JP2008057721A - Pressure regulating valve - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent vibration of a pressure regulating valve in a low flow rate area. <P>SOLUTION: This pressure regulating valve has a control pressure chamber C and a pressure regulating chamber P partitioned by a diaphragm 15, a valve body 17 displacing in the axial direction together with the diaphragm 15, and a valve seat 23 for abutting on and separating from the valve body 17. The pressure regulating valve is constituted so that when diaphragm pressing force by fluid in the pressure regulating chamber P is larger than diaphragm pressing force from the control pressure chamber C side, the diaphragm 15 opens a fluid discharge passage 22 by lifting the valve body 17. A shape of the valve body 17 and the valve seat 23 and a diametrical dimension of the fluid discharge passage 22 are set so that the relationship between a fluid flow rate Q (liter/time) flowing in the fluid discharge passage 22 and a lift quantity X (μm), becomes Q ÷ X < 0.46, within a range being smaller than 150 (μm) in the lift quantity X of the valve body 17 to the valve seat 23. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、ダイヤフラムに取付けられたバルブ本体をバルブシートに対して変位させる構成の圧力調整弁に関する。   The present invention relates to a pressure regulating valve configured to displace a valve body attached to a diaphragm with respect to a valve seat.

上記した圧力調整弁としては種々のものが提案されている。
例えば、図９に示す特許文献１に記載の圧力調整弁１００は、ダイヤフラム１１１によって仕切られた制御圧室１１２と圧力調整室１１３とを備えている。ダイヤフラム１１１には、そのダイヤフラム１１１が制御圧室１１２と圧力調整室１１３との差圧により変形する際に、共に軸方向に変位するバルブ本体１１５が取付けられている。また、圧力調整室１１３は、その圧力調整室１１３内の流体を排出する流体排出管１１７と連通しており、流体排出管１１７の開口周縁にバルブシート１１６がバルブ本体１１５と同軸に形成されている。
圧力調整室１１３内の流体圧力が上昇して、圧力調整室１１３内の流体のダイヤフラム押圧力が制御圧室１１２側からのダイヤフラム押圧力よりも大きくなると、ダイヤフラム１１１がバルブ本体１１５をバルブシート１１６から離隔する方向（上方）に変位させて流体排出管１１７の開口が開かれる。これによって、圧力調整室１１３内の流体の一部が流体排出管１１７によって排出され、圧力調整室１１３内の流体圧力が低下する方向に調整される。即ち、圧力調整室１１３内の流体圧力は、その流体によるダイヤフラム押圧力が制御圧室１１２からのダイヤフラム押圧力とバランスするように調整される。 Various types of pressure regulating valves have been proposed.
For example, the pressure regulating valve 100 described in Patent Document 1 shown in FIG. 9 includes a control pressure chamber 112 and a pressure regulating chamber 113 partitioned by a diaphragm 111. A valve body 115 that is displaced in the axial direction when the diaphragm 111 is deformed by the differential pressure between the control pressure chamber 112 and the pressure adjustment chamber 113 is attached to the diaphragm 111. The pressure adjustment chamber 113 communicates with a fluid discharge pipe 117 that discharges the fluid in the pressure adjustment chamber 113, and a valve seat 116 is formed coaxially with the valve body 115 around the opening periphery of the fluid discharge pipe 117. Yes.
When the fluid pressure in the pressure adjusting chamber 113 rises and the diaphragm pressing force of the fluid in the pressure adjusting chamber 113 becomes larger than the diaphragm pressing force from the control pressure chamber 112 side, the diaphragm 111 causes the valve body 115 to move to the valve seat 116. The fluid discharge pipe 117 is opened by being displaced in a direction (upward) away from the fluid. As a result, a part of the fluid in the pressure adjustment chamber 113 is discharged by the fluid discharge pipe 117, and the fluid pressure in the pressure adjustment chamber 113 is adjusted in a decreasing direction. That is, the fluid pressure in the pressure adjusting chamber 113 is adjusted so that the diaphragm pressing force by the fluid balances the diaphragm pressing force from the control pressure chamber 112.

特表平１１−５０１３８８号Special table hei 11-501388

上記した圧力調整弁１００では、流体排出管１１７から排出される流体流量が小さい場合、バルブ本体１１５がバルブシート１１６から上方に変位する量（リフト量）は小さくなる。バルブ本体１１５のリフト量が小さいと、流体の流量変化により、バルブ本体１１５がバルブシート１１６に対して短時間内に接離を繰り返し、圧力調整弁１００が振動することがある。   In the pressure regulating valve 100 described above, when the flow rate of the fluid discharged from the fluid discharge pipe 117 is small, the amount (lift amount) by which the valve body 115 is displaced upward from the valve seat 116 is small. If the lift amount of the valve main body 115 is small, the valve main body 115 repeatedly contacts and separates from the valve seat 116 within a short time due to a change in the flow rate of the fluid, and the pressure regulating valve 100 may vibrate.

本発明は、上記問題点を解決するためになされたものであり、本発明が解決しようとする課題は、低流量域においてバルブ本体が流路の開閉を短時間で繰り返すことによる圧力調整弁の振動を防止することである。   The present invention has been made to solve the above problems, and the problem to be solved by the present invention is that the valve body repeats opening and closing of the flow path in a short time in a low flow rate region. It is to prevent vibration.

