WO2010095247A1 - 高圧燃料供給ポンプ及びそれに用いる吐出弁ユニット - Google Patents

高圧燃料供給ポンプ及びそれに用いる吐出弁ユニット Download PDF

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WO2010095247A1
WO2010095247A1 PCT/JP2009/053077 JP2009053077W WO2010095247A1 WO 2010095247 A1 WO2010095247 A1 WO 2010095247A1 JP 2009053077 W JP2009053077 W JP 2009053077W WO 2010095247 A1 WO2010095247 A1 WO 2010095247A1
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valve
valve body
discharge
fuel supply
pressure fuel
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PCT/JP2009/053077
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French (fr)
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俊亮 有冨
町村　英紀
清隆 小倉
阿部　雅巳
徳尾　健一郎
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日立オートモティブシステムズ株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M59/00—Pumps specially adapted for fuel-injection and not provided for in groups F02M39/00 -F02M57/00, e.g. rotary cylinder-block type of pumps
    • F02M59/44—Details, components parts, or accessories not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M59/02 - F02M59/42; Pumps having transducers, e.g. to measure displacement of pump rack or piston
    • F02M59/46—Valves
    • F02M59/462—Delivery valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M63/00—Other fuel-injection apparatus having pertinent characteristics not provided for in groups F02M39/00 - F02M57/00 or F02M67/00; Details, component parts, or accessories of fuel-injection apparatus, not provided for in, or of interest apart from, the apparatus of groups F02M39/00 - F02M61/00 or F02M67/00; Combination of fuel pump with other devices, e.g. lubricating oil pump
    • F02M63/0012—Valves
    • F02M63/0031—Valves characterized by the type of valves, e.g. special valve member details, valve seat details, valve housing details
    • F02M63/0054—Check valves
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T137/00—Fluid handling
    • Y10T137/7722—Line condition change responsive valves
    • Y10T137/7738—Pop valves

Definitions

  • the present invention relates to a high-pressure fuel supply pump for supplying fuel to an engine at a high pressure and a discharge valve unit used therefor, and particularly to a high-pressure fuel supply pump suitable for preventing fluttering of the discharge valve and a discharge valve unit used therefor.
  • a valve structure provided with a buffer portion for buffering the pressure of hydraulic fluid after passing through the discharge port is known.
  • a valve structure provided with a buffer portion for buffering the pressure of hydraulic fluid after passing through the discharge port.
  • valve seat is formed in a tapered shape so that the direction change of the discharge flow flowing from the valve seat to the discharge port is small and flows smoothly, and a conical portion seated on the valve seat is provided in the valve body.
  • a known valve structure is known (see, for example, Patent Document 2).
  • the flow that collides with the valve body from the axial direction when the valve is opened is radially dispersed in the radial direction of the valve body.
  • the flow in the range where the discharge port is formed becomes the flow in the radial direction of the valve body as it is toward the discharge port.
  • the flow toward the range where the discharge port is not formed becomes a flow in the circumferential direction of the valve body toward the discharge port after colliding with the inner wall of the valve housing.
  • a ball valve using a spherical valve body can obtain a relatively large flow rate even if the valve body moves in a small axial direction.
  • the relationship becomes non-linear.
  • the relationship between the axial movement amount of the valve body and the discharge amount is a straight line.
  • the flat valve is such that the surface of the valve seat of the valve body is parallel to a plane perpendicular to the axial direction of the valve body, and the surface of the seat portion with which the valve body abuts is also in the axial direction of the valve body. It is parallel to an orthogonal plane.
  • the valve described in Patent Document 1 is a flat valve.
  • Fluttering is a vibration in the direction perpendicular to the opening / closing valve operating direction of the valve body.
  • the fuel around the valve body is affected and pressure pulsation occurs.
  • the pressure pulsation generated in this way is propagated and amplified through the piping system and is emitted to the outside as noise, which causes noise.
  • An object of the present invention is to provide a high-pressure fuel supply pump equipped with a discharge valve capable of reducing the influence of noise caused by the flow in the circumferential direction of the valve body, and a discharge valve unit used therefor.
  • the present invention provides a pressurizing chamber whose volume is changed by a reciprocating motion of a plunger, a discharge port for discharging fuel pressurized by the pressurizing chamber, A discharge valve that is provided between the pressurizing chambers and is a check valve, the discharge valve having a plurality of discharge ports that communicate with the discharge port, and the valve body housing A valve body that is biased in a direction to close the valve by a discharge valve spring, and a seat portion that is housed in the valve body housing and closes the valve in contact with the valve body.
  • a high-pressure fuel supply pump comprising a seat member having a valve seat surface formed on the valve body and a surface of the seat portion parallel to a plane perpendicular to the axial direction of the valve body.
  • a flat valve and when the valve is opened, the pressurizing chamber
  • the flow of the fuel colliding with the valve body from the axial direction through the hollow portion of the seat member is radially dispersed in the radial direction of the valve body, and flows directly to the discharge port and on the inner wall of the valve housing.
  • the flow toward the discharge port is a flow in the circumferential direction of the valve body, and is formed between the outer periphery of the seat member and the outer periphery of the valve body and the inner periphery of the valve housing.
  • a room is provided.
  • Such a configuration can reduce the influence of noise caused by the flow in the circumferential direction of the valve body.
  • the liquid damper chamber includes a first tubular passage formed between an outer periphery of the valve body and an inner periphery of the valve housing, and an outer periphery of the sheet member. And a second tubular passage formed between the inner periphery of the valve housing.
  • a cross-sectional area of the second tubular passage in a plane including the axis of the valve body is the same as that of the first tubular passage. It is larger than the cross-sectional area.
  • the outer diameter of the valve body is larger than the outer diameter of the valve seat.
  • the first tubular passage is formed between a taper provided on an outer periphery of the valve seat of the valve body and an inner periphery of the valve housing. is there.
  • the sectional area ⁇ of the fluid passage is ⁇ > 0.1 ⁇ ⁇ with respect to the opening area ⁇ when the discharge valve is fully opened.
  • the liquid damper chamber has a cross-sectional area in a plane including the axis of the valve body larger than 0.3 mm 2 .
  • the present invention is used in a high-pressure fuel supply pump that discharges fuel pressurized by a pressurizing chamber from a discharge port via a discharge valve that is a check valve.
  • a discharge valve unit that is press-fitted into a valve body housing constituting a part of the discharge valve, wherein the discharge valve unit is biased in a direction to close the valve by a discharge valve spring, and the valve body
  • the discharge valve includes a seat member having a seat portion that closes the valve, and the surface of the valve seat formed on the valve body and the surface of the seat portion are orthogonal to the axial direction of the valve body.
  • a liquid damper chamber for the flow is provided.
  • Such a configuration can reduce the influence of noise caused by the flow in the circumferential direction of the valve body.
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram of a high-pressure fuel supply system using a high-pressure fuel supply pump according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. A portion surrounded by a broken line indicates a pump housing 1 of the high pressure fuel supply pump, and a mechanism and parts shown in the broken line are integrally incorporated therein to constitute the high pressure fuel supply pump of the present embodiment. is doing. Moreover, in the figure, the dotted line has shown the flow of the electrical signal.
  • the fuel in the fuel tank 20 is pumped up by the feed pump 21 and sent to the fuel inlet 10 a of the pump housing 1 through the suction pipe 28.
  • the fuel that has passed through the fuel suction port 10a reaches the suction port 30a of the electromagnetic suction valve mechanism 30 constituting the variable capacity mechanism via the pressure pulsation reducing mechanism 9 and the suction passage 10c.
  • the electromagnetic intake valve mechanism 30 includes an electromagnetic coil 30b. With the electromagnetic coil 30b energized, the electromagnetic plunger 30c compresses the spring 33 and moves to the right in FIG. 1, and this state is maintained. At this time, the suction valve body 31 attached to the tip of the electromagnetic plunger 30c opens the suction port 32 leading to the pressurizing chamber 11 of the high pressure fuel supply pump.
  • the electromagnetic coil 30 b is not energized and there is no fluid differential pressure between the suction passage 10 c (suction port 30 a) and the pressurizing chamber 11, the suction valve body 31 is moved by the biasing force of the spring 33.
  • the suction port 32 is urged in the valve closing direction (leftward in FIG. 3) to be closed, and this state is maintained.
  • FIG. 1 shows a state where the suction port 32 is closed.
  • the plunger 2 is slidably held in the pressurizing chamber 11 in the vertical direction of FIG.
  • the volume of the pressurizing chamber 11 increases and the fuel pressure therein decreases.
  • the suction valve body 31 has a valve opening force (suction valve body 31 shown in FIG. 1) is generated.
  • the suction valve body 31 overcomes the urging force of the spring 33 and opens to open the suction port 32.
  • the magnetic urging force acting on the electromagnetic plunger 30c is erased after a certain time (after the magnetic and mechanical delay time). Then, the suction valve body 31 moves to the left in FIG. 1 and closes the suction port 32 by the urging force of the spring 33 that is constantly working on the suction valve body 31 and the fluid force generated by the pressure loss of the suction port 32. .
  • the suction port 32 is closed, the fuel pressure in the pressurizing chamber 11 rises with the rise of the plunger 2 from this time.
  • the compression process of the plunger 2 includes a return process and a discharge process.
  • the ECU 27 can control the amount of high-pressure fuel that is discharged by controlling the timing of releasing the energization of the electromagnetic coil 30 c of the electromagnetic intake valve mechanism 30. If the timing of releasing the energization to the electromagnetic coil 30b is advanced, the ratio of the return process in the compression process is reduced and the ratio of the discharge process is increased. That is, the amount of fuel returned to the suction passage 10c (suction port 30a) is reduced and the amount of fuel discharged at high pressure is increased. On the other hand, if the timing of releasing the energization is delayed, the ratio of the return process in the compression process is increased and the ratio of the discharge process is decreased. That is, more fuel is returned to the suction passage 10c and less fuel is discharged at high pressure. The timing for releasing the energization is controlled by a command from the ECU 27.
