WO2010034673A1 - Saugventil für einen zylinder der kraftstoff-hochdruckpumpe eines common-rail-einspritzsystems - Google Patents

Saugventil für einen zylinder der kraftstoff-hochdruckpumpe eines common-rail-einspritzsystems Download PDF

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WO2010034673A1
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WO
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suction valve
pressure
closing body
inlet opening
cylinder
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Application number
PCT/EP2009/062138
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French (fr)
Inventor
Fredrik Borchsenius
Hans-Jörg Koch
Anatoliy Lyubar
Original Assignee
Continental Automotive Gmbh
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/04—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B1/0404—Details or component parts
    • F04B1/0426—Arrangements for pressing the pistons against the actuated cam; Arrangements for connecting the pistons to the actuated cam
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • F02M59/44—Details, components parts, or accessories not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M59/02 - F02M59/42; Pumps having transducers, e.g. to measure displacement of pump rack or piston
    • F02M59/46—Valves
    • F02M59/464—Inlet valves of the check valve type

Definitions

  • the invention relates to a suction valve for a cylinder of the high pressure fuel pump of a common rail injection system.
  • the rail pressure is dependent on the cylinder filling of the high-pressure fuel pump.
  • An uneven filling of the cylinders in a two-cylinder pump or a three-cylinder pump leads to pressure fluctuations in the rail.
  • Such uneven filling of the cylinders is due among other things to different volumetric flow characteristics of the intake valves of the cylinders.
  • the different volumetric flow characteristics of the intake valves are caused, in particular, by different opening pressures of the intake valves of the cylinders realized as intake valves.
  • the different opening pressures are due for example to production-related different spring preloads of the inlet valves and / or to undefined contact lines between the closing body and the valve seat of the inlet valves.
  • said contact line of an intake valve may undesirably change in the first hours of operation of the intake valve due to a deformation of the valve seat.
  • FIG. An example of the dependence of the cylinder filling on the opening pressure of the inlet valve is shown in FIG.
  • the pressure difference dP in bar and along the abscissa the fuel inlet amount Q in liters per minute is shown.
  • the curve K1 describes an intake operation in which the opening pressure corresponds to a pressure difference dP of 1.2 bar
  • the curve K2 an intake operation in which the opening pressure corresponds to a pressure difference dP of 1.4 bar.
  • Change in the intake amount is linear to a change in the pressure difference dP.
  • FIG. 2 shows a diagram in which the delivery volume of the cylinders is shown as a function of time.
  • the delivery volume in liters and along the abscissa is plotted.
  • the curve K3 with the solid lines is assigned to a cylinder whose inlet valve has an opening pressure of 1.4 bar
  • the curve K4 with the dashed lines is assigned to a cylinder whose inlet valve has an opening pressure of 1.2 bar. It can be seen that the delivery volume of both cylinders deviates by ⁇ Q ⁇ 0.02 liter per intake process.
  • the opening pressure of an inlet valve is in the range between 1.2 bar and 1.7 bar. At an opening pressure, the small If the pressure is greater than 1.2 bar, the risk of an air / liquid mixture being drawn through the suction valve into the compression chamber increases. Due to the entrained, compressible air, no complete filling is achieved and the pressure pulsations in the rail rise.
  • the object of the invention is to provide an inlet valve for a cylinder of the high-pressure fuel pump of a common-rail injection system, in which the disadvantages described above are reduced.
  • a suction valve which has an inlet opening and a closing body, wherein the closing body closes the inlet opening in a first end position and is movable relative to the inlet opening as a function of a pressure difference and wherein the suction valve has a non-linear volume flow characteristic.
  • This non-linear volumetric flow characteristic can be achieved in a manner which is easy to implement by means of a corresponding design of the contour of the closing body of the suction valve.
  • the closing body preferably has a chamfer and / or a step on its side facing the inlet opening. This can be achieved in an advantageous manner be that the opening area of the inlet valve is in a non-linear relationship with the pressure difference.
  • the inlet opening is a hollow-cylindrical inlet channel and the closing body is a cylindrical extension projecting into the inlet channel.
  • This has the advantage that a respective desired non-linear volume flow characteristic of the inlet valve is particularly precisely adjustable.
  • This accuracy can - as indicated in claim 8 - be further increased by the fact that the closing body has a cylindrical collar whose diameter is greater than the diameter of the cylindrical extension, wherein the transition points between the cylindrical extension and the collar are formed at right angles.