上記した課題は、各請求項の発明によって解決される。
請求項１の発明は、ダイヤフラムによって仕切られた制御圧室と圧力調整室と、前記ダイヤフラムに取付けられて、そのダイヤフラムが前記制御圧室と圧力調整室との差圧により変形する際に、前記ダイヤフラムと共に軸方向に変位するバルブ本体と、前記圧力調整室内の流体を排出する流体排出通路の開口周縁に形成されており、前記バルブ本体が軸方向に変位することにより、そのバルブ本体が接離するバルブシートとを備え、前記圧力調整室内の流体によるダイヤフラム押圧力が前記制御圧室側からのダイヤフラム押圧力よりも大きいときに、前記ダイヤフラムが前記バルブ本体を前記バルブシートから離隔する方向に変位させて前記流体排出通路の開口を開く構成の圧力調整弁であって、前記バルブシートに対する前記バルブ本体の離隔距離Ｘが150［μm］よりも小さい範囲では、前記流体排出通路を流れる流体流量Ｑ［リットル／時間］と前記離隔距離Ｘ［μm］との関係が、Ｑ÷Ｘ＜0.46となるように、前記バルブ本体と前記バルブシートとの形状、及び前記流体排出通路の径寸法が設定されていることを特徴とする。 The above-described problems are solved by the inventions of the claims.
The invention of claim 1 is attached to the control pressure chamber and the pressure adjustment chamber partitioned by the diaphragm, and the diaphragm, and when the diaphragm is deformed by a differential pressure between the control pressure chamber and the pressure adjustment chamber, A valve body that is displaced in the axial direction together with the diaphragm, and an opening peripheral edge of a fluid discharge passage that discharges the fluid in the pressure adjustment chamber. When the valve body is displaced in the axial direction, the valve body is contacted and separated. And when the diaphragm pressing force by the fluid in the pressure adjustment chamber is larger than the diaphragm pressing force from the control pressure chamber side, the diaphragm is displaced in a direction separating the valve body from the valve seat. A pressure regulating valve configured to open an opening of the fluid discharge passage, the valve body of the valve body with respect to the valve seat In the range where the separation distance X is smaller than 150 [μm], the relationship between the fluid flow rate Q [liter / hour] flowing through the fluid discharge passage and the separation distance X [μm] is Q ÷ X <0.46. The shape of the valve main body and the valve seat and the diameter of the fluid discharge passage are set.

本発明によると、バルブシートに対するバルブ本体の離隔距離Ｘが150［μm］よりも小さい範囲では、流体流量Ｑ［リットル／時間］と前記離隔距離Ｘ［μm］との関係が、Ｑ÷Ｘ＜0.46となるように、バルブ本体とバルブシートとの形状、及び前記流体排出通路の径寸法が設定されている。
例えば、流体流量Ｑが一定のときには、離隔距離Ｘが所定値よりも大きい場合に、上記したＱ÷Ｘ＜0.46の条件を満足する。したがって、流体流量Ｑが小さい場合でも、バルブシートに対するバルブ本体の離隔距離Ｘが比較的大きくなり、前記バルブ本体がバルブシートに対して短時間で接離を繰り返す不具合が起こり難くなる。これにより、圧力調整弁の振動を抑制できる。
なお、バルブ本体の離隔距離Ｘが150［μm］以上である場合には、流体流量Ｑが変動してもバルブ本体がバルブシートに対して短時間で接離することはなく、圧力調整弁の振動はほとんど生じない。 According to the present invention, when the separation distance X of the valve body with respect to the valve seat is smaller than 150 [μm], the relationship between the fluid flow rate Q [liter / hour] and the separation distance X [μm] is Q ÷ X <. The shape of the valve body and the valve seat and the diameter of the fluid discharge passage are set so as to be 0.46.
For example, when the fluid flow rate Q is constant, the condition of Q ÷ X <0.46 is satisfied when the separation distance X is larger than a predetermined value. Therefore, even when the fluid flow rate Q is small, the separation distance X of the valve main body with respect to the valve seat becomes relatively large, and the problem that the valve main body repeatedly contacts and separates from the valve seat in a short time is less likely to occur. Thereby, the vibration of the pressure regulating valve can be suppressed.
When the separation distance X of the valve body is 150 [μm] or more, even if the fluid flow rate Q fluctuates, the valve body does not contact or separate from the valve seat in a short time, and the pressure regulating valve Vibration hardly occurs.

請求項２の発明によると、バルブ本体の突出部がバルブシート側から流体排出通路の内側に入り込んでいることを特徴とする。
このように、バルブ本体の突出部がバルブシート側から流体排出通路の内側に入り込んでいるため、流体排出通路の径寸法が比較的大きな場合でも、流路面積を小さくできる。このため、流体排出通路に所定流量の流体を流す際に、バルブシートに対するバルブ本体の離隔距離を大きく取ることができる。さらに、バルブ本体がバルブシートから離れて、そのバルブ本体の突出部が流体排出通路から抜けた後は、その流体排出通路を流れる流体の流量を増大させることができる。 The invention according to claim 2 is characterized in that the protruding portion of the valve body enters the inside of the fluid discharge passage from the valve seat side.
Thus, since the protrusion part of the valve body enters the inside of the fluid discharge passage from the valve seat side, the flow passage area can be reduced even when the diameter of the fluid discharge passage is relatively large. For this reason, when flowing a fluid of a predetermined flow rate through the fluid discharge passage, the separation distance of the valve body from the valve seat can be increased. Furthermore, after the valve main body is separated from the valve seat and the protrusion of the valve main body is removed from the fluid discharge passage, the flow rate of the fluid flowing through the fluid discharge passage can be increased.

請求項３の発明によると、バルブシートには、バルブ本体の凸テーパ面が当接可能な凹テーパ面が形成されており、前記バルブシートの軸心に対する凹テーパ面の成す角αと、流体排出通路の径寸法Ｒ１との関係が、Ｒ１＜73×α-^0.92となるように設定されていることを特徴とする。
請求項４の発明によると、バルブシートには、バルブ本体の凸球面が当接可能な凹テーパ面が形成されており、バルブシートの軸心に対する凹テーパ面の成す角αと、前記凸球面における前記凹テーパ面との当接部分の直径寸法Ｒ２との関係が、Ｒ２＜75×α-^0.95となるように設定されていることを特徴とする。 According to the invention of claim 3, the valve seat is formed with a concave taper surface with which the convex taper surface of the valve body can abut, an angle α formed by the concave taper surface with respect to the axis of the valve seat, and the fluid The relationship with the diameter dimension R1 of the discharge passage is set so that R1 <73 × α− ^0.92 .
According to the invention of claim 4, the valve seat is formed with a concave taper surface on which the convex spherical surface of the valve body can abut, an angle α formed by the concave taper surface with respect to the axis of the valve seat, and the convex spherical surface The relation with the diameter R2 of the contact portion with the concave taper surface is set such that R2 <75 × α− ^0.95 .

