本发明涉及一种用于内燃机的燃油系统，更具体地说是涉及一 种用于多缸压燃式发动机的包括有高压燃油泵和燃油蓄压器的燃油 系统。

七十五年多以来，内燃机一直是人类的主要动力源，若想过分夸 大它的重要性或者是人们在寻求其完美性中所做出的工程技术努力 将是很难的。内燃机结构设计技术已经非常成熟且为人们广泛认识 到，大多数称作“新式”发动机设计只不过是在许多已知设计方案中 选择一些方案所组合成的设计。例如，通过牺牲发动机燃油经济性可 以很容易地达到改善输出扭矩曲线。也可以减少排放物或改善可靠 性，但要增加成本。还可以实现其它目标，诸如增加功率，减小尺寸和 /或重量，但通常是要牺牲燃油效率和低成本方面的好处。

发动机的燃油系统是通常对性能和成本有最大影响的部分。因 此，在内燃机的研制发展中，至今为止所做的全部工程技术上的工作 很大部分都花在内燃机的燃油系统的研制上。由于这个原因，现今的 发动机设计人员都有极多的选择方案和已知燃油系统构思的可能的 重新配置方案。设计工作典型地涉及在成本，尺寸，可靠性，性能，易 加工性和与现有发动机结构的相容性等方面所做出的极其复杂和巧 妙的折中选择。

由于需要响应政府规定的降低排放物标准，同时维持或改善燃 油效率，现代设计人员所面临的挑战大大的增加。鉴于燃油系统设计 的成熟性，要想在现有燃油系统技术的进一步改进中既提高发动机 性能又使排放物降低是极其困难的。但是考虑到美国政府对未来的 规定的一系列不断提高的排放标准，这种改进的需要比以往任何时 候都要大。要满足这些标准，尤其是对压燃发动机，需要对燃油系统 进行实质性的革新，除非发动机制造者愿意采用更加昂贵的燃油系 统和/或发动机再设计。例如，卡明斯发动机公司(Cummins Engine Company，Inc.)(此是本主题申请的受让人)目前制造的一对称为B 系列和C系列的中型压燃式发动机(排量分别为5.9和8.3升)。这 些发动机采用一种由另一个制造厂家提供给卡明斯公司(Cummins) 的泵-油管-喷油器喷嘴(PLN)型燃油系统。但是这种燃油系统不 能使B和C系列发动机满足于美国政府要求的未来排放物限制标 准。

在众多的已知燃油系统中有一些构想初看起来似乎可以为达到 改善排放物的减少和满意的发动机性能方面的要求提供可能的解决 方法。但是，由于以下概括的各种原因，这些系统都是不充分的。

由本发明的受让人首先提出的一种可能性公开在授予皮特 (Peters)等人的美国专利No.5,042,445中。该专利公开了一种凸 轮驱动的组合式喷油器，其设计成即使在低发动机转速下也能提供 非常高的喷射压力(2100kg/cm2或更高)。这种高喷射压力促进了在喷 射燃油时燃油更好地雾化，由此有助于保证完全燃烧，因而减少发动 机废气中的排放物。实施这一构思方案需要在靠近每个发动机气缸 处设置一个组合式喷油器(它是指由一个燃油喷油器喷嘴和高压油 泵组合成一体的单一组合装置)，其中喷油器被设计成在低发动机转 速下达到所要求的高喷射压力。皮特(Peters)等人的喷油器配备有 一个液力可变长度油腔，用于响应发动机的不同工况来控制每次喷 射过程的定时。在这种喷油器中，通过设置一个泄压阀在组合燃油喷 油器的喷射行程期间定时排出燃油，以避免在高的发动机转速下压 力过高。

一些已知的其它类型的组合式喷油器系统能够实现足够高的压 力喷射和足够精确的喷射，以实现前面所讨论的一些性能目标。一个 例子公开在SAE(汽车工程协会)论文No.911819中，涉及波士公司 (Bosch)研制的一种PDE型组合式喷油器。另一个例子公开在史密 斯(Smith)的已转让给本申请的受让人的美国专利No.4,531,672 中。

上述组合式喷油器能够在许多方面实现所希望的性能目标，但 是当将其用在现有发动机上时，会增加很大的成本。具体地，在诸如 象卡明斯(Cummins)B或C系列发动机这样的现存的发动机上改装 上一个上述的组合式喷油器结构将需要对发动机进行一次大修配。 具体地是，当考虑将这种喷油器装置用于B和C系列发动机时，很 显然就需要重新设计的块体，缸头，前端部和所有相关部件。简言之， 这要求一台基本上是新的发动机，而所伴随的改装发动机的投资超 过几亿美元。

为了满足不断提高的排放物限制标准的要求用以实现所希望的 高压喷射和可变定时的另一个方案公开在波士公司(Bosch)提供的 名为PLD的一种燃油系统中。这个设计方案的特征在于，设置一个 单独的高压油泵单元，它与每个发动机气缸相关联，并通过一段短油 管连接到一个喷油器喷嘴上，该喷油器喷嘴设置成将燃油喷射到相 关的气缸中。每个泵单元是单独装配的，其与相关的喷油器喷嘴和所 有其它与发动机相关联的泵单元都分隔开。泵单元安装在发动机上， 由尽可能地靠近相关联的发动机气缸的发动机凸轮轴来启动。虽然 这种方案由于采用现有的发动机部件以及对缸头设计的影响很小而 具有燃油系统的成本和性能方面的优点，但对发动机机体需要做很 大的改造。具体地说，发动机机体也许需要完全重新设计，以便沿着 发动机凸轮轴安置各个泵单元的附件。在B和C系列发动机上实施 这个方案所需的投资估计在几千万美元左右。

在授予格瑞斯坦纳(Grinsteiner)的美国专利No.5,096,121中 公开了一种要求减少发动机再设计的高性能的设计方案。这种组合 式喷油器包含一个液压增强活塞，该活塞具有使流动液体例如压力 润滑油的压力倍增的作用，其大小取决于由流动液体接触在其较大 的低压端面和由发动机燃油接触在其较小的高压端面的增强活塞的 有效截面的比例。这种设计方案具有实现许多所希望的性能目标的 潜力，但是仍然需要对原发动机做某种大的改造。例如，该燃油系统 需要一个全新的缸头，以便不仅安置喷油器而且也安置提供增强作 用的蓄油器。必须设置一个独立的润滑回路或一个完全重新设计的 润滑回路，以便将流动液体通过一个控制阀供给到液压增强活塞：这 种系统将需要一个单独进油管，油泵和过滤系统。

由一种流体增强的组合式喷油器对原发动机所需要的改造费用 可能大大少于采用任何其它前述设想的组合式喷油器和组合式泵时 发动机的改造费用。然而，卡明斯公司(Cummins)估计出在B和C 系列发动机上采用这种流体增压器仍然需要几千万美元左右的投 资。除了与改造发动机有关的费用外，包括液力组合式喷油器，重新 设计的润滑回路，过滤器以及相关装置的燃油系统本身可能远比许 多其它已知类型的燃油系统昂贵。再次授予毕克(Bech)等人的美国 专利No.33,270公开了另一种液力增压器组合式喷油器，它似乎能 提供相同的好处，但具有前述装置相同的缺陷。

另一种满足提高燃油系统性能目标的方案是设置一个用于储存 高压油泵的输出燃油的蓄压器和多个与蓄压器及相关发动机气缸连 通的喷油器喷嘴，其中每个喷油器喷嘴包含一个独立的成整体的电 磁阀，以控制燃油从蓄压器流入每个气缸的时刻和数量。在授予米亚 克(Miyaki)等人的美国专利No.5,094,216和SAE(汽车工程学会) 文件第No.910252号由米亚克(Miyaki)等人写的题为“用于柴油发 动机的新型电子控制燃油喷射系统ECD-U2的研制开发”一文中 公开了这种类型的系统的几个例子。该系统可以独立于发动机转速 将蓄压器的压力(从而也是喷射压力)调节到所需要的水平。但是，能 够对付很高压力并具有必要的快速反应时间的能力的电磁阀体积都 相当大并且很昂贵。这种电磁阀要求对C系列发动机的缸头进行大 的改造，且对B系列发动机也要做某种改型。而且，在内燃机上安装 高压蓄压器并不容易，并造成发动机组装杂乱或外形不整。虽然发动 机改装总费用将小于采用前述燃油系统时的发动机改装费用，但与 该燃油系统部件本身相关联的费用，包括高压泵和控制喷油器喷嘴 的电磁线圈的费用可能会过分地高。

上面所述的设计方案都有可能实现许多所要求的性能目标，但 每种设计方案都涉及某种大大增加成本的缺点，其形式或是发动机 改造费用增加，或是所附加的燃油系统的费用增加，或者是两者都包 括在内。还知道一些其它费用较低的燃油系统设想(或方案)但是这 些构思都不能完全满足所希望的性能目的要求。

一种实际上不要求发动机改造的方案涉及设置一种高压“直列 式”泵，如由波士公司(Bosch)提供的名为P7100型的泵。在这种系统 中，位于每个发动机气缸处的喷油器喷嘴通过单独的管路连接到包 含在一单个的单元化的高压泵的壳体内的相应泵室中。这些泵室与 一个泵驱动轴的轴线对齐，且泵室中装设有相应的柱塞，该柱塞安装 成由与发动机曲轴同步的泵驱动轴驱动作往复运动。通过适当的设 计和控制这种直列式系统可以在一些发动机工况下达到所需的压力 和喷射精度，但是不能期望这种系统在长期的发动机运行范围上尤 其是在低发动机转速条件下也实现所希望的性能目标。此外，能够接 近某些更重要的压力和控制目标的直列式泵要比现在用于卡明斯 (Cummins)B和C系列发动机上的泵-油管-喷油器喷嘴系统昂贵 得多。

另一种不需要对原发动机进行很多改造的燃油系统涉及采用一 种旋转泵设计方案。这类泵的特征在于泵壳体包含有一些径向取向 的泵室，泵室中安装有柱塞，其能由设在泵壳体的中心的一个凸轮面 作用进行往复运动。

美国专利No.4,498,442和No.4,798,189中公开了这种泵的 例子。虽然旋转泵对发动机的影响较小，费用较低，但它们缺乏在发 动机更高负荷工况时的工作性能。特别地是，旋转泵不能在典型发动 机的全工作范围上提供所要求的容积或高压。

在授予耐高(Nakao)并转让给库马苏(Komatsu)的日本专利申 请文献57-68,532中公开了另一种燃油系统设计构想。该文献公开 了一种电子控制高压泵和一个接纳来自泵的输出燃油的蓄压器，用 于将燃油经一个分配器式阀和相应燃油供给管路供给到多个喷油器 喷嘴。喷射时刻和数量由与分配器阀组合的旋转阀件来控制。蓄压器 中的压力由一个反馈信号进行调节，该信号响应于蓄压器中的压力， 以控制高压泵的有效排量。这种设计虽然具有令人感兴趣的一些特 征，但它没有能公开如何在一个尺寸足够紧凑的单元化的总成中达 到所需的工作压力，并能将所形成的系统以实用的方式安装到内燃 机上。如果其中的一个或多个电子控制机构在工作期间失灵，该文献 中则没有提出使系统在故障自动保险方式下运行的措施。此外，该设 计要求一个完全分开的泵总成和用多个单独的流体管路连接的蓄压 器部件，而这些将使潜在的泄漏部位增加。

库马苏(Komatsu)的文献中也未能说明如何实际制造一个蓄压 器，从而能在一个结构紧凑的具有足够的燃油储存容量而且没有潜 在泄漏或危险故障的组件中蓄积非常高的压力，即350至2100kg/cm2

或更高。此外库马苏(Komatsu)文献也未能建议如何设计和 装配该系统，以使之达到一个能接受的低的制造成本。所公开的分配 器式阀也不适合用于控制系统所需要的非常高的压力而同时不会导 致很高的燃油泄漏的可能性，这种泄漏造成过分的附加损失，从而需 要过多的机械能来驱动燃油系统泵，而这些机械能是可以作为发动 机的有用输出而加以利用的。

还有其它一些文献也公开了在一个燃油系统中设置一个蓄压器 的设计构思，其中来自蓄压器的燃油向各发动机气缸的喷射可以有 选择地或者由一个分配式器式阀或者用一些与各个喷油器喷嘴的每 一个相关联的电磁阀来控制。在转让给波士公司(Bosch)的德国专利 申请No.DE 3,618,447 A1中公开了一个这种系统的例子。但是这 个设计构想的公开内容高度简略，致使该文献未能说明如何解决与 库马苏(Komatsu)文献中那些有关的问题。

人们曾试图设计一种用于储存高压油泵输出的燃油以便供到喷 油器的高压公共轨式箱座或蓄压器。例如，授予马丁(Martin)的美国 专利No.5,109,822公开了一种高压公共轨式箱座燃油喷射系统， 它包括一个由一整件式金属壳体形成的公共轨式箱座，金属壳件中 形成有一系列的细长孔，用来暂时储存由高压油泵输送的高压燃油。 但是马丁(Martin)文献未能说明如何确定这些细长腔室或孔的最佳 布置，以形成一个具有最小外部尺寸的结构紧凑的公共轨式箱座，这 些尺寸适合装配在现有发动机所要求的现有安装外壳内，同时保证 公共轨式箱座的壳体壁具有足够的强度来承受由腔室中的燃油的极 高压力所产生的力，此外，马丁(Martin)文献没有公开如何确定公共 轨式箱座所要求的最小燃油储存容积，它是设计一种紧凑的公共轨 式箱座的一个主要参数。而且，在马丁(Martin)文献中公开的公共轨 式箱座没有与高压油泵单元和/或其它部件，如油泵控制阀制作成一 体，以形成一个能够有效控制公共轨式箱座中的压力的结构紧凑燃 油供给总成。授予托马斯(Thomas)的美国专利2,446,497公开了一 个高压泵，一个公共高压腔室或蓄压器，一个分配器和燃油喷射控制 调速器，它们彼此相邻安装，以形成一个组合的燃油喷射总成。但是， 托马斯(Thomas)文献未能公开这样一种燃油系统总成，即该总成是 高度的结构紧凑和一体化形成，而且也能有效地控制蓄压器中的压 力和喷射定时和喷射量。

人们也曾试图设计用于压燃式内燃机的燃油系统中的高压、高 速电磁控制的阀。例如，授予蒙毕梯(Monpetit)等人的美国专利 No.3,680,782公开了一个电子控制的喷油器，它采用一个力平衡的 三向阀，该三向阀具有一个近乎力平衡的“套中销”(pin- in-sleeve)型阀件结构设计。在这类阀中，可移动阀件可以在第一和 第二位置之间移动，以交替地将一个输出阀通道连接到两个可供选 择的阀通道(典型地，一个是高压源而另一个是排泄管路)中的一个 上。可移动阀件包括一个其一端开口的腔，用来可伸缩地安置一个浮 动销钉。一第一阀座在套筒和周围的阀壳体之间形成，而一第二阀座 在套筒和销钉之间形成。阀件能在一第一位置和一第二位置之间移 动，在第一位置处喷油器喷嘴与一个高喷射压力下的燃油源连接，而 在第二位置处阀件将燃油源与喷油器喷嘴的喷孔隔离开，并将通向 喷孔的通道连接到一个排泄管上，以保证每次喷射过程几乎瞬时中 止。

在卡巴(Kabai)等人提出的名为“Nippondenso”的日本文献中的 美国专利No.5,038,826中公开了其它三向高压高速燃油系统阀的 例子。虽然蒙毕梯(Monpetit)等人的“套中销”(pin-in-sleeve)型结 构和名为“Nippondenso”的日本文献中的系统能够传递高压并在高 速下工作，但它们不能使每个公开的设计方案中实际阀座大小基本 上不相等，进而保持阀件基本上是力平衡的。

一个有效的燃油输送系统的另一个重要特征是能够独立于发动 机的转速来调节所需要的喷射压力。授予米亚克(Miyaki)等人的美 国专利No.5,094,216和授予洛卡-涅尔盖(Roca-Nierga)等人的 美国专利No.4,502,445中都公开了一种带有一个输出控制装置的 多个泵室的“直列式”燃油泵总成，其中通过为每个泵室设置一个单 独的泵控制阀来改变一个或多个泵柱塞的有效排量。当泵送柱塞达 到其上死角位置时，泵控制阀运行以改变喷射起始点，而喷射的终点 不变。特别地，在返回行程期间，燃油被供给到泵室中，然后在前行或 泵送行程期间被泵出泵室，直到控制阀关闭，阻断燃油从泵室中排 出，由此开始喷射或供油。从泵室输出或排出燃油的过程只是在柱塞 泵送行程的终了处才结束。

一个能够满足不断提高的降低排放要求的有效的燃油输送系统 的另一个重要特征是它具有在每个喷射过程期间控制燃油供给的速 率的能力。已经表明，通过减少在喷射过程的初始阶段中所喷射的燃 油量可以减少由柴油燃烧过程所产生的排放物的数量。减少在每个 喷射过程期间初始燃油喷射量的一种方法是降低在喷油的初始阶段 输送给喷油器喷嘴组件的燃油压力。已经研制出了各种装置来控制 或修整在燃油喷射的初期的燃油供给的速率，以便降低供给到喷油 器喷嘴组件上的油压。例如，美国专利No.3,718,283，3,747,857， 4,811,715和5,029,568中都公开了与每个喷油器喷嘴组件相关联 的装置，用于在燃油通过喷嘴孔进入燃烧室的流动中建立一个受限 制的燃油流动初始期和一个随后基本不受限制的燃油流动期。但是， 采用这种供油率控制装置要求对在多个喷油器系统中的每个喷油器 组件进行一些改型，因而增加了喷射系统的成本和复杂性。授予卡罗 亚纳基(Kuroyanagi)等人的美国专利No.4,469,068公开了一种分 配器型式的燃油喷射装置，它包括一个容积可变的蓄压器，来改变燃 油喷射的速率，以实现有效的燃烧。但是，这种装置采用一个复杂的 蓄压器控制系统来改变燃油喷射的速率，这种系统是专门设计成同 一个具有往复运动柱塞的分配器一起使用。

分配器型式的燃油喷射系统遇到另一个称为二次喷射的不希望 有的现象。当喷油器喷嘴组件的喷嘴元件在每次喷射过程的结束情 况下关闭时，就产生反向压力波或压力脉冲，它们在燃油供给管路中 向上游传播到分配器或输送阀。在某些工况下，这些压力波可能被分 配器或输出阀反射到喷油器喷嘴组件，进而产生一个足够大的二次 喷油器喷嘴工作脉冲，使喷嘴阀从其阀座上升起，从而引起一次不希 望有的二次喷射。授予堡伦卡卜(Bouwkaup)等人的美国专利No.4, 246,876公开了一种常规“缓冲阀”，用于衰减或分散从喷嘴阀传播 来的压力波能量，从而通过减小任何合成的反射压力波的强度来防 止二次喷射。但是，这种设计需要一个单独的缓冲阀使用在每个喷油 管路中，从而增加了系统的成本。美国专利No.4,336,781，4,624, 231和5,012,785都公开了在分配器的转轴中设置一个单独的缓站 型阀的转子分配式燃油输送系统，以衰减每个喷射管路中的压力波。

为了在每个喷射过程中实现精确的且可预测的燃油喷射量，重 要的是保证将燃油供给源连接到喷油器喷嘴组件的燃油输送回路要 持续地充满燃油。已经发现，在燃油输送回路中的气穴或气泡(称为 空泡)导致喷射压力不足以及喷油量和喷油时刻的改变。气穴或气泡 尤其容易在系统中的那些与一个低压排泄管(泄油管)相连通的高压 油路中形成。当输油回路，从而也是喷射管路在喷射过程结束时连通 到排泄管上时，喷射管路的一端的燃油从喷油器喷嘴流出，同时在路 的另一端的燃油流到排泄管，从而燃油从回路和喷射管路的中部迅 速地抽走，并使其中的压力降低，其结果可能导致在输油回路以及排 泄管路与喷油器喷嘴之间的喷射管路中形成气穴或气泡。前面针对 防止二次喷射提及的缓冲阀也用于防止过度的空泡现象，其方法是 允许通过喷射管路到喷油器的燃油基本上是全流量流动，而限制从 喷油器来的回油流动，由此在燃油输送回路中保持燃油。例如，日本 专利公开文献05-180,117公开了一种衰减阀，它设置在一个输油 阀的下游，用于防止穴蚀。该衰减阀包括一个具有一个小孔的弹簧偏 压的阀，和一个设置在一个旁路通道中的压力调节阀。该装置用于调 节在衰减阀和一个喷油阀之间的燃油喷射管路中的燃油压力，使之 位于一个预先设定的最大压力之下。

简言之，现有技术没有提供一种实用的低成本的燃油系统，来满 足控制排放物和提高发动机性能这些相互抵触的要求，尤其是在要 求改型用在现有发动机设计上的情况下时。而且，在极高的压力下， 按照响应发动机宽广的运行范围的控制装置所确定的精确数量和精 确时刻提供燃油，具有为此所需所有特征的燃油系统部件(如蓄压 器，电磁阀，喷射控制阀)是不存在的。

本主题发明的一个总的目的是克服现有技术的缺陷，尤其是提 供一种实用的低成本的、能满足于排放物控制和发动机性能提高不 相一致的要求的燃油系统。特别地，本主题发明提供优良的排放物控 制和改善的发动机性能，同时要求极少地改变现有发动机结构设计。

本主题发明的另一个目的是提供一种电子控制的高压油泵总 在，它包括一个泵，蓄压器和分配器并且与一个安装在单元化的总成 上的电控制的泵控制阀和一个喷射控制阀组合在一起。采用这种设 置，既可以在一个原始发动机的结构设计上也可以在一个现有发动 机结构设计中进行设计，制造和安装一个高度整体化的燃油系统。

本主题发明的又一个目的是提供一种用于压燃式内燃机的燃油 系统，它能达到非常高的喷射压力，即，5,000-30,000psi，且最好在 16,000-22,000psi范围内，并且能响应变化的发动机工况精确地控 制喷油量和喷油定时。

本主题发明的又一个目的是提供一种高性能、高压燃油系统，其 设计成用于改装现有压燃式发动机而不需要对发动机进行很大的且 费用高的改造。特别地，本主题发明提供一种具有上述特征的燃油系 统，同时即使在燃油压力提高到一个很高的水平时该燃油系统通过 减少附加的损失来改善发动机效率。

本主题发明的又一个目的是提供一种高度整体化的燃油系统， 其特征在于喷射压力高、对现有发动机结构的影响极小，能精确控制 喷油量和喷油定时，采用复式故障自动保险的电子部件，以及相对于 有竞争性的现有系统，其总体成本减少而发动机效率增加。

本主题发明的另一个目的是提供一种燃油泵总成，其特征在于， 该总成是一个泵，分配器和蓄压器的组合系统，其中蓄压器包括一个 壳体，该壳体中包含有一些相互流体连通的迷宫式蓄压器腔室，其所 确定的尺寸和相对位置能形成一个理想的完整的部件。

本主题发明的又一个目的是提供一种改进的燃油系统，它能够 提供足够高的运行喷射压力，达到使排放物大大减少，其中该系统包 含一个尺寸足够紧凑的单元化的总成，使所形成的系统能够以一种 切实可行的方式安装在现有内燃发动机上同时又不使发动机外观杂 乱难看。

本主题发明的又一个目的是提供一种具有上述特征的燃油系 统，其中，通过减少系统的部件以及在整个系统中设置复式故障自动 保险的低压燃油排泄部件并将通过主要密封区可能泄漏的燃油收集 并返回到燃油系统中，从而使燃油泄漏部位的数目减至最小程度。

