kugelförmige Ventilelement (58) entgegen der Öffnungsrichtung (100) des Druckbegrenzungsventils (42) gegen die Ventilsitzfläche (72) drückt, wobei bei geschlossenem Druckbegrenzungsventil (42) das Ventilelement (58) und die Ventilsitzfläche (72) an einer Berührlinie (90) aneinander anliegen und neben der Berührlinie ein Spalt (63) zwischen Ventilelement (58) und Ventilkörper (68) ausgebildet ist. Dieser Spalt (63) ist in asymmetrischer Weise stromaufwärts der Berührlinie (90) enger ist als stromabwärts der Berührlinie (90).

Description

Beschreibung
Titel
Kraftstoff-Hochdruckpumpe
Stand der Technik
Aus dem Stand der Technik, beispielsweise aus der DE 2004 013 307 B4 der Anmelderin, sind bereits Kraftstoff-Hochdruckpumpen für Kraftstoff Systeme von Brennkraftmaschinen, beispielsweise für eine Benzindirekteinspritzung, bekannt.
Bei diesen Brennkraftmaschinen wird Kraftstoff aus einem Kraftstofftank mittels einer Vorförderpumpe und der mechanisch angetriebenen Hochdruckpumpe unter hohem Druck in einen Hochdruckspeicher ("Rail") gefördert.
Diese Hochdruckpumpe weist ein Druckbegrenzungsventil auf, das verhindert, dass ein Druck in dem Hochdruckspeicher zu stark ansteigt. Erreicht der Druck im
Hochdruckspeicher einen bestimmten Wert, so öffnet das Druckbegrenzungsventil und Kraftstoff gelangt aus dem Hochdruckspeicher zurück in den Verdichtungsraum oder zurück in den Niederdruckraum.
Das Druckbegrenzungsventil öffnet dabei dann, wenn die hydraulisch wirkende Kraft auf der einen Seite des Ventilelements größer ist als die entgegenwirkende Kraft der das Ventilelement in den Ventilsitz drückenden Feder. Die hydraulisch wirkende Kraft ergibt sich aus dem vorherrschenden hydraulischen Druck und der Fläche, auf die der Druck wirkt. Diese Fläche ergibt sich aus dem Dichtdurchmesser. Bei einem Ventil mit beispielsweise exakt kegelförmiger oder exakt kalottenförmiger Ventilsitzfläche und exakt kugelförmigem Ventilelement ergibt sich der Dichtdurchmesser als der Durchmesser des idealerweise linienförmigen Auflagerings, an dem die Kugel die Ventilsitzfläche berührt.
Kommt es während des Betriebs der Kraftstoff-Hochdruckpumpe zu Verschleiß an dem Druckbegrenzungsventil, verbreitert sich der Auflagering. Offenbarung der Erfindung
Die vorliegende Erfindung basiert auf der Erkenntnis der Erfinder, dass sich der wirksame Dichtdurchmesser grundsätzlich gemäß dem über den Auflagering hinweg tatsächlich erfolgenden Druckabfall bestimmt.
Hierbei ist auf den Fall abzustellen, in dem das Druckbegrenzungsventil mit einem
Öffnungsdruck beaufschlagt ist, der zwar nicht ausreicht, um das Druckbegrenzungsventil makroskopisch weit zu öffnen, bei dem aber bereits eine gewisse, geringe aber doch messbare Leckage auftritt, beispielsweise bei einem Druckbegrenzungsventil mit einem Kugelradius von 1mm eine Leckage von lccm pro Minute. Beispielsweise handelt es sich in dieser Betrachtung um Öffnungen des Druckbegrenzungsventils bei denen das
Ventilelement um größenordnungsmäßig 0,5pm oder lpm bzw. um etwa ein Tausendstel des Kugelradius des Ventilelements von der Ventilsitzfläche abhebt, sodass sich zwischen dem Ventilelement und dem Ventilkörper ein Spalt bzw. Leckagespalt ausbildet. Diese betrachtete Situation wird als repräsentativ für die tatsächlichen für das Öffnen eines Druckbegrenzungsventils einer Kraftstoff-Hochdruckpumpe ursächlichen Umstände angesehen. Insbesondere ist ein Öffnungsdruck eines Druckbegrenzungsventils auf diese Weise definierbar.
Die vorliegende Erfindung basiert ferner auf der Beobachtung der Erfinder, dass es bei herkömmlichen Druckbegrenzungsventilen, bei denen ein Spalt zwischen Ventilelement und Ventilkörper in symmetrischer Weise ausgebildet ist, im Zuge des Verschleißes an der Ventilsitzfläche stets zu einer Zunahme des wirksamen Dichtdurchmessers kommt und dass es infolgedessen bei einem gegebenen Druck im Hochdruckbereich zu einer Zunahme der auf das Ventilelement wirkenden Öffnungskraft kommt. Bei wiederum gegebener Beaufschlagung des Ventilelements durch die Ventilfeder in Schließrichtung sinkt also der Öffnungsdruck des Druckbegrenzungsventils und die Kraftstoff- Hochdruckpumpe vermag nicht mehr den ursprünglichen Kraftstoffdruck zu generieren bzw. zu halten.
Es wurde weiterhin erkannt, dass diese unerwünschten Effekte vermeidbar sind, wenn das herkömmliche Druckbegrenzungsventil derart weitergebildet wird, dass es im Zuge des Verschleißes nicht zu einer Zunahme des wirksamen Dichtdurchmessers kommt. Gemäß der Erfindung kann dies dadurch erreicht werden, dass der bei geschlossenem Druckbegrenzungsventil neben der Berührlinie zwischen Ventilelement und Ventilkörper ausgebildete Spalt in asymmetrischer Weise stromaufwärts der Berührlinie enger ist als stromabwärts der Berührlinie.
Dabei wird unter einer Berührlinie zunächst eine Linie im mathematisch-idealisierten Sinn verstanden, also eine Linie, hier eine ringförmige Linie, mit der Breite„Null“. Es versteht sich allerdings, dass im Sinne der Anmeldung unter einer Berührlinie auch Anlageflächen, hier ringförmige Anlageflächen, mit einer geringen aber von Null verschiedenen Breite zu verstehen sind, die insbesondere aus der Kraft, mit der das Ventilelement gegen den Ventilkörper drückt, und den Elastizitäten des Ventilelements und des Ventilkörpers resultieren und/oder insbesondere aus Deformationen des Ventilelements und/oder des Ventilkörpers im Rahmen von Verschleißphänomenen resultieren. Bevorzugt wird als Berührlinie allerdings die linienförmige oder flächenhafte Anlagegeometrie zwischen Ventilelement und Ventilkörper verstanden, die vor Verschleißphänomenen existiert, insbesondere vor einem erstmaligen Betrieb oder vor einem erstmaligen Dauerbetrieb der Kraftstoff-Hochdruckpumpe.
Dabei wird mit unter„stromaufwärts der Berührlinie“ und„stromabwärts der Berührlinie“ insbesondere lediglich auf den für Verschleißphänomene tatsächlich relevanten Bereich der Ventilsitzfläche abgestellt, also beispielsweise 500pm in bzw. entgegen der
Öffnungsrichtung des Druckbegrenzungsventils, bzw. beispielsweise einen halben Radius der Ventilkugel in bzw. entgegen der Öffnungsrichtung des Druckbegrenzungsventils. Die erfindungsgemäßen Merkmale sind demgemäß also insbesondere bereits innerhalb dieses Bereichs realisiert und insbesondere innerhalb dieses Bereichs zur Erzielung der erfindungsgemäßen Wirkungen vorteilhaft. Insbesondere ist die Geometrie des Spaltes zwischen Ventilelement und Ventilkörper außerhalb dieses Bereichs für
Verschleißphänomene nicht relevant. Asymmetrien der Geometrie des Spaltes lediglich außerhalb dieses für Verschleißphänomene tatsächlich relevanten Bereichs der
Ventilsitzfläche würden insofern die eingangs erläuterten Nachteile des Standes der Technik nicht überwinden.
Im Rahmen der vorliegenden Anmeldung wird darunter, dass der Spalt in asymmetrischer Weise stromaufwärts der Berührlinie enger ist als stromabwärts der Berührlinie insbesondere verstanden, dass ein Abstand zwischen dem Ventilelement und dem Ventilkörper in einer gewissen Distanz stromaufwärts (also entgegen der Öffnungsrichtung des Druckbegrenzungsventils) der Berührlinie kleiner ist als ein Abstand zwischen dem Ventilelement und dem Ventilkörper in dieser gewissen Distanz
stromabwärts (also in Öffnungsrichtung des Druckbegrenzungsventils) der Berührlinie.
Wie bereits erwähnt, kann es insbesondere vorteilhaft sein, dass sich die gewisse Distanz innerhalb des für Verschleißphänomene relevanten Bereichs befindet, beispielsweise innerhalb von 500pm in bzw. entgegen der Öffnungsrichtung des
