WO2004059148A1 - 油圧式タイマーユニット及びそれを具備する燃料噴射ポンプ - Google Patents

油圧式タイマーユニット及びそれを具備する燃料噴射ポンプ Download PDF

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WO2004059148A1
WO2004059148A1 PCT/JP2003/016634 JP0316634W WO2004059148A1 WO 2004059148 A1 WO2004059148 A1 WO 2004059148A1 JP 0316634 W JP0316634 W JP 0316634W WO 2004059148 A1 WO2004059148 A1 WO 2004059148A1
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WO
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hydraulic
drive gear
pump drive
port
pump
Prior art date
Application number
PCT/JP2003/016634
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Yasurou Kimura
Ryo Takahashi
Kouichi Sawada
Mitsuyoshi Kawarabayashi
Tsuyoshi Tanimoto
Original Assignee
Yanmar Co., Ltd.
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Yanmar Co., Ltd. filed Critical Yanmar Co., Ltd.
Priority to AU2003296097A priority Critical patent/AU2003296097A1/en
Publication of WO2004059148A1 publication Critical patent/WO2004059148A1/ja

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D1/00—Controlling fuel-injection pumps, e.g. of high pressure injection type
    • F02D1/16—Adjustment of injection timing
    • F02D1/18—Adjustment of injection timing with non-mechanical means for transmitting control impulse; with amplification of control impulse
    • F02D1/183—Adjustment of injection timing with non-mechanical means for transmitting control impulse; with amplification of control impulse hydraulic
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D1/00—Controlling fuel-injection pumps, e.g. of high pressure injection type
    • F02D1/16—Adjustment of injection timing

Definitions

  • the present invention includes a hydraulic timer unit for changing a fuel injection timing by advancing or retarding a relative rotation phase angle between an engine crankshaft and a camshaft of a fuel injection pump, and the hydraulic timer unit. It relates to the control configuration of the fuel injection pump of the engine. Background art
  • the fuel injection timing is adjusted by advancing or retarding a relative rotation phase angle between an engine crankshaft and a camshaft of a fuel injection pump.
  • the relative rotational phase angle of both shafts is set between the input shaft to which the power on the engine crankshaft side is input and the output shaft that drives the fuel injection pump.
  • An adjustment device for adjustment is provided.
  • the adjusting device is configured to slide the slider back and forth by the pressure of the hydraulic oil supplied by switching the port of the electronically controlled solenoid valve.
  • an input shaft is extended from the casing in which the adjusting device is provided to the outside, and an input gear is provided in the extended portion.
  • an output shaft extends from the casing on the side opposite to the input gear, and the driving force of the fuel injection pump is taken out from the output shaft.
  • this output shaft is coupled to the fuel injection pump side.
  • a part of the outer periphery of the input shaft is a tally that is separate from the casing.
  • the rotary oil is supplied from the rotary joint into the input shaft.
  • diesel engines have conventionally been improved for higher performance, but further improvements are desired in the future.
  • fuel injection pumps for diesel engines are also required to be miniaturized and multifunctional. It is desired that the relative rotational phase angle be controlled with higher accuracy in order to cope with recent high-level exhaust gas regulations.
  • the input shaft and the output shaft extend outside the casing in which the adjusting device is provided, and the width must be increased in the axial direction. You can say that.
  • the output shaft is coupled to the fuel injection pump side, and it cannot be inferred that the output shaft is the same as a cam shaft that moves the plunger of the fuel injection pump up and down.
  • the output shaft disclosed in the above-mentioned literature is separate from the camshaft of the fuel injection pump, but the fuel injection pump and the hydraulic timer unit are separate and independent.
  • the hydraulic timer unit is not directly power-connected to the fuel injection pump, but is indirectly powered via a transmission component such as a coupling which is not a component of both devices.
  • a transmission component such as a coupling which is not a component of both devices.
  • the fuel injection pump, the hydraulic timer unit, and the transmission components are composed of three separate modules, which are inevitably large. It can be said that it becomes a configuration.
  • a separate mouth joint is arranged in the casing, and the volume occupied by the rotary joint and the volume of the hydraulic pump for pumping the hydraulic oil are also described. It can be said that this is also a factor that makes the system large.
  • Another object of the present invention is to propose a hydraulic timer unit having a control capability of a relative rotation phase angle independent of an engine speed.
  • a hydraulic timer unit is a hydraulic timer unit that changes a fuel injection timing by advancing or retarding a relative rotation phase angle between an engine crankshaft and a camshaft of a fuel injection pump.
  • a support base attached to the fuel injection pump, into which one end of a camshaft is inserted; and a bore one end of which is supported while the camshaft end is inserted into the one support end of the timer.
  • the cam shaft coupling included in the drive gear shaft, the outer peripheral surface of the cam shaft coupling, and the inner peripheral surface of the pump driving gear shaft have one of a helical shape and the other having a straight shape.
  • a shuttle piston having a bore configured to be slidable in the axial direction by in-engagement, and a solenoid valve communicated with a hydraulic path, wherein the timer support base and the pump drive gear shaft have:
  • a series of oil passages are formed on one side in an axial front and rear oil chamber formed between both shaft ends of the shuttle piston and a pump drive gear shaft, and on the other side in communication with the solenoid valve. It is assumed that. As a result, components such as rotary joints were formed for the formation of hydraulic oil passages for moving the shuttle piston. Since it is no longer necessary, advantages such as cost reduction by reducing the number of parts and easiness of structure, and downsizing of the hydraulic impulses can be obtained.
  • the input gear formed on the outer periphery of the pump drive gear is formed at a position outside the timer support and on the side of the cam shaft end.
  • the hydraulic path through which the solenoid valve communicates is a hydraulic path through which a system wheel for lubricating the inside of the engine flows.
  • the hydraulic timer unit is configured to be mounted on a gear case of the engine. This eliminates the need for a seal for oil leakage from the inside to the outside of the hydraulic timer unit, which simplifies mechanical work and reduces costs by reducing the number of parts.
  • At least one of the inner and outer spline engagements has a tooth profile of another engagement portion. Is to form an engaging part consisting of tooth profiles with different shapes.
  • the hydraulic timer unit includes an elastic body that urges the shuttle piston on a side that advances the relative rotation phase angle.
  • the hydraulic oil required to advance the shuttle piston at the rotation speed at engine start is Even if the hydraulic pressure cannot be secured, the elastic body acts to move the shuttle piston to the advance side, so that the startability of the engine is ensured regardless of the position of the shuttle piston after operation. Can be.
  • the sliding direction of the internal spool is parallel to the sliding direction of the shuttle piston, or the sliding direction of the spool inside the solenoid valve is orthogonal to the sliding direction of the shuttle piston. It is designed to be attached to the timer base so that the relationship is horizontal or horizontal. As a result, the adverse effect on the proper operation of the internal piston due to the vertical vibration transmitted from the engine can be minimized.
  • the electromagnetic valve is fixed to the timer support via an anti-vibration support having an oil passage.
  • the vibration transmitted from the engine side is absorbed by the vibration isolating support, and damage to the solenoid valve due to vibration acceleration (wear, breakage, disconnection of the coil, loosening of each part, etc.) can be avoided.
  • the pump drive gear shaft is configured to be able to fix the position in the rotation direction with respect to the timer support base by a port member.
  • the fuel injection pump can be mounted on the engine after eliminating the difference in the initial angle of the camshaft.
  • the pump driving gear is provided with a plurality of through holes
  • the pump driving gear shaft is provided with a plurality of screw holes
  • a port member is screwed into each of the through holes.
  • the drive gear is fixed to the pump drive gear shaft, and the inner diameter of the through hole is configured to be larger than the outer diameter of the screw portion of the bolt member by a certain value or more.
  • the mounting angle of the pump drive gear with respect to the pump drive gear shaft is adjusted and compensated, that is, the combined relationship between the pump drive gear (input gear) and the transmission gear. Can be changed within the range of the adjustment allowance formed between the through-hole and the port member, and more precise adjustment of the fuel injection timing can be made.
  • a plurality of gear fixing port through holes are formed in the pump driving gear radially at equal angular intervals around a rotation axis, while the pump driving gear shaft faces the gear fixing port through hole.
  • Axle fixing screw holes are drilled at one or a plurality of positions, and a gear driving port is screwed into each axle fixing screw hole from each through-hole, so that the pump driving gear
  • the input gear formed on the pump drive gear is a third gear connecting the intermediate point of one tooth space and the rotation axis of the input gear in an axial sectional view.
  • a second radial line at a position obtained by rotating one radial line in one direction by the same angle about the rotation axis is adjacent to another tooth space or intersecting tooth intersecting the second radial line.
  • the inner diameter of the through hole is configured to be larger than the outer diameter of the screw portion of the port member by a certain value or more. This allows finer adjustment / compensation of the mounting angle of the pump drive gear with respect to the pump drive gear shaft, using the gap formed between each port and the hole as an adjustment allowance.
  • the shuttle piston is formed with an oil passage that communicates between the advance surface of the shuttle piston and the outer peripheral surface of the shuttle piston when the shuttle piston is at the most advanced state. And This suppresses the impact when the shuttle piston reaches the advancing side and stops, and when the shuttle piston starts moving again to the retarding side, the plug forming the oil chamber and the pump drive gear shaft Adsorption to the inner peripheral surface can be prevented. Also, in the oil chamber, hydraulic oil cannot enter or exit from other than the oil passage, so that the shock when the shuttle piston is seated on the plug can be absorbed by the hydraulic oil.
  • the solenoid valve selectively connects and connects a pump port for supplying hydraulic pressure to one of a first port and a second port, and a port on a side not connected to the pump port.
  • the pump drive gear can be rotated by external force to finely adjust the sliding position of the shuttle piston. That is, by making the hydraulic oil leakable through the leak path between the hydraulic path on the first port side and the hydraulic path on the second port side, the shuttle piston is moved without switching the solenoid valve. It becomes possible.
  • the control device for the fuel injection pump includes: a first rotation sensor that detects a rotation speed of an input side of the pump driving gear; A second rotation sensor that detects the number of rotations of the rack, a rack factory that changes the position of the control rack, a position sensor that detects the position of the control rack, and a solenoid valve that is connected to the hydraulic path.
  • the control device of the fuel injection pump compares the detected values of the first and second rotary sensors with a control map stored in the control device in advance, and determines the control amount of the rack actuator and the solenoid valve. By determining the fuel injection amount, the fuel injection amount and the fuel injection timing are controlled in a correlated manner. This makes it possible to achieve high-precision operation in accordance with various control maps that comply with exhaust gas regulations.
  • FIG. 1 is a partial cross-sectional side view showing an entire configuration of a fuel injection pump according to the present invention
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing an outline of a control configuration of the fuel injection pump
  • FIG. 3 is a side view showing a configuration of a hydraulic timer unit.
  • FIG. 4 is a partial cross-sectional view showing the structure of a vibration isolating support for the solenoid valve
  • FIG. 5 (a) shows the sliding direction of the spool inside the solenoid valve in the sliding direction of the shuttle piston.
  • FIG. 5 is a front view showing an example of mounting so as to be parallel to FIG.
  • FIG. 9 is a front cross-sectional view showing a configuration of spline engagement
  • FIG. 9 is a partial cross-sectional side view showing another configuration example of the unit
  • FIG. 10 is a partial cross-sectional side view showing another configuration example of the shuttle piston.
  • 11 is a view of the shuttle piston taken along line XI in FIG. 9, FIG.
  • FIG. 12 is a view showing an example of a control map stored in the control device
  • FIG. 13 is a view showing the relationship between the pump drive gear and the pump drive axle.
  • FIGS. 3A and 3B show a first embodiment of the mounting configuration, wherein FIG. 1A is a front view of a pump driving gear shaft in the first embodiment, and FIG. FIG. 13 (c) is a front view of the pump drive gear, and FIG. 13 (c) is a front view showing a state in which the pump drive gear is attached to the pump drive gear shaft fixed to the support of the first embodiment. Shows a second embodiment of the mounting configuration of the pump driving gear and the pump driving gear shaft. (A) is a front view of the pump driving gear shaft in the second embodiment, (b) of FIG.
  • FIG. 14 is a front view of the pump driving gear of the second embodiment
  • FIG. Fig. 15 is a front view showing a state in which the pump drive gear is mounted on the pump drive gear shaft fixed to the timer one support base in the second embodiment
  • Fig. 15 is a view showing the mounting of the pump drive gear and the pump drive gear shaft.
  • FIG. 13A is a front view of a pump driving gear shaft in the third embodiment
  • FIG. 15B is a pump driving gear shaft in the third embodiment.
  • FIG. 15 (c) is a front view showing a state in which a pump driving gear is mounted on a pump driving gear shaft fixed to the timer support in the third embodiment
  • FIG. FIG. 4 is a diagram for explaining the concept of changing the combination in the embodiment.
  • an electronic governor 300 is arranged on one end of the cam shaft 6 in the axial direction, while a hydraulic tie unit 1 according to the present invention is arranged on the other end. 0 0 is attached.
  • the electronic governor 300 is connected to an electronic control unit (hereinafter, referred to as “ECU”) 9, and controls the operation of the rack actuator unit 301 by the ECU 9. As a result, the control rack position is changed to control the fuel injection amount.
  • ECU electronice control unit
  • the lower part of Luckakuyue overnight (FIG. 1) is provided with a position sensor 19, which detects the actual position of the control rack, which is changed by the operation of the rack actuator 301. This position sensor 19 is also connected to the ECU.
  • the hydraulic timer unit 100 is fluidly connected to the engine 50 via a solenoid valve 5, and the hydraulic timer unit 100 includes an engine 500.
  • the system oil 41 is supplied / discharged via a gear pump (not shown) provided in the system.
  • the solenoid valve 5 is connected to the ECU 9.
  • the ECU 9 controls the switching of the port of the solenoid valve 5, and thereby, a later-described adjusting device configured inside the hydraulic unit 100. Is activated.
  • the system oil 41 functions as a lubricating oil for the engine 50 and also as a hydraulic oil for the hydraulic timer unit 100.
  • the electronic governor 300 is provided with a rotation sensor 7 for picking up the rotation of the cam shaft 6 (FIG. 1) of the fuel injection pump 200.
  • the rotation sensor 17 is connected to the ECU 9 so that the number of rotations of the camshaft 6 can be recognized by the ECU 9.
  • a turntable 53 is attached to one end of the crankshaft 52 of the engine 50, and a rotation sensor 8 is arranged in a circumferential direction of the turntable 53.