  • FIG. 3 shows a sketch to illustrate the dependency of the cylinder filling on the steepness of the volume flow characteristic
  • FIG. 4 shows a sketch to illustrate a linear and a nonlinear volume flow characteristic of a suction valve
  • FIG. 5 a sketch of a suction valve with a linear volume flow characteristic
  • FIG. 6 shows a sketch of a first exemplary embodiment of a suction valve with a non-linear volume flow characteristic
  • Figure 7a and 7b enlarged sections of the suction valve according to Figure 6 in different open positions of the closing body and
  • FIG. 8 shows a sketch of a second embodiment of a suction valve with a non-linear volume flow characteristic.
  • the invention relates to a suction valve for a cylinder of the high pressure fuel pump of a common rail injection system.
  • a suction valve according to the invention has an inlet opening, through which passes from a tank by means of a feed pump in a fuel ring channel funded fuel into the valve body. From there, the fuel is transported via an outlet opening of the suction valve into an associated cylinder of the high-pressure fuel pump. Thereafter, closing of the inlet valve, compression of the in-cylinder fuel by means of a piston moved in the cylinder and an output of the compressed fuel via a rail line in the rail.
  • a suction valve according to the invention further comprises a closing body connected to a spring, which closes the inlet opening of the suction valve in a first end position with a relaxed spring.
  • the closing body is movable in relation to the pressure difference, which exists between the existing pressure in the fuel ring passage and the sum of the pressure in the cylinder and the pressure caused by the closing force of the spring, relative to the inlet opening to open the suction valve or close. If the pressure of the fuel in the fuel ring channel is greater than the sum of the pressure in the cylinder and the pressure caused by the closing force of the spring, then the inlet valve is opened. Is the
  • Pressure of the fuel in the fuel ring channel is less than the sum of the pressure in the cylinder and the pressure caused by the closing force caused by the spring, then the inlet valve is closed.
  • a suction valve according to the invention has a non-linear volume flow characteristic, as will be explained below.
  • Intake valves of the cylinders If a consistent pressure is present, with steeper volumetric flow characteristics, distinct smaller deviations of the intake quantities are obtained.
  • the curve K1 describes an intake operation in which the opening pressure corresponds to a pressure difference dP of 1.2 bar
  • the curve K2 an intake operation in which the opening pressure corresponds to a pressure difference dP of 1.4 bar
  • the curve K3 describes an intake process in which the opening pressure also corresponds to a pressure difference of 1.2 bar
  • the curve K4 an intake operation in which the
  • Opening pressure corresponds to a pressure difference dP of 1.4 bar.
  • the curves K1 and K2 have a greater steepness than the curves K3 and K4.
  • the curve K5 describes a linear volume flow characteristic
  • the curve K6 a non-linear volume flow characteristic.
  • the curve K6 has a much steeper course than the curve K5 for fuel inlet quantities smaller than QG and a flatter course than the curve K5 for fuel inlet quantities which are larger than QG. This causes the intake valves of the cylinders of a high-pressure fuel pump to require larger pressure differences dP to increase the intake amount Q, and results in smaller deviations in the charge of the different cylinders of the high-pressure fuel pump at smaller intake amounts.
  • A is the opening area of the inlet valve
  • dP is the pressure difference
  • rho is the density of the medium.
  • the opening area A of a conventional intake valve is a linear function of the pressure difference.
  • a nonlinear function for the opening area A f (dP) is realized by a suitable geometric contour of the closing body or by a suitable internal geometry of the valve body.
  • the desired non-linearity is achieved by a combination of the Bernoulli flow and the gap flow. This will be explained in more detail below with reference to FIGS. 5-8.
  • FIG. 5 shows a sketch of a suction valve with a linear volume flow characteristic.
  • the illustrated suction valve has a valve body 1, which contains a hollow-cylindrical inlet opening Ia and an outlet opening Ib. Furthermore, the suction valve shown on a closing body 2.
  • the closing body 2 is connected to a spring, not shown, and closes in the relaxed state of this spring, the inlet opening Ia, so that no fuel from the fuel ring channel in the interior of the valve body 1 and from there via the outlet opening Ib in the associated cylinder of the fuel High pressure pump can get.
  • the closing body 2 is formed flat in the direction of the inlet opening 1a.
  • FIG. 6 shows a sketch of a first exemplary embodiment of a suction valve with a non-linear volume flow characteristic.
  • This suction valve also has a valve body 1, which contains a hollow-cylindrical inlet opening Ia and an outlet opening Ib.
  • the suction valve shown in FIG. 6 also has a closing body 2.