本発明によると、流体流量が小さい場合にも、バルブシートに対するバルブ本体の離隔距離が比較的大きくなり、バルブ本体がバルブシートに対して短時間で接離を繰り返すことによる振動を防止できる。   According to the present invention, even when the fluid flow rate is small, the separation distance of the valve body from the valve seat becomes relatively large, and vibration due to repeated contact and separation of the valve body with the valve seat in a short time can be prevented.

［実施形態１］
以下、図１から図４に基づいて本発明の実施形態１に係る圧力調整弁の説明を行なう。本実施形態の圧力調整弁は、主として自動車等の燃料供給装置の燃料調圧機構に使用される圧力調整弁であり、図１にその圧力調整弁の縦断面図等が示されている。図２、図３は圧力調整弁のリターン流量と制御圧力等との関係を表すグラフであり、図４は圧力調整弁のリターン流量とバルブ本体のリフト量との関係を表すグラフである。 [Embodiment 1]
Hereinafter, the pressure regulating valve according to the first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 4. The pressure regulating valve of the present embodiment is a pressure regulating valve mainly used in a fuel regulating mechanism of a fuel supply device such as an automobile. FIG. 1 shows a longitudinal sectional view of the pressure regulating valve. 2 and 3 are graphs showing the relationship between the return flow rate of the pressure regulating valve and the control pressure, and FIG. 4 is a graph showing the relationship between the return flow rate of the pressure regulating valve and the lift amount of the valve body.

＜圧力調整弁１０の構成について＞
本実施形態の圧力調整弁１０は、燃料ポンプから吐出された燃料圧力を調整するための弁であり、燃料タンク内の燃料をエンジンのインジェクタ（燃料噴射弁）まで圧送する燃料供給装置に使用されている。
圧力調整弁１０は、図１（Ａ）に示すように、上側ケース１１と下側ケース１２とからなる弁ケース１３を備えている。上側ケース１１は、天井部１１ｕと筒部１１ｔとを備えており、前記筒部１１ｔの下端の開口周縁にフランジ部１１ｆが形成されている。そして、上側ケース１１の天井部１１ｕと筒部１１ｔとにそれぞれ燃料通路１１ｈが形成されている。下側ケース１２は、上から順番に同軸に形成された大径部１２ｒ、中径部１２ｍ、小径部１２ｓを備えており、大径部１２ｒの上端の開口周縁にフランジ部１２ｆが形成されている。また、下側ケース１２の大径部１２ｒと中径部１２ｍとの境界にはリング段差部１２ｄが形成されており、そのリング状段差部１２ｄに燃料流入路１２ｈが形成されている。また、下側ケース１２の小径部１２ｓの先端には、中央に燃料排出口１２ｐが形成されている。
上側ケース１１と下側ケース１２とは、互いのフランジ部１１ｆ，１２ｆの間にダイヤフラム１５の周縁部を挟んで固定した状態で、下側ケース１２のフランジ部１２ｆの周縁が上側ケース１１のフランジ部１１ｆを上から押えるように折り返されている。これにより、弁ケース１３の内部には、ダイヤフラム１５によって仕切られた制御圧室Ｃと圧力調整室Ｐとが形成される。
制御圧室Ｃには、上側ケース１１の燃料通路１１ｈを介して一定圧力の燃料が供給されるようになっている。また、圧力調整室Ｐは、下側ケース１２の燃料流入路１２ｈを介して前記インジェクタに燃料を供給する圧送流路（図示省略）と連通している。 <About the configuration of the pressure regulating valve 10>
The pressure adjustment valve 10 of the present embodiment is a valve for adjusting the fuel pressure discharged from the fuel pump, and is used in a fuel supply device that pumps fuel in a fuel tank to an injector (fuel injection valve) of an engine. ing.
As shown in FIG. 1A, the pressure regulating valve 10 includes a valve case 13 including an upper case 11 and a lower case 12. The upper case 11 includes a ceiling part 11u and a cylinder part 11t, and a flange part 11f is formed on the opening periphery of the lower end of the cylinder part 11t. Fuel passages 11h are formed in the ceiling portion 11u and the cylinder portion 11t of the upper case 11, respectively. The lower case 12 includes a large-diameter portion 12r, a medium-diameter portion 12m, and a small-diameter portion 12s that are coaxially formed in order from the top, and a flange portion 12f is formed at the opening periphery of the upper end of the large-diameter portion 12r. Yes. Further, a ring step 12d is formed at the boundary between the large diameter portion 12r and the middle diameter portion 12m of the lower case 12, and a fuel inflow passage 12h is formed in the ring step 12d. Further, a fuel discharge port 12p is formed at the center of the tip of the small diameter portion 12s of the lower case 12.
The upper case 11 and the lower case 12 are fixed in such a manner that the peripheral portion of the diaphragm 15 is sandwiched between the flange portions 11f and 12f and the peripheral portion of the flange portion 12f of the lower case 12 is the flange of the upper case 11. The part 11f is folded back so as to be pressed from above. As a result, a control pressure chamber C and a pressure adjustment chamber P partitioned by the diaphragm 15 are formed inside the valve case 13.
The control pressure chamber C is supplied with fuel at a constant pressure via the fuel passage 11 h of the upper case 11. The pressure adjusting chamber P communicates with a pressure feed passage (not shown) for supplying fuel to the injector via a fuel inflow passage 12 h of the lower case 12.

