【発明の詳細な説明】
高圧噴射ディーゼルエンジンの
燃料噴射タイミング可変調節装置を備えた噴射装置
本発明は、燃焼中のシリンダ内の最大圧力を変化させるための高圧噴射ディー
ゼルエンジンの噴射タイミング可変調節装置を備えた燃料噴射装置であって、該
エンジンが、複数のシリンダを有しており、各シリンダは、高圧導管を介し燃料
ポンプに接続された少なくとも１つの燃料噴射装置と、閉鎖されて噴射順序を開
始することが可能な燃料ポンプの高圧側に配置されたドレン弁と、該ドレン弁を
閉鎖方向へ移動させることが可能な前記燃料ポンプからの燃料とを有する噴射タ
イミング可変調節装置を備えた燃料噴射装置に関する。
ディーゼルエンジンにおいては、液体燃料が５１６．６ｋｇ／ｃｍ2（５００
バール）乃至８２６．５６ｋｇ／ｃｍ2（８００バール）等の高圧で噴射されて
シリンダ内の圧縮熱により着火し、この時、シリンダの圧力は、燃焼が進行する
につれて最大圧力に上昇する。エンジンの効率は、最大圧力が高くなれば増大す
るが、エンジン部材に対する機械的な影響もまた増大することになる。エンジン
への過負荷を無くして最大限の効率を達成するには、現代のエンジンにおける燃
焼工程は、通常、最大限の最大圧力がエンジンの低負荷領域において達成される
一方で、エンジンの公称全負荷点の８０乃至１０５パーセントとなる高負荷領域
における最大圧力を構造部材の機械強度を正しく考慮して決定された略一定の値
に制限するように制御される。
最大圧力は、ターボ過給機を備えたエンジンでは、エンジン負荷により決定さ
れ、且つ、噴射タイミング、即ち、ピストンが上死点（ＴＤＣ）にあり且つ作動
工程が開始されるエンジンサイクルの一時点に関して見られる燃料噴射の開始の
瞬間に影響される。噴射タイミングは、通常、噴射が開始するクランクの相対角
度位置として表される。
高負荷領域においては、最大圧力は、噴射時点を遅らせて最大シリンダ圧が遅
れて得られるようにして制限することが可能であり、燃焼室内のガスは、ピスト
ンが下方へある距離移動してしまっているので、ある程度膨張することになる。
噴射タイミングは、高圧導管内の圧力上昇の開始時点を変化させることにより、
具体的に言えば、高圧導管内に配置された制御されたドレン弁の閉鎖時間を変化
させることにより変えることが可能となる。
制御されたドレン弁を備えた噴射装置について最初に言及した例は、デンマー
ク特許第１５５２９０号であり、該特許においては、電気作動弁が動作して、ド
レン弁のスライダを開放位置に保持する流体圧を除去するまで、ドレン弁が高圧
燃料を燃料ポンプの吸入側へ戻し、この時にスライダは、排油口を介して流出す
る燃料により閉鎖位置へ移動される。開口圧力は、液圧源から生じ、斯かる液圧
源は、燃料装置から独立しており、従って、かなりたくさんの余分な装置が介在
することになる。電気作動弁は、バネにより開口圧力がドレン弁から除去される
点まで付勢されるが、このことは、電気システムに何らかの破損が生じた場合に
は、ドレン弁が非常に急速に閉じることを意味している。この公知の装置は、高
負荷時に噴射が遅延することが望ましい高出力の大型ディーゼルエンジンに関し
て幾つかの不都合な点を有している。電気システムに破損が生じた場合には、点
火タイミングが早められて、最大圧力となり、これにより高負荷のかかったエン
ジン構成部品が機械的に破損される危険性が生じる。
英国特許第Ａ−２２７３３１９号には、燃料ポンプの高圧側がドレン弁に接続
されて、噴射シーケンスにおける燃料噴射装置への燃料の供給の開始及び停止が
制御される。燃料ポンプからの燃料は、ドレン弁を閉鎖するのに使用される。燃
料の幾らかがドレン弁スライダの制限流路を通って圧力室内へ流入し、該圧力室
の圧力が高まるとドレン弁が閉鎖される。この噴射装置は、噴射速度制御に関係
しているように見える。
本発明の目的は、より簡単な設計で噴射毎に大量の燃料を送るようにされ且つ
エンジンが過負荷となる危険性を最小限にするように適当に小さい調節力により
電子的に起動可能なドレン弁を有する噴射装置を提供することである。
上記事情に鑑み、本発明による噴射装置は、ドレン弁の閉鎖に使用される燃料
ポンプからの燃料が制限流路を通過し、噴射タイミングが電気的に起動される制
御弁を起動させることで早められて、前記制限流路の流域を増大させ、且つ、電
気制御装置に破損が生じた場合には、前記制御弁が、流域の増大をしなくとも、
所定位置あるようにされたことを特徴とする。
燃料ポンプから送られる燃料の第１の量は、ドレン弁を介して排出され、同時
に、少量の燃料が前記の制限流路を流れて圧力を高め、起動圧力を超えると、ド
レン弁の閉鎖が開始される。ドレン弁が完全に閉鎖されると、高圧導管内の圧力
が、燃料噴射装置が開口するレベルまで上昇する。制御弁が起動されて、噴射タ
イミングを早め、燃焼時により大きな最大圧力を得るようにすることが本発明の
実質的な特徴である。制御弁の電気的起動に機能停止が生じると、制限流路にお
いて増大領域が画定されず、ドレン弁がゆっくりと閉鎖して、燃焼時の最大圧力
の上昇が生じなくなる。従って、噴射装置の制御におけるパワー欠陥によるエン
ジンへの機械的な過負荷が避けられる。
ドレン弁の閉鎖に必要な制限流路における流量は噴射毎に燃料ポンプから送り
出される量より実質的には少量であり、これにより、制御弁の寸法及び関係する
質量を小さくして製造することが可能となり、起動力を、例えば、ソレノイドに
より供給することが可能になることは、本発明の利点である。ドレン弁の閉鎖に
前記小型の制御弁と共に燃料圧を利用することは、噴射装置を非常に小型に設計
することができ、制御弁を電気的に起動しさえすればよくなる。従って、エンジ
ン全体の噴射タイミングを制御するのに、従来大型のエンジンに使用されていた
重くかつ動きの緩慢な機械的な制御装置に代えて、点火ディストリビュータのよ
うな簡単な制御装置を設けるだけでよくなる。
好適な実施例では、噴射タイミングの制御に加えて、２次制御弁が燃料ポンプ
の高圧側からの圧力をドレン弁の開口方向に作動するピストン表面に通過させる
ことでドレン弁を開口でき、これにより噴射を中断できることから、燃料噴射量
を制御することが可能となる。
非常に概略的な図面を参照して本発明を下記に詳細に説明する。
図１は、２つの異なる噴射タイミングについての一定の噴射時期における高圧
導管内の圧力シーケンスの図を図示したものであり、
図２は、燃焼中のシリンダ内における対応する圧力シーケンスを図示したもの
であり、
図３は、本発明による噴射装置の概略であり、及び
図４及び図５は、関係する制御弁を備えた２つの異なるドレン弁の実施例の概
略である。
船舶推進用または固定型発電装置の動力発生用の大型の２ストロークディーゼ
ルエンジンにおいては、燃料油の必要な噴射圧力を発生させるため、ボッシュ（
Ｂｏｓｃｈ）タイプのカム起動ピストンポンプが通常使用されている。シリンダ
のサイズ及び数によるが、エンジンの出力は４，０００乃至７，０００ｋｗの範
囲であり、典型的なシリンダ出力は、１，０００乃至５，０００ｋｗの間隔とな
っており、これは、各エンジンサイクル中に相当量の燃料が噴射されることを意
味している。最大のエンジンにおいては、エンジンサイクル毎に約２００グラム
の燃料が各シリンダへ噴射され、斯かる量の燃料がシリンダ毎に３つの噴射装置
に分与される場合がある。このタイプのエンジンは６０乃至１９０ｒｐｍの間隔
で最大エンジンスピードを有しているのが典型的である。
図３はマン・Ｂ＆Ｗディーゼル（ＭＡＮ Ｂ＆Ｗ Ｄｉｅｓｅｌ）社製の公知
の燃料ポンプ１の一例を図示している。カムシャフト３上のカム２は、カムロー
ラ４を介してポンプピストン５を上方へ移動させ、ポンプが送出工程を履行し、
これにより、ピストン及び該ピストンを囲繞するポンプシリンダ７により境界を
画定されるポンプ室６内の燃料がポンプの排出開口から押し出されて高圧導管９
内へ流入する。圧縮ばね１０は、カムローラ４をカム２に押圧させ、ポンプピス
トンが、送出工程終了後に開始位置へ戻され、同時に導入導管１１及びポンプシ
リンダの回りの環状室１２を介して一定量の新たな燃料がポンプ室内へ吸入され
る。
高圧導管９は、ばねによって付勢された弁を備えた中央貫通燃料通路を有する
燃料噴射装置１３へ導かれており、ばね力が噴射装置の開口圧力を決定する。燃
料通路は、燃料をシリンダの燃焼室内に霧化する霧化ズルを備えた霧化器１４内
で下方に向かって開口する。
図１は、噴射時点を早めた噴射期間中に、ポンプ室６内で測定したポンプの高
圧側での圧力シーケンスを実線で図示している。該圧力は、クランク角度の関数
としてバールで表示されており、１８０°は、ピストンが上死点位置にあるクラ
ンクの位置を示している。
クランクが約５°回転する間に圧力は、約８．２６５６ｋｇ／ｃｍ2（８バー
ル）のポンプ作動前圧力から噴射が開始される点０である約５１６．６ｋｇ／ｃ