  • this closing body is connected to a spring, not shown, and closes in the relaxed state of this spring, the inlet opening Ia, so that no force Substance from the fuel ring channel in the interior of the valve body 1 and from there via the outlet opening Ib in the interior of the associated cylinder of the high pressure fuel pump can pass.
  • the closing body 2 is not formed flat in the direction of the inlet opening 1a, but has on its side facing the inlet opening 1a a circumferential step 2a and a circumferential chamfer 2b. Due to this step and the bevel, the suction valve shown in FIG. 6 has a non-linear volume flow characteristic.
  • FIGS. 7a and 7b these figures showing enlarged sections of the suction valve according to FIG. 6 in different open positions of the closing body 2.
  • the closing body 2 is shown in a partially opened state in FIG. 7a, which corresponds to a stroke of 20 ⁇ m, and shown in FIG. 7b in a further open state, which corresponds to a stroke of 100 ⁇ m.
  • the opening area of the valve has a non-linear relationship with the pressure or the pressure difference.
  • FIG. 8 shows a sketch of a second exemplary embodiment of a suction valve with a non-linear volume flow characteristic.
  • This suction valve also has a valve body 1, which contains a hollow-cylindrical inlet opening Ia and an outlet opening Ib.
  • the suction valve shown in Figure 8 has a closing body 2 which is connected to a spring, not shown, and in the relaxed state of this spring, the inlet port Ia closes, so that no fuel from the fuel ring channel in the interior of the associated cylinder the fuel high pressure pump can get.
  • the closing body 2 has in this embodiment, on its side facing the inlet opening Ia a rectangular transition 2c, which between a cylindrical collar 2d of the Closing body 2 and a projecting into the hollow cylindrical inlet opening Ia cylindrical extension 2e of the closing body 2 is provided.
  • the length of the cylindrical extension 2e of the closing body 2 is designated by the letter L.
  • the diameter DK of the cylindrical collar 2d is greater than the diameter DE of the hollow cylindrical inlet opening Ia and also greater than the diameter DF of the cylindrical extension of the closing body 2.
  • the diameter DF of the cylindrical extension is slightly smaller than the diameter DE of the hollow cylindrical inlet opening Ia. It applies
  • DF is the diameter of the cylindrical extension of the closing body
  • DE the diameter of the hollow cylindrical inlet opening
  • ⁇ the difference between the aforementioned two diameters.
  • a non-linear volume flow characteristic can also be realized by suction valves, in which the valve body and the closing body are each cone-shaped in their contact area, wherein the flanks do not run parallel to each other.
  • a further alternative embodiment is to realize a non-linear volume flow characteristic by a suction valve, in which there is a ball / cone transition in the contact region between the valve body and the closing body.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Saugventil für einen Zylinder der Kraftstoff-Hochdruckpumpe eines Common-Rail-Einspritzsystems. Das Saugventil weist einen eine Einlassöffnung aufweisenden Ventilkörper und einen Schließkörper auf. Der Schließkörper verschließt in einer ersten Endposition die Einlassöffnung. Er ist in Abhängigkeit einer Druckdifferenz relativ zur Einlassöffnung bewegbar. Das Saugventil weist eine Volumenstromcharakteristik auf, welche nichtlinear ist.

Description

Beschreibung
Saugventil für einen Zylinder der Kraftstoff-Hochdruckpumpe eines Common-Rail-Einspritzsystems
Die Erfindung betrifft ein Saugventil für einen Zylinder der Kraftstoff-Hochdruckpumpe eines Common-Rail-Einspritzsystems.
Diesel-Kraftfahrzeuge, die ein Common-Rail-Einspritzsystem enthalten, sind bereits bekannt. Bei diesen Systemen ist der Raildruck einer der Hauptparameter, die die Kraftstoff-Einspritzmenge beeinflussen. Aus diesem Grund ist das Vorliegen eines möglichst stabilen Raildrucks eine wesentliche Voraus- setzung für eine genaue Dosierung der Kraftstoff-Einspritzmenge .
