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EP0543805A1 - Fuel injection pump for internal combustion engines. - Google Patents

Fuel injection pump for internal combustion engines.

Info

Publication number
EP0543805A1
EP0543805A1 EP90910587A EP90910587A EP0543805A1 EP 0543805 A1 EP0543805 A1 EP 0543805A1 EP 90910587 A EP90910587 A EP 90910587A EP 90910587 A EP90910587 A EP 90910587A EP 0543805 A1 EP0543805 A1 EP 0543805A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
slide valve
rotary slide
fuel injection
rotary
injection pump
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP90910587A
Other languages
German (de)
French (fr)
Other versions
EP0543805B1 (en
Inventor
Helmut Rembold
Ernst Linder
Gottlob Haag
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.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP0543805A1 publication Critical patent/EP0543805A1/en
Application granted granted Critical
Publication of EP0543805B1 publication Critical patent/EP0543805B1/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • 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
    • F02M59/38—Pumps characterised by adaptations to special uses or conditions
    • 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
    • F02M59/20—Varying fuel delivery in quantity or timing
    • F02M59/36—Varying fuel delivery in quantity or timing by variably-timed valves controlling fuel passages to pumping elements or overflow passages
    • F02M59/366—Valves being actuated electrically
    • 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
    • F02M41/00—Fuel-injection apparatus with two or more injectors fed from a common pressure-source sequentially by means of a distributor
    • F02M41/02—Fuel-injection apparatus with two or more injectors fed from a common pressure-source sequentially by means of a distributor the distributor being spaced from pumping elements
    • F02M41/06—Fuel-injection apparatus with two or more injectors fed from a common pressure-source sequentially by means of a distributor the distributor being spaced from pumping elements the distributor rotating
    • 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
    • F02M41/00—Fuel-injection apparatus with two or more injectors fed from a common pressure-source sequentially by means of a distributor
    • F02M41/02—Fuel-injection apparatus with two or more injectors fed from a common pressure-source sequentially by means of a distributor the distributor being spaced from pumping elements
    • F02M41/06—Fuel-injection apparatus with two or more injectors fed from a common pressure-source sequentially by means of a distributor the distributor being spaced from pumping elements the distributor rotating
    • F02M41/063—Fuel-injection apparatus with two or more injectors fed from a common pressure-source sequentially by means of a distributor the distributor being spaced from pumping elements the distributor rotating the distributor and rotary valve controlling fuel passages to pumping elements being combined
    • 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
    • F02M63/0012—Valves
    • F02M63/0031—Valves characterized by the type of valves, e.g. special valve member details, valve seat details, valve housing details
    • F02M63/0038—Valves characterized by the type of valves, e.g. special valve member details, valve seat details, valve housing details rotary

Definitions

  • the invention is based on a fuel injection pump according to the preamble of the main claim.
  • Such a fuel injection pump can be found, for example, in the older German application P 38 04 025.
  • the distribution of the fuel flow from a plurality of pumps z the injection openings of the injection valves was carried out by a rotary slide valve, which was driven in synchronism with the given gear ratio to the motor shaft for rotating movement.
  • the injection quantity and injection timing were controlled by opening or closing an overflow channel to a relief volume by means of a solenoid valve.
  • the possibility is created of counteracting seizure of the rotary slide valve in its guidance by axially displacing the rotary slide valve. Allows at the same time an axial displacement of the rotary slide valve with a corresponding design of the recesses running in the circumferential direction for the distribution of the fuel flow to individual cylinders and / or a relative rotation of the rotary slide valve to the rotary drive, the possibility of adjusting the injection timing over a larger angular range than is possible due to the geometrical Limits for the configuration of the circumferentially measured length of the distribution grooves of the rotary slide valve would be possible.
  • the design is advantageously made such that the rotary slide valve can be determined in its rotational position or displacement position depending on an operating parameter of the internal combustion engine.
  • the operating parameters of the internal combustion engine are primarily the speed of the internal combustion engine, or a control variable related to the speed of the internal combustion engine, such as the fuel pressure of a fuel pump driven synchronously with the motor shaft, an oil pressure or the like. into consideration.
  • the corresponding control variable can also be derived from a centrifugal governor.
  • the rotary slide valve can preferably be displaceable in the direction of this axis of rotation against a stop which is adjustable as a function of an operating parameter.
  • a stop which is adjustable as a function of an operating parameter.
  • the rotary slide valve itself can also be designed in a simple manner as a piston, the application of pressure to such a rotary slide valve designed as a piston on the piston end face being able to be used directly to displace the rotary slide valve, with advantage the working space of this piston can be pressurized against the force of a spring acting on the rotary slide valve.
  • a pressure suitable for the displacement of the rotary slide valve can be derived directly from the high-pressure side of the pump, wherein if the rotary slide valve designed as a piston is acted upon by such a pump pressure, the design is preferably such that the working area of the Piston-formed rotary slide valve is connected to the return line via a throttle and possibly a pressure relief valve.
  • the pump pressure is reduced via the throttle, a shifting pressure corresponding to an operating parameter of the internal combustion engine being present on the side of the rotary slide valve designed as a piston, taking into account the dynamic flow behavior of the fuel.
  • the axial displacement initially only gives the advantage that seizure of the rotary valve is countered.
  • the design of the circumferential, distribution-serving grooves of the rotary slide valve is changed or a rotation de Rotary slide valve is made relative to its drive, the angular range of a possible influence of the injection process can be adjusted by the solenoid valve.
  • the design can be such that the rotary slide valve is coupled to the rotary drive via oblique teeth or grooves.
  • Such coupling of the rotary slide valve to the rotary drive via oblique teeth or grooves simultaneously leads to a relative rotation of the rotary slide valve relative to the rotary drive due to the oblique teeth or grooves when the rotary slide valve is axially displaced.
  • the design can be made in a particularly simple manner in such a way that the rotary slide valve engages in an oblique groove on the inner circumference of a hollow drive wheel connected to the rotary drive via at least one pin which is oriented essentially radially to the axis of rotation, as a result of which a particularly compact Education is achieved.
  • the synchronous rotary drive of the rotary slide valve can be derived directly from the motor shaft in a simple manner.
  • the pump camshaft can be driven to achieve a uniform pressure level even with a small number of piston pumps with a correspondingly lowest possible but higher speed than the drive shaft of the rotary slide valve, for which purpose the design is preferably such that the hollow drive wheel of the rotary slide valve than with a gearwheel a gear cam meshing gear is formed, and that the gear of the pump camshaft has a smaller diameter than the hollow drive gear of the rotary slide valve.
  • the design is advantageously made such that the circumferential grooves of the rotary slide valve have a width measured in the axial direction, which is at least equal to the maximum axial displacement of the rotary slide valve that occurs when the rotary slide valve is rotated relative to its rotary drive.
  • the supply with fuel under pressure must be ensured in each axial displacement position, for which the design is preferably such that a circumferential groove of the rotary slide valve connected to the pressure-side pump connection has a width in the axial direction corresponding to the maximum axial displacement path of the rotary slide valve Direction.
  • the design can be made in such a simple manner that the injection timing and the injection duration or injection quantity can be determined by a solenoid valve which opens into the return line and which is connected to a pressure-side line the pump (s) is connected, and that the solenoid valve with the interposition of the working space of the rotary slide valve designed as a piston or the working space of an adjusting piston and a throttle is connected to the return line, which at the same time results in particularly compact dimensions.
  • FIG. 1 shows a partial section through a first embodiment of a fuel injection pump according to the invention in the region of the rotary slide valve; 2 shows, in a representation similar to FIG. 1, a modified embodiment of a fuel injection pump according to the invention; and FIG. 3 shows a further modified embodiment in which the axial movement of the rotary slide valve is intended to largely prevent it from seizing.
  • Fig. 1, 1 denotes a pump housing of a distributor fuel injection pump, in which a rotary slide valve 2 acting as a distributor is rotatably arranged in a cylindrical bore 3 and can be displaced in the axial direction.
  • the rotary slide valve 2 is driven by a hollow gear 4 which meshes with a gear 5 of a pump camshaft, not shown.
