WO2001018387A1 - Einspritzdüse für brennkraftmaschinen mit einer ringnut in der düsennadel - Google Patents

Einspritzdüse für brennkraftmaschinen mit einer ringnut in der düsennadel Download PDF

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WO2001018387A1
WO2001018387A1 PCT/DE2000/002814 DE0002814W WO0118387A1 WO 2001018387 A1 WO2001018387 A1 WO 2001018387A1 DE 0002814 W DE0002814 W DE 0002814W WO 0118387 A1 WO0118387 A1 WO 0118387A1
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WO
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nozzle
injection nozzle
nozzle needle
annular groove
injection
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PCT/DE2000/002814
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English (en)
French (fr)
Inventor
Friedrich Boecking
Original Assignee
Robert Bosch Gmbh
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Publication date
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    • 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
    • F02M61/00—Fuel-injectors not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00
    • F02M61/16—Details not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M61/02 - F02M61/14
    • F02M61/18—Injection nozzles, e.g. having valve seats; Details of valve member seated ends, not otherwise provided for
    • 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
    • F02M61/00—Fuel-injectors not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00
    • F02M61/16—Details not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M61/02 - F02M61/14
    • F02M61/18—Injection nozzles, e.g. having valve seats; Details of valve member seated ends, not otherwise provided for
    • F02M61/1873—Valve seats or member ends having circumferential grooves or ridges, e.g. toroidal

Definitions

  • the invention is based on an injection nozzle for internal combustion engines with at least one spray hole, with a nozzle needle seat and with a nozzle needle.
  • Injection nozzles of the generic type have a large scatter in the flow resistance and thus also in the amount of fuel injected, especially in the partial stroke area of the nozzle needle. As a result, the emission and consumption behavior of many of the internal combustion engines equipped with these injection nozzles is not optimal.
  • the object of the invention is to provide an injection nozzle in which the scatter of the injection quantity in the partial stroke area of the nozzle needle is reduced in different examples of an injection nozzle of the same type, and thus the consumption and emission behavior of the internal combustion engines equipped with the injection nozzle according to the invention is improved.
  • an injection nozzle for Internal combustion engines with at least one spray hole, with a nozzle needle seat and with a nozzle needle, the end of the nozzle needle facing the nozzle needle seat having an annular groove.
  • the annular groove in the end of the nozzle needle facing the nozzle needle seat is decisive for the throttling action of the injection nozzle in the partial stroke area of the nozzle needle. Since it is possible to produce ring grooves with a high degree of repeatability, the throttling effect of the injection nozzle between different examples of an injection nozzle of the same type thus diffuses only to a very limited extent. For this reason, by measuring the operating behavior of an injection nozzle according to the invention, the operating behavior of all other identical injection nozzles can be predicted with much greater accuracy and the control of the injection process can be optimized accordingly.
  • a variant of an injection nozzle according to the invention provides that the nozzle needle seat is frustoconical, which results in a good sealing effect and good centering of the nozzle needle in the nozzle needle seat.
  • the cone angle of the nozzle needle seat is 60 °, so that a good one
  • the end of the nozzle needle facing the nozzle needle seat is a cone and is the
  • Cone angle of the nozzle needle up to one degree, preferably 15-30 minutes, greater than the cone angle of the nozzle needle seat, so that the sealing surface is reduced and moved into the area of the largest diameter of the nozzle needle.
  • the annular groove runs parallel to the base of the cone, so that the same flow conditions prevail over the entire circumference of the nozzle needle.
  • a blind hole adjoins the nozzle needle seat, which has at least one spray hole, so that the advantages of the nozzle needle according to the invention can also be used with blind hole injection nozzles.
  • the distance of the transition between the blind hole and the nozzle needle seat from the base of the injection nozzle and the distance of the annular groove from the base of the injection nozzle are essentially the same, so that the annular groove instead of the transition in the partial stroke area of the nozzle needle Throttle effect of the injector is determined.
  • Width of the annular groove is 0.1 mm to 0.3 mm, preferably 0.16 mm to 0.24 mm, so that the annular groove is decisive for the throttling effect of the injection nozzle over a sufficiently large partial stroke range.
  • the ring groove must be so large that only the front edge of the ring groove throttles for a short time.
  • the depth of the annular groove is 0.02 mm to 0.2 mm, preferably 0.08 mm to 0.14 mm, so that the
  • the blind hole is conical, so that the part-load behavior of conical blind-hole injection nozzles is improved.
  • the blind hole is cylindrical, so that the partial load behavior of cylindrical blind hole injection nozzles is also improved.
  • blind hole is a mini blind hole or a micro blind hole, so that the advantages according to the invention can also be used with these injection nozzles.
  • a variant according to the invention provides that the nozzle needle seat has at least one spray hole, so that the advantages of the nozzle needle according to the invention can also be used with seat hole injection nozzles.
