JPH01503475A - 燃料噴射 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるため要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 燃料噴射 Ｌ」二Ｌ」 は、燃焼騒音を低減するために、特に低速または低負荷の状態の場合に、燃料噴 射の開始時点で、燃料噴射速度を遅くするような燃料噴射制御に関する。

ｌ−見一韮−１ ディーゼル・エンジンの燃焼騒音は、低速または低負荷の状態の場合には、燃料 噴射速度を遅くすることによって低減することができることが良く知られている 。

これは、低速または低負荷の状態で、ポンプの動作チャンバから燃料を抜取るた めに開くバルブを設けることによって達成されてきた。阿えば、英国特許第２０ ４８３７３号は、ソレノイドによって伴動されるバルブを有する燃料噴射ポンプ を開示しているが、このバルブは、流五抑制器を介してアキュムレータに対する ポン７動作チャンバの接続を制御する。このバルブは、スプリング手段及びポン １動作チャンバ内の燃料の圧力によりて閉位置に付勢され、通電された場合ソレ ノイドによって開かれる。しかしながら、このバルブを通過する燃料の流れの動 的スロットル効果に打勝つソレノイドの力によって、このバルブが動作中に往復 運動を行う傾向がある。更に、このバルブを通過す７５表千１−５０３４７５　 （４） る燃料の流れは、噴射バルブのリフト圧力及び燃料の温度によって決定される。

従ってこのバルブは、動作中摩耗し、調和を欠いている。英国特許第１２６１２ ４６号は、閉鎖されたチャンバに対する抑制器を介して、ポンプ動作室の接続を 制御するバルブを有する燃料噴射ポンプを開示している。このバルブは、スプー ル・バルブ又は、ロータリ・バルブであり、これは開放または閉鎖状態に保持さ れ、エンジンの速度またはエンジンに対する負荷のようなエンジンの動作状態に 応じてこれらの位置の間を移動される。

米国特許第４４４９５０４号は、アキュムレータを有する燃料噴射ポンプを開示 しているが、このアキュムレータは、ポンプ動作チャンバに接続され、その結果 、これはポンプ動作チャンバ内の燃料圧力に応答し、低速または低負荷の状態で 燃料圧力が増加するに従って動作チャンバの容積を増加させる機能を果たす、こ のアキュムレータは、ボン１動作チャンバに接続された孔のなかで移動可能であ り、スプリング・チャンバ内のスプリングによってバックアップされているピス トンによって構成されこのスプリング、チャンバは、ロータリ・バルブを介して ポンプ燃料供給装置に接続されている。低迷または低負荷の状態の場合、ピスト ンはスズリングの動作に抗して自由に移動するが、所定のしきい速度または、貴 簡以上になると、このバルブが閉じられ、スプリング・チャンバが隔離され、こ れによフて実質的にピストンをその移動に対してロックする。

日　の　ス 本発明の目的は、燃料噴射を制御する改善された方法と手段を提供することであ り、特に、低迷度の状態で、燃料噴射のＩＦｉｌＪ１時期に燃料噴射制御を遅く することによって、燃焼騒音を低減する方法と手段を提供することである。

本発明の１つの面によれば、加圧燃料供給装置から燃料噴射器の噴射バルブを介 して、内燃８１関の燃焼室に噴射される燃料をＭ御する方法において、閉鎖チャ ンバは常に開口されている流量絞り孔を介して、加圧燃料供給装置に接続され、 ｗＩａチャンバの容積及び絞り孔の流通断面積は、エンジンが動作している場合 、所定容積の加圧燃料が閉鎖チャンバに流れることを可能にするように選択され 、これによって最初の噴射期間中燃焼室への燃料の流量を減少させることを特徴 とする。

もし所定のエンジン速度が、燃焼騒音を最大限低減させることを希望する速度と して選択されるなら、閉鎖チャンバの容積及び絞り孔の流通断面積は、上記の所 定の速度における点火遅延期間の開所定容積の燃料が閉鎖チャンバに流れること を可能にするように選択され、上記の所定容積の燃料は、上記の所定のエンジン 速度において、閉鎖チャンバ内の燃料の最大圧縮性に対応する。

このため、閉鎖チャンバに流入する燃料の容積は。

上記の所定の速度において速度と燃料圧力が最大値に増加するに従って増加し、 従って、この速度に至る迄。

噴射器からの燃料噴射速度を遅くすることに最大の効果を有する。より高いエン ジン速度では、燃料圧力は増加し続けるが、点火遅延期間の段階的な短縮が、絞 り孔を介して閉鎖チャンバに流れ込む燃料の容量を制限することに対して、主要 な影響を有している。より短い点火遅延期間及び予め選択された絞り孔の流通断 面積は、そこで流Ｊｌと閉鎖チャンバにおける燃料の最大圧縮性に対応させるの に不十分である。従って、！２つ孔は、閉鎖チャンバに対する燃料の流量を上記 の所定のエンジン速度以上に制限するように作用し、これによって燃料噴射速度 を高速エンジン性能対して要求される水準に保持する。閉鎖チャンバと絞り孔は 、従って、高いエンジン速度と比較して低いエンジン速度において、最初の燃料 噴射速度に選択的な影響を及ぼすためのものであり、これによってチャンバをｒ Ｍ閉するため、またはその容積を変化させるためにバルブまたはその他の可動部 品の使用を回避する簡単で耐久性のある手段が提供される。

閉鎖チャンバ及び絞り孔は、燃料の圧力パルスの終端において、ポンプ動作チャ ンバへの燃料のリターンフローを作る場合に、別の有利な効果を有し、これによ って燃料の噴射速度を増加させる。このため、エンジン性能のペナルティ−が低 減または取り除かれる。

ある檻のエンジンでは、エンジンの性能に受容することのできない影響を及ぼす ことなく、エンジンの速度範囲全体にわたって燃焼騒音を低減するため、所定の エンジン速度を選択することのできる可能性もある。

本発明の他の面によれば、内燃機関用燃料噴射装置は、閉鎖チャンバを常に開口 されている流量絞り孔を介して、燃料ポンプの動作チャンバまたは動作チャンバ の出力口と燃料噴射器の間の高圧燃料供給接続部、あるいは噴射バルブの上流に ある噴射器内の加圧燃料供給通路のいずれかに接続することによって、変形され 、閉鎖チャンバの容積及び絞り孔の流通断面積は、装置が動作している場合、所 定容積の加圧燃料が閉鎖チャンバに流れることを可能にするように選択され、こ れによって最初の噴射期間中噴射バルブを通過する燃料の流量を減少させる。従 って、閉鎖チャンバは、燃料ポンプまたは高圧燃料供給接続部または燃料噴射器 内に設けることができる。

ロータリー型燃料ポンプの場合、ポンプ動作チャンバが１個であれば、閉鎖チャ ンバは流量絞り孔を介して、このポンプ動作チャンバに接続される。しかし、複 数のポンプ動作チャンバが設けられ、それぞれが燃料を各燃料噴射器に供給する インライン型燃料ポンプ特表千１−５０３４７５　（５） の場合、゛別々の閉鎖チャンバが、各流ｊｌ絞り孔を介して各動作チャンバに接 続される。

燃料噴射に対する閉鎖チャンバの効果は、閉鎖チャンバに対する接続部の下流に ある燃料噴射器への流路中に第２流量絞り孔を付は加えることによって強化され る。この第２１量絞り孔は、閉鎖チャンバに対する接続部の近傍に位置し、第２ 流量絞り孔の流通断面積は、第２絞り孔の下流にある流路の最小流通断面積に匹 敵することが望ましく、かつこれ以上であることが！！ましい。

閉鎖チャンバが、動作チャンバと噴射器の間の高圧燃料供給接続部に接続されて いる場合、このチャンバと絞り孔は、共に第２絞り孔よりも大きいことが望まし く、もしこれが設けられる場合には、供給接続部にる。あるいは、第２流量絞り 孔は、燃料噴射器上または燃料噴射器内に位置することが可能であり、特に閉鎖 チャンバ及び流量絞り孔もまた噴射器上または噴射器内に位置している場合には そうである。１つの実施例において、両方の流量絞り孔が噴射バルブを収容して いる噴射器のノズル部と同軸に組み立てられている中間構成部品内に形成される ことが可能である。絞り孔は、噴射器、の軸と平行で燃料流路及び閉鎖チャンバ と一直線に並んでいる縦方向に延びる孔によって構成されてもよく、この閉鎖チ ャンバは中間構成部品または噴射器のノズル部またはその両方において縦方向に 延びる長いチャンバとして形成されてもよい。

