JP2006207451A

JP2006207451A - Fuel pump and delivery valve equipped in fuel pump

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Publication number: JP2006207451A
Application number: JP2005019807A
Authority: JP
Inventors: Shinya Furusawa; 真也古澤
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2005-01-27
Filing date: 2005-01-27
Publication date: 2006-08-10

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To inhibit overshoot of pump fuel pressure and prevent backflow of delivery fuel with respect to a fuel pump having a check valve obtaining urging force in a valve close direction generated by a spring. <P>SOLUTION: A coil spring 44 provided in the check valve 40 of the high-pressure fuel pump 1 for urging a valve element 43 in the valve close direction is comprised of a variable pitch spring. This makes a part of a small spring constant resiliently deform in the initial stage of a delivery stroke so that the valve element 43 is quickly moved to open a pressure chamber 22 and reduce the overshoot of fuel pressure. After that, a part of a large spring constant resiliently deforms so that a lift amount of the valve element 43 is reduced, the check valve 40 can be closed substantially the same time with completion of the delivery stroke and the backflow of high pressure fuel to the pressure chamber 22 can be avoided. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、例えば筒内直噴型エンジン等の内燃機関に適用され、燃料噴射弁（インジェクタ）に向けて高圧燃料を供給するための燃料ポンプ及びその燃料ポンプの吐出部分に備えられる吐出弁に係る。特に、本発明は、ポンプ内燃料圧力のオーバシュートの抑制及び燃料の逆流防止を図るための対策に関する。 The present invention is applied to an internal combustion engine such as an in-cylinder direct injection engine, for example, and a fuel pump for supplying high-pressure fuel toward a fuel injection valve (injector) and a discharge valve provided in a discharge portion of the fuel pump. Related. In particular, the present invention relates to measures for suppressing overshoot of fuel pressure in the pump and preventing backflow of fuel.

従来より、例えば筒内直噴型エンジンのようにインジェクタへ供給する燃料に高い圧力が要求されるエンジンにあっては、燃料タンクから送られてきた燃料を高圧燃料ポンプで加圧してインジェクタに向けて供給するようになっている。 2. Description of the Related Art Conventionally, in an engine where high pressure is required for fuel supplied to an injector, such as an in-cylinder direct injection engine, the fuel sent from the fuel tank is pressurized with a high-pressure fuel pump and directed to the injector. To supply.

具体的に、この種のエンジンにおける燃料供給系の構成としては、下記の特許文献１にも開示されているように、燃料タンクから燃料を送り出すフィードポンプ、このフィードポンプによって送り出された燃料を加圧する高圧燃料ポンプを備えている。そして、この高圧燃料ポンプによって加圧された燃料を、複数のインジェクタが接続されたデリバリパイプに貯留するようになっている。これにより、インジェクタの開弁動作に伴って、デリバリパイプに貯留されている高圧燃料が、その開弁されたインジェクタから燃焼室に向けて噴射されることになる。 Specifically, as disclosed in Patent Document 1 below, the configuration of the fuel supply system in this type of engine includes a feed pump that feeds fuel from a fuel tank, and fuel that is fed by this feed pump. A high-pressure fuel pump is provided. The fuel pressurized by the high-pressure fuel pump is stored in a delivery pipe to which a plurality of injectors are connected. As a result, the high-pressure fuel stored in the delivery pipe is injected from the opened injector toward the combustion chamber as the injector opens.

また、この種のエンジンの燃料供給系に備えられる上記高圧燃料ポンプは、下記の特許文献２にも開示されているように、シリンダ内で往復移動するプランジャと、そのプランジャ及びシリンダによって区画形成される加圧室と、この加圧室の吐出側に配設された吐出弁（チェック弁）とを備えている。そして、シリンダ内でのプランジャの往復移動により加圧室の容積が変化し、この容積の拡大時に加圧室に燃料が吸入される一方、この容積の縮小時の所定タイミングで吐出弁が開放してデリバリパイプに向けて高圧燃料が圧送されるようになっている。 Further, the high-pressure fuel pump provided in the fuel supply system of this type of engine is partitioned by a plunger that reciprocates in a cylinder, and the plunger and the cylinder as disclosed in Patent Document 2 below. And a discharge valve (check valve) disposed on the discharge side of the pressurization chamber. The volume of the pressurizing chamber changes due to the reciprocating movement of the plunger in the cylinder, and fuel is sucked into the pressurizing chamber when the volume is expanded, while the discharge valve is opened at a predetermined timing when the volume is reduced. The high-pressure fuel is pumped toward the delivery pipe.

具体的には、この高圧燃料ポンプには加圧室の内外を連通・遮断する電磁スピル弁が設けられており、燃料圧送行程では、シリンダ内でのプランジャの移動により加圧室が縮小していく。そして、この加圧行程中において電磁スピル弁が開弁されている間は、加圧室から燃料が流出（フィードポンプ側へ流出）するため、デリバリパイプに向けての燃料圧送は行われない。これに対し、この加圧行程中に電磁スピル弁が閉弁されると、この加圧室内の圧力（燃料圧力）が上昇していき、この圧力による力が、吐出弁の弁体（以下、バルブ体という）を閉鎖方向に付勢しているコイルスプリングの付勢力とデリバリパイプ内の燃料圧力とを足し合わせた合力を上回ると吐出弁が開動作を開始し、電磁スピル弁の閉弁期間中にデリバリパイプに向けての燃料圧送が行われる。このように、加圧行程中における電磁スピル弁の閉弁期間を制御することによって、高圧燃料ポンプからデリバリパイプへの燃料圧送量が調整されるようになっている。
特開２０００−１１０６８５号公報特開２００３−６５１８５号公報 Specifically, this high-pressure fuel pump is provided with an electromagnetic spill valve that communicates and shuts off the inside and outside of the pressurizing chamber. During the fuel pressure stroke, the pressurizing chamber is reduced by the movement of the plunger in the cylinder. Go. During the pressurization stroke, while the electromagnetic spill valve is open, the fuel flows out from the pressurization chamber (flows out to the feed pump side), so that the fuel is not pumped toward the delivery pipe. On the other hand, when the electromagnetic spill valve is closed during this pressurization stroke, the pressure (fuel pressure) in the pressurization chamber rises, and the force by this pressure is applied to the valve body of the discharge valve (hereinafter referred to as “the pressure valve”). When the combined force of the urging force of the coil spring urging the valve body in the closing direction and the fuel pressure in the delivery pipe is exceeded, the discharge valve starts to open and the electromagnetic spill valve is closed The fuel is pumped toward the delivery pipe. In this way, by controlling the closing period of the electromagnetic spill valve during the pressurization stroke, the fuel pumping amount from the high-pressure fuel pump to the delivery pipe is adjusted.
Japanese Patent Laid-Open No. 2000-110585 JP 2003-65185 A

ところで、上述したように高圧燃料ポンプにあっては、吐出弁のバルブ体をコイルスプリングによって閉鎖方向に付勢しているため、加圧室内の圧力がコイルスプリングの付勢力とデリバリパイプ内の燃料圧力とを足し合わせた合力を上回ったとしても、バルブ体の慣性力や圧損の作用により、瞬時（加圧室内の圧力がコイルスプリングの付勢力を上回る
のと同時）に吐出弁が所定開度まで開放されるといったことはない。つまり、加圧室内の圧力がコイルスプリングの付勢力とデリバリパイプ内の燃料圧力とを足し合わせた合力を上回った後、僅かな遅れをもって吐出弁の開放動作が開始されたり、徐々に吐出弁が開放されていくといった状況になる。 Incidentally, as described above, in the high-pressure fuel pump, the valve body of the discharge valve is urged in the closing direction by the coil spring, so that the pressure in the pressurizing chamber causes the urging force of the coil spring and the fuel in the delivery pipe. Even if the combined pressure exceeds the combined force, the valve opens at the specified opening instantly (at the same time as the pressure in the pressurizing chamber exceeds the biasing force of the coil spring) due to the inertial force and pressure loss of the valve body. Will not be released. In other words, after the pressure in the pressurizing chamber exceeds the combined force of the urging force of the coil spring and the fuel pressure in the delivery pipe, the opening operation of the discharge valve is started with a slight delay, or the discharge valve is gradually It becomes a situation of being released.