  • the problem with seat hole injection nozzles also sometimes arises that, due to the magical centering of the nozzle needle with respect to the nozzle needle seat, the pressure of the fuel applied to the spray holes distributed over the circumference is not the same, which can lead to unfavorable conditions during the injection.
  • the annular groove allows pressure equalization between the spray holes, so that the poor centering of the nozzle needle does not have a negative effect on the injection conditions.
  • Nozzle needle seat from the base of the injection nozzle and the distance of the annular groove from the base of the injection nozzle are essentially the same, so that in the partial stroke area of the nozzle needle the annular groove determines the throttle effect of the injection nozzle instead of the transition from the nozzle needle seat into the spray hole.
  • the width of the annular groove is larger, preferably one and a half times larger than the diameter of the spray hole or holes, so that the throttling effect of the injection nozzle is influenced by the annular groove over a sufficiently large partial stroke range.
  • the depth of the ring groove is smaller than the width of the ring groove or that the depth of the ring groove is 0.02 mm to 0.1 mm, preferably 0.04 mm to 0.07 mm, so that the volume of the annular groove remains small and the annular groove nevertheless has a sufficient influence on the throttling effect of the injection nozzle.
  • Figure 1 shows a cross section through an inventive
  • FIG. 2 a characteristic curve of the hydraulic diameter of a blind hole injection nozzle according to the invention over the stroke of the nozzle needle;
  • Figure 3 shows a cross section through an inventive
  • Seat hole injection nozzle and Figure 4 a characteristic of the hydraulic diameter of a seat hole injection nozzle according to the invention over the stroke of the nozzle needle.
  • an injection nozzle 1 is shown with a conical blind hole 2.
  • the blind hole 2 can also be cylindrical or it can be a mini or Act micro blind hole 2. In the latter, the volume of the blind hole 2 is reduced compared to the type shown in FIG. 1. As a result, less fuel evaporates into the combustion chamber when the internal combustion engine is switched off.
  • the fuel not shown, reaches the combustion chamber, which is also not shown, from the blind hole 2 via a spray hole 3.
  • a frustoconical nozzle needle seat 4 At the conical blind hole 2 is a frustoconical nozzle needle seat 4.
  • the nozzle needle seat 4 can have a cone angle of 60 °.
  • a nozzle needle 5 rests on the nozzle needle seat 4. It can be clearly seen in FIG. 1 that the cone angle of the nozzle needle 5 is greater than the cone angle of the nozzle needle seat 4. As a result, the contact zone 6 between the nozzle needle 5 and the nozzle needle seat 4 lies in the region of the largest diameter of the nozzle needle 5 and the surface pressure between the nozzle needle 5 and the nozzle needle seat 4 is increased. The difference between the cone angles of the nozzle needle 5 and nozzle needle seat 4 is exaggerated in FIG. 1. As a rule, the above-mentioned Difference less than 1 degree and moves in the range of a few minutes of angle.
  • the transition between blind hole 2 and nozzle needle seat 4 according to the prior art is an edge 7 which arises when the nozzle needle seat 4 is ground.
  • the edge 7 can be a sharp burr or a smooth edge.
  • the flow resistance of the edge 7 is significantly influenced by the nature thereof.
  • An annular groove 8 inserted or ground into the nozzle needle 5 reduces the influence of the edge 7 on the
  • the distance of the The annular groove 8 from a base 9 of the injection nozzle 1 is approximately the same size as the distance from the base 9 of the injection nozzle 1 and the edge 7.
  • the throttling effect of the injection nozzle 1 is not, or at least not appreciably, different from that Geometry of edge 7 influenced.
  • This effect is based on the fact that, owing to the large hydraulic diameter of the annular gap between the annular groove 8 and the edge 7 compared to the annular gap between the nozzle needle seat 4 and the cone of the nozzle needle 5, the flow resistance in the latter annular gap is lower than that of the former annular gap. Since both flow resistances are connected in series, the smallest individual resistance is essentially decisive for the flow resistance of the entire injector.
  • FIG. 2 the hydraulic diameter 11 of a blind hole injection nozzle 1 is plotted qualitatively over the nozzle needle stroke 10.
  • the hydraulic diameter 11 is a size by means of which any cross-sections through which flow can be made are comparable with regard to their flow resistance. The serves as a reference
  • the nozzle needle stroke 10 was divided into two areas. A first area extends from zero to "a”, the second area, hereinafter referred to as partial stroke area, extends from “a” to "b”. At “c” the full nozzle needle stroke is reached. If a closed injection nozzle 1, in which the nozzle needle 5 rests on the nozzle needle seat 4, is opened, there is a very small gap in the region of the contact zone 6 with a very small nozzle needle stroke 10, through which the fuel under pressure can flow into the blind hole 2 , This very narrow gap decisively determines the flow resistance of the injection nozzle 1 and thus also defines the hydraulic diameter 11. Since the flow resistance of this very narrow gap is large, the hydraulic diameter 11 of the injection nozzle 1 is very small with a very small nozzle needle stroke 10.
