WO2008148633A1 - Hydraulikventil für einen kraftstoffinjektor - Google Patents

Hydraulikventil für einen kraftstoffinjektor Download PDF

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WO2008148633A1 PCT/EP2008/056096 EP2008056096W WO2008148633A1 WO 2008148633 A1 WO2008148633 A1 WO 2008148633A1 EP 2008056096 W EP2008056096 W EP 2008056096W WO 2008148633 A1 WO2008148633 A1 WO 2008148633A1
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Holger Rapp
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Robert Bosch Gmbh
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    • F02M63/02—Fuel-injection apparatus having several injectors fed by a common pumping element, or having several pumping elements feeding a common injector; Fuel-injection apparatus having provisions for cutting-out pumps, pumping elements, or injectors; Fuel-injection apparatus having provisions for variably interconnecting pumping elements and injectors alternatively
    • F02M63/0225—Fuel-injection apparatus having a common rail feeding several injectors ; Means for varying pressure in common rails; Pumps feeding common rails

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic valve according to the preamble of patent claim 1.
  • Fig. 2a shows a conventional hydraulic valve 101, in which a valve sleeve 102 is guided with a constant inner diameter between a closed and an open valve position on a guide pin 103 fixed on one side with a constant outer diameter. More precisely, the valve sleeve 102 is guided on the free bolt end 103 a of the guide pin 103, the low Game or guide gap (usually 1 to a few microns) is fitted into the inner bore 104 of the valve sleeve 102.
  • the valve sleeve 102 has on its one, in Fig. 2 bottom face a sealing edge 105. If the valve sleeve 102, for example, pressed by a spring, not shown in Fig.
  • valve piece 106 which includes a supply 107 for a pressurized hydraulic fluid, so seals the sealing edge 105 within the inner bore 104 between free bolt end 103 a and valve member 106 formed from the pressure chamber 108 to the outside against a low-pressure environment 109, without that in this closed valve position, the pressurized hydraulic fluid axial forces on the valve sleeve 102 exerts.
  • Valve sleeve 102 and guide pin 103 existing guide gap is connected at its end remote from the pressure chamber 108 to the low pressure environment 109 and shown in Fig. 2 in comparison to the other dimensions deliberately disproportionately large.
  • the guide pin 103 is supported on a housing-fixed abutment 110.
  • valve sleeve 102 If the valve sleeve 102 is pulled upwardly into its open valve position by a magnetic circuit not shown in FIG. 2, it lifts off from the valve piece 106 and the hydraulic fluid can flow out to the low-pressure environment 109.
  • This leakage current is extremely undesirable, because it does not contribute to the function of the hydraulic valve 101 and only increases the requirements for a high pressure generating high-pressure pump and the thermal load of the hydraulic valve 101 and return system.
  • Leakage current should therefore be kept as low as possible, which is prevented by the described effect of gap widening.
  • Common measures for restricting the leakage flow are the smallest possible seat diameter of the valve sleeve and the longest possible guidance. However, both measures are set narrow limits by the available production technology or by the available space, so that the leakage current can not be satisfactorily reduced.
  • the advantage of the hydraulic valve according to the invention is that the disproportionate with increasing pressure increase of the leakage current through the guide gap between the valve sleeve and guide pin is omitted. This reduces the required size of the high-pressure pump and the thermal load on the hydraulic valve and return system. In return, the efficiency of the connected hydraulic system or fuel injector increases.
  • Fig. 1 shows a longitudinal section of the hydraulic valve according to the invention of a fuel injector in the pressureless state (Fig. 1 a) and under high pressure
  • FIG. 1 b is a longitudinal section of a prior art hydraulic valve in the pressureless
  • a valve sleeve 2 is displaceably guided on a guide pin 3 fastened on one side between a closed and an open valve position. More specifically, the valve sleeve 2 is guided on the free pin end 3a of the guide pin 3, which is fitted with a small clearance or guide gap (about 1 to a few microns) in the inner bore 4 of the valve sleeve 2.
  • the valve sleeve 2 has on its one, in Fig. 1 lower end face on a sealing edge 5. If the valve sleeve 2 is e.g. pressed by a spring, not shown in Fig.
