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EP1126160A2 - Einspritzventil für die Einspritzung von Kraftstoff in eine Verbrennungskraftmaschine - Google Patents

Einspritzventil für die Einspritzung von Kraftstoff in eine Verbrennungskraftmaschine Download PDF

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EP1126160A2
EP1126160A2 EP01102406A EP01102406A EP1126160A2 EP 1126160 A2 EP1126160 A2 EP 1126160A2 EP 01102406 A EP01102406 A EP 01102406A EP 01102406 A EP01102406 A EP 01102406A EP 1126160 A2 EP1126160 A2 EP 1126160A2
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EP
European Patent Office
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throttle
inlet
injection
fuel
outlet
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EP01102406A
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EP1126160A3 (de
EP1126160B1 (de
Inventor
Heinz Lixl
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Siemens AG
Original Assignee
Siemens AG
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Publication date
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Publication of EP1126160A3 publication Critical patent/EP1126160A3/de
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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
    • F02M47/00—Fuel-injection apparatus operated cyclically with fuel-injection valves actuated by fluid pressure
    • F02M47/02—Fuel-injection apparatus operated cyclically with fuel-injection valves actuated by fluid pressure of accumulator-injector type, i.e. having fuel pressure of accumulator tending to open, and fuel pressure in other chamber tending to close, injection valves and having means for periodically releasing that closing pressure
    • F02M47/027—Electrically actuated valves draining the chamber to release the closing pressure
    • 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
    • F02M45/00—Fuel-injection apparatus characterised by having a cyclic delivery of specific time/pressure or time/quantity relationship
    • 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
    • F02M45/00—Fuel-injection apparatus characterised by having a cyclic delivery of specific time/pressure or time/quantity relationship
    • F02M45/12—Fuel-injection apparatus characterised by having a cyclic delivery of specific time/pressure or time/quantity relationship providing a continuous cyclic delivery with variable pressure
    • 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
    • F02M2200/00—Details of fuel-injection apparatus, not otherwise provided for
    • F02M2200/21—Fuel-injection apparatus with piezoelectric or magnetostrictive elements

Definitions

  • the invention relates to an injection valve for injection of fuel in an internal combustion engine according to the preamble of claim 1.
  • Such an injector is for example from the EP-A-0 192 241 known. Such injectors are for Control the fluid flows with servo valves.
  • injection systems are increasingly used, where with very high injection pressures.
  • Such injection systems are as common rail systems (for diesel engines) and HPDI injection systems (for gasoline engines).
  • HPDI injection systems for gasoline engines.
  • injection systems use a high pressure pump to fuel the fuel in a common to all cylinders of the engine Pressure accumulator conveyed from which the injectors the individual cylinders are supplied with fuel.
  • the Opening and closing the injection valves is done in the Rule about electromagnetically or piezoelectrically operated Actuators controlled.
  • the injectors are in such systems equipped with servo valves that open hydraulically and closing the injector nozzle needle, this means in particular the beginning and the end of the injection process schedule.
  • the servo valve influences this in connection with control chokes especially the speed, with which the injector opens and closes.
  • the speed, with which the injection valve opens be different from that Speed at which the injector closes.
  • the Injector should e.g. in common rail systems for diesel engines at the beginning of the injection for better mixing open the fuel slowly with the air, whereas the injection valve at the end of the injection process must close quickly to prevent soot formation.
  • Servo valves for common rail systems are usually considered 2/2-way valves or 3/2-way valves implemented.
  • the design as a 2/2-way valve with an inlet throttle and A flow restrictor has the disadvantage that the opening and closing operations of the injection valve by the configuration the fuel inlet and the fuel outlet only inside have very narrow boundaries changed.
  • the embodiment as a 3/2-way valve, in which the inlet via an inlet throttle and an outlet throttle opening the injector faster than this is the case with the 2/2-way valve.
  • the Inlet throttle can be used to close these servo valves of the injector slow down.
  • injectors for internal combustion engines it is in contrast Usually desirable to open the injector to slow down while closing the injector quickly should.
  • EP-A-0 192 241 describes a servo valve for controlling Fluid flows known, in which the in a first fluid chamber pressure exerted on the valve body of the servo valve Opening and closing of the servo valve causes.