  • the rotation sensor 8 is connected to the ECU 9 so that the rotation number of the crank shaft 52 can be recognized by the ECU 9.
  • the electronic governor 300 and the hydraulic timer unit 100 are electronically controlled by the ECU 9, and the fuel injection pump 200 and the engine 50 are system-controlled. '
  • the hydraulic timer unit 100 is formed at one end of the cam shaft 6 of the fuel injection pump 200.
  • the side wall 201 of the fuel injection pump 200 surrounds the housing 203 of the bearing 202 that supports the camshaft 6, and the camshaft 6 protruding from the housing 203, A timer support 10 having a cylindrical flange shape is provided.
  • the camshaft coupling 3 is located substantially halfway in the longitudinal direction.
  • the inner diameter of the camshaft coupling 3 formed on the protruding end side of the camshaft 6 has a force having a large diameter on the side of the camshaft 6 and a small diameter on the side opposite the camshaft 6 and having a substantially convex shape in a side view.
  • the pulling shaft 6a is fitted.
  • the outer peripheral surface of the force shaft coupling 3 on the side opposite to the housing 203 is surrounded by a cylindrical shuttle piston 4.
  • the inner peripheral surface of the shuttle piston 4 is spline-fitted to the outer peripheral surface of the camshaft coupling 3.
  • the opening of the shuttle piston 4 on the side opposite to the housing 203 is closed by a plug 4a.
  • a cylindrical pump drive gear shaft 2 that is spline-fitted to the outer peripheral surface of the shuttle piston 4 is interposed.
  • the space between the pump drive gear shaft 2 and the large-diameter portion of the camshaft force pulling 3 is made oil-tight by an oil seal 3 s, and both are rotatable relative to each other.
  • the shuttle piston 4 is spline-fitted with the camshaft coupling 3 on the inner peripheral surface and the pump drive gear shaft 2 on the outer peripheral surface, respectively.
  • the other is a helical spline fit.
  • the spline fitting between the shuttle piston 4 and the camshaft coupling 3 is straight, while the spline fitting between the shuttle piston 4 and the pump drive gear shaft 2 is helical.
  • the form of this spline fitting may be reversed, that is, the former may be helical and the latter may be straight.
  • the end of the pump driving gear shaft 2 on the housing 203 side is fitted and supported on the inner ring of a bearing 11 fitted on the cylindrical inner peripheral surface of the timer support base 10. c the bearing 1 1 opposite to become openings of the pump drive gear shaft 2 which are is closed by a plug 2 a.
  • a circumference is formed near the protruding end face of the timer support base 10.
  • the annular fixed portion 2b formed on the outer side in the direction is fixed to the pump driving gear 1 by the fixed port 29e, and the annular fixed portion 1b formed on the inner side in the circumferential direction is fixed to the pump driving gear 1 and the pump driving gear shaft 2 and the pump drive.
  • Gear 1 is made to rotate physically.
  • An input gear 1a is formed on the outer peripheral surface of the pump drive gear 1 near an extension of the end face of the camshaft 6, and transmits the rotation of the crankshaft 52 to the input gear 1a.
  • the transmission gear 52a is combined.
  • the input gear 1a formed on the outer periphery of the pump drive gear shaft 2 is formed outside the timer support base 10 and at a position on the cam shaft 6 end side.
  • the center of the tooth width is located on a substantially vertical extension line of the shaft end surface of the camshaft 6.
  • the input gear 1a is offset from the position of the annular fixing portion 1b so as to approach the end of the camshaft 6 so that the overhang of the input gear 1a from the end of the force shaft 6 is achieved.
  • the distance from the side wall 201 (FIG. 3) of the fuel injection pump 200 can be reduced, and the entire axial width of the hydraulic timer unit 100 can be reduced. it can.
  • the entire width of the fuel injection pump 200 with the hydraulic timer unit 100 in the direction of the camshaft 6 can be made compact.
  • the hydraulic timer unit 100 is configured to be directly attached to the end of the camshaft 6 of the fuel injection pump 200, that is, indirectly via a transmission element such as a coupling. Because they are not power-connected, they are integrally formed with the fuel injection pump 200, and since these devices form one module, the fuel injection pump 200 and the hydraulic timer unit 100 Thus, the entire device configured from the above can be configured compactly.
  • timer support 10 should be directly attached to the side wall 201 of the fuel injection pump 200, and the timer support 10 should support the entire hydraulic timer unit 100. From around the entire hydraulic timer unit 100 There is no need to provide a separate casing that supports the device, and the number of parts is small and a compact configuration can be achieved.
  • annular oil chamber 41 a is formed between the end surface of the shuttle piston 4 on the fuel injection pump 200 side and the outer peripheral surface of the camshaft coupling 3, while the shuttle piston 4
  • An oil chamber 41 b is formed between the outer peripheral surface of the plug 4 a on the side of 4 and the inner surface of the pump drive gear shaft 2.
  • the shuttle piston 4 By supplying hydraulic oil to one of the oil chambers 4 1a and 4 1b and discharging hydraulic oil from the other oil chamber, the shuttle piston 4 having the spline formed therein is An annular space formed by the camshaft coupling 3 and the pump drive gear shaft 2 slides in the camshaft 6 axial direction.
  • the configuration using the shuttle piston 4 enables transmission of high torque and is easy to control with hydraulic pressure.
  • the sliding of the shuttle piston 4 causes the relative rotation of the camshaft 6 with respect to the crankshaft 52 (the pump drive gear 1 and the pump drive gear shaft 2).
  • An adjusting device for performing advance and retard of the phase angle is formed.
  • the fuel injection timing of the fuel injection pump 200 is controlled by setting the side on which the shuttle piston 4 moves away from the fuel injection pump 200 as an advance angle and the side approaching the fuel injection pump 200 as a retard angle.
  • An adjusting device is configured.
  • the supply of hydraulic oil to the oil chambers 41a and 41b or the discharge from the oil chambers 41a and 41b is performed by the oil chambers 41a and 41b and the solenoid valve 5.
  • a series of oil passages are formed between the two and the electronic control of the solenoid valve 5 is performed.
  • two rows of annular grooves 22, 23 are formed on the outer peripheral surface of the pump drive gear shaft 2, and the annular chambers 22, 23 form the oil chambers 41 a, 41 b.
  • oil passages 22a and 23a are drilled at a plurality of places from the periphery of the pump drive gear shaft 2.
  • oil passages 10 a and 1 formed in the inside of the timer support 10 are provided at the position corresponding to the annular grooves 22 and 23 on the cylindrical inner peripheral surface of the support 10.
  • the openings of 0b face each other.
  • the oil passages 10a and 10b communicate with the first port 5a and the second port 5b of the solenoid valve 5, respectively.
  • the hydraulic ports 5a and 5b of the solenoid valve 5 are fluidly connected to the oil chambers 41a and 41b, respectively.
  • a cylindrical collar 14 is interposed between the cylindrical inner peripheral surface of the timer support base 10 and the pump drive gear shaft 2, and an opening of the oil passage 10a ⁇ 10b.
  • one side of the timer support base 10 and the pump drive gear shaft 2 has oil on both sides in the axial direction formed between both shaft ends of the shuttle piston 4 and the pump drive gear shaft 2. Since the chambers 41a and 41b and the other side are configured to form a series of oil passages that communicate with the solenoid valve 5, respectively, regarding the formation of the oil passage for the hydraulic oil that moves the shuttle piston 4, a rotary joint or the like is used. Since these parts are not required, advantages such as cost reduction due to reduction in the number of parts, easiness of mechanism, improvement in reliability, and downsizing of the hydraulic timer unit 100 can be obtained.
  • the solenoid valve 5 is arranged near the controlled object, the shuttle piston 4, so that the control response is quick and the performance is improved in the transient state. I have.
  • the solenoid valve 5 is attached to the timer support 10 via a vibration-proof support 20.
  • the through-hole 35a is formed in the vibration-proof support 20.
  • a fixed base 35 for mounting and fixing the solenoid valve 5, a base plate 36 for mounting and fixing to the timer support base 10 with a through hole 36 a, and an upper convex portion The through hole
  • a vibration isolator 37 fixedly attached to the base 35 and the base 35 by fitting the lower convex portion into the through hole 36a. It is structured in a typical way.
  • the vibration isolator 37 is made of an elastic material such as rubber or resin, and has a first port 5 a and a second port 5 b of the solenoid valve 5 and an oil passage 1 formed in the timer support base 10. Oil passages 20a and 20b for fluid connection between 0a and 10a are provided. Further, in addition to the oil passages 20a and 20b, an oil supply passage 20c and a drain oil passage (not shown) are also provided.
  • vibration isolating support 20 (vibration isolator 3 Absorption by 7) prevents direct transmission to the solenoid valve 5, thereby avoiding damage to the solenoid valve 5 due to vibration acceleration (wear, breakage, disconnection of coils, loosening of parts, etc.).
  • the solenoid valve 5 has a relationship in which the sliding direction of the internal spool 55 (FIG. 6) is parallel to the sliding direction of the shuttle piston 4 (FIGS. 4 and 5 (a)), or The timer support base 10 is set so that the sliding direction of 5 is orthogonal to the sliding direction of the shuttle piston 4 and horizontal (with respect to the ground) (FIG. 5 (b)). To minimize the adverse effect on the proper operation of the internal spool 55 due to the vertical vibration transmitted from the engine 50.
  • the system oil of the engine 50 is used as hydraulic oil for moving the shuttle piston 4 of the hydraulic timer unit 100.
  • the configuration relating to the supply and discharge of the hydraulic oil can be simplified.
  • the system oil 41 of the engine 50 is circulated in the engine housing by a gear pump (not shown) provided in the engine 50, and is configured to be supplied to the solenoid valve 5 by bypassing the circulation path.
  • the hydraulic timer unit 100 is configured to be installed in a gear case 50a of the engine 50.
  • an opening having a larger diameter than the pump driving gear 1 is formed on an extension of the camshaft 6 in the gear case 50a, and a detachable lid 50b is provided in the opening.
  • the hydraulic timer unit 100 can be adjusted according to the conditions.
  • the solenoid valve 5 supplies the hydraulic pressure supplied from the pump port 5 p to the solenoid valve 5 through the oil supply passage 20 c to the first port 5 a and the second port. It is configured as a 4-port solenoid-operated directional control valve that selectively switches and sends out from either one of the ports 5b.
  • the port of the solenoid valve 5 on which the hydraulic pressure is not supplied is connected to the tank port 5t, and the hydraulic path connected to the port on which the hydraulic pressure is not supplied is substantially at atmospheric pressure.
  • the pump port 5p is connected to the first port 5a, the oil passage 20a, the oil passage 10a, the annular groove 22, and the oil chamber 4 through the oil passage 22a.
  • the second port 5b is connected to the ink port 5t, and the second port 5b, oil passage 20b, oil passage 10b, annular groove 23, oil
  • the pressure in the passage 22b and the oil chamber 41b is released, and the pressure becomes substantially equal to the atmospheric pressure.
  • the solenoid valve 5 is switched to connect the pump port 5p to the second port 5b, and to connect the oil chamber through the oil passage 20b, the oil passage 10b, the annular groove 23, and the oil passage 22b.
  • the first port 5a is connected to the tank port 5t, and the first port 5a, oil passage 20a, oil passage 10a, annular groove 22, oil
  • the pressure in the passage 22 a and the oil chamber 41 a is released, and the pressure becomes substantially equal to the atmospheric pressure.
  • the solenoid valve 5 slides the spool 55 to the left and right by solenoids (not shown) provided on the left and right sides of the spool 55, thereby connecting the pump port 5p to the first port 5a and the first port 5a.
  • solenoids not shown
  • the leak path 15 is constituted by a gap formed between the collar 14 and the pump drive gear shaft 2, and includes a hydraulic path on the first port 5a side and a hydraulic pressure on the second port 5b side. Hydraulic oil can be transferred to and from the route.
  • the leak path 15 is a path compared to other hydraulic paths such as oil paths 10a and 10b. Since the cross-sectional area is small and the configuration is small, only a small amount of hydraulic oil can pass through the leak path 15, so that the normal operation of the shuttle piston 4 is not affected.
  • the leak path 15 is not only a path formed between the annular groove 22 and the annular groove 23, but also an oil path 20 a, a hydraulic path 10 a, which is a hydraulic path, and an annular groove 22. , And one of the oil passages 22 a and one of the oil passages 20 b, 10 b, the annular groove 23, and the oil passage 22 b which are the hydraulic paths connected to the second port 4 b. May be connected to each other.
  • a surge pressure may be generated in the hydraulic path.
  • the generated surge pressure propagates in the hydraulic path that forms a closed circuit, acts in the direction that widens the corner of the path, and may damage the circuit.
  • the leak path 15 is provided between the hydraulic path on the first port 4a side and the hydraulic path on the second port 4b side so that a small amount of hydraulic oil can flow between the two paths.
  • the pump drive gear 1 is rotated by an external force to finely adjust the sliding position of the shuttle piston 4. be able to. That is, by making the hydraulic oil leakable through the leak path 15 between the annular groove 22 and the annular groove 23, the shuttle piston 4 can be moved without switching the solenoid valve 5. ing.
  • the shuttle piston 4 and the camshaft coupling 3 are connected by a straight spline fit, but some of the spline teeth on the camshaft force pulling 3 side are missing.
  • a wide spline groove 3b and on the shuttle piston 4 side, a wide spline tooth 4b corresponding to the wide spline groove 3b is formed, which is different from the engaging portion at other places. It forms a wide engaging portion 94.
  • a part of the spline teeth is missing, and a wide spline groove 4 c corresponding to the wide spline groove 4 c is formed.
  • the spline teeth 2c are formed to form a wide engaging portion 92 different from the engaging portions at other portions.
  • the fixed position of the force shaft coupling 3 with respect to the shuttle piston 4 and the pump drive gear shaft 2 is uniquely determined, so that the fixed position of the shuttle piston 4 and the pump drive gear shaft 2 with respect to the cam shaft 6 is determined.
  • the mounting angle of the shuttle piston 4 with respect to the camshaft 6 is uniquely determined because the mounting angle with respect to the shuttle piston 4 is uniquely determined by the wide engaging portion 92. It is.
  • the mounting angle of the shuttle piston 4 and the pump drive gear shaft 2 with respect to the cam shaft 6 is uniquely determined, so that the pump drive gear shaft
  • the initial setting of the relative rotation phase angle with respect to the camshaft 6 via the shuttle piston 4 of the second 2 can be performed reliably and easily. Further, since the initial setting of the relative rotation phase angle can be accurately performed, more accurate control of the fuel injection timing is realized.
