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WO2010057701A2 - Kugelventil für hochdruckpumpen - Google Patents

Kugelventil für hochdruckpumpen Download PDF

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WO2010057701A2
WO2010057701A2 PCT/EP2009/062270 EP2009062270W WO2010057701A2 WO 2010057701 A2 WO2010057701 A2 WO 2010057701A2 EP 2009062270 W EP2009062270 W EP 2009062270W WO 2010057701 A2 WO2010057701 A2 WO 2010057701A2
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WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
valve
ball
sealing seat
valve according
seat
Prior art date
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Ceased
Application number
PCT/EP2009/062270
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English (en)
French (fr)
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WO2010057701A3 (de
Inventor
Wolfgang Stoecklein
Tobias Reiser
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 WO2010057701A2 publication Critical patent/WO2010057701A2/de
Publication of WO2010057701A3 publication Critical patent/WO2010057701A3/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • F02M59/44—Details, components parts, or accessories not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M59/02 - F02M59/42; Pumps having transducers, e.g. to measure displacement of pump rack or piston
    • F02M59/46—Valves
    • F02M59/462—Delivery valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16K15/00—Check valves
    • F16K15/02—Check valves with guided rigid valve members
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16K15/04—Check valves with guided rigid valve members shaped as balls
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    • F16K17/02—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side
    • F16K17/04—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded
    • F16K17/0406—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded in the form of balls
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    • F16K17/0433—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded with vibration preventing means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K25/00—Details relating to contact between valve members and seats

Definitions

  • the invention relates to a ball valve, in particular a high-pressure valve for high-pressure pumps of fuel injection systems of air-compressing, self-igniting internal combustion engines, and a high-pressure pump with such a ball valve.
  • a high-pressure pump for fuel injectors of internal combustion engines has a pump housing, in which a plurality of pump elements are arranged.
  • the pump elements convey liquid under high pressure via a high-pressure channel system to a common high-pressure connection.
  • an outlet valve is provided for each pump element, which opens to a memory.
  • Such an outlet valve has a valve ball acted upon by a valve spring, which interacts with a valve seat surface to form a sealing seat.
  • the ball valve according to the invention with the features of claim 1 and the high-pressure pump according to the invention with the features of claim 17 have the advantage that a reliable closing of the ball valve is ensured. Specifically, the operation of the high-pressure pump can be improved, in particular, the high-pressure pump can be operated at a higher speed or a higher volume flow.
  • the hydraulic properties of the ball valve can be improved. It can be prevented that the ball valve does not close at high speeds. Furthermore, the efficiency of a high-pressure pump can be increased with such a ball valve by a targeted improvement in the valve function.
  • oscillations and rotations can be excited about an axis of symmetry due to a high volume flow during the delivery phase. These oscillations have their origin in hydraulic flow forces.
  • the ball valve can quickly close, the oscillations and the rotation must be reduced by mechanical or hydraulic damping. Specifically, the ball valve closes only when a rotation of the valve ball at the transition from the delivery phase into the suction phase is small enough.
  • the hydraulic mechanisms that lead to Oszillationsanregung that is, the rotational and radial oscillations, the valve ball
  • the oscillation frequency of the valve ball can be reduced.
  • the closing time of the ball valve which affects the efficiency and the durability of the high-pressure pump can be reduced.
  • the high-pressure pump can be operated at a higher speed and thus a higher volume flow.
  • a tear-off edge and / or a chamfer is configured on the valve seat surface. It is also advantageous that the tear-off edge or the chamfer is formed relative to a diameter of the valve ball relatively close to the sealing seat.
  • the trailing edge or chamfer may have a distance from the sealing seat that is within a range of about 5% to about 15% of the diameter of the valve ball. This will prevent the flow from being applied to the valve ball, causing the pressure field on the valve ball acts, is reduced.
  • the tear-off edge or the chamfer can be arranged in the flow direction from the inlet to the outlet in front of or behind the sealing seat. In this case, demolition edges and / or chamfers can also be arranged both in front of and behind the sealing seat. A combination of trailing edge and chamfer is also possible here.
  • a ball guide for the valve ball which ensures a relatively close guidance of the ball on an axis during the opening and closing of the sealing seat. It is further advantageous that the ball guide predetermines a guide of the ball with a maximum radial displacement to the axis, which is from a range of about 5% to about 10% of a diameter of the valve ball.
  • a narrow ball guide the radial degree of freedom of the valve ball is limited.
  • the asymmetric distribution of the pressure on the ball surface of the valve ball is smaller and the rotational excitation remains smaller.
  • an opening or closing force always acts on the valve ball over the entire valve lift range, which has a positive effect on the valve stability.
