JP2690734C - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、コモンレール内に蓄圧された高圧燃料をインジェクタによりディー
ゼルエンジンの各気筒へ噴射するコモンレール式燃料噴射装置のコモンレール内
に高圧燃料を圧送する可変吐出量高圧ポンプに関するものである。 〔従来の技術〕 近年，ディーゼルエンジンに燃料を噴射する燃料噴射装置として、例えば特開
昭59−165858号公報に示されるような、高圧配管（コモンレール）を有する燃料
噴射装置が考案されている。 この燃料噴射装置においては、第３図に示すように、高圧供給ポンプ７によっ てコモンレール４内に高圧燃料を圧送し、この高圧燃料を電磁弁３の開閉により
インジェクタ２からエンジン１の各気筒へ噴射させるようにしている。第７図に
そのタイムチャートを示す。第７図において、（Ａ）はコモンレール圧、（Ｂ）
は電磁弁３への制御パルス、（Ｃ）は噴射率、（Ｄ）は高圧供給ポンプ７からの
吐出量を各々示している。 〔発明が解決しようとする問題点〕 上記構成から成る燃料噴射装置では、第２図に示すように、噴射圧に相当する
100MPaのコモンレール圧を高精度に生成維持する必要があり、そのため、高圧供
給ポンプ７は噴射によって消費された分の燃料（噴射率（Ｃ）の斜線部）をサイ
クル毎に供給する必要がある。従って、高圧供給ポンプは、エンジンの負荷や回
転数に応じて、あるいは任意所望の目標噴射圧力に応じて吐出量を毎回電子制御
できる蓄圧ポンプである必要がある。 また、この高圧供給ポンプは、各気筒の燃料噴射弁に燃料を圧送する列型燃料
噴射ポンプと異なり、全運転期間にわたってコモンレール圧を高圧に維持するこ
とが必要であり、エンジンのポンプ駆動トルクを低減するために、ポンプ内部の
高圧燃料リーク、つまり高圧ポンプ室から低圧側への燃料の洩れを最小限に押え
ることが重要である。 本発明は以上のような問題点に鑑みてなされるもので、運転状態に応じてある
いは消費された燃料に応じてコモンレール内への燃料吐出量を毎回電子制御でき
、かつ高圧ポンプ室から低圧側への燃料の洩れを低減することによりコモンレー
ル圧を高圧に維持することができる可変吐出量高圧ポンプを提供することを目的
とする。 〔問題点を解決するための手段〕 前記問題点を解決するために、本発明では次のような技術的手段を講じた。 すなわち、本発明の可変吐出量高圧ポンプは、 シリンダと、 このシリンダに内蔵され、ディーゼルエンジンによって駆動される燃料加圧部
材と、 この燃料加圧部材により画成され前記シリンダ内の燃料を加圧するために形成 されたポンプ室と、 このポンプ室に面するとともに前記シリンダに固定して設けられた電磁弁とを
備え、 前記電磁弁は、前記ポンプ室内の高圧燃料を低圧側へ連通する通路のシート部
を、通電時にこの電磁弁の弁体が閉塞することにより、前記ポンプ室内の高圧燃
料を高圧の燃料が蓄圧されているコモンレール内へ圧送し、通電期間に応じて前
記コモンレールへの燃料吐出量を制御するものであって、 前記電磁弁の弁体が、前記シート部を貫通して前記ポンプ室内側に突出してお
り、閉弁時には、このポンプ室側へ突出した弁体の下端面全体が前記ポンプ室内
の高圧燃料圧を閉弁方向の押圧力として受けることで、この弁体が前記シート部
を閉塞して、前記ポンプ室内の高圧燃料を保持する外開弁として構成され、 前記電磁弁への通電時間ＴE は、前記電磁弁の閉弁に要する応答時間ＴO より僅
かに大きく設定し ていることを特徴とする可変吐出量高圧ポンプとした。 〔作用〕 上記構成によれば、電磁弁に通電を行うと、弁体が低圧通路へのシート部を閉
塞するので、ポンプ室の燃料は燃料加圧部材により加圧された分だけ昇圧し、コ
モンレールへの燃料吐出量はこの通電期間によって制御される。すなわち、通電
期間が後述する最小限必要な時間を超えるようにすることで電磁弁を所望の期間
閉状態に維持することができ、燃料吐出量を電磁弁の閉状態維持時間により燃料
吐出量を直接制御することができる。 また、電磁弁の弁体を、ポンプ室側の圧力を下端面全体に受圧する外開弁とし
たことにより、ポンプ室内で昇圧された高圧の燃料圧を電磁弁の電磁力とは別に
閉弁時にシート部を閉塞する押圧力として有効に作用させ、しかも、弁体が外開
弁であることによって、弁体の下端面全体をポンプ室の圧力押圧部として最大限
有効に作用させることができ、電磁弁の通電電力だけでは賄いきれない強力な閉
弁力を確保して、閉弁時における圧力リーク防止を実現してコモンレール内の圧
力保持性の向上を実現できる。 この強力な閉弁力は電磁弁の閉弁維持期間にわたって圧力リーク防止に貢献す
るものであるが、さらに通電期間ＴE は、前記電磁弁の閉弁に要する応答時間Ｔ O より僅かに大きく設定した最小限必要な時間としているので、通電遮断後、電
磁弁が開くまでの間の電気エネルギーを節約しながら閉弁時における圧力リーク
防止ができる。 しかもこのような節約した電気エネルギーを、通電による閉弁動作に使われる
電磁力に差し替えることも可能で、そうすれば、より大きな閉弁電磁力とするこ
とができ、さらに、ディーゼルエンジン特有のポンプ室内燃料の高圧とあいまっ
て、より強力な閉弁力を確保して、閉弁時における圧力リーク防止を実現してコ
モンレール内の圧力保持性の向上を実現できる。 〔実施例〕 以下図面に基づき本発明の実施例を説明する。 第３図において、エンジン１には各気筒の燃焼室に対してインジェクタ２が配
設され、インジェクタ２からエンジン１への燃料の噴射は、噴射制御要電磁弁３
のON−OFF により制御される。インジェクタ２は各気筒共通の高圧蓄圧配管いわ
ゆるコモンレール４に接続されており、噴射制御要電磁弁３が開弁している間、