Bei einer sogenannten VCV-Closed-Loop-Regelung ist der Raildruck abhängig von der Zylinderbefüllung der Kraftstoff- Hochdruckpumpe. Eine ungleichmäßige Befüllung der Zylinder in einer Zwei-Zylinder-Pumpe oder einer Drei-Zylinder-Pumpe führt zu Druckschwankungen im Rail. Eine derartige ungleichmäßige Befüllung der Zylinder ist unter anderem auf unterschiedliche Volumenstromcharakteristiken der Einlassventile der Zylinder zurückzuführen. Die unterschiedlichen Volumenstromcharakteristiken der Einlassventile werden insbesondere durch unterschiedliche Öffnungsdrucke der als Saugventil realisierten Einlassventile der Zylinder verursacht. Die unterschiedlichen Öffnungsdrucke sind beispielsweise auf produkti- onsbedingte unterschiedliche Federvorspannungen der Einlassventile und/oder auf Undefinierte Kontaktlinien zwischen dem Schließkörper und dem Ventilsitz der Einlassventile zurückzuführen. Des Weiteren kann sich die genannte Kontaktlinie eines Einlassventils in den ersten Betriebsstunden des Einlass- ventils durch eine Verformung des Ventilsitzes in unerwünschter Weise verändern. Ein Beispiel für die Abhängigkeit der Zylinderbefüllung vom Öffnungsdruck des Einlassventils ist in der Figur 1 dargestellt. Dabei ist längs der Ordinate die Druckdifferenz dP in bar und längs der Abszisse die Kraftstoff-Einlassmenge Q in Litern pro Minute dargestellt. Die Kurve Kl beschreibt einen Einlassvorgang, bei welchem der Öffnungsdruck einer Druckdifferenz dP von 1,2 bar entspricht, die Kurve K2 einen Einlassvorgang, bei welchem der Öffnungsdruck einer Druckdifferenz dP von 1,4 bar entspricht. Es ist ersichtlich, dass beim Vor- liegen einer Druckdifferenz dP von 1,5 bar die Einlassmenge bei einem Öffnungsdruck des Einlassventils von 1,2 bar um ΔQ ~ 0,1 l/min größer ist als die Einlassmenge bei einem Öffnungsdruck des Einlassventils von 1,4 bar. Des Weiteren ist aus der Figur 1 ersichtlich, dass die Volumenstromcharakte- ristik herkömmlicher Einlassventile linear ist, d. h. die
Veränderung der Einlassmenge verläuft linear zu einer Veränderung der Druckdifferenz dP .
Die Figur 2 zeigt ein Diagramm, in welchem das Fördervolumen der Zylinder in Abhängigkeit von der Zeit dargestellt ist.
Dabei ist längs der Ordinate das Fördervolumen in Litern und längs der Abszisse die Zeit in Sekunden aufgetragen. Die Kurve K3 mit den durchgezogenen Linien ist einem Zylinder zugeordnet, dessen Einlassventil einen Öffnungsdruck von 1,4 bar aufweist, die Kurve K4 mit den gestrichelten Linien ist einem Zylinder zugeordnet, dessen Einlassventil einen Öffnungsdruck von 1,2 bar aufweist. Es ist ersichtlich, dass das Fördervolumen beider Zylinder um ΔQ ~ 0,02 Liter pro Einlassvorgang abweicht .
Die vorstehend beschriebene ungleiche Befüllung der Zylinder einer Kraftstoff-Hochdruckpumpe kann im Extremfall zu einem Ausfall eines Zylinders führen. Dies bedeutet, dass bei sehr kleinen Einlassmengen eine Zwei- oder Drei-Zylinder-Pumpe wie eine Ein-Zylinder-Pumpe arbeitet.
Der Öffnungsdruck eines Einlassventils liegt im Bereich zwischen 1,2 bar und 1,7 bar. Bei einem Öffnungsdruck, der klei- ner ist als 1,2 bar, steigt das Risiko, dass ein Luft/Flüssigkeitsgemisch durch das Saugventil in den Kompressionsraum gesaugt wird. Durch die mitgeführte, kompressible Luft wird keine vollständige Befüllung erreicht und die Druckpulsatio- nen im Rail steigen.
Bei einem Öffnungsdruck, der größer ist als ca. 1,7 bar, steigen die Verluste beim Startvorgang des Motors. Diese äußern sich derart, dass durch ein verspätetes Öffnen der Saug- ventile die Befüllung des Kompressionsraums der Hochdruckpumpe eingeschränkt wird, wodurch sich die Startzeit wegen verringerter Mengen bzw. Druckverfügbarkeit verlängert.
Im Rahmen der Produktion derartiger Einlassventile erfolgt eine Vermessung derselben und eine Einteilung derselben in verschiedene Klassen. In der Praxis treten mit aktuellem Design Produktionsausfälle in der Größenordnung von bis zu 50% auf .