  • the gear wheel 5 of the pump camshaft has a smaller diameter than the drive wheel 4 of the rotary slide valve 2, the dimensioning of the gear wheels 4 and 5 providing a desired transmission ratio between the number of revolutions of the pump camshaft, which is not shown in more detail, and which has fuel under a large number of pump pistons Pressure to the rotary slide valve via a feed line 6, and the number of revolutions of the rotary slide valve 2 can be adjusted, the rotary slide valve 2 being driven in synchronism with the drive shaft of the internal combustion engine in each case at half the speed of the drive shaft.
  • the fuel passes under pressure into an annular space 7, which extends from a circumferential recess in the axial direction of the rotary slide valve 2 or Groove is formed.
  • a line 9 leading to a solenoid valve 8 also opens in the area of the circumferential groove 7 of the rotary slide valve 2, the solenoid valve 8 controlling both the start of injection and the injection quantity or injection duration.
  • the fuel under pressure which is switched off by the solenoid valve in its open position, passes through a bore 10 into a working space 11, which is limited by the rotary slide valve 2, of the rotary slide valve, which is simultaneously designed as a stop piston, in order to achieve a larger possible injection range by axial displacement and / or relative rotation of the rotary slide valve 2 relative for rotating the same, as will be explained in more detail below.
  • the pressure in the working space 11 is set via a pressure-maintaining valve 12 and the fuel emerging from the working space 11 opens into a return line to the tank, indicated schematically by 13.
  • the fuel passes under pressure from the annular space or the circumferential groove 7 of the rotary slide valve into a bore 15 running obliquely to the axis 14 of the rotary slide valve to a recess or groove 16 arranged on the circumference of the rotary slide valve, which in a corresponding rotational position of the rotary slide valve via a feed line 17 to a schematically indicated injection valve 18 supplies fuel under pressure.
  • a pressure equalization bore 19 opens into the recess 16 in the rotary slide valve at an angle corresponding to the angle of the bore 15.
  • a corresponding number of feed bores are provided for the individual injection valves of the engine cylinders, and there is only a limited range of angles for the separation of the injection processes in the individual cylinders at the synchronous to the motor shaft Rotary movement of the rotary slide valve 2 available.
  • the rotary slide valve 2 is displaced and / or rotated relative to the drive gear 4.
  • two bolts 20 are provided on the rotary slide valve 2 which extend essentially radially on the rotary slide axis 14 and which engage in schematically indicated grooves 21 on the inner circumference of the drive gear 4 which run obliquely to the rotary slide axis 14.
  • the rotary slide valve 2 rotates relative to the drive wheel 4 via the radial bolts 20 engaging in the oblique grooves 21, and the recess 16 therefore arrives at a different point in time, ie in a different angular range of the motor drive drive shaft in a position aligned with a bore 17 to an injection valve, so that the start of injection can be adjusted within wide limits.
  • the rotary slide valve is held in contact with a control piston 22, which is acted upon by a spring 23, via the pressure prevailing in the working space 11.
  • the control piston is acted upon via a schematically indicated feed line 24 as a function of an operating parameter, such as, for example, the engine oil pressure or the gasoline inlet pressure.
  • the resulting axial movement of the control piston and thus of the rotary slide valve is, as mentioned above, rotated relative to the pump drive shaft and thus to the motor drive shaft via the radial bolts running in the oblique groove 21 into a rotary movement of the rotary slide valve 2.
  • both the recess 7, which cooperates with the inlet 6, and the recess 16, which cooperates with an injection valve in each case via the bore 17, have one extending in the direction of the axis of the rotary slide valve Width, which corresponds at least to the maximum axial displacement of the rotary slide valve 2.
  • helical teeth can also be provided on the rotary slide valve 2 and on the inner circumference of the drive wheel 4, in order to axially move the rotary slide valve 2 in a relative rotation to implement the drive wheel 4.
  • a leakage bore is also indicated at 25, which interacts with a circumferential groove 26 on the rotary slide valve 2.
  • FIG. 2 the reference numerals of FIG. 1 have been retained for the same components.
  • an axial movement of the rotary slide valve 2 into a rotary movement thereof relative to the drive wheel 4 is used to adjust the angular range that can be used for an injection.
  • the rotary slide valve is acted upon in the axial direction via a piston 28 loaded by a spring 27, and the axial displacement in the working space 11 of the rotary slide valve 2 designed as a piston is used to adjust the axial position and thus the rotational position relative to the drive wheel .
  • the fuel flow controlled via the solenoid valve 8 passes from the working space 11 via a throttle 29 into the return 13 to the tank.
  • a higher mean pressure level is set in the space 11, through which the rotary slide valve 2 is pushed ver against the spring-loaded piston 28.
  • a pressure relief valve 31 is also switched on, so that after a travel of the adjustment path, ie after the piston 2 comes into contact with the stop 32, the pressure relief valve i opens the return line 13.
  • the tuning of the throttle 2 and the biasing force of the spring 27 takes place in such a way that an axial movement of the rotary slide valve takes place only from a predetermined speed.
  • this circumferential groove is formed obliquely to the axis 14 of the rotary slide valve 2, so that at an axial displacement of the rotary slide valve 2 in different rotational positions, the feed bores 17 are smoothed over, in which case the circumferential recess 16 would naturally have to extend over a larger angular range than the embodiment shown in FIGS.
  • FIG. 3 shows a modified embodiment of the rotary slide valve 2, which in turn is connected to the pump drive shaft or the motor shaft via a drive wheel 4 in a manner not shown in any more detail.
  • fuel passes through recesses 33 provided on the circumference of the rotary slide valve 2 into an axial channel 34 of the rotary slide valve, fuel in pressure in corresponding angular positions passing through recesses 35 arranged in a further plane in feed lines 36 to injection valves
  • a further circumferential groove 37 is connected via the axial channel 34 to a relief bore 38, into which a solenoid valve 39 analogous to the solenoid valve 8 is switched on.
  • the fuel flow controlled by the solenoid valve 39 in turn reaches a working space 41 via a line 40, which is connected to a return 42. Since when turning off in Every time a pressure wave is triggered, the rotary slide valve 2 is thereby acted upon in the axial direction and moved in the axial direction against the force of a spring 43. Since, in contrast to the design according to FIGS. 1 and 2, neither a pressure holding valve nor a throttle and a pressure relief valve are switched on in the return line 42, the pressure drops rapidly again after the pressure wave occurs in the working space 41 and it becomes so Rotary slide valve 2 in turn moved back to its normal position by the force of the spring 43.

Landscapes

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  • General Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

Une pompe d'injection de carburant, notamment pour l'injection directe de carburant dans des moteurs à combustion interne à allumage piloté, comprend au moins une pompe qui génère un courant de carburant sous pression et un tiroir rotatif (2) qui se déplace synchroniquement à l'arbre moteur du moteur à combustion interne afin de relier le courant de carburant avec au moins un orifice d'injection (18) du moteur à combustion interne et/ou de dévier le courant de carburant soumis à la pression de la pompe vers un conduit de reflux (13). Le déplacement du tiroir rotatif (2) dans le sens de son axe de rotation (14) est limité ou le tiroir rotatif (2) est monté de manière à limiter sa rotation par rapport à son entraînement rotatif. De préférence, la position de rotation ou de déplacement du tiroir rotatif peut être déterminée en fonction d'un paramètre de fonctionnement du moteur à combustion interne. La mobilité axiale du tiroir rotatif (2) l'empêche de se coincer dans son guidage (3) et le réglage en fonction des paramètres de fonctionnement du moteur permet d'ajuster le moment de l'injection sur une plus grande plage angulaire qu'il ne serait possible normalement, étant donné les limitations géométriques de la structure du tiroir rotatif.A fuel injection pump, in particular for the direct injection of fuel into internal combustion spark-ignition engines, comprises at least one pump which generates a stream of pressurized fuel and a rotary drawer (2) which moves synchronously to the motor shaft of the internal combustion engine in order to connect the fuel stream with at least one injection port (18) of the internal combustion engine and / or to divert the fuel stream subjected to the pressure of the pump to a reflux duct (13). The movement of the rotary drawer (2) in the direction of its axis of rotation (14) is limited or the rotary drawer (2) is mounted so as to limit its rotation relative to its rotary drive. Preferably, the position of rotation or movement of the rotary slide can be determined as a function of an operating parameter of the internal combustion engine. The axial mobility of the rotary slide (2) prevents it from getting stuck in its guide (3) and the adjustment according to the engine operating parameters makes it possible to adjust the moment of injection over a greater angular range than it would not normally be possible, given the geometrical limitations of the structure of the rotary drawer.