コモンレール４内の燃料がインジェクタ２よりエンジン１に噴射される。従って
、コモンレール４には連続的に燃料噴射圧に相当する高い所定圧が蓄圧される必
要があり、そのために供給配管5,吐出弁20を経て高圧供給ポンプである本実施例
の可変吐出量高圧ポンプ７が接続される。 高圧ポンプ７は、燃料タンク８から公知の低圧供給ポンプ９を経て吸入された
燃料を高圧に加圧し、コモンレール４内の燃料を高圧に制御維持するものである
。 このシステムを制御する電子制御ユニットECU11 には、例えばエンジン回転数
センサ41及び負荷センサ42より、回転数と負荷の情報が入力され、これらの信号
より判断されるエンジン状態に応じて決定される最適の噴射時期，噴射量（＝噴
射期間）となるようにECU11 は噴射量制御用電磁弁３に制御信号を出力する。同
時に、ECU40 は負荷や回転数に応じて噴射圧力が最適値となるように高圧ポンプ
７に制御信号を出力する。 更に、より好ましくは、コモンレール圧を検出する圧力センサ43をコモンレー
ル４に配設し、センサ43の信号が予め負荷や回転数に応じて設定した最適値とな
るように高圧ポンプ７の吐出量を制御する。 次に、第１図〜第３図を用いて本実施例の可変吐出量高圧ポンプ７を説明する
。第１図において、符号10はポンプハウジングであり、下端にカム室11が形成さ
れている。カム室11には機関の回転数の1/2 の速度で回転するカム軸12が挿通さ
れており、このカム軸12にはカム13が形成されている。このカム13はカム軸12の
１回転に２度の上昇工程をなす。即ち２山カムの形態をなし、第２図に示すよう
に各々のカム13のカムリフトの角度に介する位相は120 度ポンプ回転角づつ相互
に異なられてある。 ポンプハウジング10内にはシリンダ14が取り付けられており、このシリンダ14
内にはプランジャ15が往復動かつ摺動自在に嵌挿されている。このプランジャ15
は、従来の列型噴射ポンプのような外周面に切欠が形成された円筒形状のプラン
ジャと異なり、リード類が全く設けられていない円柱形状をしている。また、プ
ランジャ15の上端面とシリンダ14の内周面とによりポンプ室16が形成されており
、シリンダ14にはポンプ室16に連通する連通通路としてフィードホール17および
このフィードホール17より図中上方の位置でポンプ室16に連通する吐出孔18のみ
が形成されている。フィードホール17はシリンダ14とポンプハウジング10との間
に形成された燃料溜り19に連通しており、この燃料溜り19には導入管28を介して
低圧供給ポンプ９からの低圧燃料が供給される。 シリンダ14には吐出弁20が取り付けられており、この吐出弁20は吐出孔18を介
してポンプ室16に連通している。ポンプ室16内で加圧された燃料は吐出弁20の弁
体21を復帰用スプリング22の付勢力に抗して押し開き、これによって加圧された
高圧燃料は吐出口体23を通じてコモンレール４内に圧送される。 プランジャ15の下端は弁座24に連結されており、この弁座24は復帰用スプリン
グ25によって摺動子26に押し付けられている。摺動子26はカムローラ27を有し、
このカムローラ27はカム13に摺接している。従ってカム軸12の回転によりカム13
が回転すると、カムローラ27および弁座24を通じてプランジャ15が往復駆動され
る。なお、プランジャ15の往復ストロークはカム13の高低差により決定される。
従って、プランジャ15がシリンダ14内を往復動することにより、プランジャ15の
外周面がフィードホール17を開閉し、プランジャ15の外周面がフィードホール17
を閉塞していない時にはフィードホール17を介して低圧側の燃料がポンプ室16へ 供給される。 シリンダ14には、プランジャ15の上端面に対向した位置に電磁弁30が螺合固定
されている。この電磁弁30は、第４図に示すように一端がポンプ室16に開口し他
端が低圧側に連通する低圧通路31が形成されたボディ32と、リード線33への通電
時にソレノイド34の磁力によりスプリング35の付勢力に抗して図中上方へ吸引さ
れるアーマチュア36と、このアーマチュア36と一体に移動してポンプ室16への開
口部に形成されたシート部37に離着することにより低圧通路31を連通・遮断する
外開弁であるときのこ状の弁体38とを有しており、弁体38はポンプ室16内の燃料
圧を閉弁方向の押圧力として受ける。この電磁弁30は、プランジャ15の外周面が
フィードボール17を閉塞した後で、所定のタイミングで通電されることにより、
弁体38がシート部37に着座してプランジャ15の加圧開始時期を設定するプレスト
ローク制御式の電磁弁で、この電磁弁30への通電タイミングを制御することによ
りコモンレール４への吐出量を変化させることができる。なお、低圧通路31はギ
ャラリー41および通路42を介して燃料溜り19に連通している。 電磁弁30を制御するために、第２図に示すように、エンジン気筒数に対応する
個数（本実施例の場合には６ケ）の突起を持つ回転円盤51がカム軸12と同軸に取
り付けられ、この突起に対峠して公知の電磁ピックアップであるカム角度センサ
50が配置され、突起がセンサの近傍を通過するごとに信号がECU40 に送られる。
ここで、突起円盤51の取付位相はカム13の各下死点近傍の回転位相でセンサ50に
接近するように決められている。 さらに、カム軸12には、一対の円盤61と気筒判別センサ62が同じく同軸に取り
付けられている。この円盤61には１ケのみの突起が形成されており、従ってECU1
1 はセンサ62よりポンプ室１回転につき１ケの信号を受け取る。この気筒判別セ
ンサ62とカム角度センサ50の信号とからECU11 は正確にポンプ特定気筒の下死点
