JP2011122537A - High pressure pump - Google Patents
High pressure pump Download PDFInfo
- Publication number
- JP2011122537A JP2011122537A JP2009281650A JP2009281650A JP2011122537A JP 2011122537 A JP2011122537 A JP 2011122537A JP 2009281650 A JP2009281650 A JP 2009281650A JP 2009281650 A JP2009281650 A JP 2009281650A JP 2011122537 A JP2011122537 A JP 2011122537A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- valve
- pressure
- fuel
- relief
- relief valve
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
Images
Landscapes
- Fuel-Injection Apparatus (AREA)
Abstract
Description
本発明は、エンジンに用いられる高圧ポンプに関する。 The present invention relates to a high-pressure pump used for an engine.
従来、エンジンへ燃料を供給する燃料供給装置には、高圧燃料を圧送する高圧ポンプが設けられる。この高圧ポンプから圧送された高圧燃料を蓄積するのが、インジェクタが接続される燃料レールである。すなわち、燃料レール内の圧力が保持されることで、インジェクタから燃料が噴射されることになる。 Conventionally, a fuel supply device that supplies fuel to an engine is provided with a high-pressure pump that pumps high-pressure fuel. The fuel rail to which the injector is connected accumulates the high-pressure fuel pumped from the high-pressure pump. That is, the fuel is injected from the injector by maintaining the pressure in the fuel rail.
しかし、例えば高圧ポンプが備える吸入弁、吐出弁の故障や温度上昇等により、燃料レール内の圧力が許容範囲を超えて異常に上昇する場合がある。この場合、燃料レールやインジェクタを損傷することになりかねない。そこで従来、例えば特許文献１、２に参照されるように、リリーフ弁を設け、燃料レール内の圧力が所定のリリーフ圧以上となった場合に開弁してリターン通路に過剰圧を逃がすようにした高圧ポンプが提案されている。
However, the pressure in the fuel rail may rise abnormally beyond the allowable range due to, for example, a failure of a suction valve or a discharge valve provided in the high-pressure pump or a temperature rise. In this case, the fuel rail and injector may be damaged. Therefore, conventionally, as referred to, for example, in
リリーフ弁の開弁特性は、基本的には、弁体を閉弁する方向に付勢するスプリング荷重と、弁体を開弁する方向に作用する燃料の圧力とのバランスによって決まる。しかし実際には、静的な荷重と静圧とのバランスで考察できるのは開弁の瞬間に関してのみであり、開弁の瞬間から全開状態までの過程においては、静圧だけでなく、燃料の流れが弁体に衝突することよって生ずる「動圧」を考慮する必要がある。 The valve opening characteristic of the relief valve is basically determined by the balance between the spring load that urges the valve element in the closing direction and the pressure of the fuel that acts in the valve opening direction. However, in reality, the balance between static load and static pressure can be considered only for the moment of valve opening. In the process from the moment of valve opening to the fully open state, not only the static pressure but also the fuel It is necessary to consider the “dynamic pressure” caused by the flow colliding with the valve body.
すなわち、開弁直後に生じた流路から流入する燃料が、弁体を全開位置までいかにスムーズに移動させることができるかによって開弁特性が決まる。そして特に、開弁過程前半の「初動特性」が重要である。開弁直後には流路面積が狭く、燃料が弁体に作用しうる範囲が限られている。この段階で燃料の動圧を有効に利用することにより、早期に半開状態に到達させることが求められる。それに対し、半開状態以降の後半では燃料が弁体に作用しうる範囲が十分に確保されるため、ほぼ静圧のみで弁体を移動させることができる。 That is, the valve opening characteristic is determined by how smoothly the fuel flowing in from the flow path generated immediately after the valve opening can move the valve body to the fully opened position. In particular, the “initial movement characteristics” in the first half of the valve opening process are important. Immediately after the valve is opened, the flow path area is narrow, and the range in which fuel can act on the valve body is limited. It is required to reach the half-open state at an early stage by effectively using the dynamic pressure of the fuel at this stage. On the other hand, in the second half after the half-open state, a sufficient range in which the fuel can act on the valve body is ensured, so that the valve body can be moved with almost only static pressure.
ここで、「燃料の動圧が弁体に作用する」、言い換えれば、「燃料の流れが弁体に衝突する」範囲は、弁座であるシート部側の形状と、弁体側の受圧面の形状とによって決まる。
通常、弁体は移動方向の軸を中心軸とする回転体の形状である。また、座面の形状は、フラット面に着座するものとテーパ面に着座するものとがある。テーパ面に着座するものでは弁体の軸がセンタリングされるため、着座が安定する。また、テーパ面は高精度な同軸度や面粗度が要求されるため、製造上、例えば切削で得られる一次テーパ面に二次加工を施して仕上げられる。その際、一次テーパ面のテーパ角度は二次加工のテーパ角度より大きくする必要がある。また、一次テーパ面の奥側のみを二次加工し、手前側は逃がし面として未加工のまま残すこともできる。
このような形状では、開弁後、燃料流はテーパ面、逃がし面のテーパ角度に沿って流入すると考えられる。
Here, “the dynamic pressure of the fuel acts on the valve body”, in other words, the range in which “the fuel flow collides with the valve body” includes the shape of the seat portion side that is the valve seat and the pressure receiving surface on the valve body side. It depends on the shape.
Usually, the valve body has a shape of a rotating body with the axis in the moving direction as the central axis. Moreover, the seat surface has a shape that sits on a flat surface and a surface that sits on a tapered surface. In the case of seating on the tapered surface, the shaft of the valve body is centered, so that the seating is stable. Further, since the taper surface requires high-precision coaxiality and surface roughness, it is finished by performing secondary processing on the primary taper surface obtained by, for example, cutting in manufacturing. At that time, the taper angle of the primary taper surface needs to be larger than the taper angle of the secondary processing. Further, only the back side of the primary tapered surface can be subjected to secondary processing, and the near side can be left unprocessed as a relief surface.
In such a shape, it is considered that after the valve is opened, the fuel flow flows along the taper angle of the tapered surface and the relief surface.
上記の点から特許文献１、２を検討する。
特許文献１はリリーフ用弁体にボールを用いており、テーパ面に着座している。図を参照するとテーパ角度は約１２０°であり、テーパ面を延長するとボールの外径の外側に延びている。この構成では、ボールが少し開弁したとき、多くの割合の燃料流はボールに当たらず、ボールの外側に流れると考えられる。したがって、燃料の動圧が有効にボールに伝えられないため、ボールの移動が補助されず、開弁に時間を要することになる。すると、過剰圧のリリーフが間に合わず、燃料レール内の圧力が上昇する。燃料レール内の圧力が仮にインジェクタの作動限界圧力を超えると車両停止をもたらすほか、燃料を供給するインジェクタが作動しないためにリンプホームもできない、すなわち応急的な縮退運転すらできないという重大な欠点があった。
From the above points,
In
また、特許文献２では、リリーフ弁の摺動部にＯリングが設けられている。そのため、リリーフ弁には非常に大きな摺動抵抗が生じると考えられる。したがって、燃料流の動圧程度の力では弁体を作動させることができないと推定される。すなわち特許文献２の構成では燃料流の動圧は利用されず、あくまで、流入した燃料が接して生ずる静圧によって弁体が移動する。そして弁体が十分に移動するまでは、燃料レール内の燃料がドレン孔から排出されないため、燃圧低下に時間がかかるという欠点があった。
さらに、「Ｏリングの膨潤によって初期状態よりもさらに摺動抵抗が増え、リリーフ弁の開弁特性が変化する」、「Ｏリングがリターン通路の内壁に接触して摺動することにより損傷し、燃料の漏れが生じ、やはりリリーフ弁の開弁特性が変化する」、という欠点があった。
Moreover, in patent document 2, the O-ring is provided in the sliding part of the relief valve. Therefore, it is considered that a very large sliding resistance is generated in the relief valve. Therefore, it is presumed that the valve element cannot be operated with a force about the dynamic pressure of the fuel flow. That is, in the configuration of Patent Document 2, the dynamic pressure of the fuel flow is not used, and the valve element moves only by the static pressure generated by the inflowing fuel in contact. The fuel in the fuel rail is not discharged from the drain hole until the valve body is sufficiently moved, and there is a disadvantage that it takes time to lower the fuel pressure.
Furthermore, “the swelling of the O-ring increases the sliding resistance more than the initial state, and the valve opening characteristics of the relief valve change”, “the O-ring is damaged by sliding in contact with the inner wall of the return passage, There was a drawback that fuel leakage occurred and the opening characteristics of the relief valve also changed.
本発明は上述した問題を解決するためになされたものであり、その目的は、燃料流の動圧を有効に利用することにより、リリーフ弁開弁時の初動特性を改善した高圧ポンプを提供することにある。 The present invention has been made to solve the above-described problems, and an object of the present invention is to provide a high-pressure pump having improved initial operation characteristics when the relief valve is opened by effectively utilizing the dynamic pressure of the fuel flow. There is.
請求項１に記載の高圧ポンプは、プランジャ、吐出弁、ハウジング、リリーフ用弁体、リリーフ弁ストッパ、及び、付勢手段を備える。
プランジャは往復移動可能である。
吐出弁は、プランジャの移動によって容積変化し燃料を加圧可能な加圧室の出口側に設けられる。
ハウジングは、（ａ）〜（ｄ）の構成要素を含む。ここで、「：」以下は、その構成要素を説明する。
（ａ１）第１リターン流路：吐出弁の出口側に連通する。
（ａ２）第２リターン流路：吐出弁の入口側に連通する。
（ｂ）弁収容穴：第１リターン流路と第２リターン流路との間に設けられる。弁収容穴に第１リターン流路が開口する。
（ｃ）シート面：第１リターン流路の開口にテーパ状に形成される。
（ｄ）逃がし面：シート面のテーパ開口側に連続してテーパ状に形成される。逃がし面のテーパ角度はシート面のテーパ角度より大きい。
The high-pressure pump according to
The plunger can reciprocate.
The discharge valve is provided on the outlet side of the pressurizing chamber capable of changing the volume by the movement of the plunger and pressurizing the fuel.
The housing includes the components (a) to (d). Here, “:” and the following components will be described.
(A1) First return flow path: communicates with the outlet side of the discharge valve.
(A2) Second return flow path: communicates with the inlet side of the discharge valve.
(B) Valve accommodation hole: provided between the first return channel and the second return channel. A first return flow path opens in the valve accommodation hole.
(C) Seat surface: formed in a tapered shape at the opening of the first return flow path.
(D) Relief surface: formed continuously in a tapered shape on the taper opening side of the sheet surface. The taper angle of the relief surface is larger than the taper angle of the seat surface.