Description

Kraftstoffeinspritzpumpe für Brennkraftmaschinen Fuel injection pump for internal combustion engines
Die Erfindung geht von einer Kraftstoffeinspritzpumpe nach der Gattung des Hauptanspruches aus.The invention is based on a fuel injection pump according to the preamble of the main claim.
Eine derartige Kraftstoffeinspritzpumpe ist beispielsweise der älteren deutschen Anmeldung P 38 04 025 zu entnehmen. Bei dieser älteren Ausbildung einer Kraftstoffeinspritzpumpe erfolgte die Verteilung des KraftstoffStromes von einer Mehrzahl von Pumpen z den Einspritzöffnungen von Einspritzventilen durch ein Drehschie berventil, welches synchron mit vorgegebenem Übersetzungsverhält nis zur Motorwelle zu rotierender Bewegung angetrieben wurde. Di Steuerung von Einspritzmenge und Einspritzzeitpunkt erfolgte da¬ durch, daß mittels eines Magnetventiles ein Überströmkanal zu einem Entlastungsvolumen aufgesteuert bzw. verschlossen wurde. M der Notwendigkeit, den Kraftstoffström auf eine Mehrzahl von Zy¬ lindern einer Brennkraftmaschine zu verteilen, verringert sich b zunehmender Anzahl der Zylinder der Brennkraftmaschine der jewei aus geometrischen Gründen zur Verfügung stehende Winkelbereich d Drehschieberventiles, über welchen mit dem Magnetventil die Ein¬ spritzmenge und der Einspritzzeitpunkt für einen einzelnen Zy¬ linder beeinflußt werden kann. Ein lediglich zur Drehbewegung angetriebenes Drehschieberventil neigt nach längerem Betrieb zu Verschleißerscheinungen, welche bis zum Festfressen des Dreh¬ schiebers in seiner Führung führen können.Such a fuel injection pump can be found, for example, in the older German application P 38 04 025. In this older design of a fuel injection pump, the distribution of the fuel flow from a plurality of pumps z the injection openings of the injection valves was carried out by a rotary slide valve, which was driven in synchronism with the given gear ratio to the motor shaft for rotating movement. The injection quantity and injection timing were controlled by opening or closing an overflow channel to a relief volume by means of a solenoid valve. With the need to distribute the fuel flow over a plurality of cylinders of an internal combustion engine, the increasing number of cylinders of the internal combustion engine reduces the angular range d of the rotary slide valve available for geometric reasons, over which the solenoid valve increases the injection quantity and the Injection time for a single cylinder can be influenced. A rotary slide valve, which is only driven for the rotary movement, tends to show signs of wear after prolonged operation, which can lead to seizure of the rotary slide in its guidance.
Mit der erfindungsgemäßen Kraftstoffeinspritzpumpe mit den kenn¬ zeichnenden Merkmalen des Hauptanspruches wird die Möglichkeit geschaffen, durch axiale Verschiebung des Drehschieberventiles einem Festfressen des Drehschieberventiles in seiner Führung entgegenzuwirken. Gleichzeitig ermöglicht eine axiale Verschiebung des Drehschieberventiles bei ent¬ sprechender Ausgestaltung der in Umfangsrichtung verlaufenden Ausnehmungen für die Verteilung des KraftstoffStromes zu einzelnen Zylindern und/oder eine Relativverdrehung des Drehschieberventiles zum Drehantrieb die Möglichkeit, den Einspritzzeitpunkt über einen größeren Winkelbereich zu verstellen, als dies auf Grund der geometrischen Grenzen für die Ausgestaltung der in Umfangsrichtung gemessenen Länge der der Verteilung dienenden Nuten des Drehschieberventiles möglich wäre. Insbesondere bei Brennkraftmaschinen mit mehr als vier Zylindern werden ohne eine zusätzliche Möglichkeit der Beeinflussung der Verschiebung des Einspritzzeitpunktes die geometrischen Grenzen des Drehschieberventiles selbst bereits deutlich spürbar. Zur Verlagerung des wirksamen Winkelbereiches für die Verteilung des Kraftstofflusses zu einer Einspritzöffnung eines Zylinders der Brennkraftmaschine, ist mit Vorteil die Ausbildung so getroffen, daß das Drehschieberventil in seiner Drehlage bzw. Verschiebelage in Abhängigkeit von einem Betriebsparameter der Brennkraftmaschine feststellbar ist. Als Betriebsparameter der Brennkraftmaschine kommt hiebei in erster Linie die Drehzahl der Brennkraftmaschine, oder aber eine mit der Drehzahl der Brennkraftmaschine in Beziehung stehende Steuergröße, wie beispielsweise der Kraftstoffdruck einer mit zur Motorwelle synchron angetriebenen Kraftstoff¬ pumpe, ein Öldruck od.dgl. in Betracht. Die entsprechende Steuergröße kann auch von einem Fliehkraftregler abgeleitet werden.With the fuel injection pump according to the invention with the characterizing features of the main claim, the possibility is created of counteracting seizure of the rotary slide valve in its guidance by axially displacing the rotary slide valve. Allows at the same time an axial displacement of the rotary slide valve with a corresponding design of the recesses running in the circumferential direction for the distribution of the fuel flow to individual cylinders and / or a relative rotation of the rotary slide valve to the rotary drive, the possibility of adjusting the injection timing over a larger angular range than is possible due to the geometrical Limits for the configuration of the circumferentially measured length of the distribution grooves of the rotary slide valve would be possible. In particular in internal combustion engines with more than four cylinders, the geometric limits of the rotary slide valve itself can already be clearly felt without an additional possibility of influencing the shift in the injection timing. To shift the effective angular range for the distribution of the fuel flow to an injection opening of a cylinder of the internal combustion engine, the design is advantageously made such that the rotary slide valve can be determined in its rotational position or displacement position depending on an operating parameter of the internal combustion engine. The operating parameters of the internal combustion engine are primarily the speed of the internal combustion engine, or a control variable related to the speed of the internal combustion engine, such as the fuel pressure of a fuel pump driven synchronously with the motor shaft, an oil pressure or the like. into consideration. The corresponding control variable can also be derived from a centrifugal governor.