信号を判別入手することができる。なお、第２図においてカム13は円盤51，プラ
ンジャ15，シリンダ14等は90°回転して図示してある。 次に本実施例の作動を説明する。最初に、第１図を用いて本実施例の可変吐出
量高圧ポンプ７の基本的作動を説明する。 第１図において、カム軸12の回転に伴って往復動されるプランジャ15は、下降 する時プランジャ15がフィードホール17を開くと、このフィードホール17を介し
てポンプ室16内に燃料を導入し、上昇する際プランジャ15の外周面がフィードホ
ール17を閉塞すると、プランジャ15はポンプ室16内の燃料を加圧しようとする。 しかし、この時電磁弁30に通電されていないため、電磁弁30の弁体38は開弁し
ている。従ってポンプ室16内の燃料は低圧通路31，ギャラリー41，通路42を順次
介して溢流し、加圧されない。 このポンプ室16内の燃料の溢流中に、電磁弁30に制御パルスが送られると、弁
体38はシート部37に着座し、低圧通路31が閉塞される。そのためプランジャ15に
よるポンプ室16内の燃料の加圧が開始され、ポンプ室16内の燃料圧力が吐出弁20
のスプリング22の付勢力に打ち勝つと吐出孔18を介して圧送された燃料は吐出弁
20を押し開き、コモンレール４内へ吐出口体23を通じて吐出される。 次に、第２図および第５図を用いて本実施例の可変吐出量高圧ポンプを用いた
コモンレール式燃料噴射装置の作動を説明するための比較例をまず説明する。第
５図は本比較例のポンプの作動の様子をおよそポンプ１回転、即ち360 °カム回
転間にわたって示すタイムチャートである。第５図において、（Ａ）は第２図の
気筒判別センサ62の信号、（Ｂ）はカム角度センサ50の信号を示す、両センサの
信号からECU40 はポンプ特定気筒の特定カム位相を知ることができる。（Ｃ），
（Ｅ），（Ｇ）は各々カム12a,12b,12c のリフト量を示し、第２図の３気筒×２
山カムの構成で、カム軸12の１回転の間に、エンジン気筒数に対応する６回の圧
送が行われる。 また、（Ｄ），（Ｆ），（Ｈ）は第２図の電磁弁30a,30b,30c への制御信号を
示しており、プランジャ15の外周面がフィードホール17を閉塞した後、カム角信
号から所定のタイミングTFF（あるいはカム角）でECU40 から各々の電磁弁30a,3
0b,30c へ制御信号が送られ、この制御信号は次のカム角信号で遮断される。従
って、電磁弁30へ制御信号が送られている間は電磁弁30は閉弁しているので、閉
弁以後のカムリフトHEの間にプランジャ15によって加圧されたポンプ室16内の燃
料は第５図に斜線で示す部分に対応して吐出弁20を経てコモンレール４内へ流入
し、コモンレール４内に蓄圧される。 ここで、電磁弁30の弁体38はポンプ室16内の燃料圧を閉弁方向の押圧力として 受ける構造であるので、弁体38がシート部37に精度良く着座するように加圧され
ていれば、弁体38がシート部37に着座した状態では弁体38はプランジャ15の加圧
行程によるポンプ室16内の燃料圧により閉弁方向に押圧され、さらに優れたシー
ル性を保つことができる。 また、プランジャ15はリード類が設けられていない円柱形状であり、かつ上述
したように電磁弁30の弁体38は加圧行程時に優れたシール性を有している。従っ
て、シリンダ14の内周面とプランジャ15の上面とにより形成されるポンプ室16内
の高圧の加圧燃料がリード類を介して低圧側へ漏れ出ることがないので、プラン
ジャ15の加圧行程によるポンプ室16の高圧燃料の低圧側へのリークを低減するこ
とができる。なお、本実施例では、シリンダ14にはポンプ室16に連通する通路と
して燃料の吸入・吐出に最低限必要なフィードホール17および吐出孔18のみが形
成されている構成であるので、ポンプ室16内の高圧燃料の低圧側へのリークを最
小限度に押えることができる。 なお、上記作動において、電磁弁30a,30b,30c への通電タイミングTFF をエン
ジン負荷（負荷センサ42にて検出），エンジン回転数（回転数センサ41にて検出
）あるいはコモンレール圧（圧力センサ43にて検出）に応じて制御すれば、目標
とするコモンレール圧の生成・維持に必要な燃料の吐出量の制御ができ、所望の
コモンレール圧を達成することができる。つまり、通電タイミングTFF を長く制
御すれば、ポンプ室16と低圧通路31との連通時間が長くなるので、いわゆるプレ
ストローク時間が長くなり燃料の吐出量は減少する。逆に、通電タイミングTFF
を短く制御すれば、ポンプ室16と低圧通路31との連通時間が短くなるので、プレ
ストローク時間が短くなり燃料の吐出量は増加する。 次に、本発明の実施例を第６図を用いて説明する。本実施例は、前記比較例の
他の制御方法を示すものであり、構成は前記比較例と同様である。 第６図は本実施例の制御方法を示すタイムチャートである。第６図において、
（Ａ）は第２図の気筒判別センサ62の信号、（Ｂ）はカム角度センサ50の信号、
（Ｃ）は電磁弁30への制御信号、（Ｄ）は電磁弁30の弁体38のリフト量、（Ｅ）
はカム13のリフト量を各々示している。 第６図に示すように、本実施例では、カム角信号から所定のタイミングTFF で
、 ECU40 から電磁弁30へ送られる制御信号の通電時間TEを電磁弁30の弁体38の閉弁
に要する応答時間TOより僅かに大きく設定したものである。 つまり、ECU40 から電磁弁30へ制御信号が送られると、電磁弁30の弁体38は磁
力により吸引され、弁体38はシート部37に着座する。なお、第６図の応答時間TO
は、上記作動のECU40 から電磁弁30への通電後における弁体38がシート部37に着
座するまでに要する作動応答時間を示している。その結果、弁体38により低圧通
