WO2001075325A1 - Schraubendruckfeder zur verwendung in einem bauteil eines kraftstoffeinspritzsystems - Google Patents

Schraubendruckfeder zur verwendung in einem bauteil eines kraftstoffeinspritzsystems Download PDF

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WO2001075325A1
WO2001075325A1 PCT/DE2001/001270 DE0101270W WO0175325A1 WO 2001075325 A1 WO2001075325 A1 WO 2001075325A1 DE 0101270 W DE0101270 W DE 0101270W WO 0175325 A1 WO0175325 A1 WO 0175325A1
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WO
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helical compression
compression spring
spring
wire
cross
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PCT/DE2001/001270
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English (en)
French (fr)
Inventor
Otto Krickau
Gerhard Auweder
Ralf Pfrommer
Original Assignee
Robert Bosch Gmbh
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Priority to US09/979,731 priority patent/US6776401B2/en
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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
    • F02M61/20—Closing valves mechanically, e.g. arrangements of springs or weights or permanent magnets; Damping of valve lift
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F1/00—Springs
    • F16F1/02—Springs made of steel or other material having low internal friction; Wound, torsion, leaf, cup, ring or the like springs, the material of the spring not being relevant
    • F16F1/04—Wound springs
    • F16F1/042—Wound springs characterised by the cross-section of the wire
    • 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
    • F02M63/0003—Fuel-injection apparatus having a cyclically-operated valve for connecting a pressure source, e.g. constant pressure pump or accumulator, to an injection valve held closed mechanically, e.g. by springs, and automatically opened by fuel pressure

Definitions

  • Helical compression spring for use in a component of a fuel injection system
  • the invention is based on a helical compression spring according to the type of claim 1.
  • a helical compression spring is known from DE 195 47 424 AI.
  • a helical compression spring is produced by winding and flattened at its ends.
  • the helical compression spring is arranged in a component of a fuel injection system and acts on a control part, for example, a valve member in a fuel injection valve.
  • a valve member has a pressure surface which is acted upon by the fuel under high pressure and which can be moved against the force of the helical compression spring by the hydraulic force thus generated, as a result of which the valve member controls the fuel injection of the combustion chamber of an internal combustion engine. Since the fuel pressure in the fuel injection valve, as it is used to inject fuel into the combustion chamber of a self-igniting internal combustion engine, is very high at up to 200 MPa, large forces act on the valve member, so that the fuel pressure in the fuel injection valve, as it is used to inject fuel into the combustion chamber of a self-igniting internal
  • Helical compression spring must apply a correspondingly large counterforce.
  • the fuel injection valve like all other components of the fuel injection system, is to be of compact construction, a helical compression spring is required which has a small winding ratio.
  • the round wire used hitherto has the disadvantage that the shear stresses on the inner area of the spring wire of the helical compression spring become relatively large under pressure, which makes it impossible to reduce the diameter of the helical compression spring below a certain value. From the document DE 195 47 102 AI a helical compression spring is known, which is made of a round wire, but the helical compression spring is slightly ground on the outside after winding. This way you can achieve less
  • Such a helical compression spring solves the problem of high pressure and the resulting opening pressure drop in fuel injectors, but the mechanical stress distribution on the inner diameter of the spring is unfavorable. To avoid high voltages, care must also be taken not to choose too small a winding ratio.
  • the helical compression spring according to the invention with the characterizing features of claim 1 has the advantage that, due to the optimized spring wire cross-section, a compressive preload of the helical compression spring does not, or only insignificantly, decrease due to wear between the wire ends and the subsequent winding and that the helical compression spring has the same external dimensions higher spring forces allowed than a helical compression spring with a circular spring wire cross-section.
  • the mutually facing sides of the spring wire are at least approximately parallel surfaces, so that at the ends of the helical compression spring between the wire ends and the subsequent winding of the spring wire a flat system is achieved, the wear and thus a decrease in the opening pressure of the fuel injector is greatly reduced.
  • the spring wire of the helical compression spring has a cross section which, starting from a rectangular cross section, is rounded at the corners and whose side forming the inside of the helical compression spring is convexly curved.
  • the helical compression spring mainly has shear stresses that do not exceed a maximum on the inside of the helical compression spring. Due to the large forces to which the helical compression spring is exposed, for example in a fuel injection valve, high shear stresses occur in the spring wire, which must not exceed certain maximum values. For this reason, the helical compression spring cannot drop below a certain length for a given opening pressure and opening stroke of the valve member of a fuel injection valve.
  • the helical compression spring according to the invention reduces the maximum shear stress, so that greater spring forces can be achieved with the same length.
  • this fact can also be used to produce a shorter helical compression spring with unchanged spring forces and the same spring constant, so that the fuel injection valve can be built correspondingly shorter.
  • a wire In order to obtain a spring with a cross-section according to the invention, a wire must be used which has a slightly different cross-section, since the cross-section of the spring wire changes during winding to the helical compression spring.
  • the side surfaces which face one another after the helical compression spring has been wound are designed to be inclined to one another. As a result of this inclination of the side surfaces, it is advantageously achieved that the side surfaces align at least approximately parallel to one another when the helical compression spring is being twisted and then have the advantages described above, without the need for expensive and time-consuming post-treatment of the helical compression spring after the winch.