  • the flow resistance of injection nozzles 1 is largely determined by the edge 7 between nozzle needle seat 4 and blind hole 2.
  • the edge 7 in the partial stroke range is thus also of great importance for the hydraulic diameter of the injection nozzle 1. This means that changes in the geometry of the edge 7 result in changes in the hydraulic diameter 11.
  • the spray hole 3 of the injection nozzle 1 is decisive for the hydraulic diameter of the injection nozzle 1.
  • FIG. 2 shows characteristic curves 12 and 13 of an injection nozzle 1 according to the prior art and a characteristic curve 14 of a blind hole injection nozzle 1 according to the invention.
  • the nozzle needle 5 has no annular groove. Because of the strains in the geometry of the edge 7 described above, the characteristics of different specimens also scatter identical injection nozzles 1, in particular in the partial stroke range. This is illustrated by the deviations of the characteristic curves 12 and 13 from one another in FIG. 2.
  • the characteristic curve 14 represents an injection nozzle according to the invention in which the throttling effect of the edge 7 does not come into play, particularly in the partial stroke range, since the fuel can escape into the annular groove 8.
  • the hydraulic diameter 11 of the injection nozzle 1 according to the invention is larger in the partial stroke area than that of injection nozzles 1 according to the prior art.
  • the characteristic curves 14 of different types of injection nozzles 1 of the same type according to the invention scatter much less, in particular in the partial stroke range, since the geometry of the annular groove 8 can be produced with great repeatability.
  • the map of the internal combustion engine and the associated injection system is determined by measurements using one or more selected test copies.
  • the characteristic maps determined in this way are used as a basis for all injection systems of the same type.
  • the characteristic curve 12 is a measured characteristic curve and that this characteristic curve 12 is stored in the control unit of the injection system. It is further assumed that an injection nozzle 1 taken from series production has the characteristic curve 13. If the injection nozzle 1 with the characteristic curve 13 interacts with a control unit in which the characteristic curve 12 is stored, then the actual injection quantity in the partial stroke area of the injection nozzle 1 with the characteristic curve 13 does not match the optimal injection tightness measured in the test specimens according to the characteristic curve 12 match, so that the performance and / or emission behavior of the Internal combustion engine is deteriorating.
  • the characteristic curves 14 scatter only to a very small extent, so that in all of the nozzles 1 equipped with the invention
  • the correspondence between the characteristic curve 14 stored in the control unit and the characteristic curves 14 of the built-in injection nozzles 1 is significantly improved.
  • the correspondence can be improved, for example by a factor of 2 to 3, compared to the scatter in the case of injection nozzles 1 according to the prior art.
  • the quantity of fuel actually injected corresponds exactly to the injection quantity specified by the control unit, and the consumption and emission behavior of the internal combustion engine is optimal.
  • FIG. 3 shows an injection nozzle 1 according to the invention with spray holes 3 designed as seat holes.
  • the reference numbers correspond to those used in FIG. 1. The main difference is that in
  • the ring groove 8 according to the invention is arranged in the case of seat hole injection nozzles at the level of the spray holes 3, so that the
  • Influence of the transition 15 between the nozzle needle seat 4 and spray holes 3 on the flow resistance of the injection nozzle is greatly reduced.
  • the distance of the annular groove 8 from the base 9 of the injection nozzle 1 is approximately the same as the distance from the base 9 of the injection nozzle 1 and a piercing point 16 of the longitudinal axis of the spray hole 3 and the nozzle needle seat 4. This means, regardless of the stroke of the nozzle needle 5, the throttling effect of the injector 1 is not influenced, or at least not significantly, by the geometry of the transition 15.
  • 4 shows the characteristic curve 12 of an injection nozzle 1 according to the prior art and the characteristic curve 14 of a seat hole injection nozzle 1 according to the invention.

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Abstract

Es wird eine Einspritzdüse (1) vorgeschlagen, bei der die Düsennadel (5) eine Ringnut (8) im Bereich des Übergangs (7) zwischen Sackloch (2) und Düsennadelsitz (4) aufweist. Bei Sitzloch-Einspritzdüsen befindet sich die Ringnut (8) im Bereich des oder der Spritzlöcher (3). Durch die Ringnut (8) verringert sich die Toleranz des Strömungswiderstands der Einspritzdüse (1) bei Teilhub der Düsennadel (5) und ermöglicht so eine genauere Bemessung der eingespritzten Kraftstoffmenge.