リリーフ用弁体は、リリーフ弁を構成する。リリーフ弁は、吐出弁の出口側の燃料圧力が所定値を超えたとき開弁して、出口側から第１リターン流路、弁収容穴、及び、第２リターン流路を経由して加圧室へ燃料を戻す流路を開放する。
リリーフ用弁体は、（ｅ）〜（ｈ）の構成要素を含む。
（ｅ）弁本体：弁収容穴に軸方向に移動可能に収容される。
（ｆ）首部：弁本体から第１リターン流路の開口に対向して突設される。
（ｇ）先端面：首部の先端に形成される。先端面は、シート面に着座することによりリリーフ弁を閉弁し、シート面から離座することによりリリーフ弁を開弁する。
（ｈ）受圧面：弁本体の首部の付け根部に形成される。リリーフ弁の開弁状態で、燃料流は逃がし面に沿って流入し、受圧面に衝突する。
リリーフ弁ストッパは、リリーフ用弁体に当接して移動を規制することにより、リリーフ用弁体の最大移動長を決定する。
付勢手段は、リリーフ用弁体を閉弁方向に付勢する。
The relief valve element constitutes a relief valve. The relief valve opens when the fuel pressure on the outlet side of the discharge valve exceeds a predetermined value, and is pressurized from the outlet side via the first return flow path, the valve housing hole, and the second return flow path. Open the flow path to return the fuel to the chamber.
The relief valve element includes the components (e) to (h).
(E) Valve body: It is accommodated in the valve accommodation hole so as to be movable in the axial direction.
(F) Neck: Projected from the valve body so as to face the opening of the first return channel.
(G) Tip surface: formed at the tip of the neck. The front end surface closes the relief valve by sitting on the seat surface, and opens the relief valve by separating from the seat surface.
(H) Pressure receiving surface: formed at the base of the neck of the valve body. With the relief valve open, the fuel flow flows along the relief surface and collides with the pressure receiving surface.
The relief valve stopper determines the maximum movement length of the relief valve body by restricting the movement by contacting the relief valve body.
The urging means urges the relief valve body in the valve closing direction.
リリーフ弁の「開弁特性」として、閉弁状態から全開状態へのリリーフ用弁体の移動に伴い、「受流範囲」が拡大する。受流範囲は、受圧面もしくはその延長面上で、逃がし面のテーパを延長した円錐面が交わる境界線の内側の範囲であり、受流範囲内で燃料流が受圧面に衝突する。
受流範囲が受圧面の全範囲に一致するときの移動長を「臨界移動長」という。臨界移動長は、逃がし面のテーパ角度によって決まる。請求項１に記載の高圧ポンプでは、臨界移動長が「最大移動長の２分の１以上」であるように逃がし面のテーパ角度が設定される。
As the “opening characteristics” of the relief valve, the “receiving range” is expanded as the relief valve element moves from the closed state to the fully opened state. The receiving range is a range on the inner side of the boundary line where the conical surface extending the taper of the relief surface intersects on the pressure receiving surface or its extended surface, and the fuel flow collides with the pressure receiving surface within the receiving range.
The moving length when the receiving range coincides with the entire range of the pressure receiving surface is called “critical moving length”. The critical travel length is determined by the taper angle of the relief surface. In the high-pressure pump according to the first aspect, the taper angle of the relief surface is set so that the critical movement length is “one half or more of the maximum movement length”.
「開弁特性」とは、リリーフ用弁体が、閉弁状態あるいは開弁の瞬間から、半開状態を経て、全開状態すなわち「最大移動長」に至るまでの過渡特性をいう。ここでは特に、リリーフ弁体が燃料流の動圧をどの程度受け、開弁方向への移動が補助されうるかどうかを検討する。
「受流範囲」とは、開弁後に流入した燃料流がリリーフ用弁体の受圧面に衝突する範囲をいう。燃料流は逃がし面のテーパ角度に沿って流入すると考えられるため、逃がし面のテーパを受圧面まで延長した範囲が受流範囲である。受流範囲には燃料流の動圧が作用し、リリーフ用弁体の開弁方向への移動が補助されると考えられる。
“Valve-opening characteristic” refers to a transient characteristic from the moment when the relief valve body is closed or opened, through a half-open state to a fully-open state, that is, “maximum travel length”. Here, in particular, the degree to which the relief valve body receives the dynamic pressure of the fuel flow and whether the movement in the valve opening direction can be assisted is examined.
The “flow receiving range” refers to a range in which the fuel flow that flows in after the valve is opened collides with the pressure receiving surface of the relief valve body. Since the fuel flow is considered to flow along the taper angle of the relief surface, the range where the taper of the relief surface is extended to the pressure receiving surface is the receiving range. It is considered that the dynamic pressure of the fuel flow acts on the receiving range, and the movement of the relief valve body in the valve opening direction is assisted.
ここで、受流範囲が受圧面の全範囲内に含まれる場合、言い換えれば、受流範囲が受圧面の全範囲よりも小さい場合は、燃料流の動圧が１００％受圧面に作用し、リリーフ用弁体の移動を補助するために有効に利用される。
一方、受流範囲が受圧面の全範囲の外側に至る場合、言い換えれば、受流範囲が受圧面の全範囲よりも大きい場合は、燃料流の動圧の一部は受圧面の外側に逃げることになる。すると、燃料流の動圧の一部は、リリーフ用弁体の移動を補助するために利用できない。
リリーフ弁体が閉弁状態から全開状態に移動するに伴い、上記の前者の状態から後者の状態へ移行する。あるいは、全開状態まで常に前者の状態に留まる場合もある。移行における臨界点、すなわち、受流範囲が受圧面の全範囲内に一致するときの移動長を「臨界移動長」という。臨界移動長が最大移動長より小さい場合、上記の前者の状態から後者の状態へ移行する。臨界移動長が最大移動長以上の場合、常に前者の状態に留まる。
Here, when the receiving range is included in the entire range of the pressure receiving surface, in other words, when the receiving range is smaller than the entire range of the pressure receiving surface, the dynamic pressure of the fuel flow acts on the pressure receiving surface, Effectively used to assist the movement of the relief valve.
On the other hand, when the flow receiving range reaches outside the entire range of the pressure receiving surface, in other words, when the flow receiving range is larger than the entire range of the pressure receiving surface, a part of the dynamic pressure of the fuel flow escapes outside the pressure receiving surface. It will be. Then, a part of the dynamic pressure of the fuel flow cannot be used to assist the movement of the relief valve element.
As the relief valve element moves from the closed state to the fully open state, the former state shifts to the latter state. Alternatively, the former state may always remain until the fully opened state. The critical point in the transition, that is, the movement length when the receiving range coincides with the entire range of the pressure receiving surface is referred to as “critical moving length”. When the critical movement length is smaller than the maximum movement length, the former state is shifted to the latter state. If the critical travel length is greater than or equal to the maximum travel length, it always stays in the former state.
臨界移動長を決めるのは、逃がし面のテーパ角度と、受圧面の大きさ、及び、逃がし面のテーパ開口位置から受圧面までの距離との相対的関係である。ここで受圧面の大きさ、及び、受圧面までの距離を固定して考えれば、逃がし面のテーパ角度が相対的に大きいほど臨界移動長は小さく、逃がし面のテーパ角度が相対的に小さいほど臨界移動長は大きくなる。 The critical movement length is determined by the relative relationship between the taper angle of the relief surface, the size of the pressure receiving surface, and the distance from the taper opening position of the relief surface to the pressure receiving surface. Here, if the size of the pressure receiving surface and the distance to the pressure receiving surface are fixed, the critical movement length is smaller as the taper angle of the relief surface is relatively large, and the taper angle of the relief surface is relatively small. The critical travel length increases.
請求項１に記載の高圧ポンプで「臨界移動長が最大移動長の２分の１以上」であるということは、開弁直後から、少なくとも半開状態までは、燃料流の動圧が１００％受圧面に作用する状態が続き、その後、臨界移動長から全開状態までは、燃料流の動圧の一部が受圧面に作用しない状態に移行することを意味する。
半開状態以後は、燃料が十分に流入しているため、動圧による効果が低下しても、静圧のみでリリーフ弁を早く全開状態まで至らしめることが可能である。したがって、開弁直後から、少なくとも半開状態までの前半段階において、燃料流の動圧が有効に利用できれば課題の解決に足りる。よって、本構成の高圧により、高圧ポンプのリリーフ弁開弁時の初動特性が改善される。
In the high-pressure pump according to
After the half-open state, the fuel has sufficiently flowed in, so even if the effect of dynamic pressure is reduced, the relief valve can be brought to the fully-open state quickly only by static pressure. Therefore, the problem can be solved if the dynamic pressure of the fuel flow can be used effectively in the first half stage from immediately after opening the valve to at least the half-open state. Thus, the high pressure of this configuration improves the initial action characteristics when the relief valve of the high pressure pump is opened.
さらに、請求項２に記載の高圧ポンプは、臨界移動長が「最大移動長の２分の１以上、最大移動長以下」であるように逃がし面のテーパ角度が設定される。
すなわち、請求項１で臨界移動長の下限が限定されたのに対し、請求項２ではさらに臨界移動長の上限が限定される。
Further, in the high pressure pump according to the second aspect, the taper angle of the relief surface is set so that the critical movement length is “1/2 or more of the maximum movement length and not more than the maximum movement length”.
That is, while the lower limit of the critical movement length is limited in
臨界移動長が最大移動長以上であれば、燃料流の動圧を常に１００％利用できる点では問題ないようにも思われる。しかし、この場合、受圧面が必要以上に大きいか、あるいは、受圧面までの距離が必要以上に近いことを意味する。受圧面が必要以上に大きければスペースの無駄であり、受圧面までの距離が必要以上に近ければ、流入できる燃料の絶対量が減少する。
したがって、燃料流の動圧を最大限利用する場合であっても、臨界移動長の上限は最大移動長と等しければ足りる。よって、本構成により、効率的に高圧ポンプのリリーフ弁開弁時の初動特性が改善される。
If the critical travel length is equal to or greater than the maximum travel length, it seems that there is no problem in that the dynamic pressure of the fuel flow can always be used 100%. However, in this case, the pressure receiving surface is larger than necessary, or the distance to the pressure receiving surface is closer than necessary. If the pressure receiving surface is larger than necessary, space is wasted, and if the distance to the pressure receiving surface is closer than necessary, the absolute amount of fuel that can flow in decreases.
Therefore, even when the dynamic pressure of the fuel flow is used to the maximum, it is sufficient that the upper limit of the critical movement length is equal to the maximum movement length. Therefore, with this configuration, the initial operation characteristics when the relief valve of the high-pressure pump is opened can be improved efficiently.