ダイヤフラム１５の中心にはバルブ本体１７が取付けられている。バルブ本体１７は、後記する流体排出管２０の中央流路２２を圧力調整室Ｐ内で開閉する部材であり、ダイヤフラム１５が制御圧室Ｃと圧力調整室Ｐとの差圧により変形する際に、そのダイヤフラム１５と共に軸方向（図１の上下方向）に変位できるように構成されている。バルブ本体１７の先端（図１において下端）には、流体排出管２０の上端に形成されたバルブシート２３に対し、接離可能な円板状の弁体１７ｖが設けられている。
弁ケース１３の圧力調整室Ｐ内、即ち、下側ケース１２内には、ダイヤフラム１５と同軸に上記した流体排出管２０が設けられている。流体排出管２０は、直管状に形成されており、下側ケース１２の中径部１２ｍ内に圧入固定されている。これにより、流体排出管２０の内部軸方向に形成された中央流路２２は下側ケース１２の中径部１２ｍの内部空間、小径部１２ｓの内部空間を介して燃料排出口１２ｐと連通するようになる。前記中央流路２２は、流体排出管２０の上端位置で開口しており、その開口の周縁にバルブ本体１７の弁体１７ｖが当接するバルブシート２３がリング状に形成されている。 A valve body 17 is attached to the center of the diaphragm 15. The valve body 17 is a member that opens and closes a central flow path 22 of the fluid discharge pipe 20 to be described later in the pressure adjustment chamber P, and when the diaphragm 15 is deformed by a differential pressure between the control pressure chamber C and the pressure adjustment chamber P. The diaphragm 15 and the diaphragm 15 can be displaced in the axial direction (vertical direction in FIG. 1). A disc-shaped valve body 17v that can be brought into contact with and separated from the valve seat 23 formed at the upper end of the fluid discharge pipe 20 is provided at the front end (lower end in FIG. 1) of the valve main body 17.
The fluid discharge pipe 20 described above is provided coaxially with the diaphragm 15 in the pressure adjustment chamber P of the valve case 13, that is, in the lower case 12. The fluid discharge pipe 20 is formed in a straight tube shape, and is press-fitted and fixed in the middle diameter portion 12 m of the lower case 12. Thereby, the central flow path 22 formed in the internal axial direction of the fluid discharge pipe 20 communicates with the fuel discharge port 12p through the internal space of the middle diameter portion 12m of the lower case 12 and the internal space of the small diameter portion 12s. become. The central flow path 22 is opened at the upper end position of the fluid discharge pipe 20, and a valve seat 23 with which the valve body 17v of the valve body 17 abuts is formed in a ring shape at the periphery of the opening.

バルブシート２３は、図１（Ｂ）に示すように、平面状に形成されており、そのバルブシート２３に合わせて弁体１７ｖの先端面１７ｆも平面状に形成されている。そして、バルブシート２３に対して弁体１７ｖの先端面１７ｆが面接触した状態で（図１（Ｂ）参照）、流体排出管２０の中央流路２２は閉鎖される。また、バルブ本体１７が上方に変位して弁体１７ｖの先端面１７ｆがバルブシート２３から離隔した状態で、流体排出管２０の中央流路２２が開放される。これにより、圧力調整室Ｐ内の燃料の一部は、流体排出管２０の中央流路２２、下側ケース１２の中径部１２ｍの内部空間、小径部１２ｓの内部空間を通って燃料排出口１２ｐから燃料タンク内に戻される。
即ち、流体排出管２０の中央流路２２、下側ケース１２の中径部１２ｍの内部空間、小径部１２ｓの内部空間、及び燃料排出口１２ｐが本発明の流体排出通路に相当する。
また、弁ケース１３の制御圧室Ｃ内には、バルブ本体１７が流体排出管２０の中央流路２２を閉鎖する方向にそのバルブ本体１７を押圧するコイルバネ１９がダイヤフラム１５と同軸状態で収納されている。
以後、本明細書では、バルブシート２３に対する弁体１７ｖの先端面１７ｆの離隔距離をバルブ本体１７のリフト量（リフト量Ｘ）と呼び、バルブシート２３の内径寸法、即ち、流体排出管２０の中央流路２２の内径寸法をシート内径Ｒ１と呼ぶ。また、流体排出管２０の中央流路２２等により燃料タンク内に戻される燃料流量をリターン流量Ｑと呼ぶことにする。 As shown in FIG. 1B, the valve seat 23 is formed in a planar shape, and the tip end surface 17f of the valve body 17v is also formed in a planar shape in accordance with the valve seat 23. And the central flow path 22 of the fluid discharge pipe 20 is closed in the state which the front end surface 17f of the valve body 17v contact | abutted with respect to the valve seat 23 (refer FIG. 1 (B)). Further, the central flow path 22 of the fluid discharge pipe 20 is opened in a state where the valve body 17 is displaced upward and the distal end surface 17f of the valve body 17v is separated from the valve seat 23. Thereby, a part of the fuel in the pressure regulation chamber P passes through the central flow path 22 of the fluid discharge pipe 20, the internal space of the middle diameter portion 12m of the lower case 12, and the internal space of the small diameter portion 12s. 12p is returned to the fuel tank.
That is, the central flow path 22 of the fluid discharge pipe 20, the internal space of the middle diameter portion 12m of the lower case 12, the internal space of the small diameter portion 12s, and the fuel discharge port 12p correspond to the fluid discharge passage of the present invention.
In the control pressure chamber C of the valve case 13, a coil spring 19 that presses the valve body 17 in a direction in which the valve body 17 closes the central flow path 22 of the fluid discharge pipe 20 is accommodated coaxially with the diaphragm 15. ing.
Hereinafter, in this specification, the separation distance of the front end surface 17f of the valve body 17v with respect to the valve seat 23 is referred to as a lift amount (lift amount X) of the valve body 17, and the inner diameter dimension of the valve seat 23, that is, the fluid discharge pipe 20 The inner diameter dimension of the central flow path 22 is referred to as a sheet inner diameter R1. The fuel flow rate returned to the fuel tank by the central flow path 22 of the fluid discharge pipe 20 will be referred to as a return flow rate Q.