Description

Einspritzdüse für Brennkraftmaschinen mit einer Ringnut in der Düsennadel
Stand der Technik
Die Erfindung geht aus von einer Einspritzdüse für Brennkraftmaschinen mit mindestens einem Spritzloch, mit einem Düsennadelsitz und mit einer Düsennadel.
Einspritzdüsen der gattungsgemäßen Art weisen vor allem im Teilhubbereich der Düsennadel eine große Streuung des Strömungswiderstands und damit auch der eingespritzten Kraftstoffmenge auf. In Folge dessen ist das Emissions- und Verbrauchsverhalten vieler der mit diesen Einspritzdüsen ausgerüsteten Brennkraftmaschinen nicht optimal.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Einspritzdüse bereitzustellen, bei der die Streuung der Einspritzmenge im Teilhubbereich der Düsennadel bei verschiedenen Exemplaren einer Einspritzdüse gleicher Bauart verringert wird und somit das Verbrauchs- und Emissionsverhalten der mit der erfindungsgemäßen Einspritzdüse ausgerüsteten Brennkraftmaschinen verbessert wird.
Diese Aufgabe wird gelöst durch eine Einspritzdüse für Brennkraftmaschinen mit mindestens einem Spritzloch, mit einem Düsennadelsitz und mit einer Düsennadel, wobei das dem Düsennadelsitz zugewandte Ende der Düsennadel eine Ringnut aufweist.
Die Ringnut in dem dem Düsennadelsitz zugewandten Ende der Düsennadel ist im Teilhubbereich der Düsennadel maßgeblich für die Drosselwirkung der Einspritzdüse. Da es möglich ist, Ringnuten mit großer Wiederholgenauigkeit zu fertigen, streut somit die Drosselwirkung der Einspritzdüse zwischen verschiedenen Exemplaren einer Einspritzdüse gleicher Bauart nur noch in sehr geringem Umfang. Aus diesem Grund kann durch Messen des Betriebsverhaltens einer erfindungsgemäßen Einspritzdüse das Betriebsverhalten aller anderen bauartgleichen Einspritzdüsen mit wesentlich größerer Genauigkeit vorhergesagt werden und die Steuerung des Einspritzvorgangs entsprechend optimiert werden.
Eine Variante einer erfindungsgemäßen Einspritzdüse sieht vor, dass der Düsennadelsitz kegelstumpfförmig ist, wodurch sich eine gute Dichtwirkung und eine gute Zentrierung der Düsennadel im Düsennadelsitz ergibt.
Bei einer anderen Ausführung der Erfindung beträgt der Kegelwinkel des Düsennadelsitzes 60°, so dass eine gute
Dichtwirkung zwischen Düsennadel und Düsennadelsitz erzielt wird.
In Ergänzung der Erfindung ist das dem Düsennadelsitz zugewandte Ende der Düsennadel ein Kegel und ist der
Kegelwinkel der Düsennadel bis zu einem Grad, vorzugsweise 15 - 30 Winkelminuten, größer als der Kegelwinkel des Düsennadelsitzes, so dass die Dichtfläche verkleinert und in den Bereich des größten Durchmessers der Düsennadel verlegt wird. Bei einer Ausführungsform der Erfindung verläuft die Ringnut parallel zur Grundfläche des Kegels, so dass über den gesamten Umfang der Düsennadel gleiche Strömungsbedingungen herrschen.
Eine Variante sieht vor, dass an den Düsennadelsitz ein Sackloch anschließt, welches mindestens ein Spritzloch aufweist, so dass die Vorteile der erfindungsgemäßen Düsennadel auch bei Sackloch-Einspritzdüsen genutzt werden können.
Bei einer Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, dass bei geschlossener Einspritzdüse der Abstand des Übergangs zwischen Sackloch und Düsennadelsitz vom Grund der Einspritzdüse und der Abstand der Ringnut vom Grund der Einspritzdüse im Wesentlichen gleich sind, so dass im Teilhubbereich der Düsennadel die Ringnut anstelle des Übergangs die Drosselwirkung der Einspritzdüse bestimmt.
Eine Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass die
Breite der Ringnut 0 , 1 mm bis 0,3 mm, vorzugsweise 0,16 mm bis 0,24 mm beträgt, so dass über einen ausreichend großen Teilhubbereich die Ringnut maßgeblich für die Drosselwirkung der Einspritzdüse ist. Die Ringnut muss in jedem Fall so groß sein, dass nur die Vorderkante der Ringnut kurzzeitig drosselt.
Bei einer anderen Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, dass die Tiefe der Ringnut 0,02 mm bis 0,2 mm, vorzugsweise 0,08 mm bis 0,14 mm beträgt, so dass das
Volumen der Ringut klein bleibt und somit auch die Menge des Kraftstoffs, die bei abgestellter Brennkraftmaschine verdunstet, klein bleibt. Trotzdem erfolgt eine ausreichende Beeinflussung der Drosselwirkung der Einspritzdüse durch die Ringnut. Bei einer weiteren Ausführungsform der Erfindung ist das Sackloch konisch, so dass das Teillastverhalten von konischen Sackloch-Einspritzdüsen verbessert wird.