Druckbegrenzungsventils, bzw. beispielsweise innerhalb eines halben Radius der Ventilkugel in bzw. entgegen der Öffnungsrichtung des Druckbegrenzungsventils.
Im Rahmen der vorliegenden Anmeldung wird darunter, dass der Spalt in asymmetrischer Weise stromaufwärts der Berührlinie enger ist als stromabwärts der Berührlinie insbesondere sogar verstanden, dass ein Abstand zwischen dem Ventilelement und dem Ventilkörper innerhalb des für Verschleißphänomene relevanten Bereichs für alle
Distanzen oberhalb einer Mindestdistanz stromaufwärts (also entgegen der
Öffnungsrichtung des Druckbegrenzungsventils) der Berührlinie jeweils kleiner ist als ein Abstand zwischen dem Ventilelement und dem Ventilkörper in dieser Distanz
stromabwärts (also in Öffnungsrichtung des Druckbegrenzungsventils) der Berührlinie.
Die Mindestdistanz kann beispielsweise 300pm betragen bzw. beispielsweise 30% des Radius der Ventilkugel betragen.
Unter dem Begriff„enger“ wird grundsätzlich auf die hiermit auch umgangssprachlich adressierte Relation zwischen zwei längenartigen Maßen abgestellt. Vorliegend ist insbesondere davon auszugehen, dass der Spalt an seiner engeren Position aufgrund der Grundform des Ventilelements und des Ventilkörpers enger ist und nicht nur aufgrund einer Oberflächen- Rauigkeit des Ventilelements und des Ventilkörpers. Es kann beispielsweise unterstellt werden, dass ein Spalt an seiner„engeren“ Position mindestens 5pm oder mindestens 0,5% des Radius der Ventilkugel enger ist als der Spalt an der Vergleichsposition.
Dadurch, dass der Spalt erfindungsgemäß stromabwärts der Berührlinie (wo der
Dichtdurchmesser also größer ist als an der Berührlinie) weniger eng ist, erfolgt hier auch ein geringerer Druckabfall im Leckagefall. Wenn sich nun die Berührlinie zwischen Ventilkugel und Dichtsitzfläche im Zuge von Verschleiß derart verbreitert, dass der weniger enge Spaltbereich hydraulisch vermehrt relevant wird, hat dies auch nur in verminderter Weise einen den wirksamen Dichtdurchmesser vergrößernden Effekt. Da - andererseits - der Spalt erfindungsgemäß stromaufwärts der Berührlinie (wo der Dichtdurchmesser also kleiner ist als an der Berührlinie) enger ist, erfolgt hier auch ein höherer Druckabfall im Leckagefall. Wenn sich nun die Berührlinie zwischen Ventilkugel und Dichtsitzfläche im Zuge von Verschleiß derart verbreitert, dass der engere
Spaltbereich hydraulisch vermehrt relevant wird, hat dies auch einen den wirksamen Dichtdurchmesser verkleinernden Effekt.
Einer Vergrößerung des wirksamen Dichtdurchmessers ist also durch die
erfindungsgemäße Ausgestaltung entgegengewirkt und eine Verminderung des
Öffnungsdrucks der Kraftstoffhochdruckpumpe tritt auch im Verschleißfall nicht oder nur vermindert ein. Die Kraftstoff-Hochdruckpumpe vermag über ihre gesamte Lebensdauer hinweg einen unvermindert hohen Druck zu erzeugen und zu halten.
Die erfindungsgemäße Kraftstoff-Hochdruckpumpe liefert somit einen Beitrag für
Kraftstoff-Versorgungssysteme für Brennkraftmaschinen, die über ihre gesamte
Lebensdauer hinweg nicht oder nur sehr geringfügig beeinträchtigte Leistungs- und Emissionskennwerte aufweisen.
Ein separater Gegenstand der Erfindung ist neben einer Kraftstoff-Hochdruckpumpe die das erläuterte Druckbegrenzungsventil aufweist, auch das Druckbegrenzungsventil als solches und für die Verwendung in der beschriebenen Kraftstoff-Hochdruckpumpe.
Weiterbildungen der Erfindung konkretisieren die Geometrie des Ventilkörpers und der Ventilsitzfläche und des zwischen dem kugelförmigen Ventilelement und dem Ventilkörper ausgebildeten Spaltes durch vorteilhafte Merkmale.
So kann vorgesehen sein, dass die Ventilsitzfläche an einer Kante des Ventilkörpers auf eine stromabwärts der Berührlinie angeordnete weitere Fläche des Ventilkörpers stößt, wobei die weitere Fläche stärker von der Öffnungsrichtung (also der Symmetrieachse) des Druckbegrenzungsventils weg geneigt ist als die Ventilsitzfläche und wobei die Berührlinie insbesondere im Bereich knapp stromaufwärts der Kante des Ventilkörpers auf der Ventilsitzfläche liegt, wobei die Berührlinie aber insbesondere nicht unmittelbar stromaufwärts der Kante des Ventilkörpers auf der Ventilsitzfläche liegt.
In dieser Weiterbildung stellt also die weitere Fläche des Ventilkörpers, die von der Ventilsitzfläche durch die Kante getrennt ist, gleichsam eine nach radial außen aufgeweitete bzw. nach außen abgewinkelte Fortsetzung der Ventilsitzsitzfläche des Ventilkörpers dar. Während der Spalt zwischen Ventilelement und Ventilkörper im gesamten stromabwärtigen Bereich zwischen Berührlinie und Kante in symmetrischer Weise gleich eng sein kann wie in dem korrespondierenden Bereich stromaufwärts der Berührlinie, ist der Spalt zwischen Ventilelement und Ventilkörper insbesondere im von der Berührlinie aus gesehen jenseits der Kante liegenden Bereich weniger eng, also weiter als der Spalt an der korrespondierenden Position stromaufwärts der Berührlinie.
Dass die weitere Fläche stärker von der Öffnungsrichtung des Druckbegrenzungsventils weg, also stärker nach radial außen geneigt ist als die Ventilsitzfläche, kann darin zum Ausdruck kommen, dass die weitere Fläche und die Ventilsitzfläche an der Kante in einem Winkel aufeinandertreffen, der (als Innenwinkel des Ventilkörpers in einer Ebene durch die Symmetrieachse gemessen) kleiner als 180° ist, beispielsweise nicht größer als 175° oder sogar nicht größer als 150°.
Damit die Kante für das Öffnungsverhalten des Druckbegrenzungsventils besonders vorteilhaft wirksam wird, kann vorgesehen sein, dass die Berührlinie im Bereich knapp stromaufwärts der Kante des Ventilkörpers auf der Ventilsitzfläche liegt. Im Verschleißfall, in dem sich die Berührlinie zwischen Ventilelement und Ventilkörper wie oben erläutert zu einem Verschleißbereich verbreitert, erreicht dann dieser Verschleißbereich nach einer gewissen Betriebsdauer der Kraftstoff-Hochdruckpumpe die Kante. Setzt sich der Verschleiß weiter fort, verbreitert sich zwar der Verschleißbereich noch in der
stromaufwärtigen Richtung, in der stromabwärtigen Richtung ist die Ausbreitung des Verschleißbereichs aber durch die Kante und die Orientierung der weiteren Fläche gehindert. Der wirksame Dichtdurchmesser vergrößert sich dann folglich nicht mehr oder nur noch vermindert und der Öffnungsdruck des Druckbegrenzungsventils bleibt weitgehend konstant oder im gewünschten Bereich.
Der Bereich knapp stromaufwärts der Kante kann sich beispielsweise lediglich bis 500pm oder beispielsweise lediglich bis zu einem halben Radius der Ventilkugel in Richtung stromaufwärts der Kante erstrecken.
Es kann vorgesehen sein, dass die Berührlinie außerhalb des Bereichs unmittelbar stromaufwärts der Kante des Ventilkörpers auf der Ventilsitzfläche liegt. Eine Berührlinie, die unmittelbar stromaufwärts der Kante des Ventilkörpers liegt, also beispielsweise sogar auf der Kante des Ventilkörpers liegt, hat nämlich den Nachteil, dass immer dann, wenn die Ventilkugel nach einer weiten Öffnung des Druckbegrenzungsventils mit einer gewissen Desachsierung, also mit einem gewissen Versatz zur Symmetrieachse des Druckbegrenzungsventils, in den Ventilsitz zurückkehrt, die Ventilkugel die Kante beispielsweise in lediglich einem Auftreffpunkt trifft und somit die Gefahr besteht, dass es in diesem Auftreffpunkt zu einer Beschädigung des Ventilsitzes und damit zur
Undichtigkeit des Druckbegrenzungsventils kommt.
Der Bereich unmittelbar stromaufwärts der Kante des Ventilkörpers kann beispielsweise lediglich bis 25pm oder lediglich bis 50pm bzw. beispielsweise lediglich bis 2,5% oder lediglich bis 5% des Radius der Ventilkugel stromaufwärts der Kante des Ventilkörpers erstreckt sein.