路31が閉塞され、プランジャ15によるポンプ室16内の燃料の加圧が開始されて、
ポンプ室16内の燃料圧は急激に上昇する。 その直後、ECU40 から電磁弁30への制御信号は通電時間TEの経過後に停止され
るため、弁体38はスプリング35の付勢力により開弁しようとする。しかし、この
時、弁体38はポンプ室16内の高圧の燃料圧を閉弁方向の押圧力として受けるため
、弁体38は開弁せず閉弁状態を保つことになる。 そして、吐出弁20からコモンレール４内へ第６図の（Ｅ）に斜線で示す部分に
対応する高圧燃料が吐出されてプランジャ15の加圧行程が終了すると、ポンプ室
16内の燃料圧が低下し、電磁弁30の弁体38はスプリング35の付勢力により開弁す
る。 以上のように、本実施例の制御方法によれば、前記比較例の制御方法に比して
第６図の（Ｃ）にＳで示される電気エネルギーを節約することができ、かつ前記
比較例のようにECU40 から電磁弁30への制御信号の通電時間を運転状態に応じて
制御する必要がなく通電時間TEのみを設定すれば良いのでECU40 による高圧ポン
プ７の制御が簡易化される。 〔発明の効果〕 以上述べたとおり、本発明によれば、電磁弁に通電を行うと、弁体が低圧通路
へのシート部を閉塞するので、ポンプ室の燃料は燃料加圧部材により加圧された
分だけ昇圧し、コモンレールへの燃料吐出量はこの通電期間によって制御するこ
とが可能となる。 特に、電磁弁の弁体を、ポンプ室側の圧力を下端面全体に受圧する外開弁とし
たことにより、ポンプ室内で昇圧された高圧の燃料圧を電磁弁の電磁力とは別に
閉弁時にシート部を閉塞する押圧力として有効に作用させ、しかも、弁体が外開 弁であることによって、弁体の下端面全体をポンプ室の圧力押圧部として有効に
利用するように工夫したものであり、この工夫により、電磁弁の通電電力だけで
は賄いきれない強力な閉弁力を確保して、閉弁時における圧力リーク防止を実現
してコモンレール内の圧力保持性の向上を実現できるという優れた効果がある。 この強力な閉弁力は電磁弁の閉弁維持期間にわたって圧力リーク防止に貢献す
るものであるが、さらに通電期間ＴE は、前記電磁弁の閉弁に要する応答時間Ｔ
O より僅かに大きく設定した最小限必要な時間としているので、通電遮断後、電
磁弁が開くまでの間の電気エネルギーを節約しながら閉弁時における圧力リーク
防止ができる。 しかもこのような節約した電気エネルギーを、通電による閉弁動作に使われる
電磁力に差し替えることも可能で、そうすれば、より大きな閉弁電磁力とするこ
とができ、さらに、ディーゼルエンジン特有のポンプ室内燃料の高圧とあいまっ
て、より強力な閉弁力を確保して、閉弁時における圧力リーク防止を実現してコ
モンレール内の圧力保持性の向上を実現できる。 DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Industrial Application Field] The present invention is to pump high-pressure fuel into a common rail of a common-rail fuel injection device in which high-pressure fuel stored in a common rail is injected into each cylinder of a diesel engine by an injector. The present invention relates to a variable discharge high pressure pump. [Related Art] In recent years, as a fuel injection device for injecting fuel into a diesel engine, for example, a fuel injection device having a high-pressure pipe (common rail) as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 59-165858 has been devised. In this fuel injection device, as shown in FIG. 3, high-pressure fuel is pumped into the common rail 4 by a high-pressure supply pump 7, and the high-pressure fuel is injected from the injector 2 to each cylinder of the engine 1 by opening and closing the solenoid valve 3. I try to make it. FIG. 7 shows a time chart thereof. In FIG. 7, (A) is the common rail pressure, (B)
Denotes a control pulse to the electromagnetic valve 3, (C) denotes an injection rate, and (D) denotes a discharge amount from the high-pressure supply pump 7. [Problems to be Solved by the Invention] In the fuel injection device having the above configuration, as shown in FIG.