本主题发明的又一个目的是提供一种燃油泵总成，它包括一个 具有沿径向定向的泵腔的泵壳体，和一个安装在泵壳体上的蓄压器， 该蓄压器在横向和/或轴向方向上有一个悬置突出部分，以及在一个 安装在蓄压器壳体的悬突部分上的靠近泵壳体的泵控制阀，以产生 一个高度结构紧凑的整体化的燃油泵总成。

本主题发明的又一个目的是提供一种燃油泵总成，它包括一个 提供高压燃油即350至2100kg/cm2，最好为1120-1540kg/cm2的燃 油泵，其带有一个开口通入到一个泵头接合面的泵腔，以及一个蓄压 器，它适于接纳由泵输出的燃油并在高的工作压力下将燃油暂时储 存起来，用于随后喷射到内燃机中，其中蓄压器与燃油泵的一个泵头 接合面相接触地安装，以形成泵腔的一个端壁。

本主题发明的又一个目的是提供一种燃油泵总成，它包括一个 其内含有一个径向取向的泵腔的泵壳体，和一个靠近泵壳体的一端 处安装的蓄压器壳体，该壳体至少有一个腔室和一个横向延伸部分， 以使蓄压器在横向或轴向方向上形成一个垂直于径向取向的泵腔的 悬突部分，进一步与一个喷射控制阀组合，以便与发动机运行、协调 同步地将高压燃油引入各个发动机气缸中，其中分配器是悬挂地安 装在泵壳体上并与蓄压器的悬突部分间隔开一定间距。

本主题发明的又一个目的是提供一种燃油泵总成，它包括一个 具有一个沿某一径向取向的腔的泵壳体，和一个在泵壳体的一端安 装在该泵壳体上的蓄压器壳体，以形成一个悬臂式横向突出部分，从 而该突出部分形成一个偏置的横向外形，以使燃油泵总成与要在其 上设计安装该燃油泵总成的内燃机的不规则横向外形相互补。

本主题发明的又一个目的是提供一种燃油泵总成，它包括一个 含有一个泵腔的泵壳体，一个适于装设在泵壳体中的驱动轴，一个安 装在驱动轴对面的壳体上的泵头和一个由一个保持架保持在泵头中 的泵单元，该保持架使泵单元以间隔开不与泵壳体接触的关系延伸 到泵壳体的泵腔中，从而可以相当容易地拆卸和更换泵单元，使泵总 成的检修费用低，和/或能够改换泵单元，以调节燃油泵总成的有效 排量。

本主题发明的又一目的是提供用于燃油泵系统的蓄压器，其中， 蓄压器内一壳体构成，该壳体包含有一流体地互联的迷宫式腔室，且 其中，壳体由一个整体的单个块体形成。

本主题发明的又一个目的是提供一种单元化的燃油泵总成，用 于将燃油经由多个喷射管路周期性地喷射到多缸内燃机的相应气缸 中。该总成包括一个燃油辅助增压泵，一个用于在压力下蓄积和暂时 储存从泵供来的燃油的蓄压器。该蓄压器安装在泵驱动轴对面的泵 壳体上，泵有多个位于驱动轴和蓄压器中部的泵腔。该油泵总成还包 括一个燃油分配器，用于在蓄压器和每个发动机气缸之间通过相应 的喷射油管周期性地提供流体连通。燃油分配器安装在靠近驱动轴 的一端的泵壳体上，并包括一个喷射控制阀，用来根据发动机工况控 制每个气缸中喷油的时刻和数量。该控制阀包含一个装在分配器壳 体上的电磁线圈控制器，并且基本沿着泵腔的相同径向方向相对于 驱动轴的旋转轴线进行定向。采用这种布置结构，产生了一种极其紧 凑的高度一体化的燃油泵总成，该总成最大限度地降低适用于设置 在新发动机设计或现有发动机设计上的燃油系统的成本，减小其尺 寸并提高其性能。

本主题发明的又一个目的是提供一种单元化单件体的燃油泵壳 体，该壳体包含有许多向外开口的泵腔，一个径向包封住的驱动轴， 一个泵头接合面和许多在相应泵腔中的挺杆导向面，其中这些挺杆 导向面，泵头接合面和驱动轴安装面是唯一要求精密加工的表面，以 便在驱动轴和泵的相互配合的泵元件之间形成充分的配合一致。

本主题发明的又一个目的是提供一种燃油泵，它包括一个蓄压 器，一个向多个发动机气缸供油的分配器，和一对相互关联的泵控制 阀用于控制泵元件的排量，以使泵元件分担维持所要求的燃油压力 所需的负截。设置一第一喷射控制阀来控制用于每个气缸的喷射的 预喷部分，和一个与第一喷射控制阀相关联的第二喷射控制阀用来 控制用于每个气缸的喷油的主喷射部分。此外还设置一个电子控制 装置，以便使一个相关联的阀在其中的一个控制阀(泵控制阀或喷射 控制阀)失灵时承担其功能。

本主题发明的又一个目的是提供一种泵总成，它包括一个装有 一个可沿一第一泵轴线作往复运动的泵柱塞的泵壳体，一个绕垂直 于泵轴线的驱动轴线旋转的驱动轴和一个具有至少一个细长的腔室 的蓄压器，该蓄压器装设在泵壳体上，其腔室的中心线平行于泵的驱 动轴轴线。采用这种布置结构，可以在一个极小的外部装配尺寸内形 成一个结构紧凑的分布理想的单元化蓄压器式泵总成，同时又能提 供总容积足够大的高压燃油。

本主题发明的又一个目的是提供一种燃油泵总成，它能满足一 个或多个上述目的，并进一步包括一个具有多个泵室的泵壳体和在 数目上对应于泵室的多个电磁操纵的泵控制阀，用于控制在每个泵 室内工作的相关泵柱塞的有效排量。采用这种布置结构，可以利用一 个代表燃油泵蓄压器中的燃油压力的信号来控制电磁控制的泵控制 阀，以调节柱塞的有效排量，从而使蓄压器中燃油压力与一个预定的 压力水平相等。

本主题发明的又一个目的是提供用在一个分配器上与按照本主 题发明设计的一个燃油泵系统组合的复式喷射控制阀，其中设置了 一个电子控制装置，如果是其中一个喷射控制阀失灵，至少能使发动 机保持“缓慢运行复位”(＂limp-home＂operation)。

本主题发明的又一个目的是提供一种分配器，它包括一个喷射 控制阀，用于控制相应于发动机工况而喷射入每个气缸中的燃油时 刻和数量，其中喷射控制阀包含一个三向阀，当该阀被通电励磁后其 能动作使分配器转子中的一个轴向供油通道与一个高压燃油蓄压器 连通，而当该阀被断电去磁后其能够动作使分配器转子中的该轴向 供油通道与一个低压排泄管连通。

本主题发明的又一个目的是提供一个分配器壳体，其设置成借 助于一对三向阀来控制通过一个供油管路从蓄压器至多个发动机气 缸中的每一个气缸的燃油流动，其中该对三向阀位于一个垂直于分 配器转子的旋转轴线供给平面中，其中该对三向阀安装在分配器转 子的相对两侧上的第一和第二阀腔中，并且与供给通道和排泄通道 相互连通。阀腔还进一步与一个转子供油孔相连通，该供油孔将高压 燃油供给到分配器转子。喷射阀的特征还进一步体现在其位于转子 供给孔中的一个两向止回阀，它用于防止从一个阀腔供给的燃油流 入到另一个阀腔。

本主题发明的又一个目的是提供一种燃油泵总成，它包括由至 少具有一个凸角的相应凸轮驱动的往复柱塞，所述凸轮的凸角使相 关联的泵柱塞在凸轮轴每转一圈时经历一个前行行程和一个返回行 程，其中对凸角的总数目进行选择以便为每次喷射过程产生一次泵 油过程。

本主题发明的又一个目的是提供一个按照本主题发明设计在泵 壳体中为每个泵腔配置的可更换的泵单元，其中每个泵单元包括一 个具有泵室的泵筒和一个将泵单元安装在燃油泵总成的蓄压器中的 一个凹槽中的泵筒保持架。设置有一个止回阀，以使燃油从泵室单向 流入到蓄压器中。止回阀与设在泵筒一端处的一个盘件相关联，以形 成一个泵室的端壁。盘件具有进油和出油通道，而保持架的形状能在 泵筒和盘件之间形成一个间隙，以为泄漏的燃油返回到蓄压器中设 置的一个供油通道提供一条路径。

本主题发明的又一个目的是提供一个高压油泵总成，它包括一 个蓄压器，用以在由一喷射控制阀将燃油分配到内燃机的相应气缸 中之前暂时将燃油储存起来，其中蓄压器所具有的一个总容积足以 防止燃油压力的下降超过5-15％左右，最好为5-10％，在每次喷 射过程中，取决于诸如燃油的可压缩性，燃油的工作压力，最大可能 需要的喷射容积，发动机选取的定时范围和喷射持续时间，每个泵单 元的最大有效排量，系统的燃油泄漏，油路中燃油的压缩以及阀件在 全开和全闭位置之间移动时损失到排泄管中的燃油量等等因素。

本主题发明的又一个目的是提供一种按照本主题发明设计的用 于燃油系统的蓄压器，其中蓄压器包括迷宫式相互连通的腔室，这些 腔室是细长且圆柱形的，且基本相互平行地设置。蓄压器腔室理想地 设置成使之与一个通过位于一个两维阵列中的蓄压器壳体的垂直平 面相交。

本主题发明的又一个目的是提供一个与一个单一驱动轴组件构 成一体的可转动的泵和分配器，以形成一个结构紧凑的燃油系统总 成，该系统能够将精确数量的燃油准确可靠地供给到发动机，同时最 大可能地减小总成的尺寸和重量。

本发明的又一个目的是提供一个高压油泵总成，它包括一个燃 油分配器，该燃油分配器具有可轴向滑动的电磁阀并与一个分开的 喷射控制阀组合。

本发明的又一个目的是提供一个燃油泵总成，它包括一个高度 结构紧凑的泵头和一体化的泵室，该总成使高压燃油泄漏程度减至 最少同时也减小了总成的尺寸和重量。

本发明的又一个目的是提供多种泵头/蓄压器设计方案，用于在 各种方位上安装泵控制阀和止回阀，以使不希望有的燃油泄漏，滞留 容积和总成的尺寸和重量减至最小。

本发明的又一个目的是提供一种燃油泵总成，它有一个横向定 向的泵控制阀，用于减少泵头/蓄压器中的滞留容积至一个绝对的最 小值。

本发明的又一个目的是提供一种燃油泵总成，它有一个泵单元 和一个安装在泵单元的泵筒中的横向泵控制阀。

本发明的又一个目的是提供多种蓄压器设计方案，用于简化蓄 压器的结构和制造，同时最大程度地减少从蓄压器腔室发生的不希 望有的泄漏可能性。

本发明的又一个目的是提供一种高压燃油系统，它有一个分隔 开地安装的蓄压器，以便能将蓄压器安装在发动机周围尽可能的更 合适的或更有利的地方，同时又减小泵头的尺寸，从而产生一种更紧 凑的总成，该总成可能更适合于满足某些发动机或汽车设计的组装 约束条件的限制。

本发明的又一个目的是提供各种流线式过滤器安装构思，用以 将一个流线式过滤器设置在所公开的系统中以防止外来的小颗粒损 坏系统的部件。

本发明的又一个目的是提供喷油率控制能力或速率修整能力， 以便通过控制喷油器喷嘴组件处压力的增加来控制喷射过程初始阶 段喷射的燃油量。

本发明的另一个目的是提供各种空泡控制装置，以最大程度地 减少燃油系统的燃油通道内的气穴或气泡的形成，从而减少由于空 泡引起燃油喷射计量和定时的异常现象。

本发明的又一个目的是提供一种包括速率修整装置和空泡控装 置在内的新颖的高压燃油系统，这些装置能够最大程度的地提高系 统的速率修整能力同时减少空泡现象。

本发明的又一个目的是提供一个单独的装置，它能进行速率修 整，同时又能有效地减少系统的燃油通道中的空泡现象。

本发明的又一个目目的地是提供既制造费用低又能容易且简单 地安装在燃油泵总成上的空泡控制装置。

本发明的又一个目的是提供一种能够在每次喷射过程之后向每 个喷油器喷嘴组件的喷油管路中再充油的空泡控制装置。

本发明的又一个目的是提供一种空泡控制装置，它能在泄油过 程中将燃油输送通道中的燃油压力调节到一个预定最小压力以上， 从而防止过度的空泡。

本发明的又一个目的是提供一种空泡控制装置，它能在泄油过 程中调节燃油输送通道中的压力，同时也在喷射过程之间向通道再 充油。

本发明的又一个目的是提供一个高压接头，它具有多个整体构 成的连接到高压油路上的供油部分和一个用来控制通过至少一个供 油部分的燃油流量的孔。

本发明的又一个目的在于提供一个高压接头，用于有效地连接 燃油系统的高压油路，同时提供一个安装一个过滤器的便利的壳体。

本发明的又一个目的是提供一个能够简单并且费用低地实施一 个速率修整装置的高压接头。

本发明的其它详细目的、特点及结构可以从以下的附图说明和 详细描述的优选实施例中得以理解。其中：

图1是根据本主题发明设计的一种燃油系统总成的示意简图；

图1a是说明用于设计一种按照本主题发明的特殊燃油系统总 成的一种方法的图解示意图；

图1b至图1i是应用图1a中所示方法的一些技术的图解示意 图；

图2是根据本主题发明设计的一种燃油系统总成的分解透视 图；

图3是根据本主题发明设计的一种燃油系统总成的端视图；

图4是从图3所示燃油系统总成的相对一端看去的端视图；

图5是图2至图4所示燃油系统的一个剖面视图；

图6是图2至图5所示燃油系统总成的一个局部剖面视图；

图7是使用在图2至图6所示燃油系统总成中的一个蓄压器的 侧视图；

图8是图7所示蓄压器的一个底视图；

图9是图7所示蓄压器的一个端视图；

图10a至图10l是图7和图8所示蓄压器沿图中线10a至10l 截取的剖面视图；

图11是使用在图2至图6所示燃油系统总成中的一种燃油泵 壳体的侧视图；

图12是图11所示燃油泵壳体的顶视图；

图13是沿图11所示燃油泵壳体中的线13-13截取的剖视图；

图14至图16是沿图11所示然油泵壳体中的线14-14， 15-15和16-16截取的剖视图；

图17a是使用在图2至图6所示燃油系统总成中的一个分配器 壳体的端视图；

图17b是本发明的燃油系统总成的一个侧视图，其示出了分配 器轴垂直于泵驱动轴取向的另一种安置情况；

图18是图17a所示分配器壳体的另一端视图；

图19是图17a和图18所示分配器壳体的侧视图；

图20是图17a至图19所示分配器壳体的顶视图；

图21和图22是沿图17a中的线21-21和22-22截取的分配 器主体的剖视图；

图23是包含与之相关联的电磁控制的喷射控制阀的分配器，其 是沿图20中的线23-23截取的一个剖视图；

图24至图26是分别沿图20，图18和图23中的线24-24， 25-25和26-26截取的分配器壳体的剖视图；

图27是沿一个横截于转子的旋转轴线的平面的分配器转子和 周围的壳体的局部剖视图；

图28是按照本主题发明设计的燃油系统总成的另一个实施例 的一个剖视图；

图29是使用在图28所示燃油系统总成中的分配器，其是沿线 29-29截取的一个剖视图；

图30是按照本主题发明设计的燃油系统总成的另一个实施例 的一个剖视图；

图31是使用在图30所示燃油系统总成中的泵壳体，其是沿线 31-31截取的一个剖视图；

图32是沿使用在图30所示燃油系统总成中的泵壳体和蓄压器 中的线32-32截取的一个剖视图；

图33是沿使用在图30所示燃油系统总成中的蓄压器的线 33-33截取的一个局部剖视图；

图34a是沿使用在图30所示燃油系统总成中的一个低压蓄压 器的线34-34截取的一个剖视图；

图34b是沿使用在图30所示燃油系统总成中的低压蓄压器的 线34-34截取的一个第二实施例的剖视图；

图35是本主题发明的一种液力机械实施例的示意简图；

图36是根据本主题发明设计的具有一个旋转泵的燃油系统总 成的另一个实施例的一个示意简图；

图37是本发明应用滑阀的分配器的另一种实施例的剖视图；

图38是沿图37所示滑阀式分配器的线38-38截取的一个剖 视图；

图39是本发明的燃油系统总成的又一实施例的局部剖视图；

图40是本发明的燃油系统总成的又一实施例的局部剖视图；

图41是根据本主题发明设计的燃油系统总成的又一实施例的 一个剖视图；

图42是大致沿图41所示燃油系统总成的线42-42截取的一 个剖视图；

图43是大致沿图42所示燃油系统总成的线43-43截取的一 个局部剖视图；

图44是根据本主题发明设计的一个蓄压器/泵壳体的另一个实 施例，是沿图45中的线44-44截取的一个局部剖视图；

图45是沿图44所示蓄压器/泵壳体的线45-45截取的一个局 部剖视图；

图46是使用在本主题发明的燃油系统总成中的一个泵头/泵壳 体总成的另一个实施例的一个局部剖视图；

图47是使用在按照本主题发明设计的燃油系统总成中的蓄压 器/泵壳体总成的另一个实施例的一个局部剖视图；

图48是按照本主题发明设计的具有垂直安装的泵控制阀的燃 油系统总成的另一个实施例的一个局部剖视图；

图49是沿图48所示燃油系统总成的线49-49截取的一个剖 视图；

图50是沿图48所示燃油系统总成的蓄压器沿线50-50截取 的一个剖视图；

图51是沿图48所示燃油系统总成的蓄压器的线51-51的一 个剖视图；

图52是按照本主题发明设计的具有隔开安装的蓄压器的燃油 系统总成的另一个实施例的局部剖视图；

图53a是沿图52所示燃油系统总成的线53a-53a截取的一个 局部剖视图；

图53b是本发明的燃油系统总成的另一种实施例的一个局部剖 视图；

图54a是一个供给管壳体的局部切除的剖视图，其中一个流线 式过滤器连接到本发明的燃油系统的蓄压器上；

图54b是用于安装本发明燃油系统总成中的过滤器的一个过滤 器壳体的又一个实施例；

图55a是使用在本发明燃油系统总成中的具有单个端板的高压 蓄压器的又一个实施例的一个局部剖视图；

图55b是使用在本发明燃油系统总成中的具有两个端板的高压 蓄压器的又一个实施例的一个局部剖视图；

图55c是使用在本发明燃油系统总成中的高压蓄压器的另一个 实施例的一个平面视图；

图56是本发明的一个速率修整装置的一个局部切掉的剖视图；

图57是采用图56所示速率修整装置时在喷射过程中压力作为 时间的函数的变化曲线图；

图58是本发明的一个速率修整装置的另一个实施例的一个示 意简图；

图59是在由图58和图60所示装置修整时作为时间的函数的 喷射压力的变化曲线图；

图60是本发明的一个速率修整装置的又一个实施例的一个示 意简图；

图61是本发明的一个速率修整装置的又一个实施例的一个示 意简图；

图62a是本发明的包含有一个过滤器的一个高压接头的一个剖 视图；

图62b是沿图62a所示高压接头的线62b-62b的一个剖视图；

图63a是使用在本发明燃油系统总成中具有气泡控制装置的喷 射控制阀、增压泵和分配器的一个剖视图；

图63b是沿图63a中所示燃油系统总成的分配器的线 63b-63b的一个部分切掉的剖视图；

图64a是本发明的在图63a中A处标出的一个气泡控制装置 的局部剖视图；

图64b至图64e是使用在本发明的燃油系统总成中的气泡控制 装置的各种实施例的局部剖视图；

图65是结合到本发明燃油系统总成中的一个气泡控制装置的 一个示意简图；

图66是结合到本发明燃油系统总成中的一个气泡控制装置的 另一个实施例；

图67是使用在本发明燃油系统中的一个气泡控制装置的另一 个实施例；

图68是类似于图63b的分配器的一个部分切除的剖视图，其示 出图67所示气泡控制装置的应用情况；和

图69是说明使用在本主题发明的燃油系统中的一个气泡控制 装置的另一个实施例的示意简图。

参见图1所示，图中示出了本发明的一个构成一体(单元化)的 燃油供给总成并且通常其可以被称为卡明斯蓄压器式泵系统 (Cummins Accumulator Pump System)缩写为(APS)。如示意简图所 示且整体上用标号10表示的，本发明包括一个高压蓄压器12用于 接收高压燃油，用来将其输送给一个相关联的发动机的喷油器，一个 高压泵14用于接受来自一个低压供给泵15的低压燃油并将高压燃 油输送到蓄油器12，和一个燃油分配器16，用于在蓄油器12和每个 与各个发动机气缸(未示出)相关联的喷油器11之间提供周期性的 流体连通。该总成还包括至少一个沿通向泵14的燃油供给线路布置 的泵控制阀18，19，用于控制输送到蓄压器12的燃油量，以便在蓄 压器12中维持一个所希望的燃油压力。而且，沿着从蓄压器12至分 配器16的燃油供给线路布置的一个或多个喷射控制阀20设有响应 发动机工作状况而控制燃油喷射到每个发动机气缸中的时刻和数 量。一个电子控制组件(模块)13(缩写为ECU)根据各种发动机的工 作状况来控制泵控制阀18，19和喷射控制阀20的工作，以便精确地 控制由分配器16输送给喷油器11的燃油量，从而有效地控制燃油 喷射定时和燃油计量。

喷射速率修整(injection rate chape)可以用一个设置在蓄压器 和分配器之间的装置来改变。

图2至图4示出了以其实际形式表示的燃油供给总成10的优 选实施例，这个组成一整体的结构紧凑的总成包括蓄压器12的一个 壳体34和分配器16的一个壳体44，这两个壳体都安装在与泵14相 关联的泵壳体22上。如图11至图16所示，泵壳体22包含一个下部 分23，该部分形成一个驱动轴安置腔24，用于沿径向包封住一个驱 动轴或凸轮轴26。泵壳体22也包含一个与下部分23一体形成的 (例如用金属铸造工艺制成)的上部分25。一对在上部分25中形成的 基本上为圆柱形的泵腔28和30由凸轮轴26的纵轴线沿径向延伸。 泵腔28和30具有基本上平行的中心轴线以形成一种“直列式”泵结 构。泵壳体22的上部分25有一个隔离壁31，用于将泵腔28和30分 隔开，和一个顶部接合表面32，用于与蓄压器12相接合，以形成泵 腔28和30的一个端壁。在上部分25中形成有四个孔33，用于放置 螺栓(未示出)，以便将蓄压器壳体34固定在泵壳体22上。

蓄压器壳体34在横截面和垂直截面上都基本上为矩形形状，并 且包括有一个顶靠着泵壳体22的顶部接合表面32上安装的下表 面。参见图5至图10a，相对着各个孔33在蓄压器壳体34的下表面 上形成有四个凹槽35，各凹槽具有与螺栓(未示出)上加工的互补螺 纹相啮合的内螺纹，而各螺栓从泵壳体22的孔33向上延伸，以将蓄 压器壳体34连接到泵壳体22上。蓄压器壳体34包括沿壳体34的 轴向长度延伸的细长形蓄压器腔室36，用以接受并暂时储存由泵14 输送的高压燃油。蓄压器壳体34从平行于凸轮轴26的纵轴线的泵 壳体22沿轴向向外延伸，形成一个相对于泵壳体22的悬臂式的轴 向突出部分38。每个蓄压器腔室36的中心轴线最好基本上平行于 凸轮轴26的驱动轴线并垂直于沿径向延伸穿过泵腔28和30的泵 轴线。蓄压器壳体34也从泵壳体22沿横向向外延伸，形成一个悬臂 式横向突出部分40。一第一泵控制阀18和一第二泵控制阀19安装 在与泵壳体22相邻的蓄压器34的悬臂式横向突出部分40上。如图 2，图3和图6所示，泵控制阀18和19装设在蓄压器壳体34下侧面 上形成的向下开口的凹槽中。此外，一个确定蓄压器腔室36中的燃 油压力的压力传感器42装设在蓄压器的悬臂式轴向突出部分38的 下侧面上形成的一个凹槽中。