  • a fuel injection system For example, m High-pressure fuel pumps There are control parts that are moved hydraulically by the fuel pressure against the force of a helical compression spring. Since it is important here - as with all components of the fuel injection system - to be as compact and space-saving as possible, the helical compression spring according to the invention can be used here advantageously.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through a fuel injection valve with a helical compression spring according to the invention
  • FIG. 2 shows an enlargement of the fuel injection valve shown in FIG. 1 in the region of the spring chamber near the valve member
  • Figure 3 shows a cross section through the spring wire of the helical compression spring
  • Figure 4 shows a cross section through the spring wire before winding the helical compression spring.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through a fuel injection valve 1 as it is used for the injection of
  • Fuel is used directly in the combustion chamber of an internal combustion engine, preferably a self-igniting internal combustion engine.
  • Em valve holding body 3 is interposed with an intermediate washer 9 by means of a clamping nut 15. braced against a valve body 12 m in the axial direction.
  • a bore 17 is formed in the valve body 12, on the end of which a valve seat 24 is formed toward the combustion chamber.
  • At least one discharge opening 26 is formed in the valve seat 24, which connects the bore 17 to the combustion chamber.
  • a valve member 20 is arranged in the bore 17, which is tapers towards the combustion chamber to form a pressure shoulder 21 and a valve sealing surface 22 merges at the end on the combustion chamber side, which cooperates with the valve seat 24 and thus controls the connection of the injection opening 26 to the bore 17
  • a radial expansion of the bore 17 forms a pressure chamber 18, which extends towards the valve seat 24 to surround the valve member 20
  • Ring channel continues The pressure chamber 18 is connected to a high-pressure connection 11 via an inlet channel 5, which runs in the valve body 12, the intermediate disk 9 and the valve holding body 3.
  • a high-pressure fuel source (not shown in the drawing) can be used to fill fuel under high pressure with the high-pressure connection 11, so that the fuel flows through the inlet channel 5 to m through the pressure chamber 18.
  • a fuel filter 7 is arranged in the inlet channel 5 is that filters out suspended matter and dirt particles from the fuel and thus ensures the proper functioning of the fuel spitting valve 1.
  • Valve member 20, facing away from the combustion chamber merges with a spring plate 30, which is arranged on intermediate plate 9 and protrudes until a spring chamber 32 formed in valve holding member 3.
  • a helical compression spring 40 is arranged in the spring chamber 32 and is arranged under prestress between the spring plate 30 and the end face of the spring chamber 32 facing away from the valve member 20.
  • the spring chamber 32 is connected via a drain channel 34 to a fuel drain system, not shown in the drawing. Due to the force of the preload, the helical compression spring 40 presses the valve plate 30 in the direction of the combustion chamber and thus also the valve member 20 with the valve sealing surface 22 against the valve seat 24. This closes the injection opening 26 and no fuel can be drawn from the pressure chamber 18 to the injection opening 26 and from there into the combustion chamber.
  • Fuel is introduced under high pressure from the high-pressure fuel source (not shown in the drawing) into the inlet channel 5 and thus also into the pressure chamber 18 via the high-pressure connection 11.
  • the high-pressure fuel source not shown in the drawing
  • Fuel pressure results in a hydraulic force on the pressure shoulder 21 of the valve member 20, which hydraulic force is directed against the force of the helical compression spring 40. Since the helical compression spring 40 is arranged under prestress in the spring chamber 32, a certain opening pressure is required so that the hydraulic force on the pressure shoulder 21 is greater than the force of the helical compression spring 40.
  • this opening pressure is reached in the pressure chamber 18, the valve member 20 moves from the combustion chamber away until it comes to rest on a stop surface formed in the intermediate disk 9.
  • the valve sealing surface 22 also lifts off the valve seat 24, and the injection opening 26 is connected to the pressure chamber 18, so that fuel is injected into the combustion chamber of the internal combustion engine. The end of the injection takes place in that no
  • FIG. 2 shows an enlargement of the fuel injection valve shown in FIG. 1 in the area of the spring chamber 32 near the combustion chamber
  • FIG. 3 shows an enlarged cross section of the spring wire of the helical compression spring 40
  • the helical compression spring 40 is characterized, among other things, by the average winding diameter D s .
  • the winding diameter D s is defined by the diameter of the helix formed by the center of the circle. This definition is not possible in the present cross-sectional shape of the spring wire, so that the center of gravity S of the spring wire cross-section is used instead of the center of the circle.
  • Another characteristic variable is the winding behavior ms w s of the helical compression spring 40. With a circular cross section of the spring wire, this is defined by the quotient of the winding diameter D s and the spring wire diameter.
  • winding ratio w s is defined here by the quotient of half the turning diameter D s / 2 and the center of gravity distance a sl des
  • the spring constant K characterizes the rigidity of the helical compression spring 40 and is defined by the ratio of the force F acting parallel to the longitudinal axis 48 on the end face of the helical compression spring 40 and the associated change in length 1 of the helical compression spring 40:
  • the spring constant K is independent of the acting force F ("Hooke's law") in the case of a resilient deformation and small changes in length 1 and, for a given geometry of the helical compression spring 40, depends only on the material of the spring wire used. Since the fuel metering valve 1, As described above, due to the combustion conditions to be optimized m the internal combustion engine injects with a very high fuel pressure, pressures of up to 200 MPa occur in the fuel injection valve 1. In order to achieve a high opening pressure of the fuel injection valve, the Consequently, helical compression spring 40 must exert a very high spring force F in order to be able to withstand the high hydraulic forces. Depending on the diameter of the valve member, spring constants of approximately 100 to 300 N / mm are therefore necessary.