請求項３、４では、請求項１または２に記載の高圧ポンプにおけるリリーフ用弁体の形状が限定して示される。請求項３に記載の高圧ポンプでは、受圧面の輪郭は、前記リリーフ用弁体の中心軸に同軸の円形である。また、請求項４に記載の高圧ポンプでは、受圧面は、さらにリリーフ用弁体の中心軸に直交する平面である。
In Claims 3 and 4, the shape of the relief valve body in the high-pressure pump according to
具体的には、リリーフ用弁体は略円筒状であり、旋盤加工および研磨加工によって製作される。一方、ハウジングの弁収容穴はドリル下穴加工の後、研磨加工によって製作されることにより、リリーフ用弁体の摺動性、シール性が確保される。このように、リリーフ用弁体、弁収容穴は円筒形であるのが、製造上最も都合がよい。このとき、受圧面の輪郭は、リリーフ用弁体の中心軸に同軸の円形をなす。
また、受圧面が中心軸に直交する平面として設けられることにより、受圧面が受ける動圧の方向とリリーフ用弁体の移動方向が一致するため、力の効率が良い。
Specifically, the relief valve body is substantially cylindrical and is manufactured by lathe processing and polishing processing. On the other hand, the valve receiving hole of the housing is manufactured by polishing after drill drilling, thereby ensuring the slidability and sealing performance of the relief valve body. As described above, the relief valve body and the valve housing hole are most convenient in terms of manufacturing. At this time, the contour of the pressure receiving surface has a circular shape coaxial with the central axis of the relief valve element.
In addition, since the pressure receiving surface is provided as a plane orthogonal to the central axis, the direction of dynamic pressure received by the pressure receiving surface matches the moving direction of the relief valve element, so that the force efficiency is good.
請求項５に記載の高圧ポンプでは、請求項１〜４に記載の高圧ポンプにおいて、吐出弁の出口側には、その高圧ポンプから吐出された高圧燃料を蓄積する燃料レールが接続される。この構成の高圧ポンプは、エンジンに燃料を供給する燃料供給装置に利用され、燃料レールに蓄積された高圧燃料はインジェクタから噴射される。
In the high pressure pump according to claim 5, in the high pressure pump according to
この構成は、ポンプ効率を考えた場合に望ましい。すなわち、この構成では、加圧室における燃料圧力と燃料レール内の圧力とのバランスでリリーフ弁を閉弁させることができ、プランジャによる高圧ポンプの加圧行程等、加圧室の圧力が相対的に高くなる期間では、リリーフ弁が閉弁状態に保持される。これにより、リターン流路による燃料の排出が抑えられ、ポンプ効率の低下を抑制することができる。 This configuration is desirable when considering pump efficiency. That is, in this configuration, the relief valve can be closed by a balance between the fuel pressure in the pressurizing chamber and the pressure in the fuel rail, and the pressure in the pressurizing chamber is relatively relative to the pressurization stroke of the high-pressure pump by the plunger. During a period when the pressure is high, the relief valve is kept closed. Thereby, the discharge of the fuel by a return flow path is suppressed, and the fall of pump efficiency can be suppressed.
請求項６に記載の高圧ポンプは、請求項１〜５に記載の高圧ポンプにおけるリリーフ弁に加えて機械式の定残圧弁をさらに備える。
定残圧弁は、リリーフ用弁体の内部に形成される弁内流路に支持され、リリーフ用弁体の先端部から弁内流路に連通する相対的に流路面積の小さな絞り部を有する。
定残圧弁は、リリーフ弁の閉弁状態で、絞り部から流入する燃料の残圧が所定値以下のとき弁内流路を閉塞し、残圧が所定値を超えたとき弁内流路を開放する。
定残圧弁は、燃料レール内の圧力が上昇した場合や高圧のまま維持された場合、逆に、燃料レール内の圧力が下降しすぎた場合の圧力調整手段として有効である。例えば、定残圧弁がない場合、次のような不具合が懸念される。
The high-pressure pump according to a sixth aspect further includes a mechanical constant residual pressure valve in addition to the relief valve in the high-pressure pump according to the first to fifth aspects.
The constant residual pressure valve is supported by an in-valve channel formed inside the relief valve body, and has a throttle portion having a relatively small channel area communicating from the tip of the relief valve body to the in-valve channel. .
The constant residual pressure valve closes the flow passage in the valve when the relief valve is closed and the residual pressure of the fuel flowing in from the throttle is below a predetermined value, and the flow passage in the valve when the residual pressure exceeds the predetermined value. Open.
The constant residual pressure valve is effective as a pressure adjusting means when the pressure in the fuel rail rises or is maintained at a high pressure, and conversely, when the pressure in the fuel rail falls too much. For example, when there is no constant residual pressure valve, there are concerns about the following problems.
（１）エンジンが停止された場合における燃料レール内の圧力の上昇による不具合
イグニッションＯＦＦなどによりエンジンが停止されると、エンジン冷却水の循環がなくなるため、エンジン停止直後にエンジンルームの温度は一度上昇し、その後、下降していく。そのため、燃料レール内の圧力も、エンジン停止直後から上昇を始める。このような燃料レール内の圧力の上昇は、インジェクタから気筒内への燃料漏れを生じさせることにつながる。結果として、気筒内へ漏れ出した燃料が、次回のエンジン始動時に、未燃成分として大気中へ排出されるおそれがある。
(1) Problems caused by increased pressure in the fuel rail when the engine is stopped If the engine is stopped due to ignition OFF, etc., the engine cooling water circulates and the engine room temperature rises once immediately after the engine is stopped. Then, it goes down. For this reason, the pressure in the fuel rail also begins to rise immediately after the engine stops. Such an increase in pressure in the fuel rail leads to fuel leakage from the injector into the cylinder. As a result, the fuel leaking into the cylinder may be discharged into the atmosphere as an unburned component at the next engine start.
（２）エンジンの運転中における燃料レール内の圧力の維持による不具合
運転中にアクセルペダルの踏み込みがなくなる等、アクセル開度が所定値以下となった場合、エンジン回転数が所定値以上であると、燃料噴射が停止される。このとき、燃料レール内の圧力は維持される。
その後、例えばアイドル運転へ切り替わる等の減速復帰時には、燃料噴射量を抑えるべくインジェクタが制御される。例えば、インジェクタに対し比較的小さな幅の駆動パルスが出力されるという具合である。ところが、燃料レール内の圧力がアイドル運転時の噴射圧以上に維持されているため、駆動パルスを調整したとしても、燃料噴射量が大きくなることがある。このような必要以上の燃料噴射は、燃費の悪化や運転者に違和感を抱かせるおそれがある。
(2) Failure due to maintenance of pressure in the fuel rail during operation of the engine When the accelerator opening is less than the predetermined value, such as when the accelerator pedal is not depressed during operation, the engine speed is higher than the predetermined value. The fuel injection is stopped. At this time, the pressure in the fuel rail is maintained.
Thereafter, at the time of deceleration recovery such as switching to idle operation, the injector is controlled to suppress the fuel injection amount. For example, a drive pulse having a relatively small width is output to the injector. However, since the pressure in the fuel rail is maintained to be equal to or higher than the injection pressure during idle operation, the fuel injection amount may increase even if the drive pulse is adjusted. Such fuel injection more than necessary may cause deterioration of fuel consumption and an uncomfortable feeling to the driver.
（３）高温再始動時における燃料レール内の圧力の下降による不具合
エンジン停止後、例えば数十分というような時間が経過した後にエンジンを再始動する高温再始動時には、ある程度の噴射量が必要になる。したがって、燃料レール内の圧力が下降しすぎると、例えば燃料の飽和蒸気圧近くまで燃料レール内の圧力が下降すると、燃料レール内に燃料蒸気が発生し、インジェクタの噴射量が不足し再始動性能が悪化するおそれがある。
(3) Failure due to a drop in pressure in the fuel rail at high temperature restart After engine stop, for example, several tenths of a minute has passed, restarting the engine after high temperature restart requires a certain amount of injection Become. Therefore, if the pressure in the fuel rail decreases too much, for example, if the pressure in the fuel rail decreases to near the saturated vapor pressure of the fuel, fuel vapor is generated in the fuel rail, and the injection amount of the injector is insufficient and restart performance. May get worse.
（４）アイドルストップ後の再始動時における燃料レール内の圧力の下降による不具合
ハイブリッドシステムなどにおけるアイドルストップ後の再始動時にも、上記高温再始動時と同様、ある程度の噴射量と即時始動を可能とするインジェクタの良好な噴霧が必要になる。したがって、この場合も、燃料レール内の圧力が下降しすぎると、再始動性能が悪化するおそれがある。
(4) Malfunction due to pressure drop in fuel rail when restarting after idling stop As with the above high-temperature restarting, a certain amount of injection and immediate starting are possible when restarting after idling stop in a hybrid system, etc. Good spraying of the injector is required. Therefore, also in this case, if the pressure in the fuel rail falls too much, the restart performance may be deteriorated.
以上のような不具合に対し、定残圧弁を用いることにより、次のような効果がある。
機械式の定残圧弁により、絞り部から少しずつ流入する燃料の圧力によって弁内流路が開放されてリターン流路が機能する。このとき、定残圧弁が絞り部を具備することにより、急激に圧力低下が生じることもない。これにより、燃料レール内の圧力を適宜下降させることができる。結果として、上記（１）エンジンが停止された場合における燃料レール内の圧力の上昇による不具合、及び、上記（２）エンジンの運転中における燃料レール内の圧力の維持による不具合を解消することができる。
By using the constant residual pressure valve for the above problems, the following effects are obtained.
By the mechanical constant residual pressure valve, the flow path in the valve is opened by the pressure of the fuel that gradually flows from the throttle portion, and the return flow path functions. At this time, since the constant residual pressure valve includes the throttle portion, the pressure does not drop suddenly. Thereby, the pressure in the fuel rail can be lowered appropriately. As a result, (1) the problem due to the pressure increase in the fuel rail when the engine is stopped and (2) the problem due to the maintenance of the pressure in the fuel rail during the operation of the engine can be solved. .
また、機械式の定残圧弁により、燃料レール内の圧力が所定の定残圧以下になると弁内流路が閉塞される。これにより、燃料レール内の圧力を適切に維持することができる。結果として、上記（３）高温再始動時における燃料レール内の圧力の下降による不具合、及び、上記（４）アイドルストップ後の再始動時における燃料レール内の圧力の下降による不具合を解消することができる。 In addition, the mechanical constant residual pressure valve closes the flow path in the valve when the pressure in the fuel rail falls below a predetermined constant residual pressure. Thereby, the pressure in a fuel rail can be maintained appropriately. As a result, (3) the problem caused by the pressure drop in the fuel rail at the time of high temperature restart and (4) the problem caused by the pressure drop in the fuel rail at the time of restart after the idle stop can be solved. it can.
さらにまた、定残圧弁がリリーフ用弁体の内部に設置されるため、リリーフ弁と定残圧弁とを全く別の構成にする場合と比べ、スペース等が削減されて設計自由度が高くなる。つまり、受圧面を設けるため径方向にある程度の幅を持たせることが必要であるため、その部分の内側のスペースを定残圧弁の配置に活用することができる。
加えて、リリーフ弁及び定残圧弁を機械式としているため、電磁制御式の弁を用いる場合と比較して、制御構成が不要となる点でも有利である。
Furthermore, since the constant residual pressure valve is installed inside the relief valve body, the space and the like are reduced and the degree of freedom in design is increased compared to the case where the relief valve and the constant residual pressure valve are completely different. That is, since it is necessary to provide a certain width in the radial direction in order to provide the pressure receiving surface, the space inside that portion can be utilized for the arrangement of the constant residual pressure valve.