＜圧力調整弁１０の動作について＞
次に、圧力調整弁１０の動作について説明する。
例えば、圧力調整弁１０の制御圧室Ｃ側から燃料がダイヤフラム１５を押圧する力と、圧力調整室Ｐ側から燃料がダイヤフラム１５を押圧する力とがバランスしている状態で、圧力調整室Ｐ内の燃料圧力が低下した場合を考える。即ち、圧力調整室Ｐ内の燃料圧力が低下して、圧力調整室Ｐ側からダイヤフラム１５を押圧する力が制御圧室Ｃ側からダイヤフラム１５を押圧する力よりも小さくなると、ダイヤフラム１５が下方に撓む。これにより、バルブ本体１７の弁体１７ｖがバルブシート２３に当接して流体排出管２０の中央流路２２が塞がれる。この結果、圧力調整室Ｐから燃料の流出が規制されて、圧力調整室Ｐ及びその圧力調整室Ｐと連通する圧送流路（図示省略）の燃料圧力が上昇する。そして、圧力調整室Ｐ側からダイヤフラム１５を押圧する力が制御圧室Ｃ側からダイヤフラム１５を押圧する力を超えると、ダイヤフラム１５が上方に撓み、バルブ本体１７の弁体１７ｖがバルブシート２３から離隔（リフト）して流体排出管２０の中央流路２２が開放される。これにより、圧力調整室Ｐ内の燃料が流体排出管２０、下側ケース１２の中径部１２ｍの内部空間、小径部１２ｓの内部空間を介して燃料排出口１２ｐから燃料タンク内に戻される。この結果、圧力調整室Ｐ、及びその圧力調整室Ｐと連通する流路の燃料圧力が低下する。そして、再び、圧力調整室Ｐ側からダイヤフラム１５を押圧する力が制御圧室Ｃ側からダイヤフラム１５を押圧する力よりも小さくなると、ダイヤフラム１５が下方に撓み、バルブ本体１７により流体排出管２０の中央流路２２が塞がれる。このように、バルブ本体１７による流体排出管２０の中央流路２２の開閉が繰り返されることで、圧力調整室Ｐ、及びその圧力調整室Ｐと連通する圧送流路内の燃料圧力は、制御圧室Ｃ内の燃料圧力値に基づいて所定圧力に調整される。
また、圧力調整弁１０の制御圧室Ｃから燃料が流出して、ダイヤフラム１５が制御圧室Ｃ内のコイルバネ１９の押圧力を受けるようになると、圧力調整室Ｐ内の燃料圧力は制御圧室Ｃ内のコイルバネ１９の押圧力にバランスする圧力まで低下する。
ここで、本実施形態に係る圧力調整弁１０では、圧力調整室Ｐ内の燃料圧力は、一般的に約250ｋＰａ、あるいは300ｋＰａに調整される。 <Operation of pressure regulating valve 10>
Next, the operation of the pressure adjustment valve 10 will be described.
For example, in a state where the force by which the fuel presses the diaphragm 15 from the control pressure chamber C side of the pressure adjustment valve 10 and the force by which the fuel presses the diaphragm 15 from the pressure adjustment chamber P side is balanced, the pressure adjustment chamber P Let us consider the case where the fuel pressure in the inside drops. That is, when the fuel pressure in the pressure adjusting chamber P decreases and the force that presses the diaphragm 15 from the pressure adjusting chamber P side becomes smaller than the force that presses the diaphragm 15 from the control pressure chamber C side, the diaphragm 15 moves downward. Bend. As a result, the valve body 17v of the valve body 17 contacts the valve seat 23 and the central flow path 22 of the fluid discharge pipe 20 is closed. As a result, the outflow of fuel from the pressure regulation chamber P is regulated, and the fuel pressure in the pressure regulation chamber P and the pressure feed passage (not shown) communicating with the pressure regulation chamber P rises. And if the force which presses the diaphragm 15 from the pressure regulation chamber P side exceeds the force which presses the diaphragm 15 from the control pressure chamber C side, the diaphragm 15 will bend upward, and the valve body 17v of the valve body 17 will move from the valve seat 23. The central flow path 22 of the fluid discharge pipe 20 is opened after being separated (lifted). As a result, the fuel in the pressure adjusting chamber P is returned from the fuel discharge port 12p into the fuel tank through the fluid discharge pipe 20, the internal space of the middle diameter portion 12m of the lower case 12, and the internal space of the small diameter portion 12s. As a result, the fuel pressure in the pressure regulation chamber P and the flow path communicating with the pressure regulation chamber P decreases. When the force that presses the diaphragm 15 from the pressure adjusting chamber P side becomes smaller than the force that presses the diaphragm 15 from the control pressure chamber C side again, the diaphragm 15 bends downward, and the valve body 17 causes the fluid discharge pipe 20 to The central flow path 22 is blocked. As described above, the opening and closing of the central flow path 22 of the fluid discharge pipe 20 by the valve body 17 is repeated, so that the fuel pressure in the pressure adjustment chamber P and the pressure-feed passage communicating with the pressure adjustment chamber P is controlled by the control pressure. The pressure is adjusted to a predetermined pressure based on the fuel pressure value in the chamber C.
Further, when the fuel flows out from the control pressure chamber C of the pressure adjustment valve 10 and the diaphragm 15 receives the pressing force of the coil spring 19 in the control pressure chamber C, the fuel pressure in the pressure adjustment chamber P becomes the control pressure chamber. The pressure drops to a pressure balanced with the pressing force of the coil spring 19 in C.
Here, in the pressure regulating valve 10 according to the present embodiment, the fuel pressure in the pressure regulating chamber P is generally adjusted to about 250 kPa or 300 kPa.