  • the helical compression springs must have a very small winding ratio w s , which is in the range from 2 to 3.
  • the A The distance from the inside to the outside of the spring wire is about 2 to 7 mm.
  • K metal preferably spring steel, is used as the material for the helical compression spring 40. With significantly lower forces on the helical compression spring 40 and correspondingly smaller spring constants K, it is also possible not to manufacture the helical compression spring 40 from metal, but instead, for example, from a plastic.
  • the helical compression spring 40 has a winding height H, which defines st as the distance between the center of gravity S of two successive turns of the spring wire measured in the m direction of the longitudinal axis 48 of the helical compression spring 40.
  • the winding height H is at least approximately constant in the central region of the helical compression spring 40. In order to achieve a flat contact surface on the end face of the helical compression spring 40, the winding height H is reduced at the end of the helical compression spring 40 hm until the spring wire on
  • the spring wire of the helical compression spring 40 has a cross section which corresponds to a rectangle with rounded corners, the inner surface 46 of which forms the inside of the helical compression spring 40 and is curved outwards.
  • the outer surface 44 of the helical compression spring 40 is flattened, so that the helical compression spring 40 has a smaller outer diameter than that of a spring of the same spring constant K and a circular spring wire cross would be the case.
  • de helical compression spring 40 requires less space in the valve holding body 1, so that the fuel injection valve can be made somewhat slimmer overall.
  • the strong bulge on the inside 46 means that the distance between the inside 46 and the center of area S of the wire is increased.
  • the stresses in the area of the inside 46 of the helical compression spring 40 m can advantageously be reduced, which, with the same spring constant K, makes a shorter length of the helical compression spring 40 possible in comparison with a helical compression spring with a circular spring wire cross section.
  • the radius of curvature R at the transition from the side surface 42 to the outer surface 44 of the spring wire, as shown in FIG. 3, is approximately 20 to 40% of the distance a between the two side surfaces 42. In contrast to a sharp-edged transition between the side surface 42 and the outer surface 44 an excessive voltage is avoided at this point without the spring constant K noticeably decreasing as a result.
  • a spring wire with a specific cross-sectional contour must be wound in accordance with the requirements for the helical compression spring 40.
  • Figure 4 the cross section of a corresponding spring wire is shown.
  • the cross-sectional area of the spring wire differs from the cross-sectional area of the fully wound helical compression spring 40 shown in FIG. 3, since the spring wire is clearly deformed due to the small winding ratio w ⁇ during the winding process.
  • the side surfaces 42 of the spring wire are formed inclined to one another before the helical compression spring 40 is wound. Only results from the winding process and the associated plastic deformation of the spring wire there is a parallelism of the side surfaces 42 and also a flattening of the outer surface 44 of the spring wire.
  • the cross-sectional contour of the spring wire before winding the helical compression spring 40 is composed of a large number of circular arc sections, the circular arc sections having different radii and center points.
  • five different radii R to R 5 are indicated by arrows, the length of the arrows being the order of magnitude of the ratio of the radii to each other

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Abstract

Schraubendruckfeder (40) zur Verwendung in einem Bauteil eines Kraftstoffeinspritzsystems, beispielsweise in einem Bauteil in Form eines Kraftstoffeinspritzventils (1), welche Schraubendruckfeder (40) einen Querschnitt des Federdrahts aufweist, der einem Rechteck entspricht, bei dem die Ecken abgerundet sind und die die Innenseite der Schraubendruckfeder (40) bildende Innenfläche (46) stark nach außen gewölbt ist. Durch diese Querschnittskontur des Federdrahts werden die Scherspannungen bei Belastung der Schraubendruckfeder (40) verringert, wodurch sich diese bei gleicher Federkonstante (K) kürzer bauen läßt. Die einander in der Schraubendruckfeder (40) zugewandten Seitenflächen (42) des Federdrahts sind zumindest annähernd parallel zueinander ausgebildet, so daß sie an den Enden der Schraubendruckfeder (40) durch die dort verminderte Schraubenhöhe (H) flächig aneinander anliegen. Dadurch wird ein Abfall der Federkraft bei vorgespannter Schraubendruckfeder (40) vermieden.