Insbesondere kann die weitere Fläche des Ventilkörpers senkrecht zur Öffnungsrichtung des Druckbegrenzungsventils orientiert sein. Diese Geometrie ist besonders wirksam und überdies besonders einfach zu fertigen.
Andererseits kann vorgesehen sein, dass stromabwärts der Berührlinie zwischen
Ventilelement und Ventilsitzfläche des Ventilkörpers die Ventilsitzfläche zu einer
Ausnehmung des Ventilkörpers geformt ist.
Unter einer Ventilsitzfläche, die bereichsweise zu einer Ausnehmung geformt ist, wird eine Ventilsitzfläche verstanden, die dadurch entstanden sein kann, dass an der Innenkontur des Ventilkörpers ausgehend von der Grundform der Innenkontur des Ventilkörpers (z.B. konisch, kalottenförmig etc.) ein Materialabtrag erfolgt ist.
Beispielsweise kann dies dadurch realisiert sein, dass die Ausnehmung eine rechtwinklige Ausnehmung ist, also aus einer ringförmigen ebenen Fläche, die senkrecht zur
Öffnungsrichtung des Druckbegrenzungsventils ist, und einer daran angrenzenden zylindrischen Fläche, die parallel zur Öffnungsrichtung des Druckbegrenzungsventils ist, besteht.
Die ringförmige Fläche kann beispielsweise eine Breite von mindestens lOOpm oder 10% des Radius der Ventilkugel aufweisen; die zylindrische Fläche kann beispielsweise eine Höhe von mindestens lOOpm oder 10% des Radius der Ventilkugel aufweisen.
Damit die Ausnehmung für das Öffnungsverhalten des Druckbegrenzungsventils besonders vorteilhaft wirksam wird, kann vorgesehen sein, dass die Berührlinie im
Bereich knapp stromaufwärts der Ausnehmung des Ventilkörpers auf der Ventilsitzfläche liegt. Im Verschleißfall, in dem sich die Berührlinie zwischen Ventilelement und
Ventilkörper wie oben erläutert zu einem Verschleißbereich verbreitert, erreicht dann dieser Verschleißbereich nach einer gewissen Betriebsdauer der Kraftstoff- Hochdruckpumpe die Ausnehmung. Setzt sich der Verschleiß weiter fort, verbreitert sich zwar der Verschleißbereich noch in der stromaufwärtigen Richtung, in der
stromabwärtigen Richtung ist die Ausbreitung des Verschleißbereichs aber durch die Ausnehmung weitgehend unterbunden. Der wirksame Dichtdurchmesser vergrößert sich dann folglich nicht mehr oder nur noch vermindert und der Öffnungsdruck des
Druckbegrenzungsventils bleibt weitgehend konstant oder im gewünschten Bereich.
Der Bereich knapp stromaufwärts der Ausnehmung kann sich beispielsweise lediglich bis 500pm oder beispielsweise lediglich bis zu einem halben Radius der Ventilkugel in Richtung stromaufwärts der Kante erstrecken.
Stromabwärts der Ausnehmung kann sich insbesondere die Grundform der Innenkontur des Ventilkörpers wie stromaufwärts der Ausnehmung fortsetzen, also beispielsweise konisch, kalottenförmig etc.. Stromaufwärts der Ausnehmung liegt dann also die
Innenkontur des Ventilkörpers auf der gleichen Kegelmantelfläche bzw. auf der gleichen Kalotte wie stromabwärts der Ausnehmung.
Die Ventilsitzfläche kann beispielsweise eine konische oder kalottenförmige Form aufweisen oder eine konische oder kalottenförmige Grundform aufweisen, wobei in der Ventilsitzfläche zusätzlich eine Ausnehmung geformt ist.
Auch andere achssymmetrische Gestaltungen der Ventilsitzfläche bzw. der Innenkontur des Ventilkörpers, die sich zumindest in einem Bereich um die Berührlinie entgegen der Öffnungsrichtung des Druckbegrenzungsventils verjüngen, sind grundsätzlich möglich.
Es kann vorgesehen sein, dass die Ventilsitzfläche eine kalottenförmige Form aufweist, sodass der Spalt zwischen der kalottenförmigen Ventilsitzfläche und dem kugelförmigen Ventilelement stromaufwärts der Berührlinie größer als Null und so klein wie möglich ist.
Wenngleich ein besonders geringes Maß in dieser Weiterbildung grundsätzlich gewünscht ist, ist doch ein Nullmaß ausgeschlossen, um einen definierten Kontakt zwischen Ventilsitzfläche und Ventilkugel bzw. eine definierte Berührlinie zwischen ihnen sicherzustellen.
Es kann beispielsweise vorgesehen sein, dass der Spalt zwischen der kalottenförmigen Ventilsitzfläche und dem kugelförmigen Ventilelement stromaufwärts der Berührlinie größer als Null ist und an seiner weitesten Stelle enger ist als 50pm, insbesondere sogar enger als 10 pm und/oder enger als 3 pm.
Ein derart enger Spalt hat den Vorteil, dass sich die Berührlinie ausgehend vom
Neuzustand des Druckbegrenzungsventils bereits nach kurzem Betrieb und bei geringem Verschleiß rasch zu einem Berührbereich verbreitert, der über einen großen Teil der kalottenförmigen Ventilsitzfläche oder sogar über die gesamte kalottenförmige
Ventilsitzfläche erstreckt ist. Dabei kommt es zu einer gewissen, aber erfindungsgemäß kontrollierten Änderung des wirksamen Dichtdurchmessers
Im Anschluss daran kommt das kugelförmige Ventilelement in dem großen Berührbereich an der Ventilsitzfläche zur Anlage. Bei einer gegebenen weiteren Zunahme des
Verschleißvolumens ändert sich dann der wirksame Dichtdurchmesser nur noch wenig.
Um Verschleißeffekte zu minimieren, kann der Ventilkörper aus gehärtetem Stahl bestehen. Dabei stellt insbesondere die Innenkontur des Ventilkörpers, insbesondere die Ventilsitzfläche eine gehärtete Randschicht dar, beispielsweise durch Carburieren oder Nitrocarburieren oder dergleichen. Im Rahmen der vorliegenden Erfindung konnte von den Erfindern beobachtet werden, dass die Vorsehung einer solchen gehärteten
Randschicht den Verschleiß nicht nur grundsätzlich vermindert, sondern auch eine bereits initial bestehende Asymmetrie des Spaltes zwischen Ventilelement und Ventilkörpers im Zuge des Betriebs der Kraftsoff-Hochdruckpumpe und des damit einhergehenden Verschleißes zu verstärken vermag, was wiederum synergetisch zur vorteilhaften Wirkung der Erfindung beiträgt.
Insbesondere im Falle einer gehärteten Ventilsitzfläche bzw. gehärteten Randschicht des Ventilkörpers kann zusätzlich vorgesehen sein, dass die Ventilkugel oder zumindest die Oberfläche der Ventilkugel noch härter ist als die Ventilsitzfläche bzw. die gehärtete Randschicht des Ventilkörpers. Die Ventilkugel kann beispielsweise aus Hartmetall (Wolframcarbid) bestehen und/oder aus einer Keramik, beispielsweise Siliziumnitrid. Der Verschleiß tritt dann im Wesentlichen lediglich an dem Ventilkörper, nicht aber an dem Ventilelement auf, was insofern synergetisch innerhalb der vorliegenden Erfindung ist, dass letztere bereits bewirkt, dass genau dieser lediglich an dem Ventilkörper auftretende Verschleiß die Funktion der Kraftstoff-Hochdruckpumpe nicht oder nur geringfügig beeinträchtigt.
Zeichnung
Die Figur la zeigt eine vereinfachte schematische Darstellung eines Kraftstoffsystems für eine Brennkraftmaschine.
Die Figuren lb zeigt einen Längsschnitt durch das Druckbegrenzungsventil der Kraftstoff- Hochdruckpumpe des Kraftstoff Systems aus Figur 1 a.
Die Figuren 2a und 2b zeigen vergrößert Längsschnitte durch ein nicht
erfindungsgemäßes Druckbegrenzungsventil in einem Zustand, in dem noch kein
Verschleiß erfolgt ist (Figur 2a) und in einem Zustand, in dem bereits Verschleiß erfolgt ist (Figur 2b).
Die Figuren 3a und 3b zeigen vergrößert Längsschnitte durch ein erstes
Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäß modifizierten Druckbegrenzungsventils in einem Zustand, in dem noch kein Verschleiß erfolgt ist (Figur 3a) und in einem Zustand, in dem bereits Verschleiß erfolgt ist (Figur 3b).
Die Figur 4 zeigt die Funktionalität erfindungsgemäßer Druckbegrenzungsventile gemäß Figur 3a und 3b im Vergleich zu nicht erfindungsgemäßen Druckbegrenzungsventilen im Verschleißfall.
Die Figuren 5a, 5b und 5c zeigen vergrößert Längsschnitte durch ein zweites
Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäß modifizierten Druckbegrenzungsventils in einem Zustand, in dem noch kein Verschleiß erfolgt ist (Figur 5a) und in einem Zustand, in dem bereits Verschleiß erfolgt ist (Figur 5b und 5c).
Die Figur 6 zeigt ein drittes Ausführbeispiel.
Die Figuren 7a, 7b und 7c zeigen ein viertes Ausführungsbeispiel. Beschreibung der Ausführungsbeispiele
Figur la zeigt ein Kraftstoffsystem 10 für eine weiter nicht dargestellte
Brennkraftmaschine in einer vereinfachten schematischen Darstellung. Aus einem Kraftstofftank 12 wird ein Kraftstoff wie Benzin über eine Saugleitung 14, mittels einer Vorförderpumpe 16, über eine Niederdruckleitung 18, über einen Einlass 20 eines von einer elektromagnetischen Betätigungseinrichtung 22 betätigbaren Mengensteuerventils 24 einem Verdichtungsraum 26 einer Kraftstoff- Hochdruckpumpe 28 zugeführt. Beispielsweise kann das Mengensteuerventil 24 ein zwangsweise öffnendes Einlassventil der Kraftstoff-Hochdruckpumpe 28 sein.
Vorliegend ist die Kraftstoff-Hochdruckpumpe 28 als Kolbenpumpe ausgeführt, wobei ein Kolben 30 mittels einer Nockenscheibe 32 in der Zeichnung vertikal bewegt werden kann. Hydraulisch zwischen dem Verdichtungsraum 26 und einem Auslass 36 der Kraftstoff-Hochdruckpumpe 28 ist ein in der Figur la als
federbelastetes Rückschlagventil gezeichnetes Auslassventil 40 sowie ein ebenfalls als federbelastetes Rückschlagventil gezeichnetes Druckbegrenzungsventil 42 angeordnet. Der Auslass 36 ist an eine Hochdruckleitung 44 und über diese an einen Hochdruckspeicher 46 ("Common Rail") angeschlossen.
Das Auslassventil 40 kann zum Auslass 36 und das Druckbegrenzungsventil 42 zu dem Verdichtungsraum 26 hin öffnen. Die elektromagnetische
Betätigungseinrichtung 22 wird durch eine Steuer- und/oder Regeleinrichtung 48 angesteuert. Abweichend von der Darstellung der Figur la kann ein in der Figur la linker Anschluss des Druckbegrenzungsventils 42 alternativ statt mit dem
Verdichtungsraum 26 auch mit einem Niederdruckbereich der Kraftstoff- Hochdruckpumpe 28 oder einem beliebigen sonstigen Element stromaufwärts der Kraftstoff-Hochdruckpumpe 28 verbunden sein.
Im Betrieb des Kraftstoffsystems 10 fördert die Vorförderpumpe 16 Kraftstoff vom Kraftstofftank 12 in die Niederdruckleitung 18. Das Mengensteuerventil 24 kann in Abhängigkeit von einem jeweiligen Bedarf an Kraftstoff geschlossen und geöffnet werden. Hierdurch wird die zu dem Hochdruckspeicher 46 geförderte
Kraftstoffmenge beeinflusst.
Im Normalfall ist das Druckbegrenzungsventil 42 geschlossen. Wenn in einem vom Normalfall abweichenden Betriebsfall ein Kraftstoffdruck in der Hochdruckleitung 44 höher ist als ein Kraftstoffdruck in einem Bereich des Verdichtungsraums 26 (zuzüglich einer Federkraft einer Ventilfeder 60 des Druckbegrenzungsventils 42, siehe auch die Figur lb), so öffnet das Druckbegrenzungsventil 42. Kraftstoff strömt dann aus der Hochdruckleitung 44 zurück in den Verdichtungsraum 26 und von dort gegebenenfalls zurück in die Niederdruckleitung 18. Hierdurch kann der
Kraftstoffdruck in der Hochdruckleitung 44 auf einen zulässigen Wert sinken und das Druckbegrenzungsventil 42 wieder schließen.
Figur 1b zeigt einen Längsschnitt durch das Druckbegrenzungsventil 42 der Kraftstoff-Hochdruckpumpe 28 von Figur 1a. Das Druckbegrenzungsventil 42 ist hydraulisch zwischen dem Auslass 36 und einem vom Auslass 36 stromaufwärtigen Bereich der Kraftstoff-Hochdruckpumpe 28 angeordnet und kann zu dem
stromaufwärtigen Bereich hin öffnen. Das Druckbegrenzungsventil 42 bzw. dessen nachfolgend näher beschriebene Elemente sind in diesem Beispiel im Wesentlichen rotationssymmetrisch ausgeführt.
Das Druckbegrenzungsventil 42 umfasst ein im Wesentlichen als zylindrische Hülse ausgeführtes Gehäuse 50. An einer in der Figur 1b linken Stirnseite weist das Gehäuse 50 eine axiale erste Öffnung 52 auf, wobei ein Radius der Öffnung 52 einem Innenradius der zylindrischen Hülse entspricht. Die erste Öffnung 52 ist hydraulisch dem Auslass 36 bzw. dem zu diesem stromabwärtigen
Hochdruckbereich zugeordnet. An einer in der Figur 1b rechten Stirnwand 54 ist das Gehäuse 50 geschlossen ausgeführt. In einem rechten unteren Abschnitt weist das Gehäuse 50 eine radiale zweite Öffnung 56 auf. Die zweite Öffnung 56 ist hydraulisch dem besagten stromaufwärtigen Bereich der Kraftstoff- Hochdruckpumpe 28 zugeordnet und beispielsweise mit dem Verdichtungsraum 26 verbunden. Vorliegend ist das Gehäuse 50 einstückig ausgeführt.
In einem in der Figur 1 b horizontal mittleren Abschnitt weist das
Druckbegrenzungsventil 42 ein Ventilelement 58 auf, welches von einer als
Schraubenfeder ausgeführten Ventilfeder 60 mittels eines Schließkörpers 62 in Schließrichtung beaufschlagt wird, also in der Figur 1b nach links. Vorliegend ist das Ventilelement 58 eine "frei fliegende" Ventilkugel.
In der Figur 1b rechts ist ein Anschlagkörper 64 des Druckbegrenzungsventils 42 angeordnet, der mit dem Schließkörper 62 zusammenwirkt. Der Anschlagkörper 64 stützt sich axial an der Stirnwand 54 des Gehäuses 50 ab und wird von der Ventilfeder 60 gegen die Stirnwand 54 des Gehäuses 50 beaufschlagt, also nach rechts. Dazu weist ein Abschnitt des Gehäuses 50 im Bereich der Stirnwand 54 einen verminderten Innendurchmesser auf, wodurch der Anschlagkörper 64 und somit auch die Ventilfeder 60 definiert gehalten werden.
In einem in der Figur 1 b linken Abschnitt des Gehäuses 50 ist ein Ventilkörper 68 angeordnet, der an einer radial äußeren Mantelfläche in dem Gehäuse 50 reibschlüssig gehalten und vorzugsweise darin eingepresst ist. Der Ventilkörper 68 weist als seine Innenkontur 70 einen durchgehenden axialen zentrischen
Längskanal auf, welcher abschnittsweise einen konstanten Innendurchmesser aufweist. Der Längskanal ist durch die erste Öffnung 52 mit dem Auslass 36 hydraulisch verbunden. An einem in der Figur 1b rechten Endabschnitt des
Längskanals ist an dem Ventilkörper 68 eine radial umlaufende Ventilsitzfläche 72 ausgebildet, welche mit dem Ventilelement 58 zusammenwirkt.
In einer alternativen, nicht dargestellten Ausführungsform ist das Gehäuse 50 des Druckbegrenzungsventils 42 ein integraler Bestandteil der Kraftstoff- Hochdruckpumpe 28 und somit kein eigenständiges Element. Bei dem Gehäuse 50 des Druckbegrenzungsventils 42 kann es sich insofern auch um ein Gehäuse 50 der Kraftstoff-Hochdruckpumpe 28 handeln. Dazu weist die Kraftstoff- Hochdruckpumpe 28 beispielsweise eine zylindrische Bohrung auf, in welcher die funktionalen Elemente des Druckbegrenzungsventils 42 aufgenommen sind.
Im vorliegenden Beispiel ist das Ventilelement 58 als Kugel ausgeführt. Im vorliegenden Beispiel besteht das Ventilelement 58 aus Wolframkarbid. Gleichwohl könnte es in alternativen Ausführungsformen auch aus einem anderen
verschleißfesten Material, z.B. einem Cermet oder Hartmetall bestehen oder Wolframkarbid oder ein anderes Hartmetall lediglich aufweisen. Beispiele für bevorzugte andere Hartmetalle sind Titankarbid, Tantalkarbid, Chromkarbid und/oder andere Karbide. Das Ventilelement 58 kann alternativ auch solch ein Hartmetall aufweisen und überdies ein Bindematerial aufweisen, beispielsweise Kobalt, Nickel, Eisen, Nickel-Chrom und/oder dergleichen. Der Ventilkörper 68 besteht in diesem Beispiel aus Stahl oder er besteht aus Stahl und weist eine verschleißfeste, beispielsweise gehärtete Oberfläche 68 auf, beispielsweise eine durch Carburieren und/oder durch Nitrocarburieren erzeugte harte Randschicht entlang der Ventilsitzfläche 72.
Wie aus Untersuchungen der Anmelderin hervorgeht, kommt es auch ohne vollständige Öffnungen des Druckbegrenzungsventils 42 und auch ohne