It is necessary to generate and maintain a common rail pressure of 100 MPa with high accuracy. Therefore, the high-pressure supply pump 7 needs to supply the fuel consumed by the injection (the hatched portion of the injection rate (C)) every cycle. Therefore, the high-pressure supply pump needs to be a pressure-accumulation pump that can electronically control the discharge amount every time according to the load and the number of revolutions of the engine or any desired target injection pressure. Also, this high-pressure supply pump is required to maintain a high common rail pressure throughout the entire operation period, unlike a line-type fuel injection pump that pumps fuel to the fuel injection valves of each cylinder. In order to reduce the pressure, it is important to minimize high-pressure fuel leakage inside the pump, that is, leakage of fuel from the high-pressure pump chamber to the low-pressure side. SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above-described problems, and can electronically control a fuel discharge amount into a common rail every time in accordance with an operation state or consumed fuel. It is an object of the present invention to provide a variable discharge amount high pressure pump capable of maintaining a high common rail pressure by reducing fuel leakage to the pump. [Means for Solving the Problems] In order to solve the above problems, the present invention has taken the following technical means. That is, the variable discharge high-pressure pump of the present invention includes a cylinder, a fuel pressurizing member built in the cylinder and driven by a diesel engine, and pressurized fuel in the cylinder defined by the fuel pressurizing member. And a solenoid valve facing the pump chamber and fixedly provided to the cylinder. The solenoid valve has a passage for communicating high-pressure fuel in the pump chamber to a low-pressure side. The high pressure fuel in the pump chamber is pumped into the common rail where the high pressure fuel is stored by closing the valve body of the solenoid valve when energizing the seat portion, and the fuel is discharged to the common rail according to the energizing period. The valve body of the solenoid valve protrudes toward the pump chamber side through the seat portion, and when the valve is closed, moves toward the pump chamber side. When the entire lower end surface of the ejected valve body receives the high-pressure fuel pressure in the pump chamber as a pressing force in the valve closing direction, the valve element closes the seat portion, and the outer face holding the high-pressure fuel in the pump chamber is closed. It is configured as a valve opening, the energization time TE to the solenoid valve, small quantity than the response time tO required for closing of the solenoid valve
A variable discharge high pressure pump characterized by a large setting . [Operation] According to the above configuration, when the solenoid valve is energized, the valve body closes the seat portion to the low pressure passage, so that the fuel in the pump chamber is boosted by the amount pressurized by the fuel pressurizing member, The amount of fuel discharged to the common rail is controlled by this power supply period. That is, energization
The solenoid valve is set to a desired period by making the period
The closed state can be maintained.
The discharge amount can be directly controlled. In addition, the valve body of the solenoid valve is an external valve that receives the pressure on the pump chamber side to the entire lower end face, so that the high-pressure fuel pressure boosted in the pump chamber is closed separately from the electromagnetic force of the solenoid valve. Sometimes it effectively acts as a pressing force to close the seat part, and since the valve body is an external valve, the entire lower end surface of the valve body can act as effectively as a pressure pressing part of the pump chamber. In addition, it is possible to secure a strong closing force that cannot be covered only by the power supplied to the solenoid valve, to prevent pressure leak at the time of closing the valve, and to improve the pressure retention in the common rail. This strong closing force contributes to preventing pressure leaks over the maintenance period of the solenoid valve.
However, since the energization period TE is a minimum necessary time set slightly larger than the response time T O required for closing the solenoid valve, after the energization is cut off,
Pressure leaks when closing while saving electrical energy until the magnetic valve opens
Can be prevented. Moreover, such saved electric energy is used for valve closing operation by energization.
It is also possible to replace it with electromagnetic force, which will result in a larger valve closing electromagnetic force.
In addition to the high pressure of the fuel in the pump chamber, which is specific to diesel engines.
To secure a stronger valve closing force and prevent pressure leakage when the valve is closed.
It is possible to improve the pressure holding property in the moncler. Embodiment An embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings. In FIG. 3, the engine 1 is provided with injectors 2 for the combustion chambers of the respective cylinders. The fuel injection from the injectors 2 to the engine 1 is performed by an injection control solenoid valve 3.
Is controlled by ON-OFF. The injector 2 is connected to a common high-pressure accumulating pipe, a so-called common rail 4, common to each cylinder, and while the injection control required solenoid valve 3 is open,
Fuel in the common rail 4 is injected from the injector 2 into the engine 1. Therefore, it is necessary to continuously accumulate a high predetermined pressure corresponding to the fuel injection pressure in the common rail 4. For this purpose, the high discharge pressure supply pump of this embodiment, which is a high pressure supply pump, is supplied through the supply pipe 5 and the discharge valve 20. The pump 7 is connected. The high-pressure pump 7 pressurizes the fuel sucked from the fuel tank 8 through the known low-pressure supply pump 9 to a high pressure, and controls and maintains the fuel in the common rail 4 at a high pressure. The electronic control unit ECU11 that controls this system receives information on the number of revolutions and load from, for example, the engine revolution number sensor 41 and the load sensor 42, and determines the optimum value determined according to the engine state determined from these signals. The ECU 11 outputs a control signal to the injection amount control solenoid valve 3 so that the injection timing and injection amount (= injection period) of. At the same time, the ECU 40 outputs a control signal to the high-pressure pump 7 so that the injection pressure becomes an optimum value according to the load and the number of revolutions. More preferably, a pressure sensor 43 for detecting the common rail pressure is provided on the common rail 4, and the discharge amount of the high-pressure pump 7 is adjusted so that the signal of the sensor 43 becomes an optimum value set in advance according to the load and the rotation speed. Control. Next, the variable discharge high pressure pump 7 of the present embodiment will be described with reference to FIGS. In FIG. 1, reference numeral 10 denotes a pump housing, and a cam chamber 11 is formed at a lower end. A cam shaft 12 that rotates at half the speed of the engine is inserted into the cam chamber 11, and a cam 13 is formed on the cam shaft 12. The cam 13 performs an ascending step twice per rotation of the cam shaft 12. That is, the cam 13 has a form of a double cam, and as shown in FIG. 2, the phase of each of the cams 13 depending on the angle of the cam lift is different from each other by a 120 ° pump rotation angle. A cylinder 14 is mounted in the pump housing 10.