  • the actuation of the servo valve has the opening or closing of a separate one Fluid channel result.
  • This fluid channel leads from one Master cylinder that puts pressure on the fluid to secondary cylinders, which are actuated by the pressurized fluid.
  • This known arrangement in which the master cylinder Master brake cylinder of a motor vehicle and the secondary cylinder Represent wheel brake cylinder is intended to serve the Fluid channel of an anti-lock braking system in rapid succession without delay can be opened and closed.
  • the invention is based on the object To design the injector in such a way that it improved Smallest quantity injection enabled.
  • the inventive design of the inlet and outlet throttle of the injection valve are the flow characteristics the throttles so affected that a faster Close and slow open the nozzle needle can, both of which have a positive effect on the smallest quantity injection affects.
  • the fuel is at system pressure from a high pressure accumulator, not shown a high pressure bore and one with an inlet throttle 2 Inlet bore 3 a control room 4 in the injector housing 5 fed.
  • the injection holes 8 are when the injection valve is open with a nozzle chamber 9 in connection, which in turn via the high pressure bore 1 is connected to the high pressure accumulator is. If both in the control room 4 and in the nozzle chamber 9 the full system pressure is present, the nozzle needle 6 is due the larger effective area in the control room 4 pressed down, so that the injection holes 8 are closed.
  • a hole leads from the control chamber 4 10 in the injector housing 5 with an outlet throttle 11 to a servo valve integrated in the injection valve housing 5 12 in the form of a 2/2-way valve.
  • servo valve 12 leads an unpressurized fuel return 13 to not shown Fuel tank.
  • the servo valve 12 switches over Tappet 14 by an electromagnetic and / or piezoelectric actuator 15 is controlled.
  • the servo valve 12 has the task of controlling the pressure that in the control room 4 for opening and closing the injection valve is exerted on the axially movable nozzle needle 6.
  • the servo valve 12 When the servo valve 12 is closed, is in the control room 4 essentially the full system pressure, so that the nozzle needle 6 is pressed down and the nozzle needle tip 7 closes the injection holes 8 at the front end of the nozzle needle 6, that lead into the combustion chamber. Becomes the actuator 15 of the servo valve 12 is electrically controlled, the plunger exercises 14 a force on the spring-loaded servo valve 12 in the result of which the servo valve 12 opens. With the servo valve open 12 stands between the high pressure accumulator and the control room 4, servo valve 12 and fuel return 13 a stationary Flow on the individual throttles, the inlet throttle 2 and the outlet throttle 11, to a defined Pressure drop.
  • the trained as cylindrical bores Inlet and outlet throttles 2 and 11 are dimensioned so that the pressure in the control room 4 decreases. Through this Pressure reduction takes the force acting on the nozzle needle 6 off, while the pressure in the nozzle chamber 9 is equal to the system pressure remains so that the injector through the in the nozzle chamber 9 hydraulic force acting on the nozzle needle 6 is opened. This displacement of the nozzle needle 6 will the connection of the nozzle chamber 9 with the injection holes 8 restored and the fuel back into the combustion chamber injected.
  • This known embodiment of an injection valve with a 2/2-way valve as a servo valve 12 has the disadvantage that the opening and closing processes only within very narrow Let boundaries influence each other independently.
  • FIG. 2 shows an inlet throttle 2 in the form of a nozzle, in which the ratio of the inlet diameter 16 to the outlet diameter 17 is greater than 1, that is, the cross section the inlet throttle 2 in the direction of the arrow 18 marked flow direction reduced.
  • the inlet throttle 2 as a nozzle-shaped throttle is proposed the outlet throttle 11 with an increasing in the flow direction Form cross-section diffusor-like, the Ratio of inlet diameter 16 to outlet diameter 17 is now less than 1.
  • the ratio of the inlet diameter 16 to the outlet diameter 17 is the inlet throttle 2 and / or the outlet throttle 11 0.7 to 1.3.
  • the ratio of the inlet diameter 16 to the outlet diameter 17 of the inlet throttle 2 is preferably approximately 1.3: 1.
  • the ratio of the inlet diameter to the outlet diameter the outlet throttle is preferably about 0.7: 1.