１に二工ｌ五ｊ 第１図は１本発明を包含するロークリ燃料噴射ポンプの概略図である。

第２図は、興なった容積を有する閉鎖チャンバについての異なった速度における 負荷（Ｌ）に対するエンジンの燃焼騒音（ｄＢ）の曲線を示すグラフである。

第３図は、閉鎖チャンバに開口する異なった寸法の開口部に対する第２図と同様 の曲線を示すグラフである。

第４図は、閉鎖チャンバに開口する異なった寸法の開口部を有、するエンジンに 対する出力性能（ＫＷ）曲線のグラフである。

第５図は、第４図の異なった寸法の開口部を有するエンジンに対するトルク性能 （ＫＮ）曲線のグラフである。

第６図は、第４図の異なった寸法の開口部を有するエンジンに対する固有燃料消 費量（ｓｆｃ）曲線のグラフである。

第７図は、第４１２の異なった寸法の開口部を有するエンジンに対する煙放出量 （Ｓ）曲線のグラフである。

第８図は、異なった噴射タイミングに対する異なった速度での負荷（Ｌ）に対す るエンジンの燃焼騒音（ｄＢ）の曲線を示すグラフである。

第９区は、異なった噴射タイミングでの異なったチャンバ及び開口部に対する１ １０００ｒｐにおける負荷（Ｌ）に対するエンジンの燃焼騒音（ｄＢ）の曲線を 示すグラフである。

第１０図は、エンジン迷ｊＥ（Ｎ）に対する点火遅延時間（Ｔ）中の燃料の流量 （Ｖ）のグラフを示す。

第１１図は、エンジン速度（Ｎ）に対する点火遅延時間（Ｔ）中の流速（Ｖ′） のグラフを示す。

第１２図は、燃料のＦｊ＆速（Ｖ′）と燃料の流量の蓄積可能パーセントを示す 。

第１３区は、第１区のエンジンと燃料ポンプに対する第１２図のグラフと同様の グラフを示す。

第１４図は、第１図によるが、異なった寸法の流量絞り孔を有するエンジンと燃 料ポンプに対する第１３図と同様のグラフを示す。

第１５図は、２ｃｃのチャンバと０．４ｍｍの直径の流量絞り孔を設けたエンジ ン及びポンプに対するＮＯｘの放出量を示す。

第１６図は、第１５図と同じエンジンに対する炭化水素（ＨＣ）の放出量を示す 。

第１７区は、本発明を包含するロータリ・ディストリビュータ型燃料ポンプの概 略図である。

第１８図は、第１７図と同様であるが、閉鎖チャンバの代替位置を示す。

第１９図は、インライン燃料ポンプに適応された本発明を示す概略図である。

第２０図は、各噴射器に対する出力バイブに接続された閉鎖チャンバを有する本 発明の別の実施例を示す概略図である。

第２１３は、噴射器の出力バイブに接続される本発明による閉鎖チャンバ及び流 量絞り孔を有するアダプタを示す。

第２２図は、第２１図のアダプタを設けたエンジンの固有燃料消費量（ｓｆｃ） のグラである。

第２３図は、第２１図のアダプタを設けたエンジンの煙の放出ｊ１（Ｓ）のグラ フである。

第２４区は、第２１図のアダプタを設けたエンジンの燃焼騒音（ｄＢ）のグラフ である。

第２５区は、本発明による閉鎖チャンバと流量絞り孔を設けた噴射器を示す。

発明を実施するための最良の形層 さて本発明を、添付図面を９照し、例によって説明する。

図示のロータリ燃料噴射ポンプは、ハウジング１、ハウジング内で軸支され、デ ィーゼル・エンジンによって駆動されポンプの取付けられている駆動シャフト２ 、駆動シャフトと正面カムの相対的な軸方向の移動を可能にするカップリング４ を介して駆動シャフト２特表千１−５０３４７５（５） に同軸に接続されている正面カム３、及びカム３に対して同軸に固定され、ポン プ・シリンダ７の円筒孔６に回転可能かつ摺動可能に受け入れられているプラン ジャ５によって構成されている。スプリング８は、カム上で動作し、このカムを 固定ローラ９と係合するように付勢し、その結果、このカムとプランジャは、カ ムが駆動シャフトによって回転されるに従って、ローラ９とカム突出部１０との 協働によって往復運動を行う。

プランジャ５の各ストロークによって、この１ランジヤの端部における孔６内の 動作チャンバ１１から燃料が汲出され、この燃料は、中央道１１２及び１ランジ ヤの＠壁内の分配ダクト１３を通って、高圧パイプを介してエンジン内の関連燃 料噴射器に接続されている各の送り出し弁１４に送られる。

４シリンダ・エンジン用のポンプの場合、正面カムは４個の突出部１０を有し、 ４個の送りだし弁１４がポンプのハウジング位置内に設けられ、各の分配通１８ １５を介して孔と連通し、その結果、燃料は、１ランジヤ５の連続するストロー クによって交互にそれぞれの通路に送られる。

燃料は、ハウジング内の燃料供給チャンバ１７に接続されているポンプハウジン グ１内の供給通路１６を通って動作チャンバ１１に供給される。燃料吸込み用溝 １８がプランジャの５１５ｉ内に設けられ、その結果、それぞれの溝は、プラン ジャの連続する吸込みストロークによって、供給通路１６と交互に迷通し、この 吸込み用溝１８は、エンジンのシリンダと同じ数だけ設けられている。従って、 ４シリンダ・エンジン用のポンプの場合、１ランジヤは４分の１回転する毎に１ 回の往復運動を行い、吸込みストロークで各燃料吸込み用溝１８を通つて燃料を 吸込み、この燃料を送り出しストロークで中央通路１２および分配ダクト１３を 介して各送り出し弁１４に供給する。燃料の供給の終了は、中央通路１２に接続 されている１ランジヤ内のスピル・ポート１９が開かれることによって決められ る。

コントロール・スリーブ２０は、プランジャに滑り止めされ、スピル・ポート１ ９と協働し、スリーブ２０に接続された制御レバー２１は、ポンプ・サイクルの 初期の時点において、スピル・ポート１９が開かれることを可能にするため遠心 ガバナ（図示せず）の制御によって回転し、これによって噴射される燃料の量を 削減する。

ベーン型供給ポンプ２２は駆動シャフト２に取付けられ、これは外部の燃料タン クから供給チャンバ１７に燃料を供給する。移動圧力と呼ばれるチャンバ１７内 の圧力は、圧力調節弁（図示せず）によって制御されるエンジジン速度と共に増 加する。

ポンプのシリンダ７の外端部には、ネジを切った同軸の孔２３が形成され、ここ には、孔２３にねじ込まれ、同軸の盲孔２６を有する外部プラグ２５によって構 成されるアッセンブリ２４が取付けられ、この盲孔２６は、内部１ラグ２７によ って閉鎖され、外部１ラグ２５と内部プラグ２７の間に閉鎖チャンバ２８を形成 し、この閉鎖チャンバ２８は、小径を有する同軸の開口部２９によって構成され る絞り孔を介して、ポンプ動作チャンバ１１に接続されている。

燃焼騒音に対する閉鎖チャンバ２８の効果は、チャンバ２８を有する場合とこれ を有しない場合の騒音水準を比較すること、及び異なった容積のチャンバを有す る場合の騒音レベルを比較することによって、第２図に示されている。

第１区に示すように、燃料噴射ポンプを取付けたディーゼル・エンジンに対し、 １連の低速可変負荷試験が行われ、燃焼騒音（ｄＢ）が１５００ｒｐｍ及び４５ ００ｒｐｍの各速度における負荷（Ｌ）に対してプロットされた。このような１ 組の試験は、１ラグ２５の代わりに従来のプラグを有し、従ってチャンバ２８を 有しないポンプを使用して行われ、測定された騒音レベルは、第２図の曲線！に よって示されている。第２組の試験は、ｉｃｅの容積を有するチャンバ２８に接 続された直径７ｍｍのドリル孔の形層の図示の開口部２９を使用して行われ、測 定された騒音レベルは第２２の曲線！工によって示されている。第３組の試験は 、２ｃｃの容積のチャンバ２８を有し、かつ同じ７ｍｍの直径の開口部を有する 図示のポンプを利用して行われ、測定された騒音レベルは、第２７の曲線ＩＩに よって示されている。