ｍ2（５２０バール）の圧力へ上昇し、次に１０°回転する間に燃料が点Ｍの約
７２３．２４ｋｇ／ｃｍ2（７００バール）まで一定して上昇する圧力でシリン
ダ内へ噴射され、この点Ｍでは、図示しないポンプシリンダ７の排油穴が開いて
、ポンプ室の圧力が約２０６．６４ｋｇ／ｃｍ2まで低下し、噴射装置の弁が閉
じて噴射を中断するのが理解される。
この噴射シーケンスによって図２に実線で示したシリンダ内の圧力シーケンス
が生じる。クランクが最初に１８０°回転する間に、シリンダ内の空気が約１２
８．１１６８ｋｇ／ｃｍ2（１２４バール）の圧縮圧力Ｐcまで圧縮され、この時
に、燃料が燃焼することで圧力が、クランク角が約１９３°で、約１７０．４７
８ｋｇ／ｃｍ2（１６５バール）の最大圧力まで更に上昇する。
図１及び図２中の破線は、燃料の噴射時点が遅延する時に現れる圧力シーケン
スを示している。図１では、２つの噴射シーケンス間の時間差が３．５°のクラ
ンクの回転に相当し、点０’及びＭ’が当該サイクルにおいて遅延してこの角度
に至る。燃料の噴射が遅延すると、燃焼によりシリンダ圧力が上昇する前に、圧
縮圧力が点Ｐcから点Ｐ’r”まで約２．０６６４ｋｇ／ｃｍ2（２バール）降下
し、且つ、約１４４．６４８ｋｇ／ｃｍ2（１４０バール）の最大圧力Ｐ’maxが
クランク角が１９６°になった時に現れることが図２から理解される。回転圧力
及び角度は、数多くの可能性の中の１つの具体的な１例に過ぎず、噴射シーケン
スの開始が遅延することでシリンダの最大圧力が低下するのが示されている。
燃料噴射タイミングは、図３に示した第１の極限位置に設定可能なドレン弁１
５により変化させることが可能であり、該第１の極限位置においては、燃料ポン
プから吐き出された燃料が低圧力源すなわち油抜き１６に流れ、導管９内の圧力
が噴射装置の開口圧力に達するのが防止される。ドレン弁１５は、他方の極限位
置にある時には、燃料ポンプから吐き出された燃料を噴射装置に流して、油抜き
への接続が阻止される。ドレン弁は、開口方向にばね付勢されて、即ち、図３で
示した第１の極限位置に向かって移動するように付勢され、該極限位置において
は、ポンプ圧力が次第に低減する。ばね付勢の代わりに、油圧または空気圧作用
により、または２つのポンプ工程間の段階において一時的に作用するその他のあ
る種の戻り力によりドレン弁をその第１の極限位置へ移動するようにすることも
可能である。
燃料の一部がドレン弁１５を介して排出されるのと同時に、少量の燃料がドレ
ン弁１５の上流側の高圧導管から分岐する制限流路１７内へ流入する。分岐した
少量の燃料は、流路１７を介してドレン弁に作用して、該弁を閉鎖方向に移動す
る。十分な量の燃料が流路１７を通過し、これが完了した時点で、ドレン弁は、
完全に閉鎖位置へ移動されており、この時には、導管内９の圧力が上昇して、噴
射が開始される。
所定の一定した相当量の燃料がドレン弁を閉鎖するのに必要となるので、閉鎖
に必要な時間を制限流路１７の流域を増大することにより短縮することが可能で
ある。これは、制御弁によりサイズの調節が可能な絞りを備えた単一の流路を使
用するか、または、連続して開口する流路及び平行に連結され、制御弁により開
閉自在となる少なくとも１つの通路を追加して使用することで達成することが可
能である。図３は、平行な流路に設けられた制御弁１８による双方のオプション
を図示している。
制御弁１８は、電子的に起動することが可能であって、例えば、ソレノイド弁
を用いることも可能である。機械的なばねのばね作用は、電子装置の破損とは独
立しているので、制御弁は、流域を増大することなく、ばね付勢されて開始位置
の方向へ移動するのが好適である。ばね付勢は、その他の任意の方法により提供
することが可能であり、例えば、永久磁石によりもたらすことも可能である。
最も簡単且つそれ故に最も信頼のおける装置は、２つの固定した極限位置のみ
を有する制御弁を使用することで得られるが、制御弁は、また、流域の増大を伴
う起動極限位置が調節自在となり、且つ、増大された流域のサイズが斯かる調節
により決定されるように設計することが可能である。従って、制御弁は、多数の
中間位置で調節自在となり、規制流路の流域を漸次増大することが可能となる。
斯かる制御弁の１例として、図示はしていないが、電気的に起動されて磁場を発
生するソレノイド弁を挙げることが可能であり、斯かる磁場が弁本体を、該弁本
体が機械的なストップと遭遇することで決定される極限位置まで引張り、斯かる
機械的なストップは、弁本体の移動方向に調節自在となる。弁本体は、流路を横
断方向に伸長貫通し、且つ流域の絞りを構成する棒を備えることが可能である。
この棒は、例えば、該棒の一方の端に向かって深さが増大する多数の楔形の窪み
を有し、開始位置から長手方向へ変位されると、更に大きな窪みが流路内へ移動
して、流路内の燃料圧力がその結果生じる力により棒に影響を与えることなく、
流域の段階的な増大が可能となる。
制御弁１８の第１の実施例を図４に示しており、流路１７が高圧導管９から圧
力室１９まで伸長している。ドレン弁の移動体２０は、高圧導管の接続部２２を
介して、圧力を密閉するように案内孔２４を通って圧力室まで続く円筒形案内部
２３により支持されるシート２１を備えており、前記圧力室においては、前記案
内部が、該案内部の径より径が大きく且つ圧力室の移動自在の端壁を構成する円
筒形ピストン２５に結合されている。
流路１７からの燃料が圧力室１９へ流入する時には、ピストン２５の環状ピス
トン表面２６に弁本体を閉鎖する方向、即ち、図４の上の方向へ作用する力が作
用し、弁本体が閉鎖位置まで移動されて、シート２１が対応する静止したシート
に接触して排油口２７を遮断する。ピストン２５は、前記排油口の径より大きな
径を有しており、これにより、燃料ポンプが導管９内の高圧力を維持する限りに
おいては、弁本体を確実に閉鎖位置に保持することが可能となる。燃料ポンプか
らの燃料の送出が停止すると、導管９内の圧力が降下して、圧縮された圧縮ばね
２８が弁本体２０を開口極限位置内へ押圧すると同時に、圧力室１９から燃料が
排出されて空になる。
制限流路の流域は、制御弁１８により調節自在となり、該制御弁１８は、第１
の実施例ではスライダ３０を備えており、該スライダは、第１の比較的小さい流
れ開口３１が流路に配置されて燃料流を規制する図４に示した開始位置と、第２
の比較的大きな流れ開口３２が流路に配置される起動極限位置との間で流路１７
に対して横断方向に変位自在となる。図示した例においては、スライダ３０の前
記流れ開口は、小径の断面として設計され、開口３２を備えた部分は、開口３１
を備えた部分よりも長尺に形成されている。
スライダ３０は、電気的／機械的に作用するドライブにより極限位置間を移動
され、該ドライブは、それぞれ磁化自在の芯材料に関係した２つのコイル３３、
３４と、結合金具として作用し、スライダの端部に取り付けられ且つ関係するケ
ーブル３６、３７を介してコイル３３、３４の一方に電流を通すことにより発生
する磁場により一方の極限位置から他方の極限位置まで移動自在となる円形ディ
スク３５とを備えている。上述した如く、磁化電流がディスク３５を磁石上へ引
きつけて一定の残留磁気を芯材料中に残留させる。該残留磁気は、電流を切った
後でディスクを保持するのに十分なものである。制御弁のスイッチを入れると、
小さなサージ電流がコイルを流れてディスクに残り、芯材料中の残留磁気を除去
することが可能となるが、これは、対向するコイルに印加してディスク３５を引
きつけるのに必要となる磁化電流を低減することが可能となることから、利点と
なる。電気装置が破損した場合に、制御弁を確実に図４に示した開始位置に位置
させておくために、コイル３３を電源不良時に該コイルを介して放電させるコン
デンサへ接続することが可能であり、これにより、前記ディスクが、電気制御装
置が再度作動するまで、開始位置に固定される。制御弁はデジタル弁であるのが
理解される。
上記に説明したドライブに代えて、通常のソレノイド、即ち、磁化電流が印加
されると、ディスクを開始位置から起動位置まで引っ張ると共に、ソレノイドの
磁化電流を切った時にスライダを開始位置へ戻す圧縮ばねを同時に圧縮すること
が可能な単一のコイルを使用することが出来る。
図５に示した実施例では、ドレン弁は、原則として、上記に説明したと同じ方
法で設計され、且つ、従って、同一の符号が使用されている。流路１７は、高圧
導管９と、圧力室１９とを永久に相互接続する主通路４０に分割される。該主通
路の流域は、スライダ３０が開始位置にある時に、図４の通路を介した時と同一
の燃料流が該通路を介して達成できるように選定されている。圧力室１９を更に
、通路４０と同様に排油口２７の上流側に配置した第２の通路４１を介して導管
９に接続することが可能である。
制御弁１８は、ニードル弁４２を有するソレノイド弁として設計され、該ニー