In addition, since the relief valve and the constant residual pressure valve are mechanical, it is advantageous in that a control configuration is not required as compared with the case of using an electromagnetic control type valve.
なお、ポンプ効率の低下を抑制するという点でも、上記絞り部を具備する構成が有効となる。通常、低速運転時や始動時にはプランジャの往復周期が長くなることで、吸入行程の繰り返し周期が長くなる。そのためポンプ効率が低下することが懸念されるが、絞り部を具備する構成では、燃料が急激に戻ることを抑えることができ、特に低速運転時や始動時において、ポンプ効率の低下を抑制することができる。 In addition, the structure which comprises the said throttle part becomes effective also at the point which suppresses the fall of pump efficiency. Usually, the reciprocating cycle of the plunger becomes longer during low-speed operation or startup, and thus the repetition cycle of the suction stroke becomes longer. For this reason, there is a concern that the pump efficiency may be reduced, but the configuration including the throttle portion can suppress the rapid return of the fuel, and in particular, suppress the decrease in pump efficiency during low speed operation and start-up. Can do.
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
（第１実施形態）
図１に、本形態の高圧ポンプを含む燃料供給装置を示す。
図１に示すように、燃料供給装置１は、高圧ポンプ１０及び燃料レール２０を含んで構成されている。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
(First embodiment)
FIG. 1 shows a fuel supply apparatus including the high-pressure pump of this embodiment.
As shown in FIG. 1, the
高圧ポンプ１０は、燃料タンク３０から低圧ポンプ３１によって供給される燃料を加圧し、高圧燃料として吐出する。吐出される燃料を蓄積するのが、燃料レール２０である。燃料レール２０には、複数個の、本形態では４つのインジェクタ２１が接続されている。燃料レール２０に蓄積される高圧燃料は、図示しないＥＣＵからの通電によって、インジェクタ２１から噴射される。このとき、ＥＣＵからはインジェクタを駆動するためのパルス信号が出力される。このパルス信号の幅をインジェクタ駆動パルス幅といい、インジェクタ駆動パルス幅と燃料レール２０内の圧力によって噴射量が制御される。
The
次に、高圧ポンプ１０の構成について説明する。
図１に示すように、高圧ポンプ１０は、プランジャ部４０、吸入弁部５０、吐出弁部６０、及び、圧力調整部としてのリリーフ弁７０を備えている。なお図１には、リリーフ弁７０の内部に定残圧弁９０が図示されている。定残圧弁９０は、第１実施形態には含まれず、第２実施形態に含まれるものであり、第２実施形態のところで説明する。
Next, the configuration of the high-
As shown in FIG. 1, the high-
図２に示すように、高圧ポンプ１０の外郭はハウジング１１にて構成される。ハウジング１１には、図２の上方向にカバー１２が取り付けられており、カバー１２とハウジング１１にて燃料室１３が形成されている。燃料室１３には、燃料の脈動を減衰するためのパルセーションダンパ１９が配置されている。
カバー１２の反対側には、プランジャ部４０が設けられている。プランジャ部４０と燃料室１３との中間付近に、燃料を加圧可能な加圧室１４が形成されている。
燃料室１３には、図１に示す低圧ポンプ３１によって、燃料タンク３０から燃料が供給される。燃料室１３に供給された燃料は、吸入弁部５０を経由し、加圧室１４を経由して、吐出弁部６０から図１に示した燃料レール２０へ圧送される。
As shown in FIG. 2, the outline of the high-
A
Fuel is supplied to the
次に、プランジャ部４０、吸入弁部５０、吐出弁部６０、及び、圧力調整部としてのリリーフ弁７０の構成について、順に説明する。
最初にプランジャ部４０について説明する。
プランジャ部４０は、プランジャ４１、プランジャシール部４２、スプリングシート４３、及び、プランジャスプリング４４などを備えている。
Next, the structure of the
First, the
The
プランジャ４１は、ハウジング１１の内部に形成されたシリンダ１５に支持され、軸方向に往復移動する。プランジャ４１は、加圧室１４側ではシリンダ１５の内径に嵌合する外径を有する大径部４１１を備え、加圧室１４の反対側では大径部４１１よりも外径の小さな小径部４１２を備える。大径部４１１と小径部４１２とは一体となっている。
小径部４１２の周囲には、シリンダ１５の内径に囲まれる可変容積室１６が形成されている。可変容積室１６は、容積室通路１８を経由して燃料室１３と連通している。可変容積室１６は、加圧室１４の容積変化に伴い、その変化の一部を補償するように燃料室１３に燃料を供給し、または燃料室１３から燃料を供給される。
The
A
プランジャシール部４２は、シリンダ１５の端部に配置されている。具体的には、シール部材、オイルシールホルダ、オイルシールなどから構成され、プランジャ４１の周囲の燃料およびオイルがシールされる。
The
プランジャ４１の端部には、スプリングシート４３が配設されている。このスプリングシート４３は、図１に示すようにカムシャフト１００に取り付けられたカム１０１にその外面を当接させた図示されないタペットに当接され、カムシャフト１００の回転により、カムプロフィールに応じて軸方向に往復移動する。
A
プランジャスプリング４４は、一端がスプリングシート４３の上面に当接し、他端がハウジング１１に挿入されたオイルシールホルダの凹面に当接している。プランジャスプリング４４は、プランジャ４１の戻しバネとして機能し、スプリングシート４３をタペットに当接させるように付勢すると共に、タペットをカム面に当接させるように付勢する。
このようなプランジャ部４０の構成により、カムシャフト１００の回転に応じたプランジャ４１の往復移動が実現され、上記加圧室１４の容積変化が作り出される。
One end of the
With such a configuration of the
次に、吸入弁部５０について説明する。
吸入弁部５０は、ハウジング１１によって形成される筒部５１、筒部５１の開口を覆う弁部カバー５２、コネクタ５３、及び、コネクタハウジング５４等を備えている。
筒部５１は、略円筒状に形成され、内部に燃料通路５５を有している。燃料通路５５には、略円筒状のシートボディ５６が配置されている。シートボディ５６の内部には、吸入弁５７が配置されている。また、燃料通路５５は、導入通路１３１を経由して、燃料室１３と連通している。
Next, the
The
The
また、吸入弁５７には、ニードル５９が当接している。このニードル５９は、上述した弁部カバー５２を貫通し、コネクタ５３の内部まで延びている。コネクタ５３は、コイル５３１と当該コイル５３１へ通電するための端子５３２とを有している。コイル５３１の内側には、所定位置に保持される固定コア５３３、可動コア５３４、及び、固定コア５３３と可動コア５３４との間に介在するスプリング５３５が配置されている。ここで、可動コア５３４に固定されるのが、上述したニードル５９である。つまり、可動コア５３４とニードル５９とは一体になっている。
A
かかる構成により、コネクタ５３の端子５３２を介して通電が行われると、コイル５３１にて発生する磁束によって固定コア５３３と可動コア５３４との間に磁気吸引力が発生する。その結果、可動コア５３４が固定コア５３３側へ移動し、これに伴ってニードル５９が、加圧室１４から離れる方向へ移動する。このときは、吸入弁５７の移動がニードル５９にて規制されない。したがって、吸入弁５７がシートボディ５６に着座可能となり、吸入弁５７の着座により、燃料通路５５と加圧室１４とが遮断される。
With this configuration, when energization is performed via the
一方、コネクタ５３の端子５３２を介した通電が行われないと、磁気吸引力は発生しないため、スプリング５３５によって、可動コア５３４が加圧室１４側へ移動する。これにより、ニードル５９が加圧室１４に近づく方向へ移動する。その結果、ニードル５９によって吸入弁５７の移動が規制され、吸入弁５７が加圧室１４側に保持される。このときは、吸入弁５７がシートボディ５６から離座することとなり、燃料通路５５と加圧室１４とが連通する。
On the other hand, if energization through the
次に、図２、図３にもとづき吐出弁部６０について説明する。図３は、図２中のＺ矢視による平面図であり、吐出弁部６０、及び、圧力調整部としてのリリーフ弁７０の部分が断面で示されている。
Next, the
吐出弁部６０は、ハウジング１１にて形成される円筒状の収容部６１を有している。この収容部６１にて形成される収容室６１１に、吐出弁６２、スプリング６３、及び、係止部６４が収容されている。また、収容室６１１の開口部分が、吐出口６５となっている。吐出口６５とは反対側の収容室６１１の深部には、弁座６１２が形成されている。
The
吐出弁６２は、スプリング６３の付勢力と燃料レール２０内の圧力による力とにより、弁座６１２に当接する。これにより、吐出弁６２は、加圧室１４の燃料の圧力が低いときは、燃料の吐出を停止する。一方、加圧室１４の燃料の圧力による力が、スプリング６３の付勢力と燃料レール２０内の圧力の和よりも大きいときは、吐出弁６２が吐出口６５の方向へ移動する。これにより、収容室６１１へ流入した燃料は、吐出口６５から吐出される。なお、吐出弁６２は、その内部に燃料の通路を有している。したがって、吐出弁６２が弁座６１２から離座することで、吐出弁６２の外周部分へ流入した燃料は、吐出弁６２の内部通路を経由して吐出口６５から吐出される。
The
次に、圧力調整部について説明する。第１実施形態では、圧力調整部は機械式のリリーフ弁７０で構成されている。
リリーフ弁７０は、図３に示すように、吐出弁６２の着座する弁座６１２よりも出口側の収容室６１１から連通する第１リターン流路７１と、加圧室１４へ連通する第２リターン流路７２との間に介在している。
Next, the pressure adjustment unit will be described. In the first embodiment, the pressure adjusting unit is constituted by a
As shown in FIG. 3, the
次に、図４、図５、図６にもとづき、リリーフ弁７０の構成を説明する。図４は、ハウジング１１の弁収容穴７６の穴底部７７の拡大断面図である。図５は、リリーフ用弁体８１の正面図である。図６（ａ）は、リリーフ弁７０の閉弁状態を示す拡大断面図であり、図５のＡ−Ａ断面を示す。図６（ｂ）は、図６（ａ）の先端部の断面図である。以下、図６（ａ）の左側を「先端側」、図６（ａ）の右側を「後端側」と表す。
Next, the configuration of the
リリーフ弁７０は、ハウジング１１、リリーフ用弁体８１、スプリング８２、リリーフ弁ストッパ８７から構成されている。
ハウジング１１には、プラグ穴７５、弁収容穴７６、及び、第１リターン流路７１が同軸に設けられる。プラグ穴７５の内径は弁収容穴７６の内径より大きく、弁収容穴７６の内径は第１リターン流路７１の内径より大きい。プラグ穴７５の内径には、雌ねじが形成される。
弁収容穴７３はリリーフ用弁体８１が摺動する穴であり、高精度の真円度、面粗度等が要求されるため、例えば内径研磨加工される。そのため、内壁７６ａには穴底部７７の手前に研磨加工逃がし用の溝が設けられている。