参见图2，图3和图5所示，燃油分配器16的壳体44以悬臂的 方式安装在与驱动轴安置腔24相邻的泵壳体22上并且从泵壳体22 向外延伸，与蓄压器壳体34的轴向突出部分38相间隔且基本上平 行。一第一喷射控制阀20和一第二喷射控制阀21安装在分配器壳 体44上，位于分配器壳体44和蓄压器壳体34的悬臂式轴向突出部 分38之间的间隔之中。

如上所述，单元化的燃油输送总成10的各个部件都相互间以特 定的布置取向设置，以便随后各壳体22，34和44的直接形成一个具 有沿轴向，径向和横向外延部分都很紧凑的单元化的总成，其在外延 部分中可以很方便和有效地将其它部件，诸如压力传感器42，喷射 控制阀20和21，泵控制阀18和19和各个燃油通道合并到总成中， 同时又保持各个部件的功能及总成的紧凑性。

参见图7至图9和图10a至图10l，蓄压器壳体34由一个整体 的单件块体构成，该块体是由高强度材料制成，例如用SAE4340， VIMVAR质量，在温度为700°F下回火的材料；SAE 4140， VIMVAR质量，回火到洛氏硬度HRc 37并且气体渗氮的材料；马氏 体时效处理的18Ni(250)(高镍合金钢)，在900°F时效处理的材料； 在950°F下时效处理的Customer 455不锈钢，和在900°F下时效处 理的Aermet-100的材料。在单件块体中从其一端面开始沿轴向镗 孔，从而在蓄压器壳体34中加工出蓄压油器腔室36。蓄压器腔室36 设置成与一个在一个两维矩阵上穿过蓄压器壳体34的垂直平面相 交，所述两维矩阵包括四个蓄压油器腔室36a，36b，36c和36d的上 排54(见图9)和三个蓄压器腔室36e，36f和36g的一个下排56(见 图9)，如图9所示。每个蓄压器腔室36是细长的且为圆柱形状，而 且与另一个腔室是相邻设置的并基本上是平行的。而且，每个腔室 36的开口端由设置在该开口端内形成的凹槽60中的一个塞子58 来密封防止流体流出。每个腔室36的相对的端部在短于壳体34的 轴向长度的某一点处终止于此块体之中。

再来参见图7至图9和图10a至图10l中所示的蓄压器的详细 结构，上排54的腔室36a-36d通过一第一横向通道62和一个轴向 通道64相互连通。第一横向通道62垂直于腔室36的中心轴线，横 向延伸穿过壳体34而与上排54的腔室63b-36d相交。轴向通道64 轴向地沿着壳体34从第一横向通道62垂直地延伸出来而与腔室 36a相连通，腔室36a比上排54中的其余腔室要短些。第一横向通道 62是通过在横向上钻孔穿过块体的一侧与壳体34的腔室36b-36d 相交而形成的。第一横向通道62的开口端由一个设置在一个凹槽 68内的塞子(未示出)进行流体地密封，其情况类似于蓄压器腔室36 的塞子58和凹槽60。腔室36a被预先加工得短些，以留出位置来设 置凹槽68。轴向通道64是在塞入塞子58之前通过从蓄压器腔室 36a的开口端进行钻孔而形成的。同样，下排56的蓄压器腔36e，36f 和36g通过一第二横向通道69相互连通，通道69是从壳体34的一 侧横向钻孔穿过壳体34并终止在腔室36g处而形成的。一个塞子 (未示出)以螺纹连接到在第二横向通道69的开口端内形成的凹槽 69a中，以对通道69进行流体地密封。上排54和下排56由一个垂直 通道71和一个轴向通道73连接。垂直通道71(见图10b)从悬臂式 轴向突出部分38的下表面向上延伸，而与蓄压器腔室36a相连通。 通道71的开口端由一个设置在开口端中形成的凹槽中的塞子(未示 出)进行流体地密封。轴向通道73其一端与蓄压器腔室36g相连通， 而其相对的另一端与垂直通道71相连通。这样，第一和第二横向通 道62和69，和轴向通道64和73连通蓄压器腔室36a-36g，一起形 成一个流体地相互连通的腔室的迷宫，用来暂时储存由泵14输送来 的燃油。一个从轴向突出部分38的下表面延伸的燃油供给通道67 与蓄压器腔室36d相连通。在燃油供给通道67的开口端中形成的一 个凹槽用来安装一个燃油供给管，它用于将暂时储存的燃油供给到 燃油喷射控制阀20和21。

参见图7，图8，图10b和图10d至图10f，蓄压器壳体34也包含 一个在壳体34下表面中形成的一第一泵控制阀凹槽70和一第二 泵控制阀凹槽72，分别用于安装第一和第二泵控制阀18和19。第一 和第二控制阀18和19都最好是在转让给本哈特(Barnhart)的美国 专利号No.4905960中公开的那种类型的电磁控制式阀组件，此处 引用一并作为参考。各自的阀腔74，76分别从每个泵控制阀凹槽 70，72向上延伸，但终止于蓄压器腔室36a的下面，用于容纳第一泵 控制阀18的一个控制阀元件75(见图6)。在靠近第一和第二泵控制 阀18和19处通过分别从轴向突出部分38的垂直侧面横向向内地 钻孔，形成一对燃油供给通道支路78和80，支路78和80的开口端 每一个由固定在开口端中形成的相应凹槽中的塞子(未示出)进行流 体地密封。每个燃油供给支路78，80与各自的阀腔74，76相连通，并 且横向穿入壳体34延伸而终止在当蓄压器壳体34安装在泵壳体 22上时各自泵腔28，30上方的某个位置处。此外，蓄压器壳体34设 有一个阶梯式凹槽79(见图10i)，凹槽79形成在轴向突出部分38 的下表面上，靠近第二泵控制阀72，用来放置压力传感器42。一个通 道81将凹槽79与蓄压器腔室36a相连通。

蓄压器12也包含一第一泵部件凹槽82和一个第二泵部件凹槽 84，它们形成在壳体34的下表面中，与泵壳体的相应的泵腔28和 30在一条直线上。泵凹槽82分别与泵腔28和30连通并对中，以使 得各泵部件86和88可以安装在相应的泵腔28和30及凹槽82和 84内，如图5和图6所示。这样，蓄压器壳体34和相应凹槽82和84 形成一个用来封闭及密封泵腔28和30的泵头。第一和第二泵部件 的输出通道83和85垂直穿入蓄压器壳体34延伸，分别将第一和第 二泵部件凹槽82和84连通到蓄压器腔室36c上。

一个公用燃油供给通道90(图5，图10b和图10l)在两个燃油供 给支路78和80之间并且平行于这两个支路从横向突出部分40的 垂直侧面横向向内延伸，一对连接通道92和94将公用燃油供给通 道90分别连接到泵控制阀凹槽70和72上。公用燃油供给通道90 的相对的一端则经由凹槽排泄通道96和98(见图10e)分别连接到 泵部件凹槽82和84上，用于排出泵部件凹槽82和84中的泄漏燃 油，后面还要对此进一步说明。每个燃油供给支路78和80的最内端 分别经由燃油通道100和102连接到各个泵部件凹槽82和84上 (见图10f)。这样，进入公用燃油供给通道90的燃油通过连接通道 92和94和阀凹槽70和72流入相应的燃油供给支路78和80，以便 根据各个泵控制阀18和19所处的位置情况将燃油经燃油通道100 和102输送给各泵部件86和88。

蓄压器腔室36的尺寸是专门设定的，以便构成一个集合容积， 该容积足以能在预定的工作压力下在发动机整个运行范围内于合适 的时刻将一定控制数量的燃油输送给每个发动机气缸，同时还使蓄 压器壳体34的实际尺寸最小并保证蓄压器壳体壁具有足够的强度， 以承受由腔室36中的燃油产生的非常高的工作压力，例如350至 2100kg/cm2，最好为1120-1540kg/cm2 /英寸2(psi)所产生的力。在将本主题发明应用于某种特定的发动机 上时，确定用于所设计的蓄压器的所要求的最小燃油储存容积是很 重要的。蓄压器容积也与其它部件的尺寸选择有关。例如，发动机所 要求的燃油量，燃油定时范围，喷射压力和持续时间是实现恰当的确 定那些用在按照本发明设计的燃油系统(可以称之为卡明斯蓄压器 式泵系统(Cummins Accumulator Pump System简称(CAPS))中的 部件尺寸所涉及的要主因素。作为例子，下面描述了按照本主题发明 设计的用于卡明斯B系列和C系列发动机的燃油系统时的尺寸确 定方法。

在这一应用中，喷嘴最大喷射压力选择为1470kg/cm2，带有30度 曲轴转角的额定持续时间。蓄压器尺寸的建立是基于进一步的约束 条件，即在一次喷射过程期间最大燃油压力降不应超过5％。通过计 算由于燃油喷射以及由于阀的转换和泄漏，分配器的泄漏，泵送元件 的泄漏；和喷射管路容积在喷射结束时间泄油管排空等所造成的燃 油损失而需要在蓄压器中补充的燃油量来确定泵送元件的直径和行 程。由于对于每一喷过程都有一个补充泵送过程(凸轮凸角的总数目 等于发动机气缸的数目)，在一次喷射过程中从各个部分损失的燃油 总量应在一次泵送过程中得到补充。

另一个约束条件是由于泄漏和其它原因造成的功率损失有一个 可接受的最大值，它是基于要求卡明斯蓄压器式泵系统(CAPS)的附 加的马力不应该超过在相同喷射压力下运行时的现有技术中常规类 型的直列式泵设计的马力。还采用的其它的约束条件，诸如限定泵送 行程，泄漏和阀转换损失等等，限定喷射控制阀和分配器的密封台肩 的尺寸，以及阀转换速度，(避免蓄压器过量泄漏给排油管道)。当确 定有分配器，阀，蓄压器容积的尺寸以及泵送元件的行程已经被确定 时就具有足够的信息来设计凸轮，轴承，挺杆滚轮和泵送元件弹簧。 最后，为了确定最后的卡明斯泵系统(CAPS)的硬件结构，这些元件 的组合被定向，重新布置并且检测其对汽车和发动机的相互影响并 进行分析，以寻求可接受的运行应力水平。图1a示意地概括了该设 计的过程。

就蓄压器而言，下面的内容概括介绍随着确定用于按照本主题 发明设计的用于卡明斯B和C系列发动机的燃油系统中的蓄压器 所要求的最小容积的分析方法。

步骤1：用计算来确定卡明斯蓄压器式泵系统(CAPS)泵送元件 所允许的最大流量。注意：维持通过卡明斯蓄压器式泵系统(CAPS) 的流量所需的功率不应太多地超过高压高性能类型的常规泵-油 路-喷油器喷嘴(PLN)燃油系统。

现有技术中在1200(bar)泵压力下工作的泵-油路-喷油器喷 嘴(PLN)燃油系统在转速为2400转/分(rpm)下要求的驱动功率为 5.65千瓦(KW)。因此对于卡明斯蓄压器式泵系统(APS)来说，驱动 功率不应太大。由于卡明斯蓄压器式泵系统(CAPS)的泵压力几乎是 不变的，因此最大允许泵输油量可以由下面用于六缸发动机的关系 式计算得出： $\frac{\mathrm{Pwr}\times 60}{\mathrm{Np}\times 6}=P\times V$ 其中：Pwr＝要求的功率(瓦)

  Np＝泵的速度(转/分)

  P＝泵送压力(帕)

  V＝泵送容积(立方米)

根据卡明斯蓄压器式泵系统(CAPS)的功率要求是不超过5.65 千瓦(KW)的设计约束条件，该方程式可以用来计算最大泵送量。在 1100巴和2400转/分下，这计算表明泵送量不应超过428(毫米3/行 程)。

步骤2：用计算来确定卡明斯蓄压器式泵系统(CAPS)的部件不 超过允许的流量和驱动功率的要求。

泵送容积是用于燃烧、油路的升压和泄漏所需的燃油容积的和。 因此减少泄漏对于成功地实施本发明是至关重要的。泄漏容积通过 优化设计进行分析和减少。下面的表1中列出了对卡明斯 (Cummins)C系列发动机的总泵送量的各个容积组成。

                     表1

用于卡明斯蓄压器式泵系统(CAPS)C系列发动机的

        泵送量组成细分表(用mm3表示)

                 低扭矩   最大扭矩    额定功率pwr 运行状况            800转/分  1300转/分    2400转/分 最大供油             150mm3     190mm3      155mm3 油路升压             91mm3      91mm3       91mm3 电磁阀泄漏*         80mm3      49mm3       27mm3 分配器泄漏*         150mm3     92mm3       50mm3 泵泄漏*             30mm3      22mm3       17mm3 总计                 501mm3     444mm3      340mm3 *注：参见下面的泄漏计算方法

这种分析表明卡明斯蓄压器式泵系统(CAPS)不应超过在最大 扭矩时通过相同喷射压力的额定转速的泵-油路-喷射器喷嘴 (PLN)燃油系统。在较低转速下，由于泄漏的时间增加而使泵送量增 加。这种容积必须用于设计中，因为在低速下具有高压能力是卡明斯 蓄压器式泵系统(CAPS)设计构思的关键。当卡明斯蓄压器式泵系统 (CAPS)在高压力低转速下工作时，在低转速下所需的泵送功率可能 会高于常规的泵-油路-喷油器喷嘴(PLN)燃烧系统。

步骤3：用计算来确定为了保证蓄压器的压力下降在泵送过程 之间不大于5％时所要求的蓄压器容积。

蓄压器所需容积的确定

对于一给定压力水平所要求的蓄压器容积和泵送期间的压力降 按如下方式进行计算。假设在一次泵送的泵送过程中的状况和流动 都是均匀的，如图1b中所示。

同样还假设泵送元件和输送的燃油(喷射的+泄漏的)不是同时 出现(出口质量通量为零)，对控制容积绝热并且没有做功。因此对于 有一个进口的控制容积，其能量方程简化成以下的关系式：

mihi＝m2u2-m1u1 由质量守恒m2＝m1+mi 和热力学关系 $h=u+\frac{P}{\rho }$ 进行替换得到 $m_i(u_i+\frac{P_i}{{\rho }_i})=(m_1+m_i)u_2=m_1{u}_1$

对于小的压力降假设密度为常数，进口质量的能量相对于储存 在蓄压器中的能量可忽略不计并且可忽略由于进口燃油质量引起的 温度上升。

因此得到 $m_i\frac{P_i}{{\rho }_1}=m_1(u_2-u_1)$ 转换成容积 m＝ρV和mi＝m2-m1＝Δm $V_{\mathrm{acm}}=\frac{{\rho }_0\mathrm{\Delta V}{P}_1}{{\rho }_1^2(u_2-u_1)}$ 其中：

P＝初始压力

ΔV＝每行程的泵送量的容积

ρ1＝在压力下的密度

u2-u1＝燃油的内能

柴油的内能由容积弹性模量作为压力的函数的关系式计算出 来： $B=a+\mathrm{bP}=\rho \frac{\mathrm{dP}}{\mathrm{d\rho }}$ $u_2-u_1=\frac{1}{{\rho }_{0}b}[a(C-1)+\frac{1}{1-b}(B_0+\mathrm{BC})]$ 其中： $C={\left(\frac{B_0}{B}\right)}^{\frac{1}{b}}$ B0＝大气压力下的容积弹性模量

B＝实际压力下的容积弹性模量

P＝压力

a＝常数

b＝常数

ρ0＝大气压力状况下的密度 最后结果按以下等式计算：

等式A $V_{\mathrm{acm}}=\frac{{\rho }_0\mathrm{\Delta V}{P}_1}{\frac{{\rho }_1^2}{{\rho }_{0}b}[a(C_2-C_1)+\frac{1}{1-b}(B_1{C}_1-B_2{C}_2)]}$

对给定的容积变化量，压力和压力降，所需的容积就能很容易地 计算出。当泵送量增加时蓄压器的容积也增加，因此必须采用最大泵 送量来设定蓄压器的尺寸。如所示的那样，由于泄漏使得最大泵送量 发生在低转速下。利用低转速时的50升/毫米3(l/mm3)的泵送量和 5％的压力降设计约束条件，计算得出所需要的蓄压器容积大约为 130,000mm3。

如先前表明的，每一行程的泵送量是燃烧，油路容积升压和泄漏 燃油量的总和：

ΔV＝V喷射+ΔV线路+ΔV电磁阀泄漏+ΔV分配器泄漏+ΔV泵泄漏

油路容积损失由先前所示的比能关系式计算。当知道用于将总 油路容积中的压力提高到喷射压力所需要的压缩能时，则计算得到 某一定常压力的有效燃油容积，如图1c和1d中所示。

利用能量守恒，压力容器膨胀公式和柴油热力学特性计算出电 磁阀，分配器和泵送元件的泄漏量。间隙泄漏流量可以由以下等式计 算： $Q=\frac{\mathrm{\pi D}{h}^3\mathrm{\Delta P}}{12\mathrm{\mu L}}$ 其中：

D＝轴直径

h＝间隙

ΔP＝压力降

μ＝在一定温度和压力下的粘度

L＝密封长度

由于温度分布，粘度，压力分布和间隙都是未知的并且它们彼此 相关联，流量是假设焓为常数时沿密封长度上以dx的间隔进行迭代 计算得出的，参见图1e。

电磁阀由于存在着必须进行迭代计算的平行流量而更加复杂。 而且，阀动力特性是利用一个多维自由度的弹簧，质量和减振器模型 进行计算的。

一旦知道泵送燃油的容积，那么在知道柱塞直径的情况下就可 计算出泵送元件的行程。对柱塞直径和行程的选择涉及在液压力，接 触应力，轴承负荷，瞬时扭矩，凸轮直径，滚轮直径和部件惯量上进行 多次迭代计算。所有这些参数都取决于柱塞直径和行程的组合。其中 某个参数的优化将很可能不利地影响到其它参数。可以应用一种详 细记录表格程序来分析各种设计方案。 蓄压器容积为130,000mm3的蓄压器尺寸和形状的确定(第一部分)

卡明斯蓄压器式泵系统(CAPS)的外部组装尺寸由发动机和汽 车部件的外壳约束条件来确定。假设目前的发动机中的相同的齿轮 传动系统能适用于驱动卡明斯蓄压器式泵系统的(CAPS)燃油泵。将 功率从齿轮系传递到卡明斯蓄压器式泵系统的(CAPS)燃油泵的凸 轮轴被确定为是对卡明斯蓄压器式泵系统(CAPS)总成定位的约束 条件之一。图1f中示出了用于卡明斯发动机的卡明斯蓄压器式泵系 统(CAPS)总成的边界约束条件。

在图1f中，右手侧和底侧的表面由发动机本体限定。发动机尺 寸和其它汽车部件限定左手侧和顶侧的表面(这两个表面是根据图 1f中的齿轮系壳体边界绘制出的)。外壳长度约束条件由齿轮系壳 体与发动机燃油过滤器之间的距离来确定。

图1g示出卡明斯蓄压器式泵系统(CAPS)总成如何装配到约束 的外壳中。为了避免在顶角处与发动机本体相接触，整个总成在装设 到发动机内时被旋转30°角。侧面约束和顶部边界在计划用于卡明 斯C系列发动机的卡明斯蓄压器式泵系统(CAPS)设计中都很紧 密。但是，在纵向和底部方向上有空间可用。

图1g和1h中所示的设计结构是通过对许多种蓄压器设计结构 的审查后得出的。其确定了由单一内腔室组成的具有足够强度的蓄 压器所要求的蓄压器尺寸，已发现蓄压器的长度不满足外壳要求。下 一步骤涉及到对具有多个腔室的设计结构的审查，其中一些设计结 构包括了叠垛式的腔室。多个腔室增加了宽度但缩短了长度。所增加 的叠垛式腔室减小了宽度但使高度有些增加。图1h中所示的多重叠 垛式腔室的蓄压器最好地满足了强度，宽度和长度的组合的要求。图 1h中给出的尺寸列于下面的表2中。

                      表2

       尺寸                       大小(mm±0.05)

        a                               212

        b                               106

        c                               54

        d                               41

        e                               15

        f                               15

        g                               41

        h                               67

        i                               93

圆柱形钻孔的结构设计是基于下列因素：(1)由等式A计算出 蓄压器内含有的燃油量(130,000mm3)和(2)防止在试验和实地运行 中发生疲劳破坏。设计两排圆柱形钻孔是为了避免长而大的孔。1号 孔比2，3和4号孔要短，以保证4mm长的横孔的塞度有足够的壁 厚。底侧的孔由于受到压力传感器和燃油泵进油口的约束而较短。所 有钻孔都设计成为13mm的直径，且它们由4mm横孔或垂直侧孔相 互连通。下面表3中示出的孔尺寸是为了在蓄压器内达到所要求的 燃油容积。

                   表3

孔号             直径(mm)    长度(mm)         容积

                                              (mm3)

 1                 13         164            21856.6

 2                 13         182.63         24329.4

 3                 13         182.63         24329.4

 4                 13         182.63         24329.4

 5                 13         45.5           6127.8

 6                 13         80.5           10773.4

 7                 13         89.5           11968 总计                                             123713.9 蓄压器大致总重量(磅)：18.82                      18.82 蓄压器大致总重量(磅)：18.82

确定孔周围的壁厚，以使得应力集中处的应力小于许可的材料 强度，进而防止疲劳破坏。压力容器计算公式以及详细有限元分析法 用来估算应力水平。由于钻孔交汇处的应力集中是蓄压器设计中的 一个主要问题，而详细的有限元分析法会提供足够的局部应力效果。 已知具有侧孔或横向孔的封闭端部气缸的应务集中系数典型地为 3.0到4.0。例如在帕特森(Peterson)的书中对于表4中给出的孔尺 寸，其应力集中系数为3.42。

在周向上最大拉伸应力σt的分析压力容器公式为：

σt＝P(b2+a2)/(b2-a2)    (1) 其中P是径向内压力，a是气缸内半径，b是气缸外半径。气缸壁厚t 由t＝b-a计算得出。注意等式(1)对于没有相交汇的钻孔的圆筒式 厚容器来说是精确的。而没有考虑封闭端盖的影响。

其目的是找出对于给定工作压力、钻孔直径和材料特性的最小 壁厚。在制做蓄压器试验样机时考虑了以下五种材料：

1.SAE4340，VIMVAR质量，700F下回火。

2.SAE4140，VIMVAR质量，回火至洛氏硬度为HRc37并且气 态渗氮。

3.高强度热处理镍合金18Ni(250)，在900F下时效处理。

4.Customer 455型不锈钢，在950F下时效处理。

5.Aermet-100，在900F下时效。

下面的表4示出对各种材料的壁厚要求和钻孔交汇处的应力强 度系数(SIF)。在表4中，材料允许的张应力由Goodman图表中 R＝0时计算得出。钻孔交汇处的应力强度系数取决于孔径，相交角 度，孔偏移程度，在相交汇角落处的半径等等，而SIF是作为一个设 计输入数据在表4中给出的。压力容器中允许的最大张应力等于材 料允许的张应力除以应力强度系数。图4B中所示的蓄压器具有6 .5mm的最小壁厚。根据表4中计算的结果，结论是对于在蓄压器设 计中选用的材料来说，孔周围的壁厚是足够的。

