JP3542211B2

JP3542211B2 - Accumulation type fuel injection device

Info

Publication number: JP3542211B2
Application number: JP33062895A
Authority: JP
Inventors: 樹志中島; 敦哉岡本; 二郎高木
Original assignee: Denso Corp; Nippon Soken Inc
Current assignee: Denso Corp; Soken Inc
Priority date: 1995-12-19
Filing date: 1995-12-19
Publication date: 2004-07-14
Anticipated expiration: 2015-12-19
Also published as: JPH09170514A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明はディーゼルエンジンに使用される蓄圧式燃料噴射装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ディーゼルエンジン用の蓄圧式燃料噴射装置において、高圧の燃料を蓄えるコモンレールから燃料噴射弁（インジェクタ）に到る燃料通路である噴射パイプ内には、燃料を高圧に加圧してコモンレールへ送る高圧供給ポンプが高圧の燃料を吐出するときの吐出水撃や、高圧の燃料が燃料噴射弁から噴射されるときの噴射水撃の伝播による圧力脈動が発生する。このため、噴射直前の燃料噴射弁のノズルにおける燃料圧力が変動し、エンジンの各気筒の間に燃料噴射量のばらつきが生じるという問題がある。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
この問題に対して、特開昭４−３３０３７３号公報に記載された従来技術においては、コモンレールの中央部にオリフィスを有する隔壁を設けてコモンレールの内部空間を２分割するという対策を講じている。しかしながら、この方法によって十分な効果をあげるためには、コモンレール内の同一の室に接続される複数個のポンプや燃料噴射弁の間に燃料の吐出や噴射がオーバーラップして生じないように、各気筒の燃料噴射時期等を考慮してコモンレール内の２つの室にそれぞれ接続されるものを配分しなければならない。また、オリフィスによってコモンレール内の２つの室の間に圧力差が生じた時には、２つの室の圧力が均一化するまでに時間遅れがあるので、燃料噴射弁に供給される燃料の圧力が気筒によって多少異なってくるという問題もある。
【０００４】
本発明は、従来技術における前述のような問題に対処して、高圧供給ポンプによる吐出水撃や、燃料噴射弁による噴射水撃の伝播に起因する燃料通路内の圧力脈動を効果的に抑制することができるような、改良された蓄圧式燃料噴射装置を提供することを目的としている。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
本発明の課題は請求項１の蓄圧式燃料噴射装置によって解決される。この場合は、コモンレールとそれから分岐する燃料分配通路との接合点に、燃料通路の容積に応じて本発明によって特定された大きさの流量を発生させる流量制御機構が設けられ、それによって燃料噴射弁の噴射水撃による圧力脈動の伝播が抑制される。より具体的に、請求項２の蓄圧式燃料噴射装置においては、流量制御機構として燃料の流れを絞るオリフィスが用いられる。更に、請求項３の蓄圧式燃料噴射装置においては、流量制御機構として差圧弁からなる可変オリフィスが用いられ、運転条件の変化に応じて強さが変化する噴射水撃による圧力脈動に対応して燃料通路内の圧力脈動を効果的に抑制する。
【０００６】
本発明の課題は、また、請求項４の蓄圧式燃料噴射装置によって解決される。この場合は、高圧供給ポンプからの燃料通路とコモンレールとの接合点に、燃料通路の容積に応じて本発明によって特定された大きさの流量を発生させる流量制御機構が設けられ、それによって高圧供給ポンプの吐出水撃による圧力脈動の伝播が抑制される。より具体的に、請求項５の蓄圧式燃料噴射装置においては、流量制御機構として燃料の流れを絞るオリフィスが用いられる。更に、請求項６の蓄圧式燃料噴射装置においては、流量制御機構として差圧弁からなる可変オリフィスが用いられ、運転条件の変化に応じて強さが変化する吐出水撃による圧力脈動に対応して燃料通路内の圧力脈動を効果的に抑制する。
【０００７】
請求項７及び請求項８の蓄圧式燃料噴射装置においては、コモンレールを含むと含まないとにかかわらず、高圧供給ポンプと燃料噴射弁を結ぶ燃料通路の途中に、高圧供給ポンプの吐出水撃による圧力脈動を抑制するか、或いは燃料噴射弁の噴射水撃による圧力脈動を抑制する目的を有する流量制御機構が設けられる。いずれの場合も流量制御機構としてどのようなものを用いるかということは、燃料通路の容積に応じて特定された大きさの流量を高圧供給ポンプ側の燃料通路、或いは燃料噴射弁側の燃料通路に発生させるものとして、本発明によって特別に規定されている。
【０００８】
【発明の実施の形態】
６気筒ディーゼル機関用燃料噴射装置に本発明を適用した第１の実施形態を図２，３に示す。図２において、ディーゼル機関（以下「エンジン」という）１には複数の気筒に対応して個々に燃料噴射弁（以下「インジェクタ」という）２が配設され、インジェクタ２から各気筒への燃料の噴射は、噴射制御用電磁弁３のオンオフにより制御される。
【０００９】
インジェクタ２は各気筒共通の高圧蓄圧配管、いわゆるコモンレール４に接続されており、噴射制御用電磁弁３が開弁している期間内に、コモンレール４内の高圧の燃料がインジェクタ２よりエンジン１の各気筒内に噴射される。コモンレール４内には連続的に燃料噴射圧に相当する所定の高い燃料圧力が蓄圧される必要がある為、供給配管５、吐出弁１６を経て高圧供給ポンプ７が接続される。この高圧供給ポンプ７は、燃料タンク８から公知の低圧供給ポンプ９を経て吸入された燃料を高圧に加圧し、コモンレール４内の燃料を高圧に制御、維持する。
【００１０】
このシステムを制御する電子制御ユニット（ＥＣＵ）４０には、例えばエンジン回転数センサ１２及び負荷センサ１３より、回転数と負荷の情報が入力され、これらの信号によって判断されるエンジンの運転状態に応じて決定される最適の燃料噴射時期及び燃料噴射量（噴射期間）となるように、ＥＣＵ４０は各噴射制御用電磁弁３に駆動信号を出力する。これと同時に、ＥＣＵ４０は回転数と負荷に応じて噴射圧が最適値となるように高圧供給ポンプ７に制御信号を出力する。コモンレール４にはコモンレール圧を検出する圧力センサ１４が配設されており、その信号がＥＣＵ４０に入力されることにより、ＥＣＵ４０は、圧力センサ１４の信号が予め回転数や負荷に応じて設定した最適値となるように高圧供給ポンプ７の吐出量を制御する。
【００１１】
そして、図３に示すように、厚肉のコモンレールハウジング２０内には、その長手方向に、相対的に大径の燃料蓄圧通路としてのコモンレール４が形成されている。コモンレール４の一方の端部４ａは閉じられており、他方の端部４ｂは外部に向って開口しており、この開口部に前述の圧力センサ１４がネジ止め固定されている。コモンレール４の長手方向と交差する形で、高圧供給ポンプ７に接続される燃料供給配管５、この場合は２本の配管５ａ，５ｂによって燃料通路２１ａ，２１ｂが形成され、同様に各インジェクタ２ａ，２ｂ，２ｃ，２ｄ，２ｅ，２ｆに燃料を供給する為の燃料通路２４ａ，２４ｂ，２４ｃ，２４ｄ，２４ｅ，２４ｆが形成されている。
【００１２】
本発明の特徴に対応して、第１の実施形態においては、６個の燃料通路２４ａ，２４ｂ，２４ｃ，２４ｄ，２４ｅ，２４ｆとコモンレール４が接続する点には、各インジェクタ２ａ〜２ｆからの燃料噴射により生じる燃料の流量を制御する為のオリフィス２５ａ〜２５ｆが形成される。
【００１３】
また、燃料通路２１ａ，２１ｂとコモンレール４が接続する点には、高圧供給ポンプ７からの燃料吐出によって生じる流量を制御する為のオリフィス２６ａ，２６ｂが形成される。
【００１４】
ここで、６個の燃料通路２４ａ〜２４ｆの通路径ｄ₁及び通路長ｌ₁はそれぞれ全て同一であり、２個の燃料通路２１ａ，２１ｂの通路径ｄ₂及び通路長ｌ₂もまたそれぞれ同一であるとした時に、コモンレール４の通路径をｄ_c、通路長をｌ_cとすると、オリフィス２５ａ〜２５ｆについては、各オリフィスが接続された燃料通路２４ａ〜２４ｆ内に生じる流量（m³／ｓ）と、コモンレール４からの流入量（m³／ｓ）との比率が、合計の燃料通路容積Ｖ_t、即ち、
Ｖ_t＝６πｄ₁ ²ｌ₁／４＋πｄ_c ²ｌ_c／４＋２πｄ₂ ²ｌ₂／４
に対する、合計の燃料通路容積Ｖ_tと燃料通路２４の容積Ｖ₁の差との比率と同じになるように、オリフィス径ｄ₀₁を設定する。（但し、この場合のＶ₁は、Ｖ₁＝πｄ₁ ²ｌ₁／４である。）
【００１５】
また、オリフィス２６ａ，２６ｂについては、各オリフィスが接続された燃料通路２１ａ，２１ｂ内に生じる流量（m³／ｓ）と、コモンレール４への流出量（m³／ｓ）との比率が、合計の燃料通路容積Ｖ_tに対する合計の燃料通路容積Ｖ_tと燃料通路２１の容積Ｖ₂の差との比率と同じになるように、オリフィス径ｄ₀₂を設定する。（但し、この場合のＶ₂は、Ｖ₂＝πｄ₂ ²ｌ₂／４である。）
【００１６】
次に、第１実施形態の構成による作動を説明するために、まず、構成の前半部分である高圧ポンプ７による圧力脈動低減作用を図１及び図４に示す。図１の上段に示すように、第１実施形態の配管構成の前半部分が簡略化されて、単に高圧供給ポンプ７、燃料通路２１、オリフィス２６、コモンレール４からなるものとしている。この簡略化された構成においては、燃料通路長とコモンレール長が等しくｌであるとし、且つ燃料通路の断面積を１とし、コモンレールの断面積をｋとする。
【００１７】
高圧供給ポンプ７から燃料吐出が生じた際の燃料通路２１、コモンレール４内の圧力及び流量の変化を図４に示す。高圧供給ポンプ７から高圧供給ポンプ内の圧送系の仕様によって決定される吐出率Ｑ_vに従って燃料が流出してくると、燃料通路２１内には燃料通路の断面積が１であることから、Ｑ₀＝Ｑ_v／１の流速が生じる。
【００１８】
図４において、ｔ＝ΔＴのとき、燃料通路２１内には、流速Ｑ₀に応じた圧力波Ｐ₀＝ρ・ａ・Ｑ₀が発生する。但し、ρは燃料密度、ａは音速である。ここで、圧力波が燃料通路長（＝１）を伝播する時間をＴ／４とし、微小時間ΔＴ＜Ｔ／４とする。
【００１９】
ｔ＝Ｔ／４＋ΔＴのとき、流速による圧力波は音速ａによりコモンレール４に伝播するが、コモンレールとの接続点となるオリフィス２６の部分に達すると、そこで圧力波の反射が起こる。このときオリフィス２６により、コモンレール４内に流れ込む燃料流量Ｑ_rは全配管容積に対する全配管容積と燃料通路容積の差との比率に応じた流量ｋＱ_v／（１＋ｋ）に制御される。この場合はＱ_v＞Ｑ_rであるから、この反射により、コモンレール内には
Ｐ₀／（１＋ｋ）＝｛ρａｋＱ_v／（１＋ｋ）｝／ｋ＝ρａＱ_v／（１＋ｋ）
の圧力波が生じ、それがコモンレールの閉塞端側に向って進行する。
【００２０】
また、燃料通路２１内には、コモンレール４内へ流出することができなかった余りの流量Ｑ_v／（１＋ｋ）により新たな流速変化Ｑ_v／（１＋ｋ）が生じるため、圧力波はＰ₀／（１＋ｋ）の分だけ上乗せされて、ポンプ７側に向って進行する。
【００２１】
ｔ＝（２Ｔ／４）＋ΔＴのとき、コモンレール接続点において反射された圧力波は、各配管端において再び反射され、共にコモンレールとの接合点に向って進行する。
【００２２】
ｔ＝（３Ｔ／４）＋ΔＴのとき、コモンレールとの接合点に到達した圧力波は、そこで再び反射されるが、オリフィス前後の差圧は、初期条件（ｔ＝ΔＴのとき）から変化しないでＰ₀のままであるため、コモンレール４内に流入する流量は変化することなく一定に保たれる。よって圧力波の反射が起こるたびに、燃料通路２１内及びコモンレール４内の圧力は、オリフィスによって制御される流量である燃料通路残留流量Ｑ_v／（１＋ｋ）とコモンレール内流入量ｋＱ_v／（１＋ｋ）により、略均一に上昇して行くため圧力脈動は発生しない。
【００２３】
本発明によってオリフィスを設けた場合の、ポンプ７の出口部とコモンレール４内の圧力の変化を、図１の中段において、時間を横軸にとることにより波形として示している。この図から判るように、本発明によってオリフィスを設けることにより、コモンレール４内へ流入する燃料の流量に変動はなく、圧力は脈動を伴うことなく滑らかに上昇している。
【００２４】
本発明に対比して、流量制御用のオリフィスが設置されていない従来の配管における圧力の変化について図５を用いて説明する。高圧供給ポンプ７により燃料吐出Ｑ_vが生じた直後のｔ＝ΔＴでは、本発明の場合と同様に、燃料通路２１内に生じる流速Ｑ₀（ｍ／ｓ）によって圧力波Ｐ₀が発生し、コモンレール４へ伝播する。
【００２５】
ｔ＝（Ｔ／４）＋Δｔのとき圧力波がコモンレール４との接続点に達すると、通路断面積が拡大することから、コモンレール４内への燃料流入量Ｑ_r（m³／ｓ）はＱ_r＝２ｋＱ_v／（１＋ｋ）となり、燃料通路内の流量Ｑ_v（m³／ｓ）以上の燃料がコモンレール４内に流れ込む。このため、コモンレール４内には流入量Ｑ_r（m³／ｓ）に応じた圧力波
ρａＱ_r／ｋ＝２ρａＱ₀／（１＋ｋ）＝２Ｐ₀／（１＋ｋ）
が発生し、それがコモンレール４の閉塞端に向って進行する。
【００２６】
同様に燃料通路２１内には、ポンプ吐出量Ｑ_v（m³／ｓ）に対してコモンレール４への流入量Ｑ_r（m³／ｓ）による不足分となる流量（m³／ｓ）
Ｑ_v−Ｑ_r＝Ｑ_v（１−ｋ）／（１＋ｋ）＜０
によりＰ₀（ｋ−１）／（１＋ｋ）の負圧波が生じ高圧供給ポンプ７に向って進行する。
【００２７】
ｔ＝（２Ｔ／４）＋ΔＴのとき、各管端において圧力波は再び反射され、コモンレール４との接合部へ伝播するが、ｔ＝（３Ｔ／４）＋ΔＴのときには、コモンレール４との接合部における圧力差が０となるので、コモンレール４への流入量が零となる。この結果を図１の下段において横軸に時間をとって表した波形として示している。高圧供給ポンプ７からの吐出流量Ｑ_v以上の過剰流量がコモンレール４内に発生すると同時に圧力が大きく変動するため、ポンプ側の燃料通路２１内に大きな圧力脈動が生じている。
【００２８】
次に、第１実施形態の構成の後半部分における、インジェクタ２からの燃料噴射による圧力脈動の低減作用について、図６に示すように、コモンレール４、オリフィス２５、燃料通路２４、インジェクタ２からなる簡略化した配管構成を例にとって説明する。この配管構成において、燃料通路長（ｍ）とコモンレール長（ｍ）が等しくｌであるものとし、燃料通路２４の断面積を１とし、コモンレール４の断面積をｋとする。
【００２９】
インジェクタ２から燃料噴射が生じた際の燃料通路内の流速Ｑ₀（ｍ／ｓ）即ちＱ_i／１によって圧力波Ｐ₀＝ρ・ａ・Ｑ₀が発生し、コモンレール４へ伝播する。但し、この場合の圧力波は、燃料が配管の外部へ流出することから負圧波となる。そして、コモンレール４との接合点となるオリフィス２５に達すると、全配管容積に対する全配管容積と燃料通路２４の容積の差との比率に応じた流量ｋＱ_i／（１＋ｋ）がコモンレール４から流入してくる。
【００３０】
以下の作用は、前述の高圧ポンプ７からの燃料吐出の場合と同様であるが、図７の（Ａ）及び（Ｂ）に示すように、オリフィス２５の流量制御作用によって、コモンレール４及び燃料通路２４内の燃料は、いずれも圧力脈動なく均一に減圧される。
【００３１】
これと対比するために、従来技術におけるインジェクタの燃料噴射時における圧力の変化を図８及び図９の（Ａ）及び（Ｂ）に示す。コモンレールとその下流側の燃料通路の間の異径管接続部にオリフィスが設けられていないために、コモンレール及び燃料通路の内部には大きな圧力脈動が生じている。
【００３２】
本発明の第１の実施形態では、燃料通路２１及び２４が各１個、ポンプ及びインジェクタが各１個であるものとして説明したが、図２及び図３に示す実際のシステムのように、複数個の配管、複数個の気筒にそれぞれ設けられたインジェクタ、及びポンプからなる場合においても、燃料を噴射するインジェクタや、燃料を加圧して吐出するポンプにそれぞれ接続される燃料通路以外の部分の容積を全てコモンレール容積として考えればよい。
【００３３】
また、第１実施形態の変形として、各インジェクタ及び高圧ポンプに接続する燃料通路の径又は長さが各々異なる場合に対しても本発明を適用することができる。即ち図１０に示すように、長さがそれぞれ異なる燃料通路２４ａ〜２４ｆと、２６ａ及び２６ｂの場合について考えると、他のインジェクタに対する各通路よりも通路長さの長いインジェクタ２ａの場合、燃料通路２４ａ内に生じる流量Ｑ_iに対し、オリフィス２５ａを介してコモンレール４から流入する流量Ｑ_rが、全配管容積と該当燃料通路２４ａの容積の差を全配管容積によって除した値となるように、オリフィス２５ａのオリフィス径を決定すればよい。つまり、通路長さが短いか、又は径が細くて容積が小さい燃料通路が接合する部分に設けるオリフィスはオリフィス径を大きくする。逆に、通路長さが長いか、又は径が太く容積が大きい燃料通路が接合する部分に設けるオリフィスは、オリフィス径を小さくする。
【００３４】
また、コモンレール４が、燃料通路２４に対して太くはなくて同径であるか、或いは細い場合とか、配管の形ではなく立方体のように比較的大きなボリュームを有する場合においても、そのようなコモンレールの容積からオリフィス径を決定すればよく、本発明はいずれの場合にも実施可能である。
【００３５】
なお、上述の各実施形態では、燃料通路とコモンレールとの接合点にオリフィスを設置する例を説明したが、配管の途中、あるいはコモンレール内にオリフィスを設置しても同様な効果がある。図１１に示すように、燃料通路２１ａの途中にオリフィス２６ａを設置してもよい。その場合には、オリフィス２６ａを境として両側の配管容積を考え、高圧ポンプ７の燃料吐出によりオリフィスよりも上流側の燃料通路２１ａ′内に生じる流量のうち、全配管容積と燃料通路２１ａ′容積の差を全配管容積によって除した値としての流量が、下流側の燃料通路２１ａ″へ流出するようにオリフィス２６ａのオリフィス径を決定する。
【００３６】
更に、第１の実施形態の別の変形として、図１１に示すオリフィス２５ａのようにコモンレール４の内部に設置する場合には、オリフィス２５ａを境として両側の配管容積を考えて、インジェクタ２ａの燃料噴射により燃料通路２４ａ内に生じる流量のうち、全配管容積から燃料通路２４の容積とコモンレール４ａ容積を差引いた値を全配管容積によって除した値としての流量が、一部のコモンレール４ａへ流入するようにオリフィス２５ａのオリフィス径を決定する。
【００３７】
以上の第１の実施形態、及びその一部変形である各実施形態では、固定の径を有するオリフィスを用いるものとして説明した。しかしながら、エンジンの運転条件の変化によって、コモンレール圧もしくはエンジン回転数が変化すると、インジェクタ２からの燃料噴射率、高圧供給ポンプ７からの燃料吐出率が変化するため、コモンレールからの流出量又は流入量を、固定オリフィスによって配管容積比率に常時合致するように精密に制御することはむずかしい。
【００３８】
つまり、高圧供給ポンプ７からの燃料吐出を例にとって説明すると、高圧供給ポンプはエンジンの回転力により駆動されるため、エンジン回転数の上昇に伴って高圧ポンプの回転数も上昇する。それによって高圧ポンプ内の圧送系の送油率が上昇し、結果として圧力波Ｐ₀が増加する。しかし、オリフィスからの流出量がオリフィス前後の差圧Ｐ₀の１／２乗に比例する事は公知である。そのため、ポンプ回転数が上昇するとコモンレール側への流出量が理想の容積比率によって決まる流量よりも小さくなり、圧力脈動の低減効果が減少する。
【００３９】
このような問題を考慮して、エンジンの運転条件（ポンプ回転数、コモンレール圧）が変化した場合でも、容積比率を制御することができる機構を第２の実施形態として図１２及び図１３に示す。図１２（Ａ），（Ｂ）は高圧ポンプからの燃料通路２１とコモンレール４との接合点に、弁座２７の溝付き開口を部分的に閉じることができるボール２８を、下流側からボール受２９を介してスプリング３０とばね座３１によって弾性的に支持する構造の差圧弁としての可変オリフィスを設置するものであり、図１３（Ａ），（Ｂ）は、同様な構造の差圧弁としての可変オリフィスを、インジェクタに通じる燃料通路２４とコモンレール４との接合点に設置するものである。
【００４０】
いずれの場合も、高圧ポンプの吐出率やインジェクタの噴射率の上昇に伴って、燃料通路内に発生する圧力波Ｐ₀が増加するため、圧力波Ｐ₀、言いかえれば接合点の前後の差圧により、弁座２７に対する弁体としてのボール２８が下流側に向って移動するリフト量が変化し、そのリフト量に応じてオリフィスの連通面積が図１２（Ｃ）や図１３（Ｃ）に示すように変化する。それによって、高圧ポンプの吐出率やインジェクタの噴射率が変化しても、差圧弁である可変オリフィスの絞り率が変化して、常に最適の圧力波抑制効果をもたらすことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態の効果を示すためのもので、上段は構成の前半部分を簡略化して示す概念図、中段はその圧力、流量の変化を示すタイムチャート、下段は対比して従来のものの圧力、流量の変化を示すタイムチャートである。
【図２】本発明の第１の実施形態の全体構成を示す概念図である。
【図３】第１の実施形態の要部を示す断面図である。
【図４】高圧供給ポンプから吐出が生じた際の燃料通路及びコモンレール内の燃料の圧力及び流量の変化を示すタイムチャートである。
【図５】従来技術について図４と対比して示すタイムチャートである。
【図６】第１の実施形態の効果を示すためのもので、上段は構成の後半部分を簡略化して示す概念図、下段はその圧力、流量の変化を示すタイムチャートである。
【図７】（Ａ）は図６に示す場合のコモンレール内での圧力、流量の変化を示すタイムチャート、（Ｂ）は同じくコモンレールよりも下流側の燃料通路内での圧力、流量の変化を示すタイムチャートである。
【図８】従来技術について図６と対比して示すタイムチャートである。
【図９】（Ａ）及び（Ｂ）は、従来技術について図７の（Ａ）及び（Ｂ）と対比して圧力、流量の変化を示すタイムチャートである。
【図１０】第１の実施形態の変形を示す構成の概念図である。
【図１１】第１の実施形態の他の変形を示す構成の概念図である。
【図１２】本発明の第２の実施形態の前半部分を示すもので、（Ａ）は要部の側断面図、（Ｂ）はその縦断正面図、（Ｃ）は作動を示す線図である。
【図１３】本発明の第２の実施形態の後半部分を示すもので、（Ａ）は要部の側断面図、（Ｂ）はその縦断正面図、（Ｃ）は作動を示す線図である。
【符号の説明】
２…燃料噴射弁（インジェクタ）
３…燃料噴射制御用電磁弁
４…コモンレール
７…高圧供給ポンプ
９…低圧供給ポンプ
１４…圧力センサ
２１，２４…燃料通路
２５，２６…オリフィス
２７…弁座
２８…ボール（差圧弁の弁体）
ｋ…コモンレールの断面積
ａ…音速
ρ…燃料密度
Ｑ_r…コモンレールに流入する流量
Ｑ_v…高圧供給ポンプの吐出流量
Ｑ₀…燃料通路内の流速[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a pressure accumulating fuel injection device used for a diesel engine.
[0002]
[Prior art]
In a pressure accumulating fuel injection device for diesel engines, a high-pressure supply pump that pressurizes fuel to high pressure and sends it to the common rail is provided in an injection pipe, which is a fuel passage from a common rail that stores high-pressure fuel to a fuel injection valve (injector). A pressure pulsation occurs due to the propagation of the discharge water hammer when the high pressure fuel is discharged from the fuel injection valve and the injection water hammer when the high pressure fuel is injected from the fuel injection valve. Therefore, there is a problem that the fuel pressure at the nozzle of the fuel injection valve immediately before injection fluctuates, and the fuel injection amount varies between the cylinders of the engine.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
To cope with this problem, the prior art described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 4-330373 takes measures to provide a partition having an orifice at the center of the common rail to divide the internal space of the common rail into two. However, in order to achieve a sufficient effect by this method, the discharge and injection of the fuel should not be caused to overlap between a plurality of pumps and fuel injection valves connected to the same chamber in the common rail. Those connected to the two chambers in the common rail must be distributed in consideration of the fuel injection timing of each cylinder and the like. Further, when a pressure difference is generated between the two chambers in the common rail by the orifice, there is a time delay until the pressures in the two chambers are equalized. Therefore, the pressure of the fuel supplied to the fuel injection valve depends on the cylinder. There is also the problem of being slightly different.
[0004]
The present invention addresses the above-mentioned problems in the prior art and effectively suppresses pressure pulsation in the fuel passage caused by the discharge water hammer by the high-pressure supply pump and the propagation of the injection water hammer by the fuel injection valve. It is an object of the present invention to provide an improved pressure-accumulation type fuel injection device that can perform the above-described operations.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
The object of the invention is achieved by a pressure-accumulating fuel injection device according to claim 1. In this case, a flow control mechanism for generating a flow having a size specified by the present invention in accordance with the volume of the fuel passage is provided at a junction between the common rail and a fuel distribution passage branched from the common rail. The propagation of pressure pulsation due to the injection water hammer is suppressed. More specifically, in the pressure accumulating fuel injection device of the second aspect, an orifice for restricting the flow of fuel is used as a flow rate control mechanism. Further, in the pressure accumulating type fuel injection device according to the third aspect, a variable orifice including a differential pressure valve is used as a flow rate control mechanism, and the pressure orifice is changed in response to pressure pulsation due to injection water hammer whose strength changes according to a change in operating conditions. Pressure pulsation in the fuel passage is effectively suppressed.
[0006]
The object of the invention is also solved by a pressure-accumulating fuel injection device according to claim 4. In this case, a flow control mechanism is provided at a junction between the fuel passage from the high-pressure supply pump and the common rail to generate a flow having the size specified by the present invention in accordance with the volume of the fuel passage. The propagation of pressure pulsation due to the water hammer of the pump is suppressed. More specifically, in the pressure accumulating fuel injection device according to claim 5, an orifice for restricting the flow of the fuel is used as the flow rate control mechanism. Further, in the pressure accumulating type fuel injection device according to the sixth aspect, a variable orifice including a differential pressure valve is used as a flow rate control mechanism to cope with pressure pulsation due to discharge water hammer whose strength changes according to a change in operating conditions. Pressure pulsation in the fuel passage is effectively suppressed.
[0007]
In the pressure accumulating fuel injection device according to the seventh and eighth aspects, the discharge water hammer of the high pressure supply pump is provided in the middle of the fuel passage connecting the high pressure supply pump and the fuel injection valve regardless of whether or not the common rail is included. A flow control mechanism is provided which has a purpose of suppressing pressure pulsation or suppressing pressure pulsation due to injection water hammer of the fuel injection valve. In any case, what kind of flow control mechanism is used depends on the flow rate of the size specified according to the volume of the fuel passage, the fuel passage on the high pressure supply pump side, or the fuel passage on the fuel injection valve side. Are specifically defined by the present invention.
[0008]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
FIGS. 2 and 3 show a first embodiment in which the present invention is applied to a fuel injection device for a six-cylinder diesel engine. In FIG. 2, a diesel engine (hereinafter, referred to as an “engine”) 1 is provided with a fuel injection valve (hereinafter, referred to as an “injector”) 2 corresponding to each of a plurality of cylinders, and fuel from the injector 2 to each cylinder is provided. The injection is controlled by turning on and off the injection control solenoid valve 3.
[0009]
The injector 2 is connected to a high-pressure accumulating pipe common to each cylinder, that is, a so-called common rail 4. High-pressure fuel in the common rail 4 is supplied from the injector 2 to the engine 1 during a period in which the injection control solenoid valve 3 is open. It is injected into each cylinder. Since a predetermined high fuel pressure corresponding to the fuel injection pressure needs to be continuously accumulated in the common rail 4, the high-pressure supply pump 7 is connected via the supply pipe 5 and the discharge valve 16. The high-pressure supply pump 7 pressurizes the fuel sucked from the fuel tank 8 through the known low-pressure supply pump 9 to a high pressure, and controls and maintains the fuel in the common rail 4 at a high pressure.
[0010]
An electronic control unit (ECU) 40 that controls this system receives information about the number of revolutions and load from, for example, the engine revolution number sensor 12 and the load sensor 13, and responds to the operating state of the engine determined by these signals. The ECU 40 outputs a drive signal to each of the injection control solenoid valves 3 so that the optimum fuel injection timing and fuel injection amount (injection period) determined by the above are obtained. At the same time, the ECU 40 outputs a control signal to the high-pressure supply pump 7 so that the injection pressure becomes an optimum value according to the rotation speed and the load. The common rail 4 is provided with a pressure sensor 14 for detecting a common rail pressure. When a signal of the pressure sensor 14 is input to the ECU 40, the ECU 40 determines that the signal of the pressure sensor 14 is an optimal signal set in advance according to the rotation speed and the load. The discharge amount of the high-pressure supply pump 7 is controlled so as to be a value.
[0011]
As shown in FIG. 3, a common rail 4 as a relatively large-diameter fuel pressure storage passage is formed in the thick common rail housing 20 in the longitudinal direction. One end 4a of the common rail 4 is closed, and the other end 4b is open to the outside, and the above-described pressure sensor 14 is screwed and fixed to this opening. Fuel passages 21a and 21b are formed by a fuel supply pipe 5 connected to the high-pressure supply pump 7, in this case, two pipes 5a and 5b so as to intersect with the longitudinal direction of the common rail 4. Similarly, each injector 2a, Fuel passages 24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f for supplying fuel to 2b, 2c, 2d, 2e, 2f are formed.
[0012]
In the first embodiment, corresponding to the feature of the present invention, the point at which the six fuel passages 24a, 24b, 24c, 24d, 24e, 24f and the common rail 4 are connected to each other is defined by each of the injectors 2a to 2f. Orifices 25a to 25f for controlling the flow rate of fuel generated by the fuel injection are formed.
[0013]
At the point where the fuel passages 21a and 21b and the common rail 4 are connected, orifices 26a and 26b for controlling the flow rate generated by the fuel discharge from the high-pressure supply pump 7 are formed.
[0014]
Here, the passage diameter d ₁ and path length l ₁ of the six fuel passages 24a~24f are all identical, respectively, also respectively identical two fuel passage 21a, the passage diameter of 21b d ₂ and path length l ₂ If the path diameter of the common rail 4 is d _c and the path length is l _c , the flow rate (m ³ / s) generated in the fuel passages 24a to 24f to which the orifices are connected is defined as the orifices 25a to 25f. ) And the flow rate (m ³ / s) from the common rail 4 is the total fuel passage volume V _t , that is,
_{_{^{_{V t = 6πd 1 2 l 1}}}} /4 + πd c 2 l c / 4 + 2πd 2 2 l 2/4
For, to be the same as the ratio of the difference between the volume V ₁ of the fuel passage volume V _t and the fuel passage 24 of the total, setting the orifice diameter d _01. (However, V ₁ in this case is _{_{^{_{V 1 = πd 1 2 l 1}}}} /4.)
[0015]
As for the orifices 26a and 26b, the ratio of the flow rate (m ³ / s) generated in the fuel passages 21a and 21b to which each orifice is connected and the outflow amount (m ³ / s) to the common rail 4 is a total. to be the same as the ratio of the difference between the volume V ₂ of the fuel passage fuel passage total to volume V _t volume V _t and the fuel passage 21, it sets the orifice diameter d _02. (However, V ₂ in this case is _{_{^{_{V 2 = πd 2 2 l 2}}}} /4.)
[0016]
Next, in order to explain the operation according to the configuration of the first embodiment, first, the pressure pulsation reducing action by the high-pressure pump 7, which is the first half of the configuration, is shown in FIGS. As shown in the upper part of FIG. 1, the first half of the piping configuration of the first embodiment is simplified, and simply includes the high-pressure supply pump 7, the fuel passage 21, the orifice 26, and the common rail 4. In this simplified configuration, it is assumed that the fuel passage length and the common rail length are equal to l, the sectional area of the fuel passage is 1, and the sectional area of the common rail is k.
[0017]
FIG. 4 shows changes in the pressure and flow rate in the fuel passage 21 and the common rail 4 when fuel is discharged from the high-pressure supply pump 7. When the fuel according to the discharge rate Q _v from the high pressure supply pump 7 is determined by the pumping system specifications in the high-pressure supply pump flowing out, since the fuel passage 21 is 1 the cross-sectional area of the fuel passage, Q A flow rate of ₀ = Q _v / 1 results.
[0018]
4, when t = [Delta] T, the fuel passage 21, the pressure wave _{P 0 = ρ · a · Q} 0 corresponding to the flow velocity Q ₀ is generated. Where ρ is the fuel density and a is the speed of sound. Here, the time for the pressure wave to propagate through the fuel passage length (= 1) is T / 4, and the short time ΔT <T / 4.
[0019]
When t = T / 4 + ΔT, the pressure wave due to the flow velocity propagates to the common rail 4 at the sound speed a, but when reaching the orifice 26 which is a connection point with the common rail, the pressure wave is reflected there. By this time the orifice 26, the fuel flow rate Q _r flowing into the common rail 4 is controlled to a flow rate kQ _v / (1 + k) corresponding to the ratio of the difference between the total pipe volume and the fuel passage volume to total pipe volume. In this case, since Q _v > Q _r , this reflection causes P ₀ / (1 + k) = {ρakQ _v / (1 + k)} / k = ρaQ _v / (1 + k) in the common rail.
Pressure wave is generated and travels toward the closed end side of the common rail.
[0020]
Further, since the fuel passage 21, a new change in flow rate Q _v / (1 + k) is generated by the remainder can not flow out to the common rail 4 flow rate Q _v / (1 + k), the pressure wave P ₀ / It is added by the amount of (1 + k) and proceeds toward the pump 7 side.
[0021]
When t = (2T / 4) + ΔT, the pressure wave reflected at the common rail connection point is reflected again at each pipe end, and travels toward the joint point with the common rail.
[0022]
When t = (3T / 4) + ΔT, the pressure wave that has reached the junction with the common rail is reflected there again, but the differential pressure across the orifice remains unchanged from the initial condition (when t = ΔT). Since it remains at P ₀ , the flow rate flowing into the common rail 4 is kept constant without change. Thus each time a reflection of the pressure wave occurs, the pressure in the fuel passage 21 and the common rail 4, fuel passage residual flow Q _v / (1 + k) and the common rail inflow kQ _v / (1 + k is the flow rate which is controlled by an orifice ), Pressure pulsation does not occur because the pressure rises substantially uniformly.
[0023]
The change in the pressure in the outlet of the pump 7 and the pressure in the common rail 4 when the orifice is provided according to the present invention is shown as a waveform in the middle part of FIG. As can be seen from this figure, by providing the orifice according to the present invention, the flow rate of the fuel flowing into the common rail 4 does not fluctuate, and the pressure rises smoothly without pulsation.
[0024]
With reference to FIG. 5, a description will be given of a change in pressure in a conventional pipe having no flow control orifice in comparison with the present invention. At t = ΔT immediately after the high-pressure supply pump 7 generates the fuel discharge Q _v , the pressure wave P ₀ is generated by the flow velocity Q ₀ (m / s) generated in the fuel passage 21 as in the case of the present invention. Propagate to the common rail 4.
[0025]
When the pressure wave reaches the connection point with the common rail 4 when t = (T / 4) + Δt, the cross-sectional area of the passage increases, so that the fuel inflow amount Q _r (m ³ / s) into the common rail 4 becomes Q _{_{r = 2kQ v / (1 +}} k) , and the flow rate Q _v (m ³ / s) or more of the fuel in the fuel passage flows into the common rail 4. Therefore, in the common rail 4 inflow Q _r (m ³ / s) pressure wave corresponding to _{_{ρaQ r / k = 2ρaQ 0 /}} (1 + k) = 2P 0 / (1 + k)
Occurs, which travels toward the closed end of the common rail 4.
[0026]
Similarly, the flow rate (m ³ / s) in the fuel passage 21 is a shortage of the pump discharge rate Q _v (m ³ / s) due to the inflow rate Q _r (m ³ / s) into the common rail 4.
Q _v −Q _r = Q _v (1−k) / (1 + k) <0
As a result, a negative pressure wave of P ₀ (k−1) / (1 + k) is generated and proceeds toward the high-pressure supply pump 7.
[0027]
When t = (2T / 4) + ΔT, the pressure wave is reflected again at each pipe end and propagates to the junction with the common rail 4, but when t = (3T / 4) + ΔT, the junction with the common rail 4 Is zero, the amount of inflow into the common rail 4 becomes zero. The result is shown as a waveform in the lower part of FIG. Since the discharge flow rate Q _v or more excess flow from the high pressure supply pump 7 is changed at the same time the pressure is increased to occur in the common rail 4, a large pressure pulsation occurs in the pump side of the fuel passage 21.
[0028]
Next, in the latter half of the configuration of the first embodiment, the effect of reducing the pressure pulsation due to the fuel injection from the injector 2 will be described with reference to FIG. 6, which is a simplified diagram including the common rail 4, the orifice 25, the fuel passage 24, and the injector 2. A description will be given of a simplified piping configuration as an example. In this piping configuration, it is assumed that the fuel passage length (m) and the common rail length (m) are equal to l, the cross-sectional area of the fuel passage 24 is 1, and the cross-sectional area of the common rail 4 is k.
[0029]
The pressure wave P ₀ = ρ · a · Q ₀ is generated by the flow velocity Q ₀ (m / s) in the fuel passage when the fuel is injected from the injector 2, that is, Q _i / 1, and propagates to the common rail 4. However, the pressure wave in this case is a negative pressure wave because the fuel flows out of the pipe. Then, when reaching the orifice 25 serving as a junction with the common rail 4, a flow rate kQ _i / (1 + k) corresponding to the ratio of the total pipe volume to the total pipe volume and the difference between the volumes of the fuel passages 24 flows from the common rail 4. Come.
[0030]
The following operations are the same as those in the case of discharging the fuel from the high-pressure pump 7 described above, but as shown in FIGS. 7A and 7B, the common rail 4 and the fuel passage are controlled by the flow control operation of the orifice 25. The fuel in 24 is uniformly reduced in pressure without pressure pulsation.
[0031]
For comparison, FIGS. 8A and 9B show a change in pressure at the time of fuel injection of the injector in the related art. Since no orifice is provided at the different-diameter pipe connection between the common rail and the fuel passage downstream thereof, a large pressure pulsation occurs inside the common rail and the fuel passage.
[0032]
In the first embodiment of the present invention, one fuel passage 21 and one fuel passage 24 and one pump and one injector have been described. However, as in the actual system shown in FIGS. Even in the case where the fuel cell system includes the pipes, the injectors respectively provided in the plurality of cylinders, and the pump, the volume of a part other than the fuel passage connected to the injector for injecting the fuel or the pump for pressurizing and discharging the fuel. Can be considered as the common rail volume.
[0033]
Further, as a modification of the first embodiment, the present invention can be applied to a case where diameters or lengths of fuel passages connected to each injector and the high-pressure pump are different from each other. That is, as shown in FIG. 10, considering the fuel passages 24a to 24f having different lengths and the fuel passages 26a and 26b, in the case of the injector 2a whose passage length is longer than each passage for the other injectors, the fuel passage 24a to flow Q _i occurring within, so that the flow rate Q _r flowing from the common rail 4 via the orifice 25a is a value obtained by dividing the difference in volume of the corresponding fuel passage 24a to the total pipe volume by the total pipe volume, an orifice The orifice diameter of 25a may be determined. That is, the orifice provided at the portion where the fuel passage having a short passage length or a small diameter and a small volume is joined has a large orifice diameter. Conversely, an orifice provided at a portion where a fuel passage having a long passage length or a large diameter and a large capacity is joined has a small orifice diameter.
[0034]
Further, even when the common rail 4 is not thick and has the same diameter as the fuel passage 24, or has a small diameter, or has a relatively large volume such as a cube instead of a pipe shape, such a common rail The orifice diameter may be determined from the volume of the orifice, and the present invention can be implemented in any case.
[0035]
In each of the above embodiments, the example in which the orifice is installed at the junction between the fuel passage and the common rail has been described. However, the same effect can be obtained by installing the orifice in the middle of the pipe or in the common rail. As shown in FIG. 11, an orifice 26a may be provided in the middle of the fuel passage 21a. In this case, the piping volume on both sides of the orifice 26a is considered, and the total piping volume and the fuel passage 21a 'volume out of the flow generated in the fuel passage 21a' on the upstream side of the orifice by the fuel discharge of the high-pressure pump 7 are considered. The orifice diameter of the orifice 26a is determined such that the flow rate as a value obtained by dividing the difference by the total pipe volume flows out to the fuel passage 21a ″ on the downstream side.
[0036]
Further, as another modification of the first embodiment, when the orifice 25a is installed inside the common rail 4 as in the orifice 25a shown in FIG. Among the flow rates generated in the fuel passage 24a by the injection, a flow rate as a value obtained by dividing a value obtained by subtracting the capacity of the fuel passage 24 and the capacity of the common rail 4a from the total pipe capacity by the total pipe capacity flows into some common rails 4a. Thus, the orifice diameter of the orifice 25a is determined.
[0037]
In the above-described first embodiment and each of the embodiments that are partially modified, it has been described that an orifice having a fixed diameter is used. However, when the common rail pressure or the engine speed changes due to a change in the operating conditions of the engine, the fuel injection rate from the injector 2 and the fuel discharge rate from the high-pressure supply pump 7 change. It is difficult to precisely control the volume ratio by a fixed orifice so as to always match the pipe volume ratio.
[0038]
In other words, taking the fuel discharge from the high-pressure supply pump 7 as an example, the high-pressure supply pump is driven by the rotational force of the engine, so that the rotational speed of the high-pressure pump increases as the engine rotational speed increases. Thereby, the oil feed rate of the pressure feed system in the high-pressure pump increases, and as a result, the pressure wave P ₀ increases. However, it is known that the amount of outflow from the orifice is proportional to the 乗 power of the differential pressure P ₀ before and after the orifice. Therefore, when the pump rotation speed increases, the outflow to the common rail side becomes smaller than the flow rate determined by the ideal volume ratio, and the effect of reducing the pressure pulsation decreases.
[0039]
In consideration of such a problem, a mechanism capable of controlling the volume ratio even when the operating conditions of the engine (pump rotation speed, common rail pressure) changes is shown in FIGS. 12 and 13 as a second embodiment. . FIGS. 12A and 12B show a ball 28 which can partially close the grooved opening of the valve seat 27 at the joint between the fuel passage 21 from the high-pressure pump and the common rail 4 from the downstream side. A variable orifice is installed as a differential pressure valve having a structure elastically supported by a spring 30 and a spring seat 31 via a valve 29. FIGS. 13A and 13B show a variable orifice having a similar structure. The variable orifice is provided at a junction between the fuel passage 24 leading to the injector and the common rail 4.