nennenswerten Rückfluss von Kraftstoff aus der Hochdruckleitung 44 durch das Druckbegrenzungsventil 42 in den Verdichtungsraum 26, beispielsweise durch Druckpulsationen im Verdichtungsraum 26 und in der Hochdruckleitung 44 unvermeidlich zu minimalen Öffnungen des Druckbegrenzungsventils 42. Damit einher gehen Verschleißphänomene an den Oberflächen des Ventilelements 58 und des Ventilkörpers 68, auf die nachfolgend im Detail eingegangen wird.
Die Figur 2a zeigt einen vergrößerten Ausschnitt eines Längsschnittes durch ein nicht erfindungsgemäßes Druckbegrenzungsventil 42 in einem Zustand, in dem noch kein Verschleiß erfolgt ist.
Das Druckbegrenzungsventil 42 weist einen Ventilkörper 68 mit einer sich entgegen der Öffnungsrichtung 100 (die Öffnungsrichtung 100 weist von unten nach oben entlang einer Symmetrieachse des Druckbegrenzungsventils 42 in der Figur 2a) des Druckbegrenzungsventils 42 verjüngenden Ventilsitzfläche 72 auf, weist ein kugelförmiges Ventilelement 58 und eine (nicht gezeichnete) Ventilfeder auf, die das kugelförmige Ventilelement 58 entgegen der Öffnungsrichtung 100 des
Druckbegrenzungsventils 42 gegen die Ventilsitzfläche 72 drückt. Bei
geschlossenem Druckbegrenzungsventil 42 liegt das Ventilelement 58 an einer Berührlinie 90 (die in dem in der Figur 2a gezeigten Schnitt lediglich als Berührpunkt 90‘ erscheint) an der Ventilsitzfläche 72 an. Neben der Berührlinie 90 ist ein Spalt 63 zwischen dem Ventilelement 58 und dem Ventilkörper 68 ausgebildet.
Im gezeichneten Fall ist der Spalt 63 - entgegen der vorliegenden Erfindung - in symmetrischer Weise stromaufwärts der Berührlinie (Bereich 63a) genauso eng wie stromabwärts der Berührlinie (Bereich 63b). Insbesondere ist der der Spalt - entgegen der vorliegenden Erfindung - in symmetrischer Weise in für
Verschleißphänomene relevanten Bereich stromaufwärts der Berührlinie (Bereich 63a‘) genauso eng wie in einem für Verschleißphänomene relevanten Bereich stromabwärts der Berührlinie (Bereich 63b‘).
Die Figur 2b zeigt den Ausschnitt aus Figur 2a in einem Zustand, in dem ein erheblicher Verschleiß erfolgt ist. Durch den Verschleiß ist es zu einem Abtrag an der Ventilsitzfläche 72 gekommen, während die Ventilkugel 58 in diesem Beispiel aufgrund ihre großen Härte unverändert geformt ist.
Durch den Verschleiß ist verursacht, dass die Ventilkugel 58 nicht mehr nur an einer Berührlinie 90 an der Ventilsitzfläche anliegt, sondern an einem relativ breiten, ringförmigen Berührbereich 92, der einen Verschleißbereich 93 der Ventilsitzfläche 72 darstellt und in dem sich die Oberfläche der Ventilkugel 58 in die Ventilsitzfläche 72 gleichsam eingeprägt hat.
Der Verschleißbereich 93 kann in zwei Verschleißbereiche 93a, 93b unterteilt aufgefasst werden, nämlich in einen ersten Verschleißbereich 93a, der im
Wesentlichen stromabwärts der vormaligen Berührlinie 92 liegt, und einen zweiten Verschleißbereich, der im Wesentlichen stromaufwärts der vormaligen Berührlinie 90 liegt. Während ein Dichtdurchmesser Ddi (also der doppelte Abstand in radialer Richtung der Ventilsitzfläche 72 von der Symmetrieachse des
Druckbegrenzungsventils 42) im ersten Verschleißbereich 93a größer ist als der initiale Dichtdurchmesser Ddi (also der doppelte Abstand in radialer Richtung der Berührlinie 90 von der Achse des Druckbegrenzungsventils 42, siehe auch Figur 2a) ist der Dichtdurchmesser Dd2 im zweiten Verschleißbereich 93b kleiner als der initiale Dichtdurchmesser Ddi.
Für die Frage, wie sich der Öffnungsdruck pö dieses Druckbegrenzungsventils 42 durch den Verschleiß ändert, ist auf den oben bereits erläuterten Leckagefall abzustellen, bei dem an dem Druckbegrenzungsventil 42 ein Druckabfall von dem in der Hochdruckleitung 44 herrschenden Druck zu dem im Verdichtungsraum 26 herrschenden Druck entlang des gesamten zwischen Ventilelement 58 und
Ventilkörper 68 ausgebildeten Spaltes 63 erfolgt, wobei der Druckabfall
insbesondere und in besonders hohem Maße in dem Verschleißbereich 93 erfolgt.
Untersuchungen der Anmelderin haben zum Ergebnis, dass ein wirksamer
Dichtdurchmesser Ddw und damit die auf die Ventilkugel 58 bei gegebener
Druckdifferenz wirkende Kraft im Verschleißfall (Figur 2b) gegenüber dem initialen Dichtdurchmesser Ddi vergrößert ist. Der Öffnungsdruck pö dieses nicht
erfindungsgemäß modifizierten Druckbegrenzungsventils 42 sinkt also durch den Verschleiß, beispielsweise um bis zu 20% über die Lebensdauer der Kraftstoff- Hochdruckpumpe 28.
Die Figur 3a zeigt hingegen einen vergrößerten Ausschnitt eines Längsschnittes durch ein erfindungsgemäß modifiziertes Druckbegrenzungsventil 42, und zwar in einem Zustand, in dem noch kein Verschleiß erfolgt ist.
Es unterscheidet sich von dem in der Figur 2a gezeigten Druckbegrenzungsventil 42 dadurch, dass der Spalt 63 in asymmetrischer Weise stromaufwärts der
Berührlinie (Bereich 63a) enger ist als stromabwärts der Berührlinie (Bereich 63b), insbesondere in einem für Verschleißphänomene relevanten Bereich stromaufwärts der Berührlinie (Bereich 63a‘) enger ist als in einem für Verschleißphänomene relevanten Bereich stromabwärts der Berührlinie (Bereich 63b‘).
In diesem Beispiel ist das dadurch realisiert, dass die Ventilsitzfläche 72 an einer Kante 80 des Ventilkörpers 68 auf eine stromabwärts der Berührlinie angeordnete weitere Fläche 87 des Ventilkörpers 68 stößt, wobei die weitere Fläche 87 stärker von der Öffnungsrichtung 100 des Druckbegrenzungsventils 42 weg geneigt ist als die Ventilsitzfläche 72, und dass weiterhin die Berührlinie 90 im Bereich knapp aber nicht unmittelbar stromaufwärts der Kante 80 des Ventilkörpers 68 auf der
Ventilsitzfläche 72 liegt. Im Beispiel ist die Berührlinie 90 etwa 50pm stromaufwärts der Kante 80 des Ventilkörpers 68, der initiale Dichtdurchmesser Den ist somit etwa 65pm kleiner als der durch die Kante 80 definierte Durchmesser Dk. Insbesondere ist in Figur 3a oberhalb und radial außerhalb der Kante 80 der Spalt 63 zwischen dem Ventilelement 58 und Ventilkörper 68 viel weiter als an der korrespondierenden Position stromaufwärts der Berührlinie 90.
Die Figur 3b zeigt das Druckbegrenzungsventil 42 aus Figur 3a in einem Zustand, in dem ein erheblicher Verschleiß an der Ventilsitzfläche 72 und an der weiteren Fläche 87 erfolgt ist. Durch den Verschleiß ist es zu einem Abtrag an der
Ventilsitzfläche 72 und an der weiteren Fläche 87 gekommen, während die
Ventilkugel 58 in diesem Beispiel aufgrund ihrer großen Härte unverändert geformt ist.
Durch den Verschleiß ist verursacht, dass die Ventilkugel 58 nicht mehr nur an einer Berührlinie 90 an der Ventilsitzfläche 72 anliegt, sondern an einem relativ breiten, ringförmigen Berührbereich 92, der einen Verschleißbereich 93 darstellt und in dem sich die Oberfläche der Ventilkugel 58 in die Ventilsitzfläche72 gleichsam
eingeprägt hat.
Unterteilt man diesen Verschleißbereich 93 wie oben in einen ersten
Verschleißbereich 93a, der im Wesentlichen stromabwärts der vormaligen
Berührlinie 90 liegt, und einen zweiten Verschleißbereich 93b, der im Wesentlichen stromaufwärts der vormaligen Berührlinie 90 liegt, stellt man fest, dass sich der zweite Verschleißbereich 93b der Figur 3b nicht wesentlich von dem zweiten Verschleißbereich 93b der Figur 2b unterscheidet; der erste Verschleißbereich 93a der Figur 3b ist aber wesentlich kleiner als der erste Verschleißbereich 93a der Figur 2b. Dass der zweite Verschleißbereich 93b in dieser Ausführung relativ zum ersten Verschleißbereich 93a größer ist als bei dem in der Figur 2b gezeigten