ドル弁は、圧縮ばね４３により開始位置に向かって押圧され、該開始位置におい
ては、ニードルが前記第２の通路に対する導入開口の固定シートと接触して、該
通路へのアクセスが塞がれる。ソレノイド４０がケーブル４５を流れる電流によ
り磁化されると、ニードル弁が固定シートから後退して、燃料が第２の通路を介
して圧力室１９内へ流入する。
また、圧縮ばね２８により付勢されるドレン弁のピストン２５の側面に第２の
圧力室を設けることが可能である。該圧力室５０は、オリフィスを備えた図示し
ない排油通路を有して、ピストン２５のばね側にかなりの圧力が維持蓄積される
のを防止するようにすることが可能である。或いは、第２の圧力室の容積を大き
くして、ドレン弁１５の昇降高さを低くすることが可能である。
通路５１で第２の圧力室と、排油口２７の下流側を相互接続することも可能で
あり、この場合、第２の制御弁５２が起動されて開口して、通路５１への接近が
可能となる。第２の制御弁５２は、制御弁１８と同一の方法で構成することが可
能である。図５に示した実施例では、第２の制御弁がニードル弁５３を備えてお
り、該ニードル弁は、ソレノイドにより通路の導入開口から移動して離間するよ
うにされている。
通路５１が開口して、双方の圧力室及び導管９が高圧の燃料で充満すると、ピ
ストン２５が開口方向に作用し、且つ、接続部２２の断面積に相当する有効面積
を有していることから、弁本体２０がその結果生じた力により開口方向に移動さ
れる。第２の制御弁５２が起動されると、その結果、ドレン弁が開口し、それに
より噴射が中断される。第２の制御弁５２は、燃料の噴射量を調節または計測す
るのに使用される。
図５には、関係する制御弁を備えたドレン弁が高圧導管９と接続して図示され
ている。斯かる弁は、高圧導管９と接続可能な弁ユニット内に設けることが可能
なことが理解できる。斯かる弁ユニットは、例えば、燃料ポンプのハウジングの
頂部に取り付けることが可能である。既存のエンジンに前記弁ユニットを後付け
して、噴射タイミングを簡単な方法で調節することが可能である。また、燃料ポ
ンプの一体部分として弁ユニットを組み込むことも可能である。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a high-pressure injection diesel engine injection timing variable adjusting device for changing the maximum pressure in a cylinder during combustion. Wherein the engine has a plurality of cylinders, each cylinder being connected to at least one fuel injector via a high pressure conduit to a fuel pump, and being closed and in an injection sequence. And a variable fuel injection timing adjusting device having a drain valve disposed on the high pressure side of the fuel pump capable of starting the fuel pump, and fuel from the fuel pump capable of moving the drain valve in a closing direction. The present invention relates to a fuel injection device. In a diesel engine, liquid fuel is injected at a high pressure, such as 516.6 kg / cm 2 (500 bar) to 826.66 kg / cm 2 (800 bar), and is ignited by the heat of compression in the cylinder. The pressure rises to a maximum as combustion proceeds. Although the efficiency of the engine increases with increasing maximum pressure, the mechanical impact on the engine components will also increase. In order to achieve maximum efficiency without overloading the engine, the combustion process in modern engines usually requires that the maximum maximum pressure be achieved in the low load region of the engine while the engine Control is performed to limit the maximum pressure in the high load region, which is 80 to 105% of the load point, to a substantially constant value determined in consideration of the mechanical strength of the structural member. The maximum pressure is determined by the engine load in an engine with a turbocharger and is relative to the injection timing, i.e. one point in the engine cycle in which the piston is at top dead center (TDC) and the working process is started. Affected by the moment of the start of fuel injection seen. The injection timing is usually expressed as a relative angular position of the crank at which the injection starts. In the high-load region, the maximum pressure can be limited by delaying the injection time so that the maximum cylinder pressure is obtained late, so that the gas in the combustion chamber moves a certain distance downward with the piston. So it will expand to some extent. The injection timing can be varied by changing the onset of pressure rise in the high pressure conduit, and in particular by changing the closing time of a controlled drain valve located in the high pressure conduit. Become. The first mentioned example of an injection device with a controlled drain valve is Danish Patent No. 155290, in which an electrically actuated valve operates to hold a fluid holding a drain valve slider in an open position. Until the pressure is removed, the drain valve returns the high pressure fuel to the suction side of the fuel pump, at which time the slider is moved to the closed position by the fuel flowing out through the oil drain. The opening pressure