Die Aufgabe der Erfindung besteht darin, ein Einlassventil für einen Zylinder der Kraftstoff-Hochdruckpumpe eines Com- mon-Rail-Einspritzsystems anzugeben, bei welchem die oben beschriebenen Nachteile verringert sind.
Diese Aufgabe wird durch ein Saugventil gelöst, welches eine Einlassöffnung und einen Schließkörper aufweist, wobei der Schließkörper in einer ersten Endposition die Einlassöffnung verschließt und in Abhängigkeit einer Druckdifferenz relativ zur Einlassöffnung bewegbar ist und wobei das Saugventil eine nichtlineare Volumenstromcharakteristik aufweist.
Diese nichtlineare Volumenstromcharakteristik kann in einfach zu realisierender Weise durch eine entsprechende Gestaltung der Kontur des Schließkörpers des Saugventils erreicht wer- den. Vorzugsweise weist der Schließkörper auf seiner der Einlassöffnung zugewandten Seite eine Abschrägung und/oder eine Abstufung auf. Dadurch kann in vorteilhafter Weise erreicht werden, dass die Öffnungsfläche des Einlassventils in einem nichtlinearen Zusammenhang mit der Druckdifferenz steht.
Vorzugsweise handelt es sich bei der Einlassöffnung um einen hohlzylindrischen Einlasskanal und bei dem Schließkörper um einen in den Einlasskanal ragenden zylinderförmigen Fortsatz. Dies hat den Vorteil, dass eine jeweils gewünschte nichtlineare Volumenstromcharakteristik des Einlassventils besonders genau einstellbar ist.
Diese Genauigkeit kann - wie es im Anspruch 8 angegeben ist - dadurch weiter erhöht werden, dass der Schließkörper einen zylindrischen Kragen aufweist, dessen Durchmesser größer ist als der Durchmesser des zylindrischen Fortsatzes, wobei die Übergangsstellen zwischen dem zylindrischen Fortsatz und dem Kragen rechtwinklig ausgebildet sind.
Weitere vorteilhafte Eigenschaften der Erfindung ergeben sich aus deren nachfolgender beispielhafter Erläuterung anhand der weitere Figuren. Dabei zeigt
Figur 3 eine Skizze zur Veranschaulichung der Abhängigkeit der Zylinderbefüllung von der Steilheit der Volumenstromkennlinie,
Figur 4 eine Skizze zur Veranschaulichung einer linearen und einer nichtlinearen Volumenstromcharakteristik eines Saugventils,
Figur 5 eine Skizze eines Saugventils mit einer linearen Volumenstromcharakteristik,
Figur 6 eine Skizze eines ersten Ausführungsbeispiels eines Saugventils mit einer nicht- linearen Volumenstromcharakteristik, Figur 7a und 7b vergrößerte Ausschnitte des Saugventils gemäß Figur 6 in unterschiedlichen Öffnungsstellungen des Schließkörpers und
Figur 8 eine Skizze eines zweiten Ausführungsbeispiels eines Saugventils mit einer nichtlinearen Volumenstromcharakteristik.
Gegenstand der Erfindung ist ein Saugventil für einen Zylin- der der Kraftstoff-Hochdruckpumpe eines Common-Rail-Ein- spritzsystems . Ein Saugventil gemäß der Erfindung weist eine Einlassöffnung auf, durch welche aus einem Tank mittels einer Vorförderpumpe in einen Kraftstoff-Ringkanal geförderter Kraftstoff in den Ventilkörper gelangt. Von dort aus wird der Kraftstoff über eine Auslassöffnung des Saugventils in einen zugehörigen Zylinder der Kraftstoff-Hochdruckpumpe transportiert. Danach erfolgt ein Schließen des Einlassventils, ein Verdichten des im Zylinder befindlichen Kraftstoffs mittels eines im Zylinder bewegten Kolbens und eine Ausgabe des ver- dichteten Kraftstoffs über eine Railleitung in das Rail.
Ein Saugventil gemäß der Erfindung weist des Weiteren einen mit einer Feder verbundenen Schließkörper auf, welcher in einer ersten Endposition bei entspannter Feder die Einlassöff- nung des Saugventils verschließt.