Zur Beeinflussung der jeweils gewünschten, von einem Betriebsparameter abhängigen Verschiebelage des Dreh¬ schieberventiles in Richtung seiner Rotationsachse, kann das Drehschieberventil in Richtung dieser Rotationsachse mit Vorzug gegen einen in Abhängigkeit von einem Betriebspara¬ meter verstellbaren Anschlag verschiebbar sein. Die Maßnahme, einen derartigen gesonderten Anschlag vorzusehen, ermöglicht es in einfacher Weise, einen von einem Betriebsparameter abhängigen Druck zur Einstellung des Anschlages heranzu¬ ziehen, wobei mit Vorteil die Ausbildung so getroffen ist, daß der verstellbare Anschlag von einem hydraulisch, mit einem drehzahlabhängigen Druck beaufschlagbaren Anschlag- kolben ausgebildet ist. Anstelle eines derartigen, gesonderten Anschlagkolbens kann in einfacher Weise auch das Drehschie¬ berventil selbst als Kolben ausgebildet sein, wobei die Beaufschlagung eines derartigen , als Kolben ausgebildeten Drehschieberventiles an der Kolbenstirnfläche mit Druckmittel unmittelbar zur Verschiebung des Drehschieberventiles heran¬ gezogen werden kann, wobei mit Vorteil der Arbeitsraum dieses Kolbens entgegen der Kraft einer auf das Drehschieberventil wirkenden Feder mit Druckmittel beaufschlagbar ist. Ein für die Zwecke der Verschiebung des Drehschieberventiles geeig- neter Druck kann unmittelbar von der Hochdruckseite der Pumpe abgeleitet werden, wobei im Falle der Beaufschlagung des als Kolben ausgebildeten Drehschieberventiles mit einem derar¬ tigen Pumpendruck die Ausbildung bevorzugt so getroffen ist, daß der Arbeitsrau des als Kolben ausgebildeten Drehschie- berventiles über eine Drossel und gegebenenfalls ein Über¬ druckventil mit der Rücklau leitung verbunden ist. Der Pumpendruck wird hiebei über die Drossel abgebaut, wobei mit Rücksicht auf das dynamische Strömungsverhalten des Kraft¬ stoffes ein einem Betriebsparameter der Brennkraftmaschine entsprechender Verschiebedruck an der als Kolben ausgebil¬ deten Seite des Drehschieberventiles ansteht. In allen Fällen in welchen der Drehschieber lediglich in Achsrichtung seiner Rotationsachse verschoben wird und in welchen nicht gleich¬ zeitig besondere Modifikationen an den in Umfangsrichtung verlaufenden Nuten für die Verteilung des KraftstoffStromes zu den Zylindern vorgenommen wurden, ergibt sich durch die axiale Verschiebung zunächst nur der Vorteil, daß eine Festfressen des Drehschieberventiles begegnet wird. Wenn jedoch zusätzlich die Ausgestaltung der in Umfangsrichtun verlaufenden, der Verteilung dienenden Nuten des Drehschie berventiles geändert wird oder eine Verdrehung de Drehschieberventiles relativ zu seinem Antrieb vorgenommen wird, läßt sich der Winkelbereich einer möglichen Einflu߬ nahme des Einspritzvorganges durch das Magnetventil ver¬ stellen. Mit Vorteil kann hiebei die Ausbildung so getroffen sein, daß das Drehschieberventil über schräge Zähne oder Nuten mit dem Drehantrieb gekoppelt ist. Eine derartige Koppelung des Drehschieberventiles über schräge Zähne oder Nuten mit dem Drehantrieb, führt bei einer axialen Ver¬ schiebung des Drehschieberventiles auf Grund der schrägen Zähne oder Nuten gleichzeitig zu einer Relatiwerdrehung des Drehschieberventiles relativ zum Drehantrieb. Die Ausbildung kann in besonders einfacher Weise hiebei so getroffen sein, daß das Drehschieberventil über wenigstens einen, im wesent¬ lichen radial auf die Rotationsachse orientierten Bolzen in eine schräge Nut am inneren Umfang eines hohlen, mit dem Drehantrieb verbundenen Antriebsrades eingreift, wodurch eine besonders kompakte Ausbildung erreicht wird.In order to influence the respectively desired displacement position of the rotary slide valve in the direction of its axis of rotation, which is dependent on an operating parameter, the rotary slide valve can preferably be displaceable in the direction of this axis of rotation against a stop which is adjustable as a function of an operating parameter. The measure of providing such a separate stop makes it possible in a simple manner to change one of an operating parameter dependent pressure to adjust the stop, the design advantageously being such that the adjustable stop is formed by a hydraulic stop piston which can be pressurized with a speed-dependent pressure. Instead of such a separate stop piston, the rotary slide valve itself can also be designed in a simple manner as a piston, the application of pressure to such a rotary slide valve designed as a piston on the piston end face being able to be used directly to displace the rotary slide valve, with advantage the working space of this piston can be pressurized against the force of a spring acting on the rotary slide valve. A pressure suitable for the displacement of the rotary slide valve can be derived directly from the high-pressure side of the pump, wherein if the rotary slide valve designed as a piston is acted upon by such a pump pressure, the design is preferably such that the working area of the Piston-formed rotary slide valve is connected to the return line via a throttle and possibly a pressure relief valve. The pump pressure is reduced via the throttle, a shifting pressure corresponding to an operating parameter of the internal combustion engine being present on the side of the rotary slide valve designed as a piston, taking into account the dynamic flow behavior of the fuel. In all cases in which the rotary valve is only displaced in the axial direction of its axis of rotation and in which special modifications to the grooves running in the circumferential direction for distributing the fuel flow to the cylinders have not been carried out at the same time, the axial displacement initially only gives the advantage that seizure of the rotary valve is countered. However, if in addition the design of the circumferential, distribution-serving grooves of the rotary slide valve is changed or a rotation de Rotary slide valve is made relative to its drive, the angular range of a possible influence of the injection process can be adjusted by the solenoid valve. Advantageously, the design can be such that the rotary slide valve is coupled to the rotary drive via oblique teeth or grooves. Such coupling of the rotary slide valve to the rotary drive via oblique teeth or grooves simultaneously leads to a relative rotation of the rotary slide valve relative to the rotary drive due to the oblique teeth or grooves when the rotary slide valve is axially displaced. The design can be made in a particularly simple manner in such a way that the rotary slide valve engages in an oblique groove on the inner circumference of a hollow drive wheel connected to the rotary drive via at least one pin which is oriented essentially radially to the axis of rotation, as a result of which a particularly compact Education is achieved.
Der synchrone Drehantrieb des Drehschieberventiles kann in einfacher Weise unmittelbar von der Motorwelle abgeleitet werden. Die Pumpennockenwelle kann zur Erzielung eines gleichmäßigen Druckniveaus auch bei geringer Anzahl von Kolbenpumpen mit entsprechend geringstmöglicher, aber höherer Drehzahl als die Antriebswelle des Drehschieberventiles angetrieben werden, wofür mit Vorzug die Ausbildung so getroffen ist, daß das hohle Antriebsrad des Drehschieber¬ ventiles als mit einem Zahnrad einer Pumpennockenwelle kämmendes Zahnrad ausgebildet ist, und daß das Zahnrad der Pumpennockenwelle kleineren Durchmesser als das hohle An¬ triebsrad des Drehschieberventiles aufweist. Wenn durch einfache axiale Verschiebung des Drehschie¬ berventiles ohne Relativverdrehung des Drehschieberventiles zu seinem Drehantrieb eine Verlagerung des für die Steuerung des Einspritzvorganges wirksamen Winkelbereiches erzielt werden soll, kann dies in einfacher Weise dadurch erreicht werden, daß das Drehschieberventil an seinem Umfang schräg zur Achse verlaufende Steuernuten aufweist. Bei Ausbildung derartiger, schräg zur Achse verlaufender Steuernuten kann die Breite dieser Steuernuten im wesentlichen dem Durchmesser der an die Steuernuten mündenden Bohrungen entsprechen. Wenn jedoch eine axiale Verschiebung des Drehschieberventiles gemeinsam mit einer Relatiwerdrehung des Drehschieberven¬ tiles zu seinem Antrieb zulässig sein soll, um den wirksamen Winkelbereich zu verstellen, ist mit Vorteil die Ausbildung so getroffen, daß die Umfangsnuten des Drehschieberventiles eine in Achsrichtung gemessene Breite aufweisen, welche mindestens gleich dem bei Verdrehung des Drehschieberventiles relativ zu seinem Drehantrieb auftretenden maximalen axialen Verschiebeweg des Drehschieberventiles ist. Ebenso muß bei axialer Verschiebung des Drehschieberventiles die Anspeisung mit Kraftstoff unter Druck in jeder axialen Verschiebelage sichergestellt werden, wofür mit Vorzug die Ausbildung so getroffen ist, daß eine mit dem druckseitigen Pumpenanschluß verbundene Umfangsnut des Drehschieberventiles eine dem maximalen axialen Verschiebeweg des Drehschieberventiles entsprechende Breite in axialer Richtung aufweist. Zur Erzielung eines für die Verschiebung des Dreh¬ schieberventiles in Achsrichtung geeigneten Fluiddruckes, kann in einfacher Weise die Ausbildung so getroffen sein, daß der Einspritzzeitpunkt und die Einspritzdauer bzw. -menge durch ein in den Rücklauf mündendes Magnetventil festlegbar ist, welches an eine druckseitige Leitung der Pumpe (n) angeschlossen ist, und daß das Magnetventil unter Zwischen¬ schaltung des Arbeitsraumes des als Kolben ausgebildeten Drehschieberventiles oder des Arbeitsraumes eines Stellkol¬ bens und eine Drossel mit dem Rücklauf verbunden ist, wodurc sich gleichzeitig besonders kompakte Baumaße ergeben.The synchronous rotary drive of the rotary slide valve can be derived directly from the motor shaft in a simple manner. The pump camshaft can be driven to achieve a uniform pressure level even with a small number of piston pumps with a correspondingly lowest possible but higher speed than the drive shaft of the rotary slide valve, for which purpose the design is preferably such that the hollow drive wheel of the rotary slide valve than with a gearwheel a gear cam meshing gear is formed, and that the gear of the pump camshaft has a smaller diameter than the hollow drive gear of the rotary slide valve. If a simple axial displacement of the rotary slide valve without relative rotation of the rotary slide valve relative to its rotary drive is to result in a displacement of the angular range effective for controlling the injection process, this can be achieved in a simple manner in that the rotary slide valve has control grooves running at an angle to its circumference having. During training Such control grooves, which run obliquely to the axis, the width of these control grooves can essentially correspond to the diameter of the bores opening onto the control grooves. However, if an axial displacement of the rotary slide valve together with a relative rotation of the rotary slide valve for its drive is to be permissible in order to adjust the effective angular range, the design is advantageously made such that the circumferential grooves of the rotary slide valve have a width measured in the axial direction, which is at least equal to the maximum axial displacement of the rotary slide valve that occurs when the rotary slide valve is rotated relative to its rotary drive. Likewise, in the event of axial displacement of the rotary slide valve, the supply with fuel under pressure must be ensured in each axial displacement position, for which the design is preferably such that a circumferential groove of the rotary slide valve connected to the pressure-side pump connection has a width in the axial direction corresponding to the maximum axial displacement path of the rotary slide valve Direction. In order to achieve a fluid pressure suitable for the displacement of the rotary slide valve in the axial direction, the design can be made in such a simple manner that the injection timing and the injection duration or injection quantity can be determined by a solenoid valve which opens into the return line and which is connected to a pressure-side line the pump (s) is connected, and that the solenoid valve with the interposition of the working space of the rotary slide valve designed as a piston or the working space of an adjusting piston and a throttle is connected to the return line, which at the same time results in particularly compact dimensions.
Um sicherzustellen, daß sich unabhängig von der Anzahl Z der Motor-Zylinder eine reproduzierbare Einspritzmenge ergibt, wird über die Wahl des Übersetzungsverhältnisses vo Pumpendrehzahl zu Motordrehzahl dafür Sorge getragen, daß di Pumpenförderrate während des Einspritzens von Zylinder z Zylinder jeweils gleich ist.' Bei einer 3-Zylinder-Exzenter pumpe wird dabei vorzugsweise die Übersetzung nach der Formel (Z-120°) /720° gewählt.In order to ensure that there is a reproducible injection quantity irrespective of the number Z of engine cylinders, the choice of the gear ratio from pump speed to engine speed ensures that the pump delivery rate during the injection of cylinder z cylinder is the same in each case. '' With a 3-cylinder eccentric pump is preferably selected according to the formula (Z-120 °) / 720 °.
Die Erfindung wird nachfolgend an Hand von in der Zeichnung schematisch dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. In dieser zeigen Fig.l einen teilweisen Schnitt durch eine erste Ausführungsform einer erfindungs¬ gemäßen Kraftstoffeinspritzpumpe im Bereich des Drehschieber¬ ventiles; Fig.2 in einer zu Fig.l ähnlichen Darstellung eine abgewandelte Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Kraft- stoffeinspritzpumpe; und Fig.3 eine weitere abgewandelte Ausführungsform, bei welcher durch eine axiale Bewegung des Drehschieberventiles ein Festfressen desselben weitgehend verhindert werden soll.The invention is explained in more detail below on the basis of exemplary embodiments schematically illustrated in the drawing. 1 shows a partial section through a first embodiment of a fuel injection pump according to the invention in the region of the rotary slide valve; 2 shows, in a representation similar to FIG. 1, a modified embodiment of a fuel injection pump according to the invention; and FIG. 3 shows a further modified embodiment in which the axial movement of the rotary slide valve is intended to largely prevent it from seizing.
In Fig.l ist mit 1 ein Pumpengehäuse einer Verteiler- kraftstoffeinspritzpumpe bezeichnet, in welchem ein als Verteiler wirkendes Drehschieberventil 2 in einer zylin¬ drischen Bohrung 3 drehbar und in axialer Richtung ver¬ schiebbar angeordnet ist. Das Drehschieberventil 2 wird über ein hohles Zahnrad 4 angetrieben, das mit einem Zahnrad 5 einer nicht näher dargestellten Pumpennockenwelle kämmt. Das Zahnrad 5 der Pumpennockenwelle weist dabei einen geringeren Durchmesser als das Antriebsrad 4 des Drehschieberventiles 2 auf, wobei durch die Bemessung der Zahnräder 4 und 5 ein gewünschtes Übersetzungsverhältnis zwischen der Umdrehungs- zahl der nicht näher dargestellten Pumpennockenwelle, welche über eine Vielzahl von Pumpenkolben Kraftstoff unter Druck dem Drehschieberventil über eine Zuleitung 6 zuführt, und der Umdrehungszahl des Drehschieberventiles 2 eingestellt werden kann, wobei das Drehschieberventil 2 synchron mit der An- triebswelle der Brennkraftmaschine jeweils mit der halben Drehzahl der Antriebswelle angetrieben ist. Über die mit 6 bezeichnete Zuleitung, welche die Sammelleitung für den aus den einzelnen Pumpenelementen stammenden Kraftstoff unter Druck darstellt, gelangt der Kraftstoff unter Druck in einen Ringraum 7, welcher von einer in Axialrichtung des Dreh¬ schieberventiles 2 verlaufenden Umfangsausnehmung bzw. Nut gebildet wird. Im Bereich der Umfangsnut 7 des Dreh¬ schieberventiles 2 mündet weiters eine zu einem Magnetventil 8 führende Leitung 9 , wobei das Magnetventil 8 sowohl den Einspritzbeginn als auch die Einspritzmenge bzw. Einspritz- dauer steuert. Der über das Magnetventil in dessen geöffneter Stellung abgesteuerte Kraftstoff unter Druck gelangt über eine Bohrung 10 in einen vom Drehschieberventil 2 begrenzten Arbeitsraum 11 des gleichzeitig als Anschlagkolben ausge¬ bildeten Drehschieberventiles zur Erzielung eines größeren möglichen Einspritzbereiches durch axiale Verschiebung und/oder Relativverdrehung des Drehschieberventiles 2 relativ zum Drehantrieb desselben, wie dies in weiterer Folge noch näher erläutert werden wird. Der Druck im Arbeitsraum 11 wird dabei über ein Druckhalteventil 12 eingestellt und es mündet der aus dem Arbeitsraum 11 austretende Kraftstoff in eine schematisch mit 13 angedeutete Rücklaufleitung zum Tank.In Fig. 1, 1 denotes a pump housing of a distributor fuel injection pump, in which a rotary slide valve 2 acting as a distributor is rotatably arranged in a cylindrical bore 3 and can be displaced in the axial direction. The rotary slide valve 2 is driven by a hollow gear 4 which meshes with a gear 5 of a pump camshaft, not shown. The gear wheel 5 of the pump camshaft has a smaller diameter than the drive wheel 4 of the rotary slide valve 2, the dimensioning of the gear wheels 4 and 5 providing a desired transmission ratio between the number of revolutions of the pump camshaft, which is not shown in more detail, and which has fuel under a large number of pump pistons Pressure to the rotary slide valve via a feed line 6, and the number of revolutions of the rotary slide valve 2 can be adjusted, the rotary slide valve 2 being driven in synchronism with the drive shaft of the internal combustion engine in each case at half the speed of the drive shaft. Via the feed line labeled 6, which represents the manifold for the fuel coming from the individual pump elements under pressure, the fuel passes under pressure into an annular space 7, which extends from a circumferential recess in the axial direction of the rotary slide valve 2 or Groove is formed. A line 9 leading to a solenoid valve 8 also opens in the area of the circumferential groove 7 of the rotary slide valve 2, the solenoid valve 8 controlling both the start of injection and the injection quantity or injection duration. The fuel under pressure, which is switched off by the solenoid valve in its open position, passes through a bore 10 into a working space 11, which is limited by the rotary slide valve 2, of the rotary slide valve, which is simultaneously designed as a stop piston, in order to achieve a larger possible injection range by axial displacement and / or relative rotation of the rotary slide valve 2 relative for rotating the same, as will be explained in more detail below. The pressure in the working space 11 is set via a pressure-maintaining valve 12 and the fuel emerging from the working space 11 opens into a return line to the tank, indicated schematically by 13.
Für eine Einspritzung gelangt nach einem Schließen des Magnetventiles 8 der Kraftstoff unter Druck aus dem Ringraum bzw. der Umfangsnut 7 des Drehschieberventiles in eine schräg zur Achse 14 des Drehschieberventiles verlaufende Bohrung 15 zu einer am Umfang des Drehschieberventiles angeordneten Ausnehmung bzw. Nut 16, welche in einer entsprechenden Drehlage des Drehschieberventiles über eine Zuleitung 17 zu einem schematisch angedeuteten Einspritzventil 18 Kraftstoff unter Druck zuleitet. Zum Druckausgleich mündet in die Ausnehmung 16 eine Druckausgleichsbohrung 19 im Drehschieber¬ ventil unter einem zum Winkel der Bohrung 15 entsprechenden Winkel.For an injection, after closing the solenoid valve 8, the fuel passes under pressure from the annular space or the circumferential groove 7 of the rotary slide valve into a bore 15 running obliquely to the axis 14 of the rotary slide valve to a recess or groove 16 arranged on the circumference of the rotary slide valve, which in a corresponding rotational position of the rotary slide valve via a feed line 17 to a schematically indicated injection valve 18 supplies fuel under pressure. For pressure equalization, a pressure equalization bore 19 opens into the recess 16 in the rotary slide valve at an angle corresponding to the angle of the bore 15.
Entsprechend der Anzahl der Zylinder der Brennkraft- maschine sind analog zu der Bohrung 17 gleichmäßig verteilt eine entsprechende Anzahl von Zuführungsbohrungen zu den einzelnen Einspritzventilen der Motorzylinder vorgesehen und es steht für eine Trennung der Einspritzvorgänge in de einzelnen Zylindern jeweils nur ein beschränkter Winkelbe reich bei der synchron zur Motorwelle erfolgende Drehbewegung des Drehschieberventiles 2 zur Verfügung. Um den für eine Einspritzung nutzbaren Winkelbereich in größeren als durch die geometrischen Bedingungen gegebenen Grenzen variieren zu können, wird das Drehschieberventil 2 relativ zum Antriebszahnrad 4 verschoben und/oder verdreht. Zu diesem Zweck sind am Drehschieberventil 2 zwei im wesentlichen radial auf die Drehschieberachse 14 verlaufende Bolzen 20 vorgesehen, welche in schematisch angedeutete, zur Dreh¬ schieberachse 14 schräg verlaufende Nuten 21 am Innenumfang des Antriebszahnrades 4 eingreifen. Bei einer axialen Ver¬ schiebung des Drehschieberventiles 2 erfolgt über die in die schrägen Nuten 21 eingreifenden radialen Bolzen 20 eine Verdrehung des Drehschieberventiles 2 relativ zum Antriebsrad 4 und es gelangt daher die Ausnehmung 16 zu einem anderen Zeitpunkt, d.h. in einem anderen Winkelbereich der Motoran¬ triebswelle in eine mit einer Bohrung 17 zu einem Einspritz¬ ventil fluchtende Lage, so daß derart der Einspritzbeginn in weiten Grenzen verstellt werden kann. Das Drehschieberventil wird dabei über den im Arbeitsraum 11 herrschenden Druck in Anlage an einen Steuerkolben 22 gehalten, welcher von einer Feder 23 beaufschlagt ist. Der Steuerkolben wird über eine schematisch angedeutete Zuleitung 24 in Abhängigkeit von einem Betriebsparameter, wie beispielsweise dem Motoröldruck oder dem Benzinzulaufdruck beaufschlagt. Die entstehende Axialbewegung des Ξteuerkolbens und damit des Drehschieber¬ ventiles wird, wie oben erwähnt, über die in der Schrägnut 21 laufenden radialen Bolzen in eine Drehbewegung des Drehschie¬ berventiles 2 relativ zur Pumpenantriebswellε und damit zur Motorantriebswelle verdreht. Um der axialen Verschiebung des Drehschieberventiles 2 Rechnung zu tragen, weist sowohl die Ausnehmung 7, welche mit dem Zulauf 6 zusammenwirkt, als auch die Ausnehmung 16, welche mit jeweils einem Einspritzventil über die Bohrung 17 zusammenwirkt, eine sich in Richtung der Achse des Drehschieberventiles erstreckende Breite auf, welche zumindest gleich dem maximalen axialen Verschiebeweg des Drehschieberventiles 2 entspricht. Anstelle der Verdrehung des Drehschieberventiles 2 relativ zum Antriebsrad 4 über in Schrägnuten eingreifende radiale Bolzen bzw. Stifte, kann auch eine Schrägverzahnung an dem Drehschieberventil 2 und am Innenumfang des Antriebs- rades 4 vorgesehen sein, um derart eine Axialbewegung des Drehschieberventiles 2 in eine relative Verdrehung zum Antriebsrad 4 umzusetzen.Corresponding to the number of cylinders of the internal combustion engine, analogously to the bore 17, a corresponding number of feed bores are provided for the individual injection valves of the engine cylinders, and there is only a limited range of angles for the separation of the injection processes in the individual cylinders at the synchronous to the motor shaft Rotary movement of the rotary slide valve 2 available. In order to be able to vary the angular range that can be used for an injection within larger limits than those given by the geometric conditions, the rotary slide valve 2 is displaced and / or rotated relative to the drive gear 4. For this purpose, two bolts 20 are provided on the rotary slide valve 2 which extend essentially radially on the rotary slide axis 14 and which engage in schematically indicated grooves 21 on the inner circumference of the drive gear 4 which run obliquely to the rotary slide axis 14. When the rotary slide valve 2 is axially displaced, the rotary slide valve 2 rotates relative to the drive wheel 4 via the radial bolts 20 engaging in the oblique grooves 21, and the recess 16 therefore arrives at a different point in time, ie in a different angular range of the motor drive drive shaft in a position aligned with a bore 17 to an injection valve, so that the start of injection can be adjusted within wide limits. The rotary slide valve is held in contact with a control piston 22, which is acted upon by a spring 23, via the pressure prevailing in the working space 11. The control piston is acted upon via a schematically indicated feed line 24 as a function of an operating parameter, such as, for example, the engine oil pressure or the gasoline inlet pressure. The resulting axial movement of the control piston and thus of the rotary slide valve is, as mentioned above, rotated relative to the pump drive shaft and thus to the motor drive shaft via the radial bolts running in the oblique groove 21 into a rotary movement of the rotary slide valve 2. In order to take account of the axial displacement of the rotary slide valve 2, both the recess 7, which cooperates with the inlet 6, and the recess 16, which cooperates with an injection valve in each case via the bore 17, have one extending in the direction of the axis of the rotary slide valve Width, which corresponds at least to the maximum axial displacement of the rotary slide valve 2. Instead of the rotation of the rotary slide valve 2 relative to the drive wheel 4 via radial bolts or pins engaging in oblique grooves, helical teeth can also be provided on the rotary slide valve 2 and on the inner circumference of the drive wheel 4, in order to axially move the rotary slide valve 2 in a relative rotation to implement the drive wheel 4.
In Fig.l ist weiters mit 25 eine Leckagebohrung ange¬ deutet, welche mit einer Umfangsnut 26 am Drehschieberventil 2 zusammenwirkt.In FIG. 1, a leakage bore is also indicated at 25, which interacts with a circumferential groove 26 on the rotary slide valve 2.
Bei der Ausführungsform gemäß Fig.2 sind für gleiche Bauteile die Bezugszeichen der Fig.l beibehalten worden. Dabei wird wiederum eine Axialbewegung des Drehschieberven¬ tiles 2 in eine Drehbewegung desselben relativ zum Antriebs- rad 4 zur Verstellung des für eine Einspritzung nutzbaren Winkelbereiches herangezogen. Dabei erfolgt eine Beaufschla¬ gung des Drehschieberventiles in axialer Richtung über einen durch eine Feder 27 belasteten Kolben 28 und es wird die axiale Verschiebung im Arbeitsraum 11 des als Kolben ausge- bildeten Drehschieberventiles 2 zur Einstellung der axialen Lage und damit der Drehlage relativ zum Antriebsrad herangezogen. Der über das Magnetventil 8 abgesteuerte Kraftstoffström gelangt dabei aus dem Arbeitsraum 11 über eine Drossel 29 in den Rücklauf 13 zum Tank. Mit steigender Drehzahl nimmt dabei die in den Arbeitsraum 11 gelangende Kraftstoffmenge zu und es stellt sich daher ein höheres mittleres Druckniveau im Raum 11 ein, durch das das Dreh¬ schieberventil 2 gegen den federbelasteten Kolben 28 ver schoben wird. In einer Bypassleitung 30 zur Drossel 29 is weiters ein Überdruckventil 31 eingeschaltet, so daß nac einem überfahren des Stellweges, d.h. nachdem der Kolben 2 in Anlage an den Anschlag 32 gelangt, das Überdruckventil i die Rücklaufleitung 13 öffnet. Die Abstimmung der Drossel 2 sowie der Vorspannkraft der Feder 27 erfolgt dabei derart daß eine Axialbewegung des Drehschieberventiles erst ab eine vorgegebenen Drehzahl erfolgt. Weiters können eventuel auftretende starke Druckpulsationen im Arbeitsraum 11, welche zu Undefinierten Bewegungen des Drehschieberventiles 2 führen würden, durch eine entsprechende Ausbildung der Fe ercharak- teristik gedämpft bzw. geglättet werden. Anstelle der Umsetzung einer axialen Verschiebung des Drehschieberventiles in eine Relatiwerdrehung zum Antriebs¬ rad 4 zur Veränderung des für eine Einspritzung nutzbaren Winkelbereiches könnte auch vorgesehen sein, das Drehschie¬ berventil 2 lediglich in axialer Richtung zu verschieben. Dabei wird anstelle der sich über eine dem maximalen axialen Verschiebeweg entsprechenden Breite erstreckenden Umfangsnut bzw. Ausnehmung 16, welche mit den einzelnen Zulaufbohrungen 17 zu den Einspritzventilen 18 zusammenwirkt, diese Umfangs¬ nut schräg zur Achse 14 des Drehschieberventiles 2 ausge- bildet, so daß bei einer axialen Verschiebung des Dreh¬ schieberventiles 2 in unterschiedlichen Drehstellungen ein Überschleifen der Zuführungsbohrungen 17 erfolgt, wobei in diesem Fall naturgemäß die Umfangsausnehmung 16 sich über einen gegenüber der in den Fig.l und 2 dargestellten Aus- führungsform größeren Winkelbereich erstrecken müßte.In the embodiment according to FIG. 2, the reference numerals of FIG. 1 have been retained for the same components. Here, in turn, an axial movement of the rotary slide valve 2 into a rotary movement thereof relative to the drive wheel 4 is used to adjust the angular range that can be used for an injection. The rotary slide valve is acted upon in the axial direction via a piston 28 loaded by a spring 27, and the axial displacement in the working space 11 of the rotary slide valve 2 designed as a piston is used to adjust the axial position and thus the rotational position relative to the drive wheel . The fuel flow controlled via the solenoid valve 8 passes from the working space 11 via a throttle 29 into the return 13 to the tank. With increasing speed, the amount of fuel entering the working space 11 increases and therefore a higher mean pressure level is set in the space 11, through which the rotary slide valve 2 is pushed ver against the spring-loaded piston 28. In a bypass line 30 to the throttle 29, a pressure relief valve 31 is also switched on, so that after a travel of the adjustment path, ie after the piston 2 comes into contact with the stop 32, the pressure relief valve i opens the return line 13. The tuning of the throttle 2 and the biasing force of the spring 27 takes place in such a way that an axial movement of the rotary slide valve takes place only from a predetermined speed. Furthermore, possibly Strong pressure pulsations that occur in the working space 11, which would lead to undefined movements of the rotary slide valve 2, are damped or smoothed by a corresponding design of the Fe characteristics. Instead of implementing an axial displacement of the rotary slide valve into a relative rotation to the drive wheel 4 to change the angular range that can be used for an injection, provision could also be made for the rotary slide valve 2 to be displaced only in the axial direction. Instead of the circumferential groove or recess 16 which extends over a width corresponding to the maximum axial displacement path and which interacts with the individual inlet bores 17 to the injection valves 18, this circumferential groove is formed obliquely to the axis 14 of the rotary slide valve 2, so that at an axial displacement of the rotary slide valve 2 in different rotational positions, the feed bores 17 are smoothed over, in which case the circumferential recess 16 would naturally have to extend over a larger angular range than the embodiment shown in FIGS.
In Fig.3 ist eine abgewandelte Ausführungsform des Drehschieberventiles 2 dargestellt, welches wiederum über ein Antriebsrad 4 in nicht näher gezeigter Weise mit der Pumpen¬ antriebswelle bzw. der Motorwelle in Verbindung steht. Über die Zulaufbohrung 6 gelangt Kraftstoff über am Umfang des Drehschieberventiles 2 vorgesehene Ausnehmungen 33 in einen axialen Kanal 34 des Drehschieberventiles, wobei in ent¬ sprechenden Winkelstellungen Kraftstoff unter Druck über in einer v/eiteren Ebene angeordnete Ausnehmungen 35 in Zuleitun- gen 36 zu Einspritzventilen gelangt, über den axialen Kanal 34 steht eine weitere Umfangsnut 37 mit einer Entlastungs¬ bohrung 38 in Verbindung, in welche ein zum Magnetventil 8 analoges Magnetventil 39 eingeschaltet ist. Der über das Magnetventil 39 abgesteuerte Kraftstoffström gelangt über eine Leitung 40 wiederum in einen Arbeitsraum 41, welcher mit einem Rücklauf 42 in Verbindung steht. Da beim Absteuern im Rücklauf jedesmal eine Druckwelle ausgelöst wird, wird dadurch das Drehschieberventil 2 in axialer Richtung beauf¬ schlagt und gegen die Kraft einer Feder 43 in axialer Rich¬ tung bewegt. Da in den Rücklauf 42 abweichend von der Aus- bildung gemäß den Fig.l und 2 weder ein Druckhalteventil noch eine Drossel und ein Überdruckventil eingeschaltet sind, sinkt der Druck nach dem Auftreten der Druckwelle im Arbeits¬ raum 41 rasch wieder ab und es wird das Drehschieberventil 2 durch die Kraft der Feder 43 wiederum in ihre Normalstellung zurückbewegt. Derart wird eine oszillierende Axialbewegung des Drehschieberventiles 2 der Rotationsbewegung überlagert, wobei durch diese oszillierende Bewegung ein Festfressen des Drehschieberventiles 2 verhindert werden kann. Es ergeben sich dadurch günstigere Schmierverhältnisse, welche insbe- sondere bei Benzinbetrieb von größerer Bedeutung sind. Im Gegensatz zu den Ausführungsformen gemäß den Fig.l und 2 erfolgt somit bei dieser Ausführungsform keine Festlegung des Drehschieberventiles 2 in der in Abhängigkeit von Betriebs- parametern gewählten axialen Verschiebelage und/oder der relativen Drehlage zum Antriebsrad 4, so daß keine Ver¬ stellung des für eine Einspritzung nutzbaren Winkelbereiches vorgenommen wird. 3 shows a modified embodiment of the rotary slide valve 2, which in turn is connected to the pump drive shaft or the motor shaft via a drive wheel 4 in a manner not shown in any more detail. Via the inlet bore 6, fuel passes through recesses 33 provided on the circumference of the rotary slide valve 2 into an axial channel 34 of the rotary slide valve, fuel in pressure in corresponding angular positions passing through recesses 35 arranged in a further plane in feed lines 36 to injection valves A further circumferential groove 37 is connected via the axial channel 34 to a relief bore 38, into which a solenoid valve 39 analogous to the solenoid valve 8 is switched on. The fuel flow controlled by the solenoid valve 39 in turn reaches a working space 41 via a line 40, which is connected to a return 42. Since when turning off in Every time a pressure wave is triggered, the rotary slide valve 2 is thereby acted upon in the axial direction and moved in the axial direction against the force of a spring 43. Since, in contrast to the design according to FIGS. 1 and 2, neither a pressure holding valve nor a throttle and a pressure relief valve are switched on in the return line 42, the pressure drops rapidly again after the pressure wave occurs in the working space 41 and it becomes so Rotary slide valve 2 in turn moved back to its normal position by the force of the spring 43. In this way, an oscillating axial movement of the rotary slide valve 2 is superimposed on the rotary movement, with this oscillating movement preventing the rotary slide valve 2 from seizing up. This results in more favorable lubrication conditions, which are of greater importance in particular in gasoline operation. In contrast to the embodiments according to FIGS. 1 and 2, in this embodiment the rotary slide valve 2 is not fixed in the axial displacement position selected as a function of operating parameters and / or the relative rotational position to the drive wheel 4, so that no adjustment of the is used for an injection usable angular range.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e :5 Patent claims: 5
1. Kraftstoffeinspritzpumpe, insbesondere Kraftstoffdi- rekteinspritzung bei fremdgezündeten Brennkraftmaschinen mit wenigstens einer Pumpe zur Erzeugung eines KraftstoffStromes unter Druck und einem synchron zur Antriebswelle der Brenn-1. Fuel injection pump, in particular direct fuel injection in spark-ignited internal combustion engines with at least one pump for generating a fuel current under pressure and one synchronous to the drive shaft of the internal combustion engine.
-|_Q kraftmaschine bewegten Drehschieberventil zur Zuordnung des KraftstoffStromes zu wenigstens einer Einspritzöffnung der Brennkraftmaschine und/oder zur Ableitung des unter Pumpen¬ druck stehenden KraftstoffStromes in eine Rücklaufleitung, dadurch gekennzeichnet, daß das Drehschieberventil (2) in- | _ Q motor-driven rotary slide valve for assigning the fuel flow to at least one injection opening of the internal combustion engine and / or for discharging the fuel flow under pump pressure into a return line, characterized in that the rotary slide valve (2) in
25 Richtung seiner Rotationsachse (14) begrenzt verschiebbar und/oder relativ zum Drehantrieb des Drehschieberventiles (2) begrenzt verdrehbar gelagert ist.25 direction of its axis of rotation (14) is displaceable to a limited extent and / or rotatably supported to a limited extent relative to the rotary drive of the rotary slide valve (2).
2. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Drehschieberventil (2) in seiner2. Fuel injection pump according to claim 1, characterized in that the rotary slide valve (2) in its
20 Drehlage bzw. Verschiebelage in Abhängigkeit von einem Betriebsparameter der Brennkraftmaschine feststellbar ist.20 rotational position or displacement position depending on an operating parameter of the internal combustion engine can be determined.
3. Krafstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Drehschieberventil (2) in Richtung seiner Rotationsachse (14) gegen einen in Abhängig- 5 keit von einem Betriebsparameter verstellbaren Anschlag verschiebbar ist.3. Fuel injection pump according to claim 1 or 2, characterized in that the rotary slide valve (2) is displaceable in the direction of its axis of rotation (14) against a stop which is adjustable as a function of an operating parameter.
4. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß der verstellbare Anschlag von einem hydraulisch, mit einem drehzahlabhängigen Druck be- 0 aufschlagbaren Anschlagkolben (22) ausgebildet ist.4. Fuel injection pump according to claim 1, 2 or 3, characterized in that the adjustable stop is formed by a hydraulic stop piston (22) which can be loaded with a speed-dependent pressure.
5. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Drehschieberventil (2) als Kolben ausgebildet ist, dessen Arbeitsraum (11,41) entgegen der Kraft einer auf das Drehschieberventil (2) wirkenden 5 Feder (27,43) mit Druckmittel beaufschlagbar ist.5. Fuel injection pump according to claim 1, 2 or 3, characterized in that the rotary slide valve (2) is designed as a piston, the working chamber (11, 41) against the force of a spring (27, 43) acting on the rotary slide valve (2). is pressurized.
6. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 5 , dadurch gekennzeichnet, daß der Arbeitsraum (11) des als Kolben ausgebildeten Drehschieberventiles (2) über eine Drossel (29) und gegebenenfalls ein Überdruckventil (31) mit der Rücklauf¬ leitung (13) verbunden .ist.6. Fuel injection pump according to claim 5, characterized in that the working space (11) as the piston trained rotary slide valve (2) via a throttle (29) and optionally a pressure relief valve (31) is connected to the return line (13).
7. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Ansprüche 1 c bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Drehschieberventil (2) über schräge Zähne oder Nuten mit dem Drehantrieb gekoppelt ist.7. Fuel injection pump according to one of claims 1 c to 6, characterized in that the rotary slide valve (2) is coupled to the rotary drive via oblique teeth or grooves.
8. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Drehschieberventil (2) o über wenigstens einen, im wesentlichen radial auf die Rota¬ tionsachse orientierten Bolzen (20) in eine schräge Nut (21) am inneren Umfang eines hohlen, mit dem Drehantrieb verbunde¬ nen Antriebsrades (4) eingreift.8. Fuel injection pump according to one of claims 1 to 7, characterized in that the rotary slide valve (2) o via at least one, substantially radially oriented on the rotation axis bolt (20) in an oblique groove (21) on the inner circumference of a hollow engages drive wheel (4) connected to the rotary drive.
9. Kraftstoffeinspritzpumpe nach Anspruch 8 , dadurch 25 gekennzeichnet, daß das hohle Antriebsrad (14) des Dreh¬ schieberventiles (2) als mit einem Zahnrad (5) einer Pumpen¬ nockenwelle kämmendes Zahnrad ausgebildet ist, und daß das Zahnrad (5) der Pumpennockenwelle kleineren Durchmesser als das hohle Antriebsrad (4) des Drehschieberventiles (2)9. A fuel injection pump according to claim 8, characterized in that the hollow drive wheel (14) of the rotary slide valve (2) is designed as a gear meshing with a gear (5) of a pump camshaft, and that the gear (5) of the pump camshaft smaller diameter than the hollow drive wheel (4) of the rotary slide valve (2)
20 aufweist.20 has.
10. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Drehschieberventil (2) an seinem Umfang schräg zur Achse verlaufende Steuernuten aufweist.10. Fuel injection pump according to one of claims 1 to 9, characterized in that the rotary slide valve (2) has control grooves extending obliquely to the axis on its circumference.
25 11. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die U fangsnuten (16) des Drehschieberventiles (2) eine in Achsrichtung gemessene Breite aufweisen, welche mindestens gleich dem bei Verdrehung des Drehschieberventiles (2) relativ zu seinem Drehantrieb25 11. Fuel injection pump according to one of claims 1 to 9, characterized in that the U fangsnuten (16) of the rotary slide valve (2) have a width measured in the axial direction, which is at least equal to the rotation of the rotary slide valve (2) relative to its rotary drive
30 auftretenden maximalen axialen Verschiebeweg des Drehschie¬ berventiles (2) ist.30 occurring maximum axial displacement of the rotary slide valve (2).
12. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß eine mit dem druckseiti¬ gen Pumpenanschluß (6) verbundene Umfangsnut (7) des Dreh- 35 schieberventiles (2) eine dem maximalen axialen Verschiebeweg des Drehschieberventiles (2) 'entsprechende Breite in axialer Richtung aufweist. - Λ -12. Fuel injection pump according to one of claims 1 to 11, characterized in that a circumferential groove (7) of the rotary slide valve (2) connected to the pressure side pump connection (6) has a maximum axial displacement of the rotary slide valve (2) ' corresponding Has width in the axial direction. - Λ -
13. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß der Einspritzzeitpunkt und die Einspritzdauer bzw. -menge durch ein in den Rücklauf mündendes Magnetventil (8,39) festlegbar ist, welches an eine druckseitige Leitung (9,38) der Pumpe (n) angeschlossen ist, und daß das Magnetventil (8,39) unter Zwischenschaltung des Arbeitsraumes (11,41) des als Kolben ausgebildeten Drehschie¬ berventiles (2) oder des Arbeitsraumes eines Stellkolbens und eine Drossel mit dem Rücklauf (13,42) verbunden ist. o 14. Kraftstoffeinspritzpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß das Übersetzungsver¬ hältnis von Pumpendrehzahl zu Motordrehzahl bei einer Drei¬ zylinder-Exzenterpumpe entsprechend dem Faktor (Z *120°) /720° gewählt wird, wobei Z die Anzahl der Motor-Zylinder angibt. 513. Fuel injection pump according to one of claims 1 to 12, characterized in that the injection timing and the injection duration or quantity can be determined by a solenoid valve (8,39) opening into the return, which to a pressure-side line (9,38) Pump (s) is connected, and that the solenoid valve (8, 39) with the interposition of the working chamber (11, 41) of the rotary slide valve (2) designed as a piston or the working chamber of an actuating piston and a throttle with the return (13, 42 ) connected is. 14. Fuel injection pump according to one of claims 1 to 13, characterized in that the translation ratio of pump speed to engine speed in a three-cylinder eccentric pump is selected according to the factor (Z * 120 °) / 720 °, where Z is the number the engine cylinder indicates. 5
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