[0040]
In any case, the pressure wave P ₀ generated in the fuel passage increases with an increase in the discharge rate of the high-pressure pump and the injection rate of the injector, so that the pressure wave P ₀ , in other words, the difference between before and after the junction, Due to the pressure, the lift amount of the ball 28 acting as a valve body with respect to the valve seat 27 moving toward the downstream side changes, and according to the lift amount, the communication area of the orifice changes as shown in FIGS. 12 (C) and 13 (C). Changes as shown. Thus, even if the discharge rate of the high-pressure pump or the injection rate of the injector changes, the throttle ratio of the variable orifice, which is a differential pressure valve, changes, so that an optimum pressure wave suppressing effect can always be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is for illustrating the effect of the first embodiment of the present invention. The upper part is a conceptual diagram showing a simplified first half of the configuration, the middle part is a time chart showing changes in pressure and flow rate, and the lower part is a time chart. 6 is a time chart showing changes in pressure and flow rate of a conventional device.
FIG. 2 is a conceptual diagram showing the entire configuration of the first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a sectional view showing a main part of the first embodiment.
FIG. 4 is a time chart showing changes in pressure and flow rate of fuel in a fuel passage and a common rail when a discharge occurs from a high-pressure supply pump.
FIG. 5 is a time chart showing the related art in comparison with FIG. 4;
FIG. 6 is a conceptual diagram illustrating the second half of the configuration in a simplified manner, showing the effect of the first embodiment, and the lower part is a time chart showing changes in pressure and flow rate.
7A is a time chart showing changes in pressure and flow rate in the common rail in the case shown in FIG. 6, and FIG. 7B is a time chart showing changes in pressure and flow rate in a fuel passage downstream of the common rail. It is a time chart shown.
FIG. 8 is a time chart showing the related art in comparison with FIG.
FIGS. 9A and 9B are time charts showing changes in pressure and flow rate in comparison with FIGS. 7A and 7B in the related art.
FIG. 10 is a conceptual diagram of a configuration showing a modification of the first embodiment.
FIG. 11 is a conceptual diagram of a configuration showing another modification of the first embodiment.
FIGS. 12A and 12B show a first half of a second embodiment of the present invention, in which FIG. 12A is a side sectional view of a main part, FIG. 12B is a longitudinal sectional front view thereof, and FIG. is there.
FIGS. 13A and 13B show the second half of the second embodiment of the present invention, wherein FIG. 13A is a side sectional view of a main part, FIG. 13B is a longitudinal sectional front view thereof, and FIG. is there.
[Explanation of symbols]
2. Fuel injection valve (injector)
3 ... fuel injection control solenoid valve 4 ... common rail 7 ... high pressure supply pump 9 ... low pressure supply pump 14 ... pressure sensor 21, 24 ... fuel passage 25, 26 ... orifice 27 ... valve seat 28 ... ball (valve element of differential pressure valve)
k ... sectional area a ... sound velocity [rho ... fuel density Q _r ... flow Q _v ... velocity of the discharge flow rate Q ₀ ... the fuel passage of the high pressure supply pump flows into the common rail of a common rail

Claims

A fuel injection valve provided for each cylinder of the internal combustion engine, a common rail for accumulating pressure of fuel supplied to the fuel injection valve, a high pressure supply pump for supplying high pressure fuel to the common rail, the common rail and the fuel injection valve And a fuel supply passage communicating the common rail and the high-pressure supply pump.The fuel injection valve injects fuel at a junction between the fuel distribution passage and the common rail. The difference between the common rail volume and the total piping volume, which is the sum of the volume of all the distribution passages and the supply passages, and the volume of the distribution passage is divided by the total piping volume with respect to the flow rate of the fuel generated in the distribution passage. accumulator fuel injection instrumentation, characterized in that the flow rate fuel ratio which is provided with a flow control mechanism which is capable of flowing into the distribution passage from said common rail .

2. A pressure accumulating fuel injection device according to claim 1, wherein said flow control mechanism comprises an orifice.

The flow rate control mechanism causes the valve body to be displaced toward the distribution passage due to an increase in a pressure wave generated in the distribution passage with an increase in the injection pressure of the fuel injection valve, and the opening area of the valve increases with the amount of displacement. The accumulator type fuel injection device according to claim 1, comprising an increasing differential pressure valve.

A fuel injection valve provided for each cylinder of the internal combustion engine, a common rail for accumulating pressure of fuel supplied to the fuel injection valve, a high pressure supply pump for supplying high pressure fuel to the common rail, the common rail and the fuel injection valve And a fuel supply passage communicating the common rail and the high-pressure supply pump.The high-pressure supply pump discharges fuel at a junction between the fuel supply passage and the common rail. The difference between the common rail volume and the total piping volume, which is the sum of the volume of all the distribution passages and the supply passages, and the volume of the supply passages is divided by the total piping volume with respect to the flow rate of the fuel generated in the supply passages. accumulator fuel injection, characterized in that the flow rate fuel ratio which is from the supply passage and a flow control mechanism which is capable of flowing to the common rail Apparatus.

The pressure accumulating fuel injection device according to claim 4, wherein the flow control mechanism comprises an orifice.

The flow control mechanism causes the valve body to be displaced toward the common rail due to an increase in the pressure wave generated in the supply passage with an increase in the driving rotation speed of the high-pressure supply pump, and the opening area of the valve increases with the amount of displacement. 5. An accumulator fuel injection system according to claim 4, comprising an increasing differential pressure valve.

A fuel injection valve provided for each cylinder of the internal combustion engine, a high-pressure supply pump for supplying high-pressure fuel to the fuel injection valve, and the fuel injection valve and the high-pressure supply pump connected via a junction or a branch In a fuel injection device including a fuel passage, a flow rate control mechanism is provided in the middle of the fuel passage, and the flow rate control mechanism includes, among flow rates generated in the fuel passage by fuel discharge of the high-pressure supply pump, a volume of the entire fuel passage. And a fuel having a flow rate of a ratio obtained by dividing the difference between the volume of the fuel passage from the high-pressure supply pump to the flow control mechanism by the volume of the entire fuel passage from the fuel passage before the flow control mechanism to the fuel after the flow control mechanism. A pressure-accumulation type fuel injection device, wherein a flow rate is controlled so as to flow out to the fuel passage.

A fuel injection valve provided for each cylinder of the internal combustion engine, a high-pressure supply pump for supplying high-pressure fuel to the fuel injection valve, and the fuel injection valve and the high-pressure supply pump connected via a junction or a branch In a fuel injection device including a fuel passage, a flow rate control mechanism is provided in the middle of the fuel passage, and the flow rate control mechanism includes a flow rate generated in the fuel passage by the fuel injection of the fuel injection valve, the volume of the entire fuel passage. said flow control mechanism to said flow fuel ratio divided by the volume of all fuel passages the difference between the volume of the fuel passage from the fuel passage before the flow controller構以flow control mechanism later from the fuel injection valve A pressure accumulating type fuel injection device , wherein a flow rate is controlled so as to flow into the fuel passage .