                        表4

                  蓄压器壁厚的确定   钻孔半径     (mm)   工作压力*    (ksi)    蓄压器     材料       材料强度     GDMR＝0     时的允许     张应力     Sa(ksi)   在钻孔相  交处的SIF    估计值  缸中允许的  最大张应力   [S2/SIF]   (ksi)   最小壁厚     (mm)   最大抗拉    强度Su     (ksi)  疲劳强度   Se**   (ksi)     6.5   19.575   SAE 4340     270   80.64     124.189     2.5   49.676     3.359     6.5   19.575   SAE 4340     270   80.64     124.189     3   41.396     4.365     6.5   19.575   SAE 4340     270   80.64     124.189     3.42   36.313     5.377     6.5   19.575   SAE 4340     270   80.64     124.189     4   31.047     7.154     6.5   19.575   AM-100     280   115.2     163.239     2.5   65.296     2.356     6.5   19.575   AM-100     280   115.2     163.239     3   54.413     2.973     6.5   19.575   AM-100     280   115.2     163.239     3.42   47.731     3.55     6.5   19.575   AM-100     280   115.2     163.239     4   40.81     4.461

注：工作压力1350bar(巴)＝19.575ksi

    疲劳强度中包含了一个0.72的表面精度系数

在研究钻孔交汇处的应力中考虑了下面的两种负荷型式：

状态1：在蓄压器的整个寿命中发生次数极多的发动机起动和 停止的循环。这造成在蓄压器中出现从0到1,100巴压力的大约 25,000次的压力循环。

状态2：在运行期间蓄压器缸内产生小的压力波动，并假设自最 大压力水平(1100巴)的最大压力降为15％。这些从935巴到1100 巴的压力波动预计要发生188至109次的循环。

图1i中示出了一个三维有限元模型。该模型具有1168个单元 和1566个节点。其分析结果总结于表5中。估算出各种孔尺寸的应 力强度系数的范围为3.0～4.4，在表5中，Aermet-100的材料特性 被用来计算疲劳限度。表5中的分析结果表明，如果工作压力条件不 超过1100巴，那么该蓄压器具有很优良的结构完整性。而且建议采 用流动磨削加工(abrasive flow machining)来改善交汇处的几何形 状，使应力集中保持在最小值，由此防止疲劳破坏。

                        表5

             蓄压器钻孔交汇处的应力分析结果   泵体孔    直径    (mm)   横向孔    直径    (mm)   工作压力     (ksi)    交汇处     半径     (mm)     封闭     端盖   公称   应力   (ksi)   最大   张应力   (ksi)  应力强度    系数  Smax/Snom     疲劳限度**   状态1   状态2     13     3     15.95     直角     无   17.744     78     4.4   54％   82％     13     4     15.95     直角     无   19.286     81     4.2   53％   81％     13     4     15.95     直角     有   19.286     82     4.25   52％   81％     13     4     15.95     0.5     有   19.286     78     4.04   54％   82％     13     8     15.95     直角     无   35.394     107     3.02   33％   71％

注：*1100巴(bar)＝15.95ksi

    **材料Aermet-100被用来估算疲劳限度。

现在来讨论泵总成的细节，尤其参照图5和图6来描述泵单元 86和88。泵14的泵单元86和88在结构上是相同的，因此下面只描 述泵单元86。泵单元86包含一个泵保持架104，该保持架位于泵单 元凹槽82中并朝着凸轮轴接纳腔24的方向向外伸展。泵保持架 104的形状基本上是圆筒形的，因而形成有内腔105并且其包括有 一个上部106，上部106设有外螺纹用以啮合于在泵单元凹槽82的 内表面上形成的互补螺纹。保持架104还包括有一个较小直径的下 部108，下部108延伸到泵腔28中并在终止处形成一个下壁110。泵 单元86还包含一个位于腔105和泵单元凹槽82内的盘112和一个 与盘112相邻接安装在保持架104的内腔105中的泵筒116。当保持 架104完全螺纹旋入到凹槽82中之后，保持架104使泵筒116和盘 112挤压接合在一起，使盘112迫压顶靠住蓄压器壳体34。通过在泵 筒116的整个长度延伸的一个中心孔118与保持架104的下壁110 上的一个中心开口120对准。一泵柱塞122安装成能在中心孔118 和中心开口122中作往复运动，以在柱塞122的顶端和盘112之间 形成一个泵室124，盘112构成泵室124的一个端壁114。这样，保持 架104可以使泵单元86安装在蓄压器壳体34的泵单元凹槽82中 并延伸到泵壳本22的泵腔28中但不直接接触泵壳体22。这种结构 布置将高压密封表面限制在盘112和凹槽82，及盘112和泵筒116 之间的接触区域内，从而不必要求在泵壳体22上设置密封表面。而 且，保持架104可以便宜地和容易地作为一种替换件来加工，这种替 换件具有适当的尺寸，对应于蓄压器壳体34的凹槽82的尺寸。

在壳体34相邻处的盘112的上表面上形成的一个环形盘槽 126与相应的燃油通道100连通。一对盘轴向进油通道128从相对 侧上的环形盘槽126处延伸而与泵室124相连通。一个穿过盘112 的中心的盘出油通道130与在相邻于盘112的在蓄压器壳体34中 形成的一个止回阀凹槽132对准。泵单元出油通道83从止回阀凹槽 132处延伸穿入蓄压器壳体34与蓄压器腔室36c相连通。在止回阀 凹槽132中置入一个泵单元止回阀136，并且该止回阀能密封地与 围绕在出油通道130周围的盘112的上环面相接合，以便在腔室36c 中的燃油压力大于泵室124中的燃油压力时防止高压燃油从腔室 36c中流出，而当泵室124中的压力超过蓄压器腔室36c中的燃油压 力时允许燃油从泵室124流入到蓄压器腔室36c中。

从公用燃油通道90延伸出的各个凹槽排油通道96与泵保持架 104的环形顶面和蓄压器壳体34之间的环形凹槽间隙138相连通。 在泵盘112和保持架104之间以及在泵筒116和保持架104之间形 成的泵单元间隙140始终与凹槽间隙138相连通。在泵筒116中形 成的一个保持架排油通道142从中心孔118沿径向向外延伸而与邻 接于保持架104的下部108的泵单元间隙140相连通。在泵柱塞122 中形成的一个环形排油槽144在泵柱塞122往复运动过程中与排油 通道142周期性地连通。在泵筒116和泵柱塞122之间从泵室124 泄漏的燃油被收集到排油槽144中并周期地排入到排油通道142 中。从排油通道142中出来的燃油连续地通过泵单元间隙140，凹槽 间隙138和凹槽排油通道96排入到公用燃油供给通道90中。

如图5和图6中所示，泵柱塞122的下端通过保持架104的下 壁延伸到与一个挺杆组件148的一个钮形件146相接合。钮形件146 包含一个上半球形支座表面，用来与在泵柱塞122的下端上形成的 一个互补的半球面相配合。挺杆组件148也包含一个具有圆柱形外 表面的挺杆壳体150，该壳体可以贴靠在泵壳体22的一部分垂直内 壁上形成的相应挺杆圆柱形导向面152上做往复运动。挺杆导向面 152被加工成能在挺杆壳体150作往复运动时保证挺杆壳体150和 泵壳体22之间是平稳的滑动接触。位于钮形件146和柱塞122的下 端周围的一个下弹簧座154接合于钮形件146和一个止动环156， 止动环156置放在柱塞122上的一个环槽157中。一个围绕保持架 104的下部108设置的偏压弹簧158其一端与一个在保持架104的 上部106和其下部108之间构成的台阶160接合，偏压弹簧158的 另一端穿过泵腔28延伸到与下弹簧座154相接合，由此将挺杆组件 148和柱塞122压向凸轮轴26。包含一个中心孔164的滚轮162置 于挺杆壳体150上形成的一个内腔166中，滚轮162可转动地用销 固定在壳体150上，销子168从孔164中延伸进入在内腔166相对 侧处的挺杆壳体150上形成的孔170中。因此，与每个挺杆壳体150 相关联的每个滚轮162都由弹簧158压靠在凸轮轴26上形成的各 自凸轮172上。

凸轮172置于泵壳体22的下部23上形成的第一开口200和第 二开口202之间的凸轮轴接纳腔24中。凸轮轴26由一个半圆键或 任何用于将两个旋转轴固定在一起的其它普通部件固定到一个发动 机轴(未示出)上。凸轮轴26以发动机转速的一半的转速转动，即发 动机曲轴每转动720度，则使每个凸轮172转动360度。每个凸轮 172至少含有一个凸角204，用以使相关的泵柱塞122在凸轮轴每 转一圈时经历一次前行或泵送行程和一次回返行程。但是，为了提 供，维持和控制蓄压器腔室中的高的燃油压力，最好在从蓄压器腔室 36中排出燃油的同时向蓄压器腔室36中补充燃油。为了实现这种 持续运行，前行行程的数目必须等于发动机气缸的数目。在优选实施 例的六缸发动机中，两个泵单元86和88的每一个都由相应的有三 个凸角204的凸轮172来驱动，从而凸角的总数，因而也是前行行程 的总数等于发动机气缸的数目，即六个。这样，泵柱塞122的每个前 行行程在时间上直接对应于与燃油分配器16相关联的供油时间周 期，因而也对应于喷油器(未示出)的喷射时间周期。因此，凸角204 围绕每个凸轮172设置，以使得在一燃油脉冲从蓄压器腔室36中排 出，由分配器16供给到喷油器的同一期间内能够由泵单元86和88 将一燃油脉冲供给到蓄压器腔室36中。

在泵14的运行期间，泵控制阀18和19通常被断电去磁处于一 个开启位置。因此，在每个泵柱塞122的回返行程期间，燃油从公用 燃油供给通道90通过各个燃油供给支路78和80流入各个泵室 124。而且，在泵送或前行行程期间，每个泵柱塞122迫使燃油从其各 自的泵室124中出来，回返通过燃油供给支路78和80以及各个泵 控制阀18和19。但是，当蓄压器腔室36中的燃油压力降到低于某 一预定最小值时，电子控制模块(ECU 13)将在泵柱塞122的各自的 泵送行程周期的某一预定点处使泵控制阀18和19通电励磁以供给 所需的能量，由此关闭各个泵控制阀18，19，来阻止燃油从各个泵室 124流出。泵柱塞122进一步前行则使泵室124中的燃油压力上升， 直到泵室124中的燃油压力超过蓄压器腔室36中的燃油压力，造成 泵单元的止回阀136从其阀座上抬起而使泵室124中的燃油流入到 蓄压器腔室36中，由此将蓄压器12中的燃油压力维持在所希望的 压力范围之内。当泵柱塞122结束了它的前行或泵送行程时，从泵室 124向蓄压器12中的排油也就终止。这样，在各个泵控制阀18，19 关闭时提供一个可变的喷射开始点，而在泵柱塞122达到其上死点 或最大前行位置时所发生的喷射结束点不变的情况下，通过以这种 方式来运行泵14和相关联的泵控制阀18和19，以控制每个泵室 124的有效排量。然而，也可以采用其它形式的可变排量的高压泵来 控制蓄压器压力。这些其它可变排量泵的例子公开在授予罗卡-尼 尔盖(Roca-Nierga)等人的美国专利No.4502445和一个以杨 (Yen)等人的名义与本申请同日递交的共同未决的专利申请中，该 专利申请的题目为“用于公共有轨机车的燃油喷射系统的可变排量 高压泵”(Variable Displacement Pump for Common Rail Fuel Injection Systems)。该专利申请已转让给本发明的受转让人。该申请 的全部内容在此引用作为参考。

参见图5和图17a至图27，燃油分配器16的壳体44装设在泵 壳体22的下部23上，相邻于第二开口202。燃油分配器壳体44包含 一个转子孔214，该孔以与泵壳体22的第二开口202轴向对中的方 式在壳体44中沿轴向延伸。在转子孔214的一端处于分配器壳体 44中加工出一个环形密封凹槽206，用于安置轴密封件208，该轴密 封件防止在转子216周围泄漏的燃油进入到凸轮轴安置腔24内。转 子216可转运转安装在转子孔214中，并且其第一端部由连接件218 连接到凸轮轴26上。转子216的第二端部终止在一个凹槽220的内 表面附近，凹槽220是在靠近转子孔214的分配器壳体44的端部中 形成的(见图5，图22和图25)。凹槽220包括用于与一个排油接头 222的外螺纹相啮合的内螺纹，排油接头222有一个在其内部轴向 延伸的排油口224。虽然分配器壳体44最好是从泵壳体22轴向延伸 出来，但壳体44也可以装设在泵壳体22上，从而转子216垂直于凸 轮轴26的轴线延伸，如图17b中以示意形式所示的那样。在这种的 结构布置情况下，转子216在运行上可以通过各齿轮217连接到凸 轮轴26上。

转子216包含一个轴向供油通道226，该通道沿着转子216的 旋转中心轴线但与该轴线径向间隔开，从转子216的第二端部轴向 向内延伸，终止在第一端部之前的某一点处(见图5和图27)。塞子 228可螺纹连接地固定在相邻于凹槽220的轴向供油通道226的开 口端中，以相对于排油口224对通道226进行流体地密封。一个径向 供油通道230从轴向供油通道226处沿径向延伸到与转子孔214相 连通。在分配器壳体44中设有六个口231和六个相应的燃油接纳通 道232，它们围绕转子孔214的周边等间距的分布，用以在转子216 转动期间与径向供给通道230相继连通。转子216中形成的一个半 环形平衡槽234在转子216的周边上大约延伸75％或272°的范围。 平衡槽234终止在径向供油通道的两侧，从而当供油通道230与燃 油接纳通道232对齐时，其余的燃油接纳通道232就与平衡槽234 连通。因此，将使与平衡槽234相连通的燃油接纳通道232中的燃油 压力在每个喷射周期开始之前达到相等。这种使燃油接触通道232 和相应的下游通道中的初始燃油压力达到平衡或相等保证了能够控 制和预测从一个喷射周期或发动机循环到下一个喷射周期或发动机 循环的燃油计量。并且，转子216中的一个轴向排油通道233在靠近 排油接头222处从转子216的端部向内延伸到与从平衡槽234沿径 向向内延伸的一个径向通道235相连通。这样，平衡槽234中的，因 而也是不与径向供油通道230相连通的燃油接纳通道232中的燃油 就持续地连通到排油管中，该排油管维持一个基本不变的低压力。结 果，每个燃油接纳通道232都维持在一个相对可预测的常压下，从而 每个燃油接纳通道232的压力上升则是在几乎相同的压力下开始 的，由此改善了燃油计量的可控性和可预测性。每个燃油接纳通道 232的相对的一端与在分配器壳体44的端部上形成的一个凹槽236 相连通。每个凹槽236都有与出油口接头238上形成的互补的外螺 纹相啮合的内螺纹。一轴向喷油孔240通过每个出口接头238沿轴 向延伸而与各自的燃油接纳通道232相连通。燃油接纳通道232是 由通过以一个与转子轴线成一锐角的方向从每个凹槽236处向内 在分配器壳体44中钻孔而成的。这样，每个出口接头238流体地密 封钻孔的处于接头238径向向外的那部分，由此在每个燃油接纳通 道232和每个喷孔240之间提供一个流体地密封的连接部分。一个 在转子216中形成的并与径向供油通道230轴向间隔开的径向燃油 接通道242从轴向供油通道226径向向外地延伸而与一个环形供给 槽244相连。

本燃油供给系统用于将燃油从蓄压器腔室36输送到环形供油 槽244的这一部分将在下面详细说明。如图5所示，燃油经燃油供给 油通道67和一个燃油供给管246从蓄压器腔室36a输送到分配器 壳体44。在供给通道67的开口端内形成的一个供油凹槽248包含 一个供油管座250，用于接合供油管246的端部上的一个供给管头 252。供给凹槽248包含用于与在大体为圆筒形供油管接头254上形 成的互补外螺纹相啮合的内螺纹。燃油供给管246延伸通过供油管 接头254，从而管接头254的一端置靠在供给管头252上。相对于供 油凹槽248和燃油供给管246旋转该管接头254可迫使供给管头 252向内进入与供油管座密封接合状态，由此在供给通道67和供给 管246之间的产生一种流体密封连接。燃油供给管246在分配器壳 体44和蓄压器壳体34的悬臂轴向突出部分38之间的空间内向下 延伸进入到在分配器壳体44的上表面上形成的一个燃油供给管接 纳凹槽256中。在燃油供给管246的端部上形成的一个圆柱形密封 件258被径向向外地迫压在接纳凹槽256的表面上，以防止燃油在 燃油供给管246和接纳凹槽256之间出现泄漏。在接纳凹槽256中 形成的一个环形密封槽260可以安置一个密封件，用以防止燃油在 燃油供给管246和壳体44之间的接纳凹槽256中泄漏出来。在环形 密封槽260和圆柱形密封件258之间的接纳凹槽256中形成的一个 环形燃油供给管排油槽262收集在燃油供给管246和壳体44之间 接纳凹槽256中任何向上泄漏的燃油。一个排油通道263从排油槽 262处延伸出而与来自第一喷射控制阀20的排泄系统相连接。

一个轴向供油孔264在相邻于泵壳体22的第二开口202处从 分配器壳体44的横向表面沿轴向向外延伸到与第一喷射控制阀腔 270相通，阀腔270形成于分配器壳体44中用于安置第一喷射控制 阀20(见图24)。轴向供油孔264继续从第一喷射控制阀腔270沿轴 向向外延伸到与从接纳凹槽256处延伸的通道266相连通。轴向供 油孔264的开口端包含一个用塞子(未示出)流体地密封住的凹槽 268。一第二喷射控制阀腔272形成于靠近第一喷射控制阀腔270的 分配器壳体44中，从而第一和第二喷射控制阀腔270和272分别位 于转子216的相对的横侧面上。一个在转子216上方从分配器壳体 44的一侧延伸的横向供油孔274将第一喷射控制阀腔270与第二 喷射控制阀腔272相连接(见图21和图23)。横向供油孔274和轴向 供油孔264形成于同一水平面上，从而在阀腔270周向上的相邻各 点处与第一喷射控制阀腔270相交。横向供油孔274的开口端用塞 子275流体地密封(见图23)。形成在分配器壳体44中的一个转子 供油孔276在转子216的下方从壳体44的一侧延伸而分别与从第 一和第二喷控制阀腔270和272延伸出的一第一出口通道278和第 二出口通道280相连通(见图19，图23至图26)。转子供油孔276的 开口端用一个类似于塞子277的适当尺寸的塞子流体地密封住。一 个转子供油口282从转子供油孔276垂直向上延伸到与转子孔214 相连通。供油口282通过在分配器壳体44的底部向上钻孔而形成。 因此与供油口282相关联的钻孔的开口端由一个塞子(未示出)流体 地密封住。

供油口282和转子供油孔276与径向燃油接纳通道242和供油 槽244形成于一个公共垂直横平面中，从而当转子216转动时供油 口282持续地与供油槽244和径向燃油接纳通道相连通。结果，经径 向燃油接纳通道242，供油槽244，供油口282，转子供油孔276和第 一，第二出口通道278和280从横向供给孔274输送到轴向供给通 道226的燃油量仅仅取决于各个喷射控制阀20和21的位置。但是， 在转子供油孔276中设置有一个双向止回阀，防止从其中一个喷射 控制阀腔270和272供给的燃油流入到另一个喷射控制阀腔中。可 以操作的以将轴向供油通道226与蓄压器腔室36a相连通的第一和 第二喷射控制阀20和21可以是如图23中所示的三向型式的，这在 以帕塔基(Pataki)等人的名义于1993年3月19日递交的题目为“力 平衡的三向电磁阀”的共同未决专利申请中做了详细说明，该专利申 请已转让给本发明的受让人，此处引入其全部内容做为参考。

第一和第二喷射控制阀20和21也可以操作以便将轴向供油通 道226与一个整体上用标号284(见图22)表示的低压燃油排泄回路 流体地连接起来。低压燃油排泄回路284包含一第一和第二轴向排 泄通道286和288，它们从靠近泵壳体22的分配器壳体44的横向表 面轴向地延伸分别与第一和第二喷射控制阀腔270和272相连通。 轴向排泄通道286和288也从各个阀腔270和272轴向延伸出分别 与排泄通道290和292相连通(见图22)。排泄通道290和292的每 一个都与转子216的轴线成一定角度地向内延伸而与凹槽220中的 一个环形排泄集油槽294相连通。在每个排油接头222的最内端中 形成的一对排油孔296和298从排泄集油槽294延伸到排油口224， 以将排泄集油槽294中的燃油引到一个连接在排油接头222的相对 一端上的低压燃油排泄管中(见图5)。

低压燃油排泄回路284还包括一个在分配器壳体44中形成的 轴向延伸的排泄通道300，它的一端与密封凹槽206相连通，而其相 对的另一端与排泄通道292相连通(见图17a，图22和图23)。因此， 从转子216和分配器壳体44之间的间隙泄漏到密封凹槽206中的 任何燃油都被引向排泄管。一个垂直排泄通道302的一端与一个在 阀腔272的上端处形成的一第二阀凹槽304相连通，而其另一端与 轴向排泄通道288相连通。一第一阀凹槽306通过一对排泄通道 308和310而与第二阀凹槽304流体地连通，每个排泄通道308和 310都从各自的凹槽306和304向内延伸(图20和图23)。结果，从 阀腔270和272泄漏的任何燃油都分别收集到凹槽306和304中， 并由垂直排泄通道302，轴向排泄通道288，排泄通道292，排油孔2 98和排油口224而引入排泄管。

参见图5所示，示意地示出的一个安全阀312设置在蓄压器12 和喷射控制阀20之间沿燃油输送回路的供油管246中。在燃油泵系 统运行期间，喷射控制阀20可能不会有意地卡住或夹持在开启位置 而一直使蓄压器12与分配器16流体地连通。结果，在每次喷射周期 的全部时间内来自蓄压器12的高压燃油，将能够通过分配器16流 入到发动机气缸中。因此，不考虑发动机节流位置，燃油将并非有意 地连续供给发动机，从而可能导致发动机发生飞车情况。当喷射控制 阀20不恰当地保持在开启位置时，安全阀312通过阻止燃油流入分 配器16而防止这种飞车情况发生。安全阀312可以是一压力平衡的 两通两位电磁控制阀，它完全阻断燃油流过供给管246。另一种安全 阀312可以是压力平衡的三向阀，类似于喷射控制阀20，其可以从 一个开启位置移到一个排泄位置，在开启位置时允许燃油在正常的 工作条件下从蓄压器12流到分配器16，在排泄位置则阻断燃油流向 分配器16同时经燃油供给管246将蓄压器12连通到一个排泄通道 314上。安全阀312可以由来自一个ECU(未示出)的信号来控制， 当收到一个关闭信号时，该信号表明喷射控制阀20未能到达关闭位 置。此外，安全控制阀312还可以设置在喷射控制阀20和分配器16 之间的燃油输送回路中。

现参见图28中所示的本主题发明的另一个实施例。在这一实施 例中，相对于图2至图6中的第一实施例，其基本部件是相同的，即 泵401，蓄压器402和分配器404。但不同于先前的实施例，图28中 的燃油泵总成400包括一个齿轮型辅助泵406，它设置在分配器壳 体410中的一个互补的腔室408中。采用辅助泵406的目的是保证 在各泵柱塞416和418在向下行程期间使各泵室412和414中充满 燃油。在某些工作条件下，如高的发动机转速下，泵柱塞416和418 向下行程的运行速度会超过正常发动机“提升”泵的容量，使燃油充 填入各泵室412和414中。

为了解决由于泵室不能经常都被充满的问题，设置了辅助泵 406来大大提高供给泵室412和414的燃油压力。例如，辅助泵406 可以将供给到泵室的燃油供给压力从一个低水平(例如0.35kg/cm2)提高 到一个明显较高的水平(例如14-21kg/cm2)。这种明显较高的压力 一般能保证泵室412和414充满燃油，甚至在相应的泵柱塞416和 418向下运行速度达到最大值期间也能保证泵室412和414充满燃 油。

