JP2022174325A

JP2022174325A - High-pressure pump

Info

Publication number: JP2022174325A
Application number: JP2022152812A
Authority: JP
Inventors: 浩邦冨田; Hirokuni Tomita; 裕宮本; Yutaka Miyamoto
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2020-11-05
Filing date: 2022-09-26
Publication date: 2022-11-22
Anticipated expiration: 2033-01-22
Also published as: JP2021011873A; JP7355190B2

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a high-pressure pump capable of improving suction efficiency of a fuel to a pump chamber in which the fuel is pressurized.

SOLUTION: A suction valve 41 has a valve main body 42 having a valve seat contact portion seated on and separated from a valve seat 62 formed on an inner wall of an introduction passage 13, and a cylindrical first guide portion 43 extending in a moving direction of the valve main body 42, and makes a pump chamber 12 and the introduction passage 13 be communicated with and shut off from each other. A stopper 50 has a cylindrical second guide portion 52 slide-contacting with the first guide portion 43, is kept into contact with an anti-valve seat side of the suction valve 41, and restricts movement in a valve opening direction, of the suction valve 41. A valve chamber 44 is formed between the stopper 50 and the suction valve 41 and houses a first spring 45. When the suction valve 41 and the stopper 50 are kept into contact with each other, the valve chamber 44 and the pump chamber 12 are communicated through a first space between a first opposite face at the anti-valve seat side of the suction valve 41 at a radial outer side with respect to the first guide portion 43 and a second opposite face opposed to the first opposite face at a valve seat 62 side of the stopper 50.

SELECTED DRAWING: Figure 3

Description

本発明は、高圧ポンプに関する。 The present invention relates to high pressure pumps.

従来、内燃機関に燃料を供給する燃料供給系統に設けられ、燃料を加圧する高圧ポンプが知られている。高圧ポンプは、内燃機関のカムシャフトの回転により往復駆動するプランジャによって、導入通路からポンプ室に燃料を吸入、加圧し、加圧した燃料を吐出する。
特許文献１に記載の高圧ポンプは、導入通路に有底筒状の吸入弁が設けられ、その吸入弁のポンプ室側に、吸入弁のリフト量を規定するストッパが設けられている。吸入弁の内側には、ストッパの当接面から突出した凸部が挿入されている。ストッパの凸部は、吸入弁の開弁時および閉弁時の移動を案内する。 2. Description of the Related Art Conventionally, a high-pressure pump is known that is provided in a fuel supply system that supplies fuel to an internal combustion engine and pressurizes fuel. The high-pressure pump sucks fuel into a pump chamber from an introduction passage, pressurizes it, and discharges the pressurized fuel by a plunger reciprocatingly driven by rotation of a camshaft of an internal combustion engine.
The high-pressure pump disclosed in Patent Document 1 is provided with a bottomed cylindrical suction valve in an introduction passage, and a stopper that regulates the lift amount of the suction valve is provided on the pump chamber side of the suction valve. A protrusion projecting from the contact surface of the stopper is inserted inside the intake valve. The projection of the stopper guides the movement of the intake valve when it is opened and closed.

特開２０１２－０８２８０９号公報JP 2012-082809 A

しかしながら、特許文献１に記載の高圧ポンプは、吸入弁の内壁とストッパの凸部との間に形成されたバルブ室の燃料が吸入弁の外側に排出されにくい構造になっている。そのため、吸入弁の開弁時、バルブ室の燃料が流体抵抗となり、吸入弁の開弁動作が遅くなると、カムシャフトの回転数或いはプランジャの１ストロークに対する導入通路からポンプ室への燃料の吸入量、即ち、吸入効率が低下する。そのため、内燃機関のカムシャフトが高速で回転し、プランジャの往復移動速度が速くなると、高圧ポンプの燃料吐出量が減少する不具合がある。
本発明は、上記課題に鑑みてなされたものであり、燃料が加圧されるポンプ室への燃料の吸入効率を高めることの可能な高圧ポンプを提供することを目的とする。 However, the high-pressure pump disclosed in Patent Document 1 has a structure in which the fuel in the valve chamber formed between the inner wall of the intake valve and the convex portion of the stopper is less likely to be discharged to the outside of the intake valve. Therefore, when the intake valve is opened, the fuel in the valve chamber acts as fluid resistance, and if the opening operation of the intake valve is delayed, the amount of fuel sucked from the introduction passage into the pump chamber for one stroke of the plunger or the rotation speed of the camshaft is reduced. That is, the inhalation efficiency is lowered. Therefore, when the camshaft of the internal combustion engine rotates at high speed and the reciprocating speed of the plunger increases, there is a problem that the fuel discharge amount of the high-pressure pump decreases.
SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to provide a high-pressure pump capable of enhancing the efficiency of sucking fuel into a pump chamber where fuel is pressurized.

本発明では、ポンプボディは、プランジャの往復移動により燃料が加圧されるポンプ室、及びそのポンプ室に連通する導入通路を有する。吸入弁は、導入通路の内壁に形成された弁座に着座及び離座する弁座当接部を有する弁本体、及びその弁本体の移動方向に延びる筒状の第１案内部を有し、ポンプ室と導入通路とを連通及び遮断する。ストッパは、吸入弁の第１案内部に摺接する筒状の第２案内部を有し、吸入弁の反弁座側に当接し、吸入弁の開弁方向の移動を制限する。バルブ室は、ストッパと吸入弁との間に形成され、吸入弁を弁座側へ付勢する第１スプリングを収容する。
本発明では、吸入弁とストッパとが当接しているとき、吸入弁の反弁座側であって第１案内部よりも径方向外側の第１対向面と、ストッパの弁座側であって第１対向面に対向する第２対向面と、の間の第１空間を経由して、バルブ室とポンプ室とが連通している。 In the present invention, the pump body has a pump chamber in which fuel is pressurized by reciprocating movement of the plunger, and an introduction passage communicating with the pump chamber. The suction valve has a valve body having a valve seat abutting portion that is seated on and separated from a valve seat formed on the inner wall of the introduction passage, and a cylindrical first guide portion that extends in the movement direction of the valve body, It communicates and blocks the pump chamber and the introduction passage. The stopper has a cylindrical second guide part that slides on the first guide part of the intake valve, contacts the side opposite to the valve seat of the intake valve, and restricts the movement of the intake valve in the valve opening direction. The valve chamber is formed between the stopper and the intake valve and accommodates a first spring that biases the intake valve toward the valve seat.
In the present invention, when the suction valve and the stopper are in contact with each other, the first opposing surface on the side opposite to the valve seat of the suction valve and radially outward of the first guide portion and the valve seat side of the stopper The valve chamber and the pump chamber communicate with each other via the first space between the second opposing surface that faces the first opposing surface.

以下、この明細書において、バルブ室の燃料圧力によって吸入弁が閉弁する現象を「自閉」といい、自閉が生じる際のプランジャを駆動するカムシャフトの回転数を「自閉限界回転数」という。 Hereinafter, in this specification, the phenomenon in which the intake valve closes due to the fuel pressure in the valve chamber is referred to as "self-closing", and the rotation speed of the camshaft that drives the plunger when self-closing occurs is referred to as the "self-closing limit rotation speed. ”.

本発明の第１実施形態による高圧ポンプの断面図である。1 is a cross-sectional view of a high-pressure pump according to a first embodiment of the invention; FIG. 図１のＩＩ部分の拡大図において、吸入弁の閉弁状態を示す断面図である。FIG. 2 is a cross-sectional view showing a closed state of an intake valve in an enlarged view of part II of FIG. 1; 図１のＩＩ部分の拡大図において、吸入弁の開弁状態を示す断面図である。FIG. 2 is a cross-sectional view showing an open state of an intake valve in an enlarged view of part II of FIG. 1; 図２のＩＶ－ＩＶ線の断面図である。3 is a cross-sectional view taken along line IV-IV of FIG. 2; FIG. 軸溝部およびクリアランスの流路断面積と燃料吐出量との関係を示すグラフである。4 is a graph showing the relationship between the channel cross-sectional area of the shaft groove portion and the clearance, and the amount of fuel discharged. 径溝部の流路断面積と自閉限界回転数との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the flow-path cross-sectional area of a radial groove part, and self-closing limit rotation speed. 第２実施形態による高圧ポンプの吸入弁の閉弁状態を示す断面図である。FIG. 7 is a cross-sectional view showing a closed state of a suction valve of the high-pressure pump according to the second embodiment; 第２実施形態による高圧ポンプの吸入弁の開弁状態を示す断面図である。FIG. 8 is a cross-sectional view showing an open state of a suction valve of a high-pressure pump according to a second embodiment; 図７のＩＸ－ＩＸ線の断面図である。FIG. 8 is a cross-sectional view taken along line IX-IX of FIG. 7; 第３実施形態による高圧ポンプの吸入弁の開弁状態を示す断面図である。FIG. 11 is a cross-sectional view showing an open state of a suction valve of a high-pressure pump according to a third embodiment; 図１０のＸＩ方向から見たストッパの平面図である。FIG. 11 is a plan view of the stopper viewed from the XI direction in FIG. 10; 第４実施形態による高圧ポンプの吸入弁の開弁状態を示す断面図である。FIG. 11 is a cross-sectional view showing an open state of a suction valve of a high-pressure pump according to a fourth embodiment; 図１２のＸＩＩＩ－ＸＩＩＩ線の断面図である。13 is a cross-sectional view taken along line XIII-XIII of FIG. 12; FIG.

以下、本発明の第１実施形態を図面に基づいて説明する。
（第１実施形態）
本発明の第１実施形態を図１～図６に示す。本実施形態の高圧ポンプ１は、内燃機関に燃料を供給する燃料供給系統に設けられる。燃料タンクから汲み上げられた燃料は、高圧ポンプ１により加圧され、デリバリパイプに蓄圧される。そしてデリバリパイプに接続するインジェクタから内燃機関の各気筒に噴射供給される。 A first embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings.
(First embodiment)
A first embodiment of the present invention is shown in FIGS. 1-6. A high-pressure pump 1 of the present embodiment is provided in a fuel supply system that supplies fuel to an internal combustion engine. The fuel pumped from the fuel tank is pressurized by the high-pressure pump 1 and accumulated in the delivery pipe. Then, the fuel is injected and supplied to each cylinder of the internal combustion engine from an injector connected to the delivery pipe.

（高圧ポンプの構成）
図１に示すように、高圧ポンプ１は、ポンプボディ１０、プランジャ２０、ダンパ室３０、電磁弁部４０及び吐出弁部９０などを備えている。
ポンプボディ１０には、円筒状のシリンダ１１が設けられている。シリンダ１１には、プランジャ２０が軸方向に往復移動可能に収容されている。プランジャ２０のポンプボディ１０から突出した端部に設けられるスプリング座２１と、プランジャ２０の外周のオイルシール２２を保持するオイルシールホルダ２３との間にスプリング２４が設けられている。このスプリング２４により、プランジャ２０は図示しないエンジンのカムシャフト側へ付勢される。そのため、プランジャ２０は、カムシャフトのカムプロファイルに従い軸方向に往復移動する。プランジャ２０の往復移動により、ポンプ室１２の容積が変化することで燃料が吸入、加圧される。 (Configuration of high-pressure pump)
As shown in FIG. 1, the high-pressure pump 1 includes a pump body 10, a plunger 20, a damper chamber 30, an electromagnetic valve section 40, a discharge valve section 90, and the like.
A cylindrical cylinder 11 is provided in the pump body 10 . A plunger 20 is accommodated in the cylinder 11 so as to be able to reciprocate in the axial direction. A spring 24 is provided between a spring seat 21 provided at the end of the plunger 20 protruding from the pump body 10 and an oil seal holder 23 holding an oil seal 22 on the outer circumference of the plunger 20 . The spring 24 urges the plunger 20 toward the camshaft (not shown) of the engine. Therefore, the plunger 20 axially reciprocates according to the cam profile of the camshaft. The reciprocating movement of the plunger 20 changes the volume of the pump chamber 12, thereby sucking and pressurizing the fuel.

次に、ダンパ室３０について説明する。
ポンプボディ１０には、反シリンダ側に突出する筒状の筒部３１が設けられている。筒部３１に有底筒状のカバー３２が被さることで、ダンパ室３０が形成される。
ダンパ室３０には、パルセーションダンパ３３、支持部材３４及び波ばね３５が収容されている。
パルセーションダンパ３３は、２枚の金属ダイアフラムから構成され、内部に所定圧の気体が密封されている。パルセーションダンパ３３は、２枚の金属ダイアフラムがダンパ室３０の圧力変化に応じて弾性変形することで、ダンパ室３０の燃圧脈動を低減する。 Next, the damper chamber 30 will be described.
The pump body 10 is provided with a tubular portion 31 protruding toward the side opposite to the cylinder. A damper chamber 30 is formed by covering the cylindrical portion 31 with a bottomed cylindrical cover 32 .
The damper chamber 30 accommodates a pulsation damper 33 , a support member 34 and a wave spring 35 .
The pulsation damper 33 is composed of two metal diaphragms, and gas of a predetermined pressure is sealed inside. The pulsation damper 33 reduces fuel pressure pulsation in the damper chamber 30 by elastically deforming two metal diaphragms according to pressure changes in the damper chamber 30 .

ダンパ室３０は、図示しない燃料通路を通じて図示しない燃料導入口と連通している。この燃料導入口には図示しない燃料タンクから燃料が供給される。そのため、ダンパ室３０は、燃料導入口から燃料タンクの燃料が供給される。 The damper chamber 30 communicates with a fuel inlet (not shown) through a fuel passage (not shown). Fuel is supplied to this fuel inlet from a fuel tank (not shown). Therefore, the damper chamber 30 is supplied with fuel from the fuel tank through the fuel inlet.

続いて、電磁弁部４０について説明する。
電磁弁部４０は、ポンプ室１２とダンパ室３０とを連通する導入通路１３に設けられ、導入通路１３の開放および遮断を制御する。電磁弁部４０は、吸入弁４１、ストッパ５０、および電磁駆動部８０などから構成される。
ポンプボディ１０には、シリンダ１１の中心軸と略垂直に凹部１４が設けられている。凹部１４の開口をコアハウジング１５が覆うことで、ダンパ室３０からポンプ室１２までの導入通路１３が区画される。 Next, the solenoid valve portion 40 will be described.
The solenoid valve portion 40 is provided in the introduction passage 13 that communicates the pump chamber 12 and the damper chamber 30 , and controls opening and closing of the introduction passage 13 . The electromagnetic valve section 40 is composed of a suction valve 41, a stopper 50, an electromagnetic drive section 80, and the like.
A recess 14 is provided in the pump body 10 substantially perpendicular to the central axis of the cylinder 11 . By covering the opening of the recess 14 with the core housing 15, the introduction passage 13 from the damper chamber 30 to the pump chamber 12 is defined.

図１～図３に示すように、筒部材６０、弁座部材６１、吸入弁４１およびストッパ５０は、この順で、コアハウジング１５側からポンプ室１２に向かい、導入通路１３に設けられている。
筒部材６０は、導入通路１３の内壁に設けられためねじ１４１に螺合されている。筒部材６０をめねじ１４１に螺合することにより、弁座部材６１およびストッパ５０はポンプボディ１０の段差１７に押し付けられ、ポンプボディ１０に固定される。
弁座部材６１は、筒状に形成され、ストッパ側に環状の弁座６２を有している。弁座部材６１は、弁座６２の外側に、反吸入弁側に凹む湾曲部６３を有している。なお、上述したポンプ室１２は、弁座６２よりもシリンダ側で燃料が加圧される空間をいう。 As shown in FIGS. 1 to 3, the cylindrical member 60, the valve seat member 61, the intake valve 41 and the stopper 50 are provided in the introduction passage 13 in this order from the core housing 15 side toward the pump chamber 12. .
The cylindrical member 60 is screwed onto an internal thread 141 provided on the inner wall of the introduction passage 13 . By screwing the cylindrical member 60 onto the internal thread 141 , the valve seat member 61 and the stopper 50 are pressed against the step 17 of the pump body 10 and fixed to the pump body 10 .
The valve seat member 61 is formed in a cylindrical shape and has an annular valve seat 62 on the stopper side. The valve seat member 61 has, outside the valve seat 62, a curved portion 63 recessed toward the side opposite to the suction valve. The pump chamber 12 described above is a space in which the fuel is pressurized on the cylinder side of the valve seat 62 .

吸入弁４１は、弁本体４２および第１案内部４３を有する。
吸入弁４１の弁本体４２は、円板状に形成され、弁座部材６１の弁座６２に着座および離座可能である。吸入弁４１が弁座６２に着座することで導入通路１３とポンプ室１２とが閉塞され、吸入弁４１が弁座６２から離座することで導入通路１３とポンプ室１２とが連通する。
吸入弁４１は、弁本体４２の反弁座側の端面４６が、ストッパ５０の当接部５１に当接する。これにより、吸入弁４１は、開弁方向の移動を制限される。 The intake valve 41 has a valve body 42 and a first guide portion 43 .
A valve body 42 of the intake valve 41 is formed in a disc shape and can be seated on and separated from a valve seat 62 of a valve seat member 61 . When the suction valve 41 is seated on the valve seat 62 , the introduction passage 13 and the pump chamber 12 are closed, and when the suction valve 41 is separated from the valve seat 62 , the introduction passage 13 and the pump chamber 12 are communicated.
In the intake valve 41 , the end surface 46 of the valve body 42 on the side opposite to the valve seat contacts the contact portion 51 of the stopper 50 . As a result, the intake valve 41 is restricted from moving in the valve opening direction.

吸入弁４１の第１案内部４３は、弁本体４２から反弁座側へ筒状に延びている。第１案内部４３の外周面は、ストッパ５０の第２案内部５２の内周面と摺接する。吸入弁４１は、その第１案内部４３がストッパ５０の第２案内部５２に案内されることにより、弁座６２からの脱落または傾きが防がれ、弁座６２に確実に着座または離座することが可能になる。 A first guide portion 43 of the intake valve 41 extends cylindrically from the valve body 42 toward the side opposite to the valve seat. The outer peripheral surface of the first guide portion 43 is in sliding contact with the inner peripheral surface of the second guide portion 52 of the stopper 50 . The first guide portion 43 of the intake valve 41 is guided by the second guide portion 52 of the stopper 50 to prevent the suction valve 41 from dropping off or tilting from the valve seat 62 , so that the suction valve 41 can be reliably seated or separated from the valve seat 62 . it becomes possible to

図２～図４に示すように、ストッパ５０は、当接部５１、第２案内部５２、固定部５３、連通路５４を有し、吸入弁４１の開弁方向の移動を制限する。
ストッパ５０の当接部５１は、円板状に形成され、弁本体４２の反弁座側の端面４６に当接する。
ストッパ５０の第２案内部５２は、当接部５１から反弁座側へ筒状に延び、吸入弁４１の第１案内部４３の外周面と摺接する。
ストッパ５０の固定部５３は、当接部５１から径外方向に延びて導入通路１３の内壁に固定される。この固定部５３は、ポンプ室１２をプランジャ側のプランジャ室１２１と弁座側の弁座室１２２とに仕切っている。 As shown in FIGS. 2 to 4, the stopper 50 has a contact portion 51, a second guide portion 52, a fixed portion 53, and a communication passage 54, and restricts movement of the suction valve 41 in the valve opening direction.
A contact portion 51 of the stopper 50 is formed in a disk shape and contacts an end face 46 of the valve body 42 on the side opposite to the valve seat.
The second guide portion 52 of the stopper 50 cylindrically extends from the contact portion 51 toward the side opposite to the valve seat and comes into sliding contact with the outer peripheral surface of the first guide portion 43 of the intake valve 41 .
A fixing portion 53 of the stopper 50 extends radially outward from the contact portion 51 and is fixed to the inner wall of the introduction passage 13 . The fixed portion 53 partitions the pump chamber 12 into a plunger chamber 121 on the plunger side and a valve seat chamber 122 on the valve seat side.

ストッパ５０の固定部５３には、板厚方向に通じる複数の連通路５４が設けられる。連通路５４は、固定部５３の周方向に配設され、プランジャ室１２１と弁座室１２２とを連通する。
連通路５４の内壁のうち、ストッパ５０の径内方向に位置する連通路５４の内壁を通る仮想円Ｃを図４に示す。この仮想円Ｃの直径Ｄ１は、図３に示すように、吸入弁４１の弁本体４２の外径Ｄ２よりも大きい。 A plurality of communicating passages 54 are provided in the fixed portion 53 of the stopper 50 so as to extend in the plate thickness direction. The communication passage 54 is arranged in the circumferential direction of the fixed portion 53 and communicates the plunger chamber 121 and the valve seat chamber 122 .
FIG. 4 shows an imaginary circle C that passes through the inner wall of the communicating path 54 located radially inward of the stopper 50 . The diameter D1 of the virtual circle C is larger than the outer diameter D2 of the valve body 42 of the intake valve 41, as shown in FIG.

ストッパ５０の第２案内部５２の内壁には、軸溝部７０が周方向に、例えば等間隔で４個設けられている。軸溝部７０は、ストッパ５０の軸方向から見て、第２案内部５２の内壁から径外方向へ凸の円弧状に形成されている。
ストッパ５０の当接部５１の弁本体側の端面には、径溝部７１および段部７２が設けられている。径溝部７１は、当接部５１の周方向に、例えば等間隔で４個設けられている。径溝部７１は、軸溝部７０と連通路５４とを接続するように設けられている。
段部７２は、ストッパ５０の当接部５１の径内側に円環状に設けられている。なお、この段部７２は廃止してもよい。 The inner wall of the second guide portion 52 of the stopper 50 is provided with, for example, four axial groove portions 70 at equal intervals in the circumferential direction. The shaft groove portion 70 is formed in an arcuate shape protruding radially outward from the inner wall of the second guide portion 52 when viewed from the axial direction of the stopper 50 .
A radial groove portion 71 and a stepped portion 72 are provided on the valve body side end surface of the contact portion 51 of the stopper 50 . For example, four radial groove portions 71 are provided at equal intervals in the circumferential direction of the contact portion 51 . The radial groove portion 71 is provided so as to connect the axial groove portion 70 and the communicating passage 54 .
The stepped portion 72 is provided in an annular shape radially inside the contact portion 51 of the stopper 50 . Note that the stepped portion 72 may be omitted.

吸入弁４１とストッパ５０との間には、バルブ室４４が形成される。バルブ室４４には、第１スプリング４５が設けられる。第１スプリング４５は、吸入弁４１を弁座側に付勢している。
ポンプ室１２とバルブ室４４とは、上述した径溝部７１、軸溝部７０、及び第１案内部４３と第２案内部５２とのクリアランス７３によって連通している。
ここで、４本の径溝部７１の流路断面積を合せた面積は、第１案内部４３と第２案内部５２とのクリアランス７３の流路断面積と４本の軸溝部７０の流路断面積とを合わせた面積よりも小さい。
そのため、図３に示すように、吸入弁４１が開弁状態のとき、バルブ室４４とポンプ室１２との間を流れる燃料の流量は、４本の径溝部７１の流路断面積を合せた面積によって定まる。したがって、径溝部７１の流路断面積を小さくすることで、高圧ポンプの調量行程時におけるバルブ室４４への燃料流入が絞られ、バルブ室４４の燃料圧力の上昇が抑制され、自閉限界回転数を高くすることが可能になる。 A valve chamber 44 is formed between the intake valve 41 and the stopper 50 . A first spring 45 is provided in the valve chamber 44 . The first spring 45 biases the intake valve 41 toward the valve seat.
The pump chamber 12 and the valve chamber 44 communicate with each other through the radial groove portion 71 , the axial groove portion 70 , and the clearance 73 between the first guide portion 43 and the second guide portion 52 .
Here, the combined area of the channel cross-sectional areas of the four radial groove portions 71 is the channel cross-sectional area of the clearance 73 between the first guide portion 43 and the second guide portion 52 and the channel cross-sectional area of the four axial groove portions 70. smaller than the combined area of the cross-sectional area.
Therefore, as shown in FIG. 3, when the intake valve 41 is in the open state, the flow rate of fuel flowing between the valve chamber 44 and the pump chamber 12 is determined by combining the channel cross-sectional areas of the four radial grooves 71. Determined by area. Therefore, by reducing the flow passage cross-sectional area of the radial groove portion 71, the inflow of fuel into the valve chamber 44 during the metering stroke of the high-pressure pump is throttled, suppressing the increase in the fuel pressure in the valve chamber 44, and the self-closing limit. It is possible to increase the number of revolutions.

一方、図２に示すように、吸入弁４１が閉弁状態のとき、弁本体４２の反弁座側の端面４６とストッパ５０の当接部５１との間は全周で開いているので、バルブ室４４からポンプ室１２へ流れる燃料の流量は、第１案内部４３と第２案内部５２とのクリアランス７３の流路断面積と４本の軸溝部７０の流路断面積とを合わせた面積によって定まる。したがって、軸溝部７０の流路断面積を大きくすることで、高圧ポンプの吸入行程時においてバルブ室４４の燃料が流体抵抗となることなく吸入弁４１は開弁するため、燃料の吸入効率を高めることができる。 On the other hand, as shown in FIG. 2, when the intake valve 41 is in the closed state, the end face 46 of the valve body 42 opposite to the valve seat and the contact portion 51 of the stopper 50 are open all around. The flow rate of the fuel flowing from the valve chamber 44 to the pump chamber 12 is the sum of the flow passage cross-sectional area of the clearance 73 between the first guide portion 43 and the second guide portion 52 and the flow passage cross-sectional area of the four shaft grooves 70. Determined by area. Therefore, by increasing the channel cross-sectional area of the shaft groove portion 70, the intake valve 41 is opened without the fuel in the valve chamber 44 acting as fluid resistance during the intake stroke of the high-pressure pump, thereby enhancing the fuel intake efficiency. be able to.

電磁駆動部８０について説明する。
図１に示すように、コアハウジング１５の内側にニードルガイド１６が固定されている。ニードルガイド１６は、ニードル８１を軸方向に移動可能に支持している。
ニードル８１は、一端が可動コア８２に固定され、他端が吸入弁４１に当接可能である。
ニードル８１は、その外壁から径外方向に延びる係止部８３が設けられている。この係止部８３とニードルガイド１６との間に第２スプリング８４が設けられている。第２スプリング８４は、第１スプリング４５よりも強い力で、ニードル８１をポンプ室側に付勢している。 The electromagnetic drive section 80 will be described.
As shown in FIG. 1, a needle guide 16 is fixed inside the core housing 15 . The needle guide 16 axially movably supports the needle 81 .
The needle 81 has one end fixed to the movable core 82 and the other end capable of contacting the intake valve 41 .
The needle 81 is provided with a locking portion 83 extending radially outward from its outer wall. A second spring 84 is provided between the engaging portion 83 and the needle guide 16 . The second spring 84 urges the needle 81 toward the pump chamber with a force stronger than that of the first spring 45 .

可動コア８２は、磁性体から形成され、コアハウジング１５の内側に設けられた可動コア室８５に収容される。可動コア８２は、軸方向に往復移動可能である。
固定コア８６は、磁性体から形成され、コアハウジング１５と非磁性体からなる環状部８７を挟んで設けられる。
固定コア８６の径外側にコネクタ８８が設けられている。コネクタ８８は、有底筒状のヨーク８８１により保持されている。コネクタ８８の内側に設けられたボビン８８２にコイル８９が巻回されている。コネクタ８８の端子８８３を通じてコイル８９に通電されると、コイル８９は磁界を発生する。 The movable core 82 is made of a magnetic material and housed in a movable core chamber 85 provided inside the core housing 15 . The movable core 82 can reciprocate in the axial direction.
The fixed core 86 is made of a magnetic material and is provided with the core housing 15 and an annular portion 87 made of a non-magnetic material sandwiched therebetween.
A connector 88 is provided radially outside the fixed core 86 . The connector 88 is held by a cylindrical yoke 881 with a bottom. A coil 89 is wound around a bobbin 882 provided inside the connector 88 . When coil 89 is energized through terminals 883 of connector 88, coil 89 generates a magnetic field.

コイル８９に通電していないとき、可動コア８２と固定コア８６とは、第２スプリング８４の弾性力により互いに離れている。ニードル８１は、ポンプ室側へ移動し、ニードル８１の端面が吸入弁４１を押圧する。
コイル８９に通電されると、固定コア８６、可動コア８２、ヨーク８８１及びコアハウジング１５によって形成される磁気回路に磁束が流れ、可動コア８２が第２スプリング８４の弾性力に抗し、固定コア８６側に磁気吸引される。これにより、ニードル８１は、吸入弁４１に対する押圧力を解除する。 When the coil 89 is not energized, the movable core 82 and the fixed core 86 are separated from each other by the elastic force of the second spring 84 . The needle 81 moves toward the pump chamber, and the end surface of the needle 81 presses the intake valve 41 .
When the coil 89 is energized, magnetic flux flows through the magnetic circuit formed by the fixed core 86, the movable core 82, the yoke 881, and the core housing 15, the movable core 82 resists the elastic force of the second spring 84, and the fixed core It is magnetically attracted to the 86 side. As a result, the needle 81 releases the pressing force on the suction valve 41 .

次に吐出弁部９０について説明する。
吐出弁部９０は、吐出弁９１、規制部材９２、スプリング９３などから構成されている。
ポンプボディ１０には、シリンダ１１の中心軸と略垂直に吐出通路９４が形成されている。吐出弁９１は、吐出通路９４に往復移動可能に収容されている。吐出弁９１は、弁座９５に着座又は離座することで、吐出通路９４を開閉する。
吐出弁９１の燃料吐出口９６側に設けられた規制部材９２は、吐出弁９１の燃料吐出口９６側への移動を規制する。
スプリング９３は、一端が規制部材９２に当接し、他端が吐出弁９１に当接し、吐出弁９１を弁座側へ付勢している。 Next, the discharge valve portion 90 will be described.
The discharge valve portion 90 includes a discharge valve 91, a regulating member 92, a spring 93, and the like.
A discharge passage 94 is formed in the pump body 10 substantially perpendicular to the central axis of the cylinder 11 . The discharge valve 91 is accommodated in the discharge passage 94 so as to be able to reciprocate. The discharge valve 91 opens and closes the discharge passage 94 by being seated on or off the valve seat 95 .
A regulation member 92 provided on the fuel discharge port 96 side of the discharge valve 91 regulates movement of the discharge valve 91 toward the fuel discharge port 96 side.
The spring 93 has one end in contact with the regulating member 92 and the other end in contact with the discharge valve 91 to bias the discharge valve 91 toward the valve seat.

ポンプ室１２の燃料の圧力が上昇し、ポンプ室側の燃料から吐出弁９１が受ける力がスプリング９３の弾性力と弁座９５の下流側の燃料から受ける力との和よりも大きくなると、吐出弁９１は弁座９５から離座する。これにより、燃料吐出口９６から燃料が吐出される。
一方、ポンプ室１２の燃料の圧力が低下し、ポンプ室側の燃料から吐出弁９１が受ける力がスプリング９３の弾性力と弁座９５の下流側の燃料から受ける力との和よりも小さくなると、吐出弁９１は弁座９５に着座する。これにより、弁座９５の下流側の燃料がポンプ室１２へ逆流することが防がれる。 When the pressure of the fuel in the pump chamber 12 rises and the force that the discharge valve 91 receives from the fuel on the pump chamber side becomes larger than the sum of the elastic force of the spring 93 and the force that the valve seat 95 receives from the fuel on the downstream side, the discharge The valve 91 leaves the valve seat 95 . As a result, fuel is discharged from the fuel discharge port 96 .
On the other hand, if the pressure of the fuel in the pump chamber 12 decreases and the force that the discharge valve 91 receives from the fuel on the pump chamber side becomes smaller than the sum of the elastic force of the spring 93 and the force that the valve seat 95 receives from the fuel on the downstream side. , the discharge valve 91 is seated on the valve seat 95 . This prevents the fuel downstream of the valve seat 95 from flowing back into the pump chamber 12 .

（高圧ポンプの作動）
次に高圧ポンプ１の作動について説明する。
（１）吸入行程
カムシャフトの回転により、プランジャ２０が上死点から下死点に向かって下降すると、ポンプ室１２の容積が増加し、燃料が減圧される。吐出弁９１は弁座９５に着座し、吐出通路９４を閉塞する。
一方、吸入弁４１は、ポンプ室１２と導入通路１３との差圧により、第１スプリング４５の付勢力に抗してストッパ側へ移動し、開弁状態となる。
図２に示すように、高圧ポンプの吸入行程開始直後、バルブ室４４の燃料は、軸溝部７０及び第１案内部４３と第２案内部５２とのクリアランス７３から、弁本体４２の反弁座側の端面４６とストッパ５０の当接部５１との間を通り、ポンプ室１２へ流れる。このとき、径溝部７１を流れる燃料は、連通路５４を通りプランジャ室１２１へ流れる。このように、径溝部７１から連通路５４へ直接燃料が流れるので、バルブ室４４からプランジャ室１２１へ流れる燃料の流体抵抗が低減する。
なお、吸入行程の前行程である吐出行程の途中からコイル８９への通電は停止されているので、吸入行程において、可動コア８２と一体のニードル８１は、第２スプリング８４の付勢力によりポンプ室側へ移動し、吸入弁４１をポンプ室側へ押圧する。
吸入弁４１の開弁により、ダンパ室３０から導入通路１３を経由し、ポンプ室１２に燃料が吸入される。 (Activation of high-pressure pump)
Next, operation of the high-pressure pump 1 will be described.
(1) Suction stroke When the plunger 20 descends from the top dead center toward the bottom dead center due to the rotation of the camshaft, the volume of the pump chamber 12 increases and the pressure of the fuel is reduced. The discharge valve 91 is seated on a valve seat 95 to block the discharge passage 94 .
On the other hand, the suction valve 41 moves toward the stopper side against the biasing force of the first spring 45 due to the differential pressure between the pump chamber 12 and the introduction passage 13, and is opened.
As shown in FIG. 2 , immediately after the start of the suction stroke of the high-pressure pump, the fuel in the valve chamber 44 flows through the shaft groove 70 and the clearance 73 between the first guide portion 43 and the second guide portion 52 . It flows into the pump chamber 12 through between the side end surface 46 and the contact portion 51 of the stopper 50 . At this time, the fuel flowing through the radial groove portion 71 flows into the plunger chamber 121 through the communicating passage 54 . Since the fuel flows directly from the radial groove portion 71 to the communication passage 54 in this way, the fluid resistance of the fuel flowing from the valve chamber 44 to the plunger chamber 121 is reduced.
Since the energization of the coil 89 is stopped in the middle of the discharge stroke, which is the preceding stroke of the intake stroke, the needle 81 integral with the movable core 82 is moved to the pump chamber by the biasing force of the second spring 84 during the intake stroke. side to press the intake valve 41 toward the pump chamber.
By opening the intake valve 41 , fuel is sucked into the pump chamber 12 from the damper chamber 30 via the introduction passage 13 .

（２）調量行程
カムシャフトの回転により、プランジャ２０が下死点から上死点に向かって上昇すると、ポンプ室１２の容積が減少する。このとき、所定の時期まではコイル８９への通電が停止されているので、第２スプリング８４の付勢力によりニードル８１が吸入弁４１をポンプ室側へ押圧し、吸入弁４１は開弁状態を維持する。
吸入弁４１の開弁により、ポンプ室１２と導入通路１３とは連通した状態が維持される。このため、一度ポンプ室１２に吸入された低圧燃料が、導入通路１３を経由し、ダンパ室３０へ戻される。したがって、ポンプ室１２の圧力は上昇しない。
図３に示すように、高圧ポンプの調量行程時、径溝部７１は、ポンプ室１２からバルブ室４４への燃料の流れを規制し、バルブ室４４の燃料圧力の上昇を抑制する。したがって、バルブ室４４の燃料圧力が吸入弁４１に作用することによって発生する吸入弁４１の自閉力は小さいものとなる。 (2) Metering stroke As the plunger 20 rises from the bottom dead center toward the top dead center due to rotation of the camshaft, the volume of the pump chamber 12 decreases. At this time, since the energization of the coil 89 is stopped until a predetermined time, the needle 81 presses the suction valve 41 toward the pump chamber side by the biasing force of the second spring 84, and the suction valve 41 is opened. maintain.
By opening the suction valve 41, the pump chamber 12 and the introduction passage 13 are kept in communication. Therefore, the low-pressure fuel once sucked into the pump chamber 12 is returned to the damper chamber 30 via the introduction passage 13 . Therefore, the pressure in pump chamber 12 does not rise.
As shown in FIG. 3 , during the metering stroke of the high-pressure pump, the radial groove portion 71 regulates the flow of fuel from the pump chamber 12 to the valve chamber 44 and suppresses an increase in fuel pressure in the valve chamber 44 . Therefore, the self-closing force of the intake valve 41 generated by the fuel pressure in the valve chamber 44 acting on the intake valve 41 is small.

（３）吐出行程
プランジャ２０が下死点から上死点に向かって上昇する途中の所定の時刻に、コイル８９へ通電される。するとコイル８９に発生する磁界により、固定コア８６と可動コア８２との間に磁気吸引力が発生する。この磁気吸引力が第２スプリング８４の弾性力と第１スプリング４５の弾性力との差よりも大きくなると、可動コア８２とニードル８１は固定コア側へ移動する。これにより、吸入弁４１に対するニードル８１の押圧力が解除される。吸入弁４１は、第１スプリング４５の弾性力、及びポンプ室１２からダンパ室側へ排出される低圧燃料の流れによって生ずる力により、弁座側へ移動し、閉弁状態となる。すなわち、図３の状態から図２の状態へ移行する。吸入弁４１が閉弁するとき、ポンプ室１２の燃料は、径溝部７１、段部７２、軸溝部７０、および第１案内部４３と第２案内部５２とのクリアランス７３を通り、バルブ室４４へ流入する。なお、段部７２は、第１案内部４３と第２案内部５２とのクリアランス７３の全周に燃料が流入しやすくする。 (3) Discharge Stroke The coil 89 is energized at a predetermined time while the plunger 20 is rising from the bottom dead center toward the top dead center. Then, a magnetic attraction force is generated between the fixed core 86 and the movable core 82 by the magnetic field generated in the coil 89 . When this magnetic attraction becomes larger than the difference between the elastic force of the second spring 84 and the elastic force of the first spring 45, the movable core 82 and the needle 81 move toward the fixed core. As a result, the pressing force of the needle 81 against the intake valve 41 is released. The intake valve 41 moves toward the valve seat due to the elastic force of the first spring 45 and the force generated by the flow of the low-pressure fuel discharged from the pump chamber 12 to the damper chamber side, thereby closing the valve. That is, the state shown in FIG. 3 is changed to the state shown in FIG. When the intake valve 41 is closed, the fuel in the pump chamber 12 passes through the radial groove portion 71, the stepped portion 72, the axial groove portion 70, and the clearance 73 between the first guide portion 43 and the second guide portion 52, and flows into the valve chamber 44. flow into The stepped portion 72 makes it easier for the fuel to flow into the entire circumference of the clearance 73 between the first guide portion 43 and the second guide portion 52 .

吸入弁４１が閉弁した時から、ポンプ室１２の燃料圧力は、プランジャ２０の上昇と共に高くなる。ポンプ室１２の燃料圧力が吐出弁９１に作用する力が、吐出通路９４の燃料圧力が吐出弁９１に作用する力およびスプリング９３の付勢力よりも大きくなると、吐出弁９１が開弁する。これにより、ポンプ室１２で加圧された高圧燃料は吐出通路９４を経由して燃料吐出口９６から吐出する。
なお、吐出行程の途中でコイル８９への通電が停止される。ポンプ室１２の燃料圧力が吸入弁４１に作用する力は、第２スプリング８４の付勢力よりも大きいので、吸入弁４１は閉弁状態を維持する。
高圧ポンプ１は、（１）から（３）の行程を繰り返し、内燃機関に必要な量の燃料を加圧して吐出する。 After the intake valve 41 closes, the fuel pressure in the pump chamber 12 increases as the plunger 20 rises. When the force acting on the discharge valve 91 from the fuel pressure in the pump chamber 12 becomes greater than the force acting on the discharge valve 91 from the fuel pressure in the discharge passage 94 and the biasing force of the spring 93, the discharge valve 91 opens. As a result, the high-pressure fuel pressurized in the pump chamber 12 is discharged from the fuel discharge port 96 via the discharge passage 94 .
It should be noted that the energization of the coil 89 is stopped during the discharge process. Since the force of the fuel pressure in the pump chamber 12 acting on the intake valve 41 is greater than the biasing force of the second spring 84, the intake valve 41 maintains its closed state.
The high-pressure pump 1 repeats the steps (1) to (3) to pressurize and discharge the required amount of fuel for the internal combustion engine.

（軸溝部等の流路断面積）
図５は、軸溝部７０およびクリアランス７３の流路断面積を変えたときの高圧ポンプの燃料吐出量特性を示すものである。
吸入弁４１の第１案内部４３は、図２または図４に示す直径Ｄ３のものを使用した。つまり、吸入弁４１の第１案内部４３の投影面積は、π（Ｄ３／２）²ｍｍ²である。
図５において、横軸の「面積比」は、「吸入弁４１の第１案内部４３の投影面積」に対する「通路面積」の比である。「通路面積」とは、軸溝部７０の流路断面積とクリアランス７３の流路断面積とを合わせた面積である。
縦軸の「燃料吐出量」は、高圧ポンプが調量行程を経ることなく全量吐出するときのプランジャ１ストローク当たりの体積である。 (Flow passage cross-sectional area of shaft groove, etc.)
FIG. 5 shows the characteristics of the fuel discharge amount of the high-pressure pump when the channel cross-sectional areas of the shaft groove portion 70 and the clearance 73 are changed.
The first guide portion 43 of the suction valve 41 used has a diameter D3 shown in FIG. 2 or FIG. That is, the projected area of the first guide portion 43 of the intake valve 41 is π(D3/2) ² mm ² .
In FIG. 5, the "area ratio" on the horizontal axis is the ratio of the "passage area" to the "projected area of the first guide portion 43 of the intake valve 41". The “passage area” is an area obtained by combining the channel cross-sectional area of the axial groove portion 70 and the channel cross-sectional area of the clearance 73 .
The "fuel discharge amount" on the vertical axis is the volume per stroke of the plunger when the high-pressure pump discharges the full amount without going through the metering stroke.

燃料に粘度の低い８０℃のガソリンを使用した場合、実線Ａに示すように、通路面積が１２％以上で燃料吐出量が一定となる。
燃料に２０℃のガソリンを使用した場合、実線Ｂに示すように、通路面積比が１７％以上で燃料吐出量が一定となる。
燃料に粘度の高い－３０℃のエタノールを使用した場合、実線Ｃに示すように、通路面積比が１７％以上で燃料吐出量が一定となる。
この結果から、通路面積は、吸入弁４１の第１案内部４３の外径の投影面積に対し、１７％以上が好ましい。これにより、高圧ポンプは、燃料の粘度が高い状況においても、内燃機関の高回転時における吸入効率の低下を防ぐことができる。 When low-viscosity gasoline of 80° C. is used as the fuel, as indicated by the solid line A, the fuel discharge amount becomes constant when the passage area is 12% or more.
When gasoline at 20° C. is used as the fuel, as indicated by the solid line B, the fuel discharge amount becomes constant when the passage area ratio is 17% or more.
When -30° C. ethanol with high viscosity is used as the fuel, as indicated by the solid line C, the fuel discharge amount becomes constant when the passage area ratio is 17% or more.
From this result, it is preferable that the passage area is 17% or more of the projected area of the outer diameter of the first guide portion 43 of the intake valve 41 . As a result, the high-pressure pump can prevent a decrease in suction efficiency when the internal combustion engine rotates at high speeds even when the viscosity of the fuel is high.

なお、矢印Ｄで示すように、ストッパ５０の第２案内部５２の肉厚が薄くなることによる強度限界と、製品加工上の公差から、通路面積は、吸入弁４１の第１案内部４３の外径の投影面積に対し、１８～２４％がさらに好ましい。 As indicated by arrow D, the passage area of the first guide portion 43 of the intake valve 41 is less than that of the first guide portion 43 of the intake valve 41 due to the strength limit due to the thickness of the second guide portion 52 of the stopper 50 becoming thinner and tolerances in product processing. More preferably 18 to 24% of the projected area of the outer diameter.

（径溝部の流路断面積）
図６は、径溝部７１の流路断面積を変えたときの高圧ポンプの自閉限界特性である。
図６において、横軸の「面積比」は、「吸入弁４１の第１案内部４３の投影面積」に対する「径溝部面積」の比である。「径溝部面積」とは、複数、例えば４本の径溝部７１の流路断面積を合わせた面積である。
縦軸の「自閉限界回転数」は、吸入弁４１が自閉するカムシャフトの回転数を示している。 (Channel cross-sectional area of radial groove)
FIG. 6 shows the self-closing limit characteristics of the high-pressure pump when the channel cross-sectional area of the radial groove portion 71 is changed.
In FIG. 6, the "area ratio" on the horizontal axis is the ratio of the "radial groove area" to the "projected area of the first guide portion 43 of the intake valve 41". The “radial groove portion area” is an area obtained by combining the channel cross-sectional areas of a plurality of, for example, four radial groove portions 71 .
“Self-closing limit rotation speed” on the vertical axis indicates the rotation speed of the camshaft at which the intake valve 41 self-closes.

図６のグラフは、燃料に粘度の高い－３０℃のエタノールを使用した場合であり、径溝部面積を大きくすると自閉限界回転数は低下し、径溝部面積比が１５％より大きくなると一定になる。
この結果より、径溝部面積は、吸入弁４１の第１案内部４３の外径の投影面積に対し、１５％以下が好ましい。これにより、高圧ポンプは、燃料の粘度が高い状況においても、自閉限界回転数を高めることができる。 The graph in Fig. 6 shows the case where -30°C ethanol with high viscosity is used as the fuel. As the radial groove area increases, the self-closing limit rotation speed decreases, and becomes constant when the radial groove area ratio exceeds 15%. Become.
From this result, it is preferable that the area of the radial groove portion is 15% or less of the projected area of the outer diameter of the first guide portion 43 of the intake valve 41 . As a result, the high-pressure pump can increase the self-closing limit rotation speed even when the viscosity of the fuel is high.

なお、車両に要求される自閉限界回転数を満足するためには、ストッパ５０の当接部５１と吸入弁４１の反弁座側の端面４６とのリンキングによる開弁応答性の低下を考慮すると、矢印Ｅで示すように、径溝部面積は、吸入弁４１の第１案内部４３の外径の投影面積に対し、２．５～６．３％がさらに好ましい。 In addition, in order to satisfy the self-closing limit rotation speed required for the vehicle, it is necessary to consider the reduction in valve opening responsiveness caused by the linking between the contact portion 51 of the stopper 50 and the end surface 46 of the intake valve 41 opposite to the valve seat. Then, as indicated by arrow E, the area of the radial groove is more preferably 2.5 to 6.3% of the projected area of the outer diameter of the first guide portion 43 of the intake valve 41 .

（第１実施形態の作用効果）
第１実施形態は、次の作用効果を奏する。
（１）第１実施形態では、吸入弁４１のストッパ５０の当接部５１に設けた径溝部７１と第２案内部５２に設けた軸溝部７０により、ポンプ室１２とバルブ室４４とを連通した。
これにより、高圧ポンプの吸入行程開始時、バルブ室４４からポンプ室１２へ流れる燃料の流量は、軸溝部７０の流路断面積及び第１案内部４３と第２案内部５２とのクリアランス７３の流路断面積によって定まる。したがって、軸溝部７０の流路断面積を大きくすることで、バルブ室４４の燃料が流体抵抗となることなく、吸入弁４１の開弁速度が速くなる。この結果、導入通路１３からポンプ室１２への燃料の吸入効率を高めることができる。
（２）吸入弁４１が閉弁状態から開弁状態となる直前には、弁本体４２の反弁座側の端面４６とストッパ５０の当接部５１とが接近する。そのため、径溝部７１の流路断面積を小さくすることで、バルブ室４４の燃料による流体抵抗を利用し、弁本体４２の反弁座側の端面４６とストッパ５０の当接部５１との衝突音を小さくすることができる。
（３）高圧ポンプの調量行程時、バルブ室４４の燃料圧力の上昇は、径溝部７１の流路断面積によって定まる。したがって、径溝部７１の流路断面積を小さくすることで、バルブ室４４の燃料圧力の上昇が抑制され、自閉限界回転数を高くすることができる。
（４）また、高圧ポンプの調量行程時、バルブ室４４の燃料圧力の上昇が抑制されることから、電磁駆動部８０の第２スプリング８４の荷重を小さくできる。そのため、調量行程から吐出行程に移行する際に電磁駆動部８０に供給する電力を小さくできる。よって、高圧ポンプ１を小型化し、消費電力を低減することができる。 (Action and effect of the first embodiment)
1st Embodiment has the following effect.
(1) In the first embodiment, the pump chamber 12 and the valve chamber 44 are communicated with each other by the radial groove portion 71 provided in the contact portion 51 of the stopper 50 of the intake valve 41 and the shaft groove portion 70 provided in the second guide portion 52. did.
As a result, at the start of the suction stroke of the high-pressure pump, the flow rate of fuel flowing from the valve chamber 44 to the pump chamber 12 depends on the flow passage cross-sectional area of the shaft groove portion 70 and the clearance 73 between the first guide portion 43 and the second guide portion 52. It is determined by the flow channel cross-sectional area. Therefore, by increasing the channel cross-sectional area of the shaft groove portion 70, the opening speed of the intake valve 41 is increased without causing the fuel in the valve chamber 44 to act as fluid resistance. As a result, the efficiency of sucking fuel from the introduction passage 13 into the pump chamber 12 can be improved.
(2) Just before the intake valve 41 changes from the closed state to the open state, the end surface 46 of the valve body 42 on the side opposite to the valve seat and the contact portion 51 of the stopper 50 approach each other. Therefore, by reducing the flow passage cross-sectional area of the radial groove portion 71 , the fluid resistance of the fuel in the valve chamber 44 is utilized to prevent collision between the end surface 46 of the valve body 42 opposite to the valve seat and the contact portion 51 of the stopper 50 . You can turn the sound down.
(3) The increase in the fuel pressure in the valve chamber 44 during the metering stroke of the high-pressure pump is determined by the cross-sectional area of the radial groove portion 71 . Therefore, by reducing the channel cross-sectional area of the radial groove portion 71, an increase in the fuel pressure in the valve chamber 44 can be suppressed, and the self-closing limit rotation speed can be increased.
(4) In addition, since an increase in the fuel pressure in the valve chamber 44 is suppressed during the metering stroke of the high-pressure pump, the load of the second spring 84 of the electromagnetic drive section 80 can be reduced. Therefore, it is possible to reduce the power supplied to the electromagnetic drive section 80 when shifting from the metering process to the discharge process. Therefore, the high-pressure pump 1 can be downsized and power consumption can be reduced.

（５）第１実施形態では、第１案内部４３と第２案内部５２とのクリアランス７３の流路断面積と軸溝部７０の流路断面積とを合わせた面積は、径溝部７１の流路断面積よりも大きい。
これにより、高圧ポンプの吸入行程開始直後にバルブ室４４からポンプ室１２へ流れる燃料の流量を増加すると共に、高圧ポンプの調量行程時にバルブ室４４の燃料圧力の上昇を抑制することが可能になる。したがって、高圧ポンプは、吸入効率の向上と自閉限界回転数の向上とを両立し、プランジャ２０の往復移動速度が速くなる内燃機関の高回転時に、高圧ポンプの燃料吐出量を確実に制御することができる。 (5) In the first embodiment, the combined area of the flow channel cross-sectional area of the clearance 73 between the first guide portion 43 and the second guide portion 52 and the flow channel cross-sectional area of the axial groove portion 70 is Larger than the cross-sectional area of the road.
As a result, it is possible to increase the flow rate of fuel flowing from the valve chamber 44 to the pump chamber 12 immediately after the start of the suction stroke of the high-pressure pump, and to suppress the increase in the fuel pressure in the valve chamber 44 during the metering stroke of the high-pressure pump. Become. Therefore, the high-pressure pump achieves both improved suction efficiency and improved self-closing limit rotation speed, and reliably controls the fuel discharge amount of the high-pressure pump when the internal combustion engine rotates at high speeds when the reciprocating speed of the plunger 20 increases. be able to.

（６）第１実施形態では、ストッパ５０は、連通路５４と径溝部７１とが接続している。
これにより、高圧ポンプの吸入行程時、バルブ室４４の燃料は軸溝部７０および径溝部７１から連通路５４を通り、プランジャ室１２１へ流れる。このように、径溝部７１から連通路５４へ直接燃料が流れるので、バルブ室４４からプランジャ室１２１へ流れる燃料の流体抵抗が低減する。そのため、吸入弁４１の開弁速度が速くなり、高圧ポンプは燃料の吸入効率を高めることができる。 (6) In the first embodiment, the communication passage 54 and the radial groove portion 71 are connected to each other in the stopper 50 .
As a result, during the intake stroke of the high-pressure pump, the fuel in the valve chamber 44 flows from the axial groove portion 70 and the radial groove portion 71 through the communication passage 54 and into the plunger chamber 121 . Since the fuel flows directly from the radial groove portion 71 to the communication passage 54 in this way, the fluid resistance of the fuel flowing from the valve chamber 44 to the plunger chamber 121 is reduced. Therefore, the opening speed of the intake valve 41 is increased, and the high-pressure pump can improve the fuel intake efficiency.

（７）第１実施形態では、ストッパ５０の径内方向に位置する連通路５４の内壁を通る仮想円Ｃは、吸入弁４１の弁本体４２の外径よりも大きい。
これにより、高圧ポンプの調量行程時、プランジャ室１２１から連通路５４を通り弁座室１２２へ流れる燃料の動圧は、吸入弁４１の弁本体４２に直接作用しないので、吸入弁４１の自閉限界回転数を高めることができる。 (7) In the first embodiment, the imaginary circle C passing through the inner wall of the communicating passage 54 positioned radially inward of the stopper 50 is larger than the outer diameter of the valve body 42 of the intake valve 41 .
As a result, during the metering stroke of the high-pressure pump, the dynamic pressure of the fuel flowing from the plunger chamber 121 to the valve seat chamber 122 through the communication passage 54 does not directly act on the valve body 42 of the intake valve 41. The closing limit speed can be increased.

（第２実施形態）
本発明の第２実施形態を図７～図９に示す。以下、複数の実施形態において、上述した第１実施形態と実質的に同一の構成には同一の符号を付して説明を省略する。
第２実施形態では、吸入弁４１の弁本体４２の反弁座側の端面４６に径溝部７１１が設けられ、第１案内部４３の外壁に軸溝部７０１が設けられる。
径溝部７１１は、弁本体４２の周方向に、例えば等間隔で４個設けられている。径溝部７１１は、軸溝部７０１とポンプ室１２とを接続するように設けられている。
軸溝部７０１は、第１案内部４３の周方向に、例えば等間隔で４個設けられている。軸溝部７０１は、吸入弁４１の軸方向から見て、第１案内部４３の外壁から径内方向へ凸の円弧状に形成されている。 (Second embodiment)
A second embodiment of the invention is shown in FIGS. Hereinafter, in a plurality of embodiments, substantially the same configurations as those of the first embodiment described above are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
In the second embodiment, a radial groove portion 711 is provided in the end surface 46 of the valve body 42 of the intake valve 41 on the side opposite to the valve seat, and an axial groove portion 701 is provided in the outer wall of the first guide portion 43 .
For example, four radial groove portions 711 are provided at equal intervals in the circumferential direction of the valve body 42 . The radial groove portion 711 is provided so as to connect the shaft groove portion 701 and the pump chamber 12 .
For example, four axial groove portions 701 are provided at equal intervals in the circumferential direction of the first guide portion 43 . The shaft groove portion 701 is formed in an arcuate shape protruding radially inward from the outer wall of the first guide portion 43 when viewed from the axial direction of the intake valve 41 .

第２実施形態においても、４本の径溝部７１１の流路断面積を合せた面積は、第１案内部４３と第２案内部５２とのクリアランス７３の流路断面積と４本の軸溝部７０１の流路断面積とを合わせた面積よりも小さい。また、それらの流路断面積は、図５及び図６の実験結果により設定することが可能である。よって、第２実施形態は、第１実施形態と同様の作用効果を奏する。 Also in the second embodiment, the combined area of the channel cross-sectional areas of the four radial groove portions 711 is the channel cross-sectional area of the clearance 73 between the first guide portion 43 and the second guide portion 52 and the four axial groove portions. It is smaller than the combined area of the channel cross-sectional area of 701 . In addition, the cross-sectional areas of these flow paths can be set based on the experimental results shown in FIGS. 5 and 6. FIG. Therefore, the second embodiment has the same effect as the first embodiment.

（第３実施形態）
本発明の第３実施形態を図１０及び図１１に示す。
第３実施形態では、吸入弁４１１は、いわゆるシルクハット型に形成され、円盤状の弁本体４２１、及びその弁本体４２１の径内側からニードル８１側へ円筒状に延びる第１案内部４３１を有する。
ストッパ５０１は、当接部５１１、第２案内部５２１、固定部５３１および連通路５４１を有する。当接部５１１は、板状に形成され、弁本体４２１の反弁座側の端面４６１に当接する。第２案内部５２１は、当接部５１１からニードル側へ柱状に突出し、吸入弁４１１の第１案内部４３１の内周面と摺接する。固定部５３１は、当接部５１１から径外方向に延びて導入通路１３の内壁６６に固定される。連通路５４１は、固定部５３１の周方向に、例えば等間隔で３箇所設けられる。 (Third Embodiment)
A third embodiment of the present invention is shown in FIGS. 10 and 11. FIG.
In the third embodiment, the intake valve 411 is formed in a so-called silk hat shape, and has a disk-shaped valve body 421 and a first guide portion 431 cylindrically extending from the radially inner side of the valve body 421 toward the needle 81 side. .
The stopper 501 has a contact portion 511 , a second guide portion 521 , a fixed portion 531 and a communication passage 541 . The contact portion 511 is formed in a plate shape and contacts the end face 461 of the valve body 421 on the side opposite to the valve seat. The second guide portion 521 protrudes in a columnar shape from the contact portion 511 toward the needle and comes into sliding contact with the inner peripheral surface of the first guide portion 431 of the intake valve 411 . The fixed portion 531 extends radially outward from the contact portion 511 and is fixed to the inner wall 66 of the introduction passage 13 . The communication paths 541 are provided at three locations, for example, at regular intervals in the circumferential direction of the fixed portion 531 .

ストッパ５０１の第２案内部５２１の外壁には、軸溝部７０２が周方向に、例えば等間隔で３個設けられている。軸溝部７０２は、ストッパ５０１の軸方向から見て、第２案内部５２１の内壁から径内方向へ凸の円弧状に形成されている。
ストッパ５０１の当接部５１１の弁本体側の端面には、当接部５１１の周方向に、例えば３個の径溝部７１２が等間隔で設けられている。径溝部７１２と軸溝部７０２とは、吸入弁４１１の第１案内部４３１の径内側で連通している。 The outer wall of the second guide portion 521 of the stopper 501 is provided with, for example, three shaft groove portions 702 at equal intervals in the circumferential direction. The shaft groove portion 702 is formed in an arcuate shape protruding radially inward from the inner wall of the second guide portion 521 when viewed from the axial direction of the stopper 501 .
For example, three radial grooves 712 are provided at equal intervals in the circumferential direction of the contact portion 511 of the stopper 501 on the valve body side end surface of the contact portion 511 . The radial groove portion 712 and the axial groove portion 702 communicate with each other on the radially inner side of the first guide portion 431 of the suction valve 411 .

ストッパ５０１の径溝部７１２と軸溝部７０２は、ポンプ室１２とバルブ室４４とを連通している。第３実施形態においても、３本の径溝部７１２の流路断面積を合せた面積は、第１案内部４３１と第２案内部５２１とのクリアランス７３の流路断面積と３本の軸溝部７０２の流路断面積とを合わせた面積よりも小さい。
そのため、吸入弁４１１が開弁状態のとき、バルブ室４４とポンプ室１２との間を流れる燃料の流量は、３本の径溝部７１２の流路断面積を合せた面積によって定まる。したがって、高圧ポンプは、調量行程時におけるバルブ室４４の燃料圧力の上昇を抑制し、自閉限界回転数を高くすることが可能である。 A radial groove portion 712 and an axial groove portion 702 of the stopper 501 allow the pump chamber 12 and the valve chamber 44 to communicate with each other. In the third embodiment as well, the combined area of the channel cross-sectional areas of the three radial grooves 712 is the channel cross-sectional area of the clearance 73 between the first guide portion 431 and the second guide portion 521 and the three axial grooves. It is smaller than the combined area of the channel cross-sectional area of 702 .
Therefore, when the intake valve 411 is in the open state, the flow rate of fuel flowing between the valve chamber 44 and the pump chamber 12 is determined by the sum of the cross-sectional areas of the three radial grooves 712 . Therefore, the high-pressure pump can suppress an increase in the fuel pressure in the valve chamber 44 during the metering stroke and increase the self-closing limit rotation speed.

一方、吸入弁４１１が閉弁状態のとき、弁本体４２１の反弁座側の端面４６１とストッパ５０１の当接部５１１との間が全周で開いているので、バルブ室４４からポンプ室１２へ流れる燃料の流量は、第１案内部４３１と第２案内部５２１とのクリアランス７３の流路断面積と３本の軸溝部７０２の流路断面積とを合わせた面積によって定まる。したがって、高圧ポンプは、吸入行程時においてバルブ室４４の燃料をポンプ室１２に速やかに流し、燃料の吸入効率を高めることができる。
よって、第３実施形態は、第１、第２実施形態と同様の作用効果を奏する。 On the other hand, when the intake valve 411 is in the closed state, the end surface 461 of the valve body 421 on the side opposite to the valve seat and the contact portion 511 of the stopper 501 are open all around, so that the valve chamber 44 to the pump chamber 12 is closed. The flow rate of the fuel flowing to the first guide portion 431 and the second guide portion 521 is determined by the sum of the flow passage cross-sectional area of the clearance 73 between the first guide portion 431 and the second guide portion 521 and the flow passage cross-sectional areas of the three shaft groove portions 702 . Therefore, the high-pressure pump can quickly flow the fuel in the valve chamber 44 to the pump chamber 12 during the suction stroke, thereby improving the fuel suction efficiency.
Therefore, the third embodiment has the same effects as those of the first and second embodiments.

（第４実施形態）
本発明の第４実施形態を図１２及び図１３に示す。
第４実施形態では、吸入弁４１１の弁本体４２１の反弁座側の端面４６１に径溝部７１３が設けられ、第１案内部４３１の内壁に軸溝部７０３が設けられる。
径溝部７１３は、弁本体４２１の周方向に、例えば等間隔で３個設けられている。軸溝部７０３は、第１案内部４３１の周方向に、例えば等間隔で３個設けられている。軸溝部７０３は、吸入弁４１１の軸方向から見て、第１案内部４３１の内壁から径外方向へ凸の円弧状に形成されている。径溝部７１３と軸溝部７０３は、ポンプ室１２とバルブ室４４とを連通している。
第４実施形態においても、３本の径溝部７１３の流路断面積を合せた面積は、第１案内部４３１と第２案内部５２１とのクリアランス７３の流路断面積と３本の軸溝部７０３の流路断面積とを合わせた面積よりも小さい。
よって、第４実施形態は、第１～第３実施形態と同様の作用効果を奏する。 (Fourth embodiment)
A fourth embodiment of the present invention is shown in FIGS. 12 and 13. FIG.
In the fourth embodiment, a radial groove portion 713 is provided in the end face 461 of the valve body 421 of the intake valve 411 on the side opposite to the valve seat, and an axial groove portion 703 is provided in the inner wall of the first guide portion 431 .
For example, three radial groove portions 713 are provided at regular intervals in the circumferential direction of the valve body 421 . For example, three axial groove portions 703 are provided at equal intervals in the circumferential direction of the first guide portion 431 . The shaft groove portion 703 is formed in an arcuate shape protruding radially outward from the inner wall of the first guide portion 431 when viewed from the axial direction of the intake valve 411 . The radial groove portion 713 and the axial groove portion 703 allow the pump chamber 12 and the valve chamber 44 to communicate with each other.
In the fourth embodiment as well, the combined area of the channel cross-sectional areas of the three radial grooves 713 is the channel cross-sectional area of the clearance 73 between the first guide portion 431 and the second guide portion 521 and the three axial grooves. It is smaller than the combined area of the channel cross-sectional area of 703 .
Therefore, the fourth embodiment has effects similar to those of the first to third embodiments.

（他の実施形態）
上述した実施形態では、電磁弁部４０に関し、コイル８９に通電していないとき、可動コア８２が吸入弁４１，４１１を開弁するノーマリーオープン弁として説明した。これに対し、他の実施形態では、電磁弁部は、コイルに通電していないとき、可動コアが吸入弁を閉弁するノーマリークローズ弁としてもよい。
上述した実施形態では、吸入弁４１，４１１とニードル８１とを別体で構成した。これに対し、他の実施形態では、吸入弁とニードルとを一体で構成してもよい。
上述した第２実施形態では、吸入弁４１の第１案内部４３の外壁から径内方向へ凸の円弧状に軸溝部７０１を形成した。これに対し、他の実施形態では、軸溝部は、吸入弁の第１案内部の外壁に平面状に形成してもよい。すなわち、軸溝部および径溝部の断面形状に限定はない。
本発明は、上記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、種々の形態で実施することができる。 (Other embodiments)
In the above-described embodiment, the solenoid valve portion 40 is described as a normally open valve in which the movable core 82 opens the intake valves 41 and 411 when the coil 89 is not energized. On the other hand, in another embodiment, the electromagnetic valve section may be a normally closed valve in which the movable core closes the suction valve when the coil is not energized.
In the above-described embodiments, the suction valves 41, 411 and the needle 81 are configured separately. On the other hand, in another embodiment, the intake valve and the needle may be constructed integrally.
In the above-described second embodiment, the shaft groove portion 701 is formed in an arcuate shape protruding radially inward from the outer wall of the first guide portion 43 of the intake valve 41 . On the other hand, in another embodiment, the shaft groove may be formed in a planar shape on the outer wall of the first guide portion of the intake valve. That is, the cross-sectional shapes of the axial groove portion and the radial groove portion are not limited.
The present invention is not limited to the above embodiments, and can be embodied in various forms without departing from the scope of the invention.

１・・・高圧ポンプ
１２・・・ポンプ室
４１，４１１・・・吸入弁
４２，４２１・・・弁本体
４３，４３１・・・第１案内部
４４・・・バルブ室
５０，５０１・・・ストッパ
５２，５２１・・・第２案内部
７０、７０１、７０２、７０３・・・軸溝部
７１、７１１、７１２、７１３・・・径溝部 Reference Signs List 1 High-pressure pump 12 Pump chambers 41, 411 Suction valves 42, 421 Valve bodies 43, 431 First guide portion 44 Valve chambers 50, 501 Stoppers 52, 521 Second guide portions 70, 701, 702, 703 Shaft groove portions 71, 711, 712, 713 Radial groove portions

Claims

a plunger (20);
a pump body (10) having a pump chamber (12) in which fuel is pressurized by reciprocating movement of the plunger and an introduction passage (13) communicating with the pump chamber;
A valve body (42, 421) having a valve seat abutting portion that is seated on and separated from a valve seat (62) formed on the inner wall of the introduction passage, and a cylindrical first guide extending in the movement direction of the valve body. a suction valve (41, 411) having a portion (43, 431) for connecting and disconnecting the pump chamber and the introduction passage;
It has a cylindrical second guide portion (52, 521) which is in sliding contact with the first guide portion of the intake valve, contacts the side opposite to the valve seat of the intake valve, and restricts the movement of the intake valve in the valve opening direction. a limiting stopper (50, 501);
a valve chamber (44) that is formed between the stopper and the intake valve and houses a first spring (45) that biases the intake valve toward the valve seat;
When the suction valve and the stopper are in contact,
a first opposing surface on the side opposite to the valve seat of the intake valve and radially outward of the first guide portion;
A high pressure valve in which the valve chamber and the pump chamber communicate with each other via a first space between a second opposing surface of the stopper facing the first opposing surface on the valve seat side of the stopper. pump (1).

The suction valve has a first spring seat with an inner diameter smaller than the inner diameter of the first guide part, and with which one end of the first spring abuts,
2. The high-pressure pump according to claim 1, wherein the stopper has a second spring seat with an inner diameter smaller than the inner diameter of the first guide portion, against which the other end of the first spring abuts.