The
In the
The
弁収容穴７６の穴底部７７に第１リターン流路７１が開口する。また、図４に示すように、穴底部７７には、第１リターン流路７１を囲んでテーパ状のシート面７８が形成される。さらに、シート面７８のテーパ開口側に連続して逃がし面７９がテーパ状に形成される。逃がし面７９のテーパ角度θ２はシート面７８のテーパ角度θ１より大きい。
製造上、逃がし面７９は切削などで得られる一次テーパ面として、シート面７８は一次テーパ面の奥側に二次加工を施した仕上げテーパ面として形成される。シート面７８は同軸度や面粗度が高精度に加工されることにより、リリーフ用弁体８１が着座した時のシール性が確保される。シート面７８のテーパ角度θ１は研削工具の先端角度となる。一方、逃がし面７９のテーパ角度θ２は研削工具の先端角度より大きいため、逃がし面７９は加工されない。
The first
In manufacturing, the
また、プラグ穴７５の底部の一方の隅は、第２リターン流路７２と連通している。第２リターン流路７２は加圧室１４と連通している。
プラグ穴７５は、雌ねじにプラグ８０が螺着されることにより、外部から閉塞される。プラグ８０の底面には、リリーフ弁ストッパ８７の後端との干渉を避けるための有底の逃がし穴８０ａが設けられる。
One corner of the bottom of the
The
リリーフ用弁体８１は略円筒状であり、弁収容穴７６に摺動可能に支持される。リリーフ用弁体８１の先端受圧部８３には、軸方向に直交して受圧面８３ｃが設けられ、その先に小径の首部８３ｂが設けられる。受圧面８３ｃの輪郭は円形状をなし、外周には、面取りされた肩部８３ｄが設けられる。首部８３ｂと受圧面８３ｃの境界はＲでつながれ、首部８３ｂの強度が確保されている。首部８３ｂの外径は第１リターン流路７１の内径より大きく設定される。首部８３ｂの先端に、シート面７８と同じテーパ角度を有する先端面８３ａが形成され、リリーフ弁７０の閉弁時、シート面７８に着座する。
The
リリーフ用弁体８１の内側に、後端側から有底の開口部８５が設けられる。開口部８５の周縁には端面８５ａが形成される。開口部８５は、スプリング８２を収容するとともに、開口部８５の底部がスプリング座面８５ｂを形成する。
開口部８５は、また、弁内流路７４を構成する。
A bottomed
The
図５に示すように、リリーフ用弁体８１の弁本体８４には、軸に平行かつ対称な二箇所に平坦面８４ａが形成されている。弁収容穴７６の内壁７６ａと平坦面８４ａとの間の空間は弁外流路７３を形成する。また、一方の平坦面８４ａに垂直に、弁外流路７３と弁内流路７４とを連通するリリーフ流路８６が形成されている。
これにより、リリーフ用弁体８１の先端面８３ａがテーパ面７８から離座すると、第１リターン流路７１から弁収容穴７６へ流入した燃料は、弁外流路７３、リリーフ流路８６を経由して、弁内流路７４へ流入する。
As shown in FIG. 5, the
As a result, when the
受圧面８３ｃは円形であり、受圧面８３ｃの全面積は直径の二乗と円周率の積である。この面積を「受圧面全面積Ｓ０」と示す。また、図５、図６（ｂ）に２点鎖線で示すように、逃がし面７９のテーパを延長した直線と受圧面８３ｃとの２つの交点間の距離を直径とする円の面積を「受流面積Ｓ（Ｘ）」と示す。図６（ｂ）にて便宜上断面で図示している「Ｓ０」および「Ｓ（Ｘ）」は、図５を参照するように円の面積を表すものである。
「受流面積Ｓ（Ｘ）」、「受圧面全面積Ｓ０」については、後でさらに説明する。
The
“Flow receiving area S (X)” and “pressure receiving surface total area S0” will be further described later.
リリーフ弁ストッパ８７は、弁収容穴７６の、リリーフ用弁体８１の後端側に挿入され固定されている。
また、リリーフ弁ストッパ８７の後端部は、プラグ８０をプラグ穴７５に螺着した際、逃がし穴８０ａの内側に収容される。
The
The rear end portion of the
リリーフ弁ストッパ８７の内側に、先端側から有底の開口部８８が設けられる。開口部８８の周縁の端面８８ａは、リリーフ用弁体８１の開口部８５の端面８５ａと対向する。リリーフ弁７０の全開時、端面８５ａと端面８８ａが当接することによって、リリーフ用弁体８１の移動が規制される。端面８５ａと端面８８ａとの間隔については後述する。
開口部８８は、スプリング８２を収容するとともに、開口部８８の底部がスプリング座面８８ｂを形成する。
Inside the
The
リリーフ弁ストッパ８７の開口部８８は、また、リリーフ用弁体８１の開口部８５と共に弁内流路７４を構成する。開口部８８の底部の中心には、リリーフ流路８９が設けられる。リリーフ流路８９は、弁内流路７４と、プラグ８０の逃がし穴８０ａとを連通する。
以上の構成により、リリーフ弁７０の開弁時、燃料レール２０からの燃料は、第１リターン流路７１から弁外流路７３、リリーフ流路８６、弁内流路７４、リリーフ流路８９、逃がし穴８０ａ、プラグ穴７５、第２リターン流路７２を経由して、加圧室１４へ戻される。
The
With the above configuration, when the
スプリング８２は、一端がリリーフ用弁体８１のスプリング座面８５ｂに当接し、他端がリリーフ弁ストッパ体８７のスプリング座面８８ｂに当接して設置される。
リリーフ用弁体８１の先端面８３ａは、通常時にはスプリング８２の付勢力によりテーパ面７８に着座しており、燃料レール２０内の燃料圧力が所定のリリーフ圧を超えると、第１リターン流路７１側から受ける力がスプリング８２の荷重を上回り、テーパ面７８から離座する。
One end of the
The
次に、リリーフ弁７０の開弁特性について図６〜図９を参照して説明する。まず、以下の説明に用いる用語および符号を、特許請求の範囲に記載の用語と照合して説明する。
特許請求の範囲の「最大移動長」は、リリーフ弁７０の閉弁状態から全開状態までのリリーフ用弁体８１の移動距離を意味する。これを、「フルリフト長Ｆ」と表す。また、全開状態のことを「フルリフト状態」という。
閉弁状態からフルリフト長Ｆまでの移動長を、フルリフト長に対する比率で示す。この比率を「リフト率Ｘ」と表す。閉弁状態ではリフト率Ｘは０であり、フルリフト状態ではリフト率Ｘは１である。
特許請求の範囲の「受流範囲」、「受圧面の全範囲」は、「受流面積Ｓ（Ｘ）」「受圧面全面積Ｓ０」と表す。ここで、「面積」は「範囲」を数値化した下位概念であると解釈される。また、「受流面積Ｓ（Ｘ）」は変数、「受圧面全面積Ｓ０」は定数である。
特許請求の範囲の「臨界移動長」は、受流範囲が受圧面の全範囲に一致するときの移動長をいう。これに対応し、受流面積Ｓ（Ｘ）が受圧面全面積Ｓ０に一致するときのリフト率Ｘを「臨界リフト率α」と表す。臨界移動長は、フルリフトＦのα倍と表現される。
Next, the valve opening characteristics of the
The “maximum movement length” in the claims means the movement distance of the
The moving length from the closed state to the full lift length F is shown as a ratio to the full lift length. This ratio is expressed as “lift rate X”. The lift rate X is 0 in the closed state, and the lift rate X is 1 in the full lift state.
The “receiving range” and “entire range of the pressure receiving surface” in the claims are expressed as “receiving area S (X)” and “total pressure receiving surface area S0”. Here, “area” is interpreted as a subordinate concept in which “range” is quantified. Further, “flow receiving area S (X)” is a variable, and “pressure receiving surface total area S0” is a constant.
The “critical movement length” in the claims refers to a movement length when the receiving range coincides with the entire range of the pressure receiving surface. Correspondingly, the lift rate X when the receiving area S (X) coincides with the total pressure receiving surface area S0 is expressed as “critical lift rate α”. The critical travel length is expressed as α times the full lift F.
図７（ａ）および図８（ａ）は、図６（ａ）に対応し、それぞれ、リリーフ弁７０の臨界リフト状態、フルリフト状態を示す断面図である。リリーフ用弁体８１の端面８５ａとリリーフ弁ストッパ８７の端面８８との間隔は、図６（ａ）の閉弁状態では「フルリフト長Ｆ」であり、図７（ａ）の臨界リフト状態では「（１−α）Ｆ」、図８（ａ）のフルリフト状態では「０」すなわち当接状態となる。
FIGS. 7A and 8A correspond to FIG. 6A and are sectional views showing the critical lift state and the full lift state of the
図７（ｂ）および図８（ｂ）は、図６（ｂ）に対応し、それぞれ、リリーフ弁７０の臨界リフト状態、フルリフト状態の先端部の拡大図である。図６（ｂ）の閉弁状態における軸方向の受圧面８３ｃの位置を「リフト率Ｘ＝０」の位置とし、図中、２点鎖線で示す。図７（ｂ）では、受圧面８３ｃの位置は「リフト率Ｘ＝α」で表され、「Ｘ＝０」の位置からの移動距離はαＦとなる。図８（ｂ）では、受圧面８３ｃの位置は「リフト率Ｘ＝１」で表され、「Ｘ＝０」の位置からの移動距離はＦとなる。
FIGS. 7B and 8B correspond to FIG. 6B, and are enlarged views of the distal end portion of the
図６（ｂ）、図７（ｂ）、図８（ｂ）において、受圧面全面積Ｓ０は一定である。一方、Ｘの関数である受流面積Ｓ（Ｘ）は、リフト率Ｘの増加につれて増加する。すなわち、逃がし面７９と受圧面８３ｃとの距離が離れるほど、燃料が逃がし面７９に沿って流入し受圧面８３ｃに衝突する面積が広がる。そのため、各状態のリフト率Ｘ、および、受流面積Ｓ（Ｘ）と受圧面全面積Ｓ０との関係は以下のように整理される。
閉弁状態： Ｘ＝０、 Ｓ（Ｘ）＜Ｓ０ ・・・（式１）
臨界リフト状態： Ｘ＝α、 Ｓ（Ｘ）＝Ｓ０ ・・・（式２）
フルリフト状態： Ｘ＝１、 Ｓ（Ｘ）＞Ｓ０ ・・・（式３）
In FIG. 6B, FIG. 7B, and FIG. 8B, the pressure receiving surface total area S0 is constant. On the other hand, the receiving area S (X), which is a function of X, increases as the lift rate X increases. That is, as the distance between the
Closed state: X = 0, S (X) <S0 (Formula 1)
Critical lift state: X = α, S (X) = S0 (Formula 2)
Full lift state: X = 1, S (X)> S0 (Formula 3)
本発明では、臨界リフト率αの範囲を以下のように定義する。
０．５≦α≦１ ・・・（式４）
ただし、上記のフルリフト状態の説明ではα＝１の場合を含まないから、第１実施形態としては次のようになる。
０．５≦α＜１ ・・・（式４’）
In the present invention, the range of the critical lift rate α is defined as follows.