第２図の曲線は、チャンバ２８がエンジンの騒音を低減させることを示し、更に これらの曲線は、より大きな２ｃｃの容８Ｉ（曲線１１）が１ｃｃ（７）容ｆｆ １（曲線ＩＩ）よりもより大きな騒音の低減を行うことを示している。従って、 ２ｃｃの容積が、チャンバ２８をボン１動作チャンバ１１に接続する開口部２８ に対する異なった断面間の影響を決定する場合、ｉ＆適の容積として採用された 。

エンジン速度が増加するに従って、開口部を通過する燃料の流れを制限する連続 的な効果を開口部に持たせるため、開口部２９の断面積は、上述の試験で使用さ れた７ｒｎｍの直径の孔よりもはるかに小さくされた。

従って、直径０．８ｍｍ及び直径０．４ｍｍの孔が開口部２９に使用され、同様 の低速可変負荷騒音レベル試験が行われた。その結果は第３図に示され、ここで 曲線ｌは直径０．８ｍｒｎの孔を使用した結果であり、曲！！ＩＩは直径０．４ ｍｍの孔を使用した結果である。

第３区は、第２図の曲線工に示されるチャンバ２８を設けていない従来のポンプ に対する騒音レベルと比較して、０．８ｍｍ及び０．４ｍｍの直径の孔がいずれ も１５００ｒｐｍの低速度においてエンジンの騒音レベルを低減させるのに役立 っていることを示してい特表千１−５０３４７５　（７） る、低速における０、８ｍｍ及び０．４ｍｍの直径の孔の場合の騒音レベルは、 いずれも第２０の曲線ＩＩｌによって示される７ｍｍの直径の孔と２ｃｃのチャ ンバの場合に低減された騒音レベルに匹敵している。

４５００ｒｐｍのより高いエンジン速度では、０゜８ｍｍ及び０．４ｍｍの直径 の孔の騒音レベルは異なっている。０．８ｍｍの孔（曲！１１）の騒音レベルは 、尚第２図の曲１１１　Ｉ　Ｉによって示される７ｍｍの孔と２ｃｃのチャンバ の低減された騒音レベルに匹敵するが、０．４ｍｍの孔の騒音レベルは、第２図 の曲線工によって示されるチャンバ２８を設けていない従来のポンプに対する騒 音レベルに比べればまだ低いが、この騒音レベルはより大きくなっている。

従って、最高４５００ｒｐｍ迄のエンジン速度では。

０．８ｍｍの孔は、燃料噴射パルスの開始時点における点火遅延期間内では、燃 料が実質的に制限を受けないでこれを通ることを可能にし、これによってチャン バ２８を最初の燃料噴射速度を減少させ、従ってエンジン騒音を低減させるアキ ュムレータとして、有効に機能させる開口孔として動作することが分るであろう 。

０．４ｍｍの孔は、１５００ｒｐｍのより低いエンジン速度では、開口孔として 同様に機能するが１点火遅延期間中１．これがチャンバ２８に対する燃料の流れ を制約するより高いエンジン速度においては、これは開口孔として機能しない、 従って、０．４ｍｍの孔は、ポンプ動作チャンバ１１を閉鎖チャンバ２８に接続 する場合に、速度によって決められる効果を有し、この接続部は、より低いエン ジン速度では、完全に開かれているが、エンジン速度が増加するにつれて、有効 に連続して閉鎖される。即ち絞られる。

開口部２９に対して０．６ｍｍの直径の孔を使用して同様の試験が行われ、得ら れた騒音レベルの結果は、０．４ｍｍの孔と実質的に同じであり、このことは、 この開口部がポンプ動作チャンバ１１を閉鎖チャンバ２８に接続する場合、速度 によって決められる方法でまた動作していることを示している。

異なった直径の孔２９のエンジン性能に対する影響を評価するため、出力（ＫＷ ）、）ルク０ＣＮ）固有燃料消費量（ｓｆｃ）及び煙（Ｓ）の各々を異なったエ ンジン速度で測定するため、一連のエンジン性能試験が行われ、ｓｆｃ及び煙の 試験は全エンジン負荷で行われた。これらの結果は、第４図ないし第７区に示さ れている。

第４図は、０．８ｍｍ、０．６ｍｍ、及び０．４ｍｍの直径の異なったサイズの 孔を使用した場合と、チャンバ２８を設けていない従来の１ラグ２５を使用した 場合の同じエンジンに対する出力曲線を示す、これらの曲線は、０．８ｍｍの直 径の孔の場合を除いて、全ての場合において出力曲線が実質的に同じであり、０ ．８ｍｍの直径の孔は、第４図の曲＆ｌＩで示されるよう多；、３５００ｒｐｍ 以上の速度において、出力の低下を発生させていることを示している。

第５区は、興なったサイズの孔及びチャンバ２８を使用しない場合の同じエンジ ンに対するトルク曲線を示し、これらの曲線はまた０、８ｍｍの直径の孔の場合 を除く全ての場合について性能が同じであり、０゜８ｍｍの直径の孔は、第５図 の曲線１によって示されるように、３５００ｒｐｍ以上の速度においてトルクの 低下を発生させていることを示している。

第６図は、異なったサイズの孔及びチャンバ２８を使用しない同じエンジンに対 いての固有燃料消費量を示し、この性能曲線において工はチャンバを使用しない 場合、ＩＩは０．８ｍｍの孔を使用する場合、ＩＩ工は０．６ｍｍの孔を使用す る場合、ＩＶは０．４ｍｍの孔を使用する場合を示す、これらの曲線は、チャン バを使用しない場合（曲ａｌｌ）に、最良のｓｆｃが与えられ、０．８ｍｍの最 大の直径（曲１１１１＞の孔が使用される場合に、最悪のｓｆｃの結果が与えら れ。

特にこれは、より高い速度において悪くなっていることを示している。０．６ｍ 、ｍ及び０．４ｍｍの直径の孔の場合には、中間のｓｆｃの結果が与えられてい る。

第７図は、ｊ！なったサイズの孔を使用した場合、及びチャンバ２８を使用しな い場合の同じエンジンに対する煙の放出量（Ｓ）の曲線を示し、これらの性能曲 線は、第６図と同じように識別される。これらの曲線は、全体としてチャンバを 使用しない場合（曲線工）に、煙の量は最低となり、０．８ｍｍの孔（曲＆１１ １）を使用した場合に煙の放出量は最悪となり、特にこれはより高い速度におい て悪くなることを示している。

０．４ｍｍの孔（曲線ＩＶ）の場合、低速度において最悪の煙の放出量となり、 ０．６ｍｍの孔（曲線■ＩＩ）の場合、低速度で煙の放出が最低となり、高速度 ではチャンバを使用しない場合（曲１１１）に匹敵する低い放出量となる。

従って、これらの性能の結果によって、ポンプ動作チャンバ１１を閉鎖チャンバ ２８に接続する孔２９の直径がより大きい場合（例えば０．８ｍｍの直径）。

より高いエンジン速度において、性能の劣化が生じるが、これはより高い速度に おいて、チャンバ２８に対する接続部を効率的に閉鎖する、即ちこれを絞るより 直径の小さい孔を設けることによって１回避することができることが確認できる 。この例において、０．４ｍｍ及び０．６ｍｍの直径のより小さな孔の場合、よ り優れたエンジンの性能が与えられ、０．６ｍｍの孔の場合、より少ない煙の放 出量が得られる。従って開口部２９は、０．６ｍｍの直径の孔の場合に最適化さ れ、これによって高いエンジン速度におけるエンジン性能の許容できない程度の 劣化を発生させることなく、低いエンジン速度においてエンジンの騒音を低減す ることができる。