  • the ball guide is configured by a bore which forms a valve space, wherein the valve ball is arranged in the valve chamber. Furthermore, it is advantageous that a valve spring is provided which acts on the valve ball in a closing direction for closing the sealing seat between the valve ball and the valve seat surface.
  • a stop element provided is that limits a stroke of the valve ball.
  • the stop element has a recess which forms a ball guide.
  • the recess has a centering surface, which tapers in an opening direction of the valve ball, in which the sealing seat is opened. In this way, a centering of the valve ball can be achieved when opening, so that a radial displacement is limited.
  • the centering surface is configured conically in an advantageous manner, wherein the centering surface is aligned with respect to an axis on which a center of the valve ball is located when the sealing seat is closed. As a result, a symmetrical pressure distribution is achieved on the spherical surface.
  • a valve spring which normally acts on the valve ball in a closing direction, omitted.
  • FIG. 1 shows a ball valve, which is integrated in a high pressure pump, in a schematic sectional view according to a first embodiment of the invention.
  • FIG. 2 shows the ball valve shown in FIG. 1 in accordance with a second embodiment of the invention
  • Fig. 3 corresponding to the ball valve shown in Fig. 1 a third embodiment of the invention.
  • FIG. 4 the ball valve shown in Fig. 1 according to a fourth embodiment of the invention.
  • Fig. 1 shows a ball valve 1, which is integrated in a housing part 2 of a high pressure pump, in a schematic sectional view according to a first embodiment of the invention.
  • the ball valve 1 is designed in particular as a high-pressure valve for high-pressure pumps of fuel injection systems of air-compressing, self-igniting internal combustion engines.
  • the high-pressure pump whose housing part 2 is shown in Fig. 1 in part, be designed in particular as a radial or in-line piston pump to promote fuel to a common rail of the fuel injection system.
  • the ball valve 1 according to the invention and the high pressure pump according to the invention with such a ball valve 1 are also suitable for other applications.
  • the ball valve 1 has a valve ball 3, which is arranged in a valve chamber 4.
  • fuel flows in a flow direction 5 via an inlet 6 of the ball valve 1 into the valve chamber 4.
  • fuel flows out of the valve chamber 4 in a flow direction 5 'via a drain 7 of the ball valve 1.
  • the ball valve 1 has a valve seat surface 8, which is formed in this embodiment on the housing part 2.
  • valve ball 3 cooperates in the closed state of the ball valve 1 with the valve seat surface 8 to a closed sealing seat.
  • the valve ball 3 at least partially lifts off from the valve seat surface 8, as a result of which fuel in the flow direction 5 can flow into the valve chamber 4 via the inlet 6.
  • the sealing seat is predetermined by an at least substantially linear seat 9 on the valve seat surface 8.
  • the ball valve 1 has an axis 15. In the closed state, the valve ball 3 is centered on the axis 15. In Fig. 1, a situation is shown in which the valve ball 3 is slightly shifted with an open sealing seat in a radial direction 16 from an axial position. This results in slightly different flows on the valve ball 3. Thus, an asymmetrical pressure field with respect to the axis 15 results on the valve ball 3.
  • a tear-off edge 17 is provided in the flow direction 5 behind the sealing seat 9.
  • a seat length after the sealing seat 9 to the trailing edge 17 between 5% and 15% of a diameter 18 of the valve ball 3.
  • the flow can not or only slightly abut the valve ball 3, so that the pressure field and thus the asymmetric Design of the pressure field on the valve ball 3 is reduced.
  • a tear-off edge corresponding to the tear-off edge 17 can, viewed in the flow direction 5, also be arranged in front of the sealing seat 9.
  • a chamfer 19 is provided in front of the sealing seat 9, which also shortens the seat length in front of the sealing seat 9. Accordingly, instead of the tear-off edge 17, a chamfer may also be provided after the sealing seat 9.
  • the ball valve 1 also has a stop element 20 arranged in the valve space 4.
  • a maximum deflection of the valve ball 3 is limited by the stop element 20.
  • the stop element 20 receives in sections a valve spring 21, which acts on the valve ball 3 in a closing direction, that is opposite to the flow direction 5.
  • Fig. 2 shows the ball valve 1 shown in Fig. 1 according to a second embodiment of the invention.
  • the inlet 6 is designed as a stepped bore, wherein one of the
  • Valve seat surface 8 adjacent step 22 is provided. Through the step 22, a tear-off edge 17 'is provided in front of the sealing seat 9. Thus, the seat length is reduced in front of the sealing seat 9. This will also ensure that the flow can not or only to a lesser extent abut the valve ball 3, whereby the pressure field on the valve ball 3 decreases.