originates from a hydraulic source, which is independent of the fuel system and therefore involves a considerable amount of extra equipment. The electrically actuated valve is urged by a spring to the point where the opening pressure is removed from the drain valve, which in the event of any damage to the electrical system will cause the drain valve to close very quickly. Means. This known device has several disadvantages for high power large diesel engines where it is desirable to delay injection at high loads. In the event of a failure in the electrical system, the ignition timing is advanced to a maximum pressure, which risks mechanical damage to the heavily loaded engine components. In GB-A-2273319, the high pressure side of the fuel pump is connected to a drain valve to control the start and stop of the supply of fuel to the fuel injector during the injection sequence. Fuel from the fuel pump is used to close the drain valve. Some of the fuel flows into the pressure chamber through the restricted flow path of the drain valve slider, and when the pressure in the pressure chamber increases, the drain valve closes. This injector appears to be involved in injection rate control. It is an object of the present invention to be able to deliver a large amount of fuel per injection with a simpler design and to be electronically startable with a suitably small adjusting force so as to minimize the risk of overloading the engine. An object of the present invention is to provide an injection device having a drain valve. In view of the above circumstances, the injection device according to the present invention hasten the fuel injection from the fuel pump used to close the drain valve by activating the control valve whose injection timing is electrically activated by passing the restricted flow passage. Then, when the flow area of the restricted flow path is increased and the electric control device is damaged, the control valve is located at a predetermined position without increasing the flow area. And The first amount of fuel delivered from the fuel pump is discharged through the drain valve, while at the same time a small amount of fuel flows through the restricted flow path to increase the pressure, and when the starting pressure is exceeded, the drain valve closes. Be started. When the drain valve is completely closed, the pressure in the high pressure conduit rises to a level where the fuel injector opens. It is a substantial feature of the present invention that the control valve is activated to advance the injection timing and obtain a greater maximum pressure during combustion. If a failure occurs in the electrical activation of the control valve, no increase region is defined in the restricted flow path, the drain valve closes slowly, and the maximum pressure during combustion does not increase. Therefore, a mechanical overload on the engine due to a power defect in the control of the injector is avoided. The flow rate in the restricted flow path required to close the drain valve is substantially less than the quantity delivered from the fuel pump for each injection, which allows the control valve to be manufactured with reduced dimensions and associated mass. It is an advantage of the present invention that it becomes possible and that the motive force can be provided, for example, by a solenoid. The use of fuel pressure together with the small control valve for closing the drain valve allows the injector to be designed very small and requires only that the control valve be electrically activated. Therefore, in order to control the injection timing of the entire engine, a simple control device such as an ignition distributor may be provided instead of the heavy and slow-moving mechanical control device conventionally used for a large engine. Get better. In a preferred embodiment, in addition to controlling