  • the advancing assist spring 17 is provided between the plug 4 a of the shuttle piston 4 (the surface on the camshaft 6 side) and the coupling shaft 6 a fitted on the projection of the camshaft 6. It shows a configuration example in which is sandwiched.
  • a small-diameter portion 6 b of the coupling shaft 6 a which is fitted to the projection of the force shaft 6 and has a substantially convex shape in side view, on the side opposite to the camshaft 6, is wound by an advance assist spring 17.
  • the end of the advance assist spring 17 on the side opposite the camshaft 6 is set in a recess 4 c formed on the side of the camshaft 6 of the plug 4 a of the shuttle piston 4, so that the advance assist
  • the urging force of the spring 17 acts to move the shuttle piston 4 to the advance side.
  • This configuration takes into account the need to advance the fuel injection timing when restarting the engine after the operation is completed. In other words, even if the fuel injection timing is delayed to comply with emission emission regulations, etc., it is necessary to advance the fuel injection time when the engine is restarted. In some cases, it is intended that the urging force of the advance assist spring 17 assists the movement of the shuttle button 4 to the advance side.
  • the advance assist spring 17 By acting to move the shuttle piston 4 to the advance side, good startability of the engine 50 can be ensured.
  • An elastic body such as a panel panel or rubber may be applied to the shuttle piston 4 in addition to the advance assist spring 17.
  • the above-described pump drive gear 1 is configured to cover the pump drive gear shaft 2, and the oil is A chamber 41a is formed, and the plug 4a of the shuttle piston 4 is configured to face the plug 1 #.
  • the shuttle piston 4 forms notches 4 f and 4 f by partially cutting the outer peripheral surface at the end opposite to the camshaft 6 (advancing angle side), and the shuttle piston 4 is most advanced.
  • an oil passage 24 is formed to communicate the end surface of the shuttle piston 4 on the side opposite the camshaft 6 and the outer peripheral surface of the shuttle piston 4. .
  • the notch 4 f4 ⁇ is formed by notching the upper and lower ends of the shuttle piston 4 on the advance side, so that the shuttle piston 4 reaches the advance side and stops when the shuttle piston 4 reaches the advance side.
  • the impact is suppressed, and when the shuttle piston 4 starts moving to the retard side again, the plug 1 ⁇ ⁇ forming the oil chamber 41 a and the pump drive gear shaft 2 are prevented from being attracted to the inner peripheral surface. Can be.
  • the hydraulic oil flows into and out of the oil passage 24 other than the oil passage 24, so that the shock when the shuttle piston 4 is seated on the plug 1f can be absorbed by the hydraulic oil.
  • the configuration of the shuttle piston 4 having the notches 4f and 4f as described above is also effective in the configurations shown in FIGS.
  • the above-described hydraulic timer unit 100 is electronically controlled by the ECU 9 together with the electronic governor 300 to provide a high-precision system corresponding to a control map 400 as shown in FIG. Control can be realized.
  • the ECU 9 of the fuel injection pump 200 is provided with a first rotation sensor 7 for detecting the number of rotations on the input side of the pump drive gear 1,
  • the second rotation sensor 18 detects information related to the arrow S shown in FIG. 12) for detecting the number of rotations, the rack actuator 301 for changing the rack position of the control port, and communication with the hydraulic path
  • the ECU 9 of the fuel injection pump 200 is connected to the solenoid valves 5 to be detected by the first and second rotation sensors 7 and 8, and the control map 40 stored in the control device in advance.
  • the fuel injection amount (arrow R shown in FIG. 12) and the fuel injection timing (FIG. The arrow F) shown in FIG. 12 is controlled in a correlated manner.
  • a driving force is input to the cam shaft 6 via the pump driving gear shaft 2.
  • the pump drive gear shaft 2 is configured to be fixed to the housing or the like of the hydraulic timer unit 100 at the time of the mechanism, the initial angle can be fixed, and individual differences regarding the initial angle are eliminated. Above, it becomes possible to attach the fuel injection pump 200 to the engine 50.
  • the driving force of the crankshaft 52 of the engine 50 is input from the transmission gear 52a to the pump driving gear 1 (input gear la). Therefore, the relative rotational phase angle between the crankshaft 52 and the camshaft 6 of the fuel injection pump 200 is the combined relationship between the pump drive gear 1 (input gear la) and the transmission gear 52a, Varies depending on which tooth is engaged in both gears.
  • the relative rotational phase angle affects the deviation between the engine side TDC (To Dead Center) point with respect to the crankshaft 52 of the engine 50 and the FIC point of the plunger of the fuel injection pump 200. It is.
  • FIG. 13 (a) (b) (c) and FIG. 14 (a) (b)
  • the pump drive gear shaft 2 is used as the housing of the hydraulic timer unit 100.
  • Machine to fix to the base 10 And a mechanism capable of adjusting and compensating the mounting angle of the pump driving gear 1 with respect to the pump driving gear shaft 2.
  • the annular fixed portion 2 b of the pump drive gear shaft 2 has one housing fixing port through hole 61 and a plurality of axles. Fixing screw holes 62 a ⁇ 62 b ⁇ ⁇ ⁇ are provided.
  • a cylindrical port collar 26 is fitted in the housing fixing port hole 61, and a housing is fixed to the port collar 26.
  • the bolt 27 is inserted, and the timer support base 10 is fastened and fixed to a shaft fixing screw hole 28 formed in a protruding end face of the timer support base 10 from the fuel injection pump 200.
  • the annular fixed portion 1b of the pump drive gear 1 has holes 6 1 ⁇ 6 2a ⁇ 6 2b ⁇ ⁇
  • a housing fixing port ⁇ through hole 63 and a gear fixing bolt ⁇ through hole 64 a 64 b b are respectively formed.
  • the housing fixing port port 63 allows the housing fixing port 27 to pass therethrough so that the pump driving gear shaft 2 can be fixed to the timer support base 10 from outside the pump driving gear 1. I have.
  • the gear fixing port through holes 64a, 64b pass through the gear fixing port 29a, 29b, As shown in Fig. 3, by fastening to the axle fixing screw holes 6 2a6 2b of the pump drive gear shaft 2, the bearing surface of the gear fixing port 2 9a2 9b The pressure causes the pump drive gear 1 to be fixed so as not to rotate relative to the pump drive gear shaft 2.
  • the inside diameter of the housing fixing port ⁇ through hole 63 is larger than the outer diameter of the head of the housing fixing port 7 27, while the inside diameter of the gear fixing port ⁇ through hole 6 4 a
  • the value is larger than the outer diameter of the screw portion of the gear fixing port 29a, 29b, ... by a certain value or more, and the clearance formed between each port and the hole is used as an adjustment allowance.
  • the mounting angle of the pump drive gear 1 with respect to the pump drive gear shaft 2 measured from the reference position is adjusted and compensated.
  • the “constant value” is determined by the number of teeth of the pump drive gear 1 and the gear diameter, and is determined by a desired relative rotational position. A value that allows a change in phase angle.
  • the mounting angle of the pump drive gear shaft 2 with respect to the timer support base 10 can be fixed by fastening the housing fixing bolt 27.
  • the fuel injection pump 200 can be mounted on the engine 50 while eliminating individual differences in the initial angle of the camshaft 6.
  • the mounting angle of the pump drive gear 1 with respect to the pump drive gear shaft 2 can be adjusted and compensated, that is, the pump drive gear 1 (input gear
  • the adjustment and correction can be performed by changing the relationship between 1) and the transmission gear 52a.
  • the configuration of the pump drive gear shaft 2 shown in (a) of Fig. 14 is the same as that described in Fig. 13 (a), and is fixed to the timer support base 10 by the housing fixing port 27. This is a possible configuration.
  • the housing fixing port 1 is formed in the annular fixing portion 1b at a position corresponding to the housing fixing port hole 61 formed in the pump driving gear shaft 2.
  • a long hole shaped gear fixing port through hole 74 a ⁇ 74 b ⁇ ⁇ ⁇ is provided at the position where the fixed port through hole 73 corresponds to the axle fixing screw hole.
  • the housing fixing port 27 can be inserted so that the pump driving gear shaft 2 can be fixed to the timer support base 10 from outside the pump driving gear 1. I have.
  • the inner diameter of the housing fixing port through hole 73 is larger than the outer diameter of the head of the housing fixing port 27, and the length of the gear fixing port through hole 7 4a * 74 b-'
  • the width in the longitudinal direction and the width in the short direction of the hole are formed between each port and the hole assuming that the screw portion outer diameter of the gear fixing port 29 a The gap
  • the mounting angle of the pump drive gear 1 with respect to the pump drive gear shaft 2 can be adjusted and adjusted.
  • gear fixing port ⁇ through hole 7 4 a-7 4 b- is formed as a long hole, a large adjustment allowance for the angle of the pump driving gear 1 can be secured, and a wider range can be secured. It is possible to adjust and adjust the mounting angle of the pump drive gear 1 with respect to the pump drive gear shaft 2.
  • This third embodiment relates to the above-described adjustment and adjustment of the relative rotational phase angle between the crankshaft 52 and the camshaft 6 of the engine 50, and allows a wider range of adjustment and adjustment. It is possible to set the advance angle and retard angle.
  • Fig. 16 explains the concept of changing the relative rotational phase angle between the pump drive gear 1 and the pump drive gear shaft 2 shown in Fig. 15 by changing the mounting position (changing the combination). is there.
  • axle fixing screw holes 8 2a8 2b are arranged at equal angles in the annular fixing portion 2b of the pump drive gear shaft 2. It is drilled so that In the present embodiment, these axle fixing screw holes 82a, 82b, ... are formed at eight positions shifted by 40 degrees from the axis of the pump drive gear shaft 2.
  • the annular fixed portion 1b of the pump drive gear 1 is fixed at the same equiangular angle as the axle fixing screw hole 82a, 82b.
  • Bolts ⁇ Through holes 84 a ⁇ 84 b ⁇ ⁇ ⁇ are drilled.
  • these gear fixing port through-holes 84 a, 84 b are formed at nine positions shifted by 40 ° about the axis of the pump drive gear shaft 2. .
  • the gear fixing port holes 84a, 84b respectively have gear fixing bolts 29a, 29b.
  • the axle fixing screw holes 82a, 82b of the pump drive gear shaft 2 to push the gear fixing port 29, 29a, 29b.
  • the pressure causes the pump drive gear 1 to be fixed so as not to rotate relative to the pump drive gear shaft 2. In this case, no port is passed through the gear fixing port through hole 84b.
  • the change and adjustment of the relative rotation phase angle are performed by the “change of the rotation angle”.
  • the gear fixing port ⁇ through hole 84 b is connected to the gear fixing port ⁇ through hole 84 a.
  • the pump driving gear 1 itself is rotated counterclockwise by 40 °.
  • the position 40 ° clockwise from the midpoint of the upper tooth groove 12a located on the vertical center line of the pump drive gear 1 before the change is not the midpoint of the tooth groove 12b.
  • the pump drive gear 1 when the pump drive gear 1 is fixed by rotating it counterclockwise by 40 °, the pump drive gear 1 is positioned on the vertical center line at a position shifted by 2.5 ° from the intermediate point of the tooth groove 12a. Will be present.
  • the relative rotation phase angle was changed by 2.5 ° between the transmission gear 52 a on the side of the crankshaft 52 of the engine 50 located below the pump drive gear 1 and the result was as follows.
  • the relative rotation phase angle of 2.5 ° is adjusted between the crankshaft 52 and the camshaft 6.
  • the relative rotation phase angle will be changed by 5.0 °.
  • the pump driving gear 1 is provided with a plurality of gear fixing port through holes radially around the rotation axis at equal angular intervals (40 ° in this embodiment), while An axle fixing screw hole is formed in the drive gear shaft at one or more positions facing the gear fixing port through-hole, and the gear fixing port is screwed into the axle fixing screw hole from each of the through holes.
  • the pump drive gear 1 is fixed to the pump drive gear shaft 2, and the input gear 1a formed on the pump drive gear 1 has one tooth groove 12a in the axial sectional view.
  • a first radius line 13a connecting the intermediate point and the rotation axis of the input gear, a second radius line 13b at a position rotated in one direction by the same angle around the rotation axis in the one direction is:
  • An intermediate point of another tooth space 1 2b intersecting the second radial line 13b, or the second radial line 13b A predetermined angle (2.5 ° in the present embodiment) from a third radial line 13 connecting an intermediate point of another tooth space 12 b adjacent to the intersecting tooth and the rotation axis of the input gear. It is located at a shifted position.
  • the number of teeth, the equal angle, and the rotation angle of the predetermined angle are not limited to the present embodiment.
  • the relative rotation phase angle can be obtained.
  • the relative rotation is performed at 2.5 ° intervals. It is possible to adjust and compensate for the phase angle, and as compared with the case where the adjustment margin between the port ⁇ through hole and the port outer diameter in the above-described configuration shown in FIGS. 13 and 14 is used. More adjustment and compensation widths are possible. In other words, in order to secure the same adjustment allowance in the configurations shown in FIGS. 13 and 14, the port holes must be made considerably large, but this is not necessary in this embodiment. is there.
  • the inner diameter of the gear fixing port ⁇ through hole 84 a 84 b b Is larger than the outer diameter of the screw part of the gear fixing port 29 a, 29 b, by a certain value or more, so that the gap formed between each port and the hole is used as an adjustment allowance.
  • a configuration that allows finer adjustment / compensation of the mounting angle of the pump driving gear with respect to the pump driving gear shaft may be adopted.
  • the hydraulic timer unit according to the present invention is useful in that, in addition to cost reduction by reducing the number of parts, easiness of structure, miniaturization, and the like, fine adjustment and correction of fuel injection timing are enabled. Yes, it can be applied to various types of fuel injection pumps as a new hydraulic tie-junction replacing the conventional configuration.