  • valve piece 6 which includes a supply 7 for a pressurized hydraulic fluid
  • the sealing edge 5 seals the pressure chamber 8 formed within the inner bore 4 between the free pin end 3a and valve piece 6 to the outside against a low-pressure environment 9 from without in this closed valve position
  • the pressurized hydraulic fluid exerts axial forces on the valve sleeve 2.
  • the existing between the valve sleeve 2 and guide pin 3 guide gap is connected at its end remote from the pressure chamber 8 to the low pressure environment 9 and shown in Fig. 1 in comparison to the other dimensions deliberately disproportionately large, to illustrate the operation of the invention.
  • the guide pin 3 At its other end of the bolt 3b, the guide pin 3 is supported on a relative to the environment and thus also against the valve member 6 fixed to the housing abutment 10.
  • valve sleeve 2 If the valve sleeve 2 is pulled upward into the open valve position by a magnetic circuit, not shown in FIG. 1, the valve sleeve 2 lifts off from the valve piece 6, and the hydraulic fluid can flow out to the low-pressure environment 9.
  • the guide pin 3 and the inner bore 4 of the valve sleeve 2 are not cylindrical as in Fig. 2, but taper slightly tapered with the same cone angle ß of eg about 2 ° each in the direction of the fixed bolt end 3b. This results in the pressureless state (Fig. 1a) over the guide length of the same gap height course as in the illustrated in Fig. 2a hydraulic valve 101 according to the prior art.
  • the difference between the guide diameters At the pressure chamber side end and the pressure chamber facing away from the end of the guide gap may well be significantly larger than the guide game itself.
  • the cone angle ß is so small to choose that when opening the valve sleeve 2 by the valve lift (order 20- 40 microns) is still no significant change of the gap cross section results and in particular the leadership function is maintained undiminished.
  • the guide pin 3 and the inner bore 4 of the valve sleeve 2 may also have curved surfaces which taper in the direction of the fixed bolt end 3b.
  • the hydraulic valve 1 is integrated with an internal combustion engine fuel injector 20 which is commonly used in an engine having a plurality of cylinders, and each such cylinder is associated with such an injector (fuel injection valve) 20.
  • the injector 20 has in a conventional manner a protruding into a cylinder combustion chamber of the internal combustion engine, not shown here injector and the injection nozzle depending on the pressure in a control chamber 21 opening and closing, here indicated only to a small extent nozzle needle 22.
  • the control chamber 21 is connected via an inlet throttle 23 to a high pressure feed line (high pressure side) 24 of the fuel and connected via the supply (drain throttle) 7 of the valve member 6 to the pressure chamber 8 of the hydraulic valve 1. This coming from the control chamber 21 feed 7 opens into the pressure chamber 8.
  • the nozzle needle 22 is guided to form the control chamber 21 in the valve member 6, in which the inlet throttle 23 is provided.
  • the high-pressure feed line 24 is connected to a high-pressure accumulator (common rail), not shown, and the low-pressure environment (low pressure side) 9 with a leak oil drain.
  • the hydraulic valve 1 serves to control the injection process by either opening or blocking the connection of the control chamber 21 with the low-pressure side 9.

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Abstract

Bei einem Hydraulikventil (1) mit einer Ventilhülse (2), die auf einem einseitig befestigten Führungsbolzen (3) zwischen einer geschlossenen und einer offenen Ventilstellung verschiebbar geführt ist, und mit einer Druckkammer (8), die innerhalb der Ventilhülse (2) durch das freie Ende (3a) des Führungsbolzens (8) begrenzt ist und in der geschlossenen Ventilstellung durch die Ventilhülse (2) gegen eine Niederdruck-Umgebung (9) abgedichtet ist, wobei der zwischen Ventilhülse (2) und Führungsbolzen (3) vorhandene Führungsspalt an seinem der Druckkammer (8) abgewandten Ende an die Niederdruck-Umgebung (9) angeschlossen ist, verjüngen sich erfindungsgemäß der Führungsbolzen (8) und die Innenbohrung (4) der Ventilhülse (2) jeweils in Richtung auf das feste Bolzenende (3b).