辅助泵406包括一对装在泵腔408中的啮合齿轮420和422。 齿轮422装设在一个轴424上，轴424与泵401的驱动轴同轴并且 相连接以进行驱动转动。轴424的另一端连接到一个分配器转子 425上，该转子的功能与图5实施例所示的转子216的功能相类似。 一个隔离壳体426设置在泵壳体428和分配器壳体410之间，便于 将分配器和辅助泵组装在泵壳体428上。一个轴承轴颈430设置在 隔离壳体426中，用来支承轴424的一端。可以在驱动轴的一端上设 置一个流体密封环432，以使辅助泵中的燃油与高压泵401的驱动 轴腔434中的润滑液体保持分离。

高压燃油储存在蓄压器402中，以通过燃油供给管436供到分 配器404。虽然图28中未示出，分配器壳体410内设有一些通道，用 于将高压燃油提供到转子425中的轴向供油通道438中，以便按前 面所述方式与各个发动机气缸按顺序地连通。设置了一对电磁控制 的喷射控制阀440(图28中只可看见其中的一个)，通过控制燃油从 供给管436到轴向供油通道438中的流动来控制喷射到每个发动机 气缸中的燃油喷射时刻和数量。喷射控制阀440也可以是图23中所 示的三向型式的阀，这种阀在以帕塔基(Pataki)等人的名义于1993 年3月19日递交的题目为“力平衡的三向电磁阀”的共同未决专利 申请中做了详细说明，该专利申请已转让给本发明的受让人。

另一种类型的电磁控制的喷射控制阀440示于图29中。在图 29中示出的一对这样的阀440和440′是沿着图28中线29-29截 取的分配器404的一个横向剖面中所显示的情况。这种阀的特征是 设置有一种“套中销”(pin-in-sleeve)型阀件，该阀件是力平衡的 但有一个高压阀座442，该阀座的有效密封面积大大地小于排泄阀 座444。当阀440启动后，供油通道446通过三向阀的阀座442与一 个供油孔448相连通，该供给孔448又通过一个连接通道452与转 子接纳孔450相连。这种阀的优点在于阀在开启时的流动特性可以 大大不同于阀在关闭时的流动特性。而且，在供油孔448中设置有一 个两向止回阀453，防止从其中一个喷射控制阀腔供给的燃油流入 到另一个喷射控制阀腔中。这种三向控制阀也在以帕塔基(Pataki) 等人的名义于1993年3月19日递交的题为“力平衡的三向电磁阀” 的共同未决专利申请中做了详细说明，该专利申请也转让给了本发 明的受让人。

现参见图30所示，图中示出了本主题发明的又一个实施例。在 这个实施例中，设置了一个单一的电磁式三向喷射控制阀454，来代 替图23或图29中的两个三向阀。具体地说，喷射控制阀454包括其 自身的限定一个阀腔460中的阀壳体456，阀腔460中安装有一个图 29中所示类型的三向阀。但是与图2 3和图29中的喷射控制阀不 同，喷射控制阀454对准阀腔460的中心轴线定位，平行于分配器 464的转子462的旋转轴线。来自蓄压器466中的高压燃油通过一 个燃油供给管468供给到阀腔460。当电磁阀470启动后，阀件472 向图30中的右侧移动，以将燃油供给管468连通到通道474，通道 474又将高压燃油经通道476供给到分配器孔475中。

图30还示出了一个因设置了一个低压蓄压器480而与图28所 示的隔离壳体不同的隔离壳体478。设置这个附加的蓄压器的目的 是为了即使在泵柱塞490和492的回返速度达到最大时也能有足够 容量的燃油供给高压泵486的泵室482和484。如果不设置低压蓄 压器480，齿轮泵的尺寸就要做得较大，以满足在柱塞490和492的 向下回返速度达到最大期间所要求的高流率。燃油通过燃油泵总成 的流动过程如下：燃油从一个燃油源(如一个油箱(未示出))供给到 总成，先供给到安装在一个分离的齿轮泵壳体495中的齿轮泵494。 燃油从齿轮泵经一个第一输送通道496(图中以虚线示意性地示出) 供给到低压蓄压器480，再通过设在隔离壳体478，泵壳体500和蓄 压器466中的一系列通道从低压蓄压器输送到高压蓄压器466中的 一个供油通道498中。更具体地说，从低压蓄压器480流出的燃油经 一第二输送通道502供应到泵壳体500。

现参见图31所示，它是沿图30中的线31-31截取的泵壳体 500的一个剖面图。来自第二输送通道502的燃油进入到一个水平 通道504中并通过垂直通道506向上输送，垂直通道506经蓄压器 的输送通道508而与蓄压器466的供油通道相连通，如图32所示， 该图是沿图30中的线32-32截取的泵壳体500和蓄压器466的一 个剖面图。燃油从供油通道498分别经过通道514和516流到泵控 制阀凹槽510和512中，如图33所示，该图是沿图30中的线33-33 截取的蓄压器466的一个局部剖面图。与图10e中所示的通道不同， 供油通道498在518处被堵塞住(见图32和图33)，这样从图30所 示的泵单元经通道520和522返回到供油通道498的泄漏燃油不与 供给到泵控制阀的燃油混合，而是如图31，图32和图33所示的那 样，燃油经过标号为524，526，527的一系列通道以及未示出的在隔 离壳体478和495中形成的通道返回到泵壳体495中的齿轮泵494 的低压进口处。

在喷射控制阀壳体456，分配器壳体528和齿轮泵轴530和532 中也设置了一系列的排泄通道，即这些通道中包括一个排泄通道 534，它径向延伸穿过阀壳体456将燃油从喷射控制阀454引向形成 在分配器466的顶表面上的一个环形排泄通道536中，该环形排泄 通道也收集来自通道474和476的高压连接处的泄漏燃油。一个排 泄通道538从环形排泄通道536向内延伸与在分配器转子462的一 端的周围形成的一个环形腔539相连通，环形腔539也接收从转子 462和分配器壳体528之间泄漏的燃油。环形腔539由排泄通道541 和543与齿轮泵494的进口相连通。通道541也与一个排泄腔544 相连通，该排泄腔经排泄通道546和548收集来自转子462和壳体 528之间泄漏的燃油。而且还有一个排泄通道550从一个在围绕曲 轴556的一端设置的唇形密封件554之间形成的环形腔552处延 伸，以便将收集在环形腔552中的燃油排泄到一个未示出的排泄管 中。此外，一对排泄通道540和542分别通过齿轮泵轴530和532轴 向地延伸，收集齿轮泵轴530和532和隔离壳体478之间泄漏的燃 油。通道542将泄漏燃油引到排泄腔544中，而通道540将泄漏燃油 引到环形腔539中。一个装设在通道540中的止回阀545上被施加 了偏压，以防止泄漏燃油流到图30的右侧，直到通道540中达到一 个低的流体压力例如5psi。这种结构布置防止了齿轮泵494从通道 550和凸轮轴腔558将空气吸入到它的进口中。

现参见图34a和图34b，图中示出了低压蓄压器480的两个实 施例。请参见图34a，低压蓄压器480包含一个可移动活塞560，它可 滑动地装设在一个通过隔离壳体478延伸的腔562中。在活塞560 相对的两侧处的腔562的每一端中都有一个用螺纹固定的密封塞子 564，用来对腔562进行流体地密封。活塞560包含一个滑动地装设 在其中一个密封塞子564中的第一部分566，和一个滑动地且密封 地接合到壳体478的一个内壁上的第二部分568，以将腔562分成 一个供给部分570和一个排泄部分572。一个压力调节盘574设置 在排泄部分572中，由一个高压弹簧576迫压靠在图34a的左边的 环形台肩575上。一个低压弹簧578其一端座顶在压力调节盘574 上，而其另一端顶靠在活塞560上，将活塞迫压向图34a的左边。从 齿轮泵494(见图30)来的燃油经一个在出口580的相对端形成的供 给口(未示出)进入供给部分570，出口580与通道502、504、506和 508相连通，将燃油供给到高压燃油泵。燃油流过在第一部分566中 延伸的通道582和583，作用在第一部分566的两侧和第二部分568 的一个端面上。当腔562中的压力增大，燃油压力作用在活塞560 上，使活塞560克服低压弹簧578的力向图34a的右边移动活塞 560，以在腔562中形成一个燃油储存室。当高压泵所需燃油超过齿 轮泵的容量时，弹簧578将迫使活塞560向左移动，以对来自齿轮泵 的燃油进行增补。图34a和34b中的组件还具有调节压力蓄压器腔 室562中压力的功能。当齿轮泵的输出量增加时，较高的燃油压力将 克服高压弹簧576的偏压力迫使活塞560推动压力调节盘574移向 图34a的右侧，直至第二部分568的一个左缘边584移动到一个凸 肩586的右边，从而让燃油从供给部分570流到排泄部分572中。排 泄部分572中的燃油经一个排泄口588和返回通道(未示出)返回到 齿轮泵474的进口处。一旦供给部分570中的燃油压力降低到一个 预定的水平，高压弹簧576就从排泄部分572一侧将活塞560推向 左边，来对供给部分570进行流体密封。这样，即使在泵柱塞490和 492(见图30)的回返速度达到最大期间，蓄压器484也能保持具有 足够的燃油供到高压泵486的泵室482和484。

图34b示出了低压蓄压器480的第二个实施例，它具有一个可 移动活塞590，其设置在一个腔592中，腔592是在隔离壳体478的 一侧中形成的并由一个密封塞子593流体地密封。供给的燃油经通 道596和598在供给部分594中流进和流出。当腔592中的压力增 大时，可移动活塞590就克服低压弹簧600的偏压向图34b中的右 边移动。当燃油压力增大到一个预定水平时，活塞590就接触压力调 节盘602，使调节盘602克服一个高压弹簧604的偏压而向右边移 动，由此让供给的燃油通过通道606排出。当供给燃油压力降低时， 弹簧604使盘602返回到它座顶着一个台阶608的位置。

现参见图35所示，它公开了本发明的另一种液力机械型式的实 施例。它与先前讨论的实施例类似的地方表现在，高压泵单元700将 高压燃油供给到一个蓄压器702，以便经过一个燃油分配器706将 燃油顺序地输送给数个喷油器喷嘴(图中704处示出了其中的一个 喷油器喷嘴)，分配器706包括一个转子708，它旋转着依次将燃油 从形成在转子708中的供油孔710将燃油输送到在一个分配器壳体 713内形成的接纳通道712中。但是，与先前实施例不同，转子708 安装得可以轴向移动，这种移动是在一端处的一个发动机速度探测 浮块装置714的影响下以及在另一端的一个弹簧元件716的作用下 产生的。弹簧元件716的偏压力是可以响应于一个凸轮718的转动 而进行调节的，凸轮718的转动可以由节流位置和/或一个全速调速 器来控制。供油口710包含一个引导口720，它引导供油口710提供 一个引导喷射或预喷射口和一个基本上呈三角形状的主喷射口 722。主喷射口722的形状调整成在转子708进一步转动后与接纳通 道712对准，主喷射口722的形状在转子708的轴向方向上是可改 变的，以使得由相应的喷油器喷射的燃油量按照转子708的轴向位 置的不同而改变。为了改变由该系统实施的每个喷射过程的时刻，可 以设置一个“相位器”机构724，相对于凸轮轴的瞬时位置来提供前 移或推后转子708。这样一种机构可以响应于一种机械的，电的或流 体的信号来相对于发动机凸轮轴调节转子708的角度位置。

参见图36所示，图中示出了本发明的另一个实施例，它除了采 用一个旋转泵750代替图1中示出的直列式高压泵14之处类似于 图1中所示的实施例。旋转泵750包含有能往复运动地装设在一个 泵室754中的泵柱塞752，泵室754形成于驱动轴756的一部分中， 该部分构成一个可旋转的泵壳体。另一种情况，泵室可以在一个与驱 动轴756分离的但能与其一起转动的可转动泵壳体中形成。最好驱 动轴756也用于驱动分配器758，分配器758可以形成在驱动轴756 中，或者作为由轴756驱动的一个单独的可转动组件来形成。分配器 758按图5中的分配器16的相同方式工作。

由驱动轴756穿过的一个凸轮环760包含一个内环形凸轮表面 762，泵柱塞752例如由偏压弹簧(未示出)压靠在该凸轮表面762 上。这样，当驱动轴756转动时，就使泵柱塞752相对于凸轮表面 762运动，该表面762交替地使柱基752向内移动并允许泵柱塞752 向外移动，这是由凸轮表面762轮廓来控制的。泵室754与一个公用 中央腔764相连通。公用中央腔764经例如轴向通道768，径向通道 770，环形槽772和在一泵壳体(未示出)中形成的连接通道774与泵 控制阀766持续地相连通。

虽然未示出，泵壳体可以是固定的而凸轮环760可以设置成与 驱动轴756一起转动。径向取向的泵室可以径向地设置在凸轮环内 部(如图36所示)或者可以将泵室径向地设置在凸轮表面的外面。无 论所采用的凸轮环实施例情况怎样，图36中的旋转泵可以与图5， 图28和图30中所示的本发明的单元化的泵总成组成一个整体。

除了旋转泵750在驱动轴756转动期间使泵柱塞752一致地沿 径向向内和向外移动之外，图36示出的实施例的工作情况基本上与 图1的实施例相同。当泵控制阀766开启时，可使燃油从一个燃油供 给源(未示出)通过泵控制阀766流入到在泵柱塞752向外冲程时的 泵室754中。只要泵控制阀766处于开启位置上，当泵柱塞752向内 移动时，燃油就被挤出，通过泵控制阀766返回到燃油供给源中。当 要求向蓄压器中输送燃油时，则在泵柱塞752的向内冲程期间将泵 控制阀766移到关闭位置，阻止燃油流向燃油供给源，这样让高压燃 油从公用中心腔764输送到蓄压器776中。本发明的这个实施例的 一个特别的优点在于它提供了一种能很好地适用于受到严格的尺 寸，重量和价格要求所限制的小型发动机的结构极其紧凑的低成本 的燃油泵送系统。而且，应注意到它只需要一个泵控制阀用于数个泵 柱塞，由此简化了该总成和控制系统。

现参见图37和图38，图中示出了在本发明的燃油系统中使用 的燃油分配器的另一个实施例。具体地，分配器780包含容纳有分配 器或喷射管路阀784的壳体782，阀784由一个旋转凸轮轴786操 纵，将压缩的燃油通过各个输油阀788输送给相应的发动机气缸(未 示出)。分配器壳体782在其一端有一个大的圆柱形凹槽790，用于 安装旋转凸轮轴786。在凸轮轴786的环形外表面和分配器壳体782 之间设有一个密封件792，防止燃油从凸轮轴786和分配器壳体782 之间泄漏出来，同时允许凸轮轴786旋转。凸轮轴786包含一个端面 794，其上设有一个凸轮796，用来在凸轮轴786转动时驱动喷射线 路阀784。凸轮796设置在端面794的外径向部分上，以便按顺序与 喷射线路阀784相接触。

分配器壳体782还包含一些沿凸轮轴786的旋转轴线垂直于端 面794在轴向上延伸的阀腔798，阀腔798以圆周的方式等间距地 分布，如图38所示，并从圆柱形凹槽790的内端延伸。壳体782中设 有一个供油进口通道800，它的一端与图1中所示的喷射控制阀20 流体地连通。供油进口通道800的另一端连接到一个公用供油室 802，该供油室802与每个阀腔798流体地连通。各个燃油喷射出口 通道804从每个阀腔798径向向外穿过壳体782，用于将高压燃油 输送到通向相应发动机气缸中的各个燃油喷射管路806。各个由弹 簧偏压的输油阀788设置在每个燃油喷射管路806中，以防止燃油 从每个燃油喷射管路806经分配器780向回流。

喷射管路阀784都是包含一个滑动阀件808的滑阀型阀，滑动 阀件808可在各自阀腔798中往复运动。每个滑动阀件808的一端 延伸到靠近凸轮轴786的端面794的凹槽790的内端，以便在凸轮 轴786转动期间位于与凸轮796相啮合。每个滑动阀件808的另一 端延伸到其相应的阀腔798中，并越过燃油喷射进口通道804和供 油室802与阀腔798相连通的部位。一个偏压弹簧810设置在腔811 中，腔811由滑动阀件808的另一端和每个阀腔798的封闭端形成。 弹簧810将滑动阀件808迫压向凸轮786并与端面794相接合。

每个滑动阀件808还包括一个圆筒形凸肩812，其尺寸设定成 能与阀腔798的内表面形成紧密的滑动配合，以形成一个在相邻表 面之间的流体密封，来防止燃油在凸肩812封住或阻断出口通道804 和供油进口通道800时从这些通道中泄漏出来。供油阀元件808还 包含一个在其外表面上形成的环形槽814，以便在阀件808的一端 上形成一个凸肩812。环形槽814沿阀件808设置，以便当凸轮796 克服弹簧810的偏压力向内移动各个滑动阀件808时使其位于与公 用供油室802和燃油喷射进口通道804相连通的位置。

现在根据分配器在本发明的燃油泵系统中的应用来讨论图37 中所示燃油分配器的工作情况。当凸轮轴786转动时，凸轮796顺次 地与喷射管路阀784的滑动阀件808接合，使一相应的滑动阀件 808克服弹簧810的偏压力移向右边，如图37中所示。这样，环形槽 814移动到与公用供油室802和燃油喷射出口通道804相连通位 置；使喷射管路阀784处于一个开启位置，将供油进口通道800与一 相应的喷射管路806流体地连通。当凸轮轴786继续转动，凸轮796 从滑动阀件808的端部通过，使滑动阀件808在弹簧810的偏压力 作用下返回到一个闭合位置，而凸肩812则阻断在公用供油室802 和燃油喷射通道804之间的流动。每个喷射管路阀784的开启和关 闭确定一个各自的潜在喷射周期或可能的喷射最佳时间(Window of opportunity)，在这一期间，喷射可以按由图1所示的喷射控制阀20 的工作情况所确定的那样发生。但是，在凸轮轴786旋转期间的任何 给定时刻，只有一个喷射管路阀784处于确定喷射周期的一个开启 位置上。喷射控制阀20在每个喷射期间开启并随后关闭，以确定一 个喷射过程，在该喷射过程期间，来自高压蓄压器12的高压燃油经 供油进口通道800，公用供油室802，通过一相应的喷射管路阀784 输送到出口通道804和一个相应的喷射管路806中，以便输送到一 相应的喷油器喷嘴组件11和相关联的发动机气缸(未示出)中。喷射 管路阀784也包含一个从滑动阀件808的一端延伸到其另一端的均 衡通道816，以使凹槽790与弹簧腔811连通。这样，由于在滑动阀 件808和分配器壳体782之间的泄漏燃油而在凹槽790和弹簧腔 811中建立的任何压力都可以得到平衡，而允许滑动阀件808能移 动。而且，虽然未示出，但可以采用一个排泄通道将弹簧腔811和/或 凹槽790连到一个低压燃油排泄管上。另一种方式则可以经过与凹 槽790连通的一个通道(未示出)将润滑油充入弹簧腔811和凹槽 790中。此外，在本燃油系统中还可以采用其它形式的分配器，这包 括在题为“高压燃油喷射系统”的共同转让的美国专利申请 No.117697中公开的那些分配器，此处已引入该专利申请作为参考。

图39和图40表示图6中所示的本发明高压泵总成的另外两个 实施例，其中与图6中相同的部件采用相同的标号。图39和图40中 的两个实施例都有利地减少了总成的部件数目并降低了加工工艺的 复杂性，从而有利地降低了整个系统的成本。此外，通过减尖高的燃 油压力作用下的密封接头的数目，这些实施例也降低了泵室的燃油 泄漏的潜在性。

如图39和图40所示，这两个实施例由于避免采用图6所示实 施例中的密封盘112而实现了上述优点。图39中的实施例包含一个 单体件的泵筒820，其内端822在保持架104的作用力的作用下顶 压靠在蓄压器壳体或泵头34上。泵单元止回阀824伸入到一个泵出 口通道826中，通道826穿过内端822沿泵室828的中心轴线延伸。 泵单元止回阀824适于密封地接合在形成于泵筒820的上环面上的 一个围绕泵出口通道826的止回阀座829上，当腔室36c中的压力 大于泵室828中的燃油的压力时，该止回阀824防止高压燃油从蓄 压器腔室36c中流出，而当泵室828中的压力超过蓄压器腔室36c 中的燃油压力时允许燃油从泵室828流入蓄压油器腔室36c中。由 设置在一个输油通道832中的偏压弹簧830使止回阀824顶靠在 阀座829上被压入到一个关闭的位置。一个弹簧导销834从蓄压器 腔室36c延伸到输油通道832中，用以对弹簧830导向，同时为弹簧 830提供一个支座面。泵筒820也包含一对从泵室828延伸出的泵 进口通道836，以与形成在泵筒820的顶表面上的一个环形槽838 相连通。如前面参照图6更详细地讨论过的那样，环形槽838由一 相应的燃油通道840和燃油供给支路842流体地连通到泵控制阀 18，19上。该实施例的工作情况基本上与前面图6中所述情况的相 同。

现参见图40所示，泵总成的另一实施例包含一个位于顶靠在泵 头34上的泵筒844，使泵室846紧靠着泵头34。泵头34从泵室846 横向延伸，以形成至少泵室846的一部分端壁848。在本实施例中， 泵筒844中没有泵进口和出口通道形成，因为泵进口和出口通道 850和852分别完全地都形成于泵头34中。出口通道852中设有一 个止加阀854，用来顶靠在围绕出口通道852环形地制成的止回阀 座856上。止回阀组件腔858从泵头34的上表面向下延伸，而与泵 出口通道852相连通，以便于安装止回阀854和其相关的弹簧860 和导向销862。一个密封塞864螺纹地接合在止回阀组件腔858中， 以对腔858密封，同时为弹簧860和导向销862提供支承。图39和 图40中所示的两个实施例的一个优点是在每个泵筒的内端和邻接 的泵头之间都只产生一个高压连接部分。这种设计使燃油泄漏量最 小，并减少了加工金属与金属的密封面时的时间和费用，由此保证泵 在降低了成本的同时能有效地在高压下工作。

现参见图41至图43，图中示出了本主题发明的另一个实施例。 该实施例基本上与前面图30所示的针对单个电磁控制的三向喷射 控制阀454，分配器464，齿轮泵494和高压泵总成486的下部分的 讨论的实施例相同。但是在本实施例中，蓄压器壳体或泵头870与高 压泵总成486的上部分做成一体，以使燃油泵总成总高度减至最小。 特别地，泵室872和874直接形成于蓄压器壳体870中。泵室872和 874沿一相应的径向泵轴线布置，该径向泵轴线穿过泵单元880和 882向外开口的泵腔876，878。泵柱塞884，886伸入各自的泵室872 和874，用以在驱动轴888的转动过程中作往复运动。泵室872和 874由各相应的与蓄压器壳体/泵头870做成一体的泵筒890和892 构成。与蓄压器壳体870构成一体的泵筒890和892构成。与蓄压器 壳体870构成一体的泵筒890和892的每一个向内延伸到各自泵腔 876，878中，以支承泵柱塞884，886。在各泵筒890，892周围形成的 各环形弹簧凹槽894和896用于安装和支承偏压弹簧898和900的 一端。蓄压器壳体/泵头870也包含一对泵阀凹槽902和904，它们 形成于一个侧壁906上并横向延伸到用于安装泵控制阀18，19的壳 体中。各个腔90，910分别从每个泵阀凹槽902，904横向穿过壳体 870而延伸到相对面的侧壁912上，用于安置相应泵控制阀18，19的 相应控制阀件914(见图43)。每个阀腔908，910沿壳体870轴向地 设置，直接位于各泵室872，874的上方，这样泵室872，874的开口直 接通入各阀腔908，910中。