Description

Schraubendruckfeder zur Verwendung m einem Bauteil eines Kraftstoffemspr tzsystems
Stand der Technik
Die Erfindung geht von einer Schraubendruckfeder nach der » Gattung des Patentanspruchs 1 aus . Eine solche Schraubendruckfeder ist aus der Schrift DE 195 47 424 AI bekannt. Aus einem Federdraht, der einen kreisrunden Querschnitt aufweist, wird durch Wickeln eine Schraubendruckfeder hergestellt und an ihren Enden abgeflacht. Die Schraubendruckfeder ist m einem Bauteil eines Kraftstoffemspritzsystems angeordnet und beaufschlagt ein Steuerteil, beispielsweise em Ventilglied m einem Kraftstoffemspπtzventil . E solches Ventilglied weist eine Druckflache auf, die von dem unter hohem Druck stehenden Kraftstoff beaufschlagt ist und die durch die so erzeugte hydraulische Kraft entgegen der Kraft der Schraubendruckfeder bewegt werden kann, wodurch das Ventilglied die Kraftstoffeinspritzung den Brennraum einer Brennkraftmaschine steuert . Da der Kraftstoffdruck im Kraftstoffemspritzventil , wie es zur Einspritzung von Kraftstoff den Brennraum einer selbstzündenden Brennkraftmaschine verwendet wird, mit bis zu 200 MPa sehr hoch ist, wirken auf das Ventilglied große Kräfte, so daß die
Schraubendruckfeder eine entsprechend große Gegenkraft aufbringen muß. Da andererseits das Kraftstoffemspritzventil ebenso wie alle anderen Komponenten des Kraftstoffemspritzsystems kompakt gebaut sein soll, ist eine Schraubendruckfe- der notig, die em kleines Wickelverhaltnis aufweist. Der bisher verwendete Runddraht weist dabei den Nachteil auf, daß die Scherspannungen am inneren Bereich des Feder- drahts der Schraubendruckfeder bei Druckbeanspruchung rela- tiv groß werden, was eine Verkleinerung des Durchmessers der Schraubendruckfeder unter einen bestimmten Wert unmöglich macht. Aus der Schrift DE 195 47 102 AI ist eine Schraubendruckfeder bekannt, die aus einem Runddraht gefertigt ist, jedoch wird die Schraubendruckfeder nach dem Wickeln außen etwas abgeschliffen. Dadurch erreicht man bei geringerem
Durchmesser nahezu die gleiche Federkonstante, da der äußere Bereich der Schraubendruckfeder keine großen Spannungen erfährt und somit kaum etwas zur gesamten Steifigkeit der Schraubendruckfeder beiträgt, jedoch bleibt der Nachteil, daß die Spannungen an der Innenseite der Schraubendruckfeder groß sind. Darüber hinaus hat diese wie alle Runddrahtfedern den Nachteil, daß die Vorspannung der Schraubendruckfeder mit der Zeit nachläßt und damit der Öffnungsdruck des Ven- tilgliedes absinkt. Dies kommt dadurch zustande, daß am Ende der Schraubendruckfeder eine ebene, senkrecht zur Längsachse der Schraubendruckfeder ausgerichtete Anlagefläche ausgebildet sein muß. Die letzten beiden Windungen der Schraubendruckfeder kommen so auf einem Te l ihrer Lange aneinander zur Anlage, so daß der Federdraht der vorletzten Windung ei- ne Linienberührung zum Federdraht der letzten Windung aufweist. Durch diese Pressung entstehen lokal große mechanische Spannungen, die Verbindung mit Relativbewegungen Schwingungsverschleiß der Schraubendruckfeder an dieser Stelle hervorrufen können. Dies führt dort zu einer Abfla- chung des Federdrahts, bis eine flächige Berührung der betreffenden Federwindungen erreicht ist. Dadurch verkürzt sich die Schraubendruckfeder etwas, und der Öffnungsdruck des Kraftstoffemspπtzventils sinkt aufgrund der abfallenden Vorspannung der Schraubendruckfeder ab. Aus dem Stand der Technik sind weiterhin Schraubendruckfedern mit rechteckigem Federdrahtquerschnitt bekannt, beispielsweise durch die Schrift DE 37 01 016 A. Eine solche Schraubendruckfeder löst zwar das Problem der hohen Pressung und des dadurch abfallenden Öffnungsdrucks bei Kraftstoffeinspritzventilen, jedoch ist die mechanische Spannungsverteilung am Federinnendurchmesser ungünstig. Um hohe Spannungen zu vermeiden muß auch hier darauf geachtet werden, das Wickelverhältnis nicht zu klein zu wählen.
Vorteile der Erfindung
Die erfindungsgemäße Schraubendruckfeder mit den kennzeichnenden Merkmalen des Patentanspruchs 1 weist demgegenüber den Vorteil auf, daß aufgrund des optimierten Federdrahtquerschnitts eine Druckvorspannung der Schraubendruckfeder nicht oder nur unwesentlich durch Verschleiß zwischen den Drahtenden und der daran jeweils anschließenden Windung absinkt und daß die Schraubendruckfeder bei gleichen Außen- abmessungen höhere Federkräfte erlaubt als eine Schraubendruckfeder mit kreisrundem Federdrahtquerschnitt . Die einander zugewandten Seiten des Federdrahts sind zumindest annähernd parallel zueinander ausgebildete Flächen, so daß an den Enden der Schraubendruckfeder zwischen den Drahtenden und der daran anschließenden Windung des Federdrahts eine flächige Anlage erreicht wird, die Verschleiß und damit ein Absinken des Öffnungsdrucks des Kraftstoffeinspritzventils stark vermindert .