Description

Hydraulikventil für einen Kraftstoffinjektor
Stand der Technik
Die Erfindung geht aus von einem Hydraulikventil nach der Gattung des Patentanspruchs 1.
Bei druckausgeglichenen Hydraulikventilen ist das Prinzip der Funktionstrennung zwischen der Führung eines Ventilelements und einem Dichtsitz bekannt.
Fig. 2a zeigt ein herkömmliches Hydraulikventil 101 , bei dem eine Ventilhülse 102 mit konstantem Innendurchmesser zwischen einer geschlossenen und einer offenen Ventilstellung auf einem einseitig befestigten Führungsbolzen 103 mit konstantem Außendurchmesser verschiebbar geführt ist. Genauer gesagt ist die Ventilhülse 102 auf dem freien Bolzenende 103a des Führungsbolzens 103 geführt, der mit geringem Spiel bzw. Führungsspalt (üblicherweise 1 bis wenige μm) in die Innenbohrung 104 der Ventilhülse 102 eingepasst ist. Die Ventilhülse 102 weist an ihrer einen, in Fig. 2 unteren Stirnfläche eine Dichtkante 105 auf. Wird die Ventilhülse 102 z.B. durch eine in Fig. 2 nicht dargestellte Feder gegen ein feststehendes, d.h. gehäusefestes Ventilstück 106 gedrückt, welches eine Zuführung 107 für eine unter Druck stehende Hydraulikflüssigkeit beinhaltet, so dichtet die Dichtkante 105 die innerhalb der Innenbohrung 104 zwischen freiem Bolzenende 103a und Ventilstück 106 gebildete Druckkammer 108 nach außen gegen eine Niederdruck-Umgebung 109 ab, ohne dass in dieser geschlossenen Ventilstellung die unter Druck stehende Hydraulikflüssigkeit Axialkräfte auf die Ventilhülse 102 ausübt. Der zwischen
Ventilhülse 102 und Führungsbolzen 103 vorhandene Führungsspalt ist an seinem der Druckkammer 108 abgewandten Ende an die Niederdruck-Umgebung 109 angeschlossen und in Fig. 2 im Vergleich zu den anderen Abmessungen bewusst überproportional groß dargestellt. An seinem anderen Bolzenende 103b ist der Führungsbolzen 103 an einem gehäusefesten Widerlager 110 abstützt.
Wird die Ventilhülse 102 durch einen in Fig. 2 nicht dargestellten Magnetkreis nach oben in ihre geöffnete Ventilstellung gezogen, hebt sie vom Ventilstück 106 ab, und die Hydraulikflüssigkeit kann nach außen zur Niederdruck-Umgebung 109 abfließen.
Wird nun der Druck in der Hydraulikflüssigkeit und damit in der Druckkammer 108 erhöht (bei Common-Rail-Injektor treten stationär Drücke bis 2000 bar und dynamisch Drück bis 2400 bar auf), so bewirkt dieser Druck eine Axialkraft auf den Führungsbolzen 103 und damit eine Verkürzung des Führungsbolzens 103. Auf die Ventilhülse 102 entsteht keine Axialkraft, ihre Innenbohrung 104 wird aber durch den Druck aufgeweitet. Dadurch vergrößert sich der Führungsspalt vor allem im unteren Bereich der Führung erheblich, wie in Fig. 2b gezeigt ist. Da der Volumenstrom durch einen langen, schmalen Spalt proportional zur Spalthöhe in der dritten Potenz ist, ergibt sich durch diese Aufweitung ein mit zunehmendem Druck überproportional ansteigender Leckagestrom aus der Druckkammer 108 entlang des Führungsspalts zur Niederdruck-Umgebung 109. Dieser Leckagestrom ist aber äußerst unerwünscht, da er zur Funktion des Hydraulikventils 101 nicht beiträgt und lediglich die Anforderungen an eine den Hochdruck erzeugende Hochdruckpumpe und die thermische Belastung von Hydraulikventil 101 und Rücklaufsystem erhöht. Der Leckagestrom sollte also so gering wie möglich gehalten werden, was durch den beschriebenen Effekt der Spaltaufweitung verhindert wird. Gängige Maßnahmen zur Einschränkung des Leckagestroms sind ein möglichst kleiner Sitzdurchmessers der Ventilhülse und eine möglichst lange Führung. Beiden Maßnahmen sind aber durch die verfügbare Fertigungstechnik bzw. durch den zur Verfügung stehenden Bauraum enge Grenzen gesetzt, so dass dadurch der Leckagestrom nicht zufrieden stellend reduziert werden kann.