  • the ECU 27 controls the timing of releasing the energization of the electromagnetic coil, so that the amount of fuel discharged at high pressure can be made the amount required by the internal combustion engine.
  • a discharge valve 8 is provided on the outlet side of the pressurizing chamber 11 between the discharge port (discharge side pipe connection portion) 13.
  • the discharge valve 8 includes a seat portion 8a, a valve body 8b, a discharge valve spring 8c, and a valve body housing 8d.
  • the valve body 8b In a state where there is no fuel differential pressure between the pressurizing chamber 11 and the discharge port 13, the valve body 8b is pressed against the seat portion 8a by the urging force of the discharge valve spring 8c and is in a closed state.
  • the valve body 8b opens against the discharge valve spring 8c, and the inside of the pressurizing chamber 11 The fuel is discharged to the discharge port 13 through the discharge valve 8.
  • the stroke of the valve body 8b is appropriately determined by the valve body housing 8d. If the stroke is too large, the fuel discharged to the discharge port 13 flows back into the pressurizing chamber 11 again due to the delay in closing the valve body 8b, so that the efficiency of the high-pressure pump decreases. Further, the valve body 8b is guided by the inner wall 806 of the valve body housing 8d so as to smoothly move in the stroke direction when the valve body 8b repeats opening and closing movements. By configuring as described above, the discharge valve 8 becomes a check valve that restricts the flow direction of fuel. The detailed configuration of the discharge valve 8 will be described later with reference to FIGS.
  • the fuel guided to the fuel suction port 10a is pressurized to a high pressure by the reciprocating motion of the plunger 2 in the pressurizing chamber 11 of the pump housing 1, and through the discharge valve 8, It is pumped from the discharge port 13 to a common rail 23 that is a high-pressure pipe.
  • the common rail 23 is provided with an injector 24 and a pressure sensor 26.
  • the injectors 24 are mounted according to the number of cylinders of the internal combustion engine, and the injectors 24 are opened and closed by a control signal from the ECU 27 to inject a predetermined amount of fuel into the cylinders.
  • FIG. 2 and 3 are longitudinal sectional views showing the configuration of a discharge valve used in the high-pressure fuel supply pump according to the first embodiment of the present invention.
  • the moving direction of the valve is taken as the Z axis
  • the axes orthogonal to the Z axis are taken as the X axis and the Y axis, respectively.
  • 2 is a longitudinal sectional view in the ZY plane
  • FIG. 3 is a longitudinal sectional view in the ZX plane.
  • 2 and 3 show the opened state of the discharge valve. 2 and 3, the same reference numerals as those in FIG. 1 denote the same parts.
  • the discharge valve 8 includes the seat portion 8a, the valve body 8b, the discharge valve spring 8c, and the valve body housing 8d described with reference to FIG.
  • the seat portion 8a, the valve body 8b, the discharge valve spring 8c, and the valve body housing 8d are all made of metal.
  • the sheet portion 8a is formed at one end of the sheet member 8A.
  • the valve body housing 8d and the seat member 8A are press-fitted into the metal pump housing 1 and fixed.
  • the valve body 8b is slidably held inside the valve body housing 8d. In the figure, the Z-axis direction is the sliding direction of the valve body 8b.
  • a discharge valve spring 8c is inserted between the valve body 8b and the valve body housing 8d.
  • the discharge valve spring 8c urges the valve body 8b in the direction opposite to the fuel inflow direction.
  • the pressurizing chamber 11 is provided inside the pump housing 1.
  • the fuel pressurized in the pressurizing chamber 11 flows into the discharge valve 8 from the direction of the arrow A1. Therefore, the Z-axis direction is also the fuel inflow direction from the pressurizing chamber 11.
  • the valve body 8b and the valve body housing 8d are cylindrical. As shown in FIG. 2, the valve body housing 8d is formed with two discharge ports 803A and 803B facing the side of the seat portion 8a. The fuel discharged from the discharge ports 803A and 803B flows out from the discharge port 13 of the pump housing 1 in the direction of arrow A2, and is supplied to the common rail 23 shown in FIG. Note that three or more discharge ports may be provided in the circumferential direction. On the outer periphery of the valve body housing 8d, as shown in FIG. 3, a guide peripheral surface 8d1 formed in the right direction from the center portion and a guide peripheral surface shown in FIG. A cut flat surface portion 8d2 and a flange portion 8d3 formed on the left side of the figure are formed.
  • a circumferential stepped portion 1a with which the flange portion 8d3 of the valve body housing 8d abuts is formed on the inner peripheral surface of the pump housing 1.
  • the valve body housing 8d is press-fitted into the pump housing 1 from the left side of the figure, and is positioned by the flange portion 8d3 of the valve body housing 8d coming into contact with the circumferential stepped portion 1a.
  • a pressure equalizing hole 8d4 is formed on the right end surface of the valve body housing 8d.
  • the pressure equalizing hole 8d4 is a hole for the fluid discharged into and out of the space on the back side of the valve body 8b in which the spring 8c is inserted.
  • the discharge valve 8 can operate smoothly by receiving a differential pressure due to a pressure difference between the cylinder and the high-pressure pipe.
  • a cylindrical guide portion 8d5 is formed on the inner periphery of the valve body housing 8d.
  • a stepped portion 8d6 is formed on the right side of the guide portion 8d5.
  • a space for disposing the discharge valve spring 8c is formed inside the valve body housing 8d.
  • the valve body 8b is inserted.
  • the valve body 8b moves rightward against the urging force of the discharge valve spring 8c, the right end portion of the discharge valve spring 8c comes into contact with the stepped portion 8d6 to prevent the valve body 8b from moving. That is, the stepped portion 8d6 functions as the stopper 805 described with reference to FIG.
  • the valve body 8b is guided by the guide portion 8d5 and can reciprocate in the Z-axis direction.
  • a slight gap is provided between the outer periphery of the valve body 8b and the guide portion 8d5 so that the valve body 8b can slide. Therefore, the valve body 8b reciprocates mainly in the Z-axis direction, but can move in the direction perpendicular to the Z-axis. Therefore, if the valve body 8b is offset with respect to the guide portion 8d5, fluttering may occur.
  • the left end surface of the valve body 8b (surface facing the seat portion 8a) is a flat surface, and a recess 8b1 is formed at the center thereof.
  • the periphery of the recess 8b1 is a ring-shaped plane, which becomes the valve seat 8b2.
  • a circumferential stepped portion 1b with which the flange portion 8A1 of the valve seat member 8A abuts is formed on the inner peripheral surface of the pump housing 1.
  • the valve seat member 8A is press-fitted into the pump housing 1 from the left direction in the figure, and is positioned by the flange portion 8A1 of the valve seat member 8A coming into contact with the circumferential stepped portion 1b.
  • the inside of the valve seat member 8 ⁇ / b> A is hollow, and the fuel pressurized in the pressurizing chamber 11 flows into the discharge valve 8.
  • the right end surface of the valve seat member 8A is a ring-shaped plane and functions as the seat portion 8a.
  • the valve seat 8b2 and the seat portion 9a are opposed to each other, and when the two are in close contact, the discharge valve 8 is closed, and when both are separated, the discharge valve 8 is opened.
  • the surface of the valve seat 8b2 of the valve body 8b is parallel to a plane orthogonal to the axial direction of the valve body 8b (the direction in which the valve body 8b reciprocates: the Z-axis direction), and the seat portion with which the valve seat 8b2 abuts.
  • the surface of 8a is also parallel to the plane orthogonal to the axial direction of the valve body, and the valve of this embodiment is a flat valve.
  • a tapered portion 801 is provided around the valve seat 8b2 of the valve body 8b. Therefore, the outer diameter of the valve body 8b, that is, the diameter Rb2 of the portion inserted into the guide portion 806 of the valve body housing 8d is configured to be larger than the outer diameter Rb1 of the valve seat 8b2. With such a configuration, a tubular gap is formed between the outer periphery of the valve body 8b and the inner periphery of the valve body housing 8d. This tubular gap will be described later with reference to FIG.
  • a stepped portion 8A2 is formed on the outer periphery of the valve seat member 8A on the seat portion 8a side. Therefore, the outer diameter Ra1 of the outer periphery on the seat portion 8a side of the valve seat member 8A is smaller than the outer diameter Ra2 on the left side of the valve seat member 8A. Further, the convex portion on the seat portion 8a side of the valve seat member 8A is located on the inner peripheral side of the valve housing 8d. The outer diameter Ra1 of the outer periphery of the valve seat member 8A on the seat portion 8a side is configured to be smaller than the inner diameter 8d1 of the valve housing 8d. With such a configuration, a tubular gap is formed between the outer periphery of the valve seat member 8A and the inner periphery of the valve housing 8d. This tubular gap will be described later with reference to FIG.
  • FIG. 4 is an enlarged cross-sectional view of the main part showing the configuration of the discharge valve used in the high-pressure fuel supply pump according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 the same reference numerals as those in FIGS. 1 to 3 denote the same parts.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram of the fuel flow in the discharge valve used in the high-pressure fuel supply pump according to the first embodiment of the present invention.
  • a tubular gap 805B is formed between the outer periphery of the valve body 8b and the inner periphery of the valve body housing 8d. Further, a tubular gap 805C is formed between the outer periphery of the valve seat member 8A and the inner periphery of the valve housing 8d. Furthermore, in a state where the discharge valve is open, there is a gap between the seat portion 8a and the valve seat 8b2, and thus a tubular gap 805A corresponding to this gap is formed.
  • tubular gaps 805A, 805B and 805C communicate with each other.
  • the cross-sectional area of the conventional tubular gap corresponds to the cross-sectional area of the tubular gap 805A.
  • the cross-sectional area of the tubular gap according to the present embodiment is the sum of the cross-sectional area of the tubular gap 805A, the cross-sectional area of the tubular gap 805B, and the cross-sectional area of the tubular gap 805C. That is, the tubular gaps 805A, 805B, and 805C constitute a liquid damper chamber.
  • the cross sectional area is an area when a cross section of the discharge valve 8 is obtained on a plane including the axis of the valve body 8b (Z axis in the drawing) as shown in the figure.
  • the flow A1 colliding with the valve body 8b from the axial direction when the discharge valve is opened is radially dispersed in the radial direction of the valve body.
  • the flows A2 and A3 in the range where the discharge ports 803A and 803B are formed are directly flowed toward the discharge ports 803A and 803B in the radial direction of the valve body.
  • the flow A4 toward the area where the discharge ports 803A and 803B are not formed collides with the inner wall of the valve housing 8d and then faces the discharge ports 803A and 803B in the circumferential direction of the valve body. It becomes flow A5, A6.
  • the cross-sectional area of the tubular gap 805C is x1 ⁇ z3.
  • the length of the tapered portion 801 of the valve body 8b is z2
  • the width of the top portion of the taper is x1
  • the cross-sectional area of the tubular gap 805B is (x1 ⁇ x2) / 2.
  • the stroke of the valve body 8b is ST1, this is equal to the length z2 of the tubular gap 805A. If the length of the tubular gap 805A is z1 and the width is x, the sectional area of the tubular gap 805A is z1 ⁇ x1.
  • the sectional area of the tubular gap 805C is made larger than the sectional area of the tubular gap 805B.
  • the cross-sectional area (1.8 mm 2 ) of the tubular gap 805C is tubular.
  • the cross-sectional area (0.68 mm 2 ) of the gap 805B is set twice or more.
  • the cross-sectional area of the tubular gap 805A is 0.36 mm 2
  • the cross-sectional area of the liquid damper chamber is 2.84 mm 2 .
  • the cross-sectional area of the liquid damper chamber needs to be 0.3 mm 2 or more.
  • the cross-sectional area of only the tubular gap 805A and the tubular gap 805B formed by the tapered portion 801 is 1.04 mm 2 , it is sufficient to reduce the pressure pulsation at the idle flow rate. It is not a sufficient cross-sectional area for the fuel flow rate under load.
  • the tubular gap 805C the pressure pulsation can be sufficiently reduced even with respect to the fuel flow rate at the maximum load of the engine.
  • a method for forming the tubular gap 805B in addition to providing the tapered portion 801 on the valve body 8b, a method of providing a stepped portion on the valve body 8b can be used as in the embodiment described later.
  • the flow passing through the sheet portion 8a toward the discharge port 803 becomes a sudden expanded flow, and cavitation may occur.
  • the loss head is large, and an unintended pressure pulsation may occur, which may promote fluttering.
  • valve body 8b with the tapered portion 801 as described above, it is possible to reduce the change in direction of the discharge flow flowing from the seat portion 8a toward the discharge port 803 while forming the tubular gap 805B. . Thereby, a flow becomes smooth and generation
  • the sectional area ⁇ of the fluid passage is such that ⁇ > 0.1 ⁇ ⁇ with respect to the opening area ⁇ when the discharge valve is fully opened.
  • the cross-sectional area ⁇ of the fluid passage is a cross-sectional area (0.3 mm 2 ) of the liquid damper chamber that makes the pressure loss equal to or less than a predetermined value at an idle flow rate of a 4-cylinder engine with a displacement of 1500 cc.
  • the cross-sectional area ⁇ of the fluid passage is larger than the opening area ⁇ when the discharge valve is fully open, with ⁇ > 0. 1 ⁇ ⁇ .
  • FIG. 6 is an explanatory diagram of the measurement result of the discharge pressure of the high-pressure fuel supply pump according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 6A shows the change of the discharge port pressure P with respect to time t.
  • a pressure P1 indicated by a thin solid line indicates a change in pressure at the discharge port in a high-pressure fuel supply pump having a conventional configuration.
  • the conventional configuration is a case where the tubular passage 503B and the tubular passage 503C are not provided in the configuration shown in FIG.
  • the pressure P2 indicated by a thick solid line indicates a change in pressure at the discharge port in the high-pressure fuel supply pump according to the present embodiment described with reference to FIGS.
  • the configuration shown in FIG. 4 includes a tubular passage 503B and a tubular passage 503C in addition to the tubular passage 503A. As shown in FIG. Accordingly, the pressure fluctuation at the discharge port can be reduced.
  • FIG. 6B shows the pulsation amplitude V of the outlet pressure obtained by Fourier transforming the change in pressure shown in FIG. 6A, and the horizontal axis is shown as frequency f.
  • the pulsation amplitude V1 indicated by a thin solid line is of a conventional configuration
  • the pulsation amplitude V2 indicated by a thick solid line is according to the present embodiment.
  • the range from frequency f1 to frequency f2 is the human audible range. In this way, in particular, it is effective in reducing the pulsation amplitude in the audible range, and noise can be reduced.
  • the discharge valve 8 includes a seat member 8A having the seat portion 8a described in FIG. 2, a valve body 8b, a discharge valve spring 8c, and a valve body housing 8d. These parts are assembled inside the pump housing 1.
  • Assembling is performed from the left side of the pump housing 1 shown in FIG. As shown in FIG. 1, the electromagnetic suction valve mechanism 30 and the plunger 2 of the pressurizing chamber 11 are assembled inside the pump housing 1. Before these parts are assembled, the pump housing 1 is provided with a hole for incorporating the electromagnetic suction valve mechanism 30. Each component of the discharge valve 8 is inserted from this hole, and the discharge valve 8 is assembled in the internal space on the right side of the pump housing 1 shown in FIG. 2 via the internal space of the pressurizing chamber 11.
  • valve body housing 8d is press-fitted into the inner space on the right side of the pump housing 1 shown in FIG. At this time, the valve body housing 8d is press-fitted into the pump housing 1 from the left direction in the drawing, and the flange 8d3 of the valve body housing 8d is positioned by contacting the circumferential stepped portion 1a.
  • valve body 8b is inserted into the valve body housing 8d.
  • the seat member 8A is press-fitted into the pump housing 1 from the left direction in the drawing, and the flange portion 8A1 of the valve seat member 8A is positioned by contacting the circumferential stepped portion 1b.
  • each component of the discharge valve 8 is sequentially assembled from the left direction in FIG. 2, that is, from the direction of the pressurizing chamber 11, but may be incorporated from the right direction in FIG.
  • a hole into which the seat member 8A can be inserted is formed in the right direction of the pump housing 1. From this hole, the seat member 8A is press-fitted and fixed, then the valve body 8b and the discharge valve spring 8c are sequentially inserted, and finally the valve body housing 8d is press-fitted and fixed.
  • FIG. 7 is a sectional view showing a configuration of a discharge valve unit used as a discharge valve of the high-pressure fuel supply pump according to the first embodiment of the present invention.
  • the movement direction of the valve is the Z axis
  • the axes orthogonal to the Z axis are the X axis and the Y axis, respectively.
  • FIG. 7A is a longitudinal sectional view in the ZY plane
  • FIG. 7B is a longitudinal sectional view in the ZX plane.
  • 7A and 7B show the opened state of the discharge valve.
  • the same reference numerals as those in FIG. 1 denote the same parts.
  • the stepped portion 8A3 of the valve seat portion 8a is press-fitted into the inner peripheral surface of the valve housing 8d, whereby the discharge valve unit 8 is integrated. Has been.
  • the discharge valve unit 8U having the above configuration is integrally press-fitted into the pump housing 1 from the direction of the pressurizing chamber 11 in the left direction of FIG. can do. Further, the discharge valve unit 8U can be integrally press-fitted into the pump housing 1 from the right side of the pump unit 1 shown in FIG.
  • the flow toward the range where the discharge port is not formed is transferred to the circumferential liquid damper chamber.
  • the pressure distribution around the valve element can be eliminated, the differential pressure acting on the valve element can be reduced, and fluttering can be suppressed.
  • a circumferential fluid passage (tubular passage 805C) having a cross-sectional area greater than or equal to a predetermined value is formed in advance, so The area change rate can be kept small. As a result, the differential pressure generated on both sides of the valve body can be reduced, and fluttering can be suppressed.
  • the cross-sectional area of the fluid passage is increased without increasing the pressure receiving area where the pressure pulsation in the fluid passage acts on the valve body, Even if a sufficient fluid guiding function in the circumferential direction is achieved and pressure pulsation occurs in the fluid passage, the influence on the valve body behavior can be minimized and fluttering can be suppressed.
  • the influence of noise caused by the flow in the circumferential direction of the valve body can be reduced.
  • valve body and the valve body housing are used, but fluttering of the valve body can also be performed by forming a fluid passage in the circumferential direction in a similar manner for valves of other shapes. Can be suppressed.
  • FIG. 8 is a longitudinal sectional view showing a configuration of a discharge valve used in the high-pressure fuel supply pump according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 shows the opened state of the discharge valve.
  • the same reference numerals as those in FIGS. 1 to 4 denote the same parts.
  • the discharge valve 8 includes a seat portion 8a, a valve body 8b, a discharge valve spring 8c, and a valve body housing 8d.
  • the valve body 8b and the valve body housing 8d are cylindrical, and the discharge ports 803A and 803B are formed at two locations facing the side of the seat portion 8a. Note that three or more discharge ports may be provided in the circumferential direction.
  • the outer diameter of the valve body 8b that is, the diameter of the portion inserted into the guide portion 8d5 of the valve body housing 8d is configured to be larger than the outer diameter of the seat portion 8a.
  • a stepped portion 802 is provided around 8b2.
  • a tubular gap 805B is formed between the valve body 8b and the valve body housing 8d.
  • a tubular gap 805C is formed between the outer peripheral portion of the seat portion 8a and the inner diameter portion of the valve body housing 8d.
  • a sufficient cross-sectional area can be secured without increasing the pressure receiving area where the pressure pulsation in the tubular gap acts on the valve body 8b, and fluttering of the valve body 8b can be achieved. It can suppress and can reduce noise.
  • the cross-sectional area of the tubular gap 805C is larger than the cross-sectional area of the tubular gap 805B, and the pressure receiving area where pressure pulsation acts can be reduced.
  • valve body and the valve body housing are used, but fluttering of the valve body can also be performed by forming a fluid passage in the circumferential direction in a similar manner for valves of other shapes. Can be suppressed.
  • FIG. 9 is a longitudinal sectional view showing the configuration of the discharge valve used in the high-pressure fuel supply pump according to the third embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 shows the opened state of the discharge valve.
  • the same reference numerals as those in FIGS. 1 to 4 denote the same parts.
  • a plate-like valve body 8b in which the guide portion 806 in the embodiment shown in FIGS. 2 and 8 is not provided is used.
  • the structure and processing are easy and advantageous in cost reduction, compared to the case where the valve body with a guide portion as in the embodiment shown in FIGS. 2 and 8 is used. .
  • suppression of fluttering is essential not only from noise reduction but also from the viewpoint of operational reliability.
  • the outer diameter of the valve body 8b is configured to be larger than the outer diameter of the seat portion 8a, and a tapered portion 807 is provided.
  • the tubular gap 805B is formed, a smooth flow can be generated in the circumferential direction, and the uneven pressure distribution can be reduced.
  • the taper 807 the change in the direction of the main flow in the radial direction toward the discharge ports 803A and 803B can be reduced and smoothed.
  • the present invention is not limited to high-pressure fuel supply pumps for internal combustion engines, and can be widely used for various high-pressure pumps.
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram of a high-pressure fuel supply system using a high-pressure fuel supply pump according to a first embodiment of the present invention. It is a longitudinal cross-sectional view which shows the structure of the discharge valve used for the high pressure fuel supply pump by the 1st Embodiment of this invention. It is a longitudinal cross-sectional view which shows the structure of the discharge valve used for the high pressure fuel supply pump by the 1st Embodiment of this invention. It is a principal part expanded sectional view which shows the structure of the discharge valve used for the high pressure fuel supply pump by the 1st Embodiment of this invention. It is explanatory drawing of the flow of the fuel in the discharge valve used for the high pressure fuel supply pump by the 1st Embodiment of this invention.

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Abstract

弁体周方向の流れに起因する騒音の影響を低減できる吐出弁を搭載した高圧燃料供給ポンプ及びそれに用いる吐出弁ユニットを提供することにある。 高圧燃料供給ポンプは、加圧室(11)と吐出口(13)との間に、逆止弁である吐出弁(8)を有する。吐出弁(8)は、弁体ハウジング(8d)と吐出弁ばね(8c)と弁体(8b)とシート部材(8a)とからなる。吐出弁(8)は、フラット弁である。開弁時に、加圧室から弁体に軸方向から衝突した燃料の流れは、弁体の半径方向に放射状に分散し、吐出ポートに直接向かう流れと、弁ハウジングの内壁に衝突した後、吐出ポートに向かい弁体の周方向の流れとなる。吐出弁(8)は、シート部材(8a)の外周及び弁体(8b)の外周と弁ハウジング(8d)の内周との間に形成され、周方向の流れに対する液体ダンパ室を備える。液体ダンパ室は、第１、第２、第３管状通路(503A,503B,503C)からなる。

Description

高圧燃料供給ポンプ及びそれに用いる吐出弁ユニット
　本発明は、エンジンに燃料を高圧で供給する高圧燃料供給ポンプ及びそれに用いる吐出弁ユニットに係り、特に、吐出弁のフラッタリング防止に好適な高圧燃料供給ポンプ及びそれに用いる吐出弁ユニットに関する。
　一般に流体を加圧する装置では、その加圧動作に起因して、衝突音や圧力脈動音といった種々の騒音が発生する。これに対し、発生した圧力脈動をアキュムレータ等の油圧ダンパにより吸収する、あるいは発生した騒音を遮音材で吸収するといった対策が行われてきたが、後処理的な対策と成るため省スペース化・低コスト化の観点から不利である。
　そこで、これらに対し、弁ユニット内に低騒音化機能を設けた弁構造が検討されている。
　例えば、第１に、燃料を弁ハウジングに形成された複数の吐出ポートから半径方向に吐出する構成のチェックバルブにおいて、吐出ポート通過後に作動液の圧力を緩衝する緩衝部を設けた弁構造が知られている（例えば、特許文献１参照）。
　また、第２に、チェックバルブにおいて、弁座から吐出ポートへ流れる吐出流れの方向変化が小さく、円滑に流れるよう、弁座をテーパー形状に形成し、これに着座する円錐部を弁体に設けた弁構造が知られている（例えば、特許文献２参照）。
実開平５－６６２７５号公報 実開平５－２２９６９号公報
　特許文献１や特許文献２記載の構成の弁においては、開弁時に弁体に対して軸方向から衝突した流れは、弁体の半径方向に放射状に分散する。このうち、吐出ポートが形成されている範囲の流れは、そのまま吐出ポートに向かい弁体の径方向の流れとなる。一方、吐出ポートが形成されていない範囲に向かった流れは、弁ハウジングの内壁に衝突した後、吐出ポートに向かい弁体の周方向の流れとなる。
　特許文献１や特許文献２に記載の弁においては、吐出ポートが形成されていない範囲に向かった流れが、弁体の周方向に高圧・高速の流れとない、弁体挙動に対する影響は無視できず、圧力脈動の原因となる挙動（以下、フラッタリングと称す）を励起する。
　また、一般に、球状の弁体を用いるボール弁は、弁体の軸方向の移動量が少なくても比較的大流量の吐出量を得られるが、弁体の軸方向の移動量と吐出量との関係が非直線となる。それに対して、フラット弁においては、弁体の軸方向の移動量と吐出量との関係が直線となる。ここで、フラット弁とは、弁体の弁座の面が、弁体の軸方向に直交する平面と平行であり、また、弁体が当接するシート部の面も、弁体の軸方向に直交する平面と平行なものである。特許文献１記載の弁は、フラット弁である。しかし、フラット弁では、大流量を吐出するためには、弁体の軸方向の移動量を大きくする必要がある。弁体を摺動保持する弁体ハウジングと弁体との間には隙間があり、弁体が弁体ハウジングの中心から径方向にオフセットすると、弁体の両側で周方向流れが通過する断面積に大きな差がつく。その結果、弁体に作用する差圧力が増大し、それを起振力としてフラッタリングが生じる。フラッタリングは、弁体の弁体の軸方向の移動量が大きいほど、発生しやすく、大流量を吐出するフラット弁では、問題となりやすい。
　フラッタリングは、弁体の開閉弁動作方向に対して垂直方向の振動であり、これが発生すると弁体周りの燃料が影響を受け、圧力脈動が発生する。このようにして発生した圧力脈動は、配管系を通して伝播・増幅され、騒音となって外部に放出され、騒音を発生するという問題があった。
　本発明の目的は、弁体周方向の流れに起因する騒音の影響を低減できる吐出弁を搭載した高圧燃料供給ポンプ及びそれに用いる吐出弁ユニットを提供することにある。
　（１）上記目的を達成するために、本発明は、プランジャの往復動作によって容積が変化する加圧室と、該加圧室によって加圧された燃料を吐出する吐出口と、該吐出口と前記加圧室の間に設けられ、逆止弁である吐出弁とを有し、該吐出弁は、前記吐出口に連通する複数の吐出ポートが形成された弁体ハウジングと、該弁体ハウジングの内部に収納されるとともに、吐出弁ばねにより弁を閉じる方向に付勢された弁体と、前記弁体ハウジングの内部に収納されるとともに、前記弁体と当接して弁を閉じるシート部を有するシート部材とからなる高圧燃料供給ポンプであって、前記吐出弁は、前記弁体に形成された弁座の面及び前記シート部の面が、前記弁体の軸方向に直交する平面と平行であるフラット弁であり、開弁時に、前記加圧室から前記シート部材の中空部を経て、前記弁体に軸方向から衝突した燃料の流れは、前記弁体の半径方向に放射状に分散し、前記吐出ポートに直接向かう流れと、弁ハウジングの内壁に衝突した後、吐出ポートに向かい弁体の周方向の流れとなり、前記シート部材の外周及び前記弁体の外周と前記弁ハウジングの内周との間に形成され、前記周方向の流れに対する液体ダンパ室を備えるようにしたものである。
　かかる構成により、弁体周方向の流れに起因する騒音の影響を低減できるものとなる。
　（２）上記（１）において、好ましくは、前記液体ダンパ室は、前記弁体の外周と前記弁ハウジングの内周との間に形成された第１の管状通路と、 前記シート部材の外周と前記弁ハウジングの内周との間に形成された第２の管状通路とを備えるようにしたものである。
　（３）上記（２）において、好ましくは、前記第１及び第２の管状通路は、前記弁体の軸を含む平面における前記第２の管状通路の断面積が、前記第１の管状通路の断面積よりも大きくしたものである。
　（４）上記（３）において、好ましくは、前記弁体の外径は、前記弁座の外径よりも大きくしたものである。
　（５）上記（４）において、好ましくは、前記第１の管状通路は、前記弁体の前記弁座の外周に設けられたテーパーと前記弁ハウジングの内周との間に形成されるものである。
　（６）上記（２）において、好ましくは、前記流体通路の断面積αが前記吐出弁の全開時における開口面積βに対しα＞０．１×βとなる。
ことを特徴とする高圧燃料供給ポンプ。
　（７）上記（１）において、好ましくは、前記液体ダンパ室は、前記弁体の軸を含む平面における断面積が、０．３ｍｍ２よりも大きいものである。
　（８）また、上記目的を達成するために、本発明は、加圧室によって加圧された燃料を逆止弁である吐出弁を経て吐出口から吐出する高圧燃料供給ポンプに用いられ、前記吐出弁の一部を構成する弁体ハウジングの内部に圧入される吐出弁ユニットであって、前記吐出弁ユニットは、吐出弁ばねにより弁を閉じる方向に付勢された弁体と、該弁体と当接して弁を閉じるシート部を有するシート部材とからなり、前記吐出弁は、前記弁体に形成された弁座の面及び前記シート部の面が、前記弁体の軸方向に直交する平面と平行であるフラット弁であり、開弁時に、前記加圧室から前記シート部材の中空部を経て、前記弁体に軸方向から衝突した燃料の流れは、前記弁体の半径方向に放射状に分散し、前記吐出ポートに直接向かう流れと、弁ハウジングの内壁に衝突した後、吐出ポートに向かい弁体の周方向の流れとなり、前記シート部材の外周及び前記弁体の外周と前記弁ハウジングの内周との間に形成され、前記周方向の流れに対する液体ダンパ室を備えるようにしたものである。
　かかる構成により、弁体周方向の流れに起因する騒音の影響を低減できるものとなる。
　本発明によれば、弁体周方向の流れに起因する騒音の影響を低減できる。
　以下、図１～図７を用いて、本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプの構成及び動作について説明する。
　最初に、図１を用いて、本実施形態による高圧燃料供給ポンプを用いる高圧燃料供給システムの構成について説明する。
　図１は、本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプを用いる高圧燃料供給システムの全体構成図である。
　図１において。破線で囲まれた部分は、高圧燃料供給ポンプのポンプハウジング１を示し、この破線の中に示された機構と部品を、その中に一体に組み込んで、本実施形態の高圧燃料供給ポンプを構成している。また、図中において、点線は、電気信号の流れを示している。
　燃料タンク２０の中の燃料は、フィードポンプ２１によって汲み上げられ、吸入配管２８を通じてポンプハウジング１の燃料吸入口１０ａに送られる。燃料吸入口１０ａを通過した燃料は、圧力脈動低減機構９，吸入通路１０ｃを介して、容量可変機構を構成する電磁吸入弁機構３０の吸入ポート３０ａに至る。
　電磁吸入弁機構３０は、電磁コイル３０ｂを備えている。電磁コイル３０ｂが通電されている状態で、電磁プランジャ３０ｃは、ばね３３を圧縮して図１における右方に移動した状態となり、その状態が維持される。このとき、電磁プランジャ３０ｃの先端に取付けられた吸入弁体３１は、高圧燃料供給ポンプの加圧室１１に通じる吸入口３２を開く。電磁コイル３０ｂが通電されていない状態であって、吸入通路１０ｃ（吸入ポート３０ａ）と加圧室１１との間に流体差圧がない時は、ばね３３の付勢力により、吸入弁体３１は、閉弁方向（図３における左方）に付勢されて吸入口３２は閉じられた状態となって、この状態が維持される。図１は、吸入口３２は閉じられた状態を示している。
　加圧室１１には、プランジャ２が図１の上下方向に摺動可能に保持されている。内燃機関のカムの回転により、プランジャ２が図１の下方に変位して吸入工程状態にある時は、加圧室１１の容積は増加し、その中の燃料圧力は低下する。この工程において、加圧室１１内の燃料圧力が吸入通路１０ｃ（吸入ポート３０ａ）の圧力よりも低くなると、吸入弁体３１には燃料の流体差圧による開弁力（吸入弁体３１を図１の右方に変位させる力）が発生する。この開弁力により、吸入弁体３１は、ばね３３の付勢力に打ち勝って開弁し、吸入口３２を開く。この状態にて、ＥＣＵ２７からの制御信号が電磁吸入弁機構３０に印加されると、電磁吸入弁３０の電磁コイル３０ｂに電流が流れ、磁気付勢力により電磁プランジャ３０ｃが図１の右方に移動して、吸入口３２を開いた状態を維持する。
　電磁吸入弁機構３０に入力電圧の印加状態を維持したまま、プランジャ２が吸入工程から圧縮工程（下始点から上始点までの間の上昇工程）へと移行すると、電磁コイル３０ｂへの通電状態が維持されているので、磁気付勢力は維持されて吸入弁体３１は依然として開弁した状態を維持する。加圧室１１の容積は、プランジャ２の圧縮運動に伴って減少するが、この状態では、一度加圧室１１に吸入された燃料が、再び開弁状態の吸入弁体３１と吸入口３２との間を通過して吸入通路１０ｃ（吸入ポート３０ａ）へと戻されるので、加圧室１１の圧力が上昇することはない。この工程を、戻し工程という。
　戻し工程において、電磁コイル３０ｂへの通電を断つと、電磁プランジャ３０ｃに働いていた磁気付勢力は一定時間後（磁気的、機械的遅れ時間後）に消去される。そうすると、吸入弁体３１に常時働いているばね３３の付勢力および吸入口３２の圧力損失により発生する流体力により、吸入弁体３１は、図１の左方に移動して吸入口３２を閉じる。吸入口３２が閉じると、この時から加圧室１１内の燃料圧力は、プランジャ２の上昇と共に上昇する。そして、加圧室１１内の燃料圧力が、吐出口１３の燃料圧力よりも所定の値だけ大きい圧力を超えた時に、加圧室１１に残っている燃料は、吐出弁８を介して、高圧吐出が行われてコモンレール２３へと供給される。この工程を吐出工程という。上記のとおり、プランジャ２の圧縮工程は、戻し工程と吐出工程からなる。
　戻し工程中に、吸入通路１０ｃに戻された燃料により吸入通路には圧力脈動が発生するが、この圧力脈動は、吸入口１０ａから吸入配管２８へ僅かに逆流するのみであり、燃料の戻しの大部分は圧力脈動低減機構９により吸収される。
　ＥＣＵ２７が電磁吸入弁機構３０の電磁コイル３０ｃへの通電解除のタイミングを制御することにより、吐出される高圧燃料の量を制御することができる。電磁コイル３０ｂへの通電解除のタイミングを早くすれば、圧縮工程における戻し工程の割合を小さく、吐出工程の割合を大きくする。すなわち、吸入通路１０ｃ（吸入ポート３０ａ）に戻される燃料を少なく、高圧吐出される燃料を多くする。これに対し、上記の通電解除のタイミングを遅くすれば、圧縮工程における戻し工程の割合を大きく、吐出工程の割合を小さくする。すなわち、吸入通路１０ｃに戻される燃料を多く、高圧吐出される燃料を少なくする。上記の通電解除のタイミングは、ＥＣＵ２７から指令により制御される。
　以上のように、ＥＣＵ２７が電磁コイルの通電解除のタイミングを制御することにより、高圧吐出される燃料量を、内燃機関が必要とする量とすることができる。
　ポンプハウジング１内において、加圧室１１の出口側には吐出口（吐出側配管接続部）１３との間に吐出弁８が設けられる。吐出弁８は、シート部８ａと、弁体８ｂと、吐出弁ばね８ｃと、弁体ハウジング８ｄとからなる。加圧室１１と吐出口１３との間に燃料の差圧がない状態では、弁体８ｂは、吐出弁ばね８ｃによる付勢力でシート部８ａに圧着され閉弁状態となっている。加圧室１１内の燃料圧力が、吐出口１３の燃料圧力よりも所定の値だけ大きい圧力を超えた時に、弁体８ｂは吐出弁ばね８ｃに抗して開弁し、加圧室１１内の燃料は吐出弁８を経て吐出口１３へと吐出される。
　弁体８ｂは開弁した後、弁体ハウジング８ｄに形成されたストッパー８０５に接触すると動作を制限される。そのゆえ、弁体８ｂのストロークは、弁体ハウジング８ｄによって適切に決定される。もし、ストロークが大きすぎると、弁体８ｂの閉じ遅れにより、吐出口１３へ吐出される燃料が、再び加圧室１１内に逆流するので、高圧ポンプとしての効率が低下する。また、弁体８ｂが開弁と閉弁運動を繰り返す時に、ストローク方向に円滑に運動するように、弁体ハウジング８ｄの内壁８０６によりガイドしている。以上のように構成することにより、吐出弁８は、燃料の流通方向を制限する逆止弁となる。なお、吐出弁８の詳細構成については、図２～図５を用いて後述する。
　以上説明したようにして、燃料吸入口１０ａに導かれた燃料は、ポンプハウジング１の加圧室１１内にてプランジャ２の往復動によって必要な量が高圧に加圧され、吐出弁８を通じて、吐出口１３から高圧配管であるコモンレール２３に圧送される。
　また、ここまで無通電時に閉弁状態であり、通電時に開弁状態となるノーマルクローズ型の電磁弁を用いた例について説明したが、これとは逆に無通電時に開弁状態であり、通電時に閉弁状態となるノーマルオープン型の電磁弁を用いてもよい。この場合、ＥＣＵ２７からの流量制御指令はＯＮとＯＦＦが逆転する。
　コモンレール２３には、インジェクタ２４と圧力センサ２６が装着されている。インジェクタ２４は、内燃機関の気筒数に合わせて装着されており、ＥＣＵ２７の制御信号により、インジェクタ２４は開閉動作をして、所定量の燃料をシリンダ内に噴射する。
　次に、図２及び図３を用いて、本実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁の構成について説明する。
　図２及び図３は、本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁の構成を示す縦断面図である。図２及び図３において、弁の移動方向をＺ軸とし、Ｚ軸に直交する軸をそれぞれＸ軸，Ｙ軸とする。図２は、Ｚ－Ｙ平面における縦断面図であり、図３は、Ｚ－Ｘ平面における縦断面図である。また、図２，図３は、吐出弁の開弁状態を示している。なお、図２及び図３において、図１と同一符号は、同一部分を示している。
　吐出弁８は、図１にて説明したシート部８ａと、弁体８ｂと、吐出弁ばね８ｃと、弁体ハウジング８ｄとを備えている。シート部８ａと、弁体８ｂと、吐出弁ばね８ｃと、弁体ハウジング８ｄとは、いずれも、金属製である。シート部８ａは、シート部材８Ａの一端部に形成されている。弁体ハウジング８ｄ及びシート部材８Ａは、金属製のポンプハウジング１の内部に圧入され、固定されている。弁体８ｂは、弁体ハウジング８ｄの内部に摺動可能に保持されている。図において、Ｚ軸方向が、弁体８ｂの摺動方向である。弁体８ｂと弁体ハウジング８ｄの間には、吐出弁ばね８ｃが挿入されている。吐出弁ばね８ｃは、燃料流入方向と逆方向に、弁体８ｂを付勢している。図１にて説明したように、加圧室１１は、ポンプハウジング１の内部に備えられる。加圧室１１にて加圧された燃料が、矢印Ａ１方向から吐出弁８に流入する。従って、Ｚ軸方向は、加圧室１１からの燃料流入方向でもある。
　弁体８ｂおよび弁体ハウジング８ｄは円筒状である。図２に示すように、弁体ハウジング８ｄには、２個の吐出ポート８０３Ａ，８０３Ｂが、シート部８ａの側方に向かい合って形成されている。吐出ポート８０３Ａ，８０３Ｂから吐出した燃料は、矢印Ａ２方向にポンプハウジング１の吐出口１３から流出し、図１に示したコモンレール２３に供給される。なお、吐出ポートは、周方向に３カ所以上設けられていてもよいものである。弁体ハウジング８ｄの外周には、図３に示されると共に、中央部から右方向に形成されたガイド周面８ｄ１と、図２に示されるとともに、ガイド周面の一部が平面状に切り欠かれているカット平面部８ｄ２と、図示の左側に形成されたフランジ部８ｄ３とが形成されている。一方、ポンプハウジング１の内周面には、弁体ハウジング８ｄのフランジ部８ｄ３が当接する円周段付部１ａが形成されている。弁体ハウジング８ｄは、図示の左方向からポンプハウジング１の内部に圧入され、弁体ハウジング８ｄのフランジ部８ｄ３が円周段付部１ａに当接することで、位置決めされる。
　弁体ハウジング８ｄの右側端面には、均圧孔８ｄ４が形成されている。均圧孔８ｄ４は、ばね８ｃが入っている弁体８ｂの裏側の空間に吐出された流体が出入りするための孔である。これにより、吐出弁８は筒内と高圧配管内の圧力差により差圧力を受けてスムーズに動作することが可能になる。
　また、弁体ハウジング８ｄの内周には、円筒状のガイド部８ｄ５が形成されている。ガイド部８ｄ５の右側には、段付部８ｄ６が形成されている。
　弁体ハウジング８ｄの内部には、吐出弁ばね８ｃを配置するための空間が形成されている。弁体ハウジング８ｄの内部に吐出弁ばね８ｃが挿入された後、弁体８ｂが挿入される。弁体８ｂが吐出弁ばね８ｃの付勢力に抗して右方向に移動した場合、吐出弁ばね８ｃの右側端部が、段付部８ｄ６に当接して、弁体８ｂの移動を阻止する。すなわち、段付部８ｄ６は、図１にて説明したストッパー８０５として機能する。弁体８ｂは、ガイド部８ｄ５によってガイドされ、Ｚ軸方向に往復動可能である。弁体８ｂの外周と、ガイド部８ｄ５の間には、弁体８ｂが摺動可能なように僅かな隙間が設けられている。従って、弁体８ｂは、主として、Ｚ軸方向に往復動するが、それとともに、Ｚ軸に直交する方向に、移動可能である。従って、弁体８ｂがガイド部８ｄ５に対してオフセットすると、フラッタリングが発生する恐れがある。
　弁体８ｂの左側端面（シート部８ａと対抗する面）は、平面であるとともに、その中央部に凹部８ｂ１が形成されている。凹部８ｂ１の周囲は、リング状の平面であり、弁座８ｂ２となる。
　また、ポンプハウジング１の内周面には、弁シート部材８Ａのフランジ部８Ａ１が当接する円周段付部１ｂが形成されている。弁シート部材８Ａは、図示の左方向からポンプハウジング１の内部に圧入され、弁シート部材８Ａのフランジ部８Ａ１が円周段付部１ｂに当接することで、位置決めされる。弁シート部材８Ａの内部は中空となっており、加圧室１１で加圧された燃料が、吐出弁８の内部に流入する。弁シート部材８Ａの右側端面はリング状の平面であり、シート部８ａとして機能する。弁座８ｂ２とシート部９ａは対向しており、両者が密着すると、吐出弁８が閉じ、両者が離れると、吐出弁８が開く。
　弁体８ｂの弁座８ｂ２の面は、弁体８ｂの軸方向（弁体８ｂが往復動する方向：Ｚ軸方向）に直交する平面と平行であり、また、弁座８ｂ２が当接するシート部８ａの面も、弁体の軸方向に直交する平面と平行であり、本実施形態の弁はフラット弁である。
　次に、本実施形態の吐出弁８の特徴的な構成について説明する。
　弁体８ｂの弁座８ｂ２の周辺には、テーパ部８０１が設けられている。従って、弁体８ｂの外径、すなわち弁体ハウジング８ｄのガイド部８０６に挿入される部分の直径Ｒｂ２は、弁座８ｂ２の外径Ｒｂ１よりも大きくなるよう構成されている。このように構成することで弁体８ｂの外周と弁体ハウジング８ｄの内周との間に、管状隙間が形成される。この管状隙間については、図４を用いて後述する。
　また、弁シート部材８Ａのシート部８ａ側の外周には、段付部８Ａ２が形成されている。したがって、弁シート部材８Ａのシート部８ａ側の外周の外径Ｒａ１は、弁シート部材８Ａの左側の外径Ｒａ２よりも小さい。また、弁シート部材８Ａのシート部８ａ側の凸部は、弁ハウジング８ｄの内周側に位置する。そして、弁シート部材８Ａのシート部８ａ側の外周の外径Ｒａ１は、弁ハウジング８ｄの内径８ｄ１よりも小さくなるように構成されている。このような構成とすることで、弁シート部材８Ａの外周と弁ハウジング８ｄの内周との間に、管状隙間が形成される。この管状隙間については、図４を用いて後述する。
　次に、図４及び図５を用いて、本実施形態による高圧燃料供給ポンプの吐出弁に設けられた管状隙間について説明する。
　図４は、本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁の構成を示す要部拡大断面図である。なお、図４において、図１～図３と同一符号は、同一部分を示している。図５は、本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁における燃料の流れの説明図である。
　図４に示すように、弁体８ｂの外周と弁体ハウジング８ｄの内周との間に、管状隙間８０５Ｂが形成される。また、弁シート部材８Ａの外周と弁ハウジング８ｄの内周との間に、管状隙間８０５Ｃが形成される。さらに、吐出弁が開いている状態では、シート部８ａと弁座８ｂ２の間には隙間があるため、この隙間に対応する管状隙間８０５Ａが形成される。
　これらの管状隙間８０５Ａ，８０５Ｂ，８０５Ｃは互いに連通しているものである。ここで、従来の管状隙間の断面積は、管状隙間８０５Ａの断面積に相当する。それに対して、本実施形態の管状隙間の断面積は、管状隙間８０５Ａの断面積と管状隙間８０５Ｂの断面積と管状隙間８０５Ｃの断面積を足したものとなるため、従来よりも大きくできる。すなわち、管状隙間８０５Ａ，８０５Ｂ，８０５Ｃは、液体ダンパ室を構成する。ここで、断面積とは、図示のように、弁体８ｂの軸（図中のＺ軸）を含む平面で、吐出弁８の断面を得たときの面積である。
　図５に示すように、吐出弁の開弁時に弁体８ｂに対して軸方向から衝突した流れＡ１は、弁体の半径方向に放射状に分散する。このうち、図５Ａに示すように、吐出ポート８０３Ａ，８０３Ｂが形成されている範囲の流れＡ２，Ａ３は、そのまま吐出ポート８０３Ａ，８０３Ｂに向かい弁体の径方向の流れとなる。一方、図５Ｂに示すように、吐出ポート８０３Ａ，８０３Ｂが形成されていない範囲に向かった流れＡ４は、弁ハウジング８ｄの内壁に衝突した後、吐出ポート８０３Ａ，８０３Ｂに向かい弁体の周方向の流れＡ５，Ａ６となる。
　ここで、図５Ｂに示す弁ハウジング８ｄの内壁に衝突した後、吐出ポート８０３Ａ，８０３Ｂに向かい弁体の周方向の流れＡ５，Ａ６は、図４にて説明した液体ダンパ室を経由して、吐出ポート８０３Ａ，８０３Ｂに向かうことになる。その結果、弁体８ｂの周りの圧力分布に偏りが生じた場合でも、その圧力分布は、液体ダンパ室によって緩和することができる。
　弁シート部材８Ａの外周と弁ハウジング８ｄの内周との間に形成される管状隙間８０５ＣのＺ軸方向の長さをｚ３とし、幅をｘ１とすると、管状隙間８０５Ｃの断面積は、ｘ１・ｚ３となる。また、弁体８ｂのテーパ部８０１の長さをｚ２とし、テーパの頂部の幅をｘ１とすると、管状隙間８０５Ｂの断面積は、（ｘ１・ｘ２）／２となる。さらに、弁体８ｂのストロークをＳＴ１とすると、これは、管状隙間８０５Ａの長さｚ２に等しい。管状隙間８０５Ａの長さをｚ１とし、幅をｘとすると、管状隙間８０５Ａの断面積は、ｚ１・ｘ１となる。
　ここで、管状隙間８０５Ｃの断面積を、管状隙間８０５Ｂの断面積よりも大きくしている。具体例を挙げると、ｘ１＝０．８ｍｍとし、ｚ１＝０．４ｍｍとし、ｚ２＝１．７ｍｍとし、ｚ３＝２．３ｍｍとすると、管状隙間８０５Ｃの断面積（１．８ｍｍ２）は、管状隙間８０５Ｂの断面積（０．６８ｍｍ２）より、２倍以上大きくしている。
　これは、管状隙間８０５Ｂの面積を大きくするため、テーパ部８０１の面積を大きくすると、管状隙間８０５Ｂ内の圧力脈動が弁体８ｂに作用する受圧面積が増加するため、フラッタリング抑制という観点から不利だからである。また、弁体８ｂが弁体の摺動方向に直交する方向にオフセットされると、管状隙間８０５Ｂの断面積自体が変動し、小さくなり、液体ダンパとしての機能が低下することもある。
　その点、管状隙間８０５Ｃを大きくすることで、これらの問題を解決して、液体ダンパ室の断面積を十分に大きくでき、圧力脈動を低減することができる。
　なお、上述の例では、管状隙間８０５Ａの断面積は、０．３６ｍｍ２ であるので、液体ダンパ室の断面積は、２．８４ｍｍ２となる。ここで、排気量１５００ｃｃで４気筒のエンジンのアイドル流量時に、圧損を所定値以下にするには、液体ダンパ室の断面積は、０．３ｍｍ２以上とする必要がある。上述のように、管状隙間８０５Ａと、テーパ部８０１による管状隙間８０５Ｂとだけの場合の断面積は１．０４ｍｍ２であるので、アイドル流量時の圧力脈動の低減では十分であるが、エンジンの最大負荷時の燃料流量に対しては、十分な断面積ではない。それに対して、管状隙間８０５Ｃを加えることで、エンジンの最大負荷時の燃料流量に対しても、十分なる圧力脈動の低減を行うことができる。
　なお、管状隙間８０５Ｂを形成するための方法として、弁体８ｂにテーパ部８０１を設ける以外に、後述の実施形態のように、弁体８ｂに段付部を設ける方法も取りうる。ただし、段付部の場合には、シート部８ａを通過して吐出ポート８０３に向かう流れは急激な拡大流となり、キャビテーションが発生する可能性がある。また、段付部の婆合い、流れの方向も急激に変化するため、損失ヘッドも大きく、意図しない圧力脈動を発生させ、フラッタリングを助長する可能性もある。
　それに対して、上述のように弁体８ｂにテーパ部８０１が設けることで、管状隙間８０５Ｂを形成しつつ、シート部８ａから吐出ポート８０３に向けて流れる吐出流れの方向変化を小さくすることができる。これにより流れが円滑となり、意図しない渦やキャビテーションの発生を抑制することができる。
　また、ここで、流体通路の断面積αが、吐出弁の全開時における開口面積βに対し、α＞０．１×βとなっている。ここで、流体通路の断面積αとは、排気量１５００ｃｃで４気筒のエンジンのアイドル流量時に、圧損を所定値以下にする液体ダンパ室の断面積（０．３ｍｍ２）のことである。また、吐出弁の全開時における開口面積βとは、吐出ポートに向かう流れが通過する断面積のことである。すなわち、開口面積βとは、（弁開口時の弁座とシート部のギャップ長（図４のＳＴ１＝０．４ｍｍ））×（弁座の外周の内、吐出ポートに対向する部分の長さ（３．７５ｍｍ）×２（吐出ポートが２個の場合）であり、３ｍｍ２となる。したがって、流体通路の断面積αが、吐出弁の全開時における開口面積βに対し、α＞０．１×βとなっている。
　次に、図６を用いて、本実施形態による高圧燃料供給ポンプの吐出圧力の測定結果について説明する。
　図６は、本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプの吐出圧力の測定結果の説明図である。
　図６Ａは、吐出口の圧力Ｐの時間ｔに対する変化を示している。細い実線で示す圧力Ｐ１は、従来の構成の高圧燃料供給ポンプにおける吐出口の圧力変化を示している。ここで、従来の構成とは、図４に示した構成において、管状通路５０３Ｂと管状通路５０３Ｃがない場合である。
　一方、太い実線で示す圧力Ｐ２は、図１～図４にて説明した本実施形態による高圧燃料供給ポンプにおける吐出口の圧力変化を示している。本実施形態による高圧燃料供給ポンプでは、図４に示した構成において、管状通路５０３Ａに加えて、管状通路５０３Ｂと管状通路５０３Ｃを備えている場合である
　図６Ａに示すように、本実施形態によれば、吐出口の圧力変動を小さくできる。
　図６Ｂは、図６Ａに示した圧力の変化をフーリエ変換して、吐出口圧力の脈動振幅Ｖを求め、横軸を周波数ｆとして示している。細い実線で示す脈動振幅Ｖ１は従来の構成のものであり、太い実線で示す脈動振幅Ｖ２が本実施形態によるものである。図中、周波数ｆ１から周波数ｆ２の範囲が人間の可聴範囲である。このように、特に、可聴範囲における脈動振幅の低減に効果があり、騒音を低減できるものである。
　次に、図２を用いて、本実施形態の吐出弁８の組み立て工程について説明する。
　吐出弁８は、図２にて説明したシート部８ａを有するシート部材８Ａと、弁体８ｂと、吐出弁ばね８ｃと、弁体ハウジング８ｄとから構成される。これらの部品は、ポンプハウジング１の内部に組み付けられる。
　組み立ては、図２に示したポンプハウジング１の左方から行われる。図１に示したように、ポンプハウジング１の内部には、電磁吸入弁機構３０や加圧室１１のプランジャ２などが組み付けられる。これらの部品が組み付けられる前の状態では、ポンプハウジング１は、電磁吸入弁機構３０を組み込むための穴が設けられている。この穴から、吐出弁８の各部品を挿入して、加圧室１１の内部空間を経由して、図２に示すポンプハウジング１の右側の内部空間に吐出弁８を組み立てる。
　最初に、図２に示すポンプハウジング１の右側の内部空間に、弁体ハウジング８ｄが圧入され、固定される。このとき、弁体ハウジング８ｄは、図示の左方向からポンプハウジング１の内部に圧入され、弁体ハウジング８ｄのフランジ部８ｄ３が円周段付部１ａに当接することで、位置決めされる。
　次に、弁体ハウジング８ｄの内部に、吐出弁ばね８ｃが挿入される。
　次に、弁体ハウジング８ｄの内部に、弁体８ｂが挿入される。
　最後に、シート部材８Ａは、図示の左方向からポンプハウジング１の内部に圧入され、弁シート部材８Ａのフランジ部８Ａ１が円周段付部１ｂに当接することで、位置決めされる。
　なお、以上の説明では、吐出弁８の各部品は、図２の左方向から、すなわち、加圧室１１の方向から順次組み込まれるが、図２の右方向から、組み込む場合もある。この場合には、ポンプハウジング１の右方向には、シート部材８Ａを挿入可能な穴が形成されている。この穴から、シート部材８Ａが圧入固定され、次に、弁体８ｂと吐出弁ばね８ｃが順次挿入され、最後に、弁体ハウジング８ｄが圧入され、固定される。
　次に、図７を用いて、本実施形態による高圧燃料供給ポンプの吐出弁として用いる吐出弁ユニットの構成について説明する。
　図７は、本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプの吐出弁として用いる吐出弁ユニットの構成を示す断面図である。図７Ａ及び図７Ｂにおいて、弁の移動方向をＺ軸とし、Ｚ軸に直交する軸をそれぞれＸ軸，Ｙ軸とする。図７Ａは、Ｚ－Ｙ平面における縦断面図であり、図７Ｂは、Ｚ－Ｘ平面における縦断面図である。また、図７Ａ及び図７Ｂは、吐出弁の開弁状態を示している。なお、図７Ａ及び図７Ｂにおいて、図１と同一符号は、同一部分を示している。
　弁ハウジング８ｄの内側に、ばね８ｃ及び弁座８ｂが挿入された後、弁シート部８ａの段付部８Ａ３が弁ハウジング８ｄの内周面に圧入され、これによって、吐出弁ユニット８が一体化されている。
　以上の構成を吐出弁ユニット８Ｕを、図２に示したように、図２の左方向の加圧室１１の方向から、一体的にポンプハウジング１の内部に圧入することで、吐出弁を構成することができる。また、図２に示すポンプユニット１の右方向から吐出弁ユニット８Ｕを、一体的にポンプハウジング１の内部に圧入することで、吐出弁を構成することができる。
　以上説明したように、本実施形態によれば、弁体に軸方向から衝突し、放射状に分散した流れのうち、吐出ポートが形成されていない範囲に向かった流れを、周方向の液体ダンパ室を形成する流体通路を通して吐出ポートに向け、積極的かつ円滑に誘導することができる。その結果、弁体周りの圧力分布において偏りをなくし、弁体に作用する差圧力を低減し、フラッタリングを抑制することができる。
　また、弁体が弁体ハウジングの中心から径方向にオフセットした場合でも、予め所定値以上の断面積を持つ周方向の流体通路（管状通路８０５Ｃ）を形成しておくことで、オフセット前後の断面積変化率を小さく保つことができ、結果として弁体両側に発生する差圧を低減し、フラッタリングを抑制することができる。
　さらに、流体通路の一部を弁体以外の部材の表面で形成することで、流体通路内の圧力脈動が弁体に作用する受圧面積を増加させることなく、流体通路の断面積を増加させ、周方向への十分な流体ガイド機能を果たし、なおかつ流体通路内に圧力脈動が発生したとしても弁体挙動に与える影響を最小限に抑え、フラッタリングを抑制することができる。
　すなわち、人間の耳の感度が高い周波数領域の圧力脈動を低減することで、外観形状の大型化、高圧配管のレイアウトの複雑化、これらに伴うコストアップ等を回避または抑制しつつ、高圧・大流量化に伴ない発生する騒音を大幅に低減することができる。
　以上説明したように、弁体周方向の流れに起因する騒音の影響を低減できる。
　なお、以上の説明では、筒状の弁体および弁体ハウジングを用いていたが、これ以外の形状の弁に関しても同様の方法により周方向に流体通路を形成することで、弁体のフラッタリングを抑制することができる。
　次に、図８を用いて、本発明の第２の実施形態による高圧燃料供給ポンプの構成及び動作について説明する。なお、本実施形態による高圧燃料供給ポンプを用いる高圧燃料供給システムの構成は、図１に示したものと同様である。
　図８は、本発明の第２の実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁の構成を示す縦断面図である。図８は、吐出弁の開弁状態を示している。なお、図８において、図１～図４と同一符号は、同一部分を示している。