  • FIG 3 shows the influence of the throttle shape on the cavitation transition point (KUP).
  • KUP cavitation transition point
  • the inflow condition into the inlet throttle 2 improve by rounding the leading edge accordingly, which is particularly advantageous with increasing Rail press affects. Since the smallest quantity injection the more the more difficult the greater the rail pressure, the more the rounding of the leading edge positively on the small quantity injection out.
  • the nozzle shape of the inlet throttle 2 together with the rounding of the leading edge cause a quick Closing and slowly opening the nozzle needle tip 7, as required for optimal combustion conditions becomes.
  • Figure 4 shows the flow rate of the inlet throttle 2 in dependence the cross-sectional shape of the throttle.
  • the nozzle shape is at low Rail pressures have little effect, resulting in a steeper Opening flank results, in turn, for a stable Opening at low pressures is required.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Einspritzventil, mit einem Servoventil (12) zur Steuerung der Kraftstoffeinspritzung und mit einem Steuerraum (4), der über eine Zulaufdrossel (2) mit einem Kraftstoffzulauf in Verbindung steht und der über eine Ablaufdrossel (11) mit einem drucklosen Kraftstoff-Rücklauf (13) in Verbindung bringbar. Um ein Einspritzventil bereitzustellen, daß eine gleichmäßige Kleinstmengeneinspritzung gewährleistet, wird erfindungsgemäß vorgeschlagen ,daß die Öffnungs- bzw. Schließgeschwindigkeit über das Verhältnis von Zulauf- (16) und Ablaufdurchmesser (17) der Drosseln (2, 11) einstellbar ist. <IMAGE>

Description

Die Erfindung betrifft ein Einspritzventil zum Einspritzen von Kraftstoff in eine Verbrennungskraftmaschine nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Ein solches Einspritzventil ist beispielsweise aus der EP-A-0 192 241 bekannt. Solche Einspritzventile sind zur Steuerung der Fluidströme mit Servoventilen versehen.
Für die Kraftstoffversorgung von Verbrennungsmotoren werden zunehmend Speichereinspritzsysteme verwendet, bei denen mit sehr hohen Einspritzdrücken gearbeitet wird. Solche Einspritzsysteme sind als Common-Rail-Systeme (für Dieselmotoren) und HPDI-Einspritzsysteme (für Ottomotoren) bekannt. Bei diesen Einspritzsystemen wird der Kraftstoff mit einer Hochdruckpumpe in einen allen Zylindern des Motors gemeinsamen Druckspeicher befördert, von dem aus die Einspritzventile an den einzelnen Zylindern mit Kraftstoff versorgt werden. Das Öffnen und Schließen der Einspritzventile wird dabei in der Regel über elektromagnetisch oder piezoelektrisch betriebene Aktoren gesteuert.
Zu diesem Zweck sind die Einspritzventile bei solchen Systemen mit Servoventilen ausgerüstet, die hydraulisch das Öffnen und Schließen der Düsennadel des Einspritzventils steuern, das heißt insbesondere den Beginn und das Ende des Einspritzvorgangs zeitlich festlegen. Das Servoventil beeinflußt dazu in Verbindung mit Steuerdrosseln vor allem die Geschwindigkeit, mit der das Einspritzventil öffnet und schließt.
Aus verbrennungstechnischen Gründen soll die Geschwindigkeit, mit der das Einspritzventil öffnet, verschieden sein von der Geschwindigkeit, mit der das Einspritzventil schließt. Das Einspritzventil soll z.B. bei Common-Rail-Systemen für Dieselmotoren zu Beginn der Einspritzung für eine bessere Vermischung des Kraftstoffs mit der Luft kontrolliert langsam öffnen, wohingegen das Einspritzventil am Ende des Einspritzvorgangs schnell schließen muß, um eine Rußbildung zu verhindern.
Ferner soll es möglich sein, um optimale verbrennungsergebnisse zu erzielen, kleinste Kraftstoffmengen zur Voreinspritzung (Piloteinspritzung) vor der eigentlichen Einspritzung zuzuführen.
Servoventile für Common-Rail-Systeme sind in der Regel als 2/2-Wegeventile oder 3/2-Wegeventile ausgeführt.