特表千１−５０３４７５　（８） 上で説明した試験は、全て４５００ｒｐｍのエンジン速度において％ＢＴＤ０１ ２度にセットされたエンジン噴射タイミングで行われた。しかし、エンジンの騒 音レベルは、噴射タイミングを遅らせることによって、改善されることができる 。これは、２ｃｃのチャンバ２８と直径０．６ｍｍの開口部２９を有するエンジ ンについて、異なった速度と噴射タイミングにおける騒音負荷曲線を示す第８図 に示されている１曲＆ｉｌはＢＴＤＣ１２度の噴射タイミングに関し、曲線１１ はＢＴＤＣ５度の噴射タイミングに関する。試験の場合のエンジン速度は、１１ ０００ｒｐ、ｉ　５００　ｒ　ｐｍ、２５００ｒｐｍ及び４５００ｒｐｍであっ た。これらの曲線は、騒音が全ての速度で低減されるが、測定された最低の速度 である１１０００ｒｐのように低速かつ低負荷の状態で、Ｕ膏が最大限低減され ることを示している。ディーゼル・エンジン駆動車両の運転者にとって、エンジ ンの騒音が最も気になるのは、低速度低負荷の場合であるから、このことは重要 である。

遅延された噴射タイミングにおける騒音レベルの低減を更に示すため、チャンバ ２８を設けていないケース１（Ａ）の場合と、ボン１動作チャンバ１１に７ｍｍ の直径の孔で接続された容積２ｃｃのチャンバ２８を有する第２のケース（Ｂ） 、及び０．６ｍｍの直径の孔によって動作チャンバ１１に接続された容量２ｃｃ のチャンバ２８を有する第３のケース（Ｃ）の場合につし）て、燃料噴射ポンプ を取付けた同じエンジンに対して一連の比較試験が行われた。騒音の測定は、１ １０００ｒｐの速度において負荷を変化させ、がつＢＴＤＣ１２度の噴射タイミ ング及びＢＴＤＣ５度の噴射タイミングで行われた。その結果は第、９図に示さ れている０曲ｌｉＩはＢＴＤＣ１２度の噴射タイミングに関し、曲線ＩＩはＢＴ ＤＣ５度の噴射タイミングに関するものである。これらの曲線によって、２ｃｃ の容積と０．６ｍｍの直径の孔を有するケース（Ｃ）の場合、騒音レベルは最少 になり、これは曲線ＩＩ（Ｃ）によって表されるＢＴＤＣ５度の遅延タイミング おいて、最も顕著になることが示されている。この遅延タイミングでは、高負荷 における騒音は、曲線Ｉ　（Ｂ）によって表される２ｃｃの容積と７ｍｍの直径 の孔を有するケース（Ｂ）の場合よりも更に低い。

第１０図に示す曲線は、開口部２９を通って容積２ＣＣの閉鎖チャンバ２８に流 れる燃ｆｉ■の理論的な分析に基づいている８曲線ｌは、異なった燃料圧力にお ける燃料の圧縮性の結果として、閉鎖チャンバ２８に流れることのできる燃料の 最大量を表す、燃料の圧力は、エンジンの速度と共に増加し、従って最大流量は 、図示のように、エンジン速度が増加するに従って増加する０曲線１１．ｒｌＩ 及びＩＶは、閉鎖チャンバがそこに流れ込む燃料の流れによって一杯にならない 程度に大きいと仮定した場合、点火遅延期間中に閉鎖チャンバ２８に開口部２９ を通って流れる燃料の量を表す、各曲線は、曲線ＩＩの場合には０．９２ｍｍ、 曲線ＩＩＩの場合には０．７６ｍｍ、及び曲１ｉ２Ｖの場合には０．５７ｍｍの それぞれ異なった直径の開口部２９を表し１点火遅延期間が短くなるに従って、 エンジンの速度の増加と共に流量が減少する状況を示す。

開口部２９が０．７６ｍｍの直径を有し、閉鎖チャンバ２８の容積が２ｃｃであ ると仮定した場合、チャンバ２８への燃料の流量は、第１０国の曲線Ｉに沿って ２０００ｒｐｍのエンジン速度まで増加する。この速度において、点火遅延期間 中にチャンバ２８に流れる流ｌがこの燃料の圧力において閉鎖チャンバ内の燃料 の圧縮性に対応する最大流量に等しくなるような燃料圧力及び点火遅延期間が得 られる。２０００ｒｐｍ以上のスピードでは、閉鎖チャンバへの流量は主として 点火遅延時間の連続的な減少によって影響され、これによって第１０図の曲！Ｉ Ｉ！Ｉに示される点火遅延時間中の流量の実質的な一定レベルまでの低下が生じ る。従って、開口部及び閉鎖チャンバは最高２００゜ｒｐｍ以下において燃料の 噴射速度を低減する最大の効果を有するが２０００ｒｐｍ以上の速度ではこの効 果はより少ない、２０００ｒｐｍ以上におけるこの効果の減少は、第１０図の曲 ｌｌＩによって示されるこの曲線工と曲線ＩＩＩとの交点の上の領域での更に大 きな開口部２９を有する閉鎖チャンバ２８の潜在的な効果と比較して、特に注目 する必要がある３曲線工及び曲線ＩＩＩは、この交点以上の領域では連続的に分 岐していることが分る。

これと同じ点は、第１０図における曲線ｒ−ｒｒ、ＩＩＩ及び１ｖの流量に対応 する流速Ｖ′を示す第１１図に示されている０曲線ＩＩＩは、０．７６ｍｍの直 径の開口部２９を通る実際の流量が２０００ｒｐｍ以上の領域で増加し続けるが 、曲線■によって示される最大の流速は、より大きく、より遠い速度で増加する ことを示している。

第１０区における曲１１１Ｖは、直径０．５７ｍｍの開口部を通過する流量が１ １０００ｒｐ以上の速度では減少する様子を示す、１１０００ｒｐおいて１点火 遅延期開中に閉鎖チャンバ２８に流れる燃料の容量が、この圧力において閉鎖チ ャンバ内の燃料の圧縮性に対応する最大量ｌに等しくなるような燃料圧力及び点 火遅延期間が得られる。

第１０図の曲線ＩＩには、０．９２ｍｍの直径の開口部が非常に大きいため、最 高速度４５００ｒｐｍ以上でのみ点火遅延期間中の流量が閉鎖チャンバ２８にお ける燃料の圧縮性に対応する最大量以下になることを示している。

第１０図から、曲線■が、全ての選択されたエンジン速度（Ｎ）において、容量 ２ｃｃのｍｓチャンバ２８に対する最大要求流量ｄＶを決定し、適当な直径の特 表千１−５０３４７５　（９） 開口部２９は、点火遅延期ＢＴの間、この最大要求流量ｄＶを選択されたエンジ ン速度Ｎ及び燃料圧力Ｐとマツチさせるように計算されることができることが理 解される。

開口部２９の流通断面積Ａと上で識別されたパラメータの閏の関係は下記の通り である。

Ａ−Ｆ　−ｄ　Ｖ／Ｔ　−Ｎ／ＪＰ 燃料圧力Ｐは最大圧力である。ファクターＦは、容易にめられることができる。

閉鎖チャンバ２８の容積２ｃｃは、上記の実験によってｆｌ適となっている。指 標として閉鎖チャンバ２８は、このチャンバへの燃料の流量が、ポンプ動作チャ ンバ１１内の燃料の圧縮された容積に対応する最大容積を有し、その結果、噴射 器には燃料が流れないことが明らかである０例えば、この最大容積は約７ｃｃで よく、従７て閉鎮チャンバ２８の容積はこの０ないし７ｃｃの限定された範囲内 で容易に最適化されることができる。

閉鎖チャンバ２８の容積Ｖ及び開口部２９の流通面ｆｆ１Ａをｉ＆遮化するため に採用することのできる他のアプローチは、噴射器によって噴射された燃ｆｌ　 Ｖ　ｎの容積を検討し、要求速度における点火遅延期間中に閉鎖チャンバへの流 れによって除去することを希望する対応するｍＦｌの比率を選択することである 。開口部２９の流通面積Ａは、流通面積Ａと噴射器のノズル・スプレー孔の流通 面ＮＡｎの比率がこれらの領域を通過する選択された燃料流の比率に比例すると いう事実を使用して、下記のように計算することができる。