In Ergänzung der Erfindung ist vorgesehen, das Sackloch zylindrisch auszuführen, so dass auch das Teillastverhalten von zylindrischen Sackloch-Einspritzdüsen verbessert wird.
Eine andere Ausführungsform sieht vor, dass das Sackloch ein Minisackloch oder ein Mikrosackloch ist, so dass die erfindungsgemäßen Vorteile auch bei diesen Einspritzdüsen nutzbar sind.
Eine erfindungsgemäße Variante sieht vor, dass der Düsennadelsitz mindestens ein Spritzloch aufweist, so dass die Vorteile der erfindungsgemäßen Düsennadel auch bei Sitzloch-Einspritzdüsen genutzt werden können. Bei Sitzloch-Einspritzdüsen tritt bisweilen auch das Problem auf, dass, aufgrund magelhafter Zentrierung der Düsennadel bezüglich des Düsennadelsitzes, der an den über den Umfang verteilten Spritzlöchern anliegende Druck des Kraftstoffs nicht gleich ist, was zu ungünstigen Bedingungen bei der Einspritzung fphren kann. Durch die Ringnut kann ein Druckausgleich zwischen den Spritzlöchern erfolgen, so dass sich die mangelhafte Zentrierung der Düsennadel nicht negativ auf die Einspritzbedungungen auswirkt.
Bei einer weiteren Variante ist vorgesehen, dass bei geschlossener Einspritzdüse der Abstand des Durchstoßpunkts der Längsachse des oder der Spritzlöcher durch den
Düsennadelsitz vom Grund der Einspritzdüse und der Abstand der Ringnut vom Grund der Einspritzdüse im Wesentlichen gleich sind, so dass im Teilhubbereich der Düsennadel die Ringnut anstelle des Übergangs vom Düsennadelsitz in das Spritzloch die Drosselwirkung der Einspritzdüse bestimmt. Bei einer Ausführungsform der Erfindung ist die Breite der Ringnut größer, vorzugsweise eineinhalb mal größer als der Durchmesser des oder der Spritzlöcher, so dass die Drosselwirkung der Einspritzdüse über einen ausreichend großen Teilhubbereich von der Ringnut beeinflusst wird.
Bei anderen Ausgestaltungen der Erfindung ist vorgesehen, dass die Tiefe der Ringnut kleiner als die Breite der Ringnut ist oder dass die Tiefe der Ringnut 0,02 mm bis 0,1 mm, vorzugsweise 0,04 mm bis 0,07 mm beträgt, so dass das Volumen der Ringnut klein bleibt und trotzdem eine ausreichende Beeinflussung der Drosselwirkung der Einspritzdüse durch die Ringnut erfolgt.
Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind der nachfolgenden Beschreibung, der Zeichnung und den Ansprüchen entnehmbar.
Ein Ausführungsbeispiel des Gegenstands der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und im Folgenden näher beschrieben. Es zeigen:
Figur 1: einen Querschnitt durch eine erfindungsgemäße
Sackloch-Einspritzdüse ; Figur 2: eine Kennlinie des hydraulischen Durchmessers einer erfindungsgemäßen Sackloch-Einspritzdüse über dem Hub der Düsennadel ; Figur 3 : einen Querschnitt durch eine erfindungsgemäße
Sitzloch-Einspritzdüse und Figur 4: eine Kennlinie des hydraulischen Durchmessers einer erfindungsgemäßen Sitzloch-Einspritzdüse über dem Hub der Düsennadel .
In Figur 1 ist eine Einspritzdüse 1 mit einem konischen Sackloch 2 dargestellt. Das Sackloch 2 kann auch zylindrisch sein oder es kann sich um eine Mini- oder Mikro-Sackloch 2 handeln. Bei letztgenannten ist das Volumen des Sacklochs 2 gegenüber der in Figur 1 dargestellten Bauart verringert. Dadurch verdunstet bei abgestellter Brennkraftmaschine weniger Kraftstoff in den Brεnnraum.
Über ein Spritzloch 3 gelangt der nicht dargestellte Kraftstoff aus dem Sackloch 2 in den ebenfalls nicht dargestellten Brennraum. An das konische Sackloch 2 schließt sich ein kegelstumpfför iger Düsennadelsitz 4 an. Der Düsennadelsitz 4 kann einen Kegelwinkel von 60° haben.