Die Ausführung als 2/2-Wegeventil mit einer Zulaufdrossel und einer Ablaufdrossel hat den Nachteil, daß sich die Öffnungs- und Schließvorgänge des Einspritzventils durch die Ausgestaltung des Kraftstoffzulaufs und des Kraftstoffablaufs nur innerhalb sehr enger Grenzen verändern lassen.
Die Ausführungsform als 3/2-Wegeventil, bei der der Zulauf über eine Zulaufdrossel und eine Ablaufdrossel erfolgt, ermöglicht ein schnelleres Öffnen des Einspritzventils als dies beim 2/2-Wegeventil der Fall ist. Durch die Ausgestaltung der Zulaufdrossel läßt sich bei diesen Servoventilen der Schließvorgang des Einspritzventils verlangsamen. Bei Einspritzventilen für Verbrennungsmotoren ist es jedoch im Gegensatz dazu üblicherweise wünschenswert, das Öffnen des Einspritzventils zu verlangsamen, während das Einspritzventil schnell schließen soll.
Aus der EP-A-0 192 241 ist ein Servoventil zur Steuerung von Fluidströmen bekannt, bei dem der in einer ersten Fluidkammer auf den Ventilkörper des Servoventils ausgeübte Druck das Öffnen und Schließen des Servoventils bewirkt. Die Betätigung des Servoventils hat das Öffnen bzw. Schließen eines separaten Fluidkanals zur Folge. Dieser Fluidkanal führt von einem Hauptzylinder, der Druck auf das Fluid ausübt, zu Nebenzylindern, die durch das unter Druck stehende Fluid betätigt werden. Diese bekannte Anordnung, bei der der Hauptzylinder ein Hauptbremszylinder eines Kraftfahrzeugs ist und die Nebenzylinder Radbremszylinder darstellen, soll dazu dienen, das der Fluidkanal eines Antiblockiersystems in rascher Folge verzögerungsfrei geöffnet und geschlossen werden kann.
Die für optimale Verbrennungsergebnisse erforderliche Einspritzung von Kleinstmengen über den gesamten Raildruckbereich läßt sich mit diesen bekannten Ausgestaltungsformen der Einspritzventile nicht oder zumindest nicht ausreichend reproduzierbar erzielen.
Davon ausgehend liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein Einspritzventil dahingehend auszugestalten, daß es eine verbesserte Kleinstmengeneinspritzung ermöglicht.
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im Patentanspruch 1 genannten Merkmale gelöst.
Vorteilhafte Ausgestaltungen des erfindungsgemäßen Einspritzventils sind in den Unteransprüchen beschrieben.
Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung der Zulauf- und Ablaufdrossel des Einspritzventils werden die Durchflußkennlinien der Drosseln derart beeinflußt, daß sich ein schnelleres Schließen und langsameres Öffnen der Düsennadel erzielen läßt, was sich beides positiv auf die Kleinstmengeneinspritzung auswirkt.
Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung der zugehörigen Zeichnung, in der die erfindungsgemäße Ausgestaltung eines Einspritzventils beispielhaft schematisch dargestellt ist. In der Zeichnung zeigt:
Figur 1
einen schematischen Aufbau eines Einspritzventils gemäß dem Stand der Technik mit einem 2/2-Wegeventil als Servoventil;
Figur 2
schematisch die Ausgestaltung einer düsenförmig ausgebildeten Zulaufdrossel eines erfindungsgemäßen Einspritzventils;
Figur 3
eine graphische Darstellung der Abhängigkeit des Kavitations-Umschlagpunktes (KUP) von der Formgebung des Zu- und Ablaufdurchmessers einer Drossel und
Figur 4
eine graphische Darstellung der Abhängigkeit des Durchflusses der Zulaufdrossel von der geometrischen Form der Drossel.
Anhand von Figur 1 wird zunächst der Aufbau und die Arbeitsweise eines herkömmlichen Einspritzventils mit einem 2/2-Wegeventil als Servoventil erläutert.