0.5 ≦ α ≦ 1 (Formula 4)
However, since the description of the full lift state does not include the case of α = 1, the first embodiment is as follows.
0.5 ≦ α <1 (Formula 4 ′)
図９は、リフト率Ｘと受流面積Ｓ（Ｘ）との関係を示す特性図である。リフト率Ｘが０から１まで増加するにつれ、受流面積Ｓ（Ｘ）も増加し、Ｘ＝αのとき受流面積Ｓ（Ｘ）が受圧面全面積Ｓ０に一致する。図中に４とおりの受流面積Ｓ（Ｘ）のパターンを示す。
ＳＨ（Ｘ）： α＜０．５ ・・・（式５）
Ｓ１（Ｘ）： α＝０．５ ・・・（式６）
Ｓ２（Ｘ）： α＝１ ・・・（式７）
ＳＬ（Ｘ）： α＞１ ・・・（式８）
つまり、本発明の範囲は、Ｓ１（Ｘ）とＳ２（Ｘ）の間の特性を有する高圧ポンプであり、ＳＨ（Ｘ）またはＳＬ（Ｘ）の特性を持つ高圧ポンプを除外するものである。
FIG. 9 is a characteristic diagram showing the relationship between the lift rate X and the receiving area S (X). As the lift rate X increases from 0 to 1, the receiving area S (X) also increases. When X = α, the receiving area S (X) matches the total pressure receiving surface area S0. In the figure, four patterns of receiving area S (X) are shown.
SH (X): α <0.5 (Formula 5)
S1 (X): α = 0.5 (Expression 6)
S2 (X): α = 1 (Expression 7)
SL (X): α> 1 (Equation 8)
That is, the scope of the present invention is a high-pressure pump having characteristics between S1 (X) and S2 (X), and excludes high-pressure pumps having characteristics of SH (X) or SL (X).
次に、臨界リフト率αを上記範囲に限定することの効果を説明する。
臨界リフト率αが０．５以上であるということは、開弁の瞬間すなわちリフト率Ｘ＝０の位置から、少なくともリフト率Ｘ＝０．５の位置までは、燃料流の動圧が１００％受圧面８３ｃに作用する状態が続き、リリーフ用弁体８１は開弁方向への移動が補助されることを意味する。そのため、リリーフ弁７０開弁時の初動特性が向上し、燃料レール２０の圧力上昇に伴う燃料のリリーフが早期に実行されやすくなる。
Next, the effect of limiting the critical lift rate α to the above range will be described.
That the critical lift rate α is 0.5 or more means that the dynamic pressure of the fuel flow is 100% from the moment of valve opening, that is, the position where the lift rate X = 0 to at least the position where the lift rate X = 0.5. This means that the state of acting on the
その後、リフト率Ｘが臨界リフト率αと一致する臨界リフト状態を経て、リフト率Ｘ＝１となるフルリフト状態までは、燃料流の動圧の一部が受圧面８３ｃに作用しない状態となる。しかし、この段階では、燃料が既に弁収容穴７６に十分に流入しているため、動圧の効果が低下しても、静圧のみでリリーフ用弁体８１を早くフルリフト状態まで至らしめることが可能である。
Thereafter, a part of the dynamic pressure of the fuel flow does not act on the
これに対し、臨界リフト率αが０．５より小さい場合は、図９のＳＨ（Ｘ）のように、燃料がまだ弁収容穴７６に十分に流入しないうちに燃料流の動圧の効果が低下するため、リリーフ弁７０の開弁が遅れるおそれがある。そのため、燃料レール２０内の圧力上昇に対し、リリーフが間に合わなくなる不具合が予想される。
具体的には、逃がし面７９のテーパ角度θ２が相対的に大きすぎる場合がこれに該当する。開弁初期から燃料流は受圧面８３ｃに作用するよりも、弁収容穴７６の内壁７６ａに衝突する割合が多くなり、動圧が有効に利用されない。
On the other hand, when the critical lift rate α is smaller than 0.5, the effect of the dynamic pressure of the fuel flow before the fuel has sufficiently flown into the
Specifically, this is the case when the taper angle θ2 of the
逆に、臨界リフト率αが１より大きい場合は、図９のＳＬ（Ｘ）のように、フルリフト状態に達してもなお、受流面積Ｓ（Ｘ）は受圧面全面積Ｓ０より小さい。この場合、燃料流の動圧を常に１００％利用できる点では問題ないようにも思われる。
しかし、この場合の具体的な形態は、受圧面８３ｃが必要以上に大きいか、あるいは、受圧面８３ｃまでの距離が必要以上に近いというものである。受圧面８３ｃが必要以上に大きければスペースの無駄であり、受圧面８３ｃまでの距離が必要以上に近ければ、弁収容７６に流入できる燃料の絶対量が減少する。したがって、臨界リフト率αは最大でも１でよく、１より大きくするのは非効率である。
なお、逃がし面７９のテーパ角度θ２はシート面のテーパ角度θ１よりも大きくなくては加工できないので、テーパ角度θ２が相対的に小さすぎるという場合は想定し難い。
On the other hand, when the critical lift rate α is greater than 1, the flow receiving area S (X) is smaller than the total pressure receiving surface area S0 even when the full lift state is reached as shown in SL (X) of FIG. In this case, there seems to be no problem in that the dynamic pressure of the fuel flow can always be used 100%.
However, a specific form in this case is that the
Since the taper angle θ2 of the
（第２実施形態）
第２実施形態の高圧ポンプは、圧力調整部がリリーフ弁７０および定残圧弁９０から構成されている。
図１０（ａ）は、第２実施形態の高圧ポンプのリリーフ弁７０および定残圧弁９０を示す断面図であり、第１実施形態の図６（ａ）に対応する。図１０（ｂ）は、図１０（ａ）の先端部の拡大図である。本形態では、定残圧弁９０はリリーフ弁７０の内部に設置される。また、図１０（ａ）の左側を「先端側」、図１０（ａ）の右側を「後端側」と表す。
(Second Embodiment)
In the high-pressure pump according to the second embodiment, the pressure adjustment unit includes a
FIG. 10A is a sectional view showing the
ハウジング１１には、第１実施形態と同様、プラグ穴７５、弁収容穴７６が形成され、弁収容穴７６の穴底部７７には、シート面７８、逃がし面７９が形成される。
リリーフ用弁体９４の外側形状も、第１実施形態のリリーフ用弁体８１とほぼ同様である。ただし、後端面の外周側には端面９４ａが形成され、端面９４ａの内周側には凸状にスプリング座面９４ｂが形成される。
As in the first embodiment, a
The outer shape of the
リリーフ弁ストッパ８７も、同様に弁収容穴７６の、リリーフ用弁体８１の後端側に挿入され固定されている。
また、リリーフ弁ストッパ８７の後端部は、プラグ８０をプラグ穴７５に螺着した際、逃がし穴８０ａの内側に収容される。
Similarly, the
The rear end portion of the
リリーフ弁ストッパ８７の内側に、先端側から有底の開口部８８が設けられる。リリーフ用弁体９４の凸状のスプリング座面９４ｂは開口部８８に内挿される。開口部８８の周縁の端面８８ａは、リリーフ用弁体９４の端面９４ａと対向する。
開口部８８は、スプリング８２を収容するとともに、開口部８８の底部がスプリング座面８８ｂを形成する。
Inside the
The
リリーフ弁ストッパ８７の開口部８８は、弁内流路７４を構成する。開口部８８の底部の中心には、リリーフ流路８９が設けられる。リリーフ流路８９は、弁内流路７４と、プラグ８０の逃がし穴８０ａとを連通する。
The
スプリング８２は、一端がリリーフ用弁体９４のスプリング座面９４ｂに当接し、他端がリリーフ弁ストッパ体８７のスプリング座面８８ｂに当接して設置される。
リリーフ用弁体９４の先端面８３ａは、通常時にはスプリング８２の付勢力によりテーパ面７８に着座しており、燃料レール２０内の燃料圧力が所定のリリーフ圧を超えると、第１リターン流路７１側から受ける力がスプリング８２の荷重を上回り、テーパ面７８から離座する。
One end of the
The
リリーフ用弁体９４の内側に、後端側から定残圧弁収容穴９５が設けられる。
定残圧弁収容穴９５の先端側、すなわち奥側には、定残圧弁収容穴９５より小径の小径流路９８ｂが形成されている。また、定残圧弁収容穴９５と小径流路９８ｂとの境界部分には弁座９９が形成されている。
リリーフ用弁体９４の先端面８３ａの中心から小径流路９８ｂに貫通して、流路面積が相対的に小さなオリフィス９８ａが形成される。オリフィス９８ａは、特許請求の範囲に記載の「絞り部」を構成する。燃料は、第１リターン流路７１からオリフィス９８ａを通過して、小径流路９８ｂに少しずつ流入可能である。あるいは、「リークする」と表現する。
A constant residual pressure
A small-
An
定残圧弁収容穴９５には、定残圧用弁体９１、定残圧弁スプリング９２、及び、定残圧弁ストッパ９３が収容される。定残圧弁ストッパ９３は、定残圧弁収容穴９５の後端側に挿入され固定されている。
A constant residual
定残圧用弁体９１は球状である。その直径は定残圧弁収容穴９５の内径よりわずかに小さく、燃料は、定残圧用弁体９１と弁収容穴の内壁９５ａとの隙間を流れることが可能である。
定残圧弁スプリング９２は、一端が定残圧用弁体９１の球面に当接し、他端が定残圧弁ストッパ９３の端面に当接している。定残圧弁スプリング９２の付勢力より、定残圧用弁体９１は弁座９９に当接する。また、定残圧弁ストッパ９３の中心軸には穴が貫通し、この穴は、定残圧弁収容穴９５と共に定残圧弁内流路９７を構成している。定残圧弁内流路９７は弁内流路７４と連通する。
The constant residual
One end of the constant residual
また、定残圧弁内流路９７の、定残圧用弁体９１の後端側に、弁外流路７３と連通するリリーフ流路９６が形成されている。
これにより、リリーフ弁７０の開弁時、燃料レール２０からの燃料は、第１リターン流路７１から弁外流路７３、リリーフ流路９６を経由して、定残圧弁内流路９７へ流入し、さらに弁内流路７４、リリーフ流路８９、逃がし穴８０ａ、プラグ穴７５、第２リターン流路７２を経由して、加圧室１４へ戻される。
In addition, a
Thus, when the
また、リリーフ弁７０が閉弁し、定残圧弁９０が開弁している時、燃料レール２０からの燃料の一部は、オリフィス９８ａ、小径流路９８ｂ、定残圧弁内流路９７を経由し、以後は上記と同じ流路を通って、加圧室１４へ戻される。
Further, when the
次に、以上の構成による、本形態の高圧ポンプの作用、効果を説明する。
リリーフ弁７０の作用、効果については第１実施形態と同様である。すなわち、燃料レール２０内の燃料圧力が所定のリリーフ圧を超えると、リリーフ弁７０が開弁する。開弁の瞬間から、少なくとも半開状態まで、燃料流の動圧が１００％受圧面８３ｃに作用する状態が続き、リリーフ用弁体９４は開弁方向への移動が補助される。そのため、リリーフ弁７０開弁時の初動特性が向上し、燃料レール２０の圧力上昇に伴う燃料のリリーフが早期に実行されやすくなる。
Next, the operation and effect of the high-pressure pump of the present embodiment configured as above will be described.