Ａ　／　Ａ　ｎ　＝　ｄ　Ｖ　／　Ｖ　ｎ一度面覆１０Ａが計算されると、流Ｊ ｉｄＶは、下記の式を利用して計算されることができる。

ｄＶ−１７Ｆ−Ａ”’＃Ｐ／Ｎ 一度ｄＶが計算されると、容積Ｖは燃料の圧縮性から計算することができ、最大 燃料圧Ｐは下記の通りである。

Ｖ冨ｄＶ−に／Ｐ ここでＫは、燃料の弾性係数である。

もし閉鎖チャンバに入る選択された流量ｄＶが、高速度におけるエンジンの性能 に対して受入れることのできない悪い影響を持っていることが判明した場合、よ り低いｄＶの値を選択することができ、従って容積Ｖ及び流通面ｆｉＡの対応す るより小さい値が使用される。

エンジンの性能に対する悪影響は全て、１ランジヤ５がそのストロークの終端部 に向かって速度を低減させるに従って、閉鎖チャンバ２８からポンプ動作チャン バ１１内への燃料のリターンフローによって相殺される傾向がある。従って、動 作チャンバ１１内における圧力は、より長く保持され、噴射器の噴射２１！度は 大きくなる。開口部２９を通過するリターンフローは。

限られた期間発生し、その間噴射速度は連続的に大きくなる。第１０図及び第１ １図の曲線ＩＩによって表わされる０、９２ｍｍのような大きな直径を有する開 口部２９でさえ、チャンバ２８内のより多くの量の圧縮燃料が動作チャンバ及び 噴射器に戻るのに従って高速において受入れることの可能なエンジン性能を与え ることができる。

更に一度ボンプ動作チャンバ１１が、供給通路１６を介して燃料供給チャンバ１ ７に接続されると、閉鎖チャンバ２８からのリターンフローによって、発生する 可能性のある全てのキャビテーションの問題が相殺される傾向がある。

閉鎖チャンバ２８及び開口部２９の効果を分析する他の方法は、噴射器に対する 燃料の流速を検討することである。閉鎖チャンバ２８を設けていないエンジンと 燃料ポンプを検討する場合、第１２区は１１０００ｒｐにおけるエンジンのクラ ンクシャフトの回転の度合いに対する噴射器への燃料Ｖ′の流速の曲＆ｌＩを示 す０曲線ＩＩは、噴射期間における合計流量のパーセンテージとしての噴射器に 対する蓄積可能な燃料の流量を表し、この場合１１０００ｒｐにおける合計の流 ｌは、５７ｍｍ”である０曲線■は噴射が約４．５度のクランク角度で開始され ２７．５度の噴射遅延期間が可能になることを示し、曲線１工は、噴射が約１２ 度のクランク角度で開始された場合、５０％以上の燃料が噴射されていることを 示す。

第１３図は、第１２図と同じエンジンと燃料ポンプを使用するが、３．３５ｃｃ の容積を有する閉鎖チャンバ２８と、これをポンプ動作チャンバに接続する直径 ０．８５ｍｍの開口部２９を追加した場合の、燃料流量Ｖ′蓄積可能な燃料の燃 料流量のパーセンテージに対する同様の曲ｌ！Ｉ及びＩＩを示す０曲！ｉｌは、 噴射が約１．５度のクランク角度で開始され７．５度の噴射遅延期間が得られる ことを示し、曲＆ｉＩＩは、噴射が約９度のクランク角度で開始された場合、約 ８％の燃料が噴射されていることを示す、従って、第１２図に示される閉鎖チャ ンバ２８の設けられていないポンプと比較した場合、点火が開始される前に噴射 された燃料の量ははるかに少ない、事実、燃料の流量は最初の燃料の噴射の後、 ２段階即ちパイロット噴射の方法で０に低下する。しかし、この最初の噴射の後 、噴射速度は閉鎖チャンバの設けられていないポンプと同じ方法で変化し、第１ ２図における４、５度を超えるクランク角度の部分と、第１３区における７度を 超えるクランク角度の部分が類似している。

第１４図は、第１３図と同じエンジンと燃料ポンプを使用するが、３．３５ｃｃ の容積を有する閉鎖チャンバ２８と、直径０．４ｍｍの開口部２９を使用した場 合の、燃料流量Ｖ′及び蓄積可能な燃料の流量のパーセンテージに対する同様の 曲！Ｉ及び１■を示している０曲＆ｌ■は、第１３区と同様に、噴射が１．５度 のクランク角度で開始され１点火が９度のクランク角度で開始されることを示す が、曲線ＩＩは、噴射が開始される前に、約１８％の燃料が噴射されていること を示す、従って、直径０．４ｍｍの開口部２９を有する閉鎖チャンバ２８では、 第１３図に示すより大きい直径０−８５ｍｍの開口部２９を有するチャンバ２８ と比較して最初の噴射期間の同、燃料のｆｆｉ量はより少ない。

本発明は、最初の燃料噴射速度を減速し、従って事前に混合された燃料の量を削 減することによって燃焼騒音を低減することが理解できる。ｉ＆高燃焼温度もま た従って削減され、これは今度はＮＯｘの放出量を減少させる。このことは、第 ４区ないし第７図の試験と同じエンジン及び燃料ボン１を使用した一連の低速可 変負荷試験で示すことができるが、この場合燃料ポンプは容積２ｃｃのチャンバ ２８と０．４ｍｍの直径の開口部を有している。ＮＯｘの放出量及び炭化水素の 放出量（ＨＣ）は２００Ｏｒｐｍの速度で測定され、チャンバ２８を使用しない 場合に測定された放出量と比較された。これらの結果はＮＯｘの放出量について は第１５図に１０ツトされ、ＨＣの放出量については第１６図にプロットされ、 各々は曲ａｌによって示されるチャンバ２８を有する場合の放出量が、曲＆ｉｌ ｌによって示されるチャンバを設けていない場合の放出量と比較して、全てまた は大部分のトルク範囲（ＫＮ）で減少していることを示している。

本発明は、エンジンの燃焼騒音を低減するだけでなく、燃料ポンプの動作騒音も 低減するが、これは閉鎖チャンバが、ポンプのアクチュエータによって燃料ポン プ・エレメントに加えられるＷ＊を減少するアキュムレータ即ちスプリングとし て樋能するためである。

点火遅延期間中に噴射される燃料の削減、及び噴射期間の終了時期におけるこれ に対応する増加を含む閉鎖チャンバ２８によって行われる燃料の再配分は、特に 閉鎖チャンバ及び絞り孔が設計されたエンジン速度において、固有燃料消費量を 削減するという別の有益な効果を有している。この改善は、より均一で効率の高 い燃焼、及び上死点のより近くに噴射される燃料の比例的な増加を含む多数の効 果によって得られるものである。

噴射のタイミングが遅延された場合、噴射遅延期間は短くなり、このことはＷ５ 鎖チャンバ２８を設けていない標準システムと比較して、噴射遅延期間内に噴射 される燃料のｌに対して比鍔的に大きくなる効果を有している。この効果は、閉 鎖チャンバに対する燃料の流速がチャンバが噴射遅延期間の終了時点に向かって 燃料で充満されるに従って遅くなり、このなめ噴射された燃料の速度は終了時期 に向かつて連続的に増加することによって得られる。従って、噴射遅延期間を短 くすることによってこのより速度の大きい噴射された燃料の流れる時間が短くな り、従って噴射された燃料の流れが噴射遅延期間中でより均一に分布されている 標準システムの場合と比較して、噴射遅延期間中に噴射される燃料の合計量が大 巾に削減される。従って、燃焼による騒音が削減され、この効果は、噴射のタイ ミングを遅くする場合に得られる通常の騒音の削減に追加される。

本発明は、また第１７Ｇ及び第１８図に示かれるロータリ・ディストリビュータ 型の燃料ポンプに適用することが可能であり、この場合ロータ・アッセンブリー ３０は、ポンプ動作チャンバ１１内に燃料のパルスを発生させるため、環状のカ ム・トラック３２内に両端に位置する一対のピストン３１を保持し、かっこのロ ータアッセンブリが回転する場合の中央燃料分配通８３３を有している。閉鎖チ ャンバ２８は、第１７図に示すように、絞り孔２９を介して分配通ｎ３３と連通 ずるため、ロータ・アブセンブリ内に設けられてもよい、あるいは、この閉鎖チ ャンバ２８は、ポンプ・ハウジング位置内に設けられ絞り孔２９を介して、第１ ８図に示されるように、燃料分配通６３３に接続されているロータ・アッセンブ リ内の環状のギヤラリ３４と連通してもよい。

本発明は、またインライン燃料ポンプにも適用することができる。第１９図に示 すように、インライン・ポンプのポンプ本体１は、閉鎖チャンバ２８が絞り孔２ ９を介して各ポンプ・ピストン３５のポンプ動作チャンバ１１に接続されるよう に取付けられる。

第１図、第１７図及び第１８図に示されるロータリ型の燃料ポンプの場合、１個 のチャンバ２８がポンプ動作チャンバ１１に接続されている。しかし、別の実施 例の場合、第２０図に示すように、個々の閉鎖チャンバ２８は、それぞれ絞り孔 ２９を介して、各ポンプの出力口３７とその個々の噴射器３９の間の高圧パイプ ３６に接続されてもよい。

閉鎖チャンバの効果は、閉鎖チャンバに対する接続部の下流にある燃料噴射器３ ９への燃料通路に第２流量絞り孔を設けることによって、強化されるができる。

第２１図は、噴射器の近傍の高圧出力接続部３６に接続されることができるアダ プタ３８を示しているが、このアダプタは、パイプ３６用の入力コネクタ４２と 噴射器３９の出力コネクタ４３の間でアダ１夕を通る流ｌ＠４１内で閉鎖チャン バ２８、流量絞り孔２９、及び第２流量絞り孔４０を設けている。第２流量絞り 孔４０は、チャンバ２８を流ｉ４１に接続する絞り孔２９の下°流で流路４１の 出力端に位置している。　従来のポンプ及び噴射器及び高圧パイプ３６に１組の アダプタ３８を設けたディーゼルエンジンは、異なったエンジン速度及び全負荷 の状態で、固有燃料消費１（Ｓｆｃ）、煙（Ｓ）及び燃焼騒ｆ（ｄＢ）を測定す る一特表千１−５０３４７５　（１１） 連のエンジン性能試験を受けた。その結果は、第２２図ないし第２４１Ｋに示さ れ、これはアダプタ３８を収付けていないが、第１区に示すようにポンプの動作 チャンバ１１に直接接続された１個この閉鎖チャンバ２８を有する同じエンジン に対する同様の試験と比較されている。いずれの試験の場合も、閉鎖チャンバ２ ８の容積は２ｃｃであり、流量絞り孔２９の直径は０゜７５ｍｍであり、第２流 量絞り孔４０の直径は、噴射器のノズル・スプレ化のる計面積に対する有効直径 ０゜６２ｍｍと比較して、０．６５ｍｍであうな。

第２２図は、固有燃料消費量の曲線を示し１曲線工によって示されるアダプタ３ ８を有するエンジンのＳｆｅは、曲＆ｌＩＩによって示されるアダプタを設けず １個のチャンバ２８のみを宥するエンジンと比較して、中位の速度範囲の大部分 にわたって、はるかに改善されていることを示している。

第２３図は、煙の曲線を示し１曲線ｌで示されるアダプタ３８を有するエンジン の埋は、曲線ＩＩによって示されるアダ１夕を設けず１個のチャンバ２８のみを 有するエンジンと比較して、全ての速度範囲において、はるかに改善されている ことを示している。

第２４図は、燃焼騒音の曲線を示し２曲線Ｉで示されるアダプタ３８を有するエ ンジンの騒音は、曲ＢＩＩによって示されるアダプタを設けず】個のチャンバ２ ８のみを有するエンジンと比較して、中速及び低速の部分の速度範囲において、 若干劣っていることを示している。

従って、アダ１夕３８は燃焼騒音について若干の劣化を示すが、ｓｆｃおよび煙 については改善を行い、しかも燃焼騒音についても、第２４図の曲線ＩＩＩによ って示されるようにアダ１夕３８または閉鎖チャンバ２８を設けていない標準エ ンジン及び燃料ポンプの燃焼騒音をなおはるかに下回っている。チャンバ２８の 容積及び流量絞り孔２９と第２流量絞り孔４０の断面積を最適化することによっ て、燃焼騒音は、ポンプ動作チャンバに直接接続された閉鎖チャンバ２８を有す るエンジンに対する曲線）Ｉの燃焼騒音よりも改善されるよう、もし希望される ならば、更に低減されることができる。

第２流量絞り孔４０を設ける別の利点は、これが、特に噴射特性とエンジン特性 をアイドリング速度または高速軽負荷の状態で、極めて安定させることである。

不安定性は、少量の燃料がポンプによって供給され、小さな供給量の変動がこれ に比例して大きくなる影響をエンジンに対する燃料補給に与える場合に発生する 。

ばらつきのある燃ｌ′：１ＩＩＩ給はこのようにして発生する可能性があり、こ れによってポンプ・ガバナーが速度を低下させると共に、これらの応答に時間遅 れが生じ、最終的な影響としてエンジンが所望速度の周辺でハンチング即ち振動 する。従って、エンジンは不規則な回転または点火不良を生じ、ばらつきのある 燃料補給によって排気が増加する。閉鎖チャンバ２８の効果は、このチャンバに 充填するのに必要な量だけポンプの供給量を増加することであり、その結果アイ ドリング時の供給量の変動がこれに比例して小さくなり、従って、ポンプのこれ らの変動に対する感度がより小さくなる。

第２１図に示されるアダ１夕３８は、第２１５！り孔４０を取り除くことによっ て容易に変形することのできることは明らであり、その結果、閉鎖チャンバを噴 射器の近傍に位置させるため、これを第２０図に示す方法で使用することができ る。

閉鎖チャンバ２８を噴射器の近傍に位置させることは有利であると考えられるが 、その理由は、これがチャンバと噴射器のノズル・スプレー孔の間の燃料通路に おいて、悪影響のある油圧作用、特に波動効果を削減するのに役立つことであり 、これを行わなければ、この作用によって噴射器に対する燃料の流量を変更して チャンバの油圧効果を削減即ちこれが働かないようにしてしまう、第２流ｍＩ２ り孔４０を追加することは有利であると考えられるが、その理由は、これが閉鎖 チャンバ２８への流量絞り孔４０との接合部で発生する燃料の流れの分散を促進 することである。燃料の流路に於ける全ての油圧波動による悪影響は、この第２ 流及絞り孔によって削減され、閉鎖チャンバによって変更された燃料のパルスの みが第２流量絞り孔を越えて噴獣器に伝えられる。閉鎖チャンバを噴射器の近傍 に位置させることと第２流量絞り孔を設けることの結合された効果によって、第 ２１区に示すように最大の利益が生まれる。

第２５図に示すように１本発明の別の実施例では、閉鎖チャンバ２８と流量絞り 孔２９が各噴射器３９に設けられている。また第２流量絞り孔４０も噴射器に設 けられている。

この噴射器は一般に知られている精造であって、ノズル・ホルダ本体４４、中間 ノズル・アダプタ４５及びノズル４６によって精成され、これらは軸方向に組み 立てられ外部ノズル・ナツト４７によって共にクランプされている。

ニードル・パルプ４８がノズル４６の孔４９内に軸方向に設けられ、これは先端 部５０を有し、この先端部はパルプ・シート５１と協働して孔４９からノズル・ スプレー孔５２を通ってノズルの先端に供給される燃料を制御する。ニードル４ ８の上部は２孔５３を通ってアダ１夕４５内に延び、ホルダ本体４４内の圧縮ス プリング５４と協働するが、この圧縮スプリングは、ニードルの先端をパルプ・ シート５１に着座させる機能を果たす。アダ１夕は、ホルダ本体４４及びノズル ４６に対して縦方向のベグ（図示せず）によって角度がついており、その結果、 ノズルのスプレー孔５２は、燃料の噴霧を噴射器本体に対して所定の角度゛ζ゛ 植射す特表千１−５０３４７５（１２） る、燃料供給通路５５は、ホルダ本体を通して縦方向　。

に延び、アダ１夕４５内の通路５６を通って孔４９に接続されているノズル内の 通路５７と連通ずる。　閉鎖チャンバ２８は、一端がノズル４６によって閉鎖さ れた縦方向に延びる盲孔としてアダプタ４５内に使い易く形成され、かつこれは その盲端に開けられた小孔２９を有し、この孔は噴射器を通る燃料通ｎにチャン バ２８を接続する流量絞り孔を形成する。第２５図に示すように、アダプタ４５ の上面には燃料供給通ｊ８５５を通路５６に接続する弓形の涌５８が形成され、 チャンバ２８は孔２９によってこの渭５８に接続されている。もしチャンバ２８ の容積が全体としてアダプタ４５内に収容しきれない大きさであれば、別の盲孔 ２８′が、盲孔２８と一直線に並んで、ノズル４６内に形成されてもよい。

第２流量絞り孔４０を設ける必要のある場合、これはまた、通路５６を盲孔とし て形成しこの孔５６の盲端に直径の小さい孔４０を開けることによって便利に形 成されることができる。

あるいは、もし閉鎖チャンバ２８がノズル４６内に形成されることができ、孔２ ９を介して直接孔４９と接続されることができれば、ノズル・スプレー孔５２は 、基本的に第２絞り孔として機能し、従うてこれは別個の物として設ける必要は ない。

本発明の更に別の実施例において、１個の閉鎖チャンバをポン１動作チャンバま たは各ポンプ動作チャンバまたは各噴射器に設ける代わりに、２個以上の閉鎖チ ャンバを上記の１個のチャンバの代わりに設けてもよい、もし、これらの複数の ｒＰｉＢチャンバがシステムの同じ部分に接続され、１個の閉鎖チャンバと同じ 効果を持つならば、これらの合計容積は１個の閉鎖チャンバの容積と同じになり 、絞り孔全体の流通面積は１個の閉鎖チャン バの流通面積と等しくなり、それぞれの絞り孔の流通面積の閏の比率は、それぞ れの閉鎖チャンバの容積の間の比率に等しくなる。従って、各閉鎖チャンバは、 要求設計速度において点火遅延期間中最大の流量を受け入れる。

これらの複数の閉鎖チャンバをシステムの同じ部分に接続する代わりに、これら は、第１５図に示すように、ポン１動作チャンバ１１と高圧出力接続部３６のよ うな異なった部分に接続されてもよく、また第１６図に示すように、噴射器３９ の各高圧入力接続部３８に接続されてもよい、もしこれらのシステムの別の部分 で最大燃料圧力が興なっていれば、閉鎖チャンバのそれぞれの容積及び絞り孔の 流通面積を、これに応じて調整する必要がある。

本発明は、またユニット噴射器に適応することが可能であり、この場合、各噴射 器はまた燃料くみ出しエレメントを有し、閉鎖チャンバは絞り孔を介して噴射器 内のくみ出しエレメントのポンプ動作チャンバに接続される。

上記の説明全体を通じて１本発明の絞り孔は、閉鎖チャンバ２８内に開口する１ 個の開口部２９の形態をとっていることが理解できるやしかし、１個の開口部２ ９は、１個の開口部と同し合計流通面積を有する２個以上の開口部と取替えられ てもよい、従って、「絞り孔Ｊという用語は、閉鎖チャンバ内に開口する１個の 開口部または複数の開口部を意味すると理解するべきである。

Ｎ（ＲｐＭ） Ｎ（ＲＰ＾イノ Ｎ（Ｒ，ＰＭ〕 Ｏプ００　２００　３００　４００　５００　にχフ　７００　８Ｃχフ（ＶＰ Ｍ） ｍｍＭｌ　４＠＠＠％やｈａ、　？ＣＴ／ＧＢ　８Ｂ１００２９３国際調査報告 ＧＢ　８８００２９３ ＳＡ　２１６５８

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １．加圧燃料供給装置から燃料噴射器の噴射バルブを介して、内燃機関の燃焼室 に噴射される燃料を制御する方法に於いて、閉鎖チャンバ（２８）が、常に開口 されている流量絞り孔（２９）を介して加圧燃料供給装置に接続され、閉鎖チャ ンバ（２８）の容積及び絞り孔（２９）の流通断面積は、エンジンが動作してい る場合、所定容積の加圧燃料が閉鎖チャンバ（２８）に流れることを可能にする ように選択され、これによって最初の噴射期間中燃焼室への燃料の流量を減少さ せることを特徴とする方法。 ２．閉鎖チャンバ（２８）の容積及び絞り孔（２９）の流通断面積は、所定のエ ンジン速度において、点火遅延期間中所定容積の燃料が閉鎖チャンバ（２８）に 流れることを可能にするように選択され、上記の所定容積の燃料は上記の所定の エンジン速度において、閉鎖チャンバ（２８）内の燃料の最大圧縮性に対応する ことを特徴とする請求の範囲第１項記載の方法。 ３．上記の所定のエンジン速度は、この速度に至までのエンジン燃焼騒音を低減 するために選択されることを特徴とする請求の範囲第２項記載の方法。 ４．加圧燃料供給装置は、閉鎖チャンバに対する接続部の下流に位置する常に開 口された第２流量絞り孔（４０）を有することを特徴とする請求の範囲第１項な いし第３項のいずれか１つに記載の方法。 ５．第２流量絞り孔（４０）は、閉鎖チャンバ（２８）に対する接続部の下流に ある最小流通断面積以下の流通断面積を有することを特徴とする請求の範囲第４ 項記載の方法。 ６．第２流量絞り孔（４０）は、閉鎖チャンバ（２８）に対する流量絞り孔（２ ９）の近傍に位置することを特徴とする請求の範囲第４項または第５項記載の方 法。 ７．閉鎖チャンバ（２８）は、流量絞り孔（２９）を介して、エンジンによって 駆動され、動作チャンバ（１１）から燃料噴射器（３９）に至る高圧出力接続部 （３６）を有する燃料噴射ポンプ（１）内の動作チャンバに接続されることを特 徴とする先行する請求の範囲のいずれか１つに記載の方法。 ８．燃料噴射ポンプ（１）は、分配手段（１３）の取り付けられた１個の動作チ ャンバ（１１）を有するロータリ型ポンプであり、この分配手段によって上記の 動作チャンバ（１１）が複数の高圧接続部（３６）の各々に接続され、各接続部 は各燃料噴射器（３９）に接続されていることを特徴とする請求の範囲第７項記 載の方法。 ９．燃料噴射ポンプ（１）は、複数の動作チャンバ（１１）を有するインライン 型ポンプであり、各チャンバは高圧出力接続部（３６）を介して、エンジンの各 燃料噴射器（３９）に続接され、各々は流量絞り孔（２９）を介してこれに接続 された各閉鎖チャンバ（２８）を有することを特徴とする請求の範囲第７項記載 の方法。 １０．閉鎖チャンバ（２８）は、流量絞り孔（２９）を介して燃料ポンプ（１） と燃料噴射器（３９）の間の高圧出力接続部（３６）に接続されていることを特 徴とする請求の範囲第１項ないし第６項のいずれか１つに記載の方法。 １１．燃料ポンプ（１）は、複数の高圧出力接続部（３６）を介して、エンジン の複数の燃料噴射器（３９）の各々に接続され、各閉鎖チャンバ（２８）は、流 量絞り孔を介して各出力接続部（３６）に接続されていることを特徴とする請求 の範囲第１０項記載の方法。 １２．閉鎖チャンバ（２８）は燃料噴射器（３９）上または燃料噴射器（３９） 内に位置し、かつ流量絞り孔（２９）を介して噴射バルブ（４８）の上流にある 加圧燃料供給通路（４９、５５、５６、５７、５８）に接続されていることを特 徴とする請求の範囲第１項ないし第６項のいずれか１つに記載の方法。 １３．燃料噴射器（３９）は、燃料を加圧燃料供給通路を介して噴射バルブ（４ ８）に供給する燃料ポンプ・エレメントを有することを特徴とする請求の範囲第 １２項記載の方法。 １４．エンジンには複数の噴射器（３９）が設けられ、各噴射器には、それぞれ の閉鎖チャンバ（２８）及びこれを噴射バルブ（４８）の上流にある噴射器内の 加圧燃料供給通路（５８）に接続する流量絞り孔（２９）が設けられていること を特徴とする請求の範囲第１２項または第１３項記載の方法。 １５．噴射バルブを有し、これを通して加圧燃料供給通路から燃料を供給する燃 料噴射器によって構成される内燃機関用の燃料噴射装置に於いて、閉鎖チャンバ （２８）が燃料噴射器（３９）上または燃料噴射器（３９）内に位置し、常に開 口されている流量絞り孔を介して、加圧燃料供給通路（４９、５５、５６、５７ 、５８）に接続され、閉鎖チャンバ（２８）の容積及び絞り孔（２９）の流通断 面積は、噴射器（３９）が動作している場合、所定容積の加圧燃料が閉鎖チャン バ（２８）に流れることを可能にするように選択され、これによって最初の噴射 期間中噴射バルブ（４８）を通過する燃料の流量を減少させることを特徴とする 燃料噴射装置。 １６．燃料噴射器（３９）は、長く延びる本体（４４、４５、４６）によって構 成され、噴射バルブ（４８）は縦方向に長い摺動体として位置し、閉鎖チャンバ （２８）は縦方向に延びるチャンバ（２８、２８′）として形成されることを特 徴とする請求の範囲第１５項記載の燃料噴射装置。 １７．長く延びる本体は、閉鎖チャンバ（２８）の形成された中間構成部品（４ ５）を有する複数の構成部品（４４、４５、４６）によって構成されることを特 徴とする請求の範囲第１６項記載の燃料噴射装置。 １８．閉鎖チャンバ（２８）は中間構成部品中の一列に並んだ孔（２８、２８′ ）と長く延びる本体の隣接する構成部品（４６）によって形成されることを特徴 とする請求の範囲第１７項記載の燃料噴射装置。 １９．長く延びる本体は、長く延びる本体（４４、４５、４６）内で上記の縦方 向に長く延びる閉鎖チャンバ（２８）と一直線に流量絞り孔（２９）が形成され ている中間構成部品（４５）を有する複数の部品（４４、４５、４６）によって 構成されることを特徴とする請求の範囲第１６項記載の燃料噴射装置。 ２０．加圧燃料供給通路（４９、５５、５６、５７、５８）は、閉鎖チャンバ（ ２８）に対する接続部の下流に位置する常に開口された第２流量絞り孔（４０） を有することを特徴とする請求の範囲第１６項記載の燃料噴射装置。 ２１．第２流量絞り孔（４０）は、閉鎖チャンバ（２８）に対する接続部（２９ ）の下流にある最小流通断面積以下の流通断面積を有することを特徴とする請求 の範囲第２０項記載の燃料噴射装置。 ２２．第２流量絞り孔（４０）は、閉鎖チャンバ（２８）に対する流量絞り孔（ ２９）の近傍に位置することを特徴とする請求の範囲第２０項または第２１項記 載の燃料噴射装置。 ２３．長く延びる本体（４４、４５、４６）は、両方の流量絞り孔（２９、４０ ）が形成されている中間構成部品（４５）を有する複数の構成部品（４４、４５ 、４６）によって構成され、その結果、一方の流量絞り孔（２９）は一方の側で 閉鎖チャンバ（２８）と連通し、他方の側で加圧燃料供給通路（５８）と連通し 、上記の第２流量絞り孔（４０）は加圧燃料供給通路（５６）と一直線に接続さ れていることを特徴とする請求の範囲第２０項ないし第２２項のいずれか１つに 記載の燃料噴射装置。 ２４．燃料噴射器（３９）は、燃料を上記の加圧燃料供給通路（４９）を介して 噴射バルブ（４８）に供給する燃料くみ出しエレメントを有することを特徴とす る請求の範囲第１５項ないし第２３項のいずれか１つに記載の燃料噴射装置。 ２５．エンジンによって駆動され、燃料供給接続部を介して燃料噴射器に接続さ れる出力口の付いた動作チャンバを有する燃料噴射ポンプによって構成され、そ の結果、エンジンの速度に関連する周波数で動作チャンバ内で周期的に発生され る圧力パルスによって、噴射器内のバルブを開口し、エンジンの燃焼室に燃料の 噴霧を作る内燃機関用の燃料噴射装置において、閉鎖チャンバ（２８）は、常に 開口された流量絞り孔（２９）を介して動作チャンバ（１１）に接続され、閉鎖 チャンバ（２８）の容積及び絞り孔（２９）の流通断面積は、ポンプ（１）が動 作している場合、所定容積の加圧燃料が閉鎖チャンバ（２８）に流れることを可 能にするように選択され、これによって最初の噴射期間中出力口を通って燃料噴 射器（３９）へ流れる燃料の流量を減少させることを特徴とする燃料噴射装置。 ２６．閉鎖チャンバ（２８）及び流量絞り孔（２９）は、動作チャンバ（１１） を取り囲むポンプ（１）の壁（７）に取り外し可能に固定される構成部品（２４ ）内に形成されることを特徴とする請求の範囲第２５項記載の燃料噴射装置。 ２７．ポンプ（１）は、分配手段（１３）の付いた１個の動作チャンバ（１１） を有するロタリー型ポンプであり、この分配手段（１３）によって上記の動作チ ャンバ（１１）が複数の出力口（１５）の各々に接続され、各出力口（１５）は 各燃料噴射器（３９）に接続されていることを特徴とする請求の範囲第２５項ま たは第２６項記載の燃料噴射装置。 ２８．ポンプ（１）は、複数の動作チャンバ（１１）を有するインライン型ポン プであり、各チャンバは出力口（３６）を介して、エンジンの各燃料噴射器（３ ９）に接続され、各々は流量絞り孔（２９）を介してこれに接続された各閉鎖チ ャンバ（２８）を有することを特徴とする請求の範囲第２５項または第２６項記 載の燃料噴射装置。 ２９．燃料噴射ポンプの出力口と燃料噴射器の間に接続された高圧燃料供給接続 部によって構成される内燃機関用の燃料噴射装置に於いて、閉鎖チャンバ（２８ ）は、常に開口された流量絞り孔（２９）を介して高圧燃料供給接続部（３６） に接続され、閉鎖チャンバ（２８）の容積及び絞り孔（２９）の流通断面積は、 ポンプ（１）が動作している場合、所定容積の加圧燃料が閉鎖チャンバ（２８） に流れることを可能にするように選択され、これによって最初の噴射期間中燃料 噴射器（３９）へ流れる燃料の流量を減少させることを特徴とする燃料噴射装置 。 ３０．閉鎖チャンバ（２８）及び流量絞り孔（２９）は、燃料噴射器（３９）に 接続された端部の近くで高圧燃料供給接続部（３６）に接続されていることを特 徴とする請求の範囲第２９記載の燃料噴射装置。 ３１．高圧燃料供給接続部（３６）は、閉鎖チャンバ（２８）からの接続部（２ ９）の下流に位置する常に開口されている第２流量絞り孔（４０）を有すること を特徴とする請求の範囲第２９項または第３０項記載の燃料噴射装置。 ３２．第２流量絞り孔（４０）の流通断面積は、接続部（３６）または噴射器（ ３９）内において、その下流の量小流通断面積以下であることを特徴とする請求 の範囲第３１項記載の燃料噴射装置。 ３３．閉鎖チャンバ（２８）及び流量絞り孔（２９）は、高圧燃料供給接続部（ ３６）に接続されている構成部品（３８）内に形成されていることを特徴とする 請求の範囲第２９項または第３０項記載の燃料噴射装置。 ３４．閉鎖チャンバ（２８）及び両方の流量絞り孔（２９、４０）は、高圧燃料 供給接続部（３６）に接続されている構成部品（３８）内で形成されていること を特徴とする請求の範囲第３１項または第３２項記載の燃料噴射装置。 ３５．閉鎖チャンバ（２８）の容積及び絞り孔（２９）の流通断面積は、所定の エンジン速度において、点火遅延期間中所定容積の燃料が閉鎖チャンバ（２８） に流れることを可能にするように選択され、上記の所定容積の燃料は上記の所定 のエンジン速度において、閉鎖チャンバ（２８）内の燃料の最大圧縮性に対応す ることを特徴とする請求の範囲第１５項ないし第３４項のいずれか１つに記載の 燃料噴射装置。 ３６．上記の所定のエンジン速度は、この速度に至までのエンジン燃焼騒音を低 減するために選択されることを特徴とする請求の範囲第３５項記載の燃料噴射装 置。 ３７．請求の範囲第１５ないし３６のいずれか１つで特許を請求されている通り の燃料噴射装置を設けたことを特徴とする内燃機関。 ３８．添付図を参照して、実質的にここで説明した、加圧燃料供給装置から燃料 噴射器の噴射バルブを介して内燃機関の燃焼室に噴射される燃料を制卸すること を特徴とする方法。 ３９．添付図を参照して、実質的にここで説明したことを特徴とする内燃機関用 燃料噴射装置。 ４０．実質的にここで説明した通りの燃料噴射装置を設けたことを特徴とする内 燃機関。