In einer vorteilhaften Ausgestaltung weist der Federdraht der Schraubendruckfeder einen Querschnitt auf, der ausgehend von einem rechteckigen Querschnitt an den Ecken gerundet ist und dessen die Innenseite der Schraubendruckfeder bildende Seite konvex gewölbt ist . Beim Zusammenpressen der Schrau- bendruckfeder und zusätzlich durch die Vorspannung treten in der Schraubendruckfeder hauptsächlich Scherspannungen auf, die an der Innenseite der Schraubendruckfeder maximal s nd Aufgrund der großen Kräfte, der die Schraubendruckfeder beispielsweise m einem Kraftstoffemspritzventil ausgesetzt ist, treten im Federdraht hohe Scherspannungen auf, die bestimmte Höchstwerte nicht überschreiten dürfen. Deshalb kann die Schraubendruckfeder bei vorgegebenem Öffnungsdruck und Öffnungshub des Ventilgliedes eines Kraftstoffemspritzven- t ls eine bestimmte Lange nicht unterschreiten. Durch die erfindungsgemäße Schraubendruckfeder wird aufgrund des veränderten Querschnitts die maximale Scherspannung reduziert, so daß bei gleicher Länge größere Federkräfte erreichbar sind. Alternativ kann dieser Umstand auch dazu genutzt werden, bei unveränderten Federkräften und gleicher Federkon- stante eine kürzere Schraubendruckfeder herzustellen, so daß sich das Kraftstoffemspritzventil entsprechend kurzer bauen läßt.
Um eine Feder mit erfindungsgemäßem Querschnitt zu erhalten, muß em Draht verwendet werden, der einen etwas davon verschiedenen Querschnitt aufweist, da sich der Querschnitt des Federdrahtes beim Winden zur Schraubendruckfeder ändert . Beim erfindungsgemäßen Federdraht sind die Seitenflächen, die nach dem Winden der Schraubendruckfeder einander zuge- wandt sind, zueinander geneigt ausgebildet. Durch diese Neigung der Seitenflächen wird m vorteilhafter Weise erreicht, daß sich die Seitenflächen beim Winden der Schraubendruckfeder zumindest annähernd parallel zueinander ausrichten und dann die oben beschriebenen Vorteile aufweisen, ohne daß ei- ne teuere und aufwendige Nachbehandlung der Schraubendruckfeder nach dem Winden notig wäre.
Es kann auch vorgesehen sein, d e erfmdungsgemaße Schraubendruckfeder an einem anderen Bauteil eines Kraftstoff- emspritzsystems einzusetzen. Beispielsweise sind auch m Kraftstoffhochdruckpumpen Steuerteile vorhanden, die hydraulisch vom Kraftstoffdruck entgegen der Kraft einer Schraubendruckfeder bewegt werden. Da es hier — wie bei allen Bauteilen des Kraftstoffemspritzsystems — wichtig ist, mόg- liehst kompakt und platzsparend zu bauen, kann die erfin- dungsgemaße Schraubendruckfeder hier m vorteilhafter Weise eingesetzt werden.
Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen des Gegen- Standes der Erfindung sind der Zeichnung, der Beschreibung und den Ansprüchen entnehmbar .
Zeichnung
In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemäßen Schraubendruckfeder dargestellt . Es zeigt die
Figur 1 einen Längsschnitt durch em Kraftstoffemspritzventil mit einer erfindungsgemäßen Schraubendruckfeder,
Figur 2 eine Vergrößerung des m Figur 1 dargestellten Kraftstoffemspritzventils im ventilgliednahen Bereich des Federraums,
Figur 3 einen Querschnitt durch den Federdraht der Schraubendruckfeder und
Figur 4 einen Querschnitt durch den Federdraht vor dem Winden der Schraubendruckfeder.
Beschreibung des Ausführungsbeispiels
In Figur 1 ist em Längsschnitt durch em Kraftstoffem- spπtzventil 1 dargestellt, wie es zur Einspritzung von
Kraftstoff direkt m den Brennraum einer Brennkraftmaschine verwendet wird, vorzugsweise einer selbstzündenden Brennkraftmaschine . Em Ventilhaltekorper 3 ist unter Zwischenlage einer Zwischenscheibe 9 mittels einer Spannmutter 15 ge- gen einen Ventilkorper 12 m axialer Richtung verspannt . Im Ventilkorper 12 ist eine Bohrung 17 ausgebildet, an deren dem Brennraum zugewandten Ende e Ventilsitz 24 ausgebildet ist Im Ventilsitz 24 ist wenigstens eine Emspπtzoffnung 26 ausgebildet, die die Bohrung 17 mit dem Brennraum verbindet In der Bohrung 17 ist e Ventilglied 20 angeordnet, das sich dem Brennraum zu unter Bildung einer Druckschulter 21 verjüngt und am brennraumseitigen Ende eine Ventil- d chtflache 22 übergeht, die mit dem Ventilsitz 24 zusammen- wirkt und so die Verbindung der Emspπtzoffnung 26 zur Bohrung 17 steuert
Im Bereich der Druckschulter 21 ist durch eine radiale Erweiterung der Bohrung 17 e Druckraum 18 gebildet, der sich dem Ventilsitz 24 zu als em das Ventilglied 20 umgebender
Ringkanal fortsetzt Der Druckraum 18 ist über einen Zulaufkanal 5, der im Ventilkorper 12, der Zwischenscheibe 9 und dem Ventilhaltekorper 3 verlauft, mit einem Hochdruckanschluß 11 verbunden. Über eine m der Zeichnung nicht darge- stellte Kraftstoffhochdruckquelle kann Kraftstoff unter hohem Druck m den Hochdruckanschluß 11 eingefüllt werden, so daß der Kraftstoff über den Zulaufkanal 5 bis m den Druckraum 18 fließt Dabei kann es vorgesehen sein, daß im Zulaufkanal 5 em Kraftstoffllter 7 angeordnet ist, das Schwebstoffe und Schmutzpartikel aus dem Kraftstoff herausfiltert und so d e einwandfreie Funktion des Kraftstoffe - spπtzventils 1 sicherstellt.