＜圧力調整弁１０のリターン流量と振動発生との関係について＞
図２（Ａ）は、シート内径Ｒ１（流体排出管２０の中央流路２２の内径寸法）を2mmとし、下側ケース１２の燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘを1mmに設定した場合のリターン流量Ｑ（流体排出管２０を流れる燃料流量Ｑ）と振動発生との関係を表している。即ち、シート内径Ｒ１が2mm、燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘが1mmの場合、圧力調整室Ｐ内の燃料圧力が250ｋＰａ、あるいは300ｋＰａのときに、リターン流量Ｑが約47［リットル／時間］以下で振動が発生している。
ここで、圧力調整弁１０のリターン流量Ｑは、シート内径Ｒ１、燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘと、バルブシート２３に対するバルブ本体１７のリフト量Ｘとによって決まる。例えば、シート内径Ｒ１等を小さくすると、バルブシート２３とバルブ本体１７（弁体１７ｖ）との間の流路面積（管状面積）が小さくなり、リターン流量Ｑは小さくなる。逆に、シート内径Ｒ１等を大きくすると、リターン流量Ｑは大きくなる。また、バルブ本体１７のリフト量Ｘが小さくなると、バルブシート２３とバルブ本体１７（弁体１７ｖ）との間の流路面積が小さくなり、リターン流量Ｑは小さくなる。逆に、リフト量Ｘを大きくすると、リターン流量Ｑは大きくなる。このため、リターン流量Ｑが一定の場合には、シート内径Ｒ１等を小さくすることで、バルブ本体１７のリフト量Ｘを大きく設定することができる。
圧力調整弁１０の振動は、リターン流量Ｑの低流量域、即ち、バルブ本体１７のリフト量Ｘが小さいときに、流体の流量変化により、バルブ本体１７がバルブシート２３に対して短時間に接離を繰り返すことにより発生する。このため、リターン流量Ｑが小さいときに、バルブ本体１７のリフト量Ｘを比較的大きく設定すれば、振動を抑制することができる。
ここで、シート内径Ｒ１が2mm、燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘが1mmの場合、図２（Ａ）に示すように、リターン流量Ｑが47［リットル／時間］のときのリフト量Ｘは、約105μmである。 <Relationship between return flow rate of pressure regulating valve 10 and generation of vibration>
2A shows a return flow rate Q when the seat inner diameter R1 (the inner diameter dimension of the central flow path 22 of the fluid discharge pipe 20) is 2 mm and the inner diameter Rx of the fuel discharge port 12p of the lower case 12 is set to 1 mm. This represents the relationship between (the fuel flow rate Q flowing through the fluid discharge pipe 20) and the occurrence of vibration. That is, when the seat inner diameter R1 is 2 mm and the inner diameter Rx of the fuel discharge port 12p is 1 mm, the return flow rate Q is about 47 [liter / hour] or less when the fuel pressure in the pressure adjusting chamber P is 250 kPa or 300 kPa. Vibration is occurring.
Here, the return flow rate Q of the pressure regulating valve 10 is determined by the seat inner diameter R1, the inner diameter Rx of the fuel discharge port 12p, and the lift amount X of the valve body 17 with respect to the valve seat 23. For example, when the seat inner diameter R1 or the like is reduced, the flow area (tubular area) between the valve seat 23 and the valve body 17 (valve body 17v) is reduced, and the return flow rate Q is reduced. Conversely, when the seat inner diameter R1 and the like are increased, the return flow rate Q increases. Further, when the lift amount X of the valve body 17 is reduced, the flow path area between the valve seat 23 and the valve body 17 (valve body 17v) is reduced, and the return flow rate Q is reduced. Conversely, when the lift amount X is increased, the return flow rate Q is increased. For this reason, when the return flow rate Q is constant, the lift amount X of the valve body 17 can be set large by reducing the seat inner diameter R1 and the like.
The vibration of the pressure regulating valve 10 is caused when the valve body 17 comes into contact with the valve seat 23 in a short time due to a change in the fluid flow rate when the return flow rate Q is low, that is, when the lift amount X of the valve body 17 is small. Generated by repeating separation. For this reason, vibration can be suppressed by setting the lift amount X of the valve body 17 to be relatively large when the return flow rate Q is small.
Here, when the seat inner diameter R1 is 2 mm and the inner diameter Rx of the fuel discharge port 12p is 1 mm, as shown in FIG. 2A, the lift amount X when the return flow rate Q is 47 [liter / hour] is about 105 μm.

図２（Ｂ）は、シート内径Ｒ１を1.5mmとし、燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘを2mmに設定した場合、リターン流量Ｑと振動発生との関係を表している。この場合、圧力調整室Ｐ内の燃料圧力が250ｋＰａ、あるいは300ｋＰａのとき、リターン流量Ｑが約53［リットル／時間］（リフト量Ｘ＝約120μm）以下で振動が発生している。
図３（Ａ）は、シート内径Ｒ１を2mmとし、燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘを2mmに設定した場合、リターン流量Ｑと振動発生との関係を表している。この場合には、リターン流量Ｑが約87［リットル／時間］（リフト量Ｘ＝約140μm）以下で振動が発生している。
図３（Ｂ）は、シート内径Ｒ１を3mmとし、燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘを2mmに設定した場合、リターン流量Ｑと振動発生との関係を表している。この場合には、リターン流量Ｑが約130［リットル／時間］(リフト量Ｘ＝約150μm）以下で振動が発生している。 FIG. 2B shows the relationship between the return flow rate Q and the occurrence of vibration when the seat inner diameter R1 is set to 1.5 mm and the inner diameter Rx of the fuel discharge port 12p is set to 2 mm. In this case, when the fuel pressure in the pressure adjusting chamber P is 250 kPa or 300 kPa, vibration occurs when the return flow rate Q is about 53 [liter / hour] (lift amount X = about 120 μm) or less.
FIG. 3A shows the relationship between the return flow rate Q and the occurrence of vibration when the seat inner diameter R1 is set to 2 mm and the inner diameter Rx of the fuel discharge port 12p is set to 2 mm. In this case, vibration occurs when the return flow rate Q is about 87 [liter / hour] (lift amount X = about 140 μm) or less.
FIG. 3B shows the relationship between the return flow rate Q and the occurrence of vibration when the seat inner diameter R1 is set to 3 mm and the inner diameter Rx of the fuel discharge port 12p is set to 2 mm. In this case, vibration occurs when the return flow rate Q is about 130 [liter / hour] (lift amount X = about 150 μm) or less.