図６は、この際の加圧室内の燃料圧力（燃圧）とバルブ体の移動量（吐出弁の開度）との関係を示している。上述した如くバルブ体に慣性力や圧損があるために、加圧室内の圧力が所定圧に達したとしても瞬時に吐出弁が所定開度まで開放することはなく、僅かな遅れをもってまたは徐々に開放動作が行われることになる。また、この加圧室内の圧力が所定圧に達した以降であっても吐出弁の開度が未だ小さい状況では、バルブ体とバルブシートとの間に圧力損失が生じており、加圧室内の圧力が瞬時に開放されるといったことはない。その結果、図６に示すように、一時的に加圧室内の燃料圧力がオーバシュートしてしまうことになる（図６における点Ａ参照）。特に、エンジンの高速回転域にあっては、それに伴うプランジャの高速往復移動にバルブ体が追従できなくなり、上記燃料圧力のオーバシュートは顕著に現れる。また、大排気量エンジンに適用される高圧燃料ポンプにあっては、ポンプ容積を可能な限り小さくしながらも単位時間当たりの燃料吐出量を大きく確保する必要があることから、昇圧カーブ（吐出期間初期時の燃圧の立ち上がり）が急峻になるように設計されており、これによってもオーバシュートは顕著に現れることになる。 FIG. 6 shows the relationship between the fuel pressure (fuel pressure) in the pressurizing chamber and the amount of movement of the valve body (opening degree of the discharge valve) at this time. As described above, since the valve body has inertial force and pressure loss, even if the pressure in the pressurizing chamber reaches a predetermined pressure, the discharge valve does not instantaneously open to the predetermined opening, but with a slight delay or gradually. An opening operation is performed. In addition, even after the pressure in the pressurizing chamber reaches a predetermined pressure, when the opening of the discharge valve is still small, a pressure loss occurs between the valve body and the valve seat. There is no instantaneous release of pressure. As a result, as shown in FIG. 6, the fuel pressure in the pressurizing chamber temporarily overshoots (see point A in FIG. 6). In particular, in the high-speed rotation region of the engine, the valve body cannot follow the accompanying high-speed reciprocation of the plunger, and the fuel pressure overshoot appears remarkably. Further, in a high pressure fuel pump applied to a large displacement engine, it is necessary to ensure a large fuel discharge amount per unit time while reducing the pump volume as much as possible. It is designed so that the initial rise of the fuel pressure at the initial stage becomes steep, and this also causes a noticeable overshoot.

このように加圧室内の燃料圧力がオーバシュートしてしまうため、これまでの高圧燃料ポンプには以下の課題があった。つまり、上記プランジャを往復動させるための駆動力を与えているカムとプランジャ底部との接触力が著しく高くなって摩擦損失や潤滑不良が生じてしまう可能性があった。また、高圧燃料ポンプの各シール部分のシール性能もオーバシュート圧力に耐え得るように高くしておく必要があった。つまり、これまでの高圧燃料ポンプでは、設計燃料圧力Ｐ（例えば上記１３ＭＰａ）よりも大幅に高い燃料圧力に耐え得るように設計しておく（オーバスペックで設計しておく）必要があり、高圧燃料ポンプの大型化、重量及び部品点数の増大、製造コストの高騰を招くものとなっていた。 Thus, since the fuel pressure in the pressurizing chamber overshoots, the conventional high-pressure fuel pump has the following problems. That is, there is a possibility that the contact force between the cam and the bottom of the plunger, which gives the driving force for reciprocating the plunger, becomes extremely high, resulting in friction loss and poor lubrication. In addition, the sealing performance of each seal portion of the high-pressure fuel pump needs to be high enough to withstand the overshoot pressure. In other words, conventional high-pressure fuel pumps must be designed to withstand a fuel pressure that is significantly higher than the design fuel pressure P (for example, the above 13 MPa) (designed with overspec), This has led to an increase in the size of the pump, an increase in weight and the number of parts, and an increase in manufacturing costs.

この課題を解決するための手法として、上記コイルスプリングの付勢力を予め低く設定しておく（バネ定数の小さいものを採用する）ことで加圧室内圧力のオーバシュートを回避することが考えられる。ところが、これでは、バルブ体のリフト量が増大することに繋がるため、吐出行程の完了後、迅速な閉弁動作が行われず、高圧燃料が加圧室内に向けて逆流（吹き戻し）してしまう可能性があり、高圧燃料ポンプの吐出効率を低下させてしまい好ましくない。 As a method for solving this problem, it is conceivable to avoid overshooting of the pressure in the pressurized chamber by setting the urging force of the coil spring low in advance (using a spring having a small spring constant). However, this leads to an increase in the lift amount of the valve body. Therefore, after the completion of the discharge stroke, a quick valve closing operation is not performed, and the high-pressure fuel flows backward (blows back) toward the pressurized chamber. This is not preferable because it reduces the discharge efficiency of the high-pressure fuel pump.

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、スプリングによってバルブ閉鎖方向の付勢力を得る吐出弁を備えた燃料ポンプに対し、ポンプ内燃料圧力のオーバシュートの抑制及び吐出燃料の逆流の防止を図ることにある。 The present invention has been made in view of such points, and an object of the present invention is to prevent overshooting of fuel pressure in the pump with respect to a fuel pump having a discharge valve that obtains an urging force in a valve closing direction by a spring. The purpose is to suppress and prevent backflow of discharged fuel.

上記の目的を達成するために講じられた本発明の解決手段は、燃料を加圧する加圧室と、この加圧室の吐出側に配設され且つスプリングによって閉弁方向への付勢力が与えられた弁体を有する吐出弁とを備え、加圧室内の圧力が所定圧力以上に達した場合に上記スプリングの付勢力に抗して弁体が移動して加圧室から燃料が圧送される構成とされた燃料ポンプを前提とする。この燃料ポンプに対し、上記スプリングを、閉鎖位置にある弁体が開放方向に移動する移動初期における弁体に対する付勢力が、弁体が開放方向に所定量以上移動した際における弁体に対する付勢力よりも小さくなるように互いにバネ定数の異なる部分を備えた構成としている。 The solution of the present invention taken to achieve the above object includes a pressurizing chamber for pressurizing fuel, and a biasing force provided in the valve closing direction by a spring disposed on the discharge side of the pressurizing chamber. A discharge valve having a valve body, and when the pressure in the pressurizing chamber reaches a predetermined pressure or higher, the valve body moves against the biasing force of the spring and the fuel is pumped from the pressurizing chamber. It is assumed that the fuel pump is configured. With respect to this fuel pump, the biasing force against the valve body when the valve body in the closed position moves in the opening direction with respect to the fuel pump when the valve body moves a predetermined amount or more in the opening direction. It is set as the structure provided with the part from which a spring constant differs mutually so that it may become smaller.

この特定事項により、燃料ポンプの燃料吐出時に、加圧室内の圧力が所定圧力以上に達
すると、スプリングの付勢力に抗して弁体が移動して加圧室から燃料が圧送されることになる。この吐出動作の際、加圧室から弁体に作用する燃料圧力によって、先ず、スプリングのうちバネ定数の小さい部分が弾性変形することになる。このため、加圧室内の圧力が所定圧力に達するのと同時に弁体はスプリングの付勢力（比較的低い付勢力）に抗して迅速に移動して加圧室を開放する。このようにして吐出弁の開度が瞬時に大きく得られるため、加圧室内の燃料圧力がオーバシュートすることが少ない。その後、この弁体の移動に伴い、スプリングのうちバネ定数の大きい部分が弾性変形することになる。この場合には、弁体は比較的大きな反力を受け、弁体の移動量（リフト量）は抑えられることになって、吐出行程の完了後には迅速な閉弁動作が行われる。このため、吐出行程の完了と略同時に吐出弁を閉鎖することができ、加圧室内に向けての高圧燃料の逆流（吹き戻し）が確実に回避される。 Due to this specific matter, when the pressure in the pressurizing chamber reaches a predetermined pressure or higher during fuel discharge from the fuel pump, the valve body moves against the urging force of the spring and the fuel is pumped from the pressurizing chamber. Become. During this discharge operation, first, a portion of the spring having a small spring constant is elastically deformed by the fuel pressure acting on the valve body from the pressurizing chamber. For this reason, at the same time when the pressure in the pressurizing chamber reaches a predetermined pressure, the valve body moves quickly against the biasing force (relatively low biasing force) of the spring to open the pressurizing chamber. Thus, since the opening degree of the discharge valve can be obtained instantaneously, the fuel pressure in the pressurizing chamber is less likely to overshoot. Thereafter, with the movement of the valve body, a portion of the spring having a large spring constant is elastically deformed. In this case, the valve body receives a relatively large reaction force, and the movement amount (lift amount) of the valve body is suppressed, and a quick valve closing operation is performed after the discharge stroke is completed. For this reason, the discharge valve can be closed substantially simultaneously with the completion of the discharge stroke, and the backflow (blowback) of the high-pressure fuel toward the pressurizing chamber is reliably avoided.

上記機能を発揮するためのスプリングの具体構成として、不等ピッチまたは多段ピッチのコイルスプリングにより構成されていることが掲げられる。これにより、比較的容易に、上記機能を発揮するスプリングを作製することができ、上記効果を得るための構成を簡単な製作作業で且つ低コストで実現することができる。 As a specific configuration of the spring for exhibiting the above function, it is mentioned that it is configured by a coil spring having an unequal pitch or a multi-stage pitch. Thereby, a spring that exhibits the above function can be manufactured relatively easily, and a configuration for obtaining the above effect can be realized by a simple manufacturing operation and at a low cost.

また、上記燃料ポンプが内燃機関の燃料供給系に適用された場合の形態として具体的には、燃料タンクから燃料を送り出すフィードポンプが燃料ポンプの吸入側に接続される一方、複数の燃料噴射弁が接続された蓄圧容器が燃料ポンプの吐出側に接続される。そして、フィードポンプから供給された燃料を、燃料ポンプが上記燃料噴射弁の噴射圧力まで昇圧させて蓄圧容器に圧送する構成としている。これは、特に、筒内直噴型内燃機関等のように燃料噴射弁（インジェクタ）へ供給する燃料に高い圧力が要求されるものに適用された形態であり、上述した如く高圧燃料の逆流が回避されていることにより蓄圧容器の燃料圧力が良好に維持されることになる。 Further, as a mode in which the fuel pump is applied to a fuel supply system of an internal combustion engine, a feed pump for sending fuel from a fuel tank is connected to the suction side of the fuel pump, while a plurality of fuel injection valves Is connected to the discharge side of the fuel pump. The fuel pump is configured to increase the pressure of the fuel supplied from the feed pump to the injection pressure of the fuel injection valve and pump it to the pressure accumulating vessel. In particular, this is applied to the case where high pressure is required for the fuel supplied to the fuel injection valve (injector) such as in-cylinder direct injection internal combustion engine. By being avoided, the fuel pressure of the pressure accumulating vessel is maintained well.