如图41和图42所示，环形槽916，918形成于各自阀腔908， 910中，位于各泵室872，874和侧壁912之间的横向上。一个公用轴 向输送通道920轴向地穿过壳体870，而与环形槽916，918相连通。 公用轴向输送通道920从阀腔910轴向地延伸到与一个横向通道 922相交，横向通道922从侧壁912横向延伸穿过蓄压器壳体870 的一部分。输送通道920和横向通道922的开口端由设置在该开口 端中形成的一个凹槽中的塞子920a和922a进行流体地密封。蓄压 器壳体870中还包括有两个从一端壁928轴向地伸入到壳体中的两 个蓄压器腔室924和926。相应的轴向通道930，932各将一个蓄压 器腔室924，926连通到横向通道922上。如图43所示，蓄压器壳体 870还包含一个与每个泵控制阀18，19相关联的供油通道934。一般 地，每个泵控制阀18，19最好是类似于共同转让给本哈特 (Barnhart)的美国专利No.4,905,960中公开的那种电磁控制的阀 组件。泵控制阀18，19在泵头870中的安装布置在结构上是相同的， 下面只讨论在泵控制阀18中的不同之处。在这个特定的应用情况 下，泵控制阀18包括一个设置在电磁外壳938和一个阀座件940之 间的弹簧壳体936。阀座件940以压缩流体密封顶压的状态设置在 弹簧壳体936和一个环形接合面942之间，环形接合面942围绕阀 腔908形成于蓄压器壳体870上。阀座件940围绕阀腔908径向向 内延伸，以形成一个环形阀座944。泵控制阀18也包括一个阀件 946，它可往复运动地装设在阀908中，用于控制燃油流入和流出泵 室872。阀件946包括一个环形锥表面948，当阀件946移动到一个 关闭位置时，该锥表面948与阀座944接合。一块衔铁950连接在 阀件946的一端上靠近电磁线圈组件952，它在线圈组件被通电励 磁时而被拉向电磁线圈组件952。一个阀偏压弹簧954设置在形成于 弹簧壳体936中的一个环形腔956中，用于将阀件946的锥表面 948从阀座944上推压开进入一个开启位置。弹簧壳体936相对于 泵阀凹槽902的内表面设置，以构成一个与供油通道934相连通的 环形间隙958。阀座件940包括与环形间隙958相连通的径向通道 960。阀件946相对于阀座件940设置，以形成一个在座阀944的一 端上与径向通道960相连通的第一环形通道962。在阀座944的相 对的另一端处，阀件946相对于阀腔908的内环形表面设置，以形成 一个第二环形通道964，当阀件946处于开启位置时该第二环形通 道964的一端与第一环形通道962相连通，而其另一端与泵室872 相连通。

如图43所示，泵控制阀18的阀件946还包括一个将泵室872 与形成于阀件946中部的一个止回阀腔968相连通的泵出口通道 966。一个弹簧偏压的止回阀970设置在止回阀腔968中并由一个止 回阀弹簧972压靠在止回阀座974上，阀座974形成于阀腔968中 的阀件946的内环形表面上。一个弹簧导向销976也设置在止回阀 腔968中并由内开口环978固定在阀件946上。因此，包括止回阀 970，止回阀弹簧972和弹簧导向销976的止回阀组件在泵控制阀 18工作期间随阀件946一起作往复运动。每个阀腔908，910的开口 端由螺纹连接在形成于开口端中的一个凹槽内的塞子980流体地密 封。一个阀止动件982与塞子980螺纹连接，以便当阀件946由偏压 弹簧954推移到开启位置时，为阀件946的外环形端形成一个支承。 阀止动件982包括有一个用于导向销976支承的内延伸段983。当 阀止动件982相对于塞子980转动时，就可以调节阀止动件982相 对于阀件946的横向位置，从而也就调节了阀件946的阀行程。

阀件946还包括径向通道984，它们设置成能使止回阀腔968 和环形槽916之间流体连通。止回阀座974沿止回阀腔968设置在 泵出口通道966和径向通道984之间，以使止回阀970能防止在其 处于关闭位置时高压燃油从蓄压器腔室924，926回流，而当阀件 946移动到关闭位置时允许高压燃油从泵室872，874流到蓄压器腔 室924，926中。蓄压器壳体870也包含一个排泄通道986，它从阀腔 908在靠近阀止动件982处延伸到一个低压排泄管(未示出)。

图41至图43中的泵总成在几个方面具有特别的优点。第一，泵 筒890，892与泵头蓄压器壳体870做成一体，并将泵控制阀18，19 安装在蓄压器的侧面上，使之横向穿过蓄压器壳体870。蓄压器壳体 870能够移到更靠近驱动轴888，形成一个更加整体化、更加紧凑并 且重量轻的泵总成。如图41中所示，该紧凑的总成可以将喷射控制 阀454置于邻接于蓄压器壳体870的一个轴向悬臂部分987和分配 器464之间的位置。不同于先前实施例中所示的由一个垂直燃油供 给管将蓄压器连接到喷射控制阀上的情况，此处有一个燃油供给管 989其一端连到一个塞子991和周围的一些回路上，塞子991设置 在蓄压器腔室926的开口端中，以便与安装有喷射控制阀454的壳 体的侧壁相连。第二，这个整体总成减少了在泵输油冲程期间滞留在 高压通道中的高压燃油的容积，因为泵室直接与阀腔和阀座相邻地 设置。滞留燃油容积的减小则使高压泵的每个冲程的泵送效率增加， 因为承受很高压力的燃油总量的较大部分都实际上输送到蓄压器 中。结果，对于给定尺寸的燃油泵总成来说，发动机马力可以增加，因 为与没有这种特性的系统相比，泵送相同数量的燃油进入蓄压器时 由高压泵所消耗的功率较少。第三，由于将泵室移入蓄压器壳体中， 这种结构设计减少了泵室和蓄压器腔室之间的高压连接部分的数 目。

见参见图44和图45，图中示出了本发明的另一个实施例。总体 上，该实施例公开了一种新颖的泵总成，其中该泵总成包含一个泵头 990，一对泵单元992和993，以及相应的压力平衡的泵控制阀994 和997。泵单元992和993以及相关的泵控制阀994和997在结构上 是相同的，因此以下只描述泵单元992和泵控制阀994。虽然未示 出，但燃油泵总成可以与图5，图28和图30中所示的燃油泵系统的 相同部件，包括电磁控制的三向喷射控制阀，分配器，和高压泵总成 的下部分一起使用或安装在它们上面。如图44所示，泵单元992的 泵筒995由泵保持架998保持在泵凹槽996中，保持架998上设有 外螺纹，用以与形成于凹槽996的外端上的沉孔1000的内环面上的 互补螺纹相啮合。泵单元992也包含一个在泵筒995中形成的泵室 1002，和一个可以响应驱动轴(未示出)的转动在泵室1002中进行往 复运动的泵柱塞1004。泵筒995有一个内端1006与泵头990邻接设 置，泵单元出口通道1008从泵室1002延伸穿过内端1006。形成在 泵头990中的一个排泄通道1010将出口通道1008连接到蓄压器腔 室1012。一个泵单元止回阀组件1014设置在蓄压器腔室1012，排放 通道1010和泵单元出口通道1008中。止回阀组件1014包括一个止 回阀件1016，偏压弹簧1018和导向销1020。止回阀件1016受弹簧 1018的偏压作用而与在出口通道1008周围的泵筒995上形成的一 个环形阀座1022扫合，以防止燃油从蓄压器腔室1012流入泵室 1002，而当泵室1002中的压力大于腔室1012中的压力时则允许燃 油从泵室1002流入蓄压器腔室1012中。一个端面盘1024和密封环 1026设置在泵筒995和泵头990之间的环座1022周围，以防止高 压燃油在这两个部件之间泄漏，或者取消端面盘1026和密封环 1026，而在泵筒995和泵头990之间形成一种金属与金属的连接部 分。在泵筒995和泵头990之间形成一个外环形槽1028，以接收通过 由端面盘1024和密封环1026或由一个金属与金属交界面所限定的 密封连接部分泄漏的任何高压燃油。从环形槽1028延伸出一个排泄 连接通道1030，与一个组合排泄通道1032相连，用于将泄漏燃油从 环形槽1028经泵壳体中形成的一个主排泄通道1034引到排泄管。 一个与泵单元93相关联的类似排泄连接通道(未示出)连到主通道 1034。

一个润滑流动通道1036从环形槽1028穿过泵筒995与形成在 泵筒995中围绕泵室1002形成的一个环形润滑通道1038相连通。 第一和第二环形润滑槽1040和1042分别形成于柱塞1004中并由 一横向通道1044相连通。当柱塞1004在泵室1002中进行往复运动 时，第一和第二环形润滑槽1040，1042周期性地与环形润滑通道 1038相连通。这样，来自环形槽1028中的低压燃油被用来润滑柱塞 1004，由此使柱塞1004和泵筒995的内表面之间的摩擦力减至最 小，因此使接触面的磨损，变形和划伤达到最小程度。

一个阀腔1046径向地穿过泵筒995，从而与泵室1002的内端 和出口通道1008的外端相交。阀腔1046也穿过泵头990，进而在一 端与一个塞子凹槽1048连通而在另一端与一个弹簧室1050相连 通。靠近凹槽1048的阀腔1046的开口端用一个以螺纹接合在泵头 990上的凹槽1048中的一个塞子1052进行流体地密封。压力平衡 的泵控制阀994包括一个安装在泵头990的一侧上的阀操纵器1054 和一个可在阀腔1046中作往复运动的控制阀件1056。阀件1056包 括有一个环形阀面1058，用以当压力平衡泵控制阀994处于关闭位 置时，阀面1058顶靠在一个在泵筒995上形成的环绕阀腔1046周 围的一个环形阀座1060上。一个偏压弹簧1059设置在弹簧室1050 中，用来将阀件1056迫压到一个开启位置。燃油经形成于泵壳体中 的一个主供油通道1062，形成于泵头990的下部中的一个连接通道 1064和一个横向供油通道1066被输送到泵室1002中，横向供油通 道1066沿纵向穿过泵头990，将一个泵控制阀994的弹簧室1050 流体地连接到一个相邻泵控制阀上，如图45所示。在泵头990中形 成有一个靠近阀腔1046围绕泵凹槽996的环形通道1067，在控制 阀件1056和阀腔1046的内表面之间形成的一个环形间隙1068将 弹簧室1050连通到环形通道1067上。在阀腔1046的相对的一端， 环形通道1067由形成于控制阀件1056和阀腔1046的内表面之间 的环形间隙1070连通到泵室1002。环形阀座1060沿环形通道1067 和泵室1002之间的环隙1070形成。这样，环形阀表面1058可以移 动实现与环形阀座1060的接合和脱开，以便控制燃油流进和流出泵 室1002。

压力平衡的泵控制阀994可以是任何适用于该设计中的常规电 磁操纵的、压力平衡的双向阀。压力平衡的泵控制间994的控制阀元 件1056在关闭位置上是压力平衡的，因为由高压流体产生的沿某一 方向，亦即朝向图44的的右边作用在控制阀元件1056上的流体压 力等于由高压流体产生的沿相反方向，即朝向图44的左边作用在控 制阀元件1056上的流体压力，这是因为保持暴露在泵室中的流体压 力作用下的阀座1060的有效横截面积等于在安装在泵室1002的右 侧上的泵筒中的阀件1056的一部分所确定的有效横截面积，即产生 右向力的控制阀元件1056的表面积等于产生左向力的控制阀元件 1056的表面积。

在运行中，燃油通过一个供油泵(未示出)经主供油通道1062， 连接通道1064和横向供油通道1066输送到弹簧室1050。燃油从弹 簧室1050经环绕控制阀件1056周围的环隙1068，环绕泵筒995周 围的环形通道1067流入到邻近环形阀座1060的环隙1070中。当压 力平衡的泵控制阀994处于断电去磁的开启位置时，燃油在环形阀 座1060和环形阀表面1058之间流入到泵室1002中。当泵柱塞1004 作往复运动时，燃油就经这些供油通道流入和泵出泵室1002。当需 要将燃油输送给蓄压器腔室1012时，泵控制阀994的阀操纵器1054 就在泵柱塞1004前行运动期间被通电励磁，以将控制阀件1056推 移到图44的右边，因此使环形阀表面1058与环形阀座1060接合。 结果，中断了通过环隙1070的燃油流动，使泵柱塞1004对留滞在泵 室1002中的任何燃油进行压缩并升压。当燃油压力达到以一个大于 蓄压器腔室1012中的燃油压力水平时，泵室1002中的燃油将开启 止回阀元件1016，通过出口通道1008和排泄通道1010流入蓄压器 腔室1012。视所采用的控制方式情况，在泵柱塞1004的前行或回返 运动期间的某一时刻，压力平衡的泵控制阀994将被断电去磁，使止 回阀件1016在偏压弹簧1059作用力的作用下移到一个开启位置。 采用压力平衡阀的优点在于开启和关闭泵控制阀时具有较大的活动 余地。特别地，可以很容易地在前行冲程中的任何点处终止泵柱塞 1005的有效泵送行程，而不会导致在使用非平衡的阀结构时要求的 高弹簧力或电磁力。

现参见图46，图中示出本发明的另一个实施例，它除了泵头 1072不包含任何用于蓄集一定量的燃油的蓄压器腔室之外与图44 中的实施例相同。如下面将参照图52和图53的实施例详细描述的 那样，泵头1072只有一个单一的公用输送通道1074，用于接纳来自 一个或多个泵送室1002的燃油。公用输送通道1074的一端连接到 一个距燃油泵总成一定距离设置的隔开安装的蓄压器上，如图52所 示。这种结构布置使燃油泵总成更紧凑，同时可以将高压蓄压器安装 在发动机上的一个更适合更有利的位置。

图47表示本发明的燃油泵总成的另一个实施例，除了采用了一 个压力平衡的泵控制阀1076之外，该实施例与图5，图28和图30所 示实施例相同，压力平衡的泵控制阀1076可以是任何常规的双向压 力平衡的电磁控制阀。一个泵控制阀腔1080从在蓄压器壳体1078 的下表面上形成的一个阀凹槽1082向上延伸，该阀腔1080开口通 入一个由塞子1086流体地密封住的塞子凹槽1084。塞子1086终止 在凹槽1084的端壁的前面，形成一个室1088。泵控制阀1076有一 个控制阀元件1090，该阀元件穿过阀腔1080且终止在室1088的一 端处。在靠近室1088的阀腔1080周围形成的一个环形阀座1092设 置成与形成于控制阀元件1090上的一个环形阀面1094贴靠。在阀 座1092和阀凹槽1082之间靠近控制阀元件1090的阀腔1080中可 以构成一个环形凹槽1096。一个在控制阀元件1090和阀腔1080的 内壁之间形成的一个环形通道1098在控制阀1076处于开启位置时 将室1088与环形凹槽1096流体地连通。

在蓄压器壳体1078中形成的燃油供给通道基本上与图5至图 101中公开的内容相同，但有以下不同之处。第一，在图10e中所示的 连接通道92和94(它们将燃油从公用燃油供给通道90供应到两个 泵控制阀)是从每个室1088向下延伸，以与通道90相连通，而不是 由图5中的实施例所建议的那样从泵控制凹槽1082向上延伸。而 且，蓄压器腔室36a的长度须较短，以终止在塞子凹槽1084之前。图 47的实施例的工作情况基本上与图6所示实施例的情况相同，不同 的是，当泵控制阀1076处在关闭位置，阻断燃油供应源和泵室之间 的燃油流动时阀1076是压力平衡的，因而泵室能具有针对图44及 图45中所示实施例所讨论的那种控制方式的灵活性。

现参见图48至图51，图中示出本发明的另一个实施例。参见图 48所示，泵控制阀1100和1102垂直地安装形成在蓄压器壳体1110 的顶面1108上的各自阀凹槽1104和1106中。泵控制阀1100和 1102的每一个都最好是共同转让给本哈特(Barn hart)的美国专利 No.4905960中公开的那种电磁控制的阀组件。泵单元1112和1114 安装在直接位于相应阀凹槽1104和1106下面的蓄压器壳体1110 下表面中形成的相应泵单元凹槽1116和1118中。在与每个泵控制 阀1100和1102相关联的蓄压器壳体1110中形成的燃油通道在结 构上是相同的，因此，以下只描述一组通道和部件。

参见图49，一个泵出口通道1120从阀凹槽1104延伸到泵单元 1112的泵室中，以形成一个用于接纳泵控制阀1100的一个阀件 1122的阀腔。一个排泄通道1124从蓄压器壳体1110的一侧横向向 内延伸，而与泵出口通道1120相连接。排泄通道1124的开口端用一 个塞子1126流体地密封。排泄通道1124中设置有一个泵单元止回 阀1128，该止回阀能与排泄通道1124周围的一个环形阀座密封地 接合。一个垂直通道1132从蓄压器壳体1110的下表面穿过排泄通 道1124向上延伸到与蓄压器壳体1110中形成的一个蓄压器腔室 1134d相连通。一个与泵单元1114相关联的类似垂直通道1133将 一个相应的排放通道(未示出)与蓄压器腔室1134d相连通。在泵壳 体1138中形成的一个主供油通道1136将低压燃油经一个连接通道 1140和一个支路1142供给到泵控制阀1100。一个类似的支路1143 从连接通道1142处延伸，以将燃油供给到另一个泵控制阀1102。应 该认识到，虽然所示的泵单元1112和1114类似于图40所公开并在 前面描述过的实施例，但泵单元还可以采取一种不同形式的实施例。

现在参见50和图51，在图48及图49中所示实施例的蓄压器 壳体1110包含一上排的细长的蓄压器腔室1134a-d(见图50)和一 下排的细长的蓄压器腔室1134e-g。每个蓄压器腔室都是从一端壁 1144处在蓄压器壳体1110中纵向钻孔形成的。每个蓄压器腔室的 开口端都用相应的塞子1146进行流体地密封。上排的蓄压器腔室由 一个从蓄压器壳体1110的一侧横向穿过每个蓄压器腔室1134a-d 的第一横向通道1148来连通。蓄压器壳体1110还包括一对凹槽排 泄通道1150和1152，它们从各自泵单元凹槽1116和1118延伸出， 用以将收集的相应凹槽间隙1154和1156中的泄漏燃油引入一个主 排泄通道1158中。如图50所示，蓄压器腔室1134c终止在大约位于 蓄压器壳体1110的中部与第一横向通道1148相邻处。蓄压器腔室 1134e-g也由一第二横向通道1160(见图51)相互连通，通道1160 在与第一横向通道1148的同一垂直平面内在蓄压器壳体1110中横 向延伸。上、下两排蓄压器腔室由一个从第二横向通道1160向上延 伸的垂直通道1162相连通，以便与蓄压器腔室1134c相连通。一个 从蓄压器壳体1110的下表面延伸的燃油供给通道1164也与蓄压器 腔室1134c相连通。在燃油供给通道1164的开口端中形成的一个凹 槽1166适于安装燃油供给管1169(见图48)，用以将暂存在蓄压器 腔室中的燃油供应到燃油喷射控制阀(未示出)，用于经前面各个实 施例中所述的分配器(未示出)将燃油输送到发动机中。

现参见图52和图53a，图示表示本发明的另一个实施例，除了 一个蓄压器1168是距泵头1170一定间距设置外，其它与先前图 48，及图49所示实施例相同，泵头1170不包含任何蓄压器腔室，而 只有一个连接到垂直通道1132，1133上的一个细长的公用输送通道 1172，用于接纳来自每个泵单元1112，1114的高压流体。蓄压器 1168包括一个蓄压器壳体1174，其形成一个大体上为圆柱形的蓄压 器腔室1176。但是，蓄压器1168可以包含类似于图7和图50的多个 相互连通的蓄压器腔室。蓄压器腔室1176的一端用一个塞子流体地 密封，该塞子具有一用于安装压力传感器1182的阶梯形凹槽1180。 一个中心通道1184将阶梯形凹槽1180与蓄压器腔室1176连通，由 此压力传感器1182能监测到蓄压器腔室1176中的燃油压力。蓄压 器腔室1176的相对的一端用一个具有内凹槽1188的接头1186流 体地密封。接头1186也包含有从内凹槽1188的内端延伸的一个进 口通道1190和一个出口通道1192。一个燃油输送管1194其一端连 接在公用输送通道1172上，而其另一端连接到进口通道1190上，用 于将燃油从公用输送能道1172输送到蓄压器腔室1176。一个燃油 供给管1196其一端连接在出口通道1192上，用于将蓄压器腔室 1176的高压燃油输送到喷射控制阀(未示出)上。公用输送通道 1172，进口通道1190和出口通道1192的开口端都有各自的凹槽 1198，其中该凹槽具有管座1200，用于接合于形成在各供给管1194， 1196的端部上的管头1202上。每个凹槽1198包括有内螺纹，用于 与在大体上为圆筒形管接头1204上形成的互补外螺纹相啮合。每个 供给管1194，1196穿过各自的管接头1204延伸，该管接头1204的 一端顶靠在管头1202上。将管接头1204相对凹槽1198和各自的供 给管1194，1196进行转动，迫使管头1202向内与管座1200密封地 接合，从而在各通道1172，1190，1192与各供给管1194，1196之间形 成流体地密封连接。

图52和图53a中隔开安装的蓄压器设计方案，能够尽可能地在 围绕发动机的更适当/更有利的位置上安装蓄压器1168。而且泵头 1170如在图52所示的轴向方向上和图53a所示的横向方向上都减 小了尺寸。这种泵头尺寸的减小形成一个更加紧凑的总成，该总成可 以在其各发动机或汽车设计结构的组装约束条件之内，更好地装配。

现参见图53b，图中示出本发明的另一个实施例，它与图52，及 图53a所示的实施例相同，因此相同的部件用相同的标号表示。在本 实施例中，一个单独构成的蓄压器壳体1187被连接到泵头1189上。 蓄压器壳体1187基本为圆柱形，且包含一个具有一个封闭端1193 和一个开口端1195的蓄压器腔室1191。开口端1195用螺纹固定在 泵头1189的一个端壁1199中形成的一个凹槽1197中，以在蓄压器 壳体1187和泵头1189之间形成一个流体密封的连接。公用输送通 道1172穿过泵头1189延伸到与凹槽1197和蓄压器腔室1191相连 通，用以将泵单元1112，1114的高压燃油供给到蓄压器腔室1191 中。压力传感器1182设置在一个形成于封闭端1193中的并由通道 1203连通到蓄压器腔室1191中的凹槽1201中。图53b的总成存在 的一个特别的优点在于它提供了一种结构紧凑的具有一个蓄压器的 组成一体的高压油泵总成，该蓄压器制造费用低且在总成上装配容 易。

现参见图54a及图54b，图中示出一些流线式过滤器组件，用于 截获从蓄压器流向喷射控制阀(未示出)的燃油中的外来小颗粒。众 所周知，齿轮泵的相互啮合的齿轮，如图28和图30分别所示的辅助 泵406和494，在正常运行之中它们啮合时经常要相互接触，进而产 生小的金属颗粒。这些金属颗粒如果没有被增压泵的过滤器截获，那 么它们就会随燃油而通过燃油泵送系统。但是，业已发现，这些颗粒 会干扰本发明的喷射控制阀和分配器的成功运行。喷射控制阀和分 配器都依赖于这些部件之间的极小的间隙，以便能让一个或多个部 件相对其它部件移动，同时在间隙处建立一种流体密封。燃油中的外 来颗粒会沉积在部件之间的这些间隙中，从而造成移动部件的过度 磨损或者甚至粘结，并可能会逐渐损坏流体密封件。因此，需要在喷 射控制阀的上游的燃油管路上设置一个过滤器，该过滤器能将小颗 粒从燃油中除去。

图54a中示出了一种流线式过滤器组件120b，其沿燃油流动管 路设置在蓄压器1208和喷射控制阀(未示出)之间。流线式过滤器 组件1206包含一个设置在过滤器腔室1212中的一个流线式过滤器 1210，腔室1212形成于一个燃油供给管连接组件1216的燃油供给 管1214的一端中。燃油组件1216与前面图5和图52所示实施例中 所讨论的管接头连接件相同，不同的是燃油供给管1214的端部有尺 寸大小适合安装流线式过滤器1210的过滤器腔室1212。如图54b 所示，流线式过滤器也可以装设在沿燃油供给管1220设置的过滤器 壳体1218中。在这种情况下，采用了常规的高压管连接组件1222将 供给管1220的每一端连接到过滤器壳体1218的相应端上。在图54a 和54b的两个实施例中，流线式过滤器1210起到有利地防止小颗粒 流过蓄压器1208的下游的燃油系统，由此防止外来颗粒对喷射控制 阀和分配器引起的磨损和/或损坏。

现参见图55a至图55c，图中示出了本发明的蓄压器的各种其 它的实施例。针对本发明的前述实施例所讨论的蓄压器，这类蓄压器 都包括一个具有一个蓄压器腔室的蓄压器壳体，该蓄压器腔室有一 个由塞子流体地密封的开口端，该塞子有与在一个或多个腔室的开 口端中形成的凹槽的内表面上制出的互补内螺纹相啮合的外螺纹。 虽然这种螺纹连接也有某种密封件，诸如O形环，但在极高的燃油 压力下，这种密封的螺纹连接会产生泄漏，进而使燃油从蓄压器腔室 中排泄出来，由此造成蓄压器中不希望有的燃油压力损失，因而消极 地影响了燃油计量供给。

图55a至图55c示出了蓄压器的另一些实施例，它们防止了燃 油从蓄压器腔室的端部泄漏出来。图55a示出有蓄压器壳体1230， 其包括一个在壳体1230的一端中形成的阶梯形凹槽1232。蓄压器 腔室1234通过在阶梯形凹槽1232的一个内端壁1236中钻孔而形 成。然后在阶梯形凹槽1232中设置一个顶靠着由阶梯形凹槽1232 形成的一个台阶1233的端板1238，然后通过沿着在端板1238的外 周边缘和限定阶梯凹槽1232开口端的蓄压器壳体1230的边缘之间 形成的一个周边连接部1240进行焊接，而将端板1238可固定且密 封地连接到蓄压器壳体1230上。在内端壁1236和端板1238的内表 面之间形成一个公用流动腔，以使燃油在蓄压器腔室1234之间流 动。焊接的周边连接部分1240能极其有效地密封蓄压器腔室1234。 结果是，这个实施例提供了一种具有一个防止燃油泄漏能力极强的 单一焊接端板1238的蓄压器壳体1230。

图55b示出了本发明蓄压器的另一实施例，它与图55a所示的 实施例相同，不同的是在蓄压器壳体1230的另一端形成有一个第二 阶梯式凹槽1242，用于安装第二端板1243。

图55c示出了本发明蓄压器的一第三实施例，它包括一个由一 第一蓄压器块体1246和一第二蓄压器块体1248的焊接连接形成的 蓄压器壳体1244。蓄压器腔室和其它任何纵向通道都是在各块体 1246，1248连接之前从各个端壁1250，1252处在每个块体1246， 1248中加工形成的。然后将端壁1250，1252对接，以形成一个围绕 整个蓄压器壳体延伸的周边连接部分1254，然后将连接部分焊接， 以固定连接块体1246和和1248，同时形成一个密封，用以防止燃油 从蓄压器腔室(未示出)中泄漏出来。图55a至图55c中所示的蓄压 器实施例大大地降低了燃油从用于形成蓄压器腔室的蓄压器壳体的 那些区域中泄漏出来的可能性。

现参见图56至图62，图中示出了一些装置，这些装置可以引入 到本发明的燃油系统中，以提供速率修整能力(rate shaping capability)。通过在喷射初始阶段减小喷油器喷嘴组件处的燃油压力 增加的速率，因而减少喷射到燃烧室中的初始燃油量，本发明的各种 实施例能够更好地实现各项目标，诸如更有效且更完全的燃烧，同时 排放减少。下面讨论的速率修整装置旨在使本主题发明的燃油系统 能够更好地满足对减少排放的日益增加的要求。

首先参见图56所示的实施例，以标号1260整体上表示的一个 速率修整装置沿燃油输送回路1262设置在图1所示的燃油喷射控 制阀20和分配器16之间。但是，速率修整装置1260与先前讨论过 的本发明燃油输送系统的任何实施例组成一体。而且，为了图示说明 目的，速率修整装置1260如图56中所示设置在一个分配器壳体 1264中。然而速率修整装置1260也可以并入到燃输送回路1262中 在喷射控制阀20和分配器16之间的任何地方。

如图56中所示，速率修整装置1260包含一个设在燃油输送回 路1262内的流量限制阀1266和一个设在一个旁路通道1270中的 速率修整旁通阀1268。流量限制阀1266包括一个滑动活塞1272，其 可以安装在燃油输送回路1262中形成的活塞室1274中滑动运动， 以构成一个燃油进口1276和一个燃油出口1278。滑动活塞1272包 括一个靠近燃油进口1276设置的第一端1280，一个靠近燃油出口 1278设置的第二端1282和一个从第一端1280向内延伸，进而终止 于一个内端1286处的中心孔1284。滑动活塞1272还包括一个外圆 柱表面1288，它可以与活塞室1274的内表面之间形成一个足够紧 密的滑动配合，以在表面1288和活塞室1274的内表面之间形成一 个流体密封。滑动活塞1272的第二端1282包括一个锥表面1290，用 于在滑动活塞1272移动到图56的右边时与在燃油出口1278处的 分配器壳体1264上形成的环形阀座1292相接合。

滑动活塞1272还包含一个穿过第二端1282的中心孔1294，它 将中心孔1284与流体出口1018流体地连通而与滑动活塞1272的 位置无关。多个第一阶段孔1296从中心孔1284延伸穿过第二端 1282。第一阶段孔1296相对于阀座1292定向设置，从而当流量限制 阀1266处于图56所示的位置(以下称为第二阶段位置)时，燃油从 第一阶段孔1296到燃油出口1278的流动就由于锥面1290和阀座 1292的接合而被阻断。流量限制阀1266包括一个在活塞1272和分 配器壳体1264之间形成的弹簧腔1298，用于安装一个偏压弹簧 1300。在活塞1272上形成的一个环形台阶1302起到为弹簧1300提 供一个弹簧支座的作用，弹簧1300将活塞1272向左施压(如图56 中所示)进入一第一阶段位置。

旁路通道1270其一端经活塞室1274与燃油进口1276相连通， 而其另一端与燃油出口1278相连通。滑动活塞1272包括在第一端 1280的端面上的径向槽1304，用以当流量限制阀1266处于第一阶 段位置时，径向槽1304能使燃油在燃油进口1276和旁路通道1270 之间流动。速率修整旁通阀1268沿着在一个速率修整阀腔1306中 的旁路通道1270设置。速率修整阀1268包括一个细长的阀件 1308，它有一个锥形阀面1310，用以与在分配器壳体1264中形成的 一个环形阀座1312相接合。速率修整阀1268最好是一个两位、两向 压力平衡的电磁阀，它包含有一个偏压弹簧1314，其设置成将阀件 1308贴靠在阀座1312上迫压到关闭位置。以标号1316表示的一个 电磁线圈组件用来将阀件1308移向图56的右边，进入一个全流通 的开启位置，使锥形阀表面1310与环形阀座1312分离开，从而，建 立通过旁路通道1270的流动。速率修整阀1268还可是液力控制的。

一般来讲，流量限制阀1266起到控制或修整一次喷射过程的初 始阶段(如图57中阶段I，II所代表的)期间喷油器喷嘴组件处压力 的增加速率，而且在喷射过程终了时，当喷射控制阀20被连接到排 泄管后，阀1266也控制通过输送回路回流的燃油，由此使燃油输送 回路和相关联的喷射管路中的空泡最少。速率修整旁通阀1268的功 能主要是在希望喷油器喷嘴组件处的压力达到最大时能使压力速率 迅速增加，这是通过在初始喷射周期之后如图57中由阶段III所代表 的，在燃油输送回路1262中设置一个不受限制的流动管路径而达到 的。

更具体地，在运行期间，正好在一次喷射过程的开始之前，喷射 控制阀19处于关闭位置将燃油输送回路连到排泄管。此时，流量限 制阀1266处于其第一阶段位置，其第一端1280与分配器壳体1264 接合靠贴，进而使燃油进口1276和出口1278之间经由中心孔1294 和第一阶段孔1296流体地连通。速率修整旁通阀1268在偏压弹簧 1314的力作用下处于关闭位置，进而阻断通过旁路通道1270的流 动。一旦喷射控制阀20被通电励磁而将蓄压器压力与燃油输送回路 1262连通，高压燃油首先流过中心孔1294和第一阶段孔1296。由此 在流量限制阀1266的下游和各喷油器喷嘴组件处产生一个初始压 力增加，如图57中阶段I所代表的。但是，在燃油进口1276处的蓄 压器燃油压力作用在第一端1280的端面上和中心孔1284的内端 1286上，就将活塞1272移向图56的右边，使滑动活塞1272处于第 二阶段位置，此时锥形表面1290与阀座1292贴靠接合。因此，通过 第一阶段孔1296的燃油流动被阻断，而一有限数量的燃油通过中心 孔1294流到燃油出口1278，由此降低了在喷油器喷嘴组件处的燃 油压力正增加的速率，如图57中阶段II所表示的。在一个预定的时 间之后，且最好在喷射过程的中期部分之前，使速率修整旁通阀 1268通电励磁，进入到打开位置，使通过旁路通道1270的燃油达到 最大流量，引起燃油输送压力急剧增加，如图57中阶段III的向上倾 斜的压力速率表示的那样。喷油器喷嘴组件处的压力迅速增加到一 个最大值，直到由喷射控制阀20的关闭所确定的喷射过程结束为 止。结果，如图57中所示，速率修整装置1260建立了一个具有高的 压力增加速率的第一燃油喷射阶段(阶段I)，一个具有比阶段I要小 的降低了的压力增加速率的第二燃油喷射阶段和一个压力增加速率 初始时大于阶段II的第三阶段。通过在喷射初始阶段，即阶段II降低 喷油器喷嘴组件处的压力增加的速率，速率修整装置1260也减少了 在初始阶段输送给燃烧室的燃油量，这样反回来又有利地降低了因 燃烧过程而产生的排放物的水平。

当喷射控制阀20关闭时，它就阻断来自蓄压器的燃油，而将燃 油输送回路1262连接到排泄管中。在一个预定的时间之后，速率修 整旁通阀1268被断电去磁，而由偏压弹簧1314移动到关闭位置。但 是，应注意，在速率修整装置1260的下游的燃油输送回路1262中的 压力下降可以用多种途径来控制或修整，这取决于速率修整旁通阀 1268相对于喷射控制阀20的关闭而关闭的时刻。如果速率修整旁 通阀1268的关闭滞后或迟于喷射控制阀20关闭后的很长时间，那 么旁路通道1270将起到主要泄压通道的作用，而能够使燃油迅速 返回到排泄管，由此迅速地降低下游的输送回路和各个燃油喷射管 路中的流体压力，同时通过流量限制阀1266建立一个二次减压流 量。但是，在关闭喷射控制阀20的同时或紧接之后关闭速率修整旁 通阀1268时，压力主要降低则通过流量限制阀1266来产生。在两种 情况下，一旦速率修整旁通阀1268关闭，燃油进口1276处的燃油压 力就变得小于燃油出口1278中的燃油压力。结果，作用在第二端 1282处的活塞1272的端面上的流体作用力加上弹簧1300的偏压 力就会大于作用在活塞1272上的流体作用力，将使活塞1272向图 56左边移动，结果，流量限制阀1266的活塞1272立即移向图56左 边进入第一阶段位置，将第一阶段孔1296与燃油出口1278连通，由 此允许燃油经孔1294和1296流过流量限制阀1266。中心孔1294 和第一阶段孔1296的直径足够大，从而它们组合的流动横截面积在 排泄过程中产生必要的回流，以保证喷油器喷射组件处有充足的燃 油压力降来防止二次喷射。另一方面，中心孔1294和第一阶段孔 1296足够地小，能提供一种组合的流动面积，该面积设计成使回流 限制在一个预定的必需的水平上，以使回路中和在流量限制阀1266 和喷油器喷嘴组件之间的喷射管路中的空泡达到最小。因此，流量限 制阀1266起着一个可变流量阀的作用，它在第一阶段和第二阶段位 置之间移动，而有利地利用中心孔1294的限流特性，在喷射过程期 间修整压力增加速率，同时在排泄过程期间有利地控制回流，进而防 止二次喷射，又使空泡减至最少。

应该认识到，在主流中设置一个单一固定小孔会引起很大的喷 射滞后。这种滞后的一大部分由本发明速率修整装置来消除，该装置 将中心孔1294并入到一个移动活塞1272中。与自由流线相比较活 塞的排量没有导致在压力迹线上的实际差异，直到某一压力水平为 止。这一压力水平大多取决于柱塞的排量以及受压缩的系统容积。如 果活塞1272的几何尺寸(图56中直径“d”和行程“s”)确定的恰当， 那么可以将压力维持在略小于喷油器的开启压力。这意味着喷射率 的不可见部分具有一个“快速反应”(无滞后)，且孔1294正好从这个 压力水平起开始支配(喷射)过程，以便修整压力增长速率。

这种设计的另一个优点是通过将速率修整旁通阀1268设置在 喷射控制阀的下游来实现的。这种结构布置使通过阀1268产生的泄 漏损失最小。该泄漏比将阀1268设置在喷射控制阀的上游时要少四 倍(假设持续时间为30度曲轴转角并且发动机为六缸四冲程发动 机)。

现参见图58和图59，图中示出了用于本主题发明的燃油泵系 统中的另一个速率修整装置1320，其中燃油泵系统包括一高压蓄压 器12，喷射控制阀20和分配器16，它们沿燃油输送回路1322设置， 用来将精确的燃油量通过喷射管路1324并经各个喷油器喷嘴组件 11输送到发动机气缸(未示出)中。速率修整装置1320包括在燃油 输送回路1322中将蓄压器12连接到喷射控制阀20的高压输送通 道1328。在喷射过程开始时，当喷射控制阀20移动到一个将蓄压器 12和高压输送通道1328流体地连通到喷射控制阀20的下游的燃 油输送回路1322上的一个开启位置时，则紧接在阀20的上游的高 压输送通道1328中就立即出现一个燃油压力降，同时一股高压燃油 脉冲从蓄压器12迅速地运行到这个低压区，然后继续运行到喷油器 喷嘴组件11。因此，在喷射控制阀20开启和高压脉冲到达喷射控制 阀20处之间有一个时间延迟。燃油脉冲须从蓄压器12运行到喷射 控制阀20的距离越远，那么燃油压力到达控制阀20处所花费的时 间就越长，因此，在靠近喷油器喷嘴组件的燃油喷射管路中将燃油压 力增加达到最佳的高燃油压力所需的压力增加速率的时间也就越 长。因此，通过增大蓄压器12和喷射控制阀20之间的距离，亦即加 长高压输送通道1328的长度，本实施例的速率修整装置1320就会 降低喷油器喷嘴组件处的压力增加速率，如图59中压力-时间曲线 所表示的。

现参见图60，图中公开了另一种速率修整装置1330，其类似于 图58所示的实施例，它采用一个具有一定长度的高压输送回路 1332，以控制蓄压器的不受限制的全流和得到的高压到达喷油器喷 嘴组件11所占用的时间。但是，在本实施例中，在一个限流通道 1336中设置有一个小孔1334，从而高压输送回路1332起着围绕限 流通道1336周围的旁通路的作用。而且也如前面的实施例一样，速 率修整装置1330利用了压力波在高压输送回路1332中传播需要时 间这个事实，使高压达到喷油器喷嘴组件11处有时间延迟，并产生 一个具有低的压力增加速率的喷射初始阶段。但是，此外，孔1334还 起着使喷油器喷嘴组件处压力增加的速率放慢到一个所要求的压力 增加速率。因此，孔1334可以选择有一个预定的流动横截面积，该横 截面积在初始喷射阶段提供一个所希望的压力增长速率。而且，孔 1334的功能还在于抑制在蓄压器和喷射控制阀之间的管路中不希 望有的压力波动。参见图59所示，虽然对于一定长度的高压输送回 路1332时间延迟(T)保持不变，但是可以通过选择一个尺寸适当大 小的孔1334来改变压力增加速率，以形成一种由虚线1338所表示 的那种所要求的压力增加速率变化。

现参见图61，它公开了一个与图60所示装置1330相同的速率 修整装置1340，不同之处是在高压旁路通道1344中设置了一个速 率修整或流量控制阀1342，用以引导围绕孔1334的流动。速率修整 控制阀1342最好是一种两位双向压力平衡的电磁控制阀，它能够设 置在一个关闭位置，以阻断通过高压旁路通道1344的流动，而设置 在一个开启位置则允许该流动。速率修整控制阀1342允许图59中 所示的时间延迟(T)通过电子控制和调节速率控制阀1342的开启和 关闭而得到精确控制和改变。

图56至图62中所示并在前面讨论的速率修整装置具有这样的 性能，其可以连接到喷油器喷嘴组件(如波斯(Bosch)公司生产的双 弹簧(two-spring)喷油器喷嘴组件)或连接到喷油器喷嘴但件中的 柱塞上(如用AVL所设想的组件，其用来减少在喷射的初期输送的 燃油量)。当这些喷油器喷嘴组件的结构设计的本发明的蓄压器速率 修整概念相结合时，这两个的结合则进一步减少喷射过程的开始阶 段所喷射的燃油量。

现参见图62a和图62b，图中公开了一种速率修整接头1350，用 于将图60和图61中所公开的速率修整装置结合到燃油系统中，同 时也用作一个安装流线式过滤器的壳体。速率修整接头1350包括一 个基本为圆柱形的壳体1352，它有一个进口部1354，一个出口旁通 部1356，和一个穿过进口部1354和出口旁通部1356延伸的中心供 给孔1358。壳体1352还包含与进口部1354和出口旁通部1356形成 一体的一个旁通回流部1360和排放部1362。排放部1362包含有一 个朝中心供给孔1358方向向内穿过排放部分1362延伸的供给通道 1364。一个限流孔1366(相当于图60和图61中的孔1334)设置在供 给通道1364的内端，以将通道1364连接到中心供给孔1358上。如 图62b所示，旁通回流部1360包括一个回流通道1368，它穿过壳体 1352连接到孔1366的下游的供给通道1364。再参见图62a和图 62b，进口部1354由一个高压管接头1370连接到一个燃油供给管 1372上，该管输送来自蓄压器(未示出)的燃油。出口旁通部1356连 接到一个旁通回路或管(由标号1374表示)的一端上，而旁通回路 1374的另一端连接到旁通回流部1360上。旁通回路1374分别等同 于图60和图61中公开的输送回路1332和旁路通道1344。因此，图 61中的速率修整控制阀1342可以沿旁通回路1374设置。而且，在 靠近进口部1354的壳体1352的中心供给孔1358中设置了一个流 线式过滤器1376。一个支承销1377设置在中心孔1358中，压接贴靠 在流线式过滤器376和供给管1372的一端之间，用以将过滤器 1376固定在中心供给孔1358中。支承销1377包含轴向槽1379，用 以使燃油能通过中心供给孔1358流到旁通回路1374中。流线式过 滤器1376的功能是消除燃油中的小颗粒，如金属屑，防止小颗粒到 达位于下游的喷射控制阀和分配器。因此，速率修整接头1350提供 了一种紧凑有效的装置，用于实施图60和图61所示的速率修整装 置，同时也提供一个容易接近且有效的流线式过滤器安装壳体。

现参见图63a至图69，图中公开了用于减少燃油输送回路和高 压喷射管路中的空泡和减少二次喷射的可能性的各种装置。在通向 喷油器喷嘴组件的输送回路和喷射管路中的空泡，亦即气穴或汽泡 导致喷射压力不足和燃油量和喷射时间的不可预测，不可控制的变 动。空泡特别容易发生在燃油系统的高压管路中，其中这种管路周期 性地被连接到一个低压排泄管上，如在本发明的燃油泵送系统中那 样。下面的装置通过以下措施有利地控制空泡：(1)通过在排泄过程 中限制回流或逆流燃油的流量，使空泡的发生达到最小，和/或(2)在 每次排泄过程之后和下次喷射过程之前将燃油再充入喷射管路中， 而使空泡的发生达到最小。具体地，图64a至图64e所示实施例公开 的空泡控制装置是通过限制在排泄过程期间的回流燃油量来减少空 泡的，而图63a，图63b和图69公开的装置是主要通过在下游管路中 再充入燃油来减少空泡的影响。

先参见图63a和图63b公开的实施例，整体上为标号1400表示 的一个空泡控制装置形成于分配器1404的壳体1402中，图63a还 示出了一个喷射控制阀1406，一个装在隔离壳体1410中的低压蓄 压器1408，一个两部分组成的齿轮泵壳体1412，1414和一个辅助泵 或齿轮泵1416。这些部件基本上与图30中所示的实施例中的部件 相同，不同之处是增加了空泡控制装置1400，空泡控制装置包括一 个从靠近低压蓄压器1408的辅助泵1416的出口处穿过隔离壳体 1410，二剖分式齿轮泵壳体1412，1414和分配器壳体1402延伸的 轴向通道1418。轴向通道1418大约终止在分配器壳体1402的中 部，用于与一个以一定角度沿径向向内穿过分配器壳体1402和一个 围绕分配器转轴1424的固定轴套1422延伸的输送通道1420相连 接。输送通道1420的最内端与分配器转轴1424的外表面上形成的 一个环形槽1426持续连通。一个横向通道1428斜着从环槽1426通 过分配器转轴1424的中心轴线延伸到分配器转轴1424的另一侧。 横向通道1428将环槽1426连接到在转轴1424外表面上形成的充 油口1430。如图63a和图63b所示，充油口1430设置在一个与喷射 口或喷射窗口1432相同的垂直平面中，喷射口1432与等间距围绕 转子孔1436的周缘设置的燃油接纳通道1434顺序地连通。如前面 相对图5所示实施例所进行的讨论，喷射控制阀1406在喷射最佳时 间(window of opportunity)通过一个燃油输送回路将燃油供给喷射 口1432，以形成一次喷射过程。燃油输送回路包括在分配器壳体 1402和轴套1422中分别形成的通道1438和1440，一个在分配器转 轴1424中形成的环形供给槽1442和一个从环槽1442斜着穿过分 配器转轴1424延伸出而与喷射口1432连通的输送通道1444。如图 63b所示，在喷射过程结束时，当分配器转轴1424顺时针旋转时，喷 射口1432就与某一给定的燃油接纳通道1434脱离连通。随着转轴 1424继续转动，充油孔1430就移动到与先前已发生一次喷射过程 的燃油接纳能道1434连通。结果，来自辅助泵1416的出口的低压燃 油经通道1418，1420，环槽1426和横向通道1428被输送到各个燃 油接纳通道1434。每个燃油接纳通道1434都由在壳体1402中形成 的一个相应的喷射通道1446，一个在出口接头1450中形成的喷射 孔1448和一个其一端连接在出口接头1450上，而其另一端连接在 喷油器喷嘴组件1445上的相应喷射管路1452连接到一个相关联的 发动机气缸的一个喷油器喷嘴组件1445上。这样，空泡控制装置 1400保证了每个将分配器1404连接到相应喷油器喷嘴组件的喷射 回路中在下一次喷射过程之前再充入低压燃油，由此减少由于燃油 量和喷射时间的改变引出的空泡现象。而且，由于辅助泵燃油压力维 持在一个基本不变的水平，对于每次喷射过程中所有喷射管路都增 压到一个近似相同的压力水平，由此增加了燃油计量和定时的可预 测性。

图63a和图64a也示出了另一个总体上以标号A表示的减少 空泡的装置。该实施例包括一个反向流量限制阀1460，其沿燃油输 送回路1462设置在喷射控制阀1406和分配器1404之间。反向流量 限制阀1460包括支撑在形成于分配器壳体1402内的一个凹槽 1470中的一个可移动阀件1464，一个插件1466和一个支撑环 1468。凹槽1470的内端经一个出口1463与通道1438的一端相连 通，用于将燃油输送到分配器1404。在一个喷射控制阀壳体1474中 形成的输送通道1472包括一个进口1475，当喷射控制阀壳体1474 相邻分配器壳体1402设置时，进口1475设置成开口通入凹槽1470 中。一个隔离板1476设置在喷射控制阀壳体1474和分配器壳体 1402之间，隔离板1476包括有一开口1478，反向流量限制阀1460 穿过该开口。支撑环1468围绕着出口1463顶靠在凹槽1470的内端 设置。插件1466装设在凹槽1470中，其一端与支撑环1468压靠，而 其另一端与喷射控制阀壳体1474压接。插件1466包含一个设置成 与支撑环1468和壁部分1482接合的环底1480，壁部分1482从环底 1480向上延伸而与壳体1874接合。壁部分1482形成一个用于安装 阀件1464的阀腔1484。从环底1480延伸出的一个孔1486将出口 1463连接到阀腔1484。在环底1480的上部形成的径向槽1488从孔 1486径向向外延伸，以与分离开壁部1482的各个狭槽1490相连 通。

可移动阀件1464基本是形成环形的，并且具有合适的外径尺 寸，以能够在阀腔1484中沿垂直轴线移动，而壁部分1482对阀件 1464提供横向支撑。在进口开口周围形成的阀座1492当阀件1464 向上移到一个限制位置上时适于由阀件1464密封地接合。阀件 1464可以向下移动，进入与阀腔1484的内表面相靠接，而进入一个 开口位置，如图64所示。阀件1464也具有合适的宽度尺寸，以形成 一个轴向间隙1493，当阀件1464处于打开位置时，能让燃油从进口 1475流到狭槽1490，阀件1464有一中心孔1494，当阀件1464在限 制位置时，该孔1494能使进口1475和出口1463流体地连通。

由喷射控制阀壳体1474，隔离板1476和分配器壳体1402之间 的接合所形成的高压接合部使用几种装置来密封，以防止高压燃油 泄漏。首先，在开口1478内的一个环形密封环，亦即一个C形环 1496设置成压靠在喷射控制壳体1474和分配器壳体1402之间。此 外，每个壳体1474，1402中都加工有反向环形燃油收集槽1498，其 从密封环1496沿径向向外延伸，用来收集密封环1496泄漏的任何 燃油。一个排泄通道1500从一个燃油收集槽处延伸，用于将收集的 燃油排泄到一个排泄管(未示出)中。一个衡压通道1502穿过隔离板 1476与反向燃油收集槽1498相连通，由此将在两个槽中收集的燃 油引到排泄管中。第三，在壳体1474和1402中形成的一对环形的O 形环槽沿径向向外从燃油收集槽1498延伸，用于提供额外的密封。

在工作期间，在喷射过程开始时，此时喷射控制阀1406移入一 个打开位置，进而将高压燃油从蓄压器(未示出)供给到输送通道 1472，反向流量限制阀1460的阀件1464在高压燃油的力作用下移 动而与阀腔1484的内表面贴靠，而进入一个开启的全流量位置。在 这个开启位置，燃油从输送通道1472通过轴向间隙1493、狭槽1490 而进入孔1486中，以便经出口1463和通道1438供给到分配器 1404。来自输送通道1472的燃油也流过中心孔1494，用于供给到分 配器。阀件的尺寸确定成使轴向间隙1493的有效流通面积，在结合 有中心孔1494的有效流通面积后形成一个通过限流阀1460的基本 不受限制的流动。在喷射过程结束时，此时喷射控制阀1406移到排 泄位置，进而将输送通道1472连接到排泄管，而输送驼道1472中的 燃油压力立即变得小于通道1438和孔1486中的压力。结果，一股回 流或反向流动的燃油从通道1438和包括各个燃油喷射管路的其它 下游通道，朝着喷射控制阀1406反向地流过流量限制阀1460。如前 面讨论的，如果不采用流量限制阀1460，那么在输送通道以及在喷 射控制阀1406和喷油器喷嘴组件之间的喷射管路中可能会形成气 泡或气穴(空泡)。但是，反向流量限制阀1460通过让阀件1464移向 顶靠在阀座1492上的一个限制位置上而有助于减少空泡。在限制位 置上，阀件1464阻煌通过环隙1493的反向燃油流动，而允许一定限 度的燃油流过中心孔1494。中心孔1494所具有的有效流通截面允 许一股反向燃油流足以使在限制阀1460和喷油器喷嘴组件之间的 通道中产生足够的压力降，以使喷油器喷嘴组件的喷油器阀件(未示 出)关闭，产生可预测的喷油定时和喷油计量，同时限制燃油流量，以 形成一用于将空泡减至最小的最佳负压。

现参见图64b，图中示出了流量限制阀的另一个实施例，它类似 于图64a的实施例，其中含有中心孔1494的阀件1464设置在分配 器壳体1402中形成的一个凹槽1470中。但是，在图64b中所示的实 施例中，壁部分1510在凹槽1470的内端中与分配器壳体1402构成 一体。壁部1510沿径向向内延伸，以确定一个与出口通道1514相连 的中心孔1512，用于将燃油引到分配器1404中。壁部1510由与中 心孔1512连通的狭槽1516分隔开。在本实施例中，阀件1464的尺 寸确定成使得不仅在其上部平表面和环形阀座1492之间形成一个 轴向间隙1518，而且在其外周向表面和凹槽1470的内表面之间形 成一个径向环隙1520。当处于图64b中所示的开启的全流量位置 时，燃油从输送通道1472通过轴向间隙1518和径向间隙1520经狭 槽1516进入中心孔1512，用以经出口通道1514供给到分配器 1404。阀件1464以针对图64a的实施例所描述的相同方式起作用， 这时阀件移到一个顶靠在环形阀座1492的限制位置来限制燃油的 反向流动，由此放慢燃油输送回路中和在阀件1464和喷油器喷嘴组 件之间的喷射管路中的压力衰减，从而防止过多的空泡。而且，应该 注意到，本实施例没有包含一个隔离板1476。此外，密封环1496设 置在喷射控制阀壳体1474中形成的一个单一环槽1522中。而且只 需要一个单一的燃油收集槽1524和一个单一的用于安装O形环 1528的O形环槽1526，因为在壳体1474和1402之间只形成一个高 压连接部。

现参见图64c，它示出了另一个空泡控制装置的实施例，它与图 64b所示的实施例相同，其中不同之处在于靠近环形阀座1492处的 一个可移动阀件1532的上游侧中形成有一个锥形凹槽1530。中心 孔1534穿过可移动的阀件1532延伸，进而将锥形凹槽1530连接到 中心孔1512上。锥形凹槽1530的作用是减少阀件1532接触阀座 1492的表面积，由此改善阀件1532座定在阀座1492上的状态。

现参见图64d，图中示出了反向流量限制阀的一第四实施例，它 包括一个设置在一个在分配器壳体1402和喷射控制阀壳体1474中 形成的凹槽1542内的圆筒形跨接管1540，跨接管1540最好用压配 合连接方式固定地连接到凹槽1542的内壁上，因此在装配之前，跨 接管1540的外径要稍大于在分配器壳体1402中形成的凹槽1542 的部分的内径。而在喷射控制阀壳体1474中形成的凹槽1542的部 分具有稍大于跨接管1540的外径的内径，以便在它们之间形成一个 间隙，用于使泄漏的燃油流到排油管。跨接管1540靠接在凹槽1542 的上游端，并延伸到分配器壳体1402中，终止于凹槽1542的另一端 的前面，以形成一个用来安放可移动阀件1546的阀腔1544。跨接管 1540包含一个中心孔1548，用以使流体在输送通道1472和阀腔 1544之间流动。跨接管1540还包含有一个在其靠近阀腔1544的端 壁上形成的阀座1550，用于与可移动阀件1546接合。可移动的阀件 1546包括有一个在靠近阀座1550的一端中形成的锥形凹槽1552， 和一个中心孔1554，该孔从锥形凹槽1552穿过阀件1546延伸，而 与出口通道1556连通。环绕出口通道1556周围形成的环形内壁部 分1558朝着可移动的阀件1546的方向延伸。壁部1558由狭槽1560 分隔开，该槽沿径向向外从出口通道1556延伸而与一个外环槽 1562相连通。轴向槽1564形成于可移动阀件1546外表面中，并围 绕着其周边。当移动阀件1546由上游燃油压力作用而移动到如图 64d所示开启位置时，燃油就能够从中心孔1548流入阀腔1544并 通过轴向槽1564经环槽1562和狭槽1560进入出口通道1556。这个 实施例的反向流量限制阀的优点和工作与前面的实施例相同。

图64e示出了本发明的反向流量限制阀的另一个实施例，它包 含一个设置在一个凹槽1572中的圆筒形跨接管1570，类似于前面 的实施例。但是，跨接管1570和支承环1574是头尾压接在一起地装 设在凹槽1572中。跨接管1570包含一个中心孔1576，其一端与输 送通道1472相连通，而其另一端与出口通道1578相连通。在本实施 例中，一个可移动的阀件1580设置在一个形成于中心孔1576的上 游端的凹槽1582中。可移动阀件1580包括一个在其上游端形成的 锥形凹槽1584和一个将凹槽1584流体地连通到中心孔1576中的 中心孔1586。在这个实施例中，在跨接管1570的内表面中沿着该管 1570的整个长度上加工形成有轴向槽1588，这样，在喷射过程期间， 当可移动阀件1580位于图64e中所示的全流量开启位置上时，燃油 从通道1472通过轴向槽1588经中心孔1576流入出口通道1578。此 外，可移动阀件1580由一个设在中心孔1576中的偏压弹簧1590的 压入流量限制位置，一旦燃油输送通道1472在喷射过程结束时与排 泄管相连通，偏压弹簧1590就协助将可移动阀件1580移到流量限 制位置。

现参见图65，图中示出了本发明的另一个空泡控制装置的实施 例，其包括一个辅助燃油供给源，(如在标号1600处大体地表示出)， 燃油被输送到喷射控制阀1604的排泄通道1602中。如前面针对本 发明的燃油系统所作的说明那样，操作喷射控制阀1604使蓄压器 1606与分配器1608流体地连通，以确定一个喷射过程。喷射控制阀 1604是这样使喷射过程结束的，即通过将燃油输送通道1610，因而 也将由分配器1608连接的相应喷射管路连接到排泄通道1602，进 而使燃油从输送通道1610和喷射管路1612流到一个泄油池1614 中。如注意前面已叙述的，这种泄油过程可以在通道1610和相应的 下游通道中产生空泡。图65所示的实施例可在喷射中断过程期间通 过将压力较低的辅助燃油(例如21kg/cm2)供给到输送通道和在喷射控 制阀1604和喷油器喷嘴组件1616之间的喷射通道中，此在下一次 喷射过程之前使通道中重新充满燃油，用这种方式使通道1610和喷 射管路1612中的空泡现象减到最小程度。由于辅助燃油使排泄过程 中燃油排泄速度减慢，由此防止下游通道中的压力衰退过大，从而也 减少了空泡现象。在本实施例中，辅助燃油由辅助泵1618供给，该辅 助泵1618将低压燃油供给到高压泵1620，以输送给蓄压器1606。辅 助燃油通道1622其一端连接到辅助泵1618的下游侧，例如直接进 入连接辅助泵1618和高压泵1620的输送通道1624中。而辅助燃油 通道1622的另一端与排泄通道1602相连通。一个限制孔(节流孔) 1626设置在排泄通道1602中，并且在与辅助燃油通道1622的连接 处的下游中。限制孔1626的作用是减少返回到泄油池1614中的辅 助燃油量，从而将泵送损失减至最小。

现参见图66，图中示出了本发明的空泡控制装置的又一个实施 例，它包括一个设置在从喷射控制阀1634延伸出的排泄通道1632 中的压力调节器1630。压力调节器1630包括一个筒体1636，它形成 一个其一端与排泄通道1632相连通的腔1638，压力调节器1630还 包括一个可滑动地安装在腔1638中的活塞1640，从而将腔1638分 隔成一个用来接受来自排泄通道1632的燃油的进口室1642和一个 偏压室1644。活塞1640的外圆柱面与筒体1636的内表面形成一个 足够紧密的滑动配合以在两个表面之间形成一个流体密封，从而基 本上防止燃油从进口室1642泄漏到偏压室1644。一个偏压弹簧 1646设置在偏压室1644中，用以将活塞1640迫压向进口室1642。 一个泄漏燃油排泄通道1648连通到弹簧室1644中以便将弹簧室 1644中聚积的任何燃油引入泄油池中。沿着筒体1636的长度在进 口室1642和弹簧室1644之间有一个高压泄压通道1650连接到腔 1638上。偏压弹簧1646通常将活塞1640迫压向图66中的左边，以 便活塞1640的外圆柱面经进口室1642将泄压通道1650盖住，以防 止从排泄通道1632向泄压通道1650的流动。在一个喷射过程中喷 射控制阀1634将蓄压器1652流体地连通到分配器1654上，同时阻 断在燃油输送回路1656和排泄通道1632之间的燃油流动。在此期 间，活塞1640通常封闭泄压通道1650，因为进口室1642中没有高压 燃油存在。一旦喷射过程结束，且喷射控制阀1634移入一个排泄位 置，将燃油喷射通道1658和一个相应的燃油喷射管路1660连通到 排泄通道1632，那么高压燃油就通过排泄通道1632流入进口室 1642。进口室1642中的燃油的高压作用在活塞1640的端面1662 上，形成一个欲将活塞1640推向图66的右边的力。但是，偏压弹簧 1646将抵制活塞1640的向右移动，由此在燃油输送通道和相应喷 射管路中产生一个负压。一旦进口室1642中的燃油压力上升到一个 足够克服弹簧1646的偏压力的预定水平，活塞1640将移向图66的 右边，使高压泄压通道1650打开，由此使燃油从进口室1642，输送 通道1658和其它包括喷射管路1660的下游油路沿反向流过排泄通 道1632和泄压通道1650。一旦排泄通道中的燃油压力降低到低于 一个预定的水平，活塞1640就将在偏压弹簧1646的力作用下向图 66的左边移动，中断通过泄压通道1650的燃油流动。进口室1642 起着一个蓄压器的作用，用于聚积燃油再充入到喷射管路中，以使任 何空泡现象减至最小程度。活塞1640的力克服进口室1642中聚积 的燃油的压力在一个预定的低压下将燃油泵送到燃油输送通道和喷 射管路中，由此避免在排泄过程期间在输送通道和喷射管路中意外 地形成的任何气穴或气泡补充燃油。而且端面1662的有效截面面积 和弹簧的偏压力都是仔细选取的，以便建立一种与在连接到泄油池 上的喷射管路和通道中的最佳压力衰减速率相对应的排泄效果，以 减少空泡现象。也可以采用一个常规的压力调节器来维持一个负压， 但没有使用补充喷射管路的燃油的聚积容易的优点。

此外，图66所示的压力调节阀可以与图63a，和图63b所示的 空泡控制装置1400结合起来，以便有利地减少空泡。图66中的排泄 通道1632将喷射控制阀连接到压力调节器1630上来承受由于通过 喷射控制阀的工作所造成的相当高的喷射压力重复地向排泄通道中 泄压而造成的压力波波动的影响。这些压力波的波动可能会在再充 燃油期间传递到喷射管路1660中，从而不利地影响充油过程和随后 的喷射。但是，通过结合图63a和图66的实施例，没有压力波动的空 泡控制装置1400中的相对不变的辅助泵燃油压力416被用来更加 有效地向分配器下游中的喷射管路充油，而不会让这些喷射管路受 到压力波波动和相关联的不良作用的影响。

现参见图67，图中示出了本发明空泡控制装置的又一个实施 例，它类似于前述实施例，因此相同的部件采用图66中使用过的相 同标号。在本实施例中，一个压力调节器1666包括有一个由蓄压器 1652供给的燃油压力压向进口室1642的活塞1668。一个偏压流体 通道1670其一端连接到蓄压器1652，而其另端连接到偏压室1644。 一个偏压销1672可滑动地安装在靠近偏压室1644的偏压流体通道 1670中，偏压销1672的内端1674伸入到偏压室1644而与活塞 1668的一端相靠接。偏压销1672的外端1676在极高的压力下曝露 于蓄压器燃油。通过选取恰当的偏压销1672的外端1676的有效截 面积，可以如图66实施例的相同方式应用压力调节器1666，使燃油 输送回路和喷射管路中排泄燃油充分，以结束喷射，同时即维持一个 最佳的减少空泡所需的负压又在排泄过程的最后部分中将低压燃油 供给到燃油通道和相应的喷射管路中，以重新充满喷射通道和管路。 此外，本实施例包括一个将排泄通道1632经分配器1654连接到每 个燃油喷射管路1660上的充满通道1678，用来在排泄过程之后下 次喷射之前将燃油再充到分配器1664和喷油器喷嘴组件之间的喷 射通道和喷射管路1660中。充油通道1678经在分配器壳体和转动 轴中形成的一些通道(未示出)连接在每个喷射管路1660上，这些通 道类似于涉及空泡控制装置1400的图63a和图63b中公开的那些 通道，不同的是输送通道1420将连接到充油通道1678上。因此，在 一次喷射过程这后，图63a中所示的充油口1430接顺序将每个喷射 管路与充油通道1678连通，从而使进口室1642中的燃油流入到各 个喷射管路中。在喷射过程期间，当喷射控制阀1634中断了排泄通 道1632中的流动时，压力调节器1666的偏压活塞1668在充油通道 1678中维持一个负压。这样，压力调节器1666的作用是将燃油经充 油通道1678泵回到燃油喷射管路1660中，使燃油充满在前一个喷 射终了过程中和下一次喷射之前形成的气穴或空穴，从而保证精确 和可预见的喷射定时。另一种情况是可以在分配器轴1424中加工出 一个充油槽1679，该充油槽浇轴1424的周边延伸一足够的角间距， 以在每次喷射期间的一部分时间中流体地连接到没有与喷射口 1432相连通的燃油接纳通道1434上。因此，在喷射过程之间，充油 槽1679可以对燃油接纳通道1434和相应的下游油路充油，并在每 次喷射过程之前，使这些通道中的初始燃油压力均衡，以保证能够控 制和预测从一次喷射周期或发动机循环到下一次循环的燃油计量。

现参见图69，图中公开了本发明的空泡控制装置的另一个实施 例，这个实施例将图66中所示的弹簧偏压的压力调节器1630与图 67中所示的充油通道1678相结合。因此，该实施例的功能和优点基 本上与前述实施例相同。

从前面讨论中可以认识到，本发明提供了一种有利的由一个可 电子控制的高压油泵总成构成的燃油系统，该高压油泵总成包括一 个泵，蓄压器和分配器以及一个电控制的泵控制阀和喷射控制阀，它 们安装在一个组成一体的组件上，形成一个高度整体化的燃油系统， 该系统能极好地控制排放物并改善发动机的性能，且可以设计，制造 和安装在原有的发动机上，或者对现有发动机的结构进行较少的改 变而用于这些现有发动机上。这种高度整体化的燃油系统能够达到 极高的喷射压力，亦即350至2100kg/cm2最好在1120-1540kg/cm2 的范围之中，并且能响应于变化的发动机工况精确地控制喷油量和 喷油定时，同时相对于现有技术中的有竞争能力的系统来说，这种燃 油系统能在减小总体成本的条件下采用复式故障自动保险的电子部 件，并改善发动机效率。

本燃油系统的优点还在于它有一个高度结构紧凑的整体化的燃 油泵总成，该燃油泵总成的泵壳体至少有一个泵腔，其沿着一个径向 方向定位，并在泵壳体上安装一个蓄压器。这种蓄压器在横向和/或 轴向方向上可以有一个悬置的突出部分，且在蓄压器壳体的该突出 部分上靠近泵壳体安装有一个泵控制阀。此外，蓄压器壳体安装在泵 壳体上，位于泵壳体的一端处，以形成一个悬臂式的横向突出部分， 从而该悬突部分形成一个偏移的横向外形，用于使燃油泵总成能与 被设计安装在其上的内燃机的不规则的横向外形相互补。

本燃油系统还有利地提供了一个单元化的单件燃油泵壳体，它 包含有多个向外开口的泵腔，一个径向上被包封的驱动轴，在相应的 泵腔中的泵头接合面和多个挺杆导向面，其中只有挺杆导向面，泵头 接合面和驱动轴安装面是要求精密加工的，以便在驱动轴和泵的相 互配合的燃油泵送元件之间形成恰当的配合。而且，一个泵头安装在 驱动轴对面的泵壳体中，一个泵单元由一个保持架保持在该泵头中， 使泵单元延伸入泵腔中间隔开地不与泵壳体相接触，这样，本发明的 泵单元可以很容易地拆卸和更换，以使检修泵总成的费用很低和/或 能够转换泵单元以调节燃油泵总成的有效排量。

此外，本发明的燃油系统通过减少系统部件并在整个系统中设 置复式故障自动保险的低压排泄管来收集通过主要密封区泄漏的任 何燃油并将其返回到燃油系统中，使燃油泄漏部位的数目减至最少。 而且，本燃油系统还可以包括两个泵控制阀和两个喷射控制阀，以便 当其中一个相应的阀不能工作时由另一个相应的阀来承担其功能。

本发明还提供了一个含有迷宫式相互连接的腔室的蓄压器，其 中这些腔室是细长的且圆柱形的，且基本上平行地设置，以一个两维 的列阵与一个穿过蓄压器壳体的垂直平面相交。蓄压器腔室是特定 地取向的，以使蓄压器壳体的实际尺寸最小，同时所确定的尺寸能构 成一个最小的总容积，该总容积足以能防止在任何喷射过程期间燃 油压力的降低大于5％，这取决于许多因素，例如燃油的可压缩性， 燃油的工作压力，最大可能要求的喷射容积，为发动机选取的喷油定 时范围和喷油持续时间，每个泵单元的最大有效排量，系统的燃油泄 漏，在燃油管路中的燃油压缩以及阀件在全开和全闭位置之间移动 时流失到泄油池中的燃油量。

该公开的发明提供了许多附加的特征，例如，(1)一个可转动泵 和分配器与一个单一驱动轴组件组成一体；(2)提供一个分配器，该 分配器包含一些与一个单独的喷射控制阀组合起来的可轴向滑动的 电磁阀；(3)提供了各种用于安置泵控制阀和止回阀的泵头/蓄压器 设计结构；(4)提供了更紧凑的泵头和整体泵室设计结构；(5)提供了 一个横向定向的泵控制阀，用于使蓄压器内的滞留容积减小到一个 绝对的最小值；(6)提供一个泵单元和安装在泵单元的泵筒中的横向 泵控制阀；(7)各种蓄压器设计结构，用于简化蓄压器的成形和加工 制造；(8)提供一个单独安装的蓄压器；(9)提供有多种流线式过滤器 安装设想，用以在所公开的燃油系统中使用；(10)提供在所公开的燃 油系统中使用的速率修整装置和空泡控制装置。

工业应用性

本发明的紧凑的高性能燃油系统及其部件可以用在许多要求精 确和可靠的高压燃油输送的任何汽车或工业设备的燃烧发动机中。 但是，本发明的高性能燃油系统尤其可有利地用于中小型排量的柴 油卡车发动机，且特别适用于现有柴油发动机设计上而不需要对发 动机做重大改型。