A plunger 15 is reciprocally and slidably fitted therein. This plunger 15
Unlike a conventional column-type injection pump, a cylindrical plunger having a notch formed on the outer peripheral surface thereof has a cylindrical shape without any leads. Further, a pump chamber 16 is formed by the upper end surface of the plunger 15 and the inner peripheral surface of the cylinder 14. The cylinder 14 has a feed hole 17 as a communication passage communicating with the pump chamber 16 and an upper side of the feed hole 17 in the figure. Only the discharge hole 18 communicating with the pump chamber 16 is formed at the position. The feed hole 17 communicates with a fuel reservoir 19 formed between the cylinder 14 and the pump housing 10, and the fuel reservoir 19 is supplied with low-pressure fuel from the low-pressure supply pump 9 via an introduction pipe 28. . A discharge valve 20 is attached to the cylinder 14, and the discharge valve 20 communicates with the pump chamber 16 via a discharge hole 18. The fuel pressurized in the pump chamber 16 pushes the valve body 21 of the discharge valve 20 open against the urging force of the return spring 22, and the high-pressure fuel pressurized by this pressurizes the common rail 4 through the discharge port body 23. To be pumped. The lower end of the plunger 15 is connected to a valve seat 24, which is pressed against a slider 26 by a return spring 25. The slider 26 has a cam roller 27,
The cam roller 27 is in sliding contact with the cam 13. Therefore, the rotation of the cam shaft 12 causes the cam 13 to rotate.
Is rotated, the plunger 15 is reciprocated through the cam roller 27 and the valve seat 24. The reciprocating stroke of the plunger 15 is determined by the height difference of the cam 13.
Therefore, when the plunger 15 reciprocates in the cylinder 14, the outer peripheral surface of the plunger 15 opens and closes the feed hole 17, and the outer peripheral surface of the plunger 15
Is not closed, the fuel on the low pressure side is supplied to the pump chamber 16 via the feed hole 17. An electromagnetic valve 30 is screwed and fixed to the cylinder 14 at a position facing the upper end surface of the plunger 15. As shown in FIG. 4, the solenoid valve 30 includes a body 32 having one end opened to the pump chamber 16 and the other end formed with a low-pressure passage 31 communicating with the low-pressure side. The armature 36 which is attracted upward in the drawing against the urging force of the spring 35 by the magnetic force, and moves integrally with the armature 36 to be separated from and attached to the seat 37 formed in the opening to the pump chamber 16. And a saw-shaped valve element 38 which is an externally-opening valve that communicates and shuts off the low-pressure passage 31. The valve element 38 receives the fuel pressure in the pump chamber 16 as a pressing force in the valve closing direction. The solenoid valve 30 is energized at a predetermined timing after the outer peripheral surface of the plunger 15 closes the feed ball 17, so that
The valve body 38 is a pre-stroke control type solenoid valve that sets the timing of starting pressurization of the plunger 15 by seating on the seat portion 37. By controlling the timing of energizing the solenoid valve 30, the discharge amount to the common rail 4 is reduced. Can be changed. The low-pressure passage 31 communicates with the fuel reservoir 19 via a gallery 41 and a passage 42. In order to control the solenoid valve 30, as shown in FIG. 2, a rotating disk 51 having a number of projections (six in this embodiment) corresponding to the number of engine cylinders is mounted coaxially with the cam shaft 12. The cam angle sensor, which is a known electromagnetic pickup,
A signal is sent to the ECU 40 each time the projection passes near the sensor.
Here, the mounting phase of the projection disk 51 is determined so as to approach the sensor 50 at a rotation phase near each bottom dead center of the cam 13. Further, a pair of disks 61 and a cylinder discrimination sensor 62 are coaxially mounted on the camshaft 12. Only one protrusion is formed on this disk 61, so that the ECU 1
1 receives one signal per rotation of the pump chamber from the sensor 62. The ECU 11 can accurately determine and obtain the bottom dead center signal of the pump specific cylinder from the signal of the cylinder determination sensor 62 and the signal of the cam angle sensor 50. In FIG. 2, the cam 13 is shown by rotating the disk 51, the plunger 15, the cylinder 14 and the like by 90 °. Next, the operation of this embodiment will be described. First, the basic operation of the variable discharge high pressure pump 7 of the present embodiment will be described with reference to FIG. In FIG. 1, when the plunger 15 reciprocates with the rotation of the camshaft 12, when the plunger 15 opens the feed hole 17 when descending, fuel is introduced into the pump chamber 16 through the feed hole 17. When the outer peripheral surface of the plunger 15 closes the feed hole 17 when ascending, the plunger 15 tries to pressurize the fuel in the pump chamber 16. However, at this time, since the solenoid valve 30 is not energized, the valve body 38 of the solenoid valve 30 is open. Therefore, the fuel in the pump chamber 16 overflows through the low-pressure passage 31, the gallery 41, and the passage 42 in order, and is not pressurized. When a control pulse is sent to the solenoid valve 30 during the overflow of the fuel in the pump chamber 16, the valve body 38 sits on the seat portion 37, and the low-pressure passage 31 is closed. Therefore, pressurization of the fuel in the pump chamber 16 by the plunger 15 is started, and the fuel pressure in the pump chamber 16 is reduced by the discharge valve 20.
When the biasing force of the spring 22 is overcome, the fuel pumped through the discharge hole 18 discharges the fuel.