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Abstract

燃料噴射ポンプに備えられる油圧式タイマーユニットであって、タイマー支持台１０と、ポンプ駆動歯車軸２と、ポンプ駆動歯車１と、カム軸カップリング３と、前記カム軸カップリングの外周面、前記ポンプ駆動歯車軸の内周面のそれぞれに対し、一方はヘリカル状、他方はストレート状にてスプライン係合するシャトルピストン４と、油圧経路に連通される電磁弁５と、を有し、前記タイマー支持台及びポンプ駆動歯車軸２に、一側が前記シャトルピストンの両軸端部とポンプ駆動歯車軸との間に形成される軸方向前後の油室に、他側が前記電磁弁にそれぞれ連通される一連の油路を形成する。

Description

' 明 細 書 油圧式タイマーュニット及びそれを具備する燃料噴射ポンプ 技術分野
本発明は、 エンジンクランク軸と燃料噴射ポンプのカム軸との相対回転位相角 の進角又は遅角により燃料噴射時期を変更させる油圧式タイマ一ュニッ卜と、 該 油圧式タイマ一ュニットを具備するエンジンの燃料噴射ポンプの制御構成に関す る。 背景技術
従来のディーゼルエンジンにおいては、 エンジンクランク軸と燃料噴射ポンプ のカム軸との相対回転位相角を進角又は遅角させることにより、 燃料噴射時期,を 調整することが行われている。
そして、 上記の相対回転位相角を変更を行う装置の一つとして油圧式タイマー ユニット.があり、 これらに関する技術が従来開示されている （例えば、 日本特開 昭 5 8— 1 1 7 3 2 4号公報。）。
この文献で開示される油圧式タイマーュニットの構成では、 エンジンクランク 軸側の動力が入力される入力軸と、 燃料噴射ポンプを駆動する出力軸との間に、 両軸の相対回転位相角を調整する調整装置を介設する構成としている。 該調整装 置は、 電子制御される電磁弁のポート切り替えにより供給される作動油の圧力に より、 スライダーを前後に摺動させる構成としている。
そして、 前記調整装置を内装するケーシングより外部へ入力軸を延設し、 該延 設部に入力歯車を設ける構成としている。
また、 同様に、 前記ケーシングより、 前記入力歯車とは反対側に出力軸を延設 し、 該出力軸より燃料噴射ポンプの駆動力を取り出す構成としている。 そして、 同文献では、 この出力軸は、 燃料噴射ポンプ側とカップリング結合されるものと 記載されている。
また、 前記入力軸の外周の一部は、 ケーシングとは別体の口一タリー トにより囲まれており、 該ロ一タリージョイントから入力軸内へ作動油が供給さ れる構成としている。
さらに、 上記文献に関連するものとして、 作動油を圧送するための油圧ポンプ を内装する構成についての技術も公開されている （例えば、 日本特開昭 5 8— 1 1 7 3 2 5号公報。）。
他方、 従来、 ディーゼルエンジンにおいては、 高性能化のための改良がなされ ているが、 今後もより一層の改善が望まれている。 このため、 ディーゼルェンジ ンに備えられる燃料噴射ポンプにおいても、 同様に、 小型多機能化が望まれてい る。 そして、 昨今の高レベルな排ガス規制にも対応すべく、 前記相対回転位相角 は、 より高精度に制御されることが望まれている。
以上が背景技術として捉えられるものである。
そして、 上記文献に開示されるところの技術においては、 前記調整装置を内装 するケーシングより外部に入力軸及び出力軸を外部へ延設する構成としており、 軸方向において幅広とならざるを得ない構成であるといえる。
また、 入力軸の延設部に入力歯車を設ける構成としているため、 この入力歯車 の幅の分の幅のスペースを確保する必要もあり、さらには、入力歯車の回転面と、 出力軸の軸端面とは、 互いに離れた関係にならざるを得ないことから、 この構成 も幅広となる要因の一つとなっている。
また、 前記出力軸については、 燃料噴射ポンプ側とカップリング結合されると 記載されており、 該出力軸は、 燃料噴射ポンプのプランジャを上下させるカム軸 と同一のものであるとは推認できない。
即ち、 上記文献で開示されるところの出力軸は、 燃料噴射ポンプのカム軸とは 別体のものであると解されるところ、 燃料噴射ポンプと油圧式タイマーュニット とは別体の独立した装置として存在し、 油圧式タイマ一ュニットは直接的に燃料 噴射ポンプに対し動力接続されるものではなく、 両装置の構成要素ではないカツ プリング等の伝動部品を介した上で間接的に動力接続される構成であるといえる c このようには伝動部品の存在も、 装置構成の複雑化の一因となっている。
そして、 以上のように、 燃料噴射ポンプ、 油圧式タイマ一ユニット、 伝動部品 といつた別体の三つのモジュールによつて構成されることから、 必然的に大型の 構成となってしまうことがいえる。
また、 上記文献で開示される構成では、 ケーシング内に別体の口一夕リージョ イントを配する構成としており、 該ロータリージョイントが占める容積、 また、 作動油を圧送する油圧ポンプの容積についても、 上記と同様に大型となる要因と なっているといえる。
以上のごとく、 上記文献で開示されるところの油圧式タイマーュニットにおい ては、 ユニットの小型化について改善すべき課題が多く、 本発明では、 上記文献 とは異なる構成により、 小型化を図るとともに、 機関回転数に依存しない相対回 転位相角の制御能力を有する油圧式タイマ一ュニットを提案するものである。 また、 この小型化に加え、 仕組み精度の向上からの制御の高精度化、 仕組みの 容易化、 部品点数の削減からのコスト削減といった改善も図ろうとするものであ る。 発明の開示
本発明に係る油圧式夕イマ一ュニットは、 エンジンクランク軸と燃料噴射ボン プのカム軸との相対回転位相角の進角又は遅角により燃料噴射時期を変更させる 油圧式タイマ一ユニットであって、 前記燃料噴射ポンプに付設され、 カム軸の一 側端部が挿入される夕イマ一支持台と、 前記タイマ一支持台にカム軸端部を挿入 した状態で一端が軸承される内腔のボンプ駆動歯車軸と、 前記ボンプ駆動歯車軸 に固定され、 エンジンクランク軸の動力を入力するための入力歯車を形設したポ ンプ駆動歯車と、 前記カム軸端部に外嵌固定され、 前記ポンプ駆動歯車軸に内包 されるカム軸カップリングと、 前記カム軸カップリングの外周面、 前記ポンプ駆 動歯車軸の内周面のそれぞれに対し、 一方はヘリカル状、 他方はストレート状に てスプライン係合することで、 軸方向に摺動自在に構成される内腔のシャトルピ ストンと、 油圧経路に連通される電磁弁と、 を有し、 前記タイマー支持台及びポ ンプ駆動歯車軸に、 一側が前記シャトルピストンの両軸端部とポンプ駆動歯車軸 との間に形成される軸方向前後の油室に、 他側が前記電磁弁に、 それぞれ連通さ れる一連の油路が形成されることとするものである。 これにより、 シャトルピス トンを移動させる作動油の油路の形成に関し、 ロータリ一ジョイント等の部品が 必要なくなるので、 部品点数の減少によるコスト削減と仕組み容易性、 油圧式夕 イマ一ュニットの小型化といったメリツトを得ることができる。
また、 前記ポンプ駆動歯車の外周に形設される入力歯車は、 前記タイマー支持 台の外側であって、 前記カム軸端部側となる位置に形設されることとする。 これ により、 該入力歯車のカム軸端部からのオーバーハング、 つまりは、 燃料噴射ポ ンプのハウジングからの距離を短く構成することが可能となり、 油圧式タイマー ユニットの軸方向の全幅をコンパクトに構成することができる。 換言すれば、 油 圧式タイマ一ュニットを具備した状態の燃料噴射ポンプのカム軸方向の全幅をコ ンパクトに構成することができる。
また、 前記電磁弁が連通される油圧経路は、 エンジン内を潤滑するシステムォ ィルが流れる油圧経路としている。 これにより、 エンジンと油圧式タイマーュニ ットとで使用するオイルの共用化が図られ、 作動油給排に関する構成のシンプリレ 化を図ることができる。
また、 前記油圧式タイマーユニットは、 エンジンのギアケースに被装される構 成としている。 これにより、 油圧式タイマーユニットの内部から外部への油漏れ に関するシールが不要となり、 仕組み作業の容易化と、 部品点数の削減によるコ スト削減を図ることができる。
また、 前記シャトルピストンのカム軸カップリング及びポンプ駆動歯車軸に対 する内外のスプライン係合において、 内外のスプライン係合のうち、 少なくとも 一方のスプライン係合には、 他の係合部の歯形とは形状の異なる歯形よりなる係 合部が形設されることとする。 これにより、 油圧式タイマーユニットの仕組みの 際には、 シャトルピストンのカム軸に対する取付け角が一義的に決定されること から、 ボンプ駆動歯車軸のシャトルピストンを介してのカム軸に対する相対回転 位相角の初期設定を確実に、 しかも、 容易に行うことができる。 そして、 この相 対回転位相角の初期設定を正確に行えることから、 より高精度の燃料噴射時期の 制御を実現できる。
また、 前記油圧式タイマーユニットは、 前記相対回転位相角を進角させる側に 前記シャトルピストンを付勢する弾性体を備えることとする。 これにより、 ェン ジン始動時の回転速度ではシャトルピストンを進角させるために必要な作動油の 油圧が確保されないような場合であったとしても、 弾性体がシャトルピストンを 進角側へ移動させるように作用することから、 運転後におけるシャトルピストン の位置に関係なくエンジンの始動性を確保することができる。
また、 前記電磁弁は、 内部のスプールの摺動方向が前記シャトルピストンの摺 動方向と平行の関係、 又は、 前記電磁弁内部のスプールの摺動方向が前記シャト ルピストンの摺動方向と直交する関係であって、 かつ、 地表に対し水平の関係、 のいずれかの関係となるようにタイマ一支持台に取り付けられるようにしている。 これにより、 エンジンから伝わる上下振動による内部ピストンの適正作動への悪 影響を最小限に抑えることができる。
また、 前記電磁弁は、 油路を形成した防振支持台を介してタイマー支持台に固 定されるようにしている。 これにより、 エンジン側から伝わる振動を防振支持台 によって吸収し、 振動加速度による電磁弁の損傷 （摩耗、 破損、 コイルの断線及 び各部のゆるみ等） を回避することができる。
また、 前記ポンプ駆動歯車軸は、 ポルト部材によりタイマー支持台に対する回 転方向の位置を固定可能に構成される。 これにより、 カム軸の初期角度に関して の固体差をなくした上で、燃料噴射ポンプをエンジンに取り付けることができる。 また、 前記ポンプ駆動歯車に複数の貫通孔を穿設し、 前記ポンプ駆動歯車軸に 複数の螺子孔を穿設し、 ポルト部材を各貫通孔ょり各螺子孔に螺揷することで、 ポンプ駆動歯車をポンプ駆動歯車軸に固定する構成とし、 前記貫通孔の内径は、 前記ボル卜部材の螺子部外径よりも一定値以上大きく構成されることとする。 こ れにより、 燃料噴射ポンプをエンジンに取り付けた後において、 ポンプ駆動歯車 のポンプ駆動歯車軸に対する取付け角を調整 ·補整すること、 つまりは、 ポンプ 駆動歯車 （入力歯車） と伝動歯車との嚙合関係を貫通孔とポルト部材の間で形成 される調整代の範囲で変更することが可能となり、 より高精度な燃料噴射時期の 調整 '補正が可能となる。
また、 前記ポンプ駆動歯車に、 回転軸を中心として放射状に等角度間隔で複数 個の歯車固定ポルト揷通孔を穿設する一方、 前記ポンプ駆動歯車軸に、 前記歯車 固定ポルト揷通孔に対向する一又は複数の位置に車軸固定螺子孔を穿設し、 歯車 固定ポルトを各揷通孔より各車軸固定螺子孔に螺揷することで、 ポンプ駆動歯車 をポンプ駆動歯車軸に固定する構成とするとともに、 前記ポンプ駆動歯車に形設 される入力歯車は、 軸断面視において、 一の歯溝の中間点と前記入力歯車の回転 軸心とを結ぶ第一半径線を、 前記回転軸を中心として前記等角度だけ一方向に回 転させた位置にある第二半径線は、 前記第二半径線に交差する他の歯溝または交 差する歯に隣接する他の歯溝の中間点と前記入力歯車の回転軸心とを結ぶ第三半 径線から、 所定の角度ずれた位置にあるようにしている。 これにより、 所定の角 度間隔で相対回転位相角を調整 ·補整することが可能となり、 ポルト部材と貫通 孔との径の大小関係により得られる調整代と比較して、 より大きい調整幅 ·補整 幅を確保することができる。 また、 車軸固定螺子孔の数を、 歯車固定ボルト揷通 孔よりも少なく構成することにより、 ポンプ駆動歯車軸の加工工数の削減や強度 維持といったメリットが得られる。
また、 前記貫通孔の内径は、 前記ポルト部材の螺子部外径よりも一定値以上大 きく構成する。 これにより、 それぞれのポルトと孔との間に形成される隙間を調 整代として、 ポンプ駆動歯車のポンプ駆動歯車軸に対する取付け角のより細かい 調整 ·補整をすることができる。
また、 前記シャトルピストンには、 シャトルピストンが最も進角側の状態とな つた際に、 シャトルピストンの進角側の端面と、 同シャトルピストンの外周面と を連通させる油路が形成される構成とした。 これにより、 シャトルピストンが進 角側へ達して停止する際の衝撃が抑えられるとともに、 再度遅角側へシャトルピ ストンが移動を始める際に、 油室を形成する前記プラグや、 ポンプ駆動歯車軸の 内周面への吸着を防止することができる。 また、 同じく油室において、 油路以外 からは作動油が出入り不可となっているため、 シャトルピストンがプラグに着座 する際の衝撃を作動油によって吸収することができる。