Des Weiteren ist der Schließkörper in Abhängigkeit von der Druckdifferenz, die zwischen dem im Kraftstoff-Ringkanal bestehenden Druck und der Summe des Druckes im Zylinder und dem durch die Schließkraft der Feder verursachten Druck besteht, relativ zur Einlassöffnung bewegbar, um das Saugventil zu öffnen bzw. zu schließen. Wird der Druck des Kraftstoffs im Kraftstoff-Ringkanal größer als die Summe aus dem Druck im Zylinder und dem durch die Schließkraft der Feder verursach- ten Druck, dann wird das Einlassventil geöffnet. Ist der
Druck des Kraftstoffs im Kraftstoff-Ringkanal kleiner als die Summe aus dem Druck im Zylinder und dem durch die Schließ- kraft der Feder verursachten Druck, dann ist das Einlassventil geschlossen.
Ein Saugventil gemäß der Erfindung weist eine nichtlineare Volumenstromcharakteristik auf, wie es nachfolgend erläutert wird.
Unterschiedliche Befüllungen der Zylinder einer Kraftstoffhochdruckpumpe hängen in hohem Maße von der Steilheit der Vo- lumenstromcharakteristik der als Saugventile realisierten
Einlassventile der Zylinder ab. Beim Vorliegen eines übereinstimmenden Druckes bekommt man bei steileren Volumenstromcharakteristiken deutliche kleinere Abweichungen der Einlassmengen .
Dies ist in der Figur 3 veranschaulicht. In dieser ist längs der Ordinate die Druckdifferenz dP in bar und längs der Abszisse die Einlassmenge Q in Litern pro Minute aufgetragen. Die Kurve Kl beschreibt einen Einlassvorgang, bei welchem der Öffnungsdruck einer Druckdifferenz dP von 1,2 bar entspricht, die Kurve K2 einen Einlassvorgang, bei welchem der Öffnungsdruck einer Druckdifferenz dP von 1,4 bar entspricht. Die Kurve K3 beschreibt einen Einlassvorgang, bei welchem der Öffnungsdruck ebenfalls einer Druckdifferenz von 1,2 bar ent- spricht, die Kurve K4 einen Einlassvorgang, bei welchem der
Öffnungsdruck einer Druckdifferenz dP von 1,4 bar entspricht. Die Kurven Kl und K2 weisen eine größere Steilheit auf als die Kurven K3 und K4.
Aus einem Vergleich der Kurven ist ersichtlich, dass beispielsweise beim Vorliegen einer Druckdifferenz dP = 1,58 bar die Einlassmengenabweichung ΔQ1 bei einem steileren Verlauf der Volumenstromcharakteristik, wie er durch die Kurven Kl und K2 beschrieben wird, wesentlich kleiner ist als die Ein- lassmengenabweichung ΔQ2 bei einem flacheren Verlauf der Volumenstromcharakteristik, wie er durch die Kurven K3 und K4 beschrieben wird: ΔQ1 < ΔQ2 .
Eine steile Volumenstromcharakteristik, die beispielsweise unter Verwendung einer Feder mit größerer Steifigkeit reali- siert werden kann, verursacht jedoch größere Druckverluste und ist für eine Kraftstoff-Vollförderung nicht akzeptabel.
Gemäß der Erfindung wird durch eine nichtlineare Volumenstromcharakteristik der Einlassventile erreicht, dass die Einlassmengenabweichungen der Einlassventile einer Kraftstoff-Hochdruckpumpe im Vergleich zum Stand der Technik reduziert sind.
Dies wird anhand der Figur 4 veranschaulicht, in welcher längs der Ordinate die Druckdifferenz dP und längs der Abszisse die Einlassmenge Q aufgetragen ist. Die Kurve K5 beschreibt eine lineare Volumenstromcharakteristik, die Kurve K6 eine nichtlineare Volumenstromcharakteristik. Die Kurve K6 hat bei Kraftstoff-Einlassmengen, die kleiner sind als QG, einen wesentlich steileren Verlauf als die Kurve K5 und bei Kraftstoff-Einlassmengen, die größer sind als QG sind, einen flacheren Verlauf als die Kurve K5. Dies bewirkt, dass die Einlassventile der Zylinder einer Kraftstoff-Hochdruckpumpe größere Druckdifferenzen dP benötigen, um die Einlassmenge Q zu erhöhen, und führt bei kleineren Einlassmengen zu kleineren Abweichungen der Befüllung der verschiedenen Zylinder der Kraftstoff-Hochdruckpumpe .