An dem Düsennadelsitz 4 liegt eine Düsennadel 5 auf. In Figur 1 ist deutlich zu erkennen, dass der Kegelwinkel der Düsennadel 5 größer als der Kegelwinkel des Düsennadelsitzes 4 ist. Dadurch liegt die Kontaktzone 6 zwischen Düsennadel 5 und Düsennadelsitz 4 im Bereich des größten Durchmessers der Düsennadel 5 und die Flächenpressung zwischen Düsennadel 5 und Düsennadelsitz 4 wird erhöht. Die Differenz der Kegelwinkel von Düsennadel 5 und Düsennadelsitz 4 ist in Figur 1 übertrieben dargestellt. In der Regel ist die o. g. Differenz kleiner als 1 Grad und bewegt sich im Bereich von wenigen Winkelminuten.
Der Übergang zwischen Sackloch 2 und Düsennadelsitz 4 nach dem Stand der Technik ist eine Kante 7, die beim Schleifen des Düsennadelsitzes 4 entsteht. Je nach Art der Bearbeitung kann die Kante 7 ein scharfer Grat oder eine glatte Kante sein. Der Strömungswiderstand der Kante 7 wird wesentlich von der Beschaffenheit derselben beeinflusst.
Eine in die Düsennadel 5 eingestochene oder geschliffene Ringnut 8 verringert den Einfluss der Kante 7 auf den
Strömungswiderstand der Einspritzdüse 1. Der Abstand der Ringnut 8 von einem Grund 9 der Einspritzdüse 1 ist etwa gleich groß wie der Abstand von dem Grund 9 der Einspritzdüse 1 und der Kante 7. Dadurch wird, unabhängig vom Hub der Düsennadel 5, die Drosselwirkung der Einspritzdüse 1 nicht oder zumindest nicht nennenswert von der Geometrie der Kante 7 beeinflusst . Dieser Effekt beruht darauf, dass, wegen des im Vergleich zu dem Ringspalt zwischen Düsennadelsitz 4 und dem Kegel der Düsennadel 5 großen hydraulischen Durchmessers des Ringspalts zwischen Ringnut 8 und Kante 7, der Stömungswiderstand in dem letzgenannten Ringspalt geringer ist als der des erstgenannten Ringspalts. Da beide Strömungswiderstände in Reihe geschaltet sind, ist für den Strömungswiderstand der gesamten Einspritzdüse im Wesentlichen der kleinste Einzelwiderstand maßgeblich.
Die Folgen der Streuung des Strömungswiderstands von Einspritzdüsen 1 im Bereich der Kante 7 werden anhand des in Figur 2 dargestellten Diagramms veranschaulicht. In Figur 2 ist der hydraulische Durchmesser 11 einer Sackloch- Einspritzdüse 1 über dem Düsennadelhub 10 qualitativ aufgetragen. Der hydraulische Durchmesser 11 ist eine Größe mittels derer beliebige durchströmte Querschnitte hinsichtlich ihres Strömungswiderstands vergleichbar gemacht werden. Als Bezugsgröße dient der
Strömungswiderstand eines Rohrs mit kreisförmigem Querschnitt. Ein Querschnitt mit großem hydraulischen Durchmesser hat einen geringen Strömungswiderstand und umgekehrt .
In Figur 2 wurde der Düsennadelhub 10 in zwei Bereiche eingeteilt. Ein erster Bereich erstreckt sich von Null bis "a", der zweite, nachfolgend als Teilhubbereich bezeichnete Bereich erstreckt sich von "a" bis "b" . Bei "c" ist der volle Düsennadelhub erreicht. Wenn eine geschlossene Einspritzdüse 1, bei der die Düsennadel 5 auf dem Düsennadelsitz 4 aufliegt, geöffnet wird, ergibt sich bei sehr kleinem Düsennadelhub 10 im Bereich der Kontaktzone 6 ein sehr schmaler Spalt, durch den der unter Druck stehende Kraftstoff in das Sackloch 2 strömen kann. Dieser sehr schmale Spalt bestimmt den Strömungswiderstand der Einspritzdüse 1 maßgeblich und legt damit auch den hydraulischen Durchmesser 11 fest. Da der Strömungswiderstand dieses sehr schmalen Spalts groß ist, ist der hydraulische Durchmesser 11 der Einspritzdüse 1 bei sehr kleinem Düsennadelhub 10 sehr klein.
Im Teilhubbereich zwischen "a" und "b" wird der Strömungswiderstand von Einspritzdüsen 1 nach dem Stand der Technik maßgeblich von der Kante 7 zwischen Düsennadelsitz 4 und Sackloch 2 bestimmt. Damit ist die Kante 7 im Teilhubbereich auch für den hydraulischen Durchmesser der Einspritzdüse 1 von großer Bedeutung. Das bedeutet, dass Änderungen in der Geometrie der Kante 7 Änderungen des hydraulischen Durchmessers 11 zur Folge haben. Im Bereich des vollen Düsennadelhubs "c" ist das Spritzloch 3 der Einspritzdüse 1 maßgeblich für den hydraulischen Durchmesser der Einspritzdüse 1.