尚、上記各解決手段に係る燃料ポンプに備えられる吐出弁も本発明の技術的思想の範疇である。つまり、スプリングからの付勢力によってバルブシートに押圧されて加圧室を閉鎖する弁体を備え、加圧室内の圧力が所定圧力以上に達した場合に上記スプリングの付勢力に抗して弁体が移動して加圧室を開放するようになっている一方、上記スプリングが、不等ピッチまたは多段ピッチのコイルスプリングにより構成されて、バルブシートに押圧された閉鎖位置にある弁体が開放方向に移動する移動初期における弁体に対する付勢力が、弁体が開放方向に所定量以上移動した際における弁体に対する付勢力よりも小さくなるように構成された吐出弁である。 In addition, the discharge valve with which the fuel pump which concerns on each said solution is equipped is also the category of the technical idea of this invention. That is, a valve body is provided that closes the pressurizing chamber by being pressed against the valve seat by the biasing force from the spring, and the valve body resists the biasing force of the spring when the pressure in the pressurizing chamber reaches a predetermined pressure or more. Is moved to open the pressurizing chamber, while the spring is constituted by a coil spring of unequal pitch or multi-stage pitch, and the valve body in the closed position pressed by the valve seat is in the opening direction. The discharge valve is configured such that the urging force to the valve body at the initial stage of movement is smaller than the urging force to the valve body when the valve body moves a predetermined amount or more in the opening direction.

本発明では、燃料ポンプの吐出弁に備えられて弁体を閉弁方向に付勢するスプリングに、互いにバネ定数の異なる部分を備えさせたことにより、吐出行程の初期時にはバネ定数の小さい部分が弾性変形して弁体が迅速に移動し加圧室を開放して燃料圧力のオーバシュートを小さくできる。このため、燃料圧力のオーバシュートを考慮して設計燃料圧力よりも大幅に高い燃料圧力に耐え得るように燃料ポンプを設計しておく必要がなくなり、燃料ポンプの小型化、重量の軽減、部品点数の削減、製造コストの低廉化を図ることができる。また、吐出行程の後期には、スプリングのうちバネ定数の大きい部分が弾性変形することになるため、弁体のリフト量が抑えられて吐出行程の完了と略同時に吐出弁を閉鎖することができ、加圧室内に向けての高圧燃料の逆流を回避することができて燃料ポンプの吐出効率を高く維持することができる。 In the present invention, the spring that is provided in the discharge valve of the fuel pump and biases the valve body in the valve closing direction is provided with portions having different spring constants, so that a portion having a small spring constant can be obtained at the initial stage of the discharge stroke. Due to the elastic deformation, the valve body moves quickly and the pressurizing chamber is opened to reduce the overshoot of the fuel pressure. This eliminates the need to design a fuel pump that can withstand a fuel pressure that is significantly higher than the designed fuel pressure in consideration of the overshoot of the fuel pressure, reducing the size of the fuel pump, reducing weight, and the number of parts. Can be reduced and the manufacturing cost can be reduced. Further, in the latter stage of the discharge stroke, a portion of the spring having a large spring constant is elastically deformed, so that the lift amount of the valve body can be suppressed and the discharge valve can be closed almost simultaneously with the completion of the discharge stroke. Further, the backflow of the high-pressure fuel toward the pressurizing chamber can be avoided, and the discharge efficiency of the fuel pump can be kept high.

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。本実施形態では、自動車に搭載された筒内直噴型多気筒（例えば４気筒）ガソリンエンジンに使用される高圧燃料ポンプ
に本発明を適用した場合について説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In the present embodiment, a case where the present invention is applied to a high-pressure fuel pump used in an in-cylinder direct injection multi-cylinder (for example, four-cylinder) gasoline engine mounted on an automobile will be described.

−燃料供給装置１００−
高圧燃料ポンプの具体構成について説明する前に、この高圧燃料ポンプが適用される燃料供給装置１００の概略構成について説明する。図１は本実施形態における燃料供給装置１００の構造を模式的に示す図である。この図１に示すように、燃料供給装置１００は、燃料タンク１０１から燃料を送り出すフィードポンプ１０２と、そのフィードポンプ１０２によって送り出された燃料を加圧して各気筒（４気筒）の燃料噴射弁４，４，…に向けて吐出する高圧燃料ポンプ１とを備えている。 -Fuel supply device 100-
Before describing the specific configuration of the high-pressure fuel pump, the schematic configuration of the fuel supply apparatus 100 to which the high-pressure fuel pump is applied will be described. FIG. 1 is a diagram schematically showing the structure of a fuel supply device 100 in the present embodiment. As shown in FIG. 1, a fuel supply apparatus 100 includes a feed pump 102 that sends out fuel from a fuel tank 101, and a fuel injection valve 4 for each cylinder (four cylinders) by pressurizing the fuel sent out by the feed pump 102. , 4,... Are provided.

上記高圧燃料ポンプ１の概略構成としては（具体構成については、後で図３及び図４を用いて説明する）、シリンダ２１、プランジャ２３、加圧室２２及び電磁スピル弁３０を備えている。プランジャ２３は、エンジンの排気カムシャフト１１０に取り付けられた駆動カム１１１の回転によって駆動され、シリンダ２１内を往復移動する。このプランジャ２３の往復移動により加圧室２２の容積が拡大または縮小する。本実施形態では、排気カムシャフト１１０の回転軸回りに１８０°の角度間隔をもって２つのカム山（カムノーズ）１１２，１１２が駆動カム１１１に形成されている。そして、このカムノーズ１１２，１１２によってプランジャ２３が押し上げられて、このプランジャ２３がシリンダ２１内で移動するようになっている。尚、本実施形態に係るエンジンは４気筒型であるため、エンジンの１サイクル中、つまりクランクシャフトが２回転する間に、気筒毎に設けられた燃料噴射弁４から各１回ずつ、合計４回の燃料噴射が行われることになる。また、このエンジンでは、クランクシャフトが２回転する度に排気カムシャフト１１０は１回転する。よって、燃料噴射弁４からの燃料噴射は４回ずつ、高圧燃料ポンプ１からの吐出動作は２回ずつ、エンジンの１サイクル毎に行われるようになっている。 As a schematic configuration of the high-pressure fuel pump 1 (the specific configuration will be described later with reference to FIGS. 3 and 4), a cylinder 21, a plunger 23, a pressurizing chamber 22, and an electromagnetic spill valve 30 are provided. The plunger 23 is driven by the rotation of a drive cam 111 attached to the exhaust camshaft 110 of the engine, and reciprocates in the cylinder 21. The volume of the pressurizing chamber 22 is expanded or reduced by the reciprocating movement of the plunger 23. In the present embodiment, two cam peaks (cam noses) 112 and 112 are formed on the drive cam 111 with an angular interval of 180 ° around the rotation axis of the exhaust camshaft 110. The plungers 23 are pushed up by the cam noses 112, 112, and the plungers 23 are moved in the cylinder 21. Since the engine according to this embodiment is a four-cylinder type, a total of 4 fuel injection valves 4 are provided once for each cylinder during one cycle of the engine, that is, while the crankshaft rotates twice. Fuel injection is performed once. In this engine, the exhaust camshaft 110 rotates once every time the crankshaft rotates twice. Therefore, the fuel injection from the fuel injection valve 4 is performed four times and the discharge operation from the high-pressure fuel pump 1 is performed twice, every cycle of the engine.

上記加圧室２２はプランジャ２３及びシリンダ２１によって区画されている。この加圧室２２は、低圧燃料配管１０４を介してフィードポンプ１０２に連通しており、また、高圧燃料配管１０５を介してデリバリパイプ（蓄圧容器）１０６内に連通している。 The pressurizing chamber 22 is partitioned by a plunger 23 and a cylinder 21. The pressurizing chamber 22 communicates with the feed pump 102 via a low-pressure fuel pipe 104, and communicates with a delivery pipe (pressure accumulating vessel) 106 via a high-pressure fuel pipe 105.

このデリバリパイプ１０６には、上記燃料噴射弁４，４，…が接続されていると共に、デリバリパイプ１０６内の燃料圧力（実燃圧）を検出する燃圧センサ１６１が配設されている。また、このデリバリパイプ１０６には、リリーフバルブ１７１を介してリターン配管１７２が接続されている。このリリーフバルブ１７１は、デリバリパイプ１０６内の燃料圧力が所定圧（例えば１３ＭＰａ）を越えたときに開弁する。この開弁により、デリバリパイプ１０６に蓄えられた燃料の一部をリターン配管１７２を介して燃料タンク１０１に戻すようになっている。これにより、デリバリパイプ１０６内の燃料圧力の過上昇が防止される。また、上記リターン配管１７２と高圧燃料ポンプ１とは、余剰燃料戻し配管１０８（図１では破線で示している）によって接続されており、プランジャ２３とシリンダ２１との間隙から漏出した燃料がオイルシール２Ａの上部の燃料収容室２Ｂに蓄積され、その後、この燃料収容室２Ｂに接続された上記余剰燃料戻し配管１０８に戻される。 The fuel injection valves 4, 4,... Are connected to the delivery pipe 106, and a fuel pressure sensor 161 for detecting the fuel pressure (actual fuel pressure) in the delivery pipe 106 is disposed. In addition, a return pipe 172 is connected to the delivery pipe 106 via a relief valve 171. The relief valve 171 opens when the fuel pressure in the delivery pipe 106 exceeds a predetermined pressure (for example, 13 MPa). By opening the valve, a part of the fuel stored in the delivery pipe 106 is returned to the fuel tank 101 via the return pipe 172. Thereby, an excessive increase in the fuel pressure in the delivery pipe 106 is prevented. The return pipe 172 and the high-pressure fuel pump 1 are connected by an excess fuel return pipe 108 (shown by a broken line in FIG. 1), and the fuel leaked from the gap between the plunger 23 and the cylinder 21 is oil sealed. The fuel is stored in the upper fuel storage chamber 2B of 2A, and then returned to the surplus fuel return pipe 108 connected to the fuel storage chamber 2B.

尚、低圧燃料配管１０４には、フィルタ１４１及びプレッシャレギュレータ１４２が設けられている。このプレッシャレギュレータ１４２は、低圧燃料配管１０４内の燃料圧力が所定圧（例えば０．４ＭＰａ）を越えたときに低圧燃料配管１０４内の燃料を燃料タンク１０１に戻すことによって、この低圧燃料配管１０４内の燃料圧力を所定圧以下に維持している。また、低圧燃料配管１０４には、パルセーションダンパ１０７が備えられており、このパルセーションダンパ１０７によって高圧燃料ポンプ１の作動時における低圧燃料配管１０４内の燃圧脈動が抑制されるようになっている。また、高圧燃料配管１０５には、高圧燃料ポンプ１から吐出された燃料が逆流することを阻止するための逆止弁１５１が設けられている。 Note that the low-pressure fuel pipe 104 is provided with a filter 141 and a pressure regulator 142. The pressure regulator 142 returns the fuel in the low-pressure fuel pipe 104 to the fuel tank 101 when the fuel pressure in the low-pressure fuel pipe 104 exceeds a predetermined pressure (for example, 0.4 MPa). The fuel pressure is maintained below a predetermined pressure. Further, the low pressure fuel pipe 104 is provided with a pulsation damper 107, and the pulsation damper 107 suppresses fuel pressure pulsation in the low pressure fuel pipe 104 when the high pressure fuel pump 1 is operated. . The high pressure fuel pipe 105 is provided with a check valve 151 for preventing the fuel discharged from the high pressure fuel pump 1 from flowing backward.

上記高圧燃料ポンプ１には、低圧燃料配管１０４と加圧室２２との間を連通または遮断するための上記電磁スピル弁３０が設けられている。この電磁スピル弁３０は、電磁ソレノイド３１を備えており、その電磁ソレノイド３１への通電を制御することにより開閉動作する。電磁スピル弁３０は、電磁ソレノイド３１への通電が停止されているときにはコイルスプリング３７の弾性力によって開弁する。以下、この電磁スピル弁３０の開閉動作について図２を参照しながら説明する。 The high-pressure fuel pump 1 is provided with the electromagnetic spill valve 30 for communicating or blocking between the low-pressure fuel pipe 104 and the pressurizing chamber 22. The electromagnetic spill valve 30 includes an electromagnetic solenoid 31 and opens and closes by controlling energization of the electromagnetic solenoid 31. The electromagnetic spill valve 30 is opened by the elastic force of the coil spring 37 when energization of the electromagnetic solenoid 31 is stopped. Hereinafter, the opening / closing operation of the electromagnetic spill valve 30 will be described with reference to FIG.

先ず、電磁ソレノイド３１に対する通電が停止された状態のときには、電磁スピル弁３０がコイルスプリング３７の弾性力によって開弁し、低圧燃料配管１０４と加圧室２２とが連通した状態になる。この状態において、加圧室２２の容積が増大する方向にプランジャ２３が移動するとき（吸入行程）には、フィードポンプ１０２から送り出された燃料が低圧燃料配管１０４を経て加圧室２２内に吸入される。 First, when the energization of the electromagnetic solenoid 31 is stopped, the electromagnetic spill valve 30 is opened by the elastic force of the coil spring 37, and the low pressure fuel pipe 104 and the pressurizing chamber 22 are in communication with each other. In this state, when the plunger 23 moves in the direction in which the volume of the pressurizing chamber 22 increases (intake stroke), the fuel sent from the feed pump 102 is sucked into the pressurizing chamber 22 through the low-pressure fuel pipe 104. Is done.

一方、加圧室２２の容積が収縮する方向にプランジャ２３が移動するとき（加圧行程）において、電磁ソレノイド３１への通電により電磁スピル弁３０がコイルスプリング３７の弾性力に抗して閉弁すると、低圧燃料配管１０４と加圧室２２との間が遮断され、加圧室２２内の燃料圧力が所定値に達した時点でチェック弁４０が開放して、高圧の燃料が高圧燃料配管１０５を通じてデリバリパイプ１０６に向けて吐出される。 On the other hand, when the plunger 23 moves in the direction in which the volume of the pressurizing chamber 22 contracts (pressurization stroke), the electromagnetic spill valve 30 closes against the elastic force of the coil spring 37 by energizing the electromagnetic solenoid 31. Then, the low-pressure fuel pipe 104 and the pressurizing chamber 22 are disconnected, and when the fuel pressure in the pressurizing chamber 22 reaches a predetermined value, the check valve 40 is opened, and the high-pressure fuel is supplied to the high-pressure fuel pipe 105. And is discharged toward the delivery pipe 106.

そして、高圧燃料ポンプ１における燃料吐出量の調整は、電磁スピル弁３０の閉弁開始時期を制御し、加圧行程での電磁スピル弁３０の閉弁期間を調整することによって行われる。即ち、電磁スピル弁３０の閉弁開始時期を早めて閉弁期間を長くすると燃料吐出量が増加し、電磁スピル弁３０の閉弁開始時期を遅らせて閉弁期間を短くすると燃料吐出量が減少するようになる。このように、高圧燃料ポンプ１の燃料吐出量を調整することにより、デリバリパイプ１０６内の燃料圧力が制御される。 The fuel discharge amount in the high-pressure fuel pump 1 is adjusted by controlling the valve closing start timing of the electromagnetic spill valve 30 and adjusting the valve closing period of the electromagnetic spill valve 30 in the pressurization stroke. That is, if the closing time of the electromagnetic spill valve 30 is advanced and the closing period is lengthened, the fuel discharge amount increases. If the closing start time of the electromagnetic spill valve 30 is delayed and the closing period is shortened, the fuel discharge amount decreases. To come. In this manner, the fuel pressure in the delivery pipe 106 is controlled by adjusting the fuel discharge amount of the high-pressure fuel pump 1.

ここで、高圧燃料ポンプ１の燃料吐出量（電磁スピル弁３０の閉弁開始時期）を制御するための制御量であるポンプデューティＤＴについて説明する。 Here, the pump duty DT which is a control amount for controlling the fuel discharge amount of the high-pressure fuel pump 1 (the valve closing start timing of the electromagnetic spill valve 30) will be described.

このポンプデューティＤＴは、０〜１００％という値の間で変化する値であって、電磁スピル弁３０の閉弁期間に対応する排気カムシャフト１１０の駆動カム１１１のカム角度に関係した値である。 The pump duty DT is a value that varies between 0% and 100%, and is a value related to the cam angle of the drive cam 111 of the exhaust camshaft 110 corresponding to the valve closing period of the electromagnetic spill valve 30. .

具体的には、駆動カム１１１のカム角度に関して、図２に示すように、電磁スピル弁３０の最大閉弁期間に対応したカム角度（最大カム角度）をθ０とし、その最大閉弁期間の目標燃圧に対応するカム角度（目標カム角度）をθとすると、ポンプデューティＤＴは、最大カム角度θ０に対する目標カム角度θの割合（ＤＴ＝θ／θ０）で表される。従って、ポンプデューティＤＴは、目標とする電磁スピル弁３０の閉弁期間（閉弁開始時期）が最大閉弁期間に近づくほど１００％に近い値となり、目標とする閉弁期間が「０」に近づくほど０％に近い値となる。 Specifically, as shown in FIG. 2, regarding the cam angle of the drive cam 111, the cam angle (maximum cam angle) corresponding to the maximum valve closing period of the electromagnetic spill valve 30 is θ0, and the target of the maximum valve closing period is set. Assuming that the cam angle (target cam angle) corresponding to the fuel pressure is θ, the pump duty DT is expressed by the ratio of the target cam angle θ to the maximum cam angle θ0 (DT = θ / θ0). Therefore, the pump duty DT becomes a value closer to 100% as the closing period (closing timing) of the target electromagnetic spill valve 30 approaches the maximum closing period, and the target closing period becomes “0”. The closer it is, the closer to 0%.

そして、ポンプデューティＤＴが１００％に近づくほど、ポンプデューティＤＴに基づいて調整される電磁スピル弁３０の閉弁開始時期は早められ、電磁スピル弁３０の閉弁期間は長くなる。その結果、高圧燃料ポンプ１の燃料吐出量が増加して実燃圧が上昇するようになる。また、ポンプデューティＤＴが０％に近づくほど、ポンプデューティＤＴに基づいて調整される電磁スピル弁３０の閉弁開始時期は遅らされ、電磁スピル弁３０の閉弁期間は短くなる。その結果、高圧燃料ポンプ１の燃料吐出量が減少して実燃圧が低下するようになる。尚、上記ポンプデューティＤＴの算出手順の詳細についてはここでは説明を省略する。 And as the pump duty DT approaches 100%, the valve closing start timing of the electromagnetic spill valve 30 adjusted based on the pump duty DT is advanced, and the valve closing period of the electromagnetic spill valve 30 becomes longer. As a result, the fuel discharge amount of the high-pressure fuel pump 1 increases and the actual fuel pressure increases. Further, as the pump duty DT approaches 0%, the valve closing start timing of the electromagnetic spill valve 30 adjusted based on the pump duty DT is delayed, and the valve closing period of the electromagnetic spill valve 30 is shortened. As a result, the fuel discharge amount of the high-pressure fuel pump 1 is reduced and the actual fuel pressure is lowered. The details of the procedure for calculating the pump duty DT are omitted here.

−高圧燃料ポンプ１の具体構成−
次に、上記高圧燃料ポンプ１の具体構成について図３及び図４を用いて説明する。図３は高圧燃料ポンプ１の縦断面図であり、図４はこの高圧燃料ポンプ１の吐出側に備えられたチェック弁（吐出弁）４０の一部を示す断面図である。 -Specific configuration of high-pressure fuel pump 1-
Next, a specific configuration of the high-pressure fuel pump 1 will be described with reference to FIGS. 3 and 4. 3 is a longitudinal sectional view of the high-pressure fuel pump 1, and FIG. 4 is a sectional view showing a part of a check valve (discharge valve) 40 provided on the discharge side of the high-pressure fuel pump 1. As shown in FIG.

これら図に示すように、本実施形態の高圧燃料ポンプ１は、ハウジング１０内にポンプ部２０、上記電磁スピル弁３０及びチェック弁４０を備えた構成となっている。 As shown in these drawings, the high-pressure fuel pump 1 of the present embodiment has a configuration in which a pump unit 20, the electromagnetic spill valve 30, and a check valve 40 are provided in a housing 10.

上記ポンプ部２０は、シリンダ２１、加圧室２２、プランジャ２３、リフタ２４及びリフタガイド２５を備えている。シリンダ２１はハウジング１０の中央部に形成され、その先端側（図３における上端側）に加圧室２２が形成される。プランジャ２３は円柱状であって、シリンダ２１内にその軸線方向の摺動が可能に挿入支持されている。リフタ２４は有底円筒状に形成されており、その底板部にプランジャ２３の基端部が接続されている。リフタガイド２５はハウジング１０の下端に取り付けられた円筒状の部材であって、その内部にリフタ２４が軸線方向へ摺動可能に収納されている。 The pump unit 20 includes a cylinder 21, a pressurizing chamber 22, a plunger 23, a lifter 24, and a lifter guide 25. The cylinder 21 is formed at the center of the housing 10, and a pressurizing chamber 22 is formed at the tip side (the upper end side in FIG. 3). The plunger 23 has a cylindrical shape, and is inserted and supported in the cylinder 21 so as to be slidable in the axial direction. The lifter 24 is formed in a bottomed cylindrical shape, and the base end portion of the plunger 23 is connected to the bottom plate portion. The lifter guide 25 is a cylindrical member attached to the lower end of the housing 10, and the lifter 24 is accommodated therein so as to be slidable in the axial direction.

上記プランジャ２３の基端部にはリテーナ２６が係合されている。そして、リフタガイド２５の上部に嵌め込まれているスプリングシート部材２５ａの下面とリテーナ２６との間にコイルスプリング２７が圧縮状態で配置されており、このコイルスプリング２７により、プランジャ２３に対して下方への付勢力が付与されていると共に、リフタ２４が駆動カム１１１に向けて付勢されている。 A retainer 26 is engaged with the proximal end portion of the plunger 23. A coil spring 27 is disposed in a compressed state between the lower surface of the spring seat member 25 a fitted in the upper portion of the lifter guide 25 and the retainer 26, and the coil spring 27 moves downward with respect to the plunger 23. The urging force is applied, and the lifter 24 is urged toward the drive cam 111.

上記電磁スピル弁３０は加圧室２２に対向して配設され、上記電磁ソレノイド３１、ボビン３２、コア３３、アーマチャ３４、ポペット弁３５及びシート体３６を備えている。電磁ソレノイド３１はボビン３２にリング状に巻装されたコイルで成り、コア３３はボビン３２の中心貫通孔に嵌合固定されている。アーマチャ３４はポペット弁３５の一端に固定された状態で、その一部がコア３３と同軸上でボビン３２の中心貫通孔に進入可能に配置されている。コア３３及びアーマチャ３４の各対向面には凹部がそれぞれ形成されており、それらの凹部間にはコイルスプリング３７が圧縮状態で収容されている。そして、このコイルスプリング３７により、アーマチャ３４が加圧室２２側に向かって付勢されている。 The electromagnetic spill valve 30 is disposed opposite to the pressurizing chamber 22 and includes the electromagnetic solenoid 31, bobbin 32, core 33, armature 34, poppet valve 35, and sheet body 36. The electromagnetic solenoid 31 is a coil wound around the bobbin 32 in a ring shape, and the core 33 is fitted and fixed in the central through hole of the bobbin 32. The armature 34 is fixed to one end of the poppet valve 35, and a part of the armature 34 is arranged coaxially with the core 33 so as to be able to enter the central through hole of the bobbin 32. Concave portions are respectively formed on the opposing surfaces of the core 33 and the armature 34, and a coil spring 37 is accommodated in a compressed state between the concave portions. The coil spring 37 urges the armature 34 toward the pressurizing chamber 22 side.

上記ポペット弁３５はシート体３６内の貫通孔に摺動可能に貫通され、その下端部には円板状の弁体３５ａが形成されている。そして、電磁ソレノイド３１の非通電時には、コイルスプリング３７の付勢力により、弁体３５ａがシート体３６のシート部３６ａから離間されて、電磁スピル弁３０は開弁状態となる。一方、図示しない電子制御装置から端子３８を介して電磁ソレノイド３１に通電されると、コア３３、アーマチャ３４及び電磁スピル弁３０全体を支持する支持部材３９により磁気回路が形成され、コイルスプリング３７の付勢力に抗して、アーマチャ３４がコア３３側に移動する。これにより、ポペット弁３５が加圧室２２と反対側に移動し、その弁体３５ａがシート体３６のシート部３６ａに当接して、電磁スピル弁３０は閉弁状態となる（図３に示す状態）。 The poppet valve 35 is slidably penetrated through a through hole in the sheet body 36, and a disc-like valve body 35a is formed at the lower end thereof. When the electromagnetic solenoid 31 is not energized, the valve body 35a is separated from the seat portion 36a of the seat body 36 by the biasing force of the coil spring 37, and the electromagnetic spill valve 30 is opened. On the other hand, when the electromagnetic solenoid 31 is energized through a terminal 38 from an electronic control device (not shown), a magnetic circuit is formed by the support member 39 that supports the core 33, the armature 34, and the electromagnetic spill valve 30 as a whole. The armature 34 moves to the core 33 side against the urging force. As a result, the poppet valve 35 moves to the side opposite to the pressurizing chamber 22, the valve body 35a comes into contact with the seat portion 36a of the seat body 36, and the electromagnetic spill valve 30 is closed (shown in FIG. 3). Status).

一方、電磁スピル弁３０が開弁状態にあるときには、シート体３６に形成された複数の供給通路３６ｂと加圧室２２との間で燃料が流通可能となっている。 On the other hand, when the electromagnetic spill valve 30 is in the open state, fuel can flow between the plurality of supply passages 36 b formed in the seat body 36 and the pressurizing chamber 22.

上記供給通路３６ｂと連通するように、ハウジング１０には低圧燃料通路１１が形成されている。そして、電磁スピル弁３０の開弁状態で、プランジャ２３が下降するとき、図示しないフィードポンプの作動により、燃料タンク１０１から汲み上げられた低圧燃料が、フィルタ１４１、プレッシャレギュレータ１４２、低圧燃料通路１１及び供給通路３６
ｂを経て加圧室２２に吸入されるようになっている。 A low pressure fuel passage 11 is formed in the housing 10 so as to communicate with the supply passage 36b. When the electromagnetic spill valve 30 is opened and the plunger 23 is lowered, the low pressure fuel pumped up from the fuel tank 101 by the operation of a feed pump (not shown) is filtered by the filter 141, the pressure regulator 142, the low pressure fuel passage 11 and Supply passage 36
It is sucked into the pressurizing chamber 22 through b.

上記シリンダ２１の先端側に形成された加圧室２２は、シリンダ２１の内周面よりも大径に形成されている。そして、プランジャ２３は電磁スピル弁３０の閉タイミング前に加圧室２２に進入し、電磁スピル弁３０が閉弁した後にプランジャ２３が上死点に到達するようになっている。そして、プランジャ２３の先端部が加圧室２２内に進入した状態で、加圧室２２の内周面とプランジャ２３の外周面との間に隙間が形成されるようになっている。ハウジング１０には高圧燃料通路１２が形成されており、加圧室２２がこの高圧燃料通路１２を介してチェック弁４０に連通するようになっている。 The pressurizing chamber 22 formed on the tip side of the cylinder 21 is formed with a larger diameter than the inner peripheral surface of the cylinder 21. The plunger 23 enters the pressurizing chamber 22 before the closing timing of the electromagnetic spill valve 30, and the plunger 23 reaches the top dead center after the electromagnetic spill valve 30 is closed. A gap is formed between the inner peripheral surface of the pressurizing chamber 22 and the outer peripheral surface of the plunger 23 in a state where the distal end portion of the plunger 23 has entered the pressurizing chamber 22. A high pressure fuel passage 12 is formed in the housing 10, and the pressurizing chamber 22 communicates with the check valve 40 through the high pressure fuel passage 12.

上記チェック弁４０は、高圧燃料通路１２に接続されたケーシング４１と、そのケーシング４１内に配置されたシート体４２及びスプリングベース体４５と、シート体４２に接離可能に対向するバルブ体（弁体）４３と、このバルブ体４３をシート体４２に対する当接位置に向かって付勢するコイルスプリング４４とを備えている。また、このチェック弁４０は上記高圧燃料配管１０５に接続されている。そして、加圧室２２内から高圧燃料通路１２を介して圧送される燃料の圧力が所定値を超えたとき、バルブ体４３がコイルスプリング４４の付勢力に抗してシート体４２から離間する位置に移動される。これにより、チェック弁４０が開弁状態になって、高圧燃料通路１２から圧送される高圧燃料が高圧燃料配管１０５を経てデリバリパイプ１０６に供給されるようになっている。 The check valve 40 includes a casing 41 connected to the high-pressure fuel passage 12, a seat body 42 and a spring base body 45 disposed in the casing 41, and a valve body (valve that faces the seat body 42 detachably). Body) 43 and a coil spring 44 that urges the valve body 43 toward a contact position with respect to the seat body 42. The check valve 40 is connected to the high pressure fuel pipe 105. When the pressure of the fuel pumped from the pressurizing chamber 22 through the high pressure fuel passage 12 exceeds a predetermined value, the valve body 43 is separated from the seat body 42 against the urging force of the coil spring 44. Moved to. As a result, the check valve 40 is opened, and the high-pressure fuel pumped from the high-pressure fuel passage 12 is supplied to the delivery pipe 106 via the high-pressure fuel pipe 105.

以下、このチェック弁４０の内部構造について詳述する。図４は、このチェック弁４０の内部に備えられている上記シート体４２、バルブ体４３、コイルスプリング４４、スプリングベース体４５を示す断面図である。この図４に示すように、シート体４２は、中央部に軸線方向（図４における左右方向）に沿って延びる燃料通路４２ａを備えており、その燃料吐出側の端部は先細り形状に形成されたテーパ部４２ｂを備えている。このテーパ部４２ｂにより、バルブ体４３が燃料通路４２ａ内の燃料に臨む面積を大きく確保して燃料通路４２ａの内圧が上昇した際にその圧力がバルブ体４３の広範囲に作用するようにしている。 Hereinafter, the internal structure of the check valve 40 will be described in detail. 4 is a cross-sectional view showing the seat body 42, the valve body 43, the coil spring 44, and the spring base body 45 provided in the check valve 40. As shown in FIG. As shown in FIG. 4, the sheet body 42 is provided with a fuel passage 42a extending along the axial direction (left-right direction in FIG. 4) at the center, and the end on the fuel discharge side is formed in a tapered shape. The taper part 42b is provided. The tapered portion 42b ensures a large area where the valve body 43 faces the fuel in the fuel passage 42a, so that the pressure acts on a wide range of the valve body 43 when the internal pressure of the fuel passage 42a rises.

上記スプリングベース体４５は、シート体４２の先端部分に取り付けられた略円筒形状の部材であって、このシート体４２との間でスプリング収容空間４５ａを形成している。また、このスプリングベース体４５の先端部分（燃料吐出側部分）には、軸心に向かってフランジ状に形成されたスプリング座４５ｂが一体形成されている。これにより、上記コイルスプリング４４は、このスプリング座４５ｂとバルブ体４３との間に圧縮状態で収容されて、バルブ体４３に対してシート体４２のテーパ部４２ｂに向かう方向への付勢力（図中の矢印Ｆ参照）を与えている。また、このスプリングベース体４５の外周面の複数箇所には開口４５ｃが形成されており、上記バルブ体４３がシート体４２から離れて燃料が吐出される際に、この開口４５ｃの形成部分が燃料流路となるようにしている（この際の燃料の流れを図中矢印Ｏで示している）。 The spring base body 45 is a substantially cylindrical member attached to the distal end portion of the sheet body 42, and forms a spring accommodating space 45 a with the sheet body 42. In addition, a spring seat 45b formed in a flange shape toward the shaft center is integrally formed at the distal end portion (fuel discharge side portion) of the spring base body 45. As a result, the coil spring 44 is accommodated in a compressed state between the spring seat 45b and the valve body 43, and the urging force in the direction toward the tapered portion 42b of the seat body 42 (see FIG. Middle arrow F). Also, openings 45c are formed at a plurality of locations on the outer peripheral surface of the spring base body 45, and when the valve body 43 is separated from the seat body 42 and fuel is discharged, the portions where the openings 45c are formed are fuel. A flow path is formed (the fuel flow at this time is indicated by an arrow O in the figure).

そして、本実施形態の特徴とするところは、上記コイルスプリング４４の形状にある。図４に示すように、このコイルスプリング４４は不等ピッチコイルスプリングにより構成されている。つまり、コイルピッチの比較的大きな低バネ定数領域（図中の領域Ｉ）と、コイルピッチの比較的小さな高バネ定数領域（図中の領域II）とが連続して形成されている。また、上記スプリング収容空間４５ａにおけるコイルスプリング４４の収容状態としては、上記低バネ定数領域Ｉがバルブ体４３に当接し、高バネ定数領域IIがスプリング座４５ｂに当接するようになっている。 A feature of this embodiment is the shape of the coil spring 44. As shown in FIG. 4, the coil spring 44 is constituted by an unequal pitch coil spring. That is, a low spring constant region having a relatively large coil pitch (region I in the drawing) and a high spring constant region having a relatively small coil pitch (region II in the drawing) are continuously formed. The coil spring 44 is housed in the spring housing space 45a so that the low spring constant region I contacts the valve body 43 and the high spring constant region II contacts the spring seat 45b.

このようにコイルスプリング４４が不等ピッチコイルスプリングにより構成されていることにより、加圧室２２内から高圧燃料通路１２及び燃料通路４２ａを介して圧送される
燃料の圧力が所定値（例えば１３ＭＰａ）を超えて、バルブ体４３がコイルスプリング４４の付勢力に抗してシート体４２から離間する際には、先ず、低バネ定数領域Ｉが迅速に弾性変形してバルブ体４３は迅速に（レスポンス良く）移動してシート体４２から離れて高圧燃料を高圧燃料配管１０５に向けて送り出す。そして、バルブ体４３の移動量がある程度大きくなると、次に、高バネ定数領域IIが弾性変形し、バルブ体４３の移動が抑制され、そのリフト量が所定量以下に抑えられることになる。このようにして、バルブ体４３のリフト量が抑えられることにより、吐出行程の完了後には迅速な閉弁動作が行われ、この吐出行程の完了と略同時にバルブ体４３はシート体４２に着座して燃料通路４２ａが閉鎖され、高圧燃料の加圧室２２に向けての逆流（吹き戻し）が回避される。 As described above, the coil spring 44 is constituted by an unequal pitch coil spring, so that the pressure of the fuel pumped from the pressurizing chamber 22 through the high pressure fuel passage 12 and the fuel passage 42a is a predetermined value (for example, 13 MPa). When the valve body 43 moves away from the seat body 42 against the urging force of the coil spring 44, first, the low spring constant region I quickly elastically deforms and the valve body 43 quickly (response) Better) Move away from the seat body 42 and send high pressure fuel toward the high pressure fuel pipe 105. When the movement amount of the valve body 43 increases to some extent, next, the high spring constant region II is elastically deformed, the movement of the valve body 43 is suppressed, and the lift amount is suppressed to a predetermined amount or less. In this way, the lift amount of the valve body 43 is suppressed, so that a quick valve closing operation is performed after the completion of the discharge stroke, and the valve body 43 is seated on the seat body 42 almost simultaneously with the completion of the discharge stroke. Thus, the fuel passage 42a is closed, and the backflow (blowback) of the high-pressure fuel toward the pressurizing chamber 22 is avoided.