Die Volumenstromcharakteristik eines konventionellen Einlass- ventils kann mit der Bernoulli-Gleichung beschrieben werden:
Q = }i*A*sqrt(2*dP/rho),
wobei Q die Kraftstoffmenge, A die Öffnungsfläche des Ein- lassventils, dP die Druckdifferenz und rho die Dichte des Mediums ist. Die Öffnungsfläche A eines konventionellen Einlassventils ist eine lineare Funktion der Druckdifferenz. Um die erfindungsgemäße nichtlineare Charakteristik zu erreiche, wird entweder eine nichtlineare Funktion für die Öffnungsfläche A = f (dP) durch eine geeignete geometrische Kontur des Schließkörpers oder durch eine geeignete Innengeomet- rie des Ventilkörpers realisiert. Dabei wird die gewünschte Nichtlinearität durch eine Kombination aus der Bernoulli- Strömung und der Spalt-Strömung erreicht. Dies wird nachfolgend anhand der Figuren 5 - 8 näher erläutert.
Die Figur 5 zeigt eine Skizze eines Saugventils mit einer linearen Volumenstromcharakteristik. Das dargestellte Saugventil weist einen Ventilkörper 1 auf, der eine hohlzylindrische Einlassöffnung Ia und eine Auslassöffnung Ib enthält. Des Weiteren weist das gezeigte Saugventil einen Schließkörper 2 auf. Der Schließkörper 2 ist mit einer nicht gezeichneten Feder verbunden und verschließt im entspannten Zustand dieser Feder die Einlassöffnung Ia, so dass kein Kraftstoff aus dem Kraftstoff-Ringkanal in das Innere des Ventilkörpers 1 und von dort aus über die Auslassöffnung Ib in den zugehörigen Zylinder der Kraftstoff-Hochdruckpumpe gelangen kann. Der Schließkörper 2 ist in Richtung zu der Einlassöffnung Ia flach ausgebildet. Wird der Druck des Kraftstoffs im Kraftstoff-Ringkanal größer als die Summe des Drucks des Kraftstoffs im Zylinder und dem durch die Schließkraft der Feder verursachten Druck, dann wird der Schließkörper 2 in der Figur 5 nach rechts bewegt, wodurch das Saugventil geöffnet wird. Die Volumenstromcharakteristik eines derart aufgebauten Saugventils ist linear.
Die Figur 6 zeigt eine Skizze eines ersten Ausführungsbeispiels eines Saugventils mit einer nichtlinearen Volumenstromcharakteristik. Auch dieses Saugventil weist einen Ventilkörper 1 auf, der eine hohlzylindrische Einlassöffnung Ia und eine Auslassöffnung Ib enthält. Des Weiteren weist auch das in der Figur 6 dargestellte Saugventil einen Schließkörper 2 auf. Auch dieser Schließkörper ist mit einer nicht gezeichneten Feder verbunden und verschließt im entspannten Zustand dieser Feder die Einlassöffnung Ia, so dass kein Kraft- Stoff aus dem Kraftstoff-Ringkanal in das Innere des Ventilkörpers 1 und von dort aus über die Auslassöffnung Ib in das Innere des zugehörigen Zylinders der Kraftstoff- Hochdruckpumpe gelangen kann. Der Schließkörper 2 ist im Un- terschied zu dem in der Figur 5 gezeigten Schließkörper in Richtung der Einlassöffnung Ia nicht flach ausgebildet, sondern weist an seiner der Einlassöffnung Ia zugewandten Seite eine umlaufende Stufe 2a und eine umlaufende Abschrägung 2b auf. Aufgrund dieser Stufe und der Abschrägung weist das in der Figur 6 gezeigte Saugventil eine nichtlineare Volumenstromcharakteristik auf.
Dies wird nachfolgend anhand der Figuren 7a und 7b veranschaulicht, wobei diese Figuren vergrößerte Ausschnitte des Saugventils gemäß Figur 6 in unterschiedlichen Öffnungsstellungen des Schließkörpers 2 zeigen. Dabei ist der Schließkörper 2 in der Figur 7a in einem teilweise geöffneten Zustand gezeigt, der einem Hub von 20 μm entspricht, und in der Figur 7b in einem weiter geöffneten Zustand gezeigt, der einem Hub von 100 μm entspricht. Es ist ersichtlich, dass bei diesem Ausführungsbeispiel die Öffnungsfläche des Ventils einen nichtlinearen Zusammenhang mit dem Druck bzw. der Druckdifferenz aufweist.
Die Figur 8 zeigt eine Skizze eines zweiten Ausführungsbeispiels eines Saugventils mit einer nichtlinearen Volumenstromcharakteristik. Auch dieses Saugventil weist einen Ventilkörper 1 auf, der eine hohlzylindrische Einlassöffnung Ia und eine Auslassöffnung Ib enthält. Des Weiteren weist auch das in der Figur 8 dargestellte Saugventil einen Schließkörper 2 auf, der mit einer nicht gezeichneten Feder verbunden ist und im entspannten Zustand dieser Feder die Einlassöffnung Ia verschließt, so dass kein Kraftstoff aus dem Kraftstoff-Ringkanal in das Innere des zugehörigen Zylinders der Kraftstoff-Hochdruckpumpe gelangen kann. Der Schließkörper 2 weist bei diesem Ausführungsbeispiel auf seiner der Einlassöffnung Ia zugewandten Seite einen rechtwinkligen Übergang 2c auf, welcher zwischen einem zylindrischen Kragen 2d des Schließkörpers 2 und einem in die hohlzylindrische Einlassöffnung Ia hineinragenden zylinderförmigen Fortsatz 2e des Schließkörpers 2 vorgesehen ist. Die Länge des zylinderförmigen Fortsatzes 2e des Schließkörpers 2 ist mit dem Buchstaben L bezeichnet. Der Durchmesser DK des zylindrischen Kragens 2d ist größer als der Durchmesser DE der hohlzylindrischen Einlassöffnung Ia und auch größer als der Durchmesser DF des zylinderförmigen Fortsatzes des Schließkörpers 2. Der Durchmesser DF des zylinderförmigen Fortsatzes ist etwas kleiner als der Durchmesser DE der hohlzylindrischen Einlassöffnung Ia. Es gilt
DF = DE - δ.
Dabei ist DF der Durchmesser des zylindrischen Fortsatzes des Schließkörpers, DE der Durchmesser der hohlzylindrischen Ein- lassöffnung und δ die Differenz zwischen den vorgenannten beiden Durchmessern.
Auch aus der Figur 8 ist ersichtlich, dass bei einem Öffnen des Ventils der Zusammenhang zwischen dem Druck und der Öff- nungsfläche des Ventils nichtlinear ist.
Alternativ zu den oben beschriebenen Ausführungsbeispielen kann eine nichtlineare Volumenstromcharakteristik auch durch Saugventile realisiert werden, bei denen der Ventilkörper und der Schließkörper in ihrem Kontaktbereich jeweils kegelförmig ausgebildet sind, wobei die Flanken nicht parallel zueinander verlaufen .
Eine weitere alternative Ausführungsform besteht darin, eine nichtlineare Volumenstromcharakteristik durch ein Saugventil zu realisieren, bei welchem im Kontaktbereich zwischen dem Ventilkörper und dem Schließkörper ein Kugel-/Kegel-Übergang vorliegt .

Claims

Patentansprüche
1. Saugventil für einen Zylinder der Kraftstoff-Hochdruckpumpe eines Common-Rail-Einspritzsystems, mit einem eine Einlassöffnung (Ia) aufweisenden Ventilkörper (1) und einem relativ zur Einlassöffnung (Ia) bewegbaren Schließkörper (2), welcher in einer ersten Endposition die Einlassöffnung (Ia) verschließt, dadurch gekennzeichnet, dass die Volumenstromcharakte- ristik des Saugventils nichtlinear ist.
2. Saugventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Kontur des Schließkörpers (2) und/oder die Kontur des Ventilkörpers (1) derart gestaltet ist, dass die Vo- lumenstromcharakteristik nichtlinear ist.
3. Saugventil nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Schließkörper (2) auf seiner der Einlassöffnung
(Ia) zugewandten Seite eine Stufe (2a) und/oder eine Ab- schrägung (2b) aufweist.
4. Saugventil nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass er Schließkörper (2) auf seiner der Einlassöffnung zugewandten Seite einen rechtwinkligen Übergang (2c) auf- weist.
5. Saugventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass seine Öffnungsfläche in einem nichtlinearen Zusammenhang mit einer Druckdifferenz steht.
6. Saugventil nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Einlassöffnung (Ia) ein hohlzylindrischer Einlasskanal ist.
7. Saugventil nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Schließkörper (2) einen in den Einlasskanal (Ia) ragenden zylinderförmigen Fortsatz (2e) aufweist. Saugventil nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Schließkörper (2) einen zylindrischen Kragen (2a) aufweist, dessen Durchmesser (DK) größer ist als der Durchmesser (DF) des zylindrischen Fortsatzes (2e) und dass die Übergangsstelle (2c) zwischen dem zylindrischen Fortsatz (2e) und dem Kragen (2d) rechtwinklig ausgebildet ist.
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