Offenbarung der Erfindung
Die Vorteil des erfindungsgemäßen Hydraulikventils besteht darin, dass der mit steigendem Druck überproportionale Anstieg des Leckagestroms durch den Führungsspalt zwischen Ventilhülse und Führungsbolzen unterbleibt. Dadurch sinken die erforderliche Größe der Hochdruckpumpe sowie die thermische Belastung von Hydraulikventil und Rücklaufsystem. Im Gegenzug erhöht sich die Effizienz des angeschlossenen Hydrauliksystems bzw. Kraftstoffinjektors.
Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen des Gegenstands der Erfindung sind der Beschreibung, der Zeichnung und den Ansprüchen entnehmbar.
Kurze Beschreibung der Zeichnung
Das erfindungsgemäße Hydraulikventil ist in der Zeichnung dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Die in den Figuren gezeigten Merkmale sind rein schematisch und nicht maßstäblich zu verstehen. Es zeigt:
Fig. 1 einen Längsschnitt des erfindungsgemäßen Hydraulikventils eines Kraftstoffinjektors im drucklosen Zustand (Fig. 1 a) und unter Hochdruck
(Fig. 1 b); und Fig. 2 einen Längsschnitt eines vorbekannten Hydraulikventils im drucklosen
Zustand (Fig. 2a) und unter Hochdruck (Fig. 2b). Ausführungsform der Erfindung
Bei dem in Fig. 1 gezeigten Hydraulikventil 1 ist eine Ventilhülse 2 auf einem einseitig befestigten Führungsbolzen 3 zwischen einer geschlossenen und einer offenen Ventilstellung verschiebbar geführt. Genauer gesagt ist die Ventilhülse 2 auf dem freien Bolzenende 3a des Führungsbolzens 3 geführt, der mit geringem Spiel bzw. Führungsspalt (ca. 1 bis wenige μm) in die Innenbohrung 4 der Ventilhülse 2 eingepasst ist. Die Ventilhülse 2 weist an ihrer einen, in Fig. 1 unteren Stirnfläche eine Dichtkante 5 auf. Wird die Ventilhülse 2 z.B. durch eine in Fig. 1 nicht dargestellte Feder gegen ein feststehendes Ventilstück 6 gedrückt, welches eine Zuführung 7 für eine unter Druck stehende Hydraulikflüssigkeit beinhaltet, so dichtet die Dichtkante 5 die innerhalb der Innenbohrung 4 zwischen freiem Bolzenende 3a und Ventilstück 6 gebildete Druckkammer 8 nach außen gegen eine Niederdruck- Umgebung 9 ab, ohne dass in dieser geschlossenen Ventilstellung die unter Druck stehende Hydraulikflüssigkeit Axialkräfte auf die Ventilhülse 2 ausübt. Der zwischen Ventilhülse 2 und Führungsbolzen 3 vorhandene Führungsspalt ist an seinem der Druckkammer 8 abgewandten Ende an die Niederdruck-Umgebung 9 angeschlossen und in Fig. 1 im Vergleich zu den anderen Abmessungen bewusst überproportional groß dargestellt, um die Wirkungsweise der Erfindung zu illustrieren. An seinem anderen Bolzenende 3b ist der Führungsbolzen 3 an einem bezüglich der Umgebung und damit auch gegenüber dem Ventilstück 6 gehäusefesten Widerlager 10 abstützt.
Wird die Ventilhülse 2 durch einen in Fig. 1 nicht dargestellten Magnetkreis nach oben in die geöffnete Ventilstellung gezogen, hebt die Ventilhülse 2 vom Ventilstück 6 ab, und die Hydraulikflüssigkeit kann nach außen zur Niederdruck-Umgebung 9 abfließen.
