JP2005507477A5 - - Google Patents

Description

高圧ポンプ、特に内燃機関燃料の吸入バルブ

本発明は、高圧ポンプ、特に内燃機関燃料の吸入バルブに関するものである。

知られているように、内燃機関シリンダー内に噴射される燃料は、約１６００バールの圧力に圧縮されていなければならない。最新の供給システムは、圧縮された燃料を共通のレールに供給する高圧ピストンポンプを有しており、この共通のレールは種々のエンジンインジェクタに接続されている。また、エンジンインジェクタは低圧ポンプによって約５バールの圧力で燃料が供給される。

各ポンプシリンダーは、通常はバネによって閉ざされたシャッターを有する吸入バルブを備えている。このシャッターは、シリンダー内の燃料の圧力の差が、シャッターのバネによって加えられた力又は圧力を超えたとき、バルブを開けるようになっている。

前記ポンプは、通常は放射状のピストンの集まり、例えば１２０°間隔をあけた３つのピストンを備えており、これらのピストンはシャフトに嵌め込まれた共通のカムアクチュエーターによって作動する。そして、各シャッターのバネは適切に較正されるが、その配置のため、その圧力は関連性のあるピストンの位置によって変化することはない。

上述の既知の吸入バルブ（バルブ１）は、例えば、最大流量の３０％以下の低流量がポンプに要求されるとき、オペレーティングシャフトとシリンダーの出口圧力との両方の不均衡の結果生じる種々の欠点を有している。

すなわち種々のバルブの開きの遅延が変化するため、したがってピストンは異なる量の燃料を圧縮する。非常に低流量の状態では、エンジンがアイドリング速度で作動しているとき、いくつかのバルブは全く開きさえしなく、したがってポンプのオペレーティングシャフトの不均衡は無視できなくなり、また、ポンプの実用寿命が大きく減少する。さらに、高弾性定数のため、前記バネは比較的広い許容範囲内でないと較正できない。

上述した吸入バルブによって生じるポンプ上の不均衡を減らすために、シャッターとピストンとの間にシャッタースプリングが配置された高圧ポンプが最近提案されている（バルブ２）。そうすることで、ピストンの吸入行程の間、バネの圧力は急速に減少し、一方、バルブが開くのが可能となる。

上述した既知のバルブ２は、実質上、円錐台形状の側面を有したバルブ本体を具備している。そのバルブ本体は、側面に作用するリングナットによりシリンダーに固定されており、バルブ本体の軸に対して傾斜している吸入管を有している。

この既知のバルブ２もまたいくつかの欠点を有している。特に、シャッタースプリングは高弾性定数を有しているため、それゆえ、開けるための無視できない圧力低下を必要とする。また、その位置のため、バネは較正できず、したがって、非常に多くのバージョンのバネを異なる適用のために設けなければならない。また、バルブ本体の形状は、バルブの準備組立の自動化を難しくさせる。さらにまた、吸入管の位置は、バルブ本体を弱め、使用の際、クラッキングの原因となる。

ＵＳ−Ａ−５ ７０１ ８７３の書類から、同軸の吸入バルブを有するピストンポンプや、二つの異なる螺旋形の圧縮バネの圧力の総和により閉ざされているシャッターもまた知られている。これらバネの一方は相対的に強く、シャッター上に閉める圧力を恒久的に作用させ、一方、他方のバネは、相対的に弱く、バネプレート上に支持される。このバネプレートは制動目的のため吸入燃料に接続するチャンバー内で軸方向に置換できる。

本発明の目的は、シャッターの開圧力の較正を容易にし、準備組立が簡単で、信頼性及び耐久性が高く、しかも既知の吸入バルブと一般的に関連のある前述した欠点を排除した高圧ポンプの吸入バルブを提供することである。