The operation and effect of the
定残圧用弁体９１は、燃料レール２０内の燃料圧力が所定の定残圧より高いときは、定残圧弁スプリング９２の付勢力に抗して弁座９９から離座しており、燃料レール２０内の燃料圧力が所定の定残圧以下になると、定残圧弁スプリング９２の付勢力によって弁座９９へ着座する。ここで、「所定の定残圧」は、エンジンのアイドル運転時における燃料レール２０の圧力以下で、かつ、燃料の飽和蒸気圧以上に設定されている。
The constant residual
なお、定残圧弁９０は、高圧ポンプ１０の加圧行程においては閉弁する。
ここで高圧ポンプ１０の加圧行程について説明する。図２示したプランジャ４１が、下死点から上死点へ移動する途中でコイル５３１に通電されると、コイル５３１に発生した磁界により磁気回路が形成される。すると、可動コア５３４と一体となってニードル５９が、固定コア５３３側へ移動する。その結果、吸入弁５７は、スプリング５８の付勢力および加圧室１４側の燃料から受ける圧力により、シートボディ５６へ着座する。これにより、燃料室１３と加圧室１４との間が遮断される。加圧室１４と燃料室１３との間が遮断された状態でプランジャ４１がさらに上死点に向けて上昇すると、加圧室１４の燃料の圧力は上昇する。そして、加圧室１４の燃料の圧力が所定の圧力以上になると、上述したように吐出弁部６０の吐出弁６２が吐出口６５側へ移動する。これにより、加圧室１４と収容室６１１とが連通し、加圧室１４で加圧された燃料は吐出口６５から吐出される。
The constant
Here, the pressurization stroke of the high-
上記の加圧行程では、加圧室１４の燃料圧力が大きくなり、吐出弁部６０側の第１リターン流路７１と加圧室１４側の第２リターン流路７２との燃料圧力の差が小さくなる。したがって、加圧室１４に連通する第２リターン流路７２側からの燃料圧力により、定残圧弁９０が閉弁状態に保持される。
In the above pressurization stroke, the fuel pressure in the pressurizing
次に、定残圧弁９０を備えた高圧ポンプ１０にて奏される効果について説明する。
（１）エンジン停止時の燃料レール内の圧力上昇に対する効果
図１１は、燃料レール２０内の圧力の推移を示す説明図である。ここでは、時刻ｔ１において、エンジンが停止されたものとして説明する。
エンジンの停止直前はアイドル運転となるのが一般的であるため、エンジン停止時（時刻ｔ１）では、燃料レール２０内の圧力はアイドル圧Ａとなる。なお、アイドル圧Ａとはアイドル運転時の燃料圧力をいう。
Next, the effect produced by the high-
(1) Effect on pressure rise in fuel rail when engine is stopped FIG. 11 is an explanatory diagram showing a transition of pressure in the
Since the idling operation is generally performed immediately before the engine is stopped, the pressure in the
このとき、アイドル圧Ａが定残圧Ｂより高ければ定残圧弁９０が開弁し、燃料がオリフィス９８ａを通ってリークする。したがって、燃料レール２０内の圧力は記号Ｄで示すように下降していく。このときの下降速度は、オリフィス９８ａの流路径によって決まる。そして、燃料レール２０内の圧力が定残圧Ｂにまで下降した時刻ｔ２で、定残圧弁９０は閉弁する。
この後、燃料レール２０内の圧力上昇と、燃料のリークとのバランスが保たれている間は、記号Ｅで示すように、燃料レール２０の圧力は、定残圧Ｂに一定に維持される。その後、燃料レール２０が冷えていくと、燃料レール２０内の圧力は徐々に低下していくことになり、時刻ｔ３において飽和蒸気圧Ｃに近いものとなる。
At this time, if the idle pressure A is higher than the constant residual pressure B, the constant
After that, while the balance between the pressure increase in the
仮に定残圧弁９０がない場合、記号Ｆの二点鎖線で示すように、燃料レール２０内の圧力がエンジン停止時（時刻ｔ１）から上昇する。具体的には、図１２に示すように、時刻ｔ１でエンジン回転数が「０」になると、エンジンルームが高温となっていることから、記号Ｇで示すように、燃料レール２０の温度が一旦上昇し（時刻ｔ１から時刻ｔ４）、ある程度維持された後（時刻ｔ４から時刻ｔ５）、下降する（時刻ｔ５以降）。これに伴い、記号Ｈの破線で示すように、燃料レール２０内の圧力も同様に推移する。このため、インジェクタ２１からの燃料漏れも記号Ｉの破線で示すように相対的に大きなものとなる。
If there is no constant
これに対し、定残圧弁９０がある場合は、燃料レール２０の温度が上昇したとしても、燃料レール２０内の圧力は、図１２に記号Ｊで示すように、定残圧弁９０によって下降する。これにより、記号Ｋで示すように、インジェクタ２１からの燃料漏れが抑えられる。すなわち、記号Ｉと記号Ｋとの差分である記号Ｒ分の余分な燃料漏れを抑制できる。
On the other hand, when there is the constant
（２）アクセルペダルの踏み込み具合による燃料噴射の停止に対する効果
図１３は、エンジンの運転中にアクセルペダルの踏み込みを中断した後、再びアイドル運転状態となる減速復帰時におけるインジェクタ２１からの燃料噴射量を示す説明図である。
時刻ｓ１で、アクセルペダルの踏み込みが中断されると、スロットル開度が所定値より小さくなる。このとき、エンジン回転数が所定値以上である場合、燃料噴射が停止される。燃料噴射の停止を、図１３では「燃料カット」と記す。その後、例えばエンジン回転数が所定値を下回ると、アイドリング状態に移行する（時刻ｓ２）。
(2) Effect on stop of fuel injection due to depression of accelerator pedal FIG. 13 shows the amount of fuel injection from the
When the depression of the accelerator pedal is interrupted at time s1, the throttle opening becomes smaller than a predetermined value. At this time, if the engine speed is greater than or equal to a predetermined value, fuel injection is stopped. The stop of fuel injection is described as “fuel cut” in FIG. Thereafter, for example, when the engine speed falls below a predetermined value, the state shifts to an idling state (time s2).
このとき、図１３に示すように、燃料カットが実行される時刻ｓ１から時刻ｓ２までの期間では、インジェクタ２１へ出力されるＥＣＵの駆動パルス幅は「０」となる。その後、時刻ｓ２からは、インジェクタ２１の噴射状態をアイドル運転に適したものにするため、記号Ｌで示すような相対的に小さな幅の駆動パルスがインジェクタ２１へ出力される。
At this time, as shown in FIG. 13, during the period from the time s1 to the time s2 when the fuel cut is executed, the ECU drive pulse width output to the
仮に定残圧弁９０がない場合、時刻ｓ１から時刻ｓ２までの期間はインジェクタ２１からの噴射が行われないため、燃料レール２０の圧力は、記号Ｍの破線で示すように、燃料カット開始時（時刻ｓ１）の圧力に保持される。そのため、時刻ｓ２において、インジェクタ２１の駆動パルス幅を小さくしたとしても、燃料レール２０の圧力により、記号Ｎの破線で示すように、必要以上の燃料が噴射される。
If there is no constant
これに対し、定残圧弁９０がある場合は、定残圧弁９０の作用により、燃料カット開始時（時刻ｓ１）から、記号Ｏで示すように燃料レール２０内の圧力を下降させることができ、時刻ｓ２におけるインジェクタ２１からの燃料噴射量を、記号Ｐで示すように、アイドリング状態に応じた燃料噴射量とすることができる。その結果、減速復帰時の過剰噴射を抑制することができ、燃費の悪化を抑制可能であると共に、過剰噴射によって運転者に違和感を与えることがない。
On the other hand, when there is a constant
（３）高温始動時、または（４）アイドルストップ後のエンジン再始動時における効果
図１１に示すように、時刻ｔ２から、定残圧Ｂが維持されて、その後、時刻ｔ３までは、燃料レール２０の圧力が飽和蒸気圧以上に維持される。例えば、エンジン停止後、３０分〜１時間という期間、燃料レール２０内の圧力が維持される。
これにより、高温再始動時の再始動性能の悪化を抑制することができる。また、信号待ちなどによって一時的にエンジンを停止させるアイドルストップシステムにおいて、アイドルストップ後の再始動時にも、上記高温再始動時と同様、再始動性能の悪化を抑制することができる。
(3) Effect at high temperature start, or (4) Effect at engine restart after idling stop As shown in FIG. 11, the constant residual pressure B is maintained from time t2, and thereafter the fuel rail until time t3. The pressure of 20 is maintained above the saturated vapor pressure. For example, the pressure in the
Thereby, deterioration of the restart performance at the time of high temperature restart can be suppressed. Further, in the idle stop system that temporarily stops the engine by waiting for a signal or the like, the deterioration of the restart performance can be suppressed also at the restart after the idle stop, as in the high temperature restart.
以上、本発明はこのような実施形態に限定されるものではなく、発明の趣旨を逸脱しない範囲において、種々なる形態で実施可能である。 As mentioned above, this invention is not limited to such embodiment, In the range which does not deviate from the meaning of invention, it can implement with a various form.