図４は、図２（Ａ）（Ｂ）、図３（Ａ）（Ｂ）に基づいて作成されたグラフであり、圧力調整室Ｐ内の燃料圧力が250ｋＰａ、あるいは300ｋＰａのときのリターン流量Ｑとバルブ本体１７のリフト量Ｘとの関係、及び振動発生領域を表している。ここで、図中の特性１は、シート内径Ｒ１が2mm、燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘが1mmのときのリターン流量Ｑとリフト量Ｘとの関係を表している。特性２は、シート内径Ｒ１が1.5mm、燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘが2mmのときのリターン流量Ｑとリフト量Ｘとの関係、特性３は、シート内径Ｒ１が2mm、燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘが2mmのときのリターン流量Ｑとリフト量Ｘとの関係を表している。また、特性４は、シート内径Ｒ１が3mm、燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘが2mmのときのリターン流量Ｑとリフト量Ｘとの関係を表している。
図４に示すように、リフト量Ｘが150μm以上では、特性１〜特性４のいずれの場合にも、圧力調整弁１０で振動はほとんど発生しない。また、リフト量Ｘが150μmよりも小さい場合であっても、Ｑ＝0.46Ｘの直線を境界にして、リターン流量Ｑが0.46Ｘよりも小さくなる範囲、即ち、Ｑ＜0.46Ｘ（Ｑ÷Ｘ＜0.46）となる範囲で振動はほとんど発生しない。このため、本実施形態に係る圧力調整弁１０では、リフト量Ｘが150μmより小さい場合に、リターン流量Ｑ÷リフト量Ｘ＜0.46となるように、シート内径と燃料排出口１２ｐの内径、及びバルブシート２３とバルブ本体１７の形状が設定されている。
リターン流量Ｑ÷リフト量Ｘ＜0.46を満足する範囲は、Ｑ＝0.46Ｘで表される直線よりも下の範囲（斜線部分の下側）であり、特性１（シート内径Ｒ１が2mm、燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘが1mm）、特性２（シート内径Ｒ１が1.5mm、燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘが2mm）が条件を満足している。なお、低流量域における振動防止だけを考慮すれば、特性１が有利であるが、リフト量Ｘが150μmより大きい範囲でリターン流量Ｑを大きくしたい場合には特性２が有利である。 FIG. 4 is a graph created based on FIGS. 2 (A), 2 (B), 3 (A) and 3 (B), and the return flow rate Q when the fuel pressure in the pressure adjusting chamber P is 250 kPa or 300 kPa. And the lift amount X of the valve body 17 and the vibration generation region. Here, the characteristic 1 in the figure represents the relationship between the return flow rate Q and the lift amount X when the seat inner diameter R1 is 2 mm and the inner diameter Rx of the fuel discharge port 12p is 1 mm. The characteristic 2 is the relationship between the return flow rate Q and the lift amount X when the inner diameter R1 of the seat is 1.5 mm and the inner diameter Rx of the fuel discharge port 12p is 2 mm. The characteristic 3 is the inner diameter of the seat discharge inner diameter R1 of 2 mm and the fuel discharge port 12p. The relationship between the return flow rate Q and the lift amount X when Rx is 2 mm is shown. Characteristic 4 represents the relationship between the return flow rate Q and the lift amount X when the seat inner diameter R1 is 3 mm and the inner diameter Rx of the fuel discharge port 12p is 2 mm.
As shown in FIG. 4, when the lift amount X is 150 μm or more, the pressure regulating valve 10 hardly generates vibration in any of the characteristics 1 to 4. Further, even when the lift amount X is smaller than 150 μm, the return flow rate Q is smaller than 0.46X with the straight line Q = 0.46X as a boundary, that is, Q <0.46X (Q ÷ X < Vibration is hardly generated in the range of 0.46). Therefore, in the pressure regulating valve 10 according to the present embodiment, when the lift amount X is smaller than 150 μm, the seat inner diameter, the inner diameter of the fuel discharge port 12p, and the valve are set so that the return flow rate Q ÷ the lift amount X <0.46. The shapes of the seat 23 and the valve body 17 are set.
The range that satisfies the return flow rate Q ÷ lift amount X <0.46 is the range below the straight line represented by Q = 0.46X (below the shaded area). Characteristic 1 (seat inner diameter R1 is 2 mm, fuel exhaust The inner diameter Rx of the outlet 12p is 1 mm) and the characteristic 2 (the seat inner diameter R1 is 1.5 mm and the inner diameter Rx of the fuel discharge port 12p is 2 mm) satisfies the conditions. Considering only the prevention of vibration in the low flow rate region, the characteristic 1 is advantageous, but the characteristic 2 is advantageous when it is desired to increase the return flow rate Q in the range where the lift amount X is larger than 150 μm.

＜本実施形態に係る圧力調整弁１０の長所＞
本実施形態に係る圧力調整弁１０によると、バルブシート２３に対するバルブ本体１７のリフト量Ｘが150［μm］よりも小さい範囲では、リターン流量Ｑ［リットル／時間］とリフト量Ｘ［μm］との関係が、Ｑ÷Ｘ＜0.46となるように、バルブ本体２３とバルブシート１７との形状、及びシート内径Ｒ１と燃料排出口１２ｐの内径Ｒｘが設定されている。
例えば、リターン流量Ｑが一定のときには、リフト量Ｘが所定値よりも大きい場合に、上記したＱ÷Ｘ＜0.46の条件を満足する。
したがって、リターン流量Ｑが小さい場合に、バルブシート２３に対するバルブ本体１７のリフト量Ｘを比較的大きくでき、バルブ本体１７がバルブシート２３に対して短時間で接離を繰り返す不具合が起こり難くなる。これにより、圧力調整弁１０の振動を抑制できる。
なお、バルブ本体１７のリフト量Ｘが150［μm］以上である場合には、リターン流量Ｑが変動してもバルブ本体１７がバルブシート２３に対して短時間で接離することはなく、圧力調整弁１０の振動はほとんど生じない。 <Advantages of the pressure regulating valve 10 according to the present embodiment>
According to the pressure regulating valve 10 according to the present embodiment, when the lift amount X of the valve body 17 relative to the valve seat 23 is smaller than 150 [μm], the return flow rate Q [liter / hour] and the lift amount X [μm] Are set such that the shape of the valve body 23 and the valve seat 17, and the seat inner diameter R1 and the inner diameter Rx of the fuel discharge port 12p are set such that Q ÷ X <0.46.
For example, when the return flow rate Q is constant, the above-mentioned condition of Q ÷ X <0.46 is satisfied when the lift amount X is larger than a predetermined value.
Therefore, when the return flow rate Q is small, the lift amount X of the valve body 17 with respect to the valve seat 23 can be made relatively large, and the problem that the valve body 17 repeats contact and separation with the valve seat 23 in a short time is less likely to occur. Thereby, the vibration of the pressure regulating valve 10 can be suppressed.
When the lift amount X of the valve body 17 is 150 [μm] or more, the valve body 17 does not come in contact with or separate from the valve seat 23 in a short time even if the return flow rate Q fluctuates. The adjustment valve 10 hardly vibrates.