  • Fig. 3 shows the ball valve 1 shown in Fig. 1 according to a third embodiment.
  • a ball guide for the valve ball 3 in the valve chamber 4 is configured by a bore 23.
  • the valve ball is arranged in the valve space 4 formed by the bore 23.
  • the bore 23 is designed relatively narrow.
  • a radial displaceability of the valve ball 3 in a radial direction 16 is limited.
  • the limitation of the radial displaceability can be, for example, between about 5% and about 10% of the diameter 18 of the valve ball 3.
  • the valve ball 3 can be displaced by at most about 5% to about 10% from its axial starting position on the axis 15.
  • an asymmetrical configuration of the pressure field on the valve ball 3 that is, an asymmetrical distribution of the pressure on the surface of the valve ball 3, limited. This reduces a rotation or oscillation excitation.
  • an opening and closing force always acts on the valve ball 3 over the entire valve lift range, which has a positive effect on the valve stability.
  • Fig. 4 shows the ball valve 1 shown in Fig. 1 according to a fourth embodiment.
  • the stopper member 20 is disposed relatively close to the initial position of the valve ball 3, in which the ball valve 1 is closed.
  • the stop element 20 offers a massive stroke stop for the valve ball 3.
  • a stroke of the valve ball 3 is limited.
  • the stop element 20 has a recess 25 which faces the valve ball 3.
  • the valve ball 3 is located partially within the recess 25.
  • a centering surface 26 is formed, which is configured conical.
  • the centering surface 26 has a centering or opening angle 27, which is about 45 °.
  • the centering surface 26 tapers in a direction of flow 5 corresponding opening direction of the valve ball 3, in which the sealing seat 9 is opened.
  • the centering surface 26 is aligned with respect to the axis 15, on which a center point of the valve ball 3 is located when the sealing seat 9 is closed.
  • valve spring 21 as provided for example in the first embodiment described with reference to FIG. 1, omitted.
  • the ball valve 1 may be configured without such a valve spring.
  • the stop element 20 through the recess 25th the stop element 20 at least one radial
  • Embodiment predetermined centering or opening angle 27 of the centering surface 26 is preferably at least approximately equal to a valve seat angle 28, which is predetermined for the valve seat surface 8.

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Abstract

Ein Kugelventil (1), das insbesondere als Hochdruckventil für Hochdruckpumpen von Brennstoff einspritzanlagen von luftverdichtenden, selbstzündenden Brennkraftmaschinen dient, weist eine Ventilkugel (3) und eine Ventilsitzfläche (8) auf. Dabei wirkt die Ventilkugel (3) zur Unterbrechung einer Verbindung zwischen einem Zulauf (6) und einem Ablauf (7) mit der Ventilsitzfläche (8) zu einem Dichtsitz zusammen. Ferner sind eine Oszillationsanregung und/oder eine Rotationsanregung der Ventilkugel (3), die einem Schließen des Dichtsitzes (9) zwischen der Ventilkugel (3) und der Ventilsitzfläche (8) entgegenwirken, gedämpft. Dadurch wird ein zuverlässiges Schließen des Kugelventils (1) während eines sich an einen Förderhub anschließenden Saughubs erreicht.

Description

Beschreibung
Titel
Kugelventil für Hochdruckpumpen
Stand der Technik
Die Erfindung betrifft ein Kugelventil, insbesondere ein Hochdruckventil für Hochdruckpumpen von Brennstoffeinspritzanlagen von luftverdichtenden, selbstzündenden Brennkraftmaschinen, und eine Hochdruckpumpe mit solch einem Kugelventil.
Aus der DE 102 47 142 Al ist eine Hochdruckpumpe für Kraftstoffeinspritzeinrichtungen von Brennkraftmaschinen bekannt. Die bekannte Hochdruckpumpe weist ein Pumpengehäuse auf, in dem mehrere Pumpenelemente angeordnet sind. Dabei fördern die Pumpenelemente Flüssigkeit unter Hochdruck über ein Hochdruckkanalsystem zu einem gemeinsamen Hochdruckanschluss . Dabei ist für jedes Pumpenelement ein Auslassventil vorgesehen, das zu einem Speicher hin öffnet. Solch ein Auslassventil weist eine von einer Ventilfeder beaufschlagte Ventilkugel auf, die mit einer Ventilsitzfläche zu einem Dichtsitz zusammenwirkt.
Die aus der DE 102 47 142 Al bekannte Hochdruckpumpe hat den Nachteil, dass unter ungünstigen Bedingungen bei hohen Pumpendrehzahlen ein Zustand auftreten kann, in dem das Auslassventil während einer Saugphase des zugeordneten Pumpenelements geöffnet bleibt, wodurch die unter Hochdruck stehende Flüssigkeit wieder in den Pumpenarbeitsraum des Pumpenelements zurückströmt. Dies ist mit starken Drehmomentschwankungen auf der Antriebsseite der Hochdruckpumpe verbunden und kann in Extremfällen zur Zerstörung der Hochdruckpumpe führen.
Offenbarung der Erfindung
Das erfindungsgemäße Kugelventil mit den Merkmalen des Anspruchs 1 und die erfindungsgemäße Hochdruckpumpe mit den Merkmalen des Anspruchs 17 haben den Vorteil, dass ein zuverlässiges Schließen des Kugelventils gewährleistet ist. Speziell kann die Funktionsweise der Hochdruckpumpe verbessert werden, insbesondere kann die Hochdruckpumpe mit einer höheren Drehzahl oder einem höheren Volumenstrom betrieben werden.
Durch die in den Unteransprüchen aufgeführten Maßnahmen sind vorteilhafte Weiterbildungen des im Anspruch 1 angegebenen Kugelventils und der im Anspruch 17 angegebenen Hochdruckpumpe möglich.
In vorteilhafter Weise können die hydraulischen Eigenschaften des Kugelventils verbessert werden. Dabei kann verhindert werden, dass das Kugelventil bei hohen Drehzahlen nicht schließt. Ferner kann der Wirkungsgrad einer Hochdruckpumpe mit solch einem Kugelventil durch eine gezielte Verbesserung der Ventilfunktion gesteigert werden. Bei Kugelventilen können durch einen hohen Volumenstrom während der Förderphase Oszillationen und Rotationen um eine Symmetrieachse angeregt werden. Diese Oszillationen haben ihren Ursprung in hydraulischen Strömungskräften. Damit beim Übergang von der Förderphase in die Saugphase das Kugelventil schnell schließen kann, müssen die Oszillationen und die Rotation durch mechanische oder hydraulische Dämpfung abgebaut werden. Speziell schließt das Kugelventil erst dann, wenn eine Rotation der Ventilkugel beim Übergang von der Förderphase in die Saugphase klein genug ist. In vorteilhafter Weise können die hydraulischen Mechanismen, die zur Oszillationsanregung, das heißt der Rotations- und Radialoszillationen, der Ventilkugel führen, gezielt beeinflusst werden. Damit kann die Oszillationsfrequenz der Ventilkugel reduziert werden. Gleichzeitig kann die Schließzeit des Kugelventils, die den Wirkungsgrad und die Dauerhaltbarkeit der Hochdruckpumpe beeinflusst, reduziert werden. Dadurch kann die Hochdruckpumpe bei höherer Drehzahl und somit höherem Volumenstrom betrieben werden.
Ursache für die Anregung von Rotationen der Ventilkugel sind die durch Umströmung der Ventilkugel hervorgerufenen Druckfelder, die sich zeitlich so ändern, dass eine Oszillationsanregung erfolgt. Die Anregung kann hierbei nicht nur in der Förderphase erfolgen. Auch bei geöffnetem Ventil in der Saugphase kann eine Anregung erfolgen.
Vorteilhaft ist es, dass an der Ventilsitzfläche eine Abrisskante und/oder eine Fase ausgestaltet ist. Dabei ist es ferner vorteilhaft, dass die Abrisskante beziehungsweise die Fase in Bezug auf einen Durchmesser der Ventilkugel relativ nahe an dem Dichtsitz ausgebildet ist. Beispielsweise kann die Abrisskante beziehungsweise die Fase einen Abstand von dem Dichtsitz haben, der in einem Bereich von etwa 5 % bis etwa 15 % des Durchmessers der Ventilkugel liegt. Dadurch wird verhindert, dass die Strömung an der Ventilkugel anliegt, wodurch das Druckfeld, das auf die Ventilkugel wirkt, verkleinert ist. Hierbei kann die Abrisskante beziehungsweise die Fase in Strömungsrichtung von dem Zulauf zu dem Ablauf vor oder hinter dem Dichtsitz angeordnet sein. Hierbei können auch sowohl vor als hinter dem Dichtsitz Abrisskanten und/oder Fasen angeordnet sein. Eine Kombination von Abrisskante und Fase ist hierbei ebenfalls möglich.
In vorteilhafter Weise ist eine Kugelführung für die Ventilkugel vorgesehen, die eine relativ nahe Führung der Kugel an einer Achse beim Öffnen und Schließen des Dichtsitzes gewährleistet. Dabei ist es ferner vorteilhaft, dass die Kugelführung eine Führung der Kugel mit einer maximalen radialen Verschiebbarkeit zu der Achse vorgibt, die aus einem Bereich von etwa 5 % bis etwa 10 % eines Durchmessers der Ventilkugel ist. Durch solch eine enge Kugelführung ist der radiale Freiheitsgrad der Ventilkugel eingeschränkt. Damit wird auch die asymmetrische Verteilung des Druckes auf die Kugeloberfläche der Ventilkugel geringer und die Rotationsanregung bleibt kleiner. Zusätzlich wirkt bei einer ausreichend engen Führung stets eine öffnende oder schließende Kraft auf die Ventilkugel über den gesamten Ventilhubbereich, was sich positiv auf die Ventilstabilität auswirkt .
Ferner ist es vorteilhaft, dass die Kugelführung durch eine Bohrung ausgestaltet ist, die einen Ventilraum bildet, wobei die Ventilkugel in dem Ventilraum angeordnet ist. Ferner ist es vorteilhaft, dass eine Ventilfeder vorgesehen ist, die die Ventilkugel in einer Schließrichtung zum Schließen des Dichtsitzes zwischen der Ventilkugel und der Ventilsitzfläche beaufschlagt .
Vorteilhaft ist es auch, dass ein Anschlagelement vorgesehen ist, das einen Hub der Ventilkugel begrenzt. Hierbei ist es ferner vorteilhaft, dass das Anschlagelement eine Ausnehmung aufweist, die eine Kugelführung bildet. Dabei ist es ferner auch vorteilhaft, dass die Ausnehmung eine Zentrierfläche aufweist, die sich in einer Öffnungsrichtung der Ventilkugel, in der der Dichtsitz geöffnet wird, verjüngt. Hierdurch kann eine Zentrierung der Ventilkugel beim Öffnen erreicht werden, so dass eine radiale Verschiebbarkeit begrenzt ist. Hierbei ist die Zentrierfläche in vorteilhafter Weise konisch ausgestaltet, wobei die Zentrierfläche bezüglich einer Achse ausgerichtet ist, auf der bei geschlossenem Dichtsitz ein Mittelpunkt der Ventilkugel liegt. Hierdurch wird eine symmetrische Druckverteilung auf der Kugeloberfläche erzielt. Bei dieser Ausgestaltung kann gegebenenfalls eine Ventilfeder, die normalerweise die Ventilkugel in einer Schließrichtung beaufschlagt, entfallen.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der nachfolgenden Beschreibung anhand der beigefügten Zeichnungen, in denen sich entsprechende Elemente mit übereinstimmenden Bezugszeichen versehen sind, näher erläutert. Es zeigt:
Fig. 1 ein Kugelventil, das in eine Hochdruckpumpe integriert ist, in einer schematischen Schnittdarstellung entsprechend einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung;
Fig. 2 das in Fig. 1 dargestellte Kugelventil entsprechend einem zweiten Ausführungsbeispiel der Erfindung;
Fig. 3 das in Fig. 1 dargestellte Kugelventil entsprechend einem dritten Ausführungsbeispiel der Erfindung und
Fig. 4 das in Fig. 1 dargestellte Kugelventil entsprechend einem vierten Ausführungsbeispiel der Erfindung.
Ausführungsformen der Erfindung
Fig. 1 zeigt ein Kugelventil 1, das in ein Gehäuseteil 2 einer Hochdruckpumpe integriert ist, in einer schematischen Schnittdarstellung entsprechend einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung. Das Kugelventil 1 ist insbesondere als Hochdruckventil für Hochdruckpumpen von Brennstoffeinspritzanlagen von luftverdichtenden, selbstzündenden Brennkraftmaschinen ausgestaltet. Dabei kann die Hochdruckpumpe, deren Gehäuseteil 2 in der Fig. 1 auszugsweise dargestellt ist, insbesondere als Radial- oder Reihenkolbenpumpe ausgestaltet sein, um Brennstoff zu einem Common-Rail der Brennstoffeinspritzanlage zu fördern. Das erfindungsgemäße Kugelventil 1 und die erfindungsgemäße Hochdruckpumpe mit solch einem Kugelventil 1 eignen sich jedoch auch für andere Anwendungsfälle.
Das Kugelventil 1 weist eine Ventilkugel 3 auf, die in einem Ventilraum 4 angeordnet ist. Bei einem Förderhub der Hochdruckpumpe strömt Brennstoff in einer Strömungsrichtung 5 über einen Zulauf 6 des Kugelventils 1 in den Ventilraum 4 ein. Außerdem fließt während des Förderhubs Brennstoff aus dem Ventilraum 4 in einer Strömungsrichtung 5' über einen Ablauf 7 des Kugelventils 1 ab.
Das Kugelventil 1 weist eine Ventilsitzfläche 8 auf, die in diesem Ausführungsbeispiel an dem Gehäuseteil 2 ausgebildet ist. Die Ventilsitzfläche 8 kann allerdings je nach Ausgestaltung des Kugelventils 1 auch an einem Gehäuseteil des Kugelventils 1 ausgebildet sein.
Die Ventilkugel 3 wirkt im geschlossenen Zustand des Kugelventils 1 mit der Ventilsitzfläche 8 zu einem geschlossenen Dichtsitz zusammen. Während des Förderhubs hebt sich die Ventilkugel 3 von der Ventilsitzfläche 8 zumindest teilweise ab, wodurch Brennstoff in der Strömungsrichtung 5 über den Zulauf 6 in den Ventilraum 4 einströmen kann. Der Dichtsitz ist hierbei durch einen zumindest im Wesentlichen linienförmigen Sitz 9 an der Ventilsitzfläche 8 vorgegeben.
Das Kugelventil 1 weist eine Achse 15 auf. Im geschlossenen Zustand befindet sich die Ventilkugel 3 zentriert auf der Achse 15. In der Fig. 1 ist eine Situation dargestellt, in der die Ventilkugel 3 bei geöffnetem Dichtsitz in einer radialen Richtung 16 etwas aus einer axialen Position verschoben ist. Hierdurch ergeben sich etwas unterschiedliche Strömungen an der Ventilkugel 3. Somit ergibt sich ein bezüglich der Achse 15 asymmetrisches Druckfeld an der Ventilkugel 3.
In diesem Ausführungsbeispiel ist in Strömungsrichtung 5 hinter dem Dichtsitz 9 eine Abrisskante 17 vorgesehen. Dabei beträgt eine Sitzlänge nach dem Dichtsitz 9 zu der Abrisskante 17 zwischen 5 % und 15 % eines Durchmessers 18 der Ventilkugel 3. Somit kann die Strömung nicht oder nur in geringem Ausmaß an der Ventilkugel 3 anliegen, so dass das Druckfeld und somit auch die asymmetrische Ausgestaltung des Druckfelds an der Ventilkugel 3 verkleinert ist. Eine der Abrisskante 17 entsprechende Abrisskante kann in Strömungsrichtung 5 betrachtet auch vor dem Dichtsitz 9 angeordnet sein. In diesem Ausführungsbeispiel ist allerdings in Strömungsrichtung 5 betrachtet vor dem Dichtsitz 9 eine Fase 19 vorgesehen, die die Sitzlänge vor dem Dichtsitz 9 ebenfalls verkürzt. Entsprechend kann anstelle der Abrisskante 17 auch eine Fase nach dem Dichtsitz 9 vorgesehen sein .
Das Kugelventil 1 weist außerdem ein in dem Ventilraum 4 angeordnetes Anschlagelement 20 auf. In diesem Ausführungsbeispiel wird durch das Anschlagelement 20 eine maximale Auslenkung der Ventilkugel 3 begrenzt. Ferner nimmt das Anschlagelement 20 abschnittsweise eine Ventilfeder 21 auf, die die Ventilkugel 3 in einer Schließrichtung, das heißt entgegen der Strömungsrichtung 5, beaufschlagt.
Somit werden Oszillationsanregungen und/oder Rotationsanregungen der Ventilkugel 3, die einem Schließen des Dichtsitzes zwischen der Ventilkugel 3 und der Ventilsitzfläche 8 entgegenwirken, gedämpft. Ferner wird die Ventilkugel 3 von der Ventilfeder 21 beaufschlagt. Dadurch ergibt sich ein zuverlässiges und schnelles Schließen des Kugelventils 1, nachdem ein Förderhub der Hochdruckpumpe beendet ist. Dadurch wird ein Rückfluss von Brennstoff entgegen der Strömungsrichtung 5 verhindert oder zumindest erheblich verringert.
Fig. 2 zeigt das in Fig. 1 dargestellte Kugelventil 1 entsprechend einem zweiten Ausführungsbeispiel der Erfindung. In diesem Ausführungsbeispiel ist der Zulauf 6 als Stufenbohrung ausgestaltet, wobei eine an die
Ventilsitzfläche 8 angrenzende Stufe 22 vorgesehen ist. Durch die Stufe 22 ist eine Abrisskante 17' vor dem Dichtsitz 9 vorgesehen. Somit ist die Sitzlänge vor dem Dichtsitz 9 reduziert. Dadurch wird ebenfalls erreicht, dass die Strömung nicht oder nur im geringeren Ausmaß an der Ventilkugel 3 anliegen kann, wodurch sich das Druckfeld an der Ventilkugel 3 verkleinert.
Fig. 3 zeigt das in Fig. 1 dargestellte Kugelventil 1 entsprechend einem dritten Ausführungsbeispiel. In diesem Ausführungsbeispiel ist eine Kugelführung für die Ventilkugel 3 in dem Ventilraum 4 durch eine Bohrung 23 ausgestaltet. Die Ventilkugel ist dabei in dem durch die Bohrung 23 gebildeten Ventilraum 4 angeordnet. Die Bohrung 23 ist relativ eng ausgestaltet. Dadurch ist eine radiale Verschiebbarkeit der Ventilkugel 3 in einer radialen Richtung 16 begrenzt. Die Begrenzung der radialen Verschiebbarkeit kann beispielsweise zwischen etwa 5 % und etwa 10 % des Durchmessers 18 der Ventilkugel 3 betragen. Dadurch kann die Ventilkugel 3 im geöffneten Zustand des Kugelventils 1 höchstens um etwa 5 % bis etwa 10 % aus ihrer axialen Ausgangsstellung auf der Achse 15 verschoben werden. Dadurch ist eine asymmetrische Ausgestaltung des Druckfelds auf der Ventilkugel 3, das heißt eine asymmetrische Verteilung des Druckes auf der Oberfläche der Ventilkugel 3, begrenzt. Dies verringert eine Rotationsoder Oszillationsanregung. Zusätzlich wirkt bei einer ausreichend engen Führung stets eine öffnende und schließende Kraft auf die Ventilkugel 3 über den gesamten Ventilhubbereich, was sich positiv auf die Ventilstabilität auswirkt .
Fig. 4 zeigt das in Fig. 1 dargestellte Kugelventil 1 entsprechend einem vierten Ausführungsbeispiel. In diesem Ausführungsbeispiel ist das Anschlagelement 20 relativ nahe an der Ausgangsstellung der Ventilkugel 3 angeordnet, in der das Kugelventil 1 geschlossen ist. Das Anschlagelement 20 bietet dabei einen massiven Hubanschlag für die Ventilkugel 3. Somit ist ein Hub der Ventilkugel 3 begrenzt. Ferner weist das Anschlagelement 20 eine Ausnehmung 25 auf, die der Ventilkugel 3 zugewandt ist. Die Ventilkugel 3 befindet sich dabei teilweise innerhalb der Ausnehmung 25. Durch die Ausnehmung 25 ist auch eine Zentrierfläche 26 gebildet, die konisch ausgestaltet ist. In diesem Ausführungsbeispiel weist die Zentrierfläche 26 einen Zentrier- oder Öffnungswinkel 27 auf, der etwa 45° beträgt. Die Zentrierfläche 26 verjüngt sich dabei in einer der Strömungsrichtung 5 entsprechenden Öffnungsrichtung der Ventilkugel 3, in der der Dichtsitz 9 geöffnet wird. Die Zentrierfläche 26 ist bezüglich der Achse 15 ausgerichtet, auf der sich bei geschlossenem Dichtsitz 9 ein Mittelpunkt der Ventilkugel 3 befindet.
Beim Öffnen des Kugelventils 1 erfolgt durch die Zentrierfläche 26 des Anschlagelements 20 eine vollständige oder zumindest teilweise Zentrierung der Ventilkugel 3 bezüglich der Achse 15. Somit ergibt sich auch eine zumindest näherungsweise symmetrische Druckverteilung an der Oberfläche der Ventilkugel 3 bezüglich der Achse 15. Dadurch sind Rotations- oder Oszillationsanregungen der Ventilkugel 3 verhindert oder zumindest reduziert. Außerdem erfolgt eine weitere Reduzierung durch die Abrisskante 17 und die Fase 19. Bei dieser Ausgestaltung können die Abrisskante 17 und/oder die Fase 19 aber auch entfallen.
Ferner kann bei der in der Fig. 4 dargestellten Ausgestaltung eine Ventilfeder 21, wie sie beispielsweise bei dem anhand der Fig. 1 beschriebenen ersten Ausführungsbeispiel vorgesehen ist, entfallen. Somit kann das Kugelventil 1 ohne eine derartige Ventilfeder ausgestaltet sein.
In diesem Ausführungsbeispiel wird durch die Ausnehmung 25 des Anschlagelements 20 zumindest eine radiale
Verschiebbarkeit der Ventilkugel 3 in einer radialen Richtung 16 beschränkt. Darüber hinaus erfolgt sogar eine gewisse Zentrierung der Ventilkugel 3. Der in diesem
Ausführungsbeispiel vorgegebene Zentrier- oder Öffnungswinkel 27 der Zentrierfläche 26 ist vorzugsweise zumindest näherungsweise gleich einem Ventilsitzwinkel 28, der für die Ventilsitzfläche 8 vorgegeben ist.