Das Ventilglied 20 geht dem Brennraum abgewandt einen Fe- derteller 30 über, der der Zwischenscheibe 9 angeordnet ist und bis m einen im Ventilhaltekorper 3 ausgebildeten Federraum 32 ragt. Im Federraum 32 ist eine Schraubendruckfeder 40 angeordnet, die unter Vorspannung zwischen dem Federteller 30 und der dem Ventilglied 20 abgewandten Stirn- seite des Federraums 32 angeordnet ist Der Federraum 32 ist dabei über einen Ablaufkanal 34 mit einem in der Zeichnung nicht dargestellten Kraftstoffablaufsystem verbunden. Durch die Kraft der Vorspannung drückt die Schraubendruckfeder 40 den Ventilteller 30 in Richtung des Brennraums und damit auch das Ventilglied 20 mit der Ventildichtfläche 22 gegen Ventilsitz 24. Hierdurch wird die Einspritzöffnung 26 verschlossen, und es kann kein Kraftstoff aus dem Druckraum 18 zur Einspritzöffnung 26 und von dort in den Brennraum gelangen.
Die Funktionsweise des Kraftstoffeinspritzventils ist wie folgt: Über den Hochdruckanschluß 11 wird Kraftstoff unter hohem Druck aus der in der Zeichnung nicht dargestellten Kraftstoffhochdruckquelle in den Zulaufkanal 5 und damit auch in den Druckraum 18 eingeführt. Durch den steigenden
Kraftstoffdruck ergibt sich eine hydraulische Kraft auf die Druckschulter 21 des Ventilgliedes 20, welche hydraulische Kraft entgegen der Kraft der Schraubendruckfeder 40 gerichtet ist. Da die Schraubendruckfeder 40 unter Vorspannung im Federraum 32 angeordnet ist, ist ein bestimmter Öffnungsdruck erforderlich, damit die hydraulische Kraft auf die Druckschulter 21 größer wird als die Kraft der Schraubendruckfeder 40. Ist dieser Öffnungsdruck im Druckraum 18 erreicht, bewegt sich das Ventilglied 20 vom Brennraum weg, bis es an einer in der Zwischenscheibe 9 ausgebildeten Anschlagfläche zur Anlage kommt. Dadurch hebt auch die Ventildichtfläche 22 vom Ventilsitz 24 ab, und die Einspritzöffnung 26 wird mit dem Druckraum 18 verbunden, so daß Kraftstoff in den Brennraum der Brennkraftmaschine eingespritzt wird. Das Ende der Einspritzung erfolgt dadurch, daß kein
Kraftstoff mehr aus dem Kraftstoffhochdrucksystem in den Zulaufkanal 5 eingeführt wird und so der Kraftstoffdruck im Druckraum 18 abfällt, bis die hydraulische Kraft auf die Druckschulter 21 kleiner wird als die Kraft der Schrauben- druckfeder 40. Das Ventilglied 20 wird nun wieder durch die Kraft der Schraubendruckfeder 40 Richtung auf den Brennraum bewegt, bis die Ventild chtflache 22 am Ventilsitz 24 zur Anlage kommt und die E spritzoffnung 26 verschließt.
In Figur 2 ist eine Vergrößerung des Figur 1 dargestellten Kraftstoffemspritzventils im brennraumnahen Bereich des Federraums 32 gezeigt, und Figur 3 zeigt einen vergrößerten Querschnitt des Federdrahts der Schraubendruckfeder 40
Die Schraubendruckfeder 40 wird unter anderem charakterisiert durch den mittleren Windungsdurchmesser Ds . Bei kreisrundem Drahtquerschnitt ist der Windungsdurchmesser Ds definiert durch den Durchmesser der durch die Kreismittelpunkte gebildeten Helix. Diese Definition ist bei der vorliegenden Querschmttsform des Federdrahts nicht möglich, so daß statt des Kre smittelpunkts der Flachenschwerpunkt S des Feder- drahtquerschnitts verwendet wird.
Eine weitere charakteristische Große ist das Wickelverhalt- ms ws der Schraubendruckfeder 40 Dieses ist bei kreisrundem Querschnitt des Federdrahts definiert durch den Quotienten aus Windungsdurchmesser Ds und Federdrahtdurchmesser.