20 is pushed open and discharged through the discharge port body 23 into the common rail 4. Next, a comparative example for describing the operation of the common rail type fuel injection device using the variable discharge amount high pressure pump of the present embodiment will be described with reference to FIGS. 2 and 5. FIG. FIG. 5 is a time chart showing the operation of the pump of this comparative example for about one rotation of the pump, that is, during 360 ° cam rotation. In FIG. 5, (A) shows the signal of the cylinder discriminating sensor 62 of FIG. 2, and (B) shows the signal of the cam angle sensor 50. From the signals of both sensors, the ECU 40 knows the specific cam phase of the pump specific cylinder. Can be. (C),
(E) and (G) show the lift amounts of the cams 12a, 12b and 12c, respectively.
With the configuration of the mountain cam, six pressure feeds corresponding to the number of engine cylinders are performed during one rotation of the camshaft 12. (D), (F), and (H) show control signals to the solenoid valves 30a, 30b, and 30c shown in FIG. 2. After the outer peripheral surface of the plunger 15 closes the feed hole 17, the cam angle is changed. Each solenoid valve 30a, 3 from ECU40 at a predetermined timing TFF (or cam angle) from the signal.
Control signals are sent to 0b and 30c, and the control signals are interrupted by the next cam angle signal. Therefore, while the control signal is being sent to the solenoid valve 30, the solenoid valve 30 is closed, so that the fuel in the pump chamber 16 pressurized by the plunger 15 during the cam lift HE after the valve is closed is the first fuel. 5 flows into the common rail 4 via the discharge valve 20 corresponding to the hatched portion, and is accumulated in the common rail 4. Here, since the valve body 38 of the solenoid valve 30 is configured to receive the fuel pressure in the pump chamber 16 as a pressing force in the valve closing direction, the valve body 38 is pressurized so as to be seated on the seat portion 37 with high accuracy. Accordingly, in a state where the valve body 38 is seated on the seat portion 37, the valve body 38 is pressed in the valve closing direction by the fuel pressure in the pump chamber 16 due to the pressurizing process of the plunger 15, and it is possible to maintain more excellent sealing performance. it can. Further, the plunger 15 has a columnar shape provided with no leads, and as described above, the valve body 38 of the solenoid valve 30 has excellent sealing performance during the pressurizing process. Accordingly, the high-pressure pressurized fuel in the pump chamber 16 formed by the inner peripheral surface of the cylinder 14 and the upper surface of the plunger 15 does not leak to the low-pressure side through the leads, so that the pressurizing stroke of the plunger 15 The leakage of the high-pressure fuel to the low-pressure side of the pump chamber 16 due to the above can be reduced. In the present embodiment, the cylinder 14 has a configuration in which only the feed hole 17 and the discharge hole 18 which are minimum necessary for the intake and discharge of fuel are formed as passages communicating with the pump chamber 16. It is possible to minimize the leakage of the high-pressure fuel inside to the low-pressure side. In the above operation, the energization timing TFF to the solenoid valves 30a, 30b, 30c is determined by the engine load (detected by the load sensor 42), the engine speed (detected by the speed sensor 41), or the common rail pressure (detected by the pressure sensor 43). If the control is performed in accordance with the common rail pressure, it is possible to control the amount of fuel required to generate and maintain the target common rail pressure, thereby achieving a desired common rail pressure. In other words, if the energization timing TFF is controlled to be long, the communication time between the pump chamber 16 and the low-pressure passage 31 increases, so that the so-called pre-stroke time increases, and the fuel discharge amount decreases. Conversely, the energizing timing TFF
Is shortened, the communication time between the pump chamber 16 and the low-pressure passage 31 is shortened, so that the pre-stroke time is shortened and the fuel discharge amount is increased. Next, the actual施例of the present invention will be described with reference to Figure 6. This embodiment, which shows another control method of the comparative example, the configuration is the same as the comparative example. FIG. 6 is a time chart showing the control method of the present embodiment. In FIG.
(A) is a signal of the cylinder discriminating sensor 62 in FIG. 2, (B) is a signal of the cam angle sensor 50,
(C) is a control signal to the solenoid valve 30, (D) is the lift amount of the valve body 38 of the solenoid valve 30, (E)
Indicates the lift amount of the cam 13 respectively. As shown in FIG. 6, in this embodiment, the energization time TE of the control signal sent from the ECU 40 to the solenoid valve 30 at a predetermined timing TFF from the cam angle signal is required for closing the valve body 38 of the solenoid valve 30. This is set slightly larger than the response time TO. That is, when a control signal is sent from the ECU 40 to the electromagnetic valve 30, the valve body 38 of the electromagnetic valve 30 is attracted by the magnetic force, and the valve body 38 is seated on the seat portion 37. The response time TO in FIG.