図５は、本実施形態に係る高圧燃料ポンプ１の加圧室２２内の燃料圧力（燃圧）とバルブ体４３の移動量（吐出弁の開度）との関係を示している。この図５からも判るように、本形態によれば、加圧室２２内の燃料圧力がデリバリパイプ１０６に必要な圧力Ｐ（例えば１３ＭＰａ）に達すると、瞬時にバルブ体４３が移動してチェック弁４０を所定開度まで（燃料圧力が大幅にオーバシュートしない開度まで）開放される。このため、駆動カム１１１とリフタ２４の底部との接触力が著しく高くなることがなくなり、摩擦損失や潤滑不良が生じることを回避できる。また、高圧燃料ポンプ１の各シール部分のシール性能も必要以上に高くしておく必要がない。このように、従来では、燃料圧力のオーバシュートを考慮し、設計燃料圧力Ｐ（例えば上記１３ＭＰａ）よりも大幅に高い燃料圧力に耐え得るように高圧燃料ポンプを設計しておく必要があったが、本実施形態では、その必要がなく、高圧燃料ポンプの小型化、重量の軽減、部品点数の削減、製造コストの低廉化を図ることができる。 FIG. 5 shows the relationship between the fuel pressure (fuel pressure) in the pressurizing chamber 22 of the high-pressure fuel pump 1 according to the present embodiment and the amount of movement of the valve body 43 (opening degree of the discharge valve). As can be seen from FIG. 5, according to this embodiment, when the fuel pressure in the pressurizing chamber 22 reaches the pressure P (for example, 13 MPa) required for the delivery pipe 106, the valve body 43 is instantaneously moved and checked. The valve 40 is opened to a predetermined opening (to an opening where the fuel pressure does not significantly overshoot). For this reason, the contact force between the drive cam 111 and the bottom of the lifter 24 is not significantly increased, and it is possible to avoid the occurrence of friction loss and poor lubrication. Further, the sealing performance of each seal portion of the high-pressure fuel pump 1 does not need to be higher than necessary. Thus, conventionally, it has been necessary to design a high-pressure fuel pump so as to withstand a fuel pressure significantly higher than a designed fuel pressure P (for example, 13 MPa) in consideration of an overshoot of the fuel pressure. In the present embodiment, this is not necessary, and the high-pressure fuel pump can be reduced in size, reduced in weight, reduced in the number of parts, and reduced in manufacturing cost.

また、上述した如く、吐出行程の完了と略同時にバルブ体４３はシート体４２に着座して燃料通路４２ａが閉鎖され、高圧燃料の加圧室２２に向けての逆流（吹き戻し）が回避されるため、高圧燃料ポンプ１の吐出効率の向上を図ることができる。 Further, as described above, the valve body 43 is seated on the seat body 42 almost simultaneously with the completion of the discharge stroke, the fuel passage 42a is closed, and the backflow (blowback) of the high-pressure fuel toward the pressurizing chamber 22 is avoided. Therefore, the discharge efficiency of the high-pressure fuel pump 1 can be improved.

−変形例−
次に、本発明に係る高圧燃料ポンプ１のチェック弁４０に備えられたコイルスプリング４４についての複数の変形例について説明する。以下の変形例は、コイルスプリング４４の構成が上述した実施形態のものと異なっている。従って、以下の説明では上記実施形態との相違点についてのみ説明する。 -Modification-
Next, a plurality of modifications of the coil spring 44 provided in the check valve 40 of the high-pressure fuel pump 1 according to the present invention will be described. In the following modification, the configuration of the coil spring 44 is different from that of the above-described embodiment. Therefore, in the following description, only differences from the above embodiment will be described.

−第１変形例−
図７はチェック弁４０に備えられたコイルスプリング４４についての第１の変形例を示す図４相当図である。上述した実施形態ではコイルスプリング４４を不等ピッチコイルスプリングにより構成していたが、本変形例に係るコイルスプリング４４は、コイルピッチは全体に亘って一定である一方、外径寸法が異なる領域を備えた構成となっている。つまり、外径寸法の比較的大きな低バネ定数領域（図中の領域Ｉ）と、外径寸法の比較的小さな高バネ定数領域（図中の領域II）とを備えた形状となっている。また、スプリング収容空間４５ａにおけるコイルスプリング４４の収容状態としては、上記低バネ定数領域Ｉがバルブ体４３に当接し、高バネ定数領域IIがスプリング座４５ｂに当接するようになっている。 -First modification-
FIG. 7 is a view corresponding to FIG. 4 showing a first modification of the coil spring 44 provided in the check valve 40. In the embodiment described above, the coil springs 44 are configured by unequal pitch coil springs. However, the coil springs 44 according to the present modification have regions in which the outer diameter dimensions are different while the coil pitch is constant throughout. It has a configuration with. That is, the shape has a low spring constant region (region I in the drawing) having a relatively large outer diameter and a high spring constant region (region II in the drawing) having a relatively small outer diameter. The coil spring 44 is housed in the spring housing space 45a so that the low spring constant region I is in contact with the valve body 43 and the high spring constant region II is in contact with the spring seat 45b.

このような形状のコイルスプリング４４を採用することによっても、上述した実施形態と同様に、吐出行程においてバルブ体４３がコイルスプリング４４の付勢力に抗してシート体４２から離間する際には、バルブ体４３が迅速に移動してシート体４２から離れて高圧燃料を高圧燃料配管１０５に向けて送り出す。一方、バルブ体４３の移動量がある程度大きくなると、高バネ定数領域IIが弾性変形し、バルブ体４３の移動が抑制され、そのリフト量が所定量以下に抑えられる。これにより、上述した実施形態と同様の効果を奏する
ことができる。 Even when the coil spring 44 having such a shape is employed, when the valve body 43 is separated from the sheet body 42 against the urging force of the coil spring 44 in the discharge stroke, as in the above-described embodiment, The valve body 43 moves quickly and leaves the seat body 42 to send the high-pressure fuel toward the high-pressure fuel pipe 105. On the other hand, when the movement amount of the valve body 43 increases to some extent, the high spring constant region II is elastically deformed, the movement of the valve body 43 is suppressed, and the lift amount is suppressed to a predetermined amount or less. Thereby, the same effect as the above-described embodiment can be obtained.

−第２変形例−
図８はチェック弁４０に備えられたコイルスプリング４４についての第２の変形例を示す図４相当図である。本変形例に係るコイルスプリング４４は、コイルピッチは全体に亘って一定である一方、外径寸法が軸線方向に沿って次第に変化する構成となっている。つまり、一端側の外径寸法の大きな低バネ定数部分から他端側の外径寸法の小さな高バネ定数部分に向かってバネ定数が次第に変化していく構成となっている。また、スプリング収容空間４５ａにおけるコイルスプリング４４の収容状態としては、最も外径寸法の大きな端部（図中左端部）がバルブ体４３に当接し、最も外径寸法の小さな端部（図中右端部）がスプリング座４５ｂに当接するようになっている。このような形状のコイルスプリング４４を採用することによっても、上述した実施形態と同様の効果を奏することができる。 -Second modification-
FIG. 8 is a view corresponding to FIG. 4 showing a second modification of the coil spring 44 provided in the check valve 40. The coil spring 44 according to the present modification has a configuration in which the coil pitch is constant throughout, and the outer diameter dimension gradually changes along the axial direction. That is, the spring constant gradually changes from a low spring constant portion having a large outer diameter dimension on one end side toward a high spring constant portion having a small outer diameter dimension on the other end side. The coil spring 44 is housed in the spring housing space 45a in such a manner that the end portion having the largest outer diameter (the left end portion in the figure) contacts the valve body 43 and the end portion having the smallest outer diameter dimension (the right end portion in the figure). Part) comes into contact with the spring seat 45b. By adopting the coil spring 44 having such a shape, the same effects as those of the above-described embodiment can be obtained.

−第３変形例−
図９はチェック弁４０に備えられたコイルスプリング４４についての第３の変形例を示す図４相当図である。本変形例に係るコイルスプリング４４は、アウタスプリング４４Ａとインナスプリング４４Ｂとの２個のコイルスプリングを備えたスプリングユニットとして構成されている。 -Third modification-
FIG. 9 is a view corresponding to FIG. 4 showing a third modification of the coil spring 44 provided in the check valve 40. The coil spring 44 according to the present modification is configured as a spring unit including two coil springs, an outer spring 44A and an inner spring 44B.

上記アウタスプリング４４Ａは、その全体に亘ってコイルピッチが比較的大きく且つ一定とされて低いバネ定数を有している。一方、インナスプリング４４Ｂは、外径寸法が上記アウタスプリング４４Ａよりも小さく設定され、また、その全体に亘ってコイルピッチが比較的小さく（アウタスプリング４４Ａのコイルピッチよりも小さく）且つ一定とされて上記アウタスプリング４４Ａよりも高いバネ定数を有している。そして、上記アウタスプリング４４Ａは、一端がバルブ体４３に、他端がスプリングベース体４５のスプリング座４５ｂにそれぞれ当接されて圧縮された状態でスプリング収容空間４５ａに収容されている。一方、上記インナスプリング４４Ｂは、一端がスプリングベース体４５のスプリング座４５ｂに当接されている一方、他端はバルブ体４３に当接されることなく、このバルブ体４３との間に所定間隔を存した状態でアウタスプリング４４Ａの内側に配置されている。尚、このインナスプリング４４Ｂとバルブ体４３との間隔は、バルブ体４３の移動ストロークよりも小さく設定されている。 The outer spring 44A has a low spring constant with a relatively large and constant coil pitch throughout. On the other hand, the inner spring 44B is set to have an outer diameter smaller than that of the outer spring 44A, and the coil pitch is relatively small over the whole (smaller than the coil pitch of the outer spring 44A) and constant. The spring constant is higher than that of the outer spring 44A. The outer spring 44 </ b> A is housed in the spring housing space 45 a in a state where one end is in contact with the valve body 43 and the other end is in contact with the spring seat 45 b of the spring base body 45 and compressed. On the other hand, one end of the inner spring 44B is in contact with the spring seat 45b of the spring base body 45, while the other end is not in contact with the valve body 43 and is spaced from the valve body 43 by a predetermined distance. Is disposed inside the outer spring 44A. The interval between the inner spring 44B and the valve body 43 is set to be smaller than the moving stroke of the valve body 43.