Gemäß dem vorstehend Gesagten führen Streuungen in der
Geometrie der Kante 7 zu einer Änderung der Kennlinie 12 der Einspritzdüse 1 vor allem im Teilhubbereich zwischen "a" und "b" .
In Figur 2 sind Kennlinien 12 und 13 einer Einspritzdüse 1 nach dem Stand der Technik und eine Kennlinie 14 einer erfindungsgemäßen Sackloch-Einspritzdüse 1 dargestellt. Bei der Einspritzdüse 1 nach dem Stand der Technik weist die Düsennadel 5 keine Ringnut auf . Wegen der oben beschriebenen Streungen in der Geometrie der Kante 7, streuen auch die Kennlinien verschiedener Exemplare bauartgleicher Einspritzdüsen 1, insbesondere im Teilhubbereich. Dies ist durch die Abweichungen der Kennlinien 12 und 13 voneinander in Fig. 2 veranschaulicht.
Die Kennlinie 14 repräsentiert eine erfindungsgemäße Einspritzdüse bei der vor allem im Teilhubbereich die Drosselwirkung der Kante 7 nicht zum Tragen kommt, da der Kraftstoff in die Ringnut 8 ausweichen kann. In Folge dessen ist der hydraulische Durchmesser 11 der erfindungsgemäßen Einspritzdüse 1 im Teilhubbereich größer als der von Einspritzdüsen 1 nach dem Stand der Technik. Vor allem aber streuen die Kennlinien 14 verschiedener Exemplare bauartgleicher erfindungsgemäßer Einspritzdüsen 1, insbesondere im Teilhubbereich sehr viel weniger, da die Geometrie der Ringnut 8 mit großer Wiederholgenauigkeit gefertigt werden kann.
Bei in Serie gefertigten Brennkraftmaschinen wird das Kennfeld der Brennkraftmaschine und des zugehörigen Einspriuzsystems anhand eines oder mehrerer ausgewählter Testexemplare durch Messungen ermittelt. Die solcherart ermittelten Kennfelder werden allen bauartgleichen Einspritzsystemen zugrundegelegt .
Im Folgenden wird angenommen, dass die Kennlinie 12 eine gemessene Kennlinie ist, und dass diese Kennlinie 12 in dem Steuergerät des Einspritzsystems abgespeichert ist. Weiter wird unterstellt, dass eine der Serienfertigung entnommene Einspritzdüse 1 die Kennlinie 13 hat. Wenn nun die Einspritzdüse 1 mit der Kennlinie 13 mit einem Steuergerät zusammenwirkt, in dem die Kennlinie 12 abgespeichert ist, dann stimmt die tatsächliche Einspritzmenge im Teilhubbereich der Einspritzdüse 1 mit der Kennlinie 13 nicht mit der bei den Testexemplaren gemessenen optimalen Einspritz enge gemäß der Kennlinie 12 überein, so dass die Leistung und/oder das Emissionsverhalten der Brennkraftmaschine verschlechtert wird.
Bei den erfindungsgemäßen Einspritzdüsen 1 streuen die Kennlinien 14 nur in sehr geringen Maße, so dass bei allen mit erfindungsgemäßen Einspritzdüsen 1 ausgerüsteten
Brennkraftmaschinen die Übereinstimmung zwischen der im Steuergerät abgespeicherten Kennlinie 14 und den Kennlinien 14 der eingebauten Einspritzdüsen 1 deutlich verbesssert wird. Die Übereinstimmung kann, verglichen mit der Streuung bei Einspritzdüsen 1 nach dem Stand der Technik, beispielsweise um den Faktor 2 bis 3 verbessert werden. In Folge dessen entspricht die tatsächlich eingespritzte Kraftstoffmenge genau der von dem Steuergerät vorgegebenen Einspritzmenge und das Verbrauchs- und Emissionsverhalten der Brennkraftmaschine ist optimal .
In Fig. 3 ist eine erfindungsgemäße Einspritzdüse 1 mit als Sitzlöchern ausgebildeten Spritzlöchern 3 dargestellt. Die Bezugszahlen entsprechen den in Fig. 1 verwandten. Der wesentliche Unterschied besteht darin, dass im
Teilhubbereich anstelle der Kante 7 der Übergang 15 zwischen Düsennadelsitz 4 und Spritzlöchern 3 maßgeblich für den Strömungswiderstand der Einspritzdüse 1 ist. Die erfindungsgemäße Ringnut 8 ist bei Sitzloch-Einspritzdüsen auf Höhe der Spritzlöcher 3 angeordnet, so dass der
Einfluss des Übergangs 15 zwischen Düsennadelsitz 4 und Spritzlöchern 3 auf den Strömungswiderstand der Einspritzdüse stark reduziert wird. Der Abstand der Ringnut 8 von dem Grund 9 der Einspritzdüse 1 ist etwa gleich groß wie der Abstand von dem Grund 9 der Einspritzdüse 1 und einem Durchstoßpunkt 16 der Längsachse des Spritzlochs 3 und dem Düsennadelsitz 4. Dadurch wird, unabhängig vom Hub der Düsennadel 5, die Drosselwirkung der Einspritzdüse 1 nicht oder zumindest nicht nennenswert von der Geometrie des Übergangs 15 beeinflusst . In Fig. 4 sind die Kennlinie 12 einer Einspritzdüse 1 nach dem Stand der Technik und die Kennlinie 14 einer erfindungsgemäßen Sitzloch-Einspritzdüse 1 dargestellt .