the injection timing, the secondary control valve can open the drain valve by passing pressure from the high pressure side of the fuel pump through the piston surface that operates in the opening direction of the drain valve. As a result, the injection can be interrupted, so that the fuel injection amount can be controlled. The invention is explained in more detail below with reference to very schematic drawings. FIG. 1 shows a diagram of the pressure sequence in the high-pressure conduit at a constant injection timing for two different injection timings, and FIG. 2 shows the corresponding pressure sequence in the cylinder during combustion. Yes, FIG. 3 is a schematic of an injection device according to the invention, and FIGS. 4 and 5 are schematics of two different drain valve embodiments with associated control valves. In large two-stroke diesel engines for marine propulsion or for the generation of power for stationary generators, Bosch-type cam-activated piston pumps are commonly used to generate the required injection pressure of fuel oil. . Depending on the size and number of cylinders, engine power ranges from 4,000 to 7,000 kW, with typical cylinder power being spaced from 1,000 to 5,000 kW, This means that a significant amount of fuel is injected during the cycle. In the largest engines, about 200 grams of fuel may be injected into each cylinder per engine cycle, and that amount of fuel may be dispensed to three injectors per cylinder. This type of engine typically has a maximum engine speed between 60 and 190 rpm. FIG. 3 shows an example of a known fuel pump 1 manufactured by MAN B & W Diesel. The cam 2 on the camshaft 3 moves the pump piston 5 upward via the cam roller 4 and the pump performs the delivery process, thereby being delimited by the piston and the pump cylinder 7 surrounding the piston. Fuel in the pump chamber 6 is pushed out from the discharge opening of the pump and flows into the high-pressure conduit 9. The compression spring 10 presses the cam roller 4 against the cam 2 and the pump piston is returned to the starting position after the end of the delivery process, while at the same time a certain amount of fresh fuel is introduced via the introduction conduit 11 and the annular chamber 12 around the pump cylinder. Is sucked into the pump chamber. The high pressure conduit 9 leads to a fuel injector 13 having a central through fuel passage with a valve biased by a spring, the spring force determining the opening pressure of the injector. The fuel passage opens downward in an atomizer 14 provided with an atomizing chisel for atomizing the fuel into the combustion chamber of the cylinder. FIG. 1 shows in solid line the pressure sequence on the high pressure side of the pump measured in the pump chamber 6 during the injection period with an earlier injection time. The pressure is expressed in bar as a function of crank angle and 180 ° indicates the position of the crank where the piston is at top dead center. During the rotation of the crank by about 5 °, the pressure was about 516.6 kg / cm 2 (520 bar), which is the point 0 where the injection starts from the pre-pumping pressure of about 8.2656 kg / cm 2 (8 bar). The fuel is then injected into the cylinder at a pressure that constantly rises to about 723.24 kg / cm 2 (700 bar) at point M during a 10 ° rotation, at which point M It can be seen that the oil drain hole of the pump cylinder 7 does not open, the pressure in the pump chamber drops to about 206.64 kg / cm 2 , the valve of the injector closes and the injection is interrupted. This injection sequence results in a pressure sequence in the cylinder indicated by the solid line in FIG. While the crank is initially 180 ° rotation, is compressed to a compressed pressure P c of the air about 12 8.1168kg / cm 2 in the cylinder (124 bar), at this time, the pressure in the fuel burns Crank With an angle of about 193 °, it rises further to a maximum pressure of about 170.478 kg / cm 2 (165 bar). The broken lines in FIGS. 1 and 2 show the pressure sequence that appears when the fuel injection time is delayed. In FIG. 1, the time difference between the two injection sequences corresponds to a rotation of the crank of 3.5 °, and points 0 ′ and M ′ are delayed in this cycle to this angle. The injection of fuel is delayed, before the cylinder pressure is raised by combustion, about 2.0664kg / cm 2 (2 bars) compression pressure to the point P 'r "from point P c drops, and, about 144.648kg / maximum pressure P 'max of cm 2 (140 bar) is to appear when the crank angle becomes 196 ° can be understood from FIG. rotation pressure and angle, one particular in a number of possible It is only one example, and it is shown that the maximum pressure of the cylinder is reduced by delaying the start of the injection sequence.The fuel injection timing can be set to the first extreme position shown in FIG. In the first extreme position, the fuel discharged from the fuel pump flows to a low pressure source or drain 16 and the pressure in the conduit 9 increases the opening pressure of the injector. Reach of When the drain valve 15 is at the other extreme position, the fuel discharged from the fuel pump is caused to flow to the injection device, and the connection to the oil drain is prevented, and the drain valve is spring-loaded in the opening direction. 3, which is biased to move toward the first extreme position shown in FIG. 3, in which the pump pressure is gradually reduced. It is also possible to cause the drain valve to move to its first extreme position by action or by some other type of return force acting temporarily during the stage between the two pumping steps. Is discharged through the drain valve 15, and at the same time, a small amount of fuel flows into the restricted flow passage 17 branching from the high-pressure conduit upstream of the drain valve 15. The branched small amount of fuel flows through the flow passage 17 Through drain valve Acting to move the valve in the closing direction, when a sufficient amount of fuel has passed through the flow path 17 and this has been completed, the drain valve has been moved to the fully closed position, at which time the conduit The pressure starts to rise and the injection is started, and a predetermined constant amount of fuel is required to close the drain valve, so that the time required for closing the drain valve is increased. This can be achieved by using a single flow path with a throttle whose size can be adjusted by a control valve, or by connecting a continuously open flow path and a parallel flow path. This can be achieved by additionally using at least one passage which can be opened and closed by a control valve, Fig. 3 shows both options by means of a control valve 18 provided in a parallel flow path. Is shown. The control valve 18 can be started electronically, and for example, a solenoid valve can be used. Since the spring action of the mechanical spring is independent of the breakage of the electronic device, the control valve is preferably spring-loaded and moves in the direction of the starting position without increasing the basin. The spring bias can be provided in any other way, for example by a permanent magnet. The simplest and hence the most reliable device is obtained by using a control valve having only two fixed extreme positions, but the control valve also has an adjustable starting extreme position with an increased basin. And it can be designed such that the size of the increased basin is determined by such an adjustment. Therefore, the control valve can be adjusted at a number of intermediate positions, and the basin of the restriction flow passage can be gradually increased. As an example of such a control valve, although not shown, a solenoid valve that is electrically activated to generate a magnetic field can be cited, and such a magnetic field serves as a valve body, and the valve body serves as a mechanical valve. The mechanical stop is adjustable in the direction of movement of the valve body. The valve body may include a rod extending transversely through the flow path and defining a flow basin restriction. The rod has, for example, a number of wedge-shaped depressions that increase in depth towards one end of the rod, and when displaced longitudinally from the starting position, larger depressions move into the channel. Thus, a gradual increase of the basin is possible without the fuel pressure in the flow path affecting the rod by the resulting force. A first embodiment of the control valve 18 is shown in FIG. 4, in which the flow path 17 extends from the high-pressure conduit 9 to the pressure chamber 19. The moving body 20 of the drain valve comprises a seat 21 supported by a cylindrical guide 23 that leads to a pressure chamber through a guide hole 24 so as to seal the pressure via a connection 22 of a high-pressure conduit, In the pressure chamber, the guide portion is connected to a cylindrical piston 25 having a diameter larger than the diameter of the guide portion and constituting a movable end wall of the pressure chamber. When the fuel from the flow path 17 flows into the pressure chamber 19, a force acting on the annular piston surface 26 of the piston 25 in the direction for closing the valve body, that is, in the upward direction in FIG. After being moved to the position, the sheet 21 comes into contact with the corresponding stationary sheet and shuts off the oil discharge port 27. The piston 25 has a diameter larger than the diameter of the oil discharge port, which ensures that the valve body is kept in the closed position as long as the fuel pump maintains a high pressure in the conduit 9. It becomes possible. When the delivery of the fuel from the fuel pump is stopped, the pressure in the conduit 9 drops, and the compressed compression spring 28 presses the valve body 20 into the opening limit position, and at the same time, the fuel is discharged from the pressure chamber 19. Become empty. The basin of the restricted flow path is adjustable by means of a control valve 18, which in the first embodiment is provided with a slider 30 which has a first relatively small flow opening 31 formed therein. 4 and a starting limit position where a second relatively large flow opening 32 is located in the flow path in a direction transverse to flow path 17 between the starting position shown in FIG. It can be displaced freely. In the example shown, the flow opening of the slider 30 is designed with a small diameter cross section, and the part provided with the opening 32 is formed longer than the part provided with the opening 31. The slider 30 is moved between extreme positions by means of an electrically / mechanically actuated drive, which acts as a coupling with two coils 33, 34, each associated with a magnetizable core material, and the slider 30 A circular disk 35 attached to the end and movable from one extreme position to the other by a magnetic field generated by passing an electric current through one of the coils 33, 34 via the associated cables 36, 37; Have. As described above, the magnetizing current attracts the disk 35 onto the magnet, leaving a constant remanence in the core material. The remanence is sufficient to hold the disk after turning off the current. When the control valve is switched on, a small surge current flows through the coil and remains on the disk, allowing the remanence in the core material to be removed, which is applied to the opposing coil to attract the disk 35 This is advantageous because the magnetizing current required for the above can be reduced. In order to