また、 前記電磁弁は、 油圧の供給を行うポンプポートを、 第一のポートと第二 のポ一トとの何れかに選択的に切り換えて接続し、 ポンプポートと接続されてい ない側のポートがタンクポートに開放される電磁切換弁に構成され、 第一のポー 卜側の油圧経路と第二のポート側の油圧経路との間に、 両油圧経路を連通するリ ーク経路を設けた構成としている。 これにより、 サージ圧が発生した側の油圧経 路内の最大圧力を低減することができ、 油圧経路の寿命を延ばすことができる。 また、 シャトルピストン等といった、 制御された作動油圧により動作させられる 部材の、 発生したサージ圧による意図しない動作を低減することができる。 さら に、 リーク経路を設けることで、 電磁弁による油圧切換によりシャトルピストン を移動させた後に、 ポンプ駆動歯車を外力により回動操作してシャトルピストン の摺動位置を微調整することができる。 すなわち、 第一のポート側の油圧経路と 第二のポート側の油圧経路との間でリーク経路を通じて作動油をリーク可能とす ることで、 電磁弁の切り換えを行わずにシャトルピストンを移動させることが可 能となる。
また、以上の構成の油圧式タイマーュニットを具備する燃料噴射ポンプにつき、 前記燃料噴射ポンプの制御装置は、 前記ポンプ駆動歯車の入力側の回転数を検出 する第一の回転センサー、 前記カム軸の回転数を検出する第二の回転センサー、 コントロールラック位置を変更させるラックァクチユエ一夕、 コントロールラッ ク位置を検出する位置センサー、 および、 前記油圧経路に連通される電磁弁、 と それぞれ接続され、 前記燃料噴射ポンプの制御装置は、 前記第一 ·第二の回転セ ンサ一の検出値と、 予め制御装置に記憶された制御マップとを比較して、 前記ラ ックァクチユエ一夕及び電磁弁の制御量を決定することで、 燃料噴射量及び燃料 噴射時期とを相関的に制御する構成としている。 これにより、 排ガス規制に対応 させる種々の制御マップに則った運転を高精度で実現できる。
図面の簡単な説明
図 1は本発明に係る燃料噴射ポンプの全体構成を示す側面一部断面図、 図 2は 同燃料噴射ポンプの制御構成の概要を示す模式図、 図 3は油圧式タイマーュニッ トの構成を示す側面一部断面図、 図 4は電磁弁の防振支持台の構成を示す正面一 部断面図、 図 5の （a ) は、 電磁弁内部のスプールの摺動方向が前記シャトルピ ストンの摺動方向と平行の関係となるように取り付ける例を示す正面図、 図 5の
( b ) は、 前記電磁弁内部のスプールの摺動方向が前記シャトルピストンの摺動 方向と直交しかつ水平の関係となるように取り付ける例を示す正面図、 図 6は電 磁弁を示す側面断面図、 図 7は電磁弁を示す回路図、 図 8はシャトルピストンの スプライン係合の構成を示す正面断面図、 図 9は同ュニットの他の構成例を示す 側面一部断面図、図 1 0はシャ卜ルピストンの他の構成例を示す側面一部断面図、 図 1 1は同じくシャトルピストンの図 9中 X I線矢視図、 図 1 2は制御装置に記 憶される制御マップの一例を示す図、 図 1 3は、 ポンプ駆動歯車とポンプ駆動歯 車軸との取付構成の第一実施例を示すものであって、 （a ) は、該第一実施例にお けるポンプ駆動歯車軸の正面図、 図 1 3の （b ) は、 同じく第一実施例における ポンプ駆動歯車の正面図、 図 1 3の （c ) は、 同じく第一実施例における夕イマ 一支持台に固定したポンプ駆動歯車軸にポンプ駆動歯車を取り付けた状態を示す 正面図、 図 1 4は、 ポンプ駆動歯車とポンプ駆動歯車軸との取付構成の第二実施 例を示すものであって、 （a ) は、該第二実施例におけるポンプ駆動歯車軸の正面 図、 図 1 4の （b ) は、 同じく第二実施例におけるポンプ駆動歯車の正面図、 図 1 4の （c ) は、 同じく第二実施例におけるタイマ一支持台に固定したポンプ駆 動歯車軸にポンプ駆動歯車を取り付けた状態を示す正面図、 図 1 5は、 ポンプ駆 動歯車とボンプ駆動歯車軸との取付構成の第三実施例を示すものであって、 （ a ) は、 該第三実施例におけるポンプ駆動歯車軸の正面図、 図 1 5の （b ) は、 同じ く第三実施例におけるポンプ駆動歯車の正面図、 図 1 5の （c ) は、 同じく第三 実施例におけるタイマー支持台に固定したポンプ駆動歯車軸にポンプ駆動歯車を 取り付けた状態を示す正面図、 図 1 6は該第三実施例における組み合わせ変更の 概念を説明する図である。 発明を実施するための最良の形態
まず、 燃料噴射ポンプ 2 0 0の装置概要について説明する。
図 1に示すごとく、 燃料噴射ポンプ 2 0 0において、 カム軸 6の軸方向の一端 側には電子ガバナ 3 0 0が配される一方、 他端側には本発明にかかる油圧式タイ マーュニット 1 0 0が取り付けられている。
また、 図 2に示すごとく、 前記電子ガバナ 3 0 0は、 電子制御装置 （以下 「E C U」 と記載する） 9と接続されており、 該 E C U 9によりラックァクチユエ一 夕 3 0 1の作動を制御することにより、 コントロールラック位置を変更して燃料 噴射量の制御を行うようにしている。 また、 ラックァクチユエ一夕 3 0 1の下方 (図 1 ) には位置センサ一 1 9が設けられており、 ラックァクチユエ一夕 3 0 1 の作動によつて変化するコントロールラックの実際の位置を検出するようにして いる。 この位置センサー 1 9も、 前記 E C Uに接続されている。
また、 図 2に示すごとく、 前記油圧式タイマーユニット 1 0 0は、 電磁弁 5を 介してエンジン 5 0と流体的に接続されており、 油圧式タイマーュニット 1 0 0 には、 エンジン 5 0に備える図示せぬギアポンプを介してシステムオイル 4 1の 給排が行われるようになつている。 そして、 該電磁弁 5は前記 E C U 9と接続さ れており、 該 E C U 9による電磁弁 5のポートの切り換え制御により、 油圧式夕 イマ一ュニット 1 0 0の内部に構成される後述の調整装置が作動するようになつ ている。 このように、 システムオイル 4 1は、 エンジン 5 0の潤滑油として機能 するとともに、 油圧式タイマーユニット 1 0 0の作動油として機能するものであ る。
また、 図 2に示すごとく、 前記電子ガバナ 3 0 0には、 燃料噴射ポンプ 2 0 0 のカム軸 6 (図 1 )の回転をピックァップする回転センサー 7が設けられている。 該回転センサ一 7は E C U 9に接続されており、 E C U 9によってカム軸 6の回 転数が認識されるようなっている。
また、 図 2に示すごとく、 エンジン 5 0のクランク軸 5 2の一側端部には回転 盤 5 3が取り付けられ、 該回転盤 5 3の円周方向に回転センサー 8が配されてい る。 該回転センサー 8は前記 E C U 9に接続されており、 E C U 9によってクラ ンク軸 5 2の回転数が認識されるようになつている。
以上の構成で、 電子ガバナ 3 0 0及び油圧式タイマーュニット 1 0 0が E C U 9により電子制御され、 燃料噴射ポンプ 2 0 0とエンジン 5 0がシステム制御さ れる構成となっている。 '
次に、本発明にかかる油圧式タイマ一ュニット 1 0 0の構成について説明する。 図 3に示すごとく、 油圧式タイマーュニット 1 0 0は、 燃料噴射ポンプ 2 0 0 のカム軸 6の一側端部に構成されている。
燃料噴射ポンプ 2 0 0の側壁 2 0 1には、 前記カム軸 6を支持する軸受 2 0 2 のハウジング 2 0 3、 及び該ハウジング 2 0 3から突出したカム軸 6を包囲する ようにして、 筒型フランジ状のタイマー支持台 1 0が付設されている。 前記カム軸 6の周面には、 前記軸受 2 0 2側の外形を大とする筒状のカム軸力 ップリング 3の内面側がキー結合にて外嵌結合されており、 カム軸 6の突端は、 該カム軸カツプリング 3の長手方向略中途部に位置している。
また、 カム軸 6の突端側に形成されるカム軸カップリング 3の内腔部には、 力 ム軸 6側を大径とし、 反カム軸 6側を小径として側面視略凸状とする力ップリン グ軸 6 aが嵌装されている。
図 3に示すごとく、 前記力ム軸カップリング 3の反ハウジング 2 0 3側の外周 面は、 筒状のシャトルピストン 4により包囲されている。 該シャトルピストン 4 の内周面は、 カム軸カップリング 3の外周面とスプライン嵌合されている。 該シ ャトルピストン 4の反ハウジング 2 0 3側の開口は、 プラグ 4 aにより閉じられ ている。
また、 図 3及び図 8に示すごとく、 カム軸力ップリング 3の大径部及びシャト ルピストン 4の外周面と、 タイマー支持台 1 0の筒状内周面との間に形成される 環状部分には、 シャトルピストン 4の外周面とスプライン嵌合する筒状のポンプ 駆動歯車軸 2が挟装されている。 該ポンプ駆動歯車軸 2と、 カム軸力ップリング 3の大径部と間の空間は、 オイルシール 3 sにより油密状態とされており、 両者 は相対回転可能となっている。
この構成において、シャトルピストン 4は、内周面でカム軸カップリング 3と、 外周面でポンプ駆動歯車軸 2とそれぞれスプライン嵌合されるものであるが、 い ずれか一方をストレ一ト状、 他方をヘリカル状のスプライン嵌合としている。 本 実施例では、 シャトルピストン 4とカム軸カップリング 3との間のスプライン嵌 合をストレート状とする一方、 シャトルピストン 4とポンプ駆動歯車軸 2との間 のスプライン嵌合をヘリカル状としている。 尚、 このスプライン嵌合の形態は、 逆の構成、 即ち、 前者をヘリカル状、 後者をストレート状としてもよい。
図 3に示すごとく、 ポンプ駆動歯車軸 2のハウジング 2 0 3側の端部は、 タイ マー支持台 1 0の筒状内周面に嵌着された軸受 1 1の内輪に嵌着支持されている c 該軸受 1 1の反対側となるポンプ駆動歯車軸 2の開口は、 プラグ 2 aにより閉じ られている。
該ポンプ駆動歯車軸 2において、 タイマー支持台 1 0の突出端面付近にて円周 方向外側に形成した環状固定部 2 bには、 ポンプ駆動歯車 1に円周方向内側に形 成した環状固定部 1 bが固定ポルト 2 9 eで固定され、 ポンプ駆動歯車軸 2とポ ンプ駆動歯車 1がー体的に回転するようにしている。
そして、 該ポンプ駆動歯車 1の外周面において、 前記カム軸 6の端面の延長面 付近には入力歯車 1 aが形成されており、 該入力歯車 1 aにクランク軸 5 2の回 転を伝動する伝動歯車 5 2 aが嚙合されている。
以上のような歯車及びスプライン係合の構成により、 エンジン 5 0のクランク 軸 5 2の動力が伝動歯車 5 2 aから入力歯車 1 aに入力されると、 ポンプ駆動歯 車 1と一体であるポンプ駆動歯車軸 2が回転し、 シャトルピストン 4、 カム軸力 ップリング 3を介してカム軸 6が回転するようになっている。
また、 前記ポンプ駆動歯車軸 2の外周に形設される入力歯車 1 aは、 前記タイ マー支持台 1 0の外側であって、 前記カム軸 6端側となる位置に形設されるもの であり、 カム軸 6の軸端面の略上下延長線上に、 その歯幅の中心が位置するよう になっている。 このように、 入力歯車 1 aを環状固定部 1 bの位置からカム軸 6 端側に近づけるようにオフセットさせて形設することにより、 該入力歯車 1 aの 力ム軸 6端からのオーバーハング、 つまりは、 燃料噴射ポンプ 2 0 0の側壁 2 0 1 (図 3 ) からの距離を短く構成することが可能となり、 油圧式タイマーュニッ ト 1 0 0の軸方向の全幅をコンパクトに構成することができる。 換言すれば、 油 圧タイマーュニット 1 0 0を具備した状態の燃料噴射ポンプ 2 0 0のカム軸 6方 向の全幅をコンパクトに構成することができるのである。
さらに、 本発明にかかる油圧タイマ一ュニット 1 0 0は、 燃料噴射ポンプ 2 0 0のカム軸 6の端部に直接的に取り付ける構成、 つまり、 カップリング等の伝動 要素を介した上で間接的に動力接続されるのではないため、 燃料噴射ポンプ 2 0 0と一体的に構成され、 これら装置が一つのモジュールを形成することから、 燃 料噴射ポンプ 2 0 0及び油圧タイマーュニット 1 0 0とから構成する装置全体と してコンパクトに構成することができる。
また、 タイマー支持台 1 0を燃料噴射ポンプ 2 0 0の側壁 2 0 1に直接付設さ れる構成とし、 該タイマー支持台 1 0にて油圧式タイマーュニット 1 0 0全体を 支える構成としていることから、 油圧式タイマーュニット 1 0 0全体を包囲して 支持するような別体のケ一シングを設ける必要もなく、部品点数が少なく、かつ、 コンパクトな構成とすることができる。
さらに、 以上の構成において、 シャトルピストン 4の燃料噴射ポンプ 2 0 0側 の端面とカム軸カップリング 3の外周面との間には、 環状の油室 4 1 aが形成さ れる一方、 シャトルピストン 4のプラグ 4 a側の外周面とポンプ駆動歯車軸 2の 内面との間には油室 4 1 bが形成されている。
そして、 これらの油室 4 1 a · 4 1 bいずれか一方の油室に作動油を供給、 他 方の油室より作動油を排出することにより、 前記スプラインを形設したシャトル ピストン 4が、 カム軸カツプリング 3とポンプ駆動歯車軸 2とで形成される環状 の空間をカム軸 6軸方向に摺動するようになっている。 このシャトルピストン 4 による構成では、 高トルクの伝達が可能であり、 油圧での制御がし易い構成とな つている。
このように、 本発明にかかる油圧式タイマーュニット 1 0 0では、 シャトルピ ストン 4の摺動により、 カム軸 6のクランク軸 5 2 (ポンプ駆動歯車 1及びボン プ駆動歯車軸 2 ) に対する相対回転位相角の進角 ·遅角を行う調整装置が形成さ れている。 つまり、 シャトルピストン 4が燃料噴射ポンプ 2 0 0から遠ざかる側 に移動する側を進角、 燃料噴射ポンプ 2 0 0に近づく側を遅角として、 燃料噴射 ポンプ 2 0 0の燃料噴射時期を制御する調整装置が構成されているのである。 そして、 油室 4 1 a · 4 1 bへの作動油の供給、 又は、 油室 4 1 a · 4 1 か らの排出は、 該油室 4 1 a · 4 1 bと前記電磁弁 5との間に一連の油路を形成す るとともに、 電磁弁 5を電子制御することにより行なわれるものである。 具体的 には、 ポンプ駆動歯車軸 2の外周面に二列の環状溝 2 2 · 2 3が形設され、 該環 状溝 2 2 · 2 3より前記油室 4 1 a · 4 1 bに向かって、 それぞれ、 複数箇所に 油路 2 2 a · 2 3 aがポンプ駆動歯車軸 2の周上より穿設されている。 また、 夕 イマ一支持台 1 0の筒状内周面において、 前記環状溝 2 2 · 2 3に対応する位置 には、 同タイマー支持台 1 0内部に穿設した油路 1 0 a · 1 0 bの開口が対向し ている。 また、 該油路 1 0 a · 1 0 bは、 それぞれ電磁弁 5の第一ポート 5 aお よび第二ポート 5 bに通じている。 このようにして、 電磁弁 5の各油圧ポート 5 a · 5 bが、 それぞれ油室 4 1 a · 4 1 bに流体接続されている。 また、 タイマー支持台 1 0の筒状内周面と、 ポンプ駆動歯車軸 2の間には、 筒 状のカラー 1 4が介揷されており、 前記油路 1 0 a · 1 0 bの開口部と、 環状溝
2 2 · 2 3は、 それぞれ、 カラー 1 4に設けた貫通油路 1 4 a · 1 4 bを介して 連通されるようになつている。 ポンプ駆動歯車軸 2とカラ一 1 4との間には若干 の間隙が設けられており、 この間隙が環状溝 2 2と環状溝 2 3とを連通するリ一 ク経路 1 5となっている。
以上のように、 前記タイマー支持台 1 0及びポンプ駆動歯車軸 2に、 一側が前 記シャトルピストン 4の両軸端部とポンプ駆動歯車軸 2との間に形成される軸方 向前後の油室 4 1 a · 4 1 b、 他側が前記電磁弁 5にそれぞれ連通される一連の 油路を形成する構成としているので、 シャトルピストン 4を移動させる作動油の 油路の形成に関し、 ロータリージョイント等の部品が必要なくなるので、 部品点 数の減少によるコスト削減と仕組み容易性、 信頼性向上と、 油圧式タイマーュニ ット 1 0 0の小型化といったメリツトを得ることができる。
また、 図 3に示すごとく、 電磁弁 5は、 被制御体であるシャトルピストン 4の 近傍に配置されるため、 制御の応答性が速くなり、 過渡時における性能向上が図 られた構成となっている。
また、 図 4に示すごとく、 電磁弁 5は、 防振支持台 2 0を介してタイマー支持 台 1 0に取り付けられるものであり、 前記防振支持台 2 0は、 貫通孔 3 5 aが穿 設され電磁弁 5を載置固定するための固定台 3 5と、 貫通穴 3 6 aが穿設されタ イマ一支持台 1 0に載置固定するためのベース板 3 6と、 上側凸部を前記貫通孔
3 5 aに、 下側凸部を前記貫通孔 3 6 aに嵌入するとともに、 固定台 3 5、 及び ベース板 3 6と接着固定される防振体 3 7と、 から構成し、 これらより一体的に 構成されるものである。
前記防振体 3 7は、 ゴム ·樹脂等の弾性体で構成されており、 電磁弁 5の第一 ポート 5 aおよび第二ポート 5 bと前記タイマー支持台 1 0に穿設した油路 1 0 a · 1 0 とを流体接続させるための油路 2 0 a · 2 0 bが穿設されている。 ま た、 前記油路 2 0 a · 2 0 bに加え、 給油通路 2 0 c 排油油路 （不図示） も穿 設されている。
この構成により、 エンジン 5 0側から伝わる振動を防振支持台 2 0 (防振体 3 7 ) によって吸収し、 電磁弁 5に直接伝達させないことで、 振動加速度による電 磁弁 5の損傷 （摩耗、 破損、 コイルの断線及び各部のゆるみ等） を回避するよう になっている。
さらに、 電磁弁 5は、 内部のスプール 5 5 (図 6 ) の摺動方向がシャトルピス トン 4の摺動方向と平行の関係 （図 4及び図 5 ( a ))、 又は、 前記内部のスプー ル 5 5の摺動方向が前記シャトルピストン 4の摺動方向と直交しかつ水平 （地表 に対して） の関係 （図 5 ( b))、 のいずれかの関係となるようにタイマー支持台 1 0に取り付けることとし、 エンジン 5 0から伝わる上下振動による内部スプー ル 5 5の適正作動への悪影響を最小限に抑えるようにしている。
また、 上記構成において、 油圧式タイマ一ュニット 1 0 0のシャトルピストン 4を移動させる作動油には、 エンジン 5 0のシステムオイルが使用される。 この ように、 油圧式タイマーュニット 1 0 0とエンジン 5 0とで使用するオイルの共 用化を図ることで、 作動油給排に関する構成のシンプル化を図ることができる。 また、 エンジン 5 0のシステムオイル 4 1は、 エンジン 5 0に備える図示せぬ ギアポンプによりエンジンハウジング内を循環しており、 この循環経路よりバイ パスさせることにより電磁弁 5に供給する構成としているため、 専用の作動油ポ ンプを設ける必要がなぐ部品点数の削減によるコスト削減を図ることができる。 さらに、 該油圧式タイマーユニット 1 0 0は、 エンジン 5 0の歯車ケース 5 0 aに内装される構成としている。 そして、 このように歯車ケース 5 0 aに内装さ れる構成とすることで、 油圧式タイマ一ュニット 1 0 0の内部から外部への油漏 れに関するシールが不要となることから、 仕組み作業の容易化と、 部品点数の削 減によるコスト削減を図ることができる。
また、 前記歯車ケース 5 0 aにおけるカム軸 6の延長線上には、 ポンプ駆動歯 車 1よりも大径の開口を形成し、 該開口には着脱自在の蓋体 5 0 bが設けられ、 必要に応じた油圧式タイマーュニット 1 0 0の調整を可能としている。
また、 ポンプ駆動歯車軸 2を外嵌支持する軸受 1 1 (図 3 ) については、 作動 油としてのシステムオイル 4 1 (図 2 ) が導かれるため、 該軸受 1 1の潤滑を行 うことができ、 該軸受 1 1の潤滑に関する部品点数の削減と省スペース化が図ら れている。 また、 図 6、 図 7に示すように、 前記電磁弁 5は、 前記給油通路 2 0 cを通じ てポンプポート 5 pから電磁弁 5に供給される油圧を、 第一ポート 5 aと第二ポ ート 5 bとの何れか一方から選択的に切り換えて送出する 4ポート電磁切換弁に 構成されている。
電磁弁 5における、 油圧が供給されていない側のポートはタンクポート 5 tと 接続されていて、 油圧が供給されていない側のポートに接続されている油圧経路 は略大気圧となっている。
例えば、電磁弁 5を切り換えて、ポンプポート 5 pを第一ポート 5 aと接続し、 油路 2 0 a、 油路 1 0 a、 環状溝 2 2、 および油路 2 2 aを通じて油室 4 1 aへ 油圧を供給する場合には、 第二ポート 5 bが夕ンクポート 5 tと接続され、 該第 二ポート 5 b、 油路 2 0 b、 油路 1 0 b、 環状溝 2 3、 油路 2 2 b、 および油室 4 1 bの圧力が開放されて略大気圧と同等の圧力となる。
逆に、 電磁弁 5を切り換えて、 ポンプポート 5 pを第二ポート 5 bと接続し、 油路 2 0 b、 油路 1 0 b、 環状溝 2 3、 および油路 2 2 bを通じて油室 4 1 へ 油圧を供給する場合には、 第一ポート 5 aがタンクポート 5 tと接続され、 該第 一ポート 5 a、 油路 2 0 a、 油路 1 0 a、 環状溝 2 2、 油路 2 2 a、 および油室 4 1 aの圧力開放されて略大気圧と同等の圧力となる。
なお、 電磁弁 5は、 スプール 5 5を、 スプール 5 5の左右両側に設けられたソ レノイド （図示せず） により左右に摺動させることで、 ポンプポート 5 pを、 第 一ポート 5 aおよび第二ポート 5 bの何れかに選択的に切り換えて接続し、 ボン プポート 5 pを通じて供給された油圧を第一ポート 5 aと第二ポート 5 bとの何 れに供給するかを切り換えるように構成されている。
第一ポート 5 aと油路 2 0 aおよび油路 1 0 aにより接続される環状溝 2 2と、 第二ポート 5 bと油路 2 0 bおよび油路 1 0 bにより接続される環状溝 2 3とは、 リーク経路 1 5により連通されている。
リーク経路 1 5は、 前記カラー 1 4とポンプ駆動歯車軸 2との間に形成される 間隙にて構成されており、 第一ポート 5 a側の油圧経路と第二ポート 5 b側の油 圧経路との間で作動油が行き来可能になっている。
但し、 リーク経路 1 5は、 油路 1 0 a · 1 0 b等の他の油圧経路に比べて経路 断面積が小さく絞られた構成になっているため、 リーク経路 1 5を通過可能な作 動油は少量であるため、 シャトルピストン 4の通常の動作に影響を与えることは ない。
なお、 リーク経路 1 5は、 環状溝 2 2と環状溝 2 3との間に形成される経路だ けでなく、 油圧経路である油路 2 0 a、 油路 1 0 a、 環状溝 2 2、 および油路 2 2 aの何れかと、 第二ポート 4 bと接続される油圧経路である油路 2 0 b、 油路 1 0 b、 環状溝 2 3、 および油路 2 2 bの何れかとを、 接続する経路であっても よい。
ここで、 電磁弁 5の切り換え時等に、 油圧経路内にサージ圧が発生することが ある。 発生したサージ圧は閉回路となる油圧経路内を伝播して、 経路の隅部を広 げる方向に作用し、 回路に損傷を与える場合がある。
しかし、 このように、 第一ポート 4 a側の油圧経路と第二ポート 4 b側の油圧 経路との間にリーク経路 1 5を設けて両経路の間で少量の作動油が行き来できる ように構成することで、 第一ポート 4 a側の油圧経路と第二ポ一ト 4 b側の油圧 経路との何れか一方の油圧経路で過大なサージ圧が発生した場合には、 リーク経 路 1 5および他方の油圧経路を通じて夕ンクポートへ圧力を逃がすことが可能と なる。
これにより、 サージ圧が発生した側の油圧経路内の最大圧力を低減することが でき、 油圧経路の損傷を防いで寿命を延ばすことができる。
また、 従来行っていたような、 サージ圧の影響で破損しないだけの高い強度を 備えた部品を用いる必要もないので、 コスト低減を図ることができる。
また、 シャトルピストン 4等といった、 制御された作動油圧により動作させら れる部材の、 発生したサージ圧による意図しない動作を低減することができる。 なお、 リーク経路 1 5を通過可能な少量の作動油とは、 シャトルピストン 4の 摺動動作に影響を与えることがなく、 かつ油圧経路内で発生したサージ圧の低減 を図ることができる程度の量の作動油をいう。
また、 リーク経路 1 5を設けることで、 電磁弁 5による油圧切換によりシャト ルピストン 4を移動させた後に、 ポンプ駆動歯車 1を外力により回動操作してシ ャトルピストン 4の摺動位置を微調整することができる。 すなわち、 環状溝 2 2と環状溝 2 3との間でリーク経路 1 5を通じて作動油を リーク可能とすることで、 電磁弁 5の切り換えを行わずにシャトルピストン 4を 移動させることが可能となっている。
次に、 図 8に示すごとく、 シャトルピストン 4とカム軸カップリング 3とは、 ストレートのスプライン嵌合にて結合されるものであるが、 カム軸力ップリング 3側の一部のスプライン歯を欠落させて幅広のスプライン溝 3 bを形成する一方、 シャトルピストン 4側においては、 前記幅広のスプライン溝 3 bに対応する幅広 のスプライン歯 4 bを形成し、 他の箇所の係合部とは異なる幅広の係合部 9 4を 構成している。
また、 シャトルピストン 4と、 ポンプ駆動歯車軸 2との間においても同様に、 それぞれ、 一部のスプライン歯を欠落させて幅広のスプライン溝 4 c、 前記幅広 のスプライン溝 4 cに対応する幅広のスプライン歯 2 cを形成し、 他の箇所の係 合部とは異なる幅広の係合部 9 2を構成している。
この構成により、 力ム軸カップリング 3のシャトルピストン 4及びポンプ駆動 歯車軸 2に対する固定位置が一義的に決定されることで、 シャトルピストン 4及 びポンプ駆動歯車軸 2のカム軸 6に対する固定位置も一義的に決定させることが できる。 つまり、 カム軸カップリング 3のカム軸 6に対する取り付け角は、 キー 結合 1 2により一義的に決定され、 シャトルピストン 4のカム軸カップリング 3 に対する取り付け角は、 幅広の係合部 9 4により一義的に決定され、 さらに、 シ ャトルピストン 4に対する取り付け角は、 幅広の係合部 9 2により一義的に決定 されることから、 シャトルピストン 4のカム軸 6に対する取り付け角が一義的に 決定されるものである。
以上の構成により、 油圧式タイマ一ュニット 1 0 0の仕組みの際には、 シャト ルピストン 4及びポンプ駆動歯車軸 2のカム軸 6に対する取り付け角が一義的に 決定されることから、 ポンプ駆動歯車軸 2のシャトルピストン 4を介してのカム 軸 6に対する相対回転位相角の初期設定を確実に、 しかも、 容易に行うことがで きるようになつている。 そして、 この相対回転位相角の初期設定を正確に行える ことから、 より高精度の燃料噴射時期の制御が実現される。
次に、 油圧式タイマーュニット 1 0 0の他の実施形態について説明する。 図 9に示す構成は、 シャトルピストン 4のプラグ 4 a (カム軸 6側の面） と、 カム軸 6の突部に嵌着したカップリング軸 6 aとの間に、 進角補助スプリング 1 7を挟装した構成例を示すものである。
本構成例では、 力ム軸 6の突部に嵌着した側面視略凸状とするカップリング軸 6 aの反カム軸 6側の小径部 6 b外周面を進角補助スプリング 1 7で巻回すると ともに、 該進角補助スプリング 1 7の反カム軸 6側の端部を、 シャトルピストン 4のプラグ 4 aのカム軸 6側面に形成した凹部 4 cに揷設することで、 進角補助 スプリング 1 7の付勢力により、 シャトルピストン 4を進角側に移動させるよう に作用している。
この構成は、 運転終了後において、 再びエンジンを始動する際の燃料噴射時期 を早める必要性に鑑みたものである。 つまり、 排気ェミッション規制等に対応す ベく、 燃料噴射時期を遅らせていたとしても、 エンジン再始動時には燃料噴射時 期を早める必要性があるが、 始動時には前記ギアポンプでは充分な油圧を確保で きない場合もあるため、 進角補助スプリング 1 7の付勢力によってシャトルビス トン 4の進角側への移動を補助しょうとするものである。
そして、 この構成により、 エンジン 5 0始動時の回転速度ではシャトルピスト ン 4を進角させるために必要な作動油の油圧が確保されないような場合であった としても、 進角補助スプリング 1 7がシャトルピストン 4を進角側へ移動させる ように作用することから、エンジン 5 0の良好な始動性を確保することができる。 尚、 進角補助スプリング 1 7の他、 板パネ、 ゴム等の弾性体をシャトルピスト ン 4に作用させる構成としてもよい。
次に、 油圧式タイマーュニット 1 0 0のシャトルピストン 4の他の実施形態に ついて説明する。
図 1 0及び図 1 1に示すごとく、 この実施形態では、 上述したポンプ駆動歯車 1をポンプ駆動歯車軸 2に覆いかぶせるように構成し、 該ポンプ駆動歯車 1のプ ラグ I f にて、 油室 4 1 aを形成するものであり、 該プラグ 1 ίにシャトルピス トン 4のプラグ 4 aが対向して構成されている。
そして、 シャトルピストン 4において、 反カム軸 6側 （進角側） の端部の外周 面を一部切り欠いた切欠き部 4 f · 4 f を形成し、 シャトルピストン 4が最も進 角側、 つまりは、 カム軸 6から最も離れた状態において、 シャトルピストン 4の 反カム軸 6側の端面と、 同シャトルピストン 4の外周面とを連通させる油路 2 4 を形成する構成としている。
このように、 シャトルピストン 4の進角側の端部の上下二箇所を切欠いて切欠 き部 4 f · 4 ίを構成することにより、 シャトルピストン 4が進角側へ達して停 止する際の衝撃が抑えられるとともに、 再度遅角側へシャトルピストン 4が移動 を始める際に、 油室 4 1 aを形成する前記プラグ 1 ί、 ポンプ駆動歯車軸 2の内 周面への吸着を防止することができる。 また、 油室 4 l aにおいて、 油路 2 4以 外からは作動油が出入り負荷となっているため、 シャトルピストン 4がプラグ 1 f に着座する際の衝撃を作動油によって吸収することができる。
尚、 このように切欠き部 4 f · 4 f を形成したシャトルピストン 4の構成は、 図 3及び図 9に示される構成においても有効である。
次に、 燃料噴射ポンプ 2 0 0とエンジン 5 0とのシステム制御について説明す る。
上述した油圧式タイマーュニット 1 0 0を、 前記電子ガバナ 3 0 0とともに、 前記 E C U 9により電子制御することで、 図 1 2に示すごとくの制御マップ 4 0 0に対応させた高精度のシステム制御を実現することができる。
即ち、図 2及び図 1 2に示すごとく、前記燃料噴射ポンプ 2 0 0の E C U 9は、 前記ポンプ駆動歯車 1の入力側の回転数を検出する第一の回転センサー 7、 前記 カム軸 6の回転数を検出する第二の回転センサ一 8 (図 1 2に示す矢印 Sに関す る情報を検出）、コント口一ルラック位置を変更させるラックァクチユエ一夕 3 0 1、 および、 前記油圧経路に連通される電磁弁 5とそれぞれ接続され、 前記燃料 噴射ポンプ 2 0 0の E C U 9は、 前記第一 ·第二の回転センサー 7 · 8の検出値 と、 予め制御装置に記憶された制御マップ 4 0 0 (図 1 2 ) とを比較して、 前記 ラックァクチユエ一夕 3 0 1及び電磁弁 5の制御量を決定することで、 燃料噴射 量 （図 1 2に示す矢印 R) 及び燃料噴射時期 （図 1 2に示す矢印 F) とを相関的 に制御するものである。
そして、 このように燃料噴射量と燃料噴射時期 （相対回転位相角） を相関的に 制御することで、 排ガス規制に対応させる種々の制御マツプに則った運転を高精 度で実現できるようになる。
次に、 燃料噴射ポンプ 200のカム軸 6とエンジン 50のクランク軸 52との 相対回転位相角の初期値設定、 及び初期値補正に関する構成について説明する。 燃料噴射ポンプ 200の仕組み時においては、 前記カム軸 6の回転により搢動 し、 燃料圧送を開始するプランジャの F I C位置 （Fue l I n j e c t i 0 n— p o r t C l o s e po i n t) を考慮した上でのカム軸 6の初期角度 を設定する必要がある。
そして、 本発明に係る油圧式タイマーユニット 100では、 ポンプ駆動歯車軸 2を介してカム軸 6に駆動力を入力する構成としている。
従って、 仕組み時においてポンプ駆動歯車軸 2を油圧式タイマーュニット 10 0のハウジング等に固定できる構成とすれば、 前記初期角度を固定することがで きるので、 初期角度に関しての個体差をなくした上で、 燃料噴射ポンプ 200を エンジン 50に取り付けることが可能となる。
一方、 本発明の油圧式タイマ一ュニット 100を配する燃料噴射ポンプ 200 においては、 エンジン 50のクランク軸 52の駆動力を伝動歯車 52 aからポン プ駆動歯車 1 (入力歯車 l a) へ入力する構成としているため、 クランク軸 52 と、 燃料噴射ポンプ 200のカム軸 6との間の相対回転位相角は、 ポンプ駆動歯' 車 1 (入力歯車 l a) と、 伝動歯車 52 aとの嚙合関係、 つまりは、 両歯車にお いて、 いずれの歯を嚙合わせるかによつて変わるものである。
そして、 この相対回転位相角は、 エンジン 50のクランク軸 52を基準とする エンジン側 TD C (To De ad Cen t e r) 点と、 燃料噴射ポンプ 2 00のプランジャの F I C点との偏差に影響するものである。
従って、 前記両歯車の嚙合関係を調整 ·補整可能とすれば、 燃料噴射ポンプ 2 00のエンジン 50へ取り付けた時における前記調整 ·補正が可能となる。
以上の二つの点、 即ち、 燃料噴射ポンプ 200のカム軸 6の初期角度を固定す る観点と、 エンジン 50のクランク軸 52とカム軸 6の相対回転位相角を調整- 補整する観点から、 図 13 (a) (b) (c) 及び図 14 (a) (b) (c) で示さ れるところの油圧式タイマーュニット 100では、 ポンプ駆動歯車軸 2を油圧式 タイマーュニット 100のハウジングとしての夕イマ一支持台 10に固定する機 構と、 ポンプ駆動歯車軸 2に対するポンプ駆動歯車 1の取り付け角を調整 ·補整 可能とする機構とを設ける構成としている。
図 1 3 ( a ) ( b) ( c ) に示す第一実施例では、 ポンプ駆動歯車軸 2の環状固 定部 2 bには、 一つのハウジング固定ポルト揷通孔 6 1と、 複数の車軸固定螺子 孔 6 2 a · 6 2 b · · ·が穿設されている。
前記ハウジング固定ポルト揷通孔 6 1には、 図 3の右上部及び図 1 3 ( c ) に 示すごとく、 筒状のポルトカラー 2 6が嵌装され、 該ポルトカラ一 2 6にはハウ ジング固定ボルト 2 7が挿入され、 タイマー支持台 1 0の燃料噴射ポンプ 2 0 0 からの突出端面に穿設した軸固定螺子孔 2 8に締結固定されるようにしている。 こうして、 ポンプ駆動歯車軸 2をタイマー支持台 1 0に固定することで、 相対回 転不能となるようにしている。
また、 図 1 3 ( b ) に示すごとく、 ポンプ駆動歯車 1の環状固定部 1 bには、 ポンプ駆動歯車軸 2に穿設した各穴 6 1 · 6 2 a · 6 2 b · · ·に対応する位置 に、それぞれ、ハウジング固定ポルト揷通孔 6 3、歯車固定ボルト揷通孔 6 4 a · 6 4 b · · ·が穿設されている。 ハウジング固定ポルト揷通孔 6 3には、 前記ハ ウジング固定ポルト 2 7を揷通可能として、 ポンプ駆動歯車 1の外部からポンプ 駆動歯車軸 2をタイマー支持台 1 0に対して固定できるようにしている。
また、 図 1 3 ( c ) に示すごとく、 歯車固定ポルト揷通孔 6 4 a · 6 4 b · · · は、 歯車固定ポルト 2 9 a · 2 9 b · · ·を揷通させ、 図 1 3に示すごとく、 ポ ンプ駆動歯車軸 2の車軸固定螺子孔 6 2 a · 6 2 b · · ·に締結することにより、 歯車固定ポルト 2 9 a · 2 9 b · · ·の座面の押圧力により、 ポンプ駆動歯車 1 がポンプ駆動歯車軸 2に対して相対回転不能に固定されるようにしている。
また、 ハウジング固定ポルト揷通孔 6 3の内径は、 ハウジング固定ポルト 2 7 の頭部の外径よりも大とする一方、 歯車固定ポルト揷通孔 6 4 a · 6 4 b · · · の内径は、 歯車固定ポルト 2 9 a · 2 9 b · · ·の螺子部外径よりも一定値以上 大として、 それぞれのポルトと孔との間に形成される隙間を調整代として、 ェン ジン側の基準位置から測定されるポンプ駆動歯車 1のポンプ駆動歯車軸 2に対す る取り付け角を調整 ·補整可能としている。 尚、 上記の 『一定値』 とは、 ポンプ 駆動歯車 1の歯数や、 歯車径によって決定されるものであり、 所望の相対回転位 相角の変更が得られるような値をいう。
以上の構成により、 燃料噴射ポンプ 2 0 0の組み付けにおいて、 ハウジング固 定ボルト 2 7を締結して、 タイマー支持台 1 0に対するポンプ駆動歯車軸 2の取 り付け角度を固定することができる。 これにより、 カム軸 6の初期角度に関して の個体差をなくした上で、 燃料噴射ポンプ 2 0 0をエンジン 5 0に取り付けるこ とができる。
また、 燃料噴射ポンプ 2 0 0をエンジン 5 0に取り付けた後においては、 ボン プ駆動歯車 1のポンプ駆動歯車軸 2に対する取り付け角を調整 ·補整可能する、 つまりは、 ポンプ駆動歯車 1 (入力歯車 1 ) と伝動歯車 5 2 aとの間の嚙合関 係を変更することにより、 前記調整 ·補正が可能となる。
次に、 図 1 4に示される、 ポンプ駆動歯車 1のポンプ駆動歯車軸 2に対する取 付構成の第二実施例について説明する。
図 1 4の （a ) に示すポンプ駆動歯車軸 2の構成は、 図 1 3 ( a ) で説明した ものと同一の構成であり、 タイマー支持台 1 0にハウジング固定ポルト 2 7によ り固定可能な構成とするものである。
図 1 4の（b )に示すポンプ駆動歯車 1の構成においては、環状固定部 1 bに、 ポンプ駆動歯車軸 2に穿設した前記ハウジング固定ポルト揷通孔 6 1に対応する 位置にはハウジング固定ポルト揷通孔 7 3が、 車軸固定螺子孔に対応する位置に は、 長孔形状の歯車固定ポルト揷通孔 7 4 a · 7 4 b · · ·が穿設'されている。 ハウジング固定ボルト揷通孔 7 3には、 前記ハウジング固定ポルト 2 7を揷通可 能として、 ポンプ駆動歯車 1の外部からポンプ駆動歯車軸 2をタイマー支持台 1 0に対して固定できるようにしている。
また、 図 1 4 ( c ) に示すごとく、 歯車固定ポルト揷通孔 7 4 a · 7 4 b · · · に、 歯車固定ポルト 2 9 a · 2 9 b · · ·を揷通し、 ポンプ駆動歯車軸 2に対し てポンプ駆動歯車 1を締結固定可能としている。
また、 ハウジング固定ポルト揷通孔 7 3の内径は、 ハウジング固定ポルト 2 7 の頭部の外径よりも大とするとともに、歯車固定ポルト揷通孔 7 4 a * 7 4 b - ' · の長孔の長手方向の幅、及び短手方向の幅は、歯車固定ポルト 2 9 a · 2 9 b · · · の螺子部外径よりも大として、 それぞれのポルトと孔との間に形成される隙間を 調整代として、 ポンプ駆動歯車 1のポンプ駆動歯車軸 2に対する取り付け角を調 整 ·補整可能としている。
そして、 歯車固定ポルト揷通孔 7 4 a - 7 4 b - · ·は、 長孔に構成している ので、 ポンプ駆動歯車 1の角度の調整代を大きく確保することができ、 より広い 範囲でのポンプ駆動歯車 1のポンプ駆動歯車軸 2に対する取り付け角の調整 ·補 整が可能となっている。
次に、 図 1 5に示される、 ポンプ駆動歯車 1のポンプ駆動歯車軸 2に対する取 付構成の第三実施例について説明する。 この第三実施例は、 上述したエンジン 5 0のクランク軸 5 2とカム軸 6の相対回転位相角の調整 '補整に関し、 更に広範 囲の調整幅 ·補整幅を可能とする、 つまり、 広範囲での進角 ·遅角の設定を可能 とするものである。
また、 図 1 6においては、 図 1 5に示すポンプ駆動歯車 1とポンプ駆動歯車軸 2の取り付け位置の変更 （組み合わせの変更） により、 両者の相対回転位相角の 変更する概念を説明するものである。
本構成では、 図 1 5 ( a ) に示すごとく、 ポンプ駆動歯車軸 2の環状固定部 2 bには、 複数の車軸固定螺子孔 8 2 a · 8 2 b · · ·が等分角に配置されるよう に穿設されている。 本実施例では、 これら車軸固定螺子孔 8 2 a · 8 2 b · · · は、 ポンプ駆動歯車軸 2の軸心を中心として 4 0 ° 毎ずらして八箇所に形成した ものとしている。
一方、 図 1 5 ( b ) に示すごとく、 ポンプ駆動歯車 1の環状固定部 1 bには、 前記車軸固定螺子孔 8 2 a · 8 2 b · · ·と同一の等分角にて歯車固定ボルト揷 通孔 8 4 a · 8 4 b · · ·が穿設されている。 本実施例では、 これら歯車固定ポ ルト揷通孔 8 4 a · 8 4 b · · ·は、 ポンプ駆動歯車軸 2の軸心を中心として 4 0 ° 毎ずらして九箇所に形成したものとしている。
尚、 上記の車軸固定螺子孔 8 2 a · 8 2 b · · ·と、 歯車固定ポルト揷通孔 8 4 a · 8 4 b · · ·との孔数の相対関係は、 本実施例に限られるものではない。 つまり、 本構成特有の機能を発揮するにおいて、 歯車固定ポルト揷通孔 8 4 a · 8 4 b · · ·の等分角の配置が重要となる一方、車軸固定螺子孔 8 2 a · 8 2 b · · · については、 ポンプ駆動歯車 1を歯車固定ポルト 2 9 a · 2 9 b · · ·により固 定するために機能するに過ぎず、 複数ある歯車固定ポルト揷通孔 8 4 a · 8 4 b · · ·に対向する一又は複数の位置に車軸固定螺子孔 8 2 a · 8 2 b · · 'を 穿設する構成であれば足りるものである。 また、 この観点からすれば、 車軸固定 螺子孔 8 2 a · 8 2 b · · ·の数を、 歯車固定ポルト揷通孔 8 4 a■ 8 4 b · · · よりも少なく構成することにより、 ポンプ駆動歯車軸 2の加工工数の削減や強度 維持といったメリツトを得ることもできる。
そして、 図 1 5 (b )及び（c ) に示すごとく、歯車固定ポルト揷通孔 8 4 a · 8 4 b · · ·には、 それぞれ、歯車固定ボルト 2 9 a · 2 9 b · · ·を挿通させ、 ポンプ駆動歯車軸 2の車軸固定螺子孔 8 2 a · 8 2 b · · ·に締結することによ り、 歯車固定ポルト 2 9 a · 2 9 b · · ·の座面の押圧力により、 ポンプ駆動歯 車 1がポンプ駆動歯車軸 2に対して相対回転不能に固定されるようにしている。 尚、 この場合では、 歯車固定ポルト揷通孔 8 4 bには、 ポルトが揷通されていな い状態となっている。
そして、 上記の構成において、 相対回転位相角の調整 ·補整を行う場合には、 歯車固定ポルト 2 9 a · 2 9 b · · ·を取り外し、 ポンプ駆動歯車 1を進角側又 は遅角側に回転させることにより、 歯車固定ポルト揷通孔 8 4 bを車軸固定螺子 孔 8 2 a又は車軸固定螺子孔 8 2 bの位置に合わせるとともに、 歯車固定ポルト を挿入して締結する。 他の歯車固定ポルト揷通孔についても同様に歯車固定ポル トを螺揷する。
以上のように、 複数ある歯車固定ポルト揷通孔と、 歯車固定ポルト揷通孔に対 向する一又は複数の位置にある車軸固定螺子孔において、 歯車固定ポルトを挿入 し固定する孔の 「組み合わせの変更」 により、 相対回転位相角の調整 ·補整が行 われるものである。
そして、 図 1 6に示すごとく、 例えば、 歯数を 4 8 ( 4 8 T) とするポンプ駆 動歯車 1において、 歯車固定ポルト揷通孔 8 4 bを歯車固定ポルト揷通孔 8 4 a の位置に移動させるようにして 「組み合わせの変更」 をする場合には、 ポンプ駆 動歯車 1自体を反時計回りに 4 0 ° 回転させることになる。 一方、 変更前におけ るポンプ駆動歯車 1の上下中心線上に位置する上側の歯溝 1 2 aの中間点から時 計回りに 4 0 ° の位置は、 歯溝 1 2 bの中間点ではなく、 歯溝 1 2 bの中間点か ら 2 . 5 ° ずれた位置となる。 従って、 ボンプ駆動歯車 1を反時計回りに 4 0 ° 回転させて固定した場合には、 ポンプ駆動歯車 1の上下中心線上には、 歯溝 1 2 aの中間点から 2 . 5 ° ずれた位置にある歯の部分が存在することになる。 この ことから、 ポンプ駆動歯車 1の下方に位置するエンジン 5 0のクランク軸 5 2側 の伝動歯車 5 2 aとの間では 2 . 5 ° の相対回転位相角の変更が行われ、 結果と して、 クランク軸 5 2とカム軸 6との間で 2 . 5 ° の相対回転位相角の調整が行 われる。 また、 同様にポンプ駆動歯車:！を反に 8 0 ° 回転させて固定した場合、 つまりは、 孔を二つずらして固定した場合には、 5 . 0 ° の相対回転位相角の変 更が行われるようになる。
さらに、 反時計回りに 1 2 0 ° 回転させた場合では、 前述した上下中心線上に は、歯溝の中間点が存在するため、相対回転位相角の変更は行われない。これは、 歯数を 4 8 ( 4 8 T) とした場合においては、 隣接する歯溝が 7 . 5 ° の回転角 を有する （7 . 5 = 3 6 0 / 4 8 (° )) ことに起因するものである。
以上の構成では、 前記ポンプ駆動歯車 1に、 回転軸を中心として放射状に等角 度 (本実施例では 4 0 ° )間隔で複数個の歯車固定ポルト揷通孔を穿設する一方、 前記ポンプ駆動歯車軸に、 前記歯車固定ポル卜揷通孔に対向する一又は複数の位 置に車軸固定螺子孔を穿設し、 歯車固定ポルトを各揷通孔より車軸固定螺子孔に 螺揷することで、 ポンプ駆動歯車 1をポンプ駆動歯車軸 2に固定する構成とする とともに、 前記ポンプ駆動歯車 1に形設される入力歯車 1 aは、 軸断面視におい て、 一の歯溝 1 2 aの中間点と前記入力歯車の回転軸心とを結ぶ第一半径線 1 3 aを、 前記回転軸を中心として前記等角度だけ一方向に回転させた位置にある第 二半径線 1 3 bは、 前記第二半径線 1 3 bに交差する他の歯溝 1 2 bの中間点、 或いは該第二半径線 1 3 bに交差する歯に隣接する他の歯溝 1 2 bの中間点と、 前記入力歯車の回転軸心とを結ぶ第三半径線 1 3じから、 所定の角度 （本実施例 では 2 . 5 ° ) ずれた位置にあるようになっている。
尚、 以上の構成を満たす限りは、 歯数、 等角度、 そして所定の角度の回転角に ついては本実施例に限るものではなく、 他の歯数、 等角度の設定によっても同様 に所定の角度の回転角、 つまりは、 相対回転位相角を得られることができる。 そして、 以上の説明から解るように、 本実施例では、 2 . 5 ° 間隔で相対回転 位相角を調整 ·補整することが可能であり、 上述した図 1 3及び図 1 4に示され る構成におけるポルト揷通穴とポルト外径との間での調整代による場合と比較し て、 より多くの調整幅，補整幅が可能となる。 つまり、 図 1 3及び図 1 4の構成 で同等の調整代を確保するにはポル卜揷通孔を相当大きく構成しなければならな いが、 本実施例ではこのような必要がないためである。
さらに、 図 1 5及び図 1 6に示す構成においても、 図 1 3及び図 1 4を用いて 説明したところと同様に、歯車固定ポルト揷通孔 8 4 a · 8 4 b · · ·の内径を、 歯車固定ポルト 2 9 a · 2 9 b · · ·の螺子部外径よりも一定値以上大とするこ とで、 それぞれのポルトと孔との間に形成される隙間を調整代として、 ポンプ駆 動歯車のポンプ駆動歯車軸に対する取り付け角のより細かい調整 ·補整を可能と する構成としてもよい。 産業上の利用可能性
本発明にかかる油圧式タイマーュニットは、部品点数の減少によるコスト削減、 仕組み容易性、 小型化といったことに加え、 燃料噴射時期のより細かい調整 ·補 正を可能とする等の点において有用であり、 従来構成に代わる新たな油圧式タイ マーュニッ卜として、 各種燃料噴射ポンプに適用可能である。

Claims

請求の範囲
1 . エンジンクランク軸と燃料噴射ポンプのカム軸との相対回転位相角の進角又 は遅角により燃料噴射時期を変更させる油圧式タイマーユニットであって、 前記燃料噴射ポンプに付設され、 力ム軸の一側端部が挿入される夕ィマー支持 台と、
前記タイマー支持台にカム軸端部を挿入した状態で一端が軸承される内腔のポ ンプ駆動歯車軸と、
前記ポンプ駆動歯車軸に固定され、 エンジンクランク軸の動力を入力するため の入力歯車を形設したボンプ駆動歯車と、
前記カム軸端部に外嵌固定され、 前記ポンプ駆動歯車軸に内包されるカム軸力 ップリングと、
前記カム軸力ップリングの外周面、 前記ポンプ駆動歯車軸の内周面のそれぞれ に対し、一方はへリカル状、他方はストレート状にてスプライン係合することで、 軸方向に摺動自在に構成される内腔のシャトルピストンと、
油圧経路に連通される電磁弁と、 を有し、
前記タイマー支持台及びポンプ駆動歯車軸に、 一側が前記シャトルピストンの 両軸端部とポンプ駆動歯車軸との間に形成される軸方向前後の油室に、 他側が前 記電磁弁に、 それぞれ連通される一連の油路が形成される、 油圧式タイマーュニ ッ卜。
2 . 前記ポンプ駆動歯車の外周に形設される入力歯車は、 前記タイマー支持台の 外側であって、 前記カム軸端部側となる位置に形設される、 ことを特徴とする請 求項 1に記載の油圧式タイマーュニット。
3 . 前記電磁弁が連通される油圧経路は、 エンジン内を潤滑するシステムオイル が流れる油圧経路である、 ことを特徴とする請求項 1又は請求項 2に記載の油圧 式タイマーュニット。
4. 前記油圧式タイマーユニットは、 エンジンのギアケースに被装される、 こと を特徴とする請求項 1乃至請求項 3のいずれか 1項に記載の油圧式タイマーュニ ッ卜。
5 . 前記シャトルピストンのカム軸力ップリング及びポンプ駆動歯車軸に対する 内外のスプライン係合において、 内外のスプライン係合のうち、 少なくとも一方 のスプライン係合には、 他の係合部の歯形とは形状の異なる歯形よりなる係合部 が形設される、 ことを特徴とする請求項 1乃至請求項 4のいずれか 1項に記載の 油圧式タイマーュニット。
6 . 前記油圧式タイマーユニットは、 前記相対回転位相角を進角させる側に前記 シャトルピストンを付勢する弾性体を備える、 ことを特徴とする請求項 1乃至請 求項 5のいずれか 1項に記載の油圧式タイマーュニット。
7 . 前記電磁弁は、 内部のスプールの摺動方向が前記シャトルピストンの摺動方 向と平行の関係、 又は、 前記電磁弁内部のスプールの摺動方向が前記シャトルピ ストンの摺動方向と直交する関係であって、 かつ、 地表に対し水平の関係、 のい ずれかの関係となるように夕イマ一支持台に取り付けられる、 ことを特徴とする 請求項 1乃至請求項 6のいずれか 1項に記載の油圧式タイマーュニット。
8 . 前記電磁弁は、 油路を形成した防振支持台を介してタイマー支持台に固定さ れる、 ことを特徴とする請求項 1乃至請求項 7のいずれか 1項に記載の油圧式夕 イマ一ュニット。
9 . 前記ポンプ駆動歯車軸は、 ポルト部材によりタイマ一支持台に対する回転方 向の位置を固定可能に構成した、 ことを特徴とする請求項 1乃至請求項 8のいず れか 1項に記載の油圧式タイマーュニット。
1 0 . 前記ポンプ駆動歯車に複数の貫通孔を穿設し、 前記ポンプ駆動歯車軸に複 数の螺子孔を穿設し、 ポルト部材を各貫通孔より各螺子孔に螺揷することで、 ポ ンプ駆動歯車をポンプ駆動歯車軸に固定する構成とし、 前記貫通孔の内径は、 前 記ポルト部材の螺子部外径よりも一定値以上大きく構成した、 ことを特徴とする 請求項 1乃至請求項 9のいずれか 1項に記載の油圧式タイマーュニット。
1 1 . 前記ポンプ駆動歯車に、 回転軸を中心として放射状に等角度間隔で複数個 の歯車固定ポルト揷通孔を穿設する一方、 前記ポンプ駆動歯車軸に、 前記歯車固 定ポルト揷通孔に対向する一又は複数の位置に車軸固定螺子孔を穿設し、 歯車固 定ポルトを各揷通孔より各車軸固定螺子孔に螺揷することで、 ポンプ駆動歯車を ポンプ駆動歯車軸に固定する構成とするとともに、 前記ポンプ駆動歯車に形設される入力歯車は、 軸断面視において、 一の歯溝の 中間点と前記入力歯車の回転軸心とを結ぶ第一半径線を、 前記回転軸を中心とし て前記等角度だけ一方向に回転させた位置にある第二半径線は、 前記第二半径線 に交差する他の歯溝の中間点、 或いは該第二半径線に交差する歯に隣接する他の 歯溝の中間点と、 前記入力歯車の回転軸心とを結ぶ第 Ξ半径線から、 所定の角度 ずれた位置にある、 ことを特徵とする請求項 1乃至請求項 8のいずれか 1項に記 載の油圧式タイマーュニット。
1 2 . 前記貫通孔の内径は、 前記ポルト部材の螺子部外径よりも一定値以上大き く構成した、 ことを特徴とする請求項 1 1に記載の油圧式タイマーユニット。
1 3 . 前記シャトルピストンにおいて、 シャトルピストンが最も進角側の状態と なった際に、 シャトルピストンの進角側の端面と、 同シャトルピストンの外周面 とを連通させる油路を形成する構成とした、 ことを特徴とする請求項 1乃至請求 項 1 2のいずれか 1項に記載の油圧式タイマーュニット。
1 4. 前記電磁弁は、 油圧の供給を行うポンプポートを、 第一のポートと第二の ポ一トとの何れかに選択的に切り換えて接続し、 ポンプポートと接続されていな い側のポートがタンクポートに開放される電磁切換弁に構成され、
第一のポート側の油圧経路と第二のポート側の油圧経路との間に、 両油圧経路 を連通するリーク経路を設けた、 ことを特徴とする請求項 1乃至請求項 1 2のい ずれか 1項に記載の油圧式夕イマ一ュニット。
1 5 . 請求項 1乃至請求項 1 4のいずれか 1項に記載の油圧式タイマーュニット を具備する燃料噴射ポンプであって、
前記燃料噴射ポンプの制御装置は、 前記ポンプ駆動歯車の入力側の回転数を検 出する第一の回転センサー、前記カム軸の回転数を検出する第二の回転センサー、 コントロールラック位置を変更させるラックァクチユエ一夕、 コント口一ルラッ ク位置を検出する位置センサー、 および、 前記油圧経路に連通される電磁弁、 と それぞれ接続され、
前記燃料噴射ポンプの制御装置は、前記第一第二の回転センサ一の検出値と、 予め制御装置に記憶された制御マップとを比較して、 前記ラックァクチユエ一夕 及び電磁弁の制御量を決定することで、 燃料噴射量及び燃料噴射時期とを相関的 に制御する、 ことを特徴とする油圧式タイマーュニットを具備する燃料噴射ボン プ。
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