このため、吐出行程においてバルブ体４３がコイルスプリング４４の付勢力に抗してシート体４２から離間する際、その移動初期時はバネ定数の低いアウタスプリング４４Ａの変形を伴う移動が行われ、バルブ体４３が迅速に移動してシート体４２から離れて高圧燃料を高圧燃料配管１０５に向けて送り出す。そして、バルブ体４３の移動量がある程度大きくなると、バルブ体４３がインナスプリング４４Ｂに当接し、バネ定数の高いインナスプリング４４Ｂの変形を伴う移動が行われて、バルブ体４３の移動が抑制され、そのリフト量が所定量以下に抑えられる。これにより、本変形例においても上述した実施形態と同様の効果を奏することができる。 For this reason, when the valve body 43 moves away from the seat body 42 against the biasing force of the coil spring 44 in the discharge stroke, at the initial stage of the movement, the outer spring 44A having a low spring constant is moved with deformation. The body 43 moves quickly and leaves the seat body 42 to send the high-pressure fuel toward the high-pressure fuel pipe 105. Then, when the amount of movement of the valve body 43 increases to some extent, the valve body 43 comes into contact with the inner spring 44B, the movement accompanied by the deformation of the inner spring 44B having a high spring constant is performed, and the movement of the valve body 43 is suppressed, The lift amount is suppressed to a predetermined amount or less. Thereby, also in this modification, there can exist an effect similar to embodiment mentioned above.

−その他の実施形態−
上述した実施形態及び変形例では、本発明を自動車に搭載された筒内直噴型４気筒ガソリンエンジンに適用した場合について説明した。本発明はこれに限らず、例えば筒内直噴型６気筒ガソリンエンジンなど他の任意の気筒数のガソリンエンジンに適用可能である。また、ガソリンエンジンに限らず、ディーゼルエンジン等の他の内燃機関にも本発明は適用可能である。更には、本発明が適用可能なエンジンは、自動車用のエンジンに限るものでもない。 -Other embodiments-
In the embodiment and the modification described above, the case where the present invention is applied to an in-cylinder direct injection type four-cylinder gasoline engine mounted on an automobile has been described. The present invention is not limited to this, and can be applied to a gasoline engine having any other number of cylinders such as a direct injection type 6-cylinder gasoline engine. Further, the present invention is not limited to a gasoline engine, but can be applied to other internal combustion engines such as a diesel engine. Furthermore, the engine to which the present invention is applicable is not limited to an automobile engine.

また、上記実施形態及び変形例における高圧燃料ポンプ１では、排気カムシャフト１１
０に取り付けられた駆動カム１１１の回転によってプランジャ２３が駆動される構成としたが、吸気カムシャフトに取り付けられた駆動カムの回転によってプランジャ２３が駆動される構成としてもよい。 Further, in the high-pressure fuel pump 1 in the embodiment and the modified example, the exhaust camshaft 11
Although the plunger 23 is driven by the rotation of the drive cam 111 attached to 0, the plunger 23 may be driven by the rotation of the drive cam attached to the intake camshaft.

また、バルブ体４３を閉弁方向に付勢するコイルスプリング４４の形状及び構成も、上述した実施形態及び変形例に限るものではなく、バネ定数の異なる部分を備えた構成であればよい。 Further, the shape and configuration of the coil spring 44 that urges the valve body 43 in the valve closing direction are not limited to the above-described embodiments and modifications, and may be any configuration provided with portions having different spring constants.

実施形態に係る燃料供給装置の構造を模式的に示す図である。It is a figure which shows typically the structure of the fuel supply apparatus which concerns on embodiment. 電磁スピル弁の開閉動作を説明するための図である。It is a figure for demonstrating the opening / closing operation | movement of an electromagnetic spill valve. 高圧燃料ポンプを示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows a high pressure fuel pump. チェック弁の内部構成を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the internal structure of a check valve. 実施形態に係る高圧燃料ポンプにおける加圧室内の燃料圧力とバルブ体の移動量との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the fuel pressure in the pressurization chamber in the high-pressure fuel pump which concerns on embodiment, and the movement amount of a valve body. 従来の高圧燃料ポンプにおける加圧室内の燃料圧力とバルブ体の移動量との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the fuel pressure in a pressurization chamber in the conventional high-pressure fuel pump, and the moving amount | distance of a valve body. 第１の変形例における図４相当図である。FIG. 5 is a view corresponding to FIG. 4 in a first modification. 第２の変形例における図４相当図である。FIG. 5 is a diagram corresponding to FIG. 4 in a second modification. 第３の変形例における図４相当図である。FIG. 10 is a diagram corresponding to FIG. 4 in a third modification.

符号の説明Explanation of symbols

１高圧燃料ポンプ
２２加圧室
４０チェック弁（吐出弁）
４２シート体（バルブシート）
４３バルブ体（弁体）
４４コイルスプリング
１０２フィードポンプ
１０６デリバリパイプ（蓄圧容器） 1 High-pressure fuel pump 22 Pressurization chamber 40 Check valve (discharge valve)
42 Seat body (valve seat)
43 Valve body (valve body)
44 Coil spring 102 Feed pump 106 Delivery pipe (pressure accumulator)

Claims

燃料を加圧する加圧室と、この加圧室の吐出側に配設され且つスプリングによって閉弁方向への付勢力が与えられた弁体を有する吐出弁とを備え、加圧室内の圧力が所定圧力以上に達した場合に上記スプリングの付勢力に抗して弁体が移動して加圧室から燃料が圧送される構成とされた燃料ポンプにおいて、
上記スプリングは、閉鎖位置にある弁体が開放方向に移動する移動初期における弁体に対する付勢力が、弁体が開放方向に所定量以上移動した際における弁体に対する付勢力よりも小さくなるように互いにバネ定数の異なる部分を備えた構成となっていることを特徴とする燃料ポンプ。 A pressurizing chamber for pressurizing the fuel, and a discharge valve having a valve body disposed on the discharge side of the pressurizing chamber and provided with an urging force in a valve closing direction by a spring. In a fuel pump configured so that when the pressure reaches a predetermined pressure or more, the valve body moves against the biasing force of the spring and the fuel is pumped from the pressurizing chamber.
The spring is such that the urging force on the valve body in the initial stage of movement when the valve body in the closed position moves in the opening direction is smaller than the urging force on the valve body when the valve body moves more than a predetermined amount in the opening direction. A fuel pump characterized in that it has a structure having different spring constants.

上記請求項１記載の燃料ポンプにおいて、
スプリングは、不等ピッチまたは多段ピッチのコイルスプリングにより構成されていることを特徴とする燃料ポンプ。 The fuel pump according to claim 1, wherein
The fuel pump is characterized in that the spring is constituted by a coil spring of unequal pitch or multi-stage pitch.

上記請求項１または２記載の燃料ポンプにおいて、
燃料タンクから燃料を送り出すフィードポンプが吸入側に接続されている一方、複数の燃料噴射弁が接続された蓄圧容器が吐出側に接続されており、フィードポンプから供給された燃料を上記燃料噴射弁の噴射圧力まで昇圧させて蓄圧容器に圧送する構成となっていることを特徴とする燃料ポンプ。 In the fuel pump according to claim 1 or 2,
A feed pump for delivering fuel from the fuel tank is connected to the suction side, while a pressure accumulating container to which a plurality of fuel injection valves are connected is connected to the discharge side, and the fuel supplied from the feed pump is supplied to the fuel injection valve. A fuel pump characterized in that the fuel pump is configured to increase the pressure up to the injection pressure of the pressure to the pressure accumulating container.

上記請求項１、２または３記載の燃料ポンプに備えられる吐出弁であって、
スプリングからの付勢力によってバルブシートに押圧されて加圧室を閉鎖する弁体を備え、加圧室内の圧力が所定圧力以上に達した場合に上記スプリングの付勢力に抗して弁体が移動して加圧室を開放するようになっている一方、
上記スプリングが、不等ピッチまたは多段ピッチのコイルスプリングにより構成されて、バルブシートに押圧された閉鎖位置にある弁体が開放方向に移動する移動初期における弁体に対する付勢力が、弁体が開放方向に所定量以上移動した際における弁体に対する付勢力よりも小さくなるように構成されていることを特徴とする吐出弁。 A discharge valve provided in the fuel pump according to claim 1, 2, or 3,
A valve body that is pressed against the valve seat by the urging force from the spring to close the pressurizing chamber is provided, and the valve body moves against the urging force of the spring when the pressure in the pressurizing chamber reaches a predetermined pressure or higher. While the pressurization chamber is opened,
The spring is composed of coil springs of unequal pitch or multi-stage pitch, and the urging force against the valve body in the initial stage of movement when the valve body in the closed position pressed by the valve seat moves in the opening direction opens the valve body. A discharge valve configured to be smaller than an urging force with respect to a valve body when moved in a direction by a predetermined amount or more.