Auch diese Definition muß beim vorliegenden Federdrahtquerschnitt modifiziert werden, so daß das Wickelverhaltnis ws hier definiert ist durch den Quotienten aus dem halben W - dungsdurchmesser Ds/2 und dem Schwerpunktsabstand asl des
Flachenschwerpunkts S von der Innenflache 46 der Schraubendruckfeder 40:
D= / 2 =
Je kleiner der Windungsdurchmesser Ds und e großer der Schwerpunktsabstand asι, desto kleiner ist das Wickelverhaltnis ws und desto größer ist die Federkonstante K der Schraubendruckfeder 40. Die Federkonstante K charakterisiert die Steifigkeit der Schraubendruckfeder 40 und ist definiert durch das Verhältnis der parallel zur Längsachse 48 auf die Stirnseite der Schraubendruckfeder 40 wirkenden Kraft F und der zugehörigen Längenanderung 1 der Schraubendruckfeder 40:
F
K Δl
Die Federkonstante K ist bei rem elastischer Verformung und bei kleinen Längenänderungen 1 unabhängig von der einwirkenden Kraft F („Hooke' sches Gesetz") und hängt bei gegebener Geometrie der Schraubendruckfeder 40 nur vom verwendeten Material des Federdrahts ab. Da em Kraftstoffemspπtzven- til 1, wie es weiter oben beschrieben ist, aufgrund der zu optimierenden Verbrennungsbedingungen m der Brennkraftma- sch e mit einem sehr hohen Kraftstoffdruck einspritzt, treten m Kraftstoffemspritzventil 1 Drücke von bis zu 200 MPa auf. Um einen hohen Öffnungsdruck des Kraftstoffemspπtz- ventils zu erreichen, muß die Schraubendruckfeder 40 folglich eine sehr hohe Federkraft F aufbringen, um den hohen hydraulischen Kräften widerstehen zu können. Je nach Durchmesser des Ventilglieds sind deshalb Federkonstanten von etwa 100 bis 300 N/mm nötig. Um dies zu erreichen, müssen die Schraubendruckfedern em sehr kleines Wickelverhältnis ws aufweisen, das im Bereich von 2 bis 3 liegt. Der Abstand von Innen- zur Außenseite des Federdrahts beträgt etwa 2 bis 7 mm. Als Material für die Schraubendruckfeder 40 wird aufgrund der hohen Federkonstanten K Metall verwendet, Vorzugs- weise Federstahl. Bei deutlich niedrigeren Kräften auf die Schraubendruckfeder 40 und entsprechend kleinerer Federkonstanten K ist es auch möglich, die Schraubendruckfeder 40 nicht aus Metall zu fertigen, sondern beispielsweise aus einem Kunststoff . Die Schraubendruckfeder 40 weist eine Windungshöhe H auf, die definiert st als der m Richtung der Langsachse 48 der Schraubendruckfeder 40 gemessene Abstand der Flächenschwer- punkte S zweier aufeinander folgender Windungen des Federdrahts. Die Windungshöhe H ist im mittleren Bereich der Schraubendruckfeder 40 zumindest annähernd konstant. Um an der Stirnfläche der Schraubendruckfeder 40 eine plane Anlagefläche zu erreichen, wird zum Ende der Schraubendruckfeder 40 hm die Windungshöhe H reduziert, bis der Federdraht am
Federdraht der vorhergehenden Windung anliegt. Ab diesem Federanlagepunkt 50 erfolgt noch etwa e ne weitere volle Windung des Federdrahts. Dieser wird anschließend abgeschliffen, um eine zur Längsachse 48 der Schraubendruckfeder 40 senkrechte Anlagefläche zu erreichen.
Durch die Anlage der Seitenfläche 42 der letzten Windung des Federdrahts an der Seitenfläche 42 der vorhergehenden Windung kommt es beim Zusammenpressen der Schraubendruckfeder 40 zu hohen mechanischen Spannungen m diesem Bereich. Durch die flachen und zueinander parallelen Seitenflächen 42 ergibt sich jedoch eine moderate Flächenpressung, so daß Verschleiß der Schraubendruckfeder 40 vermieden wird. Der Verschleiß konnte zu einem störenden Abfall der Vorspannung führen und damit zu einem unzulässigen Abfall des Öffnungsdrucks des Kraftstoffemspritzventils .
Der Federdraht der Schraubendruckfeder 40 weist einen Querschnitt auf, der einem Rechteck mit abgerundeten Ecken ent- spricht, dessen die Innenseite der Schraubendruckfeder 40 bildende Innenflache 46 nach außen gewölbt ist. Dabei ist die Außenfläche 44 der Schraubendruckfeder 40 abgeflacht ausgebildet, so daß die Schraubendruckfeder 40 einen geringeren Außendurchmesser aufweist als dies bei einer Feder derselben Federkonstanten K und kreisrundem Federdrahtquer- schnitt der Fall wäre. Dadurch benötigt d e Schraubendruckfeder 40 weniger Platz im Ventilhaltekorper 1, so daß sich das Kraftstoffemspritzventil insgesamt etwas schlanker gestalten läßt.
Die starke Auswölbung an der Innenseite 46 führt dazu, daß der Abstand der Innenseite 46 zum Flächenschwerpunkt S des Drahtes vergrößert wird. Dadurch können die Spannungen im Bereich der Innenseite 46 der Schraubendruckfeder 40 m vor- te lhafter Weise reduziert werden, was bei gleicher Federkonstante K eine im Vergleich zu einer Schraubendruckfeder mit kreisrundem Federdrahtquerschnitt kürzere Länge der Schraubendruckfeder 40 möglich macht.
Der Rundungsradius R am Übergang der Seitenfläche 42 zur Außenfläche 44 des Federdrahts, wie er m Figur 3 eingezeichnet ist, beträgt etwa 20 bis 40 % des Abstands a der beiden Seitenflächen 42. Dadurch wird im Gegensatz zu einem scharfkantigen Übergang zwischen Seitenfläche 42 und Außenfläche 44 eine Spannungsüberhöhung an dieser Stelle vermieden, ohne daß d e Federkonstante K merklich dadurch abnimmt.