Vergleichsbeispiel hat zur Folge, dass auch der wirksame Dichtdurchmesser Ddw in dieser Ausführung kleiner ist als im Vergleichsbeispiel, beispielsweise gleich dem initialen Dichtdurchmesser Den- Bei gegebener Druckdifferenz ist somit die auf das Ventilelement 58 wirkende Öffnungskraft geringer als im Vergleichsbeispiel, beispielsweise so groß wie vor dem Verschleiß, Figur 3a. Der Öffnungsdruck pö des gebrauchten Druckbegrenzungsventils 42 ist dann unverändert im Vergleich zu dem neuen Druckbegrenzungsventil 42, das in der Figur 3a dargestellt ist.
Handelt es sich bei dem Druckbegrenzungsventil 42, wie in diesem Beispiel um ein Kugel- Kegelventil so haben sich für den Anwendungsbereich der vorliegenden Erfindung in Abhängigkeit von dem Kugeldurchmesser bestimmte Sitzwinkel w (doppelter Winkel zwischen Ventilsitzfläche und Symmetrieachse; siehe Figur 3a) als Mindestwinkel herausgestellt, die vorzugsweise einzuhalten sind, um ein Klemmen der Ventilkugel 58 im Ventilsitz im Neuzustand und im Verschleißfall sicher auszuschließen. Insbesondere: Für einen Kugeldurchmesser von 1,588mm: w > 80°; für einen Kugeldurchmesser von 2mm: w > 73°; für einen
Kugeldurchmesser von 3mm: w > 66°.
Die Figur 4 zeigt beispielhaft mit den ausgefüllten Symbolen für vier verschiedene erfindungsgemäße Druckbegrenzungsventile 42, den Öffnungsdruck pö des Druckbegrenzungsventils 42 bei fortschreitendem Verschleiß. Der Verschleiß ist dabei auf der Rechtsachse der Darstellung als Verschleißvolumen V mit der Einheit 107 pm3 aufgetragen. Es wurden Ventilkugeln 58 mit einem Durchmesser von 2mm und Ventilsitze mit einem Sitzwinkel w von ca. 74° verwendet. Der initiale
Öffnungsdruck pö dieser Druckbegrenzungsventile 42 betrug 40 MPa, gemessen anhand einer Leckagemenge von 1,5 cm3/min. Es ist ersichtlich, dass die relative Änderung des Öffnungsdrucks pö für alle untersuchten erfindungsgemäßen
Druckbegrenzungsventile 42 zu keinem Zeitpunkt mehr als 6% des initialen Öffnungsdrucks pö beträgt. Bei dem herkömmlichen Druckbegrenzungsventil 42 (offene Symbole in Figur 4; vergleiche Figur 2a und 2b) trat hingegen in einer vergleichbaren Messung eine Verminderung des Öffnungsdrucks von bis zu 10% des initialen Öffnungsdrucks pö auf.
Die Figuren 5a, 5b und 5c zeigen vergrößert Längsschnitte durch ein zweites Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäß modifizierten Druckbegrenzungsventils 42 in einem Zustand, in dem noch kein Verschleiß erfolgt ist (Figur 5a) und in einem Zustand, in dem bereits Verschleiß erfolgt ist (Figuren 5b und 5c).
Bei diesem Ausführungsbeispiel ist die Erfindung dahingehend weitergebildet, dass knapp stromabwärts der Berührlinie 90 zwischen Ventilelement 58 und
Ventilsitzfläche 72 des Ventilkörpers 68 die Ventilsitzfläche 72 zu einer
Ausnehmung 75 des Ventilkörpers 68 geformt ist. Im Beispiel handelt es sich um eine rechtwinklige Ausnehmung 75, also um eine Ausnehmung 75 die aus einer ringförmigen ebenen Fläche 75a, die senkrecht zur Öffnungsrichtung 100 des Druckbegrenzungsventils 42 ist, und einer daran angrenzenden zylindrischen Fläche 75b, die parallel zur Öffnungsrichtung 100 des Druckbegrenzungsventils 42 ist, besteht. Die Breite der ringförmigen Fläche 75a und die Höhe der zylindrischen Fläche 75b betragen im Beispiel jeweils 200pm. Stromabwärts der Ausnehmung 75, in der Figur 5a oberhalb der Ausnehmung 75, setzt sich die Ventilsitzfläche 72 in diesem Beispiel derart fort, das sie auf einem gleichen geraden Kreiskegel liegt wie stromaufwärts der Ausnehmung 75.
In dieser Konfiguration wird die Ventilkugel 75 auch bei weiter Auslenkung sicher derart geführt, dass sie sicher in den Ventilsitz zurückkehrt, ohne dass es zu einer Beschädigung des Ventilsitzes kommen kann. Siehe hierzu Figur 5c: Schließt die Ventilkugel 58 aus großen Öffnungshüben (H), trifft sie in der Regel desachsiert zur Symmetrieachse des Druckbegrenzungsventils 42 auf den Ventilsitz und schlägt dann zunächst stromabwärts der Ausnehmung 75 auf. Anschließend gleitet sie weiter in den Ventilsitz, was in der Figur 5c durch die gestrichelt dargestellten Ventilkugeln 58‘, 58“ und 58‘“ dargestellt ist. Das Hineingleiten der Ventilkugel 58 in den Ventilsitz ist lediglich mit einem sehr geringen Verschleiß verbunden, der nicht zu Undichtigkeiten des Druckbegrenzungsventils 42 führen kann. Ein senkrechter Stoß aus der in Figur 5c mit H bezeichneten Position auf eine ungeschützte Kante 80 (siehe rechte Seite in Figur 5c) kann hingegen unter Umständen zu plastischen Verformungen der Kante 80 und damit zu einer verminderten Dichtigkeit des Druckbegrenzungsventils 42 führen.
Mit Druckbegrenzungsventilen 42 gemäß einer derartigen Weiterbildung der Erfindung konnten die mit Bezug auf Figur 4 dargestellten Messergebnisse weitgehend und sinngemäß reproduziert werden.
Die Figur 6 zeigt ein drittes Ausführbeispiel. Es unterscheidet sich von den vorangegangenen Bespielen dadurch, dass die Ventilsitzfläche 72 nicht konisch ist, also nicht die Form eines geraden Kegelstumpfes hat, sondern die Form einer Kalotte aufweist, hier eines Teils einer Kugeloberfläche aufweist, deren Radius größer ist als der Radius der Ventilkugel 58. Die Kalotte kann in den Ventilkörper 68 beispielsweise durch Prägen eingebracht worden sein.
Die Figur 7a zeigt als viertes Ausführungsbeispiel das Druckbegrenzungsventil 42 einer Kraftstoff-Hochdruckpumpe im Neuzustand. Wie im dritten
Ausführungsbeispiel (Figur 6) weist Ventilsitzfläche 72 eine kalottenförmige Form auf. Ihr Radius ist geringfügig größer als der Radius des kugelförmigen
Ventilelements 58. Entsprechend ist der Spalt 63 zwischen der kalottenförmigen Ventilsitzfläche 72 und dem kugelförmigen Ventilelement 58 stromaufwärts der Berührlinie 90 größer als Null (d.h. z.B. größer als 1 pm) und so klein wie möglich.
In einem Beispiel ist der Spalt 63 an weitesten Stelle b= 3pm breit.
Die Figur 7b zeigt das Druckbegrenzungsventil 42 aus Figur 7a nachdem an der Ventilsitzfläche 72 ein gewisser Verschleiß aufgetreten ist. Erkennbar hat sich das kugelförmige Ventilelement 58 in die Ventilsitzfläche 72 eingeprägt, sodass sich die Berührlinie 90 zu der Berührfläche 92 verbreitert hat, die sich im Beispiel der Figur 7b über nahezu den gesamten kalottenförmigen Bereich der Ventilsitzfläche 72 erstreckt. Zwischen dem Neuzustand (Figur 7a) und dem in der Figur 7b gezeigten Verschleißzustand hat sich der Dichtdurchmesser des Druckbegrenzungsventils 24 nur geringfügig geändert; im Idealfall ist er gleich geblieben.
Die Figur 7c zeigt das Druckbegrenzungsventil 42 aus Figur 7a und 7b nachdem an der Ventilsitzfläche 72 ein weiterer Verschleiß aufgetreten ist.
Es ist ersichtlich, dass sich das kugelförmige Ventilelement 58 noch etwas weiter (allerdings nur vergleichsweise wenig weiter) in die Ventilsitzfläche 72 eingeprägt hat. Dabei hat sich der Dichtdurchmesser des Druckbegrenzungsventils 24 nur geringfügig geändert; im Idealfall ist er gleich geblieben. Die ursprüngliche Kontur der Ventilsitzfläche 72 ist in der Figur 7c nur noch zur Veranschaulichung dargestellt.
Im Kontext dieses Ausführungsbeispiels sollte der Spalt 63 so klein wie möglich ausgelegt werden, damit bereits bei kleinem Verschleißvolumen der Spalt 63 geschlossen wird, beziehungsweise sich die Berührlinie 90 zu einer Berührfläche 92 verbreitert, sodass er sich insbesondere über den gesamten kalottenförmigen Bereich der Ventilsitzfläche 72 erstreckt. Danach ändert sich der Dichtdurchmesser pro Verschleißvolumen nur noch sehr langsam. Der Öffnungsdruckabfall am Ventil wird ist dann bei gleichem Verschleißvolumen geringer oder verschwindet sogar.

Claims

Ansprüche
1. Kraftstoff-Hochdruckpumpe mit einem Gehäuse (50) und einem in dem Gehäuse (50) angeordneten Verdichtungsraum (26), mit einem verschiebbar in dem Gehäuse (50) angeordneten Kolben (30), der den Verdichtungsraum (26) begrenzt, mit einem Einlassventil (24), das von einem Niederdruckbereich (18) der Kraftstoff- Hochdruckpumpe (28) hin zu dem Verdichtungsraum (26) öffnet, mit einem
Auslassventil (40), das von dem Verdichtungsraum (26) hin zu einem
Hochdruckbereich (44) der Kraftstoff- Hochdruckpumpe (28) öffnet und mit einem Druckbegrenzungsventil (42), das von dem Hochdruckbereich (44) der Kraftstoff- Hochdruckpumpe (28) hin zu dem Verdichtungsraum (26) oder zum
Niederdruckbereich (18) der Kraftstoff-Hochdruckpumpe (28) öffnet, wobei das Druckbegrenzungsventil (42) einen Ventilkörper (68) mit einer sich entgegen der Öffnungsrichtung (100) des Druckbegrenzungsventils (42) verjüngenden
Ventilsitzfläche (72) aufweist, ein kugelförmiges Ventilelement (58) aufweist und eine Ventilfeder (60) aufweist, die das kugelförmige Ventilelement (58) entgegen der Öffnungsrichtung (100) des Druckbegrenzungsventils (42) gegen die Ventilsitzfläche (72) drückt, wobei bei geschlossenem Druckbegrenzungsventil (42) das Ventilelement (58) und die Ventilsitzfläche (72) an einer Berührlinie (90) aneinander anliegen und neben der Berührlinie ein Spalt (63) zwischen Ventilelement (58) und Ventilkörper (68) ausgebildet ist, dadurch gekennzeichnet, dass dieser Spalt (63) in asymmetrischer Weise stromaufwärts der Berührlinie (90) enger ist als stromabwärts der Berührlinie (90).
2. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die
Ventilsitzfläche (72) an einer Kante (80) des Ventilkörpers (68) auf eine stromabwärts der Berührlinie (90) angeordnete weitere Fläche (87) des Ventilkörpers (68) stößt, wobei die weitere Fläche (87) stärker von der Öffnungsrichtung (100) des
Druckbegrenzungsventils (42) weg geneigt ist als die Ventilsitzfläche (72).
3. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Berührlinie (90) im Bereich knapp aber nicht unmittelbar stromaufwärts der Kante (80) des Ventilkörpers (68) auf der Ventilsitzfläche (72) liegt.
4. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die weitere Fläche (87) des Ventilkörpers (68) senkrecht zur Öffnungsrichtung (100) des Druckbegrenzungsventils (42) ist.
5. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass knapp stromabwärts der Berührlinie (90) zwischen
Ventilelement (58) und Ventilsitzfläche (72) des Ventilkörpers (68) die Ventilsitzfläche (72) zu einer Ausnehmung (75) des Ventilkörpers (68) geformt ist.
6. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach dem vorangehenden Anspruch, dadurch
gekennzeichnet, dass die Ausnehmung (75) eine rechtwinklige Ausnehmung (75) ist, also aus einer ringförmigen ebenen Fläche (75a), die senkrecht zur Öffnungsrichtung (100) des Druckbegrenzungsventils (42) ist, und einer daran angrenzenden zylindrischen Fläche (75b), die parallel zur Öffnungsrichtung (100) des
Druckbegrenzungsventils (42) ist, besteht.
7. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch
gekennzeichnet, dass die Ventilsitzfläche (72) eine konische oder kalottenförmige Form aufweist.
8. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach einem der Ansprüche 5 - 6, dadurch
gekennzeichnet, dass die Ventilsitzfläche (72) eine konische oder kalottenförmige Grundform aufweist.
9. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilsitzfläche (72) eine Form aufweist, die durch Einbringen der Ausnehmung (75) in die konische oder kalottenförmige Grundform entsteht.
10. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch
gekennzeichnet, dass die Ventilsitzfläche (72) eine kalottenförmige Form aufweist, sodass der Spalt (63) zwischen der kalottenförmigen Ventilsitzfläche (72) und dem kugelförmigen Ventilelement (58) stromaufwärts der Berührlinie (90) größer als Null und so klein wie möglich ist.
11. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4 oder 10, dadurch
gekennzeichnet, dass die Ventilsitzfläche (72) eine kalottenförmige Form aufweist, sodass der Spalt (63) zwischen der kalottenförmigen Ventilsitzfläche (72) und dem kugelförmigen Ventilelement (58) stromaufwärts der Berührlinie (90) größer als Null ist und an seiner weitesten Stelle enger ist als 50pm, insbesondere sogar enger als 10 pm und/oder enger als 3 pm.
12. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkörper (68) aus Stahl besteht und an der
Ventilsitzfläche (72) eine gehärtete Randschicht aufweist.
13. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Härte der Ventilsitzfläche (72) entgegen der
Öffnungsrichtung (100) des Druckbegrenzungsventils (42) zunimmt.
14. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilkugel (58) härter ist als der Ventilkörper (68) und härter ist als die Ventilsitzfläche (72).
15. Kraftstoff-Hochdruckpumpe nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilkugel (58) aus Hartmetall, beispielsweise aus
Wolframkarbid, besteht oder aus einer Keramik, beispielsweise Siliziumnitrid, besteht.
16. Druckbegrenzungsventil welches einen Ventilkörper (68) mit einer sich entgegen der Öffnungsrichtung (100) des Druckbegrenzungsventils (42) verjüngenden
Ventilsitzfläche (72) aufweist, ein kugelförmiges Ventilelement (58) aufweist und eine Ventilfeder (60) aufweist, die das kugelförmige Ventilelement (58) entgegen der Öffnungsrichtung (100) des Druckbegrenzungsventils (42) gegen die Ventilsitzfläche (72) drückt, wobei bei geschlossenem Druckbegrenzungsventil (42) das Ventilelement (58) und die Ventilsitzfläche (72) an einer Berührlinie (90) aneinander anliegen und neben der Berührlinie (90) ein Spalt (63) zwischen Ventilelement (58) und Ventilkörper (68) ausgebildet ist, dadurch gekennzeichnet, dass dieser Spalt (63) in
asymmetrischer Weise stromaufwärts der Berührlinie (90) enger ist als stromabwärts der Berührlinie (90).
EP20737424.0A 2019-07-19 2020-07-06 Kraftstoff-hochdruckpumpe Withdrawn EP3999737A1 (de)