ensure that the control valve is in the starting position shown in FIG. 4 in the event of a break in the electrical device, it is possible to connect the coil 33 to a capacitor which is discharged via this coil in the event of a power failure. This locks the disc in the starting position until the electronic control is actuated again. It is understood that the control valve is a digital valve. Instead of the drive described above, a normal solenoid, that is, a compression spring that pulls the disk from the start position to the start position when a magnetizing current is applied, and returns the slider to the start position when the magnetizing current of the solenoid is cut off Can be used at the same time. In the embodiment shown in FIG. 5, the drain valve is designed in principle in the same way as described above, and therefore uses the same reference numbers. The flow path 17 is divided into a main passage 40 which permanently interconnects the high-pressure conduit 9 and the pressure chamber 19. The basin of the main passage is selected so that when the slider 30 is in the starting position, the same fuel flow as through the passage in FIG. 4 can be achieved through the passage. The pressure chamber 19 can furthermore be connected to the conduit 9 via a second passage 41 arranged upstream of the oil outlet 27 in the same way as the passage 40. The control valve 18 is designed as a solenoid valve having a needle valve 42, which is pressed by a compression spring 43 towards a starting position, in which the needle is closed by an inlet opening to the second passage. Upon contact with the fixed sheet, access to the passage is blocked. When the solenoid 40 is magnetized by the current flowing through the cable 45, the needle valve retracts from the fixed seat, and fuel flows into the pressure chamber 19 via the second passage. Further, it is possible to provide a second pressure chamber on the side surface of the piston 25 of the drain valve urged by the compression spring 28. The pressure chamber 50 may have a drain passage (not shown) with an orifice to prevent a considerable pressure from being maintained and accumulated on the spring side of the piston 25. Alternatively, it is possible to increase the volume of the second pressure chamber and reduce the elevation of the drain valve 15. It is also possible to interconnect the second pressure chamber and the downstream side of the oil discharge port 27 with the passage 51, and in this case, the second control valve 52 is activated and opened, and the access to the passage 51 is reduced. It becomes possible. The second control valve 52 can be configured in the same manner as the control valve 18. In the embodiment shown in FIG. 5, the second control valve comprises a needle valve 53 which is moved away from the inlet opening of the passage by a solenoid. When the passage 51 is open and both pressure chambers and the conduit 9 are filled with high-pressure fuel, the piston 25 acts in the opening direction and has an effective area corresponding to the cross-sectional area of the connection 22. From this, the valve body 20 is moved in the opening direction by the resulting force. Activating the second control valve 52 results in the drain valve opening, thereby interrupting injection. The second control valve 52 is used to adjust or measure the fuel injection amount. FIG. 5 shows a drain valve with an associated control valve in connection with the high-pressure line 9. It can be seen that such a valve can be provided in a valve unit connectable to the high-pressure conduit 9. Such a valve unit can for example be mounted on the top of the housing of the fuel pump. It is possible to retrofit the valve unit to existing engines and adjust the injection timing in a simple manner. It is also possible to incorporate a valve unit as an integral part of the fuel pump.