Der Führungsbolzen 3 und die Innenbohrung 4 der Ventilhülse 2 sind nicht wie in Fig. 2 zylindrisch geschliffen, sondern verjüngen sich leicht konisch mit dem gleichen Konuswinkel ß von z.B. ca. 2° jeweils in Richtung auf das feste Bolzenende 3b. Dadurch ergibt sich im drucklosen Zustand (Fig. 1a) über die Führungslänge derselbe Spalthöhenverlauf wie bei dem in Fig. 2a dargestellten Hydraulikventil 101 nach dem Stand der Technik. Die Differenz zwischen den Führungsdurchmessern am druckkammerseitigen Ende und am druckkammerabgewandten Ende des Führungsspalts kann dabei durchaus deutlich größer sein als das Führungsspiel selbst. Der Konuswinkel ß ist so klein zu wählen, dass sich beim Öffnen der Ventilhülse 2 um den Ventilhub (Größenordnung 20 - 40 μm) noch keine nennenswerte Veränderung des Spaltquerschnitts ergibt und insbesondere die Führungsfunktion unvermindert erhalten bleibt.
Wird nun der Druck in der Hydraulikflüssigkeit und damit in der Druckkammer 8 erhöht, so weitet sich die Innenbohrung 4 der Ventilhülse 2 in gleichem Maße auf wie bei dem in Fig. 2b dargestellten Hydraulikventil 101 nach dem Stand der Technik. Gleichzeitig führt die durch den Druck entstehende Axialkraft auf den Führungsbolzen 3 aber auch zu einer Stauchung des Führungsbolzens 3 in Längsrichtung und damit zu einer Verschiebung 11 des freien Bolzenendes 3a innerhalb der Ventilhülse 2 nach oben, wie dies in Fig. 1b gezeigt ist. Dadurch ist aber an jeder Stelle des Führungsspalts nicht nur - wie beim Stand der Technik - der Innendurchmesser der Ventilhülse 2 vergrößert, sondern auch der Außendurchmesser des gestauchten konischen Führungsbolzens 3. Dadurch erhöht sich die Leckspalthöhe bei Druckaufbau in weit geringerem Maße, als dies bei der zylindrischen Führung der Fig. 2 nach dem Stand der Technik der Fall ist. Bei geeigneter Auslegung der Außenkontur des Führungsbolzens 3 (auch oberhalb der eigentlichen Führung) sowie ggf. durch eine federnde Lagerung des Führungsbolzens 3 auf dem hier als fest dargestellten Widerlager 10 kann eine Spaltaufweitung durch den Druck sogar ganz vermieden oder eine Spalteinengung bei Druckzunahme erreicht werden. In der Folge unterbleibt der bei steigendem Druck überproportionale Anstieg des Leckagestroms durch den Führungsspalt, und der Leckagestrom sinkt insbesondere bei hohen Drücken der Hydraulikflüssigkeit gegenüber Hydraulikventilen nach dem Stand der Technik erheblich. Da gerade die Leckage bei maximalem Druck ein wesentliches Kriterium für die benötigte Größe der Hochdruckpumpe ist, hat dies erhebliche Vorteile für die gesamte Systemauslegung.