　本実施形態においても、吐出弁８は、シート部８ａと、弁体８ｂと、吐出弁ばね８ｃと、弁体ハウジング８ｄとから構成される。弁体８ｂおよび弁体ハウジング８ｄが円筒状であり、吐出ポート８０３Ａ，８０３Ｂはシート部８ａの側方に向かい合って２箇所形成されている。なお、吐出ポートは、周方向に３カ所以上設けていてもよい。
　本実施形態では、弁体８ｂの外径、すなわち弁体ハウジング８ｄのガイド部８ｄ５に挿入される部分の直径は、シート部８ａの外径よりも大きくなるよう構成され、弁体８ｂの弁座８ｂ２の周辺には、段付部８０２が設けられている。
　このように構成することで、弁体８ｂと弁体ハウジング８ｄの間に管状隙間８０５Ｂが形成される。これにより、弁体８ｂに衝突後、放射状に分散された吐出流れのうち、吐出ポート８０３Ａ，８０３Ｂが形成されてない範囲に向かった流れを弁体８ｂの周方向に旋回し、円滑に最寄の吐出ポート８０３Ａ，８０３Ｂに導くことが可能となる。その結果、弁体８ｂの周りの圧力分布の偏りは緩和される。
　また、図４にて説明した第１の実施形態と同様に、シート部８ａの外周部と弁体ハウジング８ｄの内径部の間に管状隙間８０５Ｃが形成されている。管状隙間８０５Ｂに加えて管状隙間８０５Ｃを設けることで、管状隙間内の圧力脈動が弁体８ｂに作用する受圧面積を増加させることなく、十分な断面積を確保でき、弁体８ｂのフラッタリングを抑制して騒音を低減することができる。また、管状隙間８０５Ｃの断面積は、管状隙間８０５Ｂの断面積より大きくしており、圧力脈動が作用する受圧面積を低減することができる。
　以上説明した構成により、本実施形態においても、弁体周方向の流れに起因する騒音の影響を低減できる。
　なお、以上の説明では、筒状の弁体および弁体ハウジングを用いていたが、これ以外の形状の弁に関しても同様の方法により周方向に流体通路を形成することで、弁体のフラッタリングを抑制することができる。
　次に、図９を用いて、本発明の第３の実施形態による高圧燃料供給ポンプの構成及び動作について説明する。なお、本実施形態による高圧燃料供給ポンプを用いる高圧燃料供給システムの構成は、図１に示したものと同様である。
　図９は、本発明の第３の実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁の構成を示す縦断面図である。図９は、吐出弁の開弁状態を示している。なお、図９において、図１～図４と同一符号は、同一部分を示している。
　本実施形態では、図２や図８に示した実施形態におけるガイド部８０６が設けられていない板状の弁体８ｂを用いている。板状の弁体８ｂを用いると、図２や図８に示した実施形態のようなガイド部付きの弁体を用いた場合に対し、構造および加工が容易であり、コスト低減に有利である。しかし、意図しない弁体挙動が発生した際にそれを抑制する機構を備えていないため、騒音低減のみならず動作信頼性の観点からもフラッタリングの抑制は必須である。
　ガイド付き弁体の場合と同様に、弁体８ｂの外径はシート部８ａの外径より大きくなるよう構成し、テーパ部８０７を設けている。これにより、管状隙間８０５Ｂが形成され、周方向に円滑な流れを発生させることができ、圧力分布の偏りが低減することができる。また、テーパー８０７を設けることで、吐出ポート８０３Ａ，８０３Ｂに向かう径方向の主流の方向変化を小さくし円滑化することができる。
　以上説明した構成により、本実施形態においても、弁体周方向の流れに起因する騒音の影響を低減できる。
　なお、本発明は、内燃機関の高圧燃料供給ポンプに限らず、各種の高圧ポンプに広く利用可能である。
本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプを用いる高圧燃料供給システムの全体構成図である。 本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁の構成を示す縦断面図である。 本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁の構成を示す縦断面図である。 本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁の構成を示す要部拡大断面図である。 本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁における燃料の流れの説明図である。 本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁における燃料の流れの説明図である。 本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプの吐出圧力の測定結果の説明図である。 本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプの吐出圧力の測定結果の説明図である。 本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプの吐出弁として用いる吐出弁ユニットの構成を示す断面図である。 本発明の第１の実施形態による高圧燃料供給ポンプの吐出弁として用いる吐出弁ユニットの構成を示す断面図である。 本発明の第２の実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁の構成を示す縦断面図である。 本発明の第３の実施形態による高圧燃料供給ポンプに用いられる吐出弁の構成を示す縦断面図である。
符号の説明
１…ポンプハウジング
１ａ，１ｂ…円周段付部
２…プランジャ
８…吐出弁
８Ａ…シート部材
８Ａ１…フランジ部
８Ａ２…段付部
８ａ…シート部
８ｂ…弁体８ｂ
８ｂ１…凹部
８ｂ２…弁座
８ｃ…吐出弁ばね
８ｄ…弁体ハウジング
８ｄ１…ガイド周面
８ｄ２…カット平面部
８ｄ３…フランジ部
８ｄ４…均圧孔
８ｄ５…ガイド部
８ｄ６…段付部
９…圧力脈動低減機構
１０ｃ…吸入通路
１１…加圧室
１３…吐出口
２０…燃料タンク
２３…コモンレール
２４…インジェクタ
２６…圧力センサ
２７…ＥＣＵ
３０…電磁吸入弁機構
８０１，８０７…テーパ部
８０２…段付部
８０３Ａ，８０３Ｂ…吐出ポート
８０５…液体ダンパ室
８０５Ａ，８０５Ｂ，８０５Ｃ…管状通路

Claims (8)

  1. 　プランジャの往復動作によって容積が変化する加圧室と、
    　該加圧室によって加圧された燃料を吐出する吐出口と、
    　該吐出口と前記加圧室の間に設けられ、逆止弁である吐出弁とを有し、
    　該吐出弁は、
    　前記吐出口に連通する複数の吐出ポートが形成された弁体ハウジングと、
    　該弁体ハウジングの内部に収納されるとともに、吐出弁ばねにより弁を閉じる方向に付勢された弁体と、
    　前記弁体ハウジングの内部に収納されるとともに、前記弁体と当接して弁を閉じるシート部を有するシート部材とからなる高圧燃料供給ポンプであって、
    　前記吐出弁は、
    　前記弁体に形成された弁座の面及び前記シート部の面が、前記弁体の軸方向に直交する平面と平行であるフラット弁であり、
    　開弁時に、前記加圧室から前記シート部材の中空部を経て、前記弁体に軸方向から衝突した燃料の流れは、前記弁体の半径方向に放射状に分散し、前記吐出ポートに直接向かう流れと、弁ハウジングの内壁に衝突した後、吐出ポートに向かい弁体の周方向の流れとなり、
    　前記シート部材の外周及び前記弁体の外周と前記弁ハウジングの内周との間に形成され、前記周方向の流れに対する液体ダンパ室を備える
    ことを特徴とする高圧燃料供給ポンプ。
  2. 　請求項１記載の高圧燃料供給ポンプにおいて、
    　前記液体ダンパ室は、前記弁体の外周と前記弁ハウジングの内周との間に形成された第１の管状通路と、
    　 前記シート部材の外周と前記弁ハウジングの内周との間に形成された第２の管状通路とを備えることを特徴とする高圧燃料供給ポンプ。
  3. 　請求項２記載の高圧燃料供給ポンプにおいて、
    　前記第１及び第２の管状通路は、
    　前記弁体の軸を含む平面における前記第２の管状通路の断面積が、前記第１の管状通路の断面積よりも大きいことを特徴とする高圧燃料供給ポンプ。
  4. 　請求項３記載の高圧燃料供給ポンプにおいて、
    　前記弁体の外径は、前記弁座の外径よりも大きいことを特徴とする高圧燃料供給ポンプ。
  5. 　請求項４記載の高圧燃料供給ポンプにおいて、
    　前記第１の管状通路は、前記弁体の前記弁座の外周に設けられたテーパーと前記弁ハウジングの内周との間に形成されることを特徴とする高圧燃料供給ポンプ。
  6. 　請求項２記載の高圧燃料供給ポンプにおいて、
    　前記流体通路の断面積αが前記吐出弁の全開時における開口面積βに対しα＞０．１×βとなることを特徴とする高圧燃料供給ポンプ。
  7. 　請求項１記載の高圧燃料供給ポンプにおいて、
    　前記液体ダンパ室は、前記弁体の軸を含む平面における断面積が、０．３ｍｍ２よりも大きいことを特徴とする高圧燃料供給ポンプ。
  8. 　加圧室によって加圧された燃料を逆止弁である吐出弁を経て吐出口から吐出する高圧燃料供給ポンプに用いられ、
    　前記吐出弁の一部を構成する弁体ハウジングの内部に圧入される吐出弁ユニットであって、
    　前記吐出弁ユニットは、
    　吐出弁ばねにより弁を閉じる方向に付勢された弁体と、
    　該弁体と当接して弁を閉じるシート部を有するシート部材とからなり、
    　前記吐出弁は、前記弁体に形成された弁座の面及び前記シート部の面が、前記弁体の軸方向に直交する平面と平行であるフラット弁であり、
    　開弁時に、前記加圧室から前記シート部材の中空部を経て、前記弁体に軸方向から衝突した燃料の流れは、前記弁体の半径方向に放射状に分散し、前記吐出ポートに直接向かう流れと、弁ハウジングの内壁に衝突した後、吐出ポートに向かい弁体の周方向の流れとなり、
    　前記シート部材の外周及び前記弁体の外周と前記弁ハウジングの内周との間に形成され、前記周方向の流れに対する液体ダンパ室を備える
    ことを特徴とする吐出弁ユニット。
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