Die Erfindung ist nicht auf die beschriebenen Ausführungsbeispiele beschränkt.

Claims

Ansprüche
1. Kugelventil (1), insbesondere Hochdruckventil für Hochdruckpumpen von Brennstoffeinspritzanlagen von luftverdichtenden, selbstzündenden Brennkraftmaschinen, mit einer Ventilkugel (3) und einer Ventilsitzfläche (8), wobei die Ventilkugel (3) zum Unterbrechen einer Verbindung zwischen einem Zulauf (6) und einem Ablauf (7) mit der Ventilsitzfläche (8) zu einem Dichtsitz zusammenwirkt und wobei eine Oszillationsanregung und/oder eine Rotationsanregung der Ventilkugel (3) , die einem Schließen des Dichtsitzes (9) zwischen der Ventilkugel (3) und der Ventilsitzfläche (8) entgegenwirkt, gedämpft wird.
2. Kugelventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass an der Ventilsitzfläche (8) zumindest eine Abrisskante (17) und/oder zumindest eine Fase (19) ausgestaltet ist.
3. Kugelventil nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Abrisskante (17) beziehungsweise die Fase (19) in Bezug auf einen Durchmesser (18) der Ventilkugel (3) relativ nahe an dem Dichtsitz (9) ausgebildet ist.
4. Kugelventil nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Abrisskante (17) beziehungsweise die Fase (19) einen Abstand von dem Dichtsitz (9) hat, der in einem Bereich von etwa 5 % bis etwa 15 % des Durchmessers (18) der Ventilkugel (3) liegt.
5. Kugelventil nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Abrisskante (17) beziehungsweise die Fase (19) in einer Strömungsrichtung (5) von dem Zulauf (6) zu dem Ablauf (7) hinter dem Dichtsitz (9) angeordnet ist.
6. Kugelventil nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Abrisskante (17) beziehungsweise die Fase (19) in einer Strömungsrichtung (5) von dem Zulauf (6) zu dem Ablauf (7) vor dem Dichtsitz (9) angeordnet ist.
7. Kugelventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass eine Kugelführung (23) für die Ventilkugel (3) vorgesehen ist, die eine relativ nahe Führung der Ventilkugel (3) an einer Achse (15) beim Öffnen und Schließen des Dichtsitzes (9) gewährleistet.
8. Kugelventil nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Kugelführung (23) eine Führung der Ventilkugel (3) mit einer maximalen radialen Verschiebbarkeit zu der Achse (15) vorgibt, die aus einem Bereich von etwa 5 % bis etwa 10 % eines Durchmessers (18) der Ventilkugel (3) ist.
9. Kugelventil nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Kugelführung durch eine Bohrung (23) ausgestaltet ist, die zumindest teilweise einen Ventilraum (4) bildet, wobei die Ventilkugel (3) in dem Ventilraum (4) angeordnet ist .
10. Kugelventil nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass eine Ventilfeder (21) vorgesehen ist, die die Ventilkugel (3) in einer Schließrichtung zum Schließen des Dichtsitzes (9) zwischen der Ventilkugel (3) und der Ventilsitzfläche (8) beaufschlagt.
11. Kugelventil nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass ein Anschlagelement (20) vorgesehen ist, das einen Hub der Ventilkugel (3) begrenzt.
12. Kugelventil nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass das Anschlagelement (20) eine Ausnehmung (25) aufweist, die eine Ventilkugelführung bildet.
13. Kugelventil nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Ausnehmung (25) eine Zentrierfläche (26) aufweist, die sich in einer Öffnungsrichtung der Ventilkugel (3) , in der der Dichtsitz (9) geöffnet wird, verjüngt.
14. Kugelventil nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Zentrierfläche (26) konisch ausgestaltet ist.
15. Kugelventil nach Anspruch 13 oder 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Zentrierfläche (26) zumindest näherungsweise bezüglich einer Achse (15) ausgerichtet ist, auf der bei geschlossenem Dichtsitz (9) ein Mittelpunkt der Ventilkugel (3) liegt.
16. Kugelventil nach einem der Ansprüche 12 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass keine Ventilfeder vorgesehen ist, die die Ventilkugel (3) in einer Schließrichtung beaufschlagt.
17. Hochdruckpumpe, insbesondere Radial- oder Reihenkolbenpumpe, für Brennstoffeinspritzanlagen von luftverdichtenden, selbstzündenden Brennkraftmaschinen, mit einem Kugelventil (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 16.
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