Anstelle der in Fig. 1 gezeigten konischen Ausbildung können der Führungsbolzen 3 und die Innenbohrung 4 der Ventilhülse 2 auch gekrümmte Oberflächen aufweisen, die sich in Richtung auf das feste Bolzenende 3b verjüngen. Das Hydraulikventil 1 ist in einen Kraftstoffinjektor 20 für Brennkraftmaschinen integriert, der üblicherweise bei einer Brennkraftmaschine mit mehreren Zylindern verwendet wird, wobei jedem dieser Zylinder ein solcher Injektor (Kraftstoffeinspritzventil) 20 zugeordnet ist. Der Injektor 20 weist in an sich bekannter Weise eine in einen Zylinderbrennraum der Brennkraftmaschine ragende, hier nicht näher dargestellte Einspritzdüse sowie eine die Einspritzdüse abhängig vom Druck in einem Steuerraum 21 öffnende und schließende, hier nur zu einem kleinen Teil angedeutete Düsennadel 22 auf. Der Steuerraum 21 ist über eine Zulaufdrossel 23 an eine Hochdruck-Zulaufleitung (Hochdruckseite) 24 des Kraftstoffs angeschlossen und über die Zuführung (Ablauf-Drossel) 7 des Ventilstücks 6 an die Druckkammer 8 des Hydraulikventils 1 angeschlossen. Diese vom Steuerraum 21 kommende Zuführung 7 mündet in die Druckkammer 8. Die Düsennadel 22 ist unter Ausbildung des Steuerraums 21 in dem Ventilstück 6 geführt, in dem auch die Zulauf-Drossel 23 vorgesehen ist. Die Hochdruck-Zulaufleitung 24 ist mit einem nicht gezeigten Hochdruckspeicher (Common Rail) und die Niederdruck-Umgebung (Niederdruckseite) 9 mit einem Leckölablauf verbunden. Das Hydraulikventil 1 dient zur Steuerung des Einspritzvorgangs, indem es die Verbindung des Steuerraums 21 mit der Niederdruckseite 9 entweder öffnet oder sperrt.

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulikventil (1 ) mit einer Ventilhülse (2), die auf einem einseitig befestigten Führungsbolzen (3) zwischen einer geschlossenen und einer offenen Ventilstellung verschiebbar geführt ist, und mit einer Druckkammer (8), die innerhalb der Ventilhülse (2) durch das freie Ende (3a) des Führungsbolzens (8) begrenzt ist und in der geschlossenen Ventilstellung durch die Ventilhülse (2) gegen eine Niederdruck-Umgebung (9) abgedichtet ist, wobei der zwischen Ventilhülse (2) und Führungsbolzen (3) vorhandene Führungsspalt an seinem der Druckkammer (8) abgewandten Ende an die Niederdruck-
Umgebung (9) angeschlossen ist, dadurch gekennzeichnet, dass sich der Führungsbolzen (8) und die Innenbohrung (4) der Ventilhülse (2) jeweils in Richtung auf das feste Bolzenende (3b) verjüngen.
2. Hydraulikventil nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass sich der Führungsbolzen (3) und die Innenbohrung (4) der Ventilhülse (2) jeweils konisch mit Konuswinkeln (ß) von kleiner als ca. 5°, vorzugsweise von kleiner als ca. 2°, in Richtung auf das feste Bolzenende (3b) verjüngen.
3. Hydraulikventil nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Führungsbolzen (3) und die Innenbohrung (4) der Ventilhülse (2) den gleichen Konuswinkel (ß) aufweisen.
4. Hydraulikventil nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der
Führungsbolzen (3) und die Innenbohrung (4) der Ventilhülse (2) gekrümmte Oberflächen aufweisen, die sich jeweils in Richtung auf das feste Bolzenende (3b) verjüngen.
5. Hydraulikventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Führungsbolzen (3) starr mit einem gehäusefesten Widerlager (10) verbunden ist.
6. Hydraulikventil nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Führungsbolzen (3) federnd mit einem gehäusefesten Widerlager (10) verbunden ist.
7. Kraftstoffinjektor (20) für Brennkraftmaschinen, mit einem an eine Kraftstoff- Hochdruckseite (24) angeschlossenen Steuerraum (21 ), über dessen Druck die Bewegung einer Düsennadel (22) gesteuert wird, und mit einem Hydraulikventil (1 ) nach einem der vorgehenden Ansprüche, wobei die Druckkammer (8) des Hydraulikventils (1 ) an den Steuerraum (21 ) angeschlossen und in der geschlossenen Ventilstellung durch die Ventilhülse (2) gegen eine Niederdruckseite (9) abdichtet ist.
8. Kraftstoffinjektor nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass eine vom Steuerraum (22) kommende Zuführung (7) des Ventilstücks (6) in die Druckkammer (8) mündet.
PCT/EP2008/056096 2007-06-04 2008-05-19 Hydraulikventil für einen kraftstoffinjektor WO2008148633A1 (de)

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