Für die erfindungsgemäßen Sitzloch-Einspritzdüsen gilt das bezüglich der Sackloch-Einspritzdüsen oben gesagte mit den erwähnten Unterschieden entsprechend.
Alle in der Beschreibung, den nachfolgenden Ansprüchen und der Zeichnung dargestellten Merkmale können sowohl einzeln als auch in beliebiger Kombination miteinander erfindungswesentlich sein.

Claims

Ansprüche
1. Einspritzdüse (1) für Brennkraftmaschinen mit mindestens einem Spritzloch (3), mit einem Düsennadelsitz (4) und mit einer Düsennadel (5), dadurch gekennzeichnet, dass das dem Düsennadelsitz (4) zugewandte Ende der Düsennadel (5) eine Ringnut () aufweist.
2. Einspritzdüse (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Düsennadelsitz (4) kegelstumpfförmig ist.
3. Einspritzdüse (1) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Kegelwinkel des Düsennadelsitzes (4) etwa 60° beträgt.
4. Einspritzdüse (1) nach einem der Ansprüche 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass das dem Düsennadelsitz (4) zugewandte Ende der Düsennadel (5) ein Kegel ist, und dass der Kegelwinkel der Düsennnadel (5) bis zu etwa einem Grad, vorzugsweise 15 bis 30 Winkelminuten, größer als der Kegelwinkel des Düsennadelsitzes (4) ist.
5. Einspritzdüse (1) nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Ringnut (8) parallel zur Grundfläche des Kegels verläuft.
6. Einspritzdüse (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass an den Düsennadelsitz (4) ein Sackloch (2) anschließt, welches mindestens ein Spritzloch (3) aufweist.
7. Einspritzdüse (1) nach Anspruch 6 , dadurch gekennzeichnet, dass bei geschlossener Einspritzdüse (1) der Abstand des Übergangs (7) zwischen Sackloch (2) und Düsennadelsitz (4) vom Grund (9) der Einspritzdüse (1) und der Abstand der Ringnut (8) vom Grund (9) der Einspritzdüse
(1) im Wesentlichen gleich sind.
8. Einspritzdüse (1) nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Breite der Ringnut (8) etwa 0,1 mm bis 0,3 mm, vorzugsweise etwa 0,16 mm bis 0,24 mm beträgt
9. Einspritzdüse (1) nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Tiefe der Ringnut (8) etwa 0,02 mm bis 0,2 mm, vorzugsweise etwa 0,08 mm bis 0,14 mm beträgt
10. Einspritzdüse (1) nach einem der Ansprüche 6 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Sackloch (2) konisch ist.
11. Einspritzdüse (1) nach einem der Ansprüche 6 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Sackloch (2) zylindrisch ist.
12. Einspritzdüse (1) nach einem der Ansprüche 6 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass das Sackloch (2) ein Mini - Sackloch oder ein Mikro-Sackloch ist .
13. Einspritzdüse (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Düsennadelsitz (4) mindestens ein Spritzloch (3) aufweist.
14. Einspritzdüse (1) nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass bei geschlossener Einspritzdüse (1) der Abstand des Durchstoßpunkts (16) der Längsachse des oder der Spritzlöcher (3) durch den Düsennadelsitz (4) vom Grund (9) der Einspritzdüse (1) und der Abstand der Ringnut (8) vom Grund (9) der Einspritzdüse (1) im Wesentlichen gleich sind.
15. Einspritzdüse (1) nach Anspruch 13 oder 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Breite der Ringnut (8) größer, vorzugsweise etwa eineinhalb mal größer als der Durchmesser des oder der Spritzlöcher (3) ist.
16. Einspritzdüse (1) nach einem der Ansprüche 13 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Tiefe der Ringnut (8) kleiner als die Breite der Ringnut (8) ist.
17. Einspritzdüse (1) nach einem der Ansprüche 13 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass die Tiefe der Ringnut (8) etwa
0,02 mm bis 0,1 mm, vorzugsweise etwa 0,04 mm bis 0,07 mm beträgt
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