１：燃料供給装置、１０：高圧ポンプ、１１：ハウジング、１３：燃料室、１４：加圧室、２０：燃料レール、２１：インジェクタ、４０：プランジャ部、４１：プランジャ、５０：吸入弁部、５５：燃料通路、５６：シートボディ、５７：吸入弁、６０：吐出弁部、６１：収容部、６２：吐出弁、６３：スプリング、６４：係止部、６５：吐出口、７０：リリーフ弁（圧力調整部）、７１：第１リターン流路、７２：第２リターン流路、７３：弁外流路、７４：弁内流路、７５：プラグ穴、７６：弁収容穴、７６ａ：内壁、７７：穴底部、７８：シート面、７９：逃がし面、８０：プラグ、８０ａ：逃がし穴、８１：リリーフ用弁体、８２：スプリング、８３：先端受圧部、８３ａ：先端面、８３ｂ：首部、８３ｃ：受圧面、８３ｄ：肩部、８４：弁本体、８４ａ：平坦面、８５：開口部、８５ａ：端面、８５ｂ：スプリング座面、８６：リリーフ流路、８７：リリーフ弁ストッパ、８：開口部、８８ａ：端面、８８ｂ：スプリング座面、８９：リリーフ流路、９０：定残圧弁（圧力調整部）、９１：定残圧用弁体、９２：定残圧弁スプリング、９３：定残圧弁ストッパ、９４：リリーフ用弁体、９４ａ：端面、９４ｂ：スプリング座面、９５：定残圧弁収容穴、９５ａ：内壁、９６：リリーフ流路、９７：定残圧弁内流路、９８ａ：オリフィス（絞り部）、９８ｂ：小径流路、９９：弁座
Ｆ：フルリフト長（最大移動長）、Ｘ：リフト率、α：臨界リフト率、Ｓ（ｘ）：受流面積（受流範囲）、Ｓ０：受圧面全面積（受圧面の全範囲）、θ１、θ２：テーパ角度
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1: Fuel supply apparatus, 10: High pressure pump, 11: Housing, 13: Fuel chamber, 14: Pressurization chamber, 20: Fuel rail, 21: Injector, 40: Plunger part, 41: Plunger, 50: Suction valve part, 55: Fuel passage, 56: Seat body, 57: Suction valve, 60: Discharge valve part, 61: Storage part, 62: Discharge valve, 63: Spring, 64: Locking part, 65: Discharge port, 70: Relief valve (Pressure adjusting part), 71: first return flow path, 72: second return flow path, 73: external flow path, 74: internal flow path, 75: plug hole, 76: valve accommodation hole, 76a: inner wall, 77: hole bottom, 78: seat surface, 79: relief surface, 80: plug, 80a: relief hole, 81: relief valve body, 82: spring, 83: tip pressure receiving portion, 83a: tip surface, 83b: neck, 83c: pressure receiving surface, 83d: shoulder 84: valve body, 84a: flat surface, 85: opening, 85a: end surface, 85b: spring seat surface, 86: relief flow path, 87: relief valve stopper, 8: opening portion, 88a: end surface, 88b: spring seat , 89: relief flow path, 90: constant residual pressure valve (pressure adjusting part), 91: constant residual pressure valve body, 92: constant residual pressure valve spring, 93: constant residual pressure valve stopper, 94: relief valve body, 94a: End surface, 94b: Spring seat surface, 95: Constant residual pressure valve receiving hole, 95a: Inner wall, 96: Relief flow path, 97: Constant residual pressure valve flow path, 98a: Orifice (throttle portion), 98b: Small diameter flow path, 99 : Valve seat F: full lift length (maximum travel length), X: lift rate, α: critical lift rate, S (x): receiving area (receiving range), S0: total area of receiving surface (entire range of receiving surface) ), Θ1, θ2: taper angle
Claims (6)
前記プランジャの移動によって容積変化し燃料を加圧可能な加圧室の出口側に設けられる吐出弁と、
前記吐出弁の出口側に連通する第１リターン流路、
前記吐出弁の入口側に連通する第２リターン流路、
前記第１リターン流路と前記第２リターン流路との間に設けられ、前記第１リターン流路が開口する弁収容穴、
前記第１リターン流路の開口にテーパ状に形成されるシート面、
及び、前記シート面のテーパ開口側に連続してテーパ状に形成され、そのテーパ角度が前記シート面のテーパ角度より大きい逃がし面、
を有するハウジングと、
前記吐出弁の出口側の燃料圧力が所定値を超えたとき開弁して該出口側から前記第１リターン流路、前記弁収容穴、及び、前記第２リターン流路を経由して前記加圧室へ燃料を戻す流路を開放するリリーフ弁を構成するリリーフ用弁体であって、
前記弁収容穴に軸方向に移動可能に収容される弁本体、
この弁本体から前記第１リターン流路の開口に対向して突設される首部、
この首部の先端に形成され、前記シート面に着座または前記シート面から離座することにより閉弁または開弁する先端面、
及び、前記弁本体の前記首部の付け根部に形成され、開弁状態で前記逃がし面に沿って流入する燃料流が衝突する受圧面、を有するリリーフ用弁体と、
前記リリーフ用弁体に当接して移動を規制することにより、前記リリーフ用弁体の最大移動長を決定するリリーフ弁ストッパと、
前記リリーフ用弁体を閉弁方向に付勢する付勢手段と、
を備え、
閉弁状態から開弁状態への前記リリーフ用弁体の移動に伴って、前記受圧面もしくはその延長面上で、前記逃がし面のテーパを延長した円錐面が交わる境界線の内側の範囲である受流範囲が拡大し、
その受流範囲が前記受圧面の全範囲に一致するときの前記リリーフ用弁体の移動長である臨界移動長は、前記最大移動長の２分の１以上であるように前記逃がし面のテーパ角度が設定されることを特徴とする高圧ポンプ。 A reciprocating plunger; and
A discharge valve provided on the outlet side of the pressurizing chamber capable of changing the volume by the movement of the plunger and pressurizing the fuel;
A first return flow path communicating with the outlet side of the discharge valve;
A second return flow path communicating with the inlet side of the discharge valve;
A valve housing hole provided between the first return flow path and the second return flow path, in which the first return flow path opens;
A sheet surface formed in a tapered shape at the opening of the first return flow path;
And it is formed in a taper shape continuously on the taper opening side of the seat surface, the relief angle is larger than the taper angle of the seat surface,
A housing having
When the fuel pressure on the outlet side of the discharge valve exceeds a predetermined value, the valve is opened and from the outlet side through the first return channel, the valve housing hole, and the second return channel, A relief valve element constituting a relief valve that opens a flow path for returning fuel to the pressure chamber,
A valve body accommodated in the valve accommodation hole so as to be movable in the axial direction;
A neck projecting from the valve body to face the opening of the first return channel,
A tip surface formed at the tip of the neck, which is closed or opened by being seated on or separated from the seat surface;
And a relief valve body formed at the base of the neck portion of the valve body, and having a pressure receiving surface on which a fuel flow flowing along the relief surface collides in the valve open state,
A relief valve stopper for determining a maximum movement length of the relief valve body by restricting movement by contacting the relief valve body; and
Biasing means for biasing the relief valve body in the valve closing direction;
With
As the relief valve element moves from the valve-closed state to the valve-opened state, it is a range inside the boundary line where the conical surface extending the taper of the relief surface intersects the pressure-receiving surface or its extended surface. The receiving area is expanded,
The relief surface taper is such that the critical travel length, which is the travel length of the relief valve body when the flow receiving range coincides with the entire range of the pressure receiving surface, is one half or more of the maximum travel length. A high-pressure pump characterized in that an angle is set.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2009281650A JP5344307B2 (en) | 2009-12-11 | 2009-12-11 | High pressure pump |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2009281650A JP5344307B2 (en) | 2009-12-11 | 2009-12-11 | High pressure pump |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2011122537A true JP2011122537A (en) | 2011-06-23 |
| JP5344307B2 JP5344307B2 (en) | 2013-11-20 |
Family
ID=44286652
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2009281650A Active JP5344307B2 (en) | 2009-12-11 | 2009-12-11 | High pressure pump |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP5344307B2 (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2014196712A (en) * | 2013-03-29 | 2014-10-16 | 株式会社デンソー | Fuel supply device |
| JP2020139576A (en) * | 2019-02-28 | 2020-09-03 | 川崎重工業株式会社 | Relief valve for gas |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH062771A (en) * | 1992-06-17 | 1994-01-11 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | Control valve |
| JP2004138062A (en) * | 2002-10-15 | 2004-05-13 | Robert Bosch Gmbh | Pressure limiting valve and fuel system equipped therewith |
-
2009
- 2009-12-11 JP JP2009281650A patent/JP5344307B2/en active Active
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH062771A (en) * | 1992-06-17 | 1994-01-11 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | Control valve |
| JP2004138062A (en) * | 2002-10-15 | 2004-05-13 | Robert Bosch Gmbh | Pressure limiting valve and fuel system equipped therewith |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2014196712A (en) * | 2013-03-29 | 2014-10-16 | 株式会社デンソー | Fuel supply device |
| JP2020139576A (en) * | 2019-02-28 | 2020-09-03 | 川崎重工業株式会社 | Relief valve for gas |
| WO2020175553A1 (en) * | 2019-02-28 | 2020-09-03 | 川崎重工業株式会社 | Gas relief valve |
| CN113518876A (en) * | 2019-02-28 | 2021-10-19 | 川崎重工业株式会社 | Safety valve for gas |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP5344307B2 (en) | 2013-11-20 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP5252314B2 (en) | High pressure pump | |
| JP4453028B2 (en) | High pressure fuel pump | |
| US9328723B2 (en) | Pressure relief valve and high pressure pump with such valve | |
| JP5051279B2 (en) | Constant residual pressure valve | |
| JP6308921B2 (en) | High pressure fuel supply pump | |
| JP2013241835A (en) | Relief valve for high-pressure fuel pump | |
| JP2009293597A (en) | Fuel pump | |
| JP2011099427A (en) | High pressure pump | |
| JP5176947B2 (en) | High pressure pump | |
| JP2010156256A (en) | High pressure pump | |
| JP5344307B2 (en) | High pressure pump | |
| JP4380739B2 (en) | High pressure fuel pump | |
| JP5211182B2 (en) | High pressure pump | |
| JP5196320B2 (en) | High pressure pump | |
| JP5176948B2 (en) | Fuel supply device and high-pressure pump | |
| JP5529615B2 (en) | High pressure pump | |
| KR101800936B1 (en) | A fuel flow limiting valve for large internal combustion engines | |
| JP2010156298A (en) | Fuel supply apparatus and high pressure pump used therefor | |
| CN114787497A (en) | Discharge valve mechanism and high-pressure fuel supply pump provided with same | |
| JP5196321B2 (en) | Fuel supply device and high-pressure pump | |
| JP3988339B2 (en) | solenoid valve | |
| JPWO2018221158A1 (en) | High pressure fuel supply pump | |
| JP6721073B2 (en) | High pressure pump | |
| JP5321418B2 (en) | Fuel injection valve | |
| JP6689153B2 (en) | Fuel supply pump |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20120309 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20130712 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20130719 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20130801 |
|
| R151 | Written notification of patent or utility model registration |
Ref document number: 5344307 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |