WO2001079686A1 - Pompe haute pression et sa structure de montage - Google Patents

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WO2001079686A1
WO2001079686A1 PCT/JP2001/003259 JP0103259W WO0179686A1 WO 2001079686 A1 WO2001079686 A1 WO 2001079686A1 JP 0103259 W JP0103259 W JP 0103259W WO 0179686 A1 WO0179686 A1 WO 0179686A1
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fastening
cylinder
pressure pump
plunger
tightening
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PCT/JP2001/003259
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English (en)
French (fr)
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Kazuhiro Asayama
Tomoji Ishikawa
Naoki Kurata
Daichi Yamazaki
Masanori Sugiyama
Hiroshi Inoue
Original Assignee
Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
Denso Corporation
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    • F04B53/22—Arrangements for enabling ready assembly or disassembly

Definitions

  • the present invention relates to a high-pressure pump and a structure for assembling the high-pressure pump. More specifically, an intermediate member including a cylinder body for increasing the pressure of a fluid in a pressurized chamber by reciprocating a plunger in the cylinder includes two fastening members.
  • the present invention relates to a high-pressure pump in which an intermediate member is fastened via two fastening members by a fastening bolt provided between the two fastening members and arranged between the two fastening members.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. H11-21098 discloses a high-pressure fuel pump used for an engine such as a direct injection gasoline engine.
  • an intermediate member such as a sleeve (equivalent to a “cylinder body”) is sandwiched by brackets and other members along the axial direction to improve workability and assemblability. Fastened to the casing.
  • a slit is provided between the tightened portion of the sleeve and the cylinder. Are formed. This slit suppresses the distortion generated by the tightening of the cylindrical tightening member from affecting the cylinder shape.
  • the fastening bolt for tightening the sleeve requires a relatively large initial axial force.
  • the reason is that the initial axial force is not only the axial force required for sealing between the intermediate members such as the sleeve, but also the axial force for coping with the axial force change due to fuel pressure pulsation when the high-pressure pump is operating. Because it includes. Therefore, when manufacturing the high-pressure pump, it is necessary to tighten the intermediate member with a considerably large initial axial force in consideration of such a change in the axial force.
  • Distortion of the seal surface between the inter-members ⁇ cylinder-shaped distortion occurs, and it is difficult to sufficiently prevent the distortion.
  • An object of the present invention is to provide a high-pressure pump and an assembling structure of the high-pressure pump, which reduce the initial axial force of the fastening bolt to prevent distortion from occurring between the sealing surface and the cylinder shape.
  • an intermediate body including a plunger, a cylinder accommodating the plunger, and a pressurizing chamber communicated with the cylinder, wherein the cylinder body pressurizes the fluid in the pressurizing chamber by reciprocating the plunger.
  • a high pressure pump including the components.
  • the high-pressure pump includes first and second fastening members arranged on both sides of the intermediate member, and fastening bolts spanning between the two fastening members, for fastening the intermediate member with the two fastening members. including.
  • the fastening bolt includes, in a central area in the axial direction, an exposed area exposed from the first fastening member and the second fastening member over the entire periphery thereof, and the first fastening member and the second fastening member. Either one or both tighten the intermediate member by bending elastic force.
  • the fastening force of the fastening bolt acts as a compressive stress and also acts as a bending stress on one or both of the first fastening member and the second fastening member.
  • the elastic modulus of the bending elastic deformation that generates the tightening force is smaller than that of the compression elastic deformation.
  • the amount of deformation with respect to the fastening force is large because it involves not only compressive deformation but also bending deformation. Therefore, even if the dimensional change of the intermediate member and the tightening member occurs due to the temperature change, the change in the axial force is small due to the small coefficient of elasticity.
  • the fluid pressure pulsation during the operation of the high-pressure pump causes the fastening member to deform in a unidirectional manner.
  • the elastic modulus is a deformation due to a small bending stress, the increase in axial force due to the deformation can be kept low.
  • the initial axial force of the fastening bolt is set relatively low, and the deformation of the seal surface / cylinder shape due to fluid pressure pulsation during operation of the high-pressure pump is prevented.
  • a cylinder body having a plunger, a cylinder accommodating the plunger, and a pressurizing chamber communicated with a cylinder, wherein the pressure in the pressurizing chamber is increased by the reciprocating motion of the plunger.
  • an intermediate member comprising:
  • the high-pressure pump includes first and second fastening members arranged on both sides of the intermediate member, and fastening bolts spanned between the two fastening members, for fastening the intermediate member with the two fastening members.
  • the first tightening member and the second tightening member include a separation portion that is separated from the fastening bolt by a predetermined distance around the entire circumference of the fastening bolt in an axial central region of the fastening bolt.
  • a cylinder body having a plunger, a cylinder accommodating the plunger, and a pressurizing chamber communicated with a cylinder, wherein the pressure in the pressurizing chamber is increased by the reciprocating motion of the plunger.
  • an intermediate member comprising:
  • the high-pressure pump includes first and second fastening members arranged on both sides of the intermediate member, and fastening bolts spanned between the two fastening members, for fastening the intermediate member with the two fastening members. including. The first tightening member and the second tightening member do not directly contact.
  • the first and second tightening bolts are located at a predetermined distance (S) away from a position where the intermediate member is tightened by one or both of the first and second tightening members. Fasten the members. Either one or both of the first tightening member and the second tightening member tightens the intermediate member by bending bending force.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a high-pressure fuel pump according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic configuration diagram of a fuel supply system of a direct injection gasoline engine incorporating the high-pressure fuel pump of FIG.
  • FIG. 3 is a longitudinal sectional view of the high-pressure fuel pump shown in FIG.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram showing a transfer state of the high-pressure fuel pump of FIG.
  • FIG. 5 is a longitudinal sectional view showing a modification of the high-pressure fuel pump of FIG.
  • FIG. 6 is a longitudinal sectional view showing an assembly structure of the high-pressure fuel pump according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a longitudinal sectional view showing an assembly structure of the high-pressure fuel pump of FIG.
  • FIG. 8 is a longitudinal sectional view of a high-pressure fuel pump according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a perspective view of a ring-shaped metal plate used as a sealing material in the high-pressure fuel pump of FIG.
  • FIG. 10 is a cross-sectional view of the ring-shaped metal plate of FIG.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view of a main part of a high-pressure fuel pump illustrating a use state of the ring-shaped metal plate of FIG.
  • FIG. 12 is a longitudinal sectional view of a high-pressure fuel pump according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 is a longitudinal sectional view of a high-pressure fuel pump according to another embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a high-pressure fuel pump 2 according to a first embodiment of the present invention.
  • the high-pressure fuel pump 2 is incorporated in a direct injection gasoline engine, and generates high-pressure fuel for injecting fuel into a combustion chamber of the engine.
  • the high-pressure fuel pump 2 includes a cylinder body 4, a cover 6, a flange 8, and an electromagnetic spill valve 10.
  • a cylinder 4a is formed at the center axis position of the cylinder body 4, and a plunger 12 is supported in the cylinder 4a so as to be slidable in the axial direction.
  • a pressurizing chamber 14 is formed at the tip of the cylinder 4a, The volume of the pressurized chamber 14 changes due to the entry of the keyer 12 and the exit of the keyer Z.
  • the pressurizing chamber 14 is connected to the check valve 18 via the fuel pumping path 16.
  • the check valve 18 is connected to a fuel distribution pipe 20 (FIG. 2).
  • the check valve 18 is opened when the fuel in the pressurized chamber 14 is pressurized, and the high-pressure fuel is supplied to the fuel distribution pipe 20.
  • a spring sheet 22 and a lifter guide 24 are stacked below the cylinder body 4.
  • An oil seal 26 is attached to the inner peripheral surface of the springer sheet 22.
  • the oil seal 26 is formed in a substantially cylindrical shape, and has a lower end 26 a slidably adhered to the outer peripheral surface of the plunger 12. The fuel leaked from the gap between the plunger 12 and the cylinder 4a is stored in the fuel storage chamber 26b of the oil seal 26, and thereafter, the fuel discharge path connected to the fuel storage chamber 26b (shown in FIG. ) Is returned to the fuel tank T.
  • a lifter 28 is accommodated in the lifter guide 24 so as to be slidable in the axial direction.
  • a projecting receiving portion 28b is formed on the inner surface of the bottom plate portion 28a of the lifter 28, a projecting receiving portion 28b is formed.
  • the lower end 12 a of the plunger 12 is in contact with the protrusion receiving part 28 b.
  • the lower end 12 a of the plunger 12 is engaged with the retainer 30.
  • a spring 32 is disposed in a compressed state between the spring seat 22 and the retainer 30, and the lower end 12 a of the plunger 12 is protruded from the lifter 28 by the spring 32. Part 28 is pressed against the b side.
  • the bottom plate 28 a of the lifter 28 is in contact with the fuel pump cam 34 by the pressing force from the lower end 12 a of the plunger 12.
  • the fuel pump cam 34 rotates in association with the rotation of the engine E
  • the fuel nose of the fuel bomb cam 34 pushes up the bottom plate 28 a of the lifter 28, and the lifter 28 power rises.
  • the plunger 12 rises and the pressurizing chamber 14 is compressed.
  • the rising stroke of the plunger 1 2 is the pressurizing stroke of the fuel in the pressurizing chamber 14.
  • the electromagnetic svil valve is disposed opposite the pressurizing chamber 4. 10 is closed.
  • the fuel in the pressurizing chamber 14 returns to the fuel tank T via the electromagnetic spill valve 10, the gallery 10a and the low-pressure fuel passage 35. .
  • the pressurizing process and the suction process are repeated, and the valve closing timing of the electromagnetic spill valve 10 in the pressurizing process is controlled by feedback, so that the fuel pressure in the fuel distribution pipe 20 is increased by the fuel injection valve. Adjusted to a pressure appropriate for injection from 3-8.
  • the feedback control is performed by the electronic control unit (ECU) 36 according to the fuel pressure in the fuel distribution pipe 20 detected by the fuel pressure sensor 20a and other engine operating conditions.
  • the cylinder body 4, the spring seat 22 and the lifter guide 24 are configured as intermediate members of the high-pressure fuel pump 2, and the cover 6 (the first tightening member) and the flange 8 (the second tightening member) are stacked. ).
  • the stacking surfaces of the electromagnetic spill valve 10, cover 6, cylinder body 4, spring seat 22 and lifter guide 24 are shown in Fig. 1.
  • O-rings 62, 64, 66, 68 are arranged as described above. That is, the O-ring 62 is arranged on the lamination surface of the electromagnetic spill valve 10 and the cover 6, and the O-ring 64 is arranged on the lamination surface of the cover 6 and the cylinder body 4.
  • An O-ring 66 is disposed on the laminated surface of the cylinder body 4 and the spreader sheet 22, and an O-ring 68 is disposed on the laminated surface of the springer sheet 22 and the lifter guide 24.
  • the cylinder body 4, the spring seat 22 and the lifter guide 24 are tightened between the cover 6 and the flange 8 by fastening bolts 40 bridged between the cover 6 and the flange 8.
  • fastening bolts 40 bridged between the cover 6 and the flange 8.
  • FIG. 3 shows a longitudinal sectional view of the high-pressure fuel pump 2 on the same cut surface.
  • two fastening bolts 40 are symmetrically arranged about a central axis.
  • two sets of fastening bolts 40 are symmetrically arranged around the cylinder body 4, the spring seat 22 and the lifter guide 24, and fasten the cover 6 and the flange 8.
  • the axial central region 40 a of the fastening bolt 40 is not covered by the cover 6 and the flange 8. A part of the fastening bolt 40 is exposed from the cover 6 and the flange 8 over the entire circumference.
  • the fastening bolt 40 fastens the cover 6 and the flange 8 that are not in contact with each other at a position separated from the cylinder body 4 by the distance S.
  • the distance S is a distance measured in a direction orthogonal to the tightening direction of the cover 6 and the flange 8.
  • the cylinder body 4, the spring seat 22, and the lifter guide 24, which are stacked, are tightened at the center of the cover 6 and the flange 8.
  • the peripheral portions of the cover 6 and the flange 8 are fastened by a plurality of fastening bolts 40.
  • the fastening force of the fastening bolt 40 is different from the case where the central region 40 a is covered by the cover 6 and the flange 8, and the cover 6 and the flange 8 are compressed and deformed, and the cover 6 and the flange 8 are Bending deformation. Therefore, the peripheral edge 6a of the cover 6 and the peripheral edge 8a of the flange 8 approach each other. At this time, a fastening force based on the bending elastic force of the cover 6 and the flange 8 acts on the cylinder body 4, the spring seat 22, and the lifter guide 24.
  • the high-pressure fuel pump 2 of the first embodiment has the following advantages. (1) In the high-pressure fuel pump 2, the cylinder body 4, the spring seat 22 and the lifter guide 24 are arranged between the cover 6 and the flange 8, and are bridged between the cover 6 and the flange 8. The cylinder body 4, the spring sheet 22 and the lifter guide 24 are tightened by the tightened bolts 40. The central region 40a in the axial direction of the fastening bolt 40 is exposed from the cover 6 and the flange 8 all around. Therefore, the fastening force of the fastening bolt 40 is a compressive stress that acts on the cover 6 and the flange 8, and acts in a direction in which the peripheral edge 6 a of the cover 6 and the peripheral edge 8 a of the flange 8 approach each other. Bending stress. The elastic modulus of bending elastic deformation is smaller than that of compressive elastic deformation. The bending elastic deformation generates a tightening force applied to the cylinder body 4, the springer sheet 22, and the lifter guide 24.
  • the initial axial force of the fastening bolt 40 is set low, and the seal surface of the cover 1, the cylinder body 4, the spring seat 22, the lifter guide 24, and the flange 8 ⁇ ⁇ the distortion due to the shape of the cylinder 4 a. Is prevented from occurring.
  • the center area 40a of the fastening bolt 40 is separated from the cylinder body 4, the cover 6, the flange 8 and other components and completely exposed from the high-pressure fuel pump 2, so that the through space 40b Is formed. Therefore, the high-pressure fuel pump 2 is transported by being hooked on the transport hook 50 in the production line using the through space 40b as shown in FIG. For this reason, the high-pressure fuel pump 2 is conveyed by a simple conveyance line without assembling engagement parts such as a bracket or the like to the high-pressure fuel pump 2 itself, or performing any processing for engaging. Therefore, the manufacturing cost is reduced.
  • the cylinder body 4, the spring seat 22, and the lifter guide 24 are entirely cylindrical, so that when a screw hole is formed therein, the phase around the center axis is fixed. No need. Furthermore, when attaching any parts to the cylinder body 4, the spring sheet 22 and the lifter guide 24, the fastening bolt As long as it does not interfere with the central region 40a of G, mounting from all directions is possible, and the degree of freedom in designing and assembling parts is improved.
  • the space between the cover 6A and the flange 8A may be enlarged.
  • the degree of freedom of the mounting phase is expanded even for relatively large components such as the check valve 18A.
  • FIG. 6 is a longitudinal sectional view of the high-pressure fuel pump 102 according to the second embodiment of the present invention.
  • the high-pressure fuel pump # 102 is incorporated in a direct injection gasoline engine, and generates high-pressure fuel for injecting fuel into a combustion chamber of the engine.
  • the high-pressure fuel bomb 102 is attached to the engine cylinder head cover 15 2 (support) by mounting bolts 154.
  • the configuration of the high-pressure fuel pump 102 is the same as the configuration of the high-pressure fuel pump 2 shown in the first embodiment, except for the flange 108.
  • the flange 108 of the second embodiment is further provided on the outer peripheral edge side of the fastening bolt hole 1 () 8 b for allowing the fastening bolt 140 to pass therethrough. It has an assembly bolt hole 108 c through which the assembly bolt 154 passes.
  • the high-pressure fuel pump 102 has a cylinder head cover 1
  • the mounting bolts 154 pass through the mounting bolt holes 108c from the opposite direction of the fastening bolts 140, and go into the screw holes 155a provided in the cylinder head cover 152. It is screwed.
  • the bottom plate portion 128a of the lifter 128 is in contact with the engine fuel pump cam 134 through the through hole 135 of the cylinder head cover 152.
  • FIG. 6 shows a longitudinal sectional view of the high-pressure fuel pump 1Q2 on the same cut surface. As shown in FIG. 7, two fastening bolts 140 and two bolts 154 are arranged symmetrically about the central axis of the high-pressure fuel pump 102.
  • two sets of fastening bolts 140 are symmetrically arranged around the cylinder body 4, the springer sheet 22 and the lifter guide 24, and the cover 106 and the flange 108 And has concluded.
  • two sets of assembling bolts 154 are symmetrically arranged around the fastening bolts 140 and assemble the flange 108 and the cylinder head cover 152.
  • the high-pressure fuel pump 102 of the second embodiment has the following advantages in addition to the advantages of the high-pressure fuel pump 2 of the first embodiment.
  • the lower surface 108 d of the flange 108 is a mounting surface to the cylinder head cover 152.
  • the periphery of the flange] 08 a approaches the cover 106. Bend slightly in the direction (Fig. 6: arrow U direction). As a result, the degree of adhesion of the lower surface 108 d of the flange 108 to the surface 152 b of the cylinder head cover 152 decreases.
  • the degree of tightness of the flange 108 to the cylinder head cover surface 152 b is not reduced by the fastening force of the fastening bolt 140. Is prevented. Furthermore, even when the flatness tolerance of the lower surface 108 d of the flange 108 is large, the degree of adhesion of the flange 108 to the surface 15 2 b of the cylinder head cover 15 2 It is improved by As a result, material costs and processing costs are reduced.
  • FIG. 8 is a longitudinal sectional view of the high-pressure fuel pump 202 according to the third embodiment.
  • the electromagnetic spill valve 210, the cover 206, the cylinder body 204, the spring seat 222, the lifter guide 224, and the flange 208 are arranged in the center axis direction of the high-pressure fuel pump 202. It is laminated.
  • the electromagnetic svil valve 210, the cover 206, the cylinder body 204, the spring seat 222, the lifter guide 224, and the flange 208 Vibration instead of O-ring of the embodiment
  • Sealing materials for example, rubber having damping properties are arranged.
  • 26 2, 2 64, 2 66, 2 68 and 2 70 are arranged. That is, as shown in FIG. 8, the sealing material 262 is disposed on the lamination surface of the electromagnetic spill valve 210 and the force bar 206, and the lamination of the cover 206 and the cylinder body 204 is performed.
  • a sealing material 264 is arranged on the surface.
  • a seal material 266 is arranged on the laminated surface of the cylinder body 204 and the spring sheet 222, and a seal is provided on the laminated surface of the spreader sheet 222 and the lifter guide 224. Materials 268 are placed.
  • the high-pressure fuel pump 202 of the third embodiment has the following advantages in addition to the advantages of the high-pressure fuel bomb 2 of the first embodiment.
  • the damping of the shock vibration and the prevention of the transmission are sufficiently performed by the O-rings 62 to 68 shown in the first embodiment, but are more effectively performed in the third embodiment.
  • the sealing material 262-270 may be a rubber or resin sheet.
  • a ring-shaped metal plate 272 shown in the perspective view of FIG. 9 and the enlarged sectional view of FIG. 10 may be used.
  • Metal plate 272 has two ring portions 272b, 272c connected by a taber-shaped step 272a: ring portions 272b, 272c
  • ring-shaped rubber sheets 27 2 d and 27 2 e are provided on the upper and lower surfaces thereof.
  • Such a ring-shaped metal plate 27 2 force is shown in FIG. 11, for example.
  • the sealing material 264 instead of the sealing material 264, the compression between the cover 206 and the cylinder pod 204 Placed in a state.
  • a ring-shaped metal plate having a similar shape is arranged in a compressed state instead of the sealing materials 262, 266 to 270.
  • a sealing action can be generated for the gallery 210a, and the vibration transmitted from the electromagnetic spill valves 2, 10 to the cylinder body 204 is attenuated. ⁇ Transmission of vibration to the flange 208 side is prevented.
  • the cover 303 and the flange 310 are in contact with the cover 303 (separated part) 303 b and the contact part of the flange 310 (separated part) 30. In 8b, it may be in contact.
  • the abutment part 303 b and the abutment part 304 b are the cylinder body
  • the contact portions 303 b and 310 b are separated from the fastening position of the cylinder body 304.
  • the cover 300 and the flange 308 fasten the cylinder body 304 by bending deformation. Therefore, even if the axial dimension of each component of the high-pressure fuel pump 302 is not high precision but has a dimensional tolerance, the dimensional tolerance causes a large change in the axial force of the fastening bolt 3410. Absorbed without.
  • the contact portion 406b includes a separation portion 406f which is a predetermined distance away from the fastening bolt 440, and 408b is the same. Includes 4 8 f.
  • the regions 4440b and 4440c are exposed over the entire circumference.
  • the cover 406 is located on one or both of the flanges 408 (Fig. 13 shows both cases) and the part perpendicular to the center axis of the fastening bolt 4 406 c, Bending elastic deformation occurs at 408 c.
  • the cylinder body 404 (intermediate member) is fastened by the elastic force having a low elastic coefficient.
  • the cover 406 and the flange 408 come into contact with each other at the contact portions 406 b, 408 b extending to the fastening bolts 440. Therefore, the force transmission path of the contact portions 406b and 408b is separated from the fastening position of the cylinder body 404, as in the case of FIG.
  • the cylinder body 404 is fastened by bending deformation of the cover 406 and the flange 408. Therefore, even if the axial dimension of each component of the high-pressure fuel pump 402 is not high precision and has a dimensional tolerance, the dimensional tolerance does not cause a large change in the axial force of the fastening bolt 440. Absorbed.

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Description

明細書 高圧ポンプぉよび高圧ポンプの組み付け構造 [技術分野]
本発明は、 高圧ポンプおよび高圧ポンプの組み付け構造に関し、 詳しくは、 シ リンダ内でプランジャを往復動させることにより加圧室内の流体を高圧化するシ リンダボディを含む中間部材が 2つの締付部材間に配置され、 両締付部材間に架 け渡した締結ボルトにより中間部材が 2つの締付部材を介して締め付けられた高 圧ポンプに関する。
[背景技術]
例えば、 特開平 1 1 2 1 0 5 9 8号公報は、 筒内噴射型ガソリン式エンジン 等のェンジンに用レ、られる高圧燃料ポンプを開示している。 この高圧燃料ポンプ では、 加工性や組み付け性を向上させるため、 スリーブ （「シリンダボディ」 に 相当） などの中間部材が軸方向にそってブラケッ ト等の部材により挟持され、 か つ締結ボルトにてケーシングに締結されている。
更に、 上記高圧燃料ポンプでは、 スリーブが単に締め付けられたのみの場合、 シリンダ形状に歪みが発生し易くなるということを考慮して、 スリーブの締め付 け部位とシリ ンダとの間にスリ ッ トが形成されている。 このスリ ッ トは、 円筒状 の締め付け部材の締め付けにより発生する歪みがシリンダ形状に影響を与えるの を抑制する。
しカゝし、 スリーブを締め付けるための締結ボルトは、 比較的大きな初期軸力を 必要とする。 この理由は、 初期軸力は、 スリーブ等の中間部材間のシールに要す る軸力のみならず、 高圧ポンプの作動時の燃料圧力脈動による軸力変化に対処す るための軸力をも含むからである。 したがって、 高圧ポンプの製造時にはこのよ うな軸力変化を考慮してかなり大きな初期軸力にて中間部材を締め付ける必要が ある。 しカゝし、 大きな初期軸力にて締結ボルトで中間部材を締め付けた場合、 中 間部材間のシール面の歪みゃシリンダ形状の歪みが発生し、 その歪みを十分に防 止することは困難である。
[発明の開示]
本発明の目的は、 締結ボルトの初期軸力を低く してシール面ゃシリンダ形状に 対する歪みの発生を防止する高圧ポンプおよび高圧ポンプの組み付け構造を提供 することにある。
本発明の一態様では、 プランジャと、 プランジャを収容するシリンダと、 シリ ンダに連通された加圧室とを有し、 加圧室内の流体をプランジャの往復動により 高圧化するシリンダボディを含む中間部材とを含む高圧ポンプが供給される。 高 圧ポンプは、 中間部材の両側に配置された第 1及び第 2の締付部材と、 2つの締 付部材間に架け渡され、 中間部材を 2つの締付部材により締め付けるための締結 ボルトとを含む。 締結ボルトは、 その軸方向の中央領域において、 前記第 1締付 部材ぉよび前記第 2締付部材からその全周にわたって露出する露出領域を含み、 第 1締付部材及び前記第 2締付部材のいずれか一方あるいは両方が、 曲げ弾性力 によって、 前記中間部材を締め付ける。
この構成では、 締結ボルトの締結力は、 第 1締付部材及び前記第 2締付部材の いずれか一方あるいは両方においては、 圧縮応力として作用するとともに、 曲げ 応力として作用する。 このとき、 締め付け力を生じる曲げ弾性変形の弾性係数は 、 圧縮弾性変形のそれに比較して小さい。 すなわち、 締結力に対する変形量は、 圧縮変形のみならず曲げ変形も伴うため大きなものとなる。 したがって、 温度変 化によって中間部材及び締付部材の寸法変化が生じても、 弹性係数が小さいため に軸力変化も小さい。 このため、 締結ボルトの初期軸力が比較的低く設定されて も、 製造後の中間部材及び締付部材の寸法変化に対して十分に対処できる軸力が 得られる。 このことにより、 シール面ゃシリンダ形状に対する歪みの発生が防止 される。
さらに、 高圧ポンプの作動時の流体圧力脈動によって締付部材の弹性変形が生 じても、 弾性係数が小さい曲げ応力による変形であるため、 変形に伴う軸力の増 加は低く抑えられる。 この結果、 締結ボルトの初期軸力が比較的低く設定され、 高圧ポンプの作動時の流体圧力脈動によるシール面ゃシリンダ形状に対する歪み の発生が防止される。
本発明の他の態様では、 プランジャと、 プランジャを収容するシリンダと、 シ リンダに連通された加圧室とを有し、 加圧室内の流体をプランジャの往復動によ り高圧化するシリンダボディを含む中間部材とを含む高圧ポンプが供給される。 高圧ポンプは、 中間部材の両側に配置された第 1及び第 2の締付部材と、 2つの 締付部材間に架け渡され、 中間部材を 2つの締付部材により締め付けるための締 結ボルトとを含む。 第 1締付部材および前記第 2締付部材は、 前記締結ボルトの 軸方向の中央領域において、 締結ボルトの全周にわたって締結ボルトからから所 定距離だけ離間する離間部を含む。 第 1締付部材及び前記第 2締付部材のいずれ か一方あるいは両方が、 曲げ弾性力によって、 前記中間部材を締め付ける。 本発明の他の態様では、 プランジャと、 プランジャを収容するシリンダと、 シ リンダに連通された加圧室とを有し、 加圧室内の流体をプランジャの往復動によ り高圧化するシリンダボディを含む中間部材とを含む高圧ポンプが供給される。 高圧ポンプは、 中間部材の両側に配置された第 1及び第 2の締付部材と、 2つの 締付部材間に架け渡され、 中間部材を 2つの締付部材により締め付けるための締 結ボルトとを含む。 第 1締付部材及び第 2締付部材は直接当接しない。 締結ボル トは、 中間部材において第 1締付部材及び第 2締付部材のいずれか一方または両 方によって締め付けられる位置から所定距離 （S ) だけ離れた位置で、 第 1及び 第 2の締付部材を締結する。 第 1締付部材及び前記第 2締付部材のいずれか一方 あるいは両方が、 曲げ弹性力によって、 前記中間部材を締め付ける。
[図面の簡単な説明]
本発明を、 本発明の目的及び特徴とともにより良く理解するため、 添付図面と ともに以下の代表的な実施の形態の記載を参照する 図 1は、 本発明の第 1の実施形態に従う高圧燃料ポンプの縦断面図である。 図 2は、 図 1の高圧燃料ポンプを組み込んだ筒内噴射型ガソリンエンジンの燃 料供給系統の概略的な構成図である。
図 3は、 図 1 の高圧燃料ポンプの縦断面図である。
図 4は、 図 1の高圧燃料ポンプの搬送状態を示す説明図である。
図 5は、 図 1の高圧燃料ポンプの変形例を示す縦断面図である。
図 6は、 本発明の第 2の実施形態の高圧燃料ポンプの組み付け構造を示す縦断 面図である。
図 7は、 図 6の高圧燃料ポンプの組み付け構造を示す縦断面図である。
図 8は、 本発明の第 3の実施形態の高圧燃料ポンプの縦断面図である。
図 9は、 図 8の高圧燃料ポンプにシール材として用いるリング状金属板の斜視 図である。
図 1 0は、 図 9のリング状金属板の断面図である。
図 1 1は、 図 9のリング状金属板の使用状態を説明する高圧燃料ポンプの要部 断面図である。
図 1 2は、 本発明の他の実施の形態の高圧燃料ポンプの縦断面図である。 図 1 3は、 本発明の他の実施の形態の高圧燃料ポンプの縦断面図である。
[発明を実施するための最良の形態]
(実施の形態 1 )
図 1は、 本発明の第 1の実施形態の高圧燃料ポンプ 2の縦断面図である。 高圧 燃料ポンプ 2は、 筒内噴射型ガソリ ンエンジンに組み込まれ、 エンジンの燃焼室 内へ燃料を噴射するための高圧燃料を発生させる。
図 1に示すように、 高圧燃料ポンプ 2は、 シリンダボディ 4、 カバー 6、 フラ ンジ 8及び電磁スピル弁 1 0を備える。 シリンダボディ 4の中心軸位置にはシリ ンダ 4 aが形成され、 そのシリンダ 4 a内にはプランジャ 1 2が軸方向に摺動可 能に支持されている。 シリンダ 4 aの先端部に加圧室 1 4が形成され、 ブランジ ャ 1 2の進入 Z退出により加圧室 1 4の容積が変化する。
加圧室 1 4は燃料圧送経路 1 6を介してチェック弁 1 8に接続される。 チヱッ ク弁 1 8は、 燃料分配管 2 0 (図 2 ) に接続されている。 チェック弁 1 8は、 加 圧室 1 4内の燃料が高圧化されたときに開弁され、 高圧燃料が燃料分配管 2 0に 供給される。
シリンダボディ 4の下側にはスプリングシ一ト 2 2及びリフタ一ガイ ド 2 4が 積層配置されている。 スプリンダシート 2 2の内周面にはオイルシール 2 6が取 り付けられている。 オイルシール 2 6は略円筒状に形成され、 プランジャ 1 2の 外周面に摺動可能に密着される下端部 2 6 aを有する。 プランジャ 1 2とシリン ダ 4 a との間隙から漏出した燃料は、 オイルシール 2 6の燃料収納室 2 6 bに蓄 積され、 その後、 燃料収納室 2 6 bに接続された燃料排出経路 （図示略） を介し て燃料タンク Tに戻される。
リフターガイ ド 2 4内にはリフタ 2 8が軸方向に摺動可能に収納されている。 リフタ 2 8の底板部 2 8 aの内部表面には突出受部 2 8 bが形成されている。 突 出受部 2 8 bには、 プランジャ 1 2の下端部 1 2 aが当接している。 プランジャ 1 2の下端部 1 2 aは、 リテーナ 3 0に係合されている。 スプリングシート 2 2 とリテーナ 3 0との間には、 スプリング 3 2が圧縮状態で配置されており、 その スプリング 3 2によって、 プランジャ 1 2の下端部 1 2 aは、 リ フタ 2 8の突出 受部 2 8 b側に押し付けられている。 そして、 プランジャ 1 2の下端部 1 2 aか らの押圧力により、 リフタ 2 8の底板部 2 8 aは燃料ポンプ用カム 3 4に当接し ている。
燃料ポンプ用カム 3 4がエンジン Eの回転に連動して回転すると、 燃料ボンブ 用カム 3 4のカムノーズがリフタ 2 8の底板部 2 8 aを押し上げ、 リフタ 2 8力； 上昇する。 リフタ 2 8に連動して、 ブランジャ 1 2が上昇して加圧室 1 4が押し 縮められる。 プランジャ 1 2の上昇行程が加圧室 1 4内の燃料の加圧行程である 加圧行程での適切なタイミングで、 加圧室 ] 4に対向配置された電磁スビル弁 1 0が閉じられる。 電磁スピル弁 1 0が閉じられる前の加圧行程では、 加圧室 1 4内の燃料が、 電磁スピル弁 1 0、 ギャラリ 1 0 aおよび低圧燃料通路 3 5を介 して燃料タンク Tに戻る。 従って、 燃料は加圧室 1 4から燃料分配管 2 0に供給 されない。 電磁スピル弁 1 0が閉じられると、 加圧室 1 4の燃料の圧力は急速に 上昇し、 それにより生じた高圧燃料によってチェック弁 1 8が押し開かれ、 高圧 燃料が燃料分配管 2 0 へ供給される。
燃料ポンプ用カム 3 4のカムノーズが下がり始めると、 リフタ 2 8およびプラ ンジャ 1 2はスプリング 3 2の付勢力により次第に下降し始める （吸入行程）。 吸入行程の開始とともに、 電磁スピル弁 1 0が開弁される。 すると、 低圧燃料通 路 3 5、 ギャラリ 1 0 a、 及び電磁スピル弁 1 0を介して、 加圧室 1 4に燃料が 吸入される。
このような加圧行程と吸入行程とが繰り返され、 加圧行程での電磁スピル弁 1 0の閉弁タイミングをフィ一ドバック制御することにより、 燃料分配管 2 0内の 燃料圧力が燃料噴射弁 3 8から噴射するのに適切な圧力に調整される。 フィー ド バック制御は、 燃料圧力センサ 2 0 aにより検出された燃料分配管 2 0内の燃料 圧力やその他のエンジン運転状態に応じて電子制御装置 （E C U ) 3 6により行 われる。
シリンダボディ 4、 スプリングシート 2 2およびリフターガイ ド 2 4は、 高圧 燃料ポンプ 2の中間部材として構成され、 積層された状態でカバー 6 (第 1締付 部材） とフランジ 8 (第 2締付部材） との間に配置されている。 ギャラリ 1 0 a や燃料収納室 2 6 bのシールのために、 電磁スピル弁 1 0、 カバー 6、 シリンダ ボディ 4、 スプリングシート 2 2およびリフターガイ ド 2 4の積層面には、 図 1 に示すように Oリング 6 2 ， 6 4 , 6 6 ， 6 8が配置される。 すなわち、 電磁ス ピル弁 1 0とカバ一 6との積層面には Oリング 6 2が配置され、 カバー 6とシリ ンダボディ 4との積層面には Oリング 6 4が配置される。 シリンダボディ 4とス プリンダシート 2 2との積層面には Oリング 6 6が配置され、 スプリンダシート 2 2とリフタ一ガイ ド 2 4 との積層面には Oリング 6 8が配置される。 シリンダボディ 4、 スプリングシ一ト 2 2およびリフターガイ ド 2 4は、 カバ 一 6とフランジ 8との間に架け渡された締結ボルト 4 0によって、 カバ一 6 とフ ランジ 8との間に締め付けられている。 なお、 図 1の断面図では、 高圧燃料ボン プ 2の中心軸を境において右半分の断面と左半分の断面とは異なる。 すなわち、 左半分の断面は、 右半分の断面と切断角度が異なる。 従って、 図 1の断面図では 、 複数の締結ボルト 4 0の内の 1本のみが示される。 図 3は、 高圧燃料ポンプ 2 の同一切断面における縦断面図を示す。 図 3に示すように、 中心軸を中心に 2つ の締結ボルト 4 0が対称的に配置されている。 第 1の実施形態では、 2組の締結 ボルト 4 0がシリンダボディ 4、 スプリングシート 2 2およびリフターガイ ド 2 4の周囲に対称的に配置され、 カバー 6とフランジ 8とを締結している。
締結ボルト 4 0の軸方向の中央領域 4 0 aは、 カバー 6及びフランジ 8により 覆われていない。 締結ボルト 4 0の一部が全周にわたってカバ一 6およびフラン ジ 8から露出している。 締結ボルト 4 0は、 シリンダボディ 4から距離 Sだけ離 れた位置で、 互に当接していないカバー 6とフランジ 8とを締結する。 距離 Sは 、 カバー 6およびフランジ 8の締め付け方向に対して直交する方向に計測される 距離である。
第 1の実施形態の高圧燃料ポンプ 2では、 カバー 6とフランジ 8の中心部は、 積層された状態のシリンダボディ 4、 スプリングシート 2 2およびリフターガイ ド 2 4を締め付ける。 カバー 6とフランジ 8の周縁部分は、 複数の締結ボルト 4 0によって締め付けられる。
締結ボルト 4 0の締結力は、 その中央領域 4 0 aがカバー 6とフランジ 8とに よって覆われる場合と異なり、 カバー 6とフランジ 8とを圧縮変形させるととも に、 カバー 6およびフランジ 8を曲げ変形させる。 そのため、 カバ一 6の周縁部 6 a とフランジ 8の周縁部 8 aは、 互いに近づく。 このとき、 シリンダボディ 4 、 スプリングシート 2 2およびリフターガイ ド 2 4には、 カバー 6およびフラン ジ 8の曲げ弾性力に基づく締結力が作用する。
第 1の実施形態の高圧燃料ポンプ 2は、 以下の利点を有する。 ( 1 ) 高圧燃料ポンプ 2では、 カバー 6とフランジ 8との間に、 シリンダボディ 4、 スプリングシート 2 2およびリフターガイ ド 2 4が配置され、 カバ一 6とフ ランジ 8との間に架け渡された締結ボルト 4 0によりシリンダボディ 4 、 スプリ ングシ一ト 2 2およびリフタ一ガイ ド 2 4が締め付けられている。 締結ボルト 4 0の軸方向の中央領域 4 0 aは、 全周にわたって、 カバー 6およびフランジ 8か ら露出している。 そのため、 締結ボルト 4 0の締結力は、 カバー 6およびフラン ジ 8に対して作用する圧縮応力であるとともに、 カバー 6の周縁部 6 a及びフラ ンジ 8の周縁部 8 aを互いに近づける方向に作用する曲げ応力である。 曲げ弾性 変形の弾性係数は圧縮弾性変形のそれに比較して小さい。 曲げ弾性変形は、 シリ ンダボディ 4、 スプリンダシート 2 2およびリフタ一ガイ ド 2 4に对する締め付 け力を生成する。
従って、 温度変化による膨張収縮や中間部材 （シリンダボディ 4、 スプリング シート 2 2、 及びリフターガイ ド 2 4 ) 間の締結面のへたりによって、 中間部材 に寸法変化が生じても、 曲げ弾性変形の弾性係数が小さいため、 締結ボルト 4 0 の軸力変化も小さい。 このため、 締結ボルト 4 0の初期軸力が比較的低く設定さ れても、 製造後における高圧燃料ポンプ 2の各構成の寸法変化に対処できる十分 な軸力が発生する。 この結果、 締結ボルト 4 0の初期軸力が低く設定され、 カバ 一 6、 シリンダボディ 4、 スプリングシート 2 2、 リフターガイ ド 2 4およびフ ランジ 8の各シール面ゃシリンダ 4 aの形状に対する歪みの発生が防止される。
( 2 ) 高圧燃料ポンプ 2の作動時の燃料圧力脈動、 特に電磁スピル弁 1 0の閉 弁時の急激な燃料圧力上昇によりカバー 6やフランジ 8の弾性変形が生じても、 その弾性変形は弾性係数の小さい曲げ応力による変形であるため、 変形に伴う軸 力の増加は抑制される。 このため、 高圧燃料ポンプ 2の作動時の燃料圧力脈動に よるシール面ゃシリンダ 4 aの形状に対する歪みの発生が防止される。
( 3 ) カバー 6とフランジ 8とは直接当接していない。 従って、 シリンダボデ ィ 4、 スプリングシ一ト 2 2およびリフタ一ガイ ド 2 4に対する締め付け力は、 主に曲げ弾性変形である。 そのため、 十分に低い弾性係数が得られ、 （ 1 ) およ び （2 ) の利点がさらに向上される。
( 4 ) カバー 6とフランジ 8とは、 その中心部においてシリンダボディ 4、 ス プリンダシート 2 2およびリフタ一ガイ ド 2 4を締め付け、 その周縁部分におい て複数の締結ボルト 4 0によって締結される。 このことにより、 シリンダボディ 4、 スプリングシ一ト 2 2およびリフタ一ガイ ド 2 4をバランス良く締め付ける ことができ、 上記 （ 1 ) および （2 ) の利点がさらに向上される。
( 5 ) 締結ボルト 4 0の中央領域 4 0 aがシリンダボディ 4、 カバー 6、 フラ ンジ 8およびその他の構成から離れて、 完全に高圧燃料ポンプ 2から露出するこ とで、 貫通空間 4 0 bが形成される。 したがって、 高圧燃料ポンプ 2は、 図 4に 示すように貫通空間 4 0 bを利用して、 製造ラインにおいて搬送用フック 5 0に 掛けて搬送される。 このため高圧燃料ポンプ 2自体に特別にブラケッ ト等の係合 部品を組み付けたり、 係合するための加工をしなくても、 簡単な搬送ラインによ つて高圧燃料ポンプ 2が搬送される。 従って、 製造コス トが低減される。
( 6 ) カバー 6とフランジ 8とは高圧燃料ポンプ 2の全周にわたって離れてお り、 カバー 6とフランジ 8との間からシリンダボディ 4、 スプリングシート 2 2 およびリ フターガイ ド 2 4の積層部分が確認される。 このため、 例えば、 製造後 の検査あるいは使用中の検査において、 積層部分にクラック等の問題が生じてい ないかどうかの確認が、 高圧燃料ポンプ 2の外観から容易に行われる。
( 7 ) 図 1に示されるように、 シリンダボディ 4、 スプリングシート 2 2およ びリフタ一ガイ ド 2 4は円筒状に形成されるため、 シリンダボディ 4、 スプリン ダシート 2 2およびリフタ一ガイ ド 2 4の製造が旋盤加工などにより容易である 。 カバー 6およびフランジ 8についても同様に円筒状に加工することは可能であ り、 全体の成形加工が容易となる:.
( 8 ) シリンダボディ 4、 スプリングシート 2 2およびリフタ一ガイ ド 2 4は 、 全体が円筒状であることにより、 これらにネジ孔を形成する場合に、 中心軸周 りの位相が固定化される必要がない。 更に、 シリンダボディ 4、 スプリングシー ト 2 2およびリフタ一ガイ ド 2 4に何らかの部品を取り付ける場合も、 締結ボル ト 4 0の中央領域 4 0 aに干渉しなければ全方位から取り付けが可能であり、 設 計や部品組み立て上の自由度が向上する。
なお、 図 5に示すように、 カバー 6 Aとフランジ 8 Aとの間が拡大されてもよ い。 この場合、 チェック弁 1 8 Aのように比較的大型の部品についても、 取り付 け位相の自由度が拡大する。
( 9 ) 締結ボルト 4 0の中央領域 4 0 aが露出され、 カバー 6とフランジ 8と は当接しない。 この状態において、 カバー 6およびフランジ 8の曲げ変形によつ てシリンダボディ 4、 スプリンダシート 2 2およびリフターガイ ド 2 4が締結さ れる。 そのため、 高圧燃料ポンプ 2の各構成の軸方向寸法は、 高精度を必要と し ない。 したがって、 締結ボルト 4 0の螺入量によって締め付け力が調整されるた め、 製造が容易である。 更に、 曲げ変形の弾性係数が小さいため、 螺入量の誤差 による軸力の変動も小さい。 その結果、 高精度な螺入量は要求されない。
( 1 0 ) 温度変化によって高圧燃料ポンプ 2の各構成に寸法変化が生じても、 その寸法変化に対処できる十分な軸力が発生する。 従って、 シリンダボディ 4の ような、 ポンプ機能上、 特に重要な部品は高級部材を用いて製造され、 特に重要 でない部品は比較的低級な部材を用いて製造されてもよい。 そのため、 高圧燃料 ポンプ 2の材料費が低減される。
(実施の形態 2 )
図 6は、 本発明の第 2の実施形態の高圧燃料ポンプ 1 0 2の縦断面図である。 高圧燃料ポンプ〗 0 2は、 筒内噴射型ガソリンエンジンに組み込まれ、 エンジン の燃焼室内へ燃料を噴射するための高圧燃料を発生させる。 高圧燃料ボンブ 1 0 2は、 エンジンのシリンダへッ ドカバー 1 5 2 (支持体） に組付ボルト 1 5 4に よって取り付けられている。
高圧燃料ポンプ 1 0 2の構成は、 フランジ 1 0 8を除いて、 第 1の実施形態に 示した高圧燃料ポンプ 2の構成と等しい。 第 2の実施形態のフランジ 1 0 8は、 締結ボルト 1 4 0を貫通させるための締結ボルト孔 1 () 8 bの更に外周縁部側に 、 組付ボルト 1 5 4を貫通させるための組付ボルト孔 1 0 8 cを有する。
高圧燃料ポンプ 1 0 2は、 組付ボルト 1 5 4によってシリンダへッ ドカバ一 1
5 2に取り付けられている。 組付ボルト 1 5 4は、 締結ボルト 1 4 0とは逆方向 から組付ボルト孔 1 0 8 cを貫通し、 シリンダへッ ドカバ一 1 5 2に設けられた 螺合孔 1 5 2 aに螺入される。 リフタ 1 2 8の底板部 1 2 8 aは、 シリンダへッ ドカバー 1 5 2の貫通孔 1 5 3を介してエンジンの燃料ポンプ用カム 1 3 4に接 触している。
なお、 図 6の断面図では、 高圧燃料ポンプ 1 0 2の中心軸を境において右半分 の断面と左半分の断面とは異なる。 すなわち、 左半分の断面は、 右半分の断面と 切断角度が異なる。 従って、 図 6の断面図では、 複数の締結ボルト 1 4 0及び複 数の組付ボルト 1 5 4の内の各々 1本のみが示される。 図 7は、 高圧燃料ポンプ 1 Q 2の同一切断面における縦断面図を示す。 図 7に示すように、 高圧燃料ボン プ 1 0 2の中心軸を中心に 2つの締結ボルト 1 4 0及び 2つの,袓付ボルト 1 5 4 が各々対称的に配置されている。 第 2の実施形態では、 2組の締結ボルト 1 4 0 がシリンダボディ 4、 スプリンダシート 2 2およびリフタ一ガイ ド 2 4の周囲に 対称的に配置され、 カバー 1 0 6とフランジ 1 0 8とを締結している。 また、 2 組の組付ボルト 1 5 4が締結ボルト 1 4 0の周囲に対称的に配置され、 フランジ 1 0 8とシリンダへッ ドカバー 1 5 2とを組付けしている。
第 2の実施形態の高圧燃料ポンプ 1 0 2は、 第 1 の実施形態の高圧燃料ポンプ 2の利点に加えて、 以下の利点を有する。
( 1 ) 第 2の実施形態の高圧燃料ポンプ 1 0 2では、 フランジ 1 0 8の下面 1 0 8 dがシリンダヘッ ドカバー 1 5 2に対する取り付け面である。 高圧燃料ボン プ 1 0 2の組み立て時において、 フランジ 1 0 8が締結ボルト 1 4 0によって力 バー 1 0 6に締結されるとき、 その周縁部 ] 0 8 aがカバー 1 0 6側に近づく方 向 （図 6 ：矢印 U方向） にわずかに曲がる。 このため、 シリンダヘッ ドカバー 1 5 2の表面 1 5 2 bに対するフランジ 1 0 8の下面 1 0 8 dの密着度が低下する フランジ 1 08が組付ボルト 1 54によってシリンダへッ ドカバー 1 5 2に取 り付けられるとき、 フランジ 1 0 8は、 締結ボルト 1 40よりも周縁部 1 08 a 側においてシリンダヘッ ドカバー 1 5 2に締め付けられる。 このとき、 図 6の矢 印 U方向とは逆方向 （矢印 D方向） の組み付け力が周縁部 1 08 aに生じる。 そのため、 締結ボルト 1 40によってフランジの周縁部 1 ◦ 8 aが図 6の矢印 U方向に曲げられていても、 周縁部 1 08 aはシリ ンダへッ ドカバー 1 5 2に接 触する側に曲げ戻される。 このことによりシリンダへッ ドカバーの表面 1 5 2 b に対するフランジ 1 0 8の密着度が増加し、 シリンダへッ ドカバー 1 5 2とフラ ンジ 1 08の間のシール性が向上する。
従って、 薄くて軽量化されたフランジ 1 08が使用される場合でも、 シリンダ へッ ドカバーの表面 1 5 2 bに対するフランジ 1 08の密着度が締結ボルト 1 4 0の締結力によって低減されることは防止される。 更に、 フランジ 1 08の下面 1 08 dの平面度の公差が大きい場合でも、 シリンダへッ ドカバー 1 5 2の表面 1 5 2 bに対するフランジ 1 0 8の密着度が組付ボルト 1 54の組み付け力によ つて向上される。 このため材料費や加工コス トが低減される。
フランジ 1 08の下面 1 08 dとシリンダへッ ドカバー ] 5 2の表面 1 5 2 b との間を〇リングによりシールする場合にも、 Oリングの潰し代は小さレ、。 従つ て、 少ない材料で十分なシールが可能であり、 材料費が低減される。
(実施の形態 3)
図 8は第 3の実施形態の高圧燃料ポンプ 2 0 2の縦断面図である。 第 1 の実施 形態と同様に、 電磁スピル弁 2 1 0、 カバー 206、 シリンダボディ 2 04、 ス プリングシート 2 22、 リフターガイ ド 2 24およびフランジ 2 0 8が高圧燃料 ポンプ 202の中心軸方向に積層されている。
第 3の実施形態の高圧燃料ポンプ 20 2では、 電磁スビル弁 2 1 0、 カバー 2 06、 シリンダボディ 204、 スプリングシート 2 2 2、 リフターガイ ド 2 24 およびフランジ 208の積層面には、 第 1 の実施形態の Oリングの代わりに振動 減衰性を有するシール材 （例えば、 ゴム） 2 6 2， 2 6 4 , 2 6 6 , 2 6 8 , 2 7 0が配置される。 すなわち、 図 8に示されるように、 電磁スピル弁 2 1 0と力 バー 2 0 6との積層面にはシール材 2 6 2が配置され、 カバー 2 0 6とシリンダ ボディ 2 0 4との積層面にはシール材 2 6 4が配置される。 シリンダボディ 2 0 4とスプリングシ一ト 2 2 2との積層面にはシ一ル材 2 6 6が配置され、 スプリ ンダシート 2 2 2とリフタ一ガイ ド 2 2 4との積層面にはシール材 2 6 8が配置 される。
第 3の実施形態の高圧燃料ポンプ 2 0 2は、 第 1の実施形態の高圧燃料ボンブ 2の利点に加えて、 以下の利点を有する。
( 1 ) 電磁スビル弁 2 1 0は、 閉弁するとき、 瞬時に電磁スヒル弁 2 1 0を介 して流れる燃料の流れを停止する。 そして、 電磁スピル弁 2 1 0の内部に設けら れた弁体が着座する時、 シー ト部 2 1 0 bに衝撃振動が生じる。 その衝撃振動を シリンダボディ 2 0 4の加圧室 2 1 4は、 直接受け取る。 しかしながら、 その衝 撃振動はシール材 2 6 2〜2 7 0によって複数回減衰され、 振動の外側への伝達 が阻止される。 このような振動の阻止は、 シリンダボディ 2 0 4 (中間部材） が カバー 2 0 6とフランジ 2 0 8によってフローティング状態で挟持されているた めに可能である。
なお、 衝撃振動の減衰と伝達阻止は、 第 1 の実施形態に示した Oリ ング 6 2〜 6 8によっても十分に行われるが、 第 3の実施形態においては、 更に効果的に行 われる。
シール材 2 6 2〜2 7 0は、 ゴムや樹脂のシートでも良いが、 例えば、 図 9の 斜視図および図 1 0の拡大断面図に示すようなリング状金属板 2 7 2でも良い _ リング状金属板 2 7 2は、 テーバー状の段差 2 7 2 aにより結合された 2つのリ ング部 2 7 2 b， 2 7 2 cを有する: リング部 2 7 2 b， 2 7 2 cには、 図 1 0 に示すように、 その上下の面にリング状のゴムシート 2 7 2 d， 2 7 2 eが設け られている このようなリング状金属板 2 7 2力 例えば図 1 1に示すように、 シール材 2 6 4の代わりにカバー 2 0 6とシリンダポディ 2 0 4との間に圧縮状 態で配置される。 更にシール材 2 6 2， 2 6 6〜 2 7 0の代わりに同様な形状の リング状金属板が圧縮状態で配置される。 このことにより、 ギャラリ 2 1 0 aに 対してシール作用を生じさせることができるとともに、 更に、 電磁スピル弁 2 , 1 0からシリンダボディ 2 0 4に伝達される振動が減衰され、 カバー 2 0 6ゃフラ ンジ 2 0 8側への振動の伝達が防止される。
(その他の実施の形態）
図 1 2に示すように、 カバー 3 0 6及びフランジ 3 0 8は、 カバー 3 0 6の当接 部 （離間部） 3 0 6 b及びフランジ 3 0 8の当接部 （離間部） 3 0 8 bにおいて 、 当接していても良い。 当接部 3 0 6 b及び当接部 3 0 8 bは、 シリンダボディ
3 0 4 (中間部材） および締結ボルト 3 4 0から所定距離だけ離れた位置に設け られる。
この場合も、 締結ボルト 3 4 0の軸方向の中央領域 3 4 0 aにおいて、 全周が 露出している部分があれば、 カバー 3 0 6及びフランジ 3 0 8のいずれか一方あ るいは両方 （図 1 2の場合は両方） において、 締結ボルト 3 4 0の中心軸に垂直 な部分 3 0 6 c , 3 0 8 cが曲げ弾性変形する。 このことにより、 低い弾性係数 の弾性力により、 シリ ンダボディ 3 0 4が締結される。
この場合、 当接部 3 0 6 b， 3 0 8 bは、 シリンダボディ 3 0 4の締結位置と は離れている。 カバー 3 0 6及びフランジ 3 0 8は、 曲げ変形によってシリンダ ボディ 3 0 4を締結している。 このため、 高圧燃料ポンプ 3 0 2の各構成の軸方 向寸法が高精度でなく寸法公差を有する場合であっても、 その寸法公差が締結ボ ノレト 3 4 0の軸力に大きな変化を生じることなく吸収される。
図 1 3に示すように、 カバー 4 0 6の当接部 4 0 6 b及びフランジ 4 0 8の当 接部 4 0 8 bの先端が締結ボルト 4 4 0側に曲げられる。 そして、 締結ボルト 4
4 0の中央領域 4 4 0 a力；、 各々の当接部 4 0 6 b , 4 0 8 bの先端に設けられ た貫通孔 4 0 6 d， 4 0 8 dを貫通するようにしても良レ、。 当接部 4 0 6 bは締 結ボルト 4 4 0から所定距離だけ離れた離間部 4 0 6 f を含み、 4 0 8 bは、 同 じく離間部 4 0 8 f を含む。
この場合も、 締結ボルト 4 4 0の中央領域 4 4 0 aにおいて、 領域 4 4 0 b， 4 4 0 cは全周にわたって露出する。 このため、 カバ一 4 0 6あるレ、はフランジ 4 0 8の一方あるいは両方 （図 1 3は両方の場合を示す） において、 締結ボルト 4 4 0の中心軸に垂直な部分 4 0 6 c , 4 0 8 cで曲げ弾性変形が生じる。 この ことにより、 低い弾性係数の弾性力により、 シリンダボディ 4 0 4 (中間部材） が締結される。
カバー 4 0 6とフランジ 4 0 8とは、 締結ボルト 4 4 0まで延びた当接部 4 0 6 b , 4 0 8 bにて当接する。 従って、 当接部 4 0 6 b , 4 0 8 bの力の伝達経 路は、 図 1 2の場合と同様にシリンダボディ 4 0 4の締結位置とは離れている。 シリンダボディ 4 0 4はカバー 4 0 6およびフランジ 4 0 8の曲げ変形によって 締結される。 このため、 高圧燃料ポンプ 4 0 2の各構成の軸方向寸法が高精度で なく寸法公差を有する場合であっても、 その寸法公差が締結ボルト 4 4 0の軸力 に大きな変化を生じることなく吸収される。
本発明の精神及び範囲から逸脱することなく、 本発明が他の代替例に具体化 され得ることは当業者にとって明らかである。

Claims

請求の範囲
1. プランジャ （ 1 2) と、
前記プランジャを収容するシリンダ （4 a ) と、 シリンダに連通された加圧室 ( 1 4) とを有し、 加圧室内の流体をプランジャの往復動により高圧化するシリ ンダボディ （4) を含む中間部材 （4， 2 2， 2 4) と、
前記中間部材の両側に配置された第 1の締付部材及び第 2の締付部材 （ 6、 8 ) と、
前記 2つの締付部材間に架け渡され、 前記中間部材を 2つの締付部材により締 め付けるための締結ボルト （4 0) とを備え、
前記締結ボルトは、 その軸方向の中央領域において、 前記第 1締付部材及び前 記第 2締付部材からその全周にわたって露出する露出領域 （4 0 a ) を含み、 前記第 1締付部材及び前記第 2締付部材のいずれか一方あるいは両方が、 曲げ 弾性力によって、 前記中間部材を締め付けることを特徴とする高圧ポンプ。
2. 請求の範囲 1記載の高圧ポンプにおいて、
前記締結ボルトは、 複数の露出領域 （4 4 0 b， 44 0 c ) を含むことを特徴 とする高圧ポンプ。
3. プランジャ （ 1 2) と、
前記プランジャを収容するシリンダ （4 a ) と、 シリンダに連通された加圧室 ( 1 4) とを有し、 加圧室内の流体をプランジャの往復動により高圧化するシリ ンダボディ （4) を含む中間部材 （4， 2 2， 2 4) と、
前記中間部材の両側に配置された第 1の締付部材及び第 2の締付部材 （ 6、 8 ) と、
前記 2つの締付部材間に架け渡され、 前記中間部材を 2つの締付部材により締 め付けるための締結ボルト （4 0) とを備え、 前記第 1締付部材および前記第 2締付部材は、 前記締結ボルトの軸方向の中央 領域において、 締結ボルトの全周にわたって締結ボルトから所定距離だけ離間す る離間部 （3 0 6 b , 3 0 8 b ) を含み、
前記第 1締付部材及び前記第 2締付部材のいずれか一方あるいは両方が、 曲げ 弾性力によって、 前記中間部材を締め付けることを特徴とする高圧ポンプ。
4 . 請求の範固 3記載の高圧ポンプにおいて、
前記第 1締付部材および前記第 2締付部材は、 複数の離間部を含むことを特徴 とする高圧ボ
5 . プランジャ （ 1 2 ) と、
前記プランジャを収容するシリンダ （4 a ) と、 シリンダに連通された加圧室 ( 1 4 ) とを有し、 加圧室内の流体をプランジャの往復動により高圧化するシリ ンダボディ （4 ) を含む中間部材 （4， 2 2， 2 4 ) と、
前記中間部材の両側に配置された第 1の締付部材及び第 2の締付部材 （6、 8 ) と、
前記 2つの締付部材間に架け渡され、 前記中間部材を 2つの締付部材により締 め付けるための締結ボルト （4 0 ) とを備え、
前記第 1締付部材及び前記第 2締付部材は直接当接せず、
前記締結ボルトは、 前記中間部材において前記第 1締付部材及び前記第 2締付 部材のいずれか一方または両方によって締め付けられる位置から所定距離 （S ) だけ離れた位置で、 第 1及び第 2の締付部材を締結し、
前記第 1締付部材及び前記第 2締付部材のいずれか一方あるいは両方が、 曲げ 弾性力によって、 前記中間部材を締め付けることを特徴とする高圧ポンプ。
6 . 請求の範囲 5記載の高圧ポンプにおいて、
前記第 1締付部材及び前記第 2締付部材は、 その中心部において前記中間部材 を締め付け、 その周縁部分において複数の前記締結ボル卜によって締結されるこ とを特徴とする高圧ポンプ。
7. 請求項 1〜 6のいずれか記載の高圧ポンプを、 該高圧ポンプの第 1締付 部材および第 2締付部材のいずれか 1つと組付ボルト （ 1 54) とを用いて支持 体 （ 1 5 2) に対して組み付ける高圧ポンプの組み付け構造であって、
前記組付ボルトは、 前記締結ボルトによって前記締付部材に対して与えられる 曲げ弾性力の方向とは逆方向に組み付け力が作用する位置に配置されることを特 徴とする高圧ボンブの組み付け構造。
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