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102019210702 2019-07-19
DE102019211484 2019-08-01
DE102020208228.6A DE102020208228A1 (de) 2019-07-19 2020-07-01 Kraftstoff-Hochdruckpumpe
PCT/EP2020/068949 WO2021013507A1 (de) 2019-07-19 2020-07-06 Kraftstoff-hochdruckpumpe

Publications (1)

Publication Number Publication Date
EP3999737A1 true EP3999737A1 (de) 2022-05-25

Family

ID=74093366

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP20737424.0A Withdrawn EP3999737A1 (de) 2019-07-19 2020-07-06 Kraftstoff-hochdruckpumpe

Country Status (7)

Country Link
US (1) US20220252030A1 (de)
EP (1) EP3999737A1 (de)
JP (1) JP2022542545A (de)
KR (1) KR20220034122A (de)
CN (1) CN114174670A (de)
DE (1) DE102020208228A1 (de)
WO (1) WO2021013507A1 (de)

Family Cites Families (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR981999A (fr) * 1943-05-28 1951-06-01 Citroen Sa Andre Dispositifs obturateurs et leur procédé de fabrication
JPS62188551U (de) * 1986-05-21 1987-12-01
US5170818A (en) * 1991-11-25 1992-12-15 Westinghouse Air Brake Company Safety valve
JPH10339231A (ja) * 1997-06-06 1998-12-22 Hitachi Ltd 燃料ポンプ
JP2003301901A (ja) * 2002-04-08 2003-10-24 Otics Corp 油圧式オートテンショナ
DE10355030A1 (de) * 2003-11-25 2005-06-23 Robert Bosch Gmbh Ventil, insbesondere für eine Hochdruckpumpe einer Kraftstoffeinspritzeinrichtung für eine Brennkraftmaschine
DE102004013307B4 (de) 2004-03-17 2012-12-06 Robert Bosch Gmbh Kraftstoffhochdruckpumpe mit einem Druckbegrenzungsventil
DE102007016134A1 (de) * 2006-04-25 2007-11-08 Robert Bosch Gmbh Kraftstoff-Hochdruckpumpe
DE102012203258A1 (de) * 2012-03-01 2013-09-05 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Kraftstoffsystem einer Brennkraftmaschine
DE102013204152A1 (de) * 2013-03-11 2014-09-11 Robert Bosch Gmbh Ventil zum Steuern eines Fluids mit erhöhter Dichtheit
JP6090457B2 (ja) * 2013-09-06 2017-03-08 株式会社島津製作所 逆止弁とその製造方法、その逆止弁を備えた送液装置及びその送液装置を備えた液体クロマトグラフ
DE102013224816A1 (de) * 2013-12-04 2015-06-11 Robert Bosch Gmbh Kraftstoff-Hochdruckpumpe, mit einem zwischen einem Förderraum und einem Auslass angeordneten und zum Auslass hin öffnenden Auslassventil
GB201411856D0 (en) * 2014-07-03 2014-08-20 Delphi International Operations Luxembourg S.�.R.L. Pressure limiting valve
JP2016023629A (ja) * 2014-07-24 2016-02-08 日立オートモティブシステムズ株式会社 高圧燃料ポンプ
JP6507235B2 (ja) * 2015-05-12 2019-04-24 日立オートモティブシステムズ株式会社 高圧燃料ポンプ
DE102017217315A1 (de) * 2017-04-13 2018-10-18 Robert Bosch Gmbh Ventil für eine Kraftstoff-Hochdruckpumpe und Verfahren zur Herstellung des Ventils
JP6959109B2 (ja) * 2017-11-15 2021-11-02 日立Astemo株式会社 リリーフ弁機構およびこれを備えた燃料供給ポンプ
DE102018202928A1 (de) * 2018-02-27 2019-08-29 Robert Bosch Gmbh Druckbegrenzungsventil

Also Published As

Publication number Publication date
KR20220034122A (ko) 2022-03-17
WO2021013507A1 (de) 2021-01-28
US20220252030A1 (en) 2022-08-11
CN114174670A (zh) 2022-03-11
JP2022542545A (ja) 2022-10-05
DE102020208228A1 (de) 2021-01-21

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP2013469B1 (de) Kraftstoff-hochdruckpumpe
EP0096303B1 (de) Druckbegrenzungsventil
DE102014110246A1 (de) Stellarmatur
DE102017200212B4 (de) Zweistufenpumpe mit Umschaltventil
AT519932B1 (de) Ablassventil für hohe Drücke
EP2962022A2 (de) Überströmventil
DE102011005487A1 (de) Ventileinrichtung, insbesondere Auslassventil einer Kraftstoff-Hochdruckpumpe einer Brennkraftmaschine
DE102005055360A1 (de) Rückschlagventil und Injektor mit hydraulischem Übersetzer
DE102008008435B4 (de) Federbelastetes Ventil und Verfahren zur Einstellung einer Ventilbaugruppe eines federbelasteten Ventils
EP3999737A1 (de) Kraftstoff-hochdruckpumpe
EP2172680B1 (de) Ventilanordnung
DE19852409A1 (de) Druckbegrenzungsventil, insbesondere für Fahrzeuge
DE102016207505A1 (de) Wegeventil
DE202004004609U1 (de) Druckbegrenzungsventil
DE10351881A1 (de) Injektor mit Strukturen zur Begrenzung verschleißbedingter Änderungen eines Öffnungsverlaufs
EP2165101B1 (de) Stellanordnung
EP2156044A1 (de) Injektor mit druckausgeglichenem steuerventil
DE102016110926B4 (de) Hochdruckpumpe
DE202022106308U1 (de) Rückschlagventil
DE102017012400B3 (de) Zweistufenpumpe mit Umschaltventil
DE29812712U1 (de) Endlagendämpfung für eine Kolben-Zylinder-Einheit
DE102015224421A1 (de) Elektromagnetisch betätigbares Einlassventil und Hochdruckpumpe mit Einlassventil
WO2024022668A1 (de) Kraftstoffpumpe
DE2824184A1 (de) Ventilvorrichtung fuer hochdruckpumpen
DE4431740A1 (de) Druckventil

Legal Events

Date Code Title Description
STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: UNKNOWN

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

Free format text: STATUS: THE INTERNATIONAL PUBLICATION HAS BEEN MADE

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

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

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

Free format text: STATUS: REQUEST FOR EXAMINATION WAS MADE

17P Request for examination filed

Effective date: 20220221

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO RS SE SI SK SM TR

DAV Request for validation of the european patent (deleted)
DAX Request for extension of the european patent (deleted)
STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE APPLICATION HAS BEEN WITHDRAWN

18W Application withdrawn

Effective date: 20230512