Wie in Figur 1 dargestellt, wird der Kraftstoff mit Systemdruck von einem nicht dargestellten Hochdruckspeicher über eine Hochdruckbohrung und eine mit einer Zulaufdrossel 2 versehene Zulaufbohrung 3 einem Steuerraum 4 im Einspritzventilgehäuse 5 zugeführt. Im Steuerraum 4 wirkt der dort vorliegende Druck auf das hintere Ende eines axial beweglich gelagerten und geführten Düsennadel 6, die dazu dient, mit einer am vorderen Ende angeordneten Düsennadelspitze 7 Einspritzlöcher 8 im Einspritzventilgehäuse 5 zu öffnen und zu verschließen, die zum Brennraum des Verbrennungsmotors führen.
Die Einspritzlöcher 8 stehen bei geöffnetem Einspritzventil mit einer Düsenkammer 9 in Verbindung, die ihrerseits über die Hochdruckbohrung 1 mit dem Hochdruckspeicher verbunden ist. Wenn sowohl im Steuerraum 4 als auch in der Düsenkammer 9 der volle Systemdruck anliegt, wird die Düsennadel 6 aufgrund der größeren Wirkfläche im Steuerraum 4 nach unten gedrückt, so daß die Einspritzlöcher 8 verschlossen werden.
Bei der dargestellten Ausführungsform eines Einspritzventils gemäß dem Stand der Technik führt vom Steuerraum 4 eine Bohrung 10 im Einspritzventilgehäuse 5 mit einer Ablaufdrossel 11 zu einem in das Einspritzventilgehäuse 5 integrierten Servoventil 12 in Form eines 2/2-Wegeventils. Vom Servoventil 12 führt ein druckloser Kraftstoff-Rücklauf 13 zum nicht dargestellten Kraftstofftank. Das Servoventil 12 schaltet über einen Stößel 14, der von einem elektromagnetischen und/oder piezoelektrischen Aktor 15 angesteuert wird.
Das Servoventil 12 hat die Aufgabe, den Druck zu steuern, der im Steuerraum 4 zum Öffnen und Schließen des Einspritzventils auf die axial bewegliche Düsennadel 6 ausgeübt wird.
Wenn das Servoventil 12 geschlossen ist, steht im Steuerraum 4 im wesentlichen der volle Systemdruck an, so daß die Düsennadel 6 nach unten gedrückt wird und die Düsennadelspitze 7 am vorderen Ende der Düsennadel 6 die Einspritzlöcher 8 verschließt, die in den Verbrennungsraum führen. Wird der Aktor 15 des Servoventils 12 elektrisch angesteuert, übt der Stößel 14 eine Kraft auf das federbelastete Servoventil 12 aus, in dessen Folge sich das Servoventil 12 öffnet. Bei offenem Servoventil 12 stellt sich zwischen Hochdruckspeicher, Steuerraum 4, Servoventil 12 und Kraftstoff-Rücklauf 13 eine stationäre Strömung ein, die an den einzelnen Drosseln, der Zulaufdrossel 2 und der Ablaufdrossel 11, zu einem definierten Druckabfall führt. Die als zylindrische Bohrungen ausgebildeten Zulauf- und Ablaufdrosseln 2 und 11 sind so bemessen, daß sich dabei der Druck im Steuerraum 4 verringert. Durch diese Druckminderung nimmt die auf die Düsennadel 6 wirkende Kraft ab, während der Druck in der Düsenkammer 9 gleich dem Systemdruck bleibt, so daß das Einspritzventil durch die in der Düsenkammer 9 auf die Düsennadel 6 wirkende Kraft hydraulisch geöffnet wird. Durch diese Verschiebung der Düsennadel 6 wird die Verbindung der Düsenkammer 9 mit den Einspritzlöchern 8 wieder hergestellt und der Kraftstoff wieder in den Brennraum eingespritzt.
Diese bekannte Ausführungsform eines Einspritzventils mit einem 2/2-Wegeventil als Servoventil 12 hat den Nachteil, daß sich die Öffnungs- und Schließvorgänge nur innerhalb sehr enger Grenzen unabhängig voneinander beeinflussen lassen.