本発明によれば、少なくとも一つのシリンダーと、これに対応し吸入行程及び圧縮行程中にシリンダー内をスライドするピストンとを有し、前記シリンダーと同軸で、軸方向に可動のシャッターと共動する座部を備え、一対の螺旋形の圧縮バネは前記シャッターを閉じた状態に保持し、前記シャッターは前記吸入行程の間前記バネの圧力の総和に対抗して開いており、前記バネのうち第１バネは実質上一定圧力で、当該一定圧力は調整可能であり、前記バネのうち第２バネは、前記シャッターと前記ピストンとの間に配置され、したがって前記吸入行程の間、関連する圧力は正弦的に減少し、そして前記圧縮行程の間は正弦的に増加する、特に内燃機関燃料用高圧ポンプの吸入バルブが提供する。

より詳細には、シャッター上で二つのバネの圧力は合計され、第１バネの圧力は調整可能であって、前記座部はバルブ本体に備わっており、シャッターは前記座部に係合するプレートとピストンとは反対方向に延びるステムとを有するマッシュルームタイプであり、二つのバネは螺旋形の圧縮タイプであり、第１バネは、バルブ本体と軸方向に調整可能な位置でステムに固定されたフランジとの間に配置され、第２バネはプレートとシリンダーとの間に配置され、ピストンの下部中央デッドポジションでの第１バネと第２バネの圧力の比率は、１．５〜６の範囲内である。

図６を参照すると、既知の高圧ポンプは、ピストンｂが内部でスライドするシリンダーａと、円錐台形状の側面を有するバルブ本体ｄに具備されている吸入バルブｃ（バルブ２）とを備えている。バルブｃは、シリンダーａと同軸のプレートｅを具備しており、また、バルブ本体ｄ中の孔ｆの内部でガイドされるマッシュルーム形のシャッターによって画定されている。

バネｇは、プレートｅとピストンｂの肩部との間に配置され、ピストンｂの往復運動の間、プレートｅに種々の作用を及ぼす。バネｇは、与えられた開圧力をピストンｂの下部中央デッドポジションでも供給しなければならず、そのため高弾性定数を有している。バルブ本体ｄは、本体ｄの形を補完する穴を有するネジリングナットｈによってシリンダーに固定されており、リングナットｈの端部をフリーにする吸入管ｉを具備している。吸入管ｉはそれゆえ傾斜しており、プレートｅの衝撃によって簡単に亀裂が入る弱い部分ｍをバルブ本体ｄに形成する。

図１を参照すると、５は例えばディーゼルのような内燃機関燃料の高圧ポンプの全体を示している。
ポンプ５は、放射状ピストンタイプで、１２０°間隔をあけた３つのシリンダー６を具備しており、対応するピストン７がそれぞれ内部でスライドする。この３つのシリンダー６は、同一のポンプ本体に設けられており、ポンプ本体は、閉ざされた中央操作チャンバーを形成している。また、このチャンバーは、シャフト１０に設けられたカムアクチュエーター８と、共動の３つのピストン７全てとを収容している。

各シリンダー６には、９によって全体を示されている吸入バルブと、吐出バルブ１１とが設けられている。当該３つの吸入バルブ９には、供給管１２、電磁気に比例する吸込みバルブ１３、及び３つの吸込み管１４を使い、低圧ポンプ（図示省略）によって供給される。

前記３つの吐出バルブ１１は、高圧燃料の共有レール１７と接続する吐出管１６に接続されており、この共有レール１７は内燃機関シリンダーの連続したインジェクター１８に既知の方法で供給する。インジェクター１８は電磁気的に調整されるが、共有レール１７内の加圧燃料により既知の方法で作動させられる。

共有レール１７には、過剰燃料を大気圧下で返却管２１に排出する過圧バルブ１５が取り付けられており、インジェクター１８を作動させるのに使用される燃料はまた、返却管２１に供給される。そして、シャフト１０のベアリングと、カムアクチュエーター８及びピストン７の接触表面とに潤滑剤を差すため、供給管１２はチョーク２２と過圧バルブ２３を経由してポンプ本体の中央チャンバー内に、ある一定の量の燃料を供給する。

中央チャンバーと過圧バルブ２３との両方からの潤滑燃料は、返却管２１に供給される。比例する吸込みバルブ１３を通した燃料の漏出を処理するために、入ってくる燃料の圧力は、返ってくる圧力よりも高く、吸込み管１４はチョーク２２経由で返却管２１に接続している。

高圧ポンプ５は、通常は低圧ポンプにより約５バールの圧力で燃料を供給され、また、共有レール１７に約１６００バールの圧力で供給する。そして、各シリンダー６の吸入バルブ９は、約１．８バールの圧力低下で開けるよう較正されるべきであるが、約０．０１バールの公差がある。

図２を参照すると、ポンプ５は、３つのシリンダー６（１つのみ図示）を具備するポンプ本体２６を有する。各シリンダー６内を対応するピストン７がスライドしており、ピストン７はカムアクチュエーター８の方へ、対応する圧縮バネ２７により押圧されている（図１も参照）。したがって、カムアクチュエーター８が回転するにしたがって、３つのピストン７は上部中央デッドポジションと下部中央デッドポジションとの間で、吸入行程と、反対方向への圧縮行程と行うために連続的に作動する。すなわち、２つの行程は調和運動で作動している。より詳細には、吸入行程はバネ２７により反対方向に作動し、圧縮行程はカムアクチュエーター８により順方向に作動する。

各シリンダー６の吐出管１６は、吐出バルブ１１のための円錐形座部２９を形成する孔２８を通してシリンダー６内に接続され、この吐出バルブ１１は、圧縮バネ３１により座部２９に対し押されているボールシャッター３０を備えている。各シリンダー６は、外側の端で、同軸の円筒形の開口部３２と接続しており、開口部３２は、シリンダー６より直径が大きく、ネジ山を切った軸部３３を有するとともに、シリンダー６に環状の肩部３４を形成する。

各シリンダー６の吸入バルブ９は、円筒形のプレートにより画定されるバルブ本体３６を具備する。バルブ本体３６は開口部３２内に差し込まれ、ネジリングナット３７により肩部３４上に固定されている。このネジリングナット３７は、突出するエッジ３５を底部に有するとともに、アレンレンチ用の６角形のソケット３８を頂部に有している。

アレンレンチを使用するとき、低圧燃料シール３９を介在することで、リングナット３７は、エッジ３５がバルブ本体３６を肩部３４に対して効果的に押し込むまで、開口部３２のネジ部３３内にねじ込まれる。

吸入バルブ９は、バルブ本体３６に形成される開口部４１を有している。この開口部４１は、底にシリンダー６と同軸の円錐形座部４２を形成している。円錐形座部４２は、マッシュルームタイプのシャッター４３により閉ざされており、このシャッター４３は、円錐形のステム(stem)４６に支持されるプレート４４を具備している。このステム４６は、ピストン７と反対方向に延び、リングナット３７の空洞４０内に収容される。プレート４４は、円錐形座部４２に密閉して係合する円錐形環状表面４５を有している。また、シャッター４３は、座部４２を閉ざす閉まった状態（図２）と座部４２を開ける開いた状態との間を軸方向に可動である。そのため、開口部４１は、シャッター４３のステム４６を軸方向にガイドするための軸部４７を具備する。

本発明によれば、シャッター４３は、第１バネ４８及び第２バネ４９からなる弾性手段により閉まった状態を維持する。第１バネ４８は、対応するピストン７の運動中、実質上一定の力もしくは圧力でシャッター４３に作用する。そして、第２バネは、ピストン７の運動の少なくとも一部の間に変化する圧力でシャッター４３に作用する。より詳細には、バネ４８及び４９の両方は螺旋形圧縮タイプで、各圧力の総和がシャッター４３に作用している。

第１バネ４８は、バルブ本体３６の上面にある開口部４１の凹部５１と、シャッター４３におけるステム４６に固定されたスリーブ５３のフランジ５２との間に配置される。さらに詳細には、スリーブ５３はステム４６の外径とわずかに干渉する内径となっており、極めて正確にバネ４８の圧力を較正できるように調整できる位置でステム４６上に嵌合されている。

第２バネ４９は、プレート４４とピストン７との間に配置されている。そのため、プレート４４は下側に、バネ４９の一端部が配置される凹部５４を有しており、ピストン７は、バネ４９の他端部が配置される肩部５７を形成するための小直径部５６を有している。ピストン７の上部中央デッドポジションでは、小直径部５６の固定されていない端は、プレート４４の底面から最小距離に明らかに位置している。したがってプレート４４上のバネ４９の圧力は、ピストン７の吸入行程間は正弦的に減少し、ピストン７の圧縮行程間は正弦的に増加する。

ピストンが図３に示すように上部中央デッドポジションにあるとき、吐出管１６の孔２８は、ピストン７の小直径部５６においてシリンダー６内に現れる。吸入バルブ９の吸込み管１４は、シリンダー６の放射状の孔５８を有し、この放射状の孔５８は、バルブ本体３６においてシリンダー６の対応する円筒状の開口部３２内に現れる。このため、バルブ本体３６の側面は凹部５９を有している。凹部５９は、開口部３２の横壁及び肩部３４とともに環状チャネル６０を形成する。吸込み管１４はまた、バルブ本体３６の放射状の孔６１を形成する。この放射状の孔６１は、開口部４１の環状溝６２内に現れる。

第１バネ４８により作用する圧力は、第２バネにより作用する圧力よりも小さく、また、その弾性定数を減少させるため可能な限り低いのをなるべく選ぶ。

シリンダー６内の燃料の圧力が１．３〜５バールの範囲より下がった時に吸入バルブ９が開くようにするため、プレート４４上の総圧力は、第１バネ４８と第２バネ４９の圧力が、１．５〜６の範囲の割合で加えられることにより得られる。さらに詳細には、総圧力がおおよそ２．３バールで、第１バネ４８は、プレート４４に対しておおよそ１．８バールの一定の圧力を保証するように設計され、第２バネ４９は、プレート４４に対して０．５バールの吸入開圧力を保証するように圧力を変化させるよう設計されている。試験では、バネ４８，４９の上述した圧力で、バネ４８は１〜５バールの間を±０．０５バールの公差で較正されることを示している。

結果的に、第１バネ４８と第２バネ４９との弾性定数の比は、１〜２０の間で変動する。好ましくは、第１バネの弾性定数は、例えば０．１と０．８Ｎ／ｍｍの間のように１Ｎ／ｍｍより小さく、第２バネ４９の弾性定数はおおよそ０．０７Ｎ／ｍｍである。

ポンプ５及び吸入バルブ９の作用は、明らかであり、それゆえこれ以上の説明は省略する。図４を参照すると、各曲線Ａ，Ｂ，及びＣはシャフト１０の回転角の機能として、ポンプ５において吸入バルブ９のバネ４９の変動に対して対応するプレート４４により必要とされる開圧力を示している。直線Ｄは、一定バネ４８に必要な公称一定開圧力を示している。そして、３つの変動するバネ４９の最大及び最小圧力の差違は様々な要因に依存し、直線ＥとＦに示される範囲内に収まるべきである。

図５を参照すると、曲線Ｇは、プレート４４が２つのバネ４８及び４９によって閉められている時、シャフト１０の回転角の機能として、プレート４４に必要とされる開圧力を示している。そして直線Ｈは既知のバルブ１の一定開圧力を示している。

一方、曲線Ｍは、図６にあるバネｇの変化する圧力、すなわち、既知のバルブ２のプレートに必要とされる圧力を示している。見て分かるように、図６のバネｇよりバネ４９に必要とされる力のほうがより少ない。したがって、バネ４９は音楽用のより小さい直径の針金で作ることが出来る。よって、そのサイズや弾性定数を大幅に減らすことができる。スプリング４９のより低い弾性定数は、バルブ９の開圧力の平均を減らす。よって、シリンダー内の燃料吸入を増やすことができ、ポンプ５の効率を改善できる。

既知のポンプと比較して、本発明による吸入バルブの利点は、前述の記載から明らかであるだろう。特にバネ４８もバネ４９もバルブ９の全体の開圧力を生じさせないので、したがって、両方ともより低い弾性係数を有する。一定バネ４８は異なる適用の必要条件を満たすために容易に較正することができる。変動するバネ４９は、低弾性定数を有することにより、ピストン７の小直径部５６についてそのサイズを小さくできる。バルブ本体３６の円筒形状及び孔５８の放射状の位置は、バルブ３６を過度に弱くしないので、作動中のクラッキングの危険を減らすことができる。そして、各シリンダー６にバルブ９が取り付けられているため、バルブ本体３６、シャッター４３、バネ４８、及びスリーブ５３に画定されたバルブ９アセンブリは容易に準備組立できる。

付随する請求項の範囲から外れることなく、ここに記載されている吸入バルブに変形を加えることができるのは、明らかである。例えば、バルブ本体３６は、放射状の孔５８は１つより以上有していても良い。また、バネ４８，４９の弾性定数の比率や、それぞれの絶対値は、異なっていても良い。そして、変動圧力バネ４９は相互的なピストンストロークの部分間の圧力の変動のみで設計することもできる。

バネ４８を較正するのが可能なため、同一のバネ４８，４９は異なるポンプ５モデル用に大量生産された吸入バルブ９に使用することもでき、製造コストを減らすことができる。また、ポンプ５はシリンダー６の数を変更してもよく、シリンダー６は独立したアクチュエーターによって作動することができる。そして、それぞれのピストン７は、両方の行程で明らかに、例えば、連接棒とクランク機構とによって順方向に作動することができる。

本発明の好ましい、制限されない実施形態は添付図面を参照した例として記載される。

本発明に従った吸入バルブを装着した各シリンダー内の内燃機関燃料の放射状のピストンポンプの図である。 図１のポンプのシリンダーの部分縦断面図である。 図２のさらに拡大した詳細図である。 ポンプの吸入バルブの開圧力のグラフである。 既知のバルブの開圧力と比較した本発明による吸入バルブの開圧力のグラフである。 既知のバルブの一部縦断面図である。

Claims (14)

1. 少なくとも一つのシリンダー（６）と、これと対応し、吸入行程及び圧縮行程にわたってシリンダー内をスライドするピストン（７）とを具備し、
   前記シリンダー（６）と同軸で、軸方向に可動のシャッター（４３）と共動する座部（４２）を有し、
   一対の螺旋形の圧縮バネ（４８，４９）が前記シャッター（４３）を閉じた状態に保持し、前記シャッター（４３）は、前記吸入行程の間は前記バネ（４８，４９）の圧力の総和に対向して開いており、
   前記バネ（４８，４９）のうち、第１バネは、実質上一定圧力で、前記一定圧力は調整可能であり、
   前記バネ（４８，４９）のうち、第２バネは、前記シャッター（４３）と前記ピストン（７）との間に配置され、したがって前記吸入行程の間、関連する圧力は正弦的に減少し、そして前記圧縮行程の間は正弦的に増加する、特に内燃機関燃料用の高圧ポンプの吸入バルブ。
2. 前記座部（４２）は前記シリンダー（６）を閉めるバルブ本体（３６）に具備され、
   また、前記シャッター（４３）は、プレート（４４）と前記ピストン（７）とは反対方向に延びているステム（４６）とを有するマッシュルームタイプとなっており、
   前記第１バネ（４８）は、前記第１バネ（４８）の圧力を正確に較正するように前記バルブ本体（３６）と、調整可能な軸方向の位置で前記ステム（４６）に固定されているフランジ（５２）との間に配置されており、
   前記第２バネは、前記プレート（４４）と前記ピストン（７）との間に配置されていることを特徴とする、
   請求項１に記載のバルブ。
3. 開圧力の総和を１〜４バールとする、前記第１バネ（４８）の一定圧力と、前記第２バネ（４９）の圧力との割合が、前記ピストン（７）の下部中央デッドポジションで、１．５〜６の範囲内で変動することを特徴とする、請求項１又は２に記載のバルブ。
4. 前記第１バネ（４８）は、１〜５バールの範囲内で調整可能なことを特徴とする、請求項３に記載のバルブ。
5. 前記第１バネ（４８）の弾性定数と前記第２バネ（４９）の弾性定数との割合が１〜２０の範囲内で変動することを特徴とする、請求項３又は４に記載のバルブ。
6. 前記第１バネ（４８）及び前記第２バネ（４９）による開圧力は、それぞれほぼ１．８〜０．５バール程度であることを特徴とする、請求項５に記載のバルブ。
7. 前記第１バネ（４８）の弾性定数は、１Ｎ／ｍｍ未満であり、前記第２バネ（４９）の弾性定数は、ほぼ０．０７Ｎ／ｍｍ程度であることを特徴とする、請求項６に記載のバルブ。
8. 前記フランジ（５２）は、前記調整可能な位置で前記ステム（４６）に嵌合されているスリーブ（５３）と一体化していることを特徴とする、請求項３から７のいずれかに記載のバルブ。
9. 前記ステム（４６）上の前記スリーブ（５８）の位置は調整可能のため、第１バネ（４８）によって生じる開圧力は少なくとも±０．０５バールの公差で較正することができることを特徴とする、請求項８に記載のバルブ。
10. 前記座部（４２）は、前記シリンダー（６）と同軸であり、対応する円錐台形状表面（４５）に係合される円錐台形状の表面を有し、
    前記プレート（４４）は、実質上前記ピストン（７）と同じ直径を有することを特徴とし、
    前記第２バネ（４９）は、前記プレート（４４）と、前記ピストン（７）の小直径部（５６）に形成された肩部（５７）との間に収容される、請求項８または９に記載のバルブ。
11. 前記座部（４２）は、前記バルブ本体（３６）の開口部（４１）に具備され、
    前記開口部（４１）は前記ステム（４６）をガイドする部分（４７）を備え、
    前記バルブ本体（３６）は円筒状のプレート（３６）により画定されたことを特徴とし、
    前記シリンダー（６）は前記円筒状のプレート（３６）の放射状の孔（６１）を具備する吸込み管（１４）を備え、
    前記放射状の孔（６１）は前記開口部（４１）の前記部分（４７）の環状溝（６２）と、前記円筒状のプレート（３６）の凹部（５９）により画定される環状チャネル（６２）とに接続している、請求項１０に記載のバルブ。
12. 前記円筒状プレート（３６）は前記シリンダー（３６）と同軸の円筒状開口部（３２）内に固定されることを特徴とし、
    ネジリングナット（３７）は前記円筒状プレートの平面に係合するための突き出た環状のエッジ（３５）を有している、請求項１１に記載のバルブ。
13. 前記シリンダー（６）は、
    前記小直径部（５６）に位置し、一連の燃料インジェクター（１８）に供給するための加圧燃料の共有レールに接続している吐出バルブ（１１）を有することを特徴とする、請求項１０から１２のいずれかに記載の吸入バルブを有する高圧ポンプ。
14. ポンプ（５）には、それぞれが対応する吸込み管（１４）を具備する３つのシリンダー（６）と、順序通り対応するピストン（７）を作動させるための共動のカムアクチュエーター（８）とが設けられており、
    前記吸込み管（１４）は、前記吸込み管（１４）内の燃料の圧力を制御するためのチョーク（２２）を経由して、前記ポンプ（５）及び／又は前記共有レール（１７）からの再循環燃料のための返却管（１４）に接続している、請求項１３に記載のポンプ。