Um eine erfindungsgemäße Schraubendruckfeder 40 herstellen zu können, muß em Federdraht mit einer bestimmten Quer- schnittskontur entsprechend den Anforderungen an die Schraubendruckfeder 40 gewunden werden. In Figur 4 ist der Querschnitt eines entsprechenden Federdrahtes dargestellt. Der Flächenquerschnitt des Federdrahts unterscheidet sich von dem m Figur 3 gezeigten Flächenquerschnitt der fertig ge- wickelten Schraubendruckfeder 40, da s ch der Federdraht aufgrund des kleinen Wickelverhältnisses wΞ beim Windeprozeß deutlich verformt. Die Seitenflächen 42 des Federdrahts sind vor dem Winden der Schraubendruckfeder 40 zueinander geneigt ausgebildet . Erst durch den Windeprozeß und den damit ver- bundenen plastischen Verformungen des Federdrahts ergibt sich eine Parallelität der Seitenflächen 42 und auch eine Abflachung der Außenflache 44 des Federdrahts.
Die Querschnittskontur des Federdrahts vor dem Winden der Schraubendruckfeder 40 ist aus einer Vielzahl von Kreisbogenabschnitten zusammengesetzt, wobei die Kreisbogenabschnitte unterschiedliche Radien und Mittelpunkte aufweisen In Figur 4 sind fünf verschiedene Radien R bis R5 durch Pfeile angedeutet, wobei die Lange der Pfeile die Großenord- nung des Verhältnisses der Radien zueinander andeuten soll

Claims

Ansprüche
1. Schraubendruckfeder (40) zur Verwendung in einem Bauteil (1) eines Kraftstoffemspritzsystems , welche Schraubendruckfeder (40) aus einem gewundenen Federdraht besteht, der eine gerundete Außenkontur aufweist, wobei die Schraubendruckfeder (40) eine Längsachse (48) aufweist und mit einer Stirnseite ein Steuerteil (20) beauf- schlagt, welches Steuerteil (20) durch hydraulischen
Druck entgegen der Kraft der Schraubendruckfeder (40) beweglich ist, dadurch gekennzeichnet, daß die einander zugewandten Seitenflächen (42) des Federdrahts der Schraubendruckfeder (40) zumindest auf einem Teil ihrer Fläche zumindest annähernd parallel zueinander sind.
2. Schraubendruckfeder nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnittsflache des Federdrahts in radialer Richtung bezüglich der Längsachse (48) der Schraubendruckfeder (40) eine größere Erstreckung aufweist als in Richtung der Längsachse (48) der Schraubendruckfeder (40) .
3. Schraubendruckfeder nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnittskontur des Federdrahts an der die Außenseite der Schraubendruckfeder (40) bildenden Au- ßenflache (44) abgeflacht ist, so daß die Außenfläche
(44) zumindest annähernd parallel zur Längsachse (48) der Schraubendruckfeder (40) ausgebildet ist.
4. Schraubendruckfeder nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnittskontur des Federdrahts zumindest näherungsweise einem Rechteck entspricht, dessen Ecken abgerundet sind und dessen die Innenfläche (46) der Schraubendruckfeder (40) bildende Seite konvex ausgebeult ist .
5. Schraubendruckfeder (40) nach Anspruch 1, dadurch gekenn- zeichnet, daß der Flächenschwerpunkt (S) der Querschnittsfläche des Federdrahts zur Innenfläche (46) des Federdrahts einen größeren Abstand hat als zur Außenfläche (44) des Federdrahts.
6. Schraubendruckfeder (40) nach einem der vorstehenden An- sprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Schraubendruckfeder (40) ein Wickelverhältnis (ws) aufweist, das kleiner als 5 ist.
7. Schraubendruckfeder (40) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Windungshöhe (H) der Schraubendruckfeder (40) zumindest im mittleren Abschnitt der Schraubendruckfeder (40) zumindest annähernd konstant ist.
8. Schraubendruckfeder (40) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Bauteil ein Kraftstoffeinspritzventil (1) ist.
9. Schraubendruckfeder nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerteil ein Ventilglied (20) ist.
10. Schraubendruckfeder nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Bauteil eine Kraftstoffpumpe ist.
11. Schraubendruckfeder nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerteil ein Stößel ist.
12. Federdraht zur Herstellung einer Schraubendruckfeder (40) zur Verwendung in einem Bauteil eines Kraftstoffein- spritzsystems, wobei die Schraubendruckfeder (40) eine Längsachse (48) aufweist und mit einer Stirnseite ein bewegliches Steuerteil (20) beaufschlagt, welches Steuerteil (20) durch hydraulischen Druck entgegen der Kraft der Schraubendruckfeder (40) beweglich ist, dadurch gekennzeichnet, daß der Federdraht eine Querschnittskontur aufweist, die aus einer Vielzahl von Kreisbogenabschnit- ten zusammengesetzt ist, wobei die Kreisbogenabschnitte wenigstens zwei verschiedene Radien aufweisen.
13. Federdraht nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß die nach dem Winden zur Schraubendruckfeder (40) einander zugewandten Seiten des Federdrahts zumindest auf einem
Teil ihrer Länge zumindest annähernd parallel zueinander sind.
14. Federdraht nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnittskontur des Federdrahts an der die Außen- seite der Schraubendruckfeder (40) bildenden Seite abgeflacht ist.
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