Indicates an operation response time required for the valve body 38 to be seated on the seat portion 37 after the ECU 40 energizes the solenoid valve 30 in the above operation. As a result, the low pressure passage 31 is closed by the valve body 38, and pressurization of the fuel in the pump chamber 16 by the plunger 15 is started,
The fuel pressure in the pump chamber 16 rises sharply. Immediately thereafter, the control signal from the ECU 40 to the solenoid valve 30 is stopped after the passage of the energizing time TE, so that the valve body 38 tries to open by the urging force of the spring 35. However, at this time, since the valve body 38 receives the high-pressure fuel pressure in the pump chamber 16 as a pressing force in the valve closing direction, the valve body 38 does not open and remains closed. When the high-pressure fuel corresponding to the hatched portion in FIG. 6E is discharged from the discharge valve 20 into the common rail 4 and the pressurizing stroke of the plunger 15 is completed, the pump chamber
The fuel pressure in 16 decreases, and the valve body 38 of the solenoid valve 30 opens by the urging force of the spring 35. As described above, according to the control method of the present embodiment, the electric energy indicated by S in FIG. 6C can be saved as compared with the control method of the comparative example, and
As in the comparative example, it is not necessary to control the energization time of the control signal from the ECU 40 to the solenoid valve 30 according to the operating state, and only the energization time TE needs to be set. Therefore, the control of the high-pressure pump 7 by the ECU 40 is simplified. . [Effects of the Invention] As described above, according to the present invention, when the solenoid valve is energized, the valve body closes the seat portion to the low-pressure passage, so that the fuel in the pump chamber is pressurized by the fuel pressurizing member. The pressure is increased by that amount, and the amount of fuel discharged to the common rail can be controlled by this power supply period. In particular, the valve body of the solenoid valve is an open valve that receives the pressure on the pump chamber side to the entire lower end face, so that the high-pressure fuel pressure boosted in the pump chamber is closed separately from the electromagnetic force of the solenoid valve. At times, it effectively acts as a pressing force to close the seat portion, and furthermore, the valve body is an external valve, so that the entire lower end surface of the valve body is effectively used as a pressure pressing portion of the pump chamber. With this ingenuity, it is possible to secure a strong closing force that cannot be covered only by the power supplied to the solenoid valve, to prevent pressure leakage when the valve is closed, and to improve the pressure retention in the common rail. Has an excellent effect. This strong closing force contributes to preventing pressure leaks over the maintenance period of the solenoid valve.
In addition, the energization period TE is a response time T required for closing the solenoid valve.
Since the minimum required time is set slightly larger than O,
Pressure leaks when closing while saving electrical energy until the magnetic valve opens
Can be prevented. Moreover, such saved electric energy is used for valve closing operation by energization.
It is also possible to replace it with electromagnetic force, which will result in a larger valve closing electromagnetic force.
In addition to the high pressure of the fuel in the pump chamber, which is specific to diesel engines.
To secure a stronger valve closing force and prevent pressure leakage when the valve is closed.
It is possible to improve the pressure holding property in the moncler.

【図面の簡単な説明】 第１図〜第 ４ 図は本発明の実施例に関するもので、第１図は本実施例の構
成を示す断面図、第２図は本実施例をコモンレール式燃料噴射装置に用いた要部
構成図、第３図は本実施例をコモンレール式燃料噴射装置に用いた場合の前提と
なる構成図、第４図は第１図に示す電磁弁30の構成を示す断面図、第５図は第２
図に示す装置の作動説明に供する比較例としてのタイムチャート、第６図は本発
明の実施例を示すタイムチャート、第７図は従来の制御方法を示すタイムチャー
トである。 【第１図】 【第４図】 【第２図】 【第３図】 【第５図】 【第６図】 【第７図】BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 to FIG. 4 relate to an embodiment of the present invention, FIG. 1 is a sectional view showing the configuration of the present embodiment, and FIG. FIG. 3 is a configuration diagram showing the premise when this embodiment is used for a common rail type fuel injection device, and FIG. 4 is a cross-sectional view showing the configuration of the solenoid valve 30 shown in FIG. FIG. 5, FIG.
Time chart of a comparative example to be subjected to the operation description of the apparatus shown in FIG., FIG. 6 is a time chart showing the actual施例of the present invention, FIG. 7 is a time chart showing a conventional control method. FIG. 1 FIG. 4 FIG. 2 FIG. 3 FIG. 5 FIG. 6 FIG. 7 FIG.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １．シリンダと、 このシリンダに内蔵され、ディーゼルエンジンによって駆動される燃料加圧部
材と、 この燃料加圧部材により画成され前記シリンダ内の燃料を加圧するために形成
されたポンプ室と、このポンプ室に面するとともに前記シリンダに固定して設け
られた電磁弁とを備え、 前記電磁弁は、前記ポンプ室内の高圧燃料を低圧側へ連通する通路のシート部
を、通電時にこの電磁弁の弁体が閉塞することにより、前記ポンプ室内の高圧燃
料を高圧の燃料が蓄圧されているコモンレール内へ圧送し、通電期間に応じて前
記コモンレールへの燃料吐出量を制御するものであって、 前記電磁弁の弁体が、前記シート部を貫通して前記ポンプ室内側に突出してお
り、閉弁時には、このポンプ室側へ突出した弁体の下端面全体が前記ポンプ室内
の高圧燃料圧を閉弁方向の押圧力として受けることで、この弁体が前記シート部
を閉塞して、前記ポンプ室内の高圧燃料を保持する外開弁として構成され、 前記電磁弁への通電時間ＴE は、前記電磁弁の閉弁に要する応答時間ＴO より
僅かに大きく設定していることを特徴とする可変吐出量高圧ポンプ。[Claims] 1. A cylinder, a fuel pressurizing member built in the cylinder and driven by a diesel engine, a pump chamber defined by the fuel pressurizing member and formed to pressurize fuel in the cylinder, and a pump chamber And a solenoid valve fixedly provided to the cylinder, the solenoid valve being provided with a valve body of the solenoid valve when energized by passing a seat portion of a passage communicating the high-pressure fuel in the pump chamber to the low-pressure side. Blockades to pump high-pressure fuel in the pump chamber into a common rail in which high-pressure fuel is stored, and controls a fuel discharge amount to the common rail according to an energization period, wherein the electromagnetic valve Is protruded into the pump chamber through the seat portion. When the valve is closed, the entire lower end surface of the valve body protruding toward the pump chamber is raised to a height within the pump chamber. By receiving the fuel pressure as a pressing force in the valve closing direction, the valve body closes the seat portion, the is configured as an outer valve opening to hold the high-pressure fuel in the pump chamber, the energization time to the solenoid valve TE is calculated from the response time TO required for closing the solenoid valve.
A variable discharge high pressure pump characterized by being set slightly larger .