Überraschenderweise wurde herausgefunden, daß sich die Geschwindigkeit des Öffnungs- und Schließvorgangs durch die Variation des Verhältnisses zwischen dem Zulaufdurchmesser 16 und dem Ablaufdurchmesser 17 der einzelnen Drosseln 2 und 11 (Figur 2) einstellen und verändern läßt. Während die üblichen Drosselbohrungen einen zylindrisch ausgebildet einen konstanten Durchmesser aufweisen, hat sich herausgestellt, daß durch die Formgebung der Drosselbohrung als zylindrische, düsenförmige oder diffusorförmige Bohrung die Durchflußkennlinie maßgeblich verändern läßt.
Um optimale Verbrennungsergebnisse zu erzielen, das heißt eine minimale Abgasemission zu erzeugen, ist es notwendig, kleinste Kraftstoffmengen von bis zu 1mm3 über den gesammten Raildruckbereich einzuspritzen.
Um andererseits niedrige Verbrennungsgeräusche zu erzielen, ist es notwendig möglichst niedrige Raildrücke (Mindestöffnungsdrücke) erreicht werden, bei denen noch eine reproduzierbare Einspritzung möglich ist.
Figur 2 zeigt eine düsenförmig ausgebildete Zulaufdrossel 2, bei der das Verhältnis vom Zulaufdurchmesser 16 zum Ablaufdurchmesser 17 größer 1 ist, das heißt, daß sich der Querschnitt der Zulaufdrossel 2 in Richtung der durch den Pfeil 18 gekennzeichneten Durchflußrichtung verringert. Durch die düsenförmige Ausgestaltung der Zulaufdrossel 2 wird bei höherem Druck der Durchfluß erhöht, was wiederum ein schnelleres Schließen des Einspritzventils ermöglicht.
Im Gegensatz zu der voranstehend beschriebenen Ausgestaltung der Zulaufdrossel 2 als düsenförmige Drossel wird vorgeschlagen die Ablaufdrossel 11 mit einem in Durchflußrichtung zunehmendem Querschnitt diffusorartig auszubilden, wobei das Verhältnis von Zulaufdurchmesser 16 zum Ablaufdurchmesser 17 nunmehr kleiner 1 ist. Dadurch wird der Punkt (Kavitations-Umschlagpunkt, KUP), bei dem der Kraftstoffdurchfluß durch die Ablaufdrossel 11 unabhängig ist von der Druckdifferenz zwischen dem Einlaß und dem Auslaß der Ablaufdrossel, bei einer geringeren Druckdifferenz erreicht.
Das Verhältnis von Zulaufdurchmesser 16 zum Ablaufdurchmesser 17 der Zulaufdrossel 2 und/oder der Ablaufdrossel 11 beträgt 0,7 bis 1,3.
Das Verhältnis von Zulaufdurchmesser 16 zum Ablaufdurchmesser 17 der Zulaufdrossel 2 beträgt vorzugsweise etwa 1,3:1.
Das Verhältnis von Zulaufdurchmesser zum Ablaufdurchmesser der Ablaufdrossel beträgt vorzugsweise etwa 0,7:1.
Figur 3 zeigt den Einfluß der Drosselform auf den Kavitations-Umschlagpunkt (KUP). Da an der Ablaufdrossel 11 ein möglichst frühzeitiger Eintritt in die Kavitation benötigt wird, um einen konstanten Abfluß unabhängig von der Druckdifferenz zwischen dem Vordruck im Vorraum und dem Gegendruck im Ablaufraum zu erzielen, ist hier die diffusorartige Ausgestaltungsform zu bevorzugen, da sich hier der KUP zu den niedrigen Gegendruckwerten hin verschiebt, wie dies der Punkt KUP'' in Figur 3 zeigt.
Da hingegen an der Zulaufdrossel 2 ein möglichst spätes Eintreten der Kavitation gefordert wird, um einen großen Kraftstoffdurchfluß zu ermöglichen, ergibt sich aus Figur 3 die düsenförmige Ausgestaltung für den Querschnitt der Zulaufdrossel 2.
Zusätzlich zu der Ausbildung der Durchmesser der Drosseln 2 und 11 läßt sich die Einströmbedingung in die Zulaufdrossel 2 durch eine entsprechende Verrundung der Einlaufkante verbessern, was sich insbesondere vorteilhaft bei steigenden Raildrücken auswirkt. Da die Kleinstmengeneinspritzung desto schwieriger wird, je größer der Raildruck wird, wirkt sich die Verrundung der Einlaufkante positiv auf die Kleinstmengeneinspritzung aus. Die Düsenform der Zulaufdrossel 2 zusammen mit der Verrundung der Einlaufkante bewirken ein schnelles Schließen und langsames Öffnen der Düsennadelspitze 7, wie dies für optimale Verbrennungsverhältnisse gefordert wird.
Figur 4 zeigt die Durchflußmenge der Zulaufdrossel 2 in Abhängigkeit der Querschnittsform der Drossel. Wie aus der graphischen Darstellung ersichtlich, ist die Düsenform bei niedrigen Raildrücken nur wenig wirksam, wodurch sich eine steilere Öffnungsflanke ergibt, die wiederum für ein stabiles Öffnen bei niedrigen Drücken erforderlich ist.
Durch die Variation der Drosselquerschnitte der Zulaufdrossel 2 und der Ablaufdrossel 11 ist es möglich, den Durchfluß durch die Drosseln und die Druckdifferenz über die Drossel so einzustellen, daß bei einer Absenkung des Mindestöffnungsdrucks eine gleichmäßig gute Kleinstmengeneinspritzung über den gesamten Raildruckbereich erzielt wird.
Durch Einstellen eines vorgebbaren Kavitationsumschlagpunktes mit Hilfe der Drosselgeometrie bei der Zulaufdrossel 2 und der Ablaufdrossel 11 ist ein "digitales Ventil" realisierbar, bei dem der Kraftstoffluß durch die Drosseln 2,11 im Wesentlichen nur von der Drosselgeometrie und insbesondere unahbhängig oder vorgebbar abhängig von den variablen Druckverhältnissen im Einspritzventil ist.

Claims (5)

  1. Einspritzventil für die Einspritzung von Kraftstoff in eine Brennkraftmaschine, mit einem Servoventil (12) zur Steuerung der Kraftstoffeinspritzung und mit einem Steuerraum (4), der über eine Zulaufdrossel (2) mit einem Kraftstoffzulauf in Verbindung steht und der über eine Ablaufdrossel (11) mit einem drucklosen Kraftstoff-Rücklauf (13) in Verbindung bringbar ist, wobei der im Steuerraum (4) herrschende Druck auf eine bewegliche Düsennadel (6) wirkt, der mit einer Düsennadelspitze (7) in Wirkverbindung steht, die bei der Bewegung der Düsennadel (6) Einspritzlöcher (8) freigibt oder verschließt, wobei das Servoventil (12) von einem Aktor (15) betätigt wird und zwischen einer die Ablaufdrossel (11) mit dem drucklosen Kraftstoff-Rücklauf (13) in Verbindung bringende Offenstellung und einer diese Verbindung versperrenden Schließstellung verstellbar ist,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Geschwindigkeit, mit der die Düsennadel (6) die Einspritzlöcher (8) freigibt oder verschließt über das Verhältnis von Zulaufdurchmesser (16) und Ablaufdurchmesser (17) der Zulaufdrossel (2) und/oder der Ablaufdrossel (11) einstellbear ist.
  2. Einspritzventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,daß die Zulaufdrossel (2) düsenförmig ausgebildet ist.
  3. Einspritzventil nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Ablaufdrossel (11) diffusorartig ausgebildet ist.
  4. Einspritzventil nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis von Zulaufdurchmesser (16) zum Ablaufdurchmesser (17) der Zulaufdrossel (2) und/oder der Ablaufdrossel (11) 0,7 bis 1,3 beträgt.
  5. Einspritzventil nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Einlaufkante der Zulaufdrossel (2) abgerundet ausgebildet ist.
EP01102406A 2000-02-17 2001-02-02 Einspritzventil für die Einspritzung von Kraftstoff in eine Verbrennungskraftmaschine Expired - Lifetime EP1126160B1 (de)

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DE10007175 2000-02-17

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EP1126160A2 true EP1126160A2 (de) 2001-08-22
EP1126160A3 EP1126160A3 (de) 2003-09-24
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