［実施形態２］
以下、図５、図６に基づいて本発明の実施形態２に係る圧力調整弁４０の説明を行なう。本実施形態に係る圧力調整弁４０は、実施形態１で説明した圧力調整弁１０のバルブ本体１７とバルブシート２３の形状を変更したものであり、その他の構造については実施形態１に係る圧力調整弁１０と同様である。
本実施形態に係る圧力調整弁４０のバルブ本体１７は、弁体１７ｖの先端面に円錐形の凸テーパ部４１（突出部）が形成されている。また、バルブシート２３には、弁体１７ｖの凸テーパ部４１のテーパ面４１ｔが面接触する凹テーパ面２３ｔが形成されている。そして、バルブシート２３の凹テーパ面２３ｔの面取り角度αが30°に設定されている。
ここで、面取り角度α［°］とシート内径Ｒ１［mm］（中央流路２２の内径寸法Ｒ１）とが、Ｒ１＜73×α-^0.92 の関係を満足するときに、リターン流量Ｑ［リットル／時間］とリフト量Ｘ［μm］とが、Ｑ÷Ｘ＜0.46の関係を満足するようになる。
図６（Ｂ）は、Ｒ１＝73×α-^0.92 のグラフを表しており、斜線部分が
Ｒ１＜73×α-^0.92 の関係を満足する範囲を表している。前述のように、面取り角度αが30°であるため、シート内径Ｒ１は、73×α-^0.92＝73×30-^0.92=3.194よりも小さければ、上記関係を満足する。したがって、図６（Ａ）に示すように、シート内径Ｒ１を3mm、あるいは2mmに設定すれば、圧力調整弁４０の振動はほとんど生じない。
このように、本実施形態に係る圧力調整弁４０によると、弁体１７ｖの凸テーパ部４１がバルブシート２３側から中央流路２２の内側に入り込んでいるため、中央流路２２の径寸法（シート内径）が比較的大きな場合でも、流路面積を小さくできる。このため、リターン流量Ｑが一定のときに、バルブシート２３に対するバルブ本体１７のリフト量Ｘを大きく取ることができる。さらに、バルブ本体１７がバルブシート２３から離れて、そのバルブ本体１７の凸テーパ部４１が凹テーパ面２３ｔ、中央流路２２から抜けた後は、リターン流量Ｑを増大させることができる。
即ち、凹テーパ面２３ｔが本発明の流体排出通路の一部を構成している。 [Embodiment 2]
Hereinafter, the pressure regulating valve 40 according to Embodiment 2 of the present invention will be described with reference to FIGS. 5 and 6. The pressure regulating valve 40 according to the present embodiment is obtained by changing the shapes of the valve main body 17 and the valve seat 23 of the pressure regulating valve 10 described in the first embodiment, and other structures are the pressure regulating according to the first embodiment. The same as the valve 10.
In the valve main body 17 of the pressure regulating valve 40 according to the present embodiment, a conical convex tapered portion 41 (protruding portion) is formed on the distal end surface of the valve body 17v. Further, the valve seat 23 is formed with a concave taper surface 23t with which the taper surface 41t of the convex taper portion 41 of the valve body 17v comes into surface contact. The chamfering angle α of the concave tapered surface 23t of the valve seat 23 is set to 30 °.
Here, when the chamfering angle α [°] and the seat inner diameter R1 [mm] (the inner diameter R1 of the central flow path 22) satisfy the relationship of R1 <73 × α− ^0.92 , the return flow rate Q [liter / Time] and the lift amount X [μm] satisfy the relationship of Q ÷ X <0.46.
FIG. 6B represents a graph of R1 = 73 × α− ^0.92 , and the hatched portion represents a range satisfying the relationship of R1 <73 × α− ^0.92 . As described above, since the chamfer angle α is 30 °, the seat inner diameter R1 is smaller than ^{73 × α- 0.92 = 73 × 30-} 0.92 = 3.194, which satisfies the above relationship. Accordingly, as shown in FIG. 6A, if the seat inner diameter R1 is set to 3 mm or 2 mm, vibration of the pressure regulating valve 40 hardly occurs.
Thus, according to the pressure regulating valve 40 according to the present embodiment, since the convex taper portion 41 of the valve body 17v enters the inside of the central flow path 22 from the valve seat 23 side, the diameter dimension of the central flow path 22 ( Even when the sheet inner diameter is relatively large, the flow path area can be reduced. For this reason, when the return flow rate Q is constant, the lift amount X of the valve body 17 with respect to the valve seat 23 can be increased. Furthermore, the return flow rate Q can be increased after the valve body 17 is separated from the valve seat 23 and the convex taper portion 41 of the valve body 17 is removed from the concave taper surface 23 t and the central flow path 22.
That is, the concave tapered surface 23t constitutes a part of the fluid discharge passage of the present invention.

以下、図７、図８に基づいて本発明の実施形態３に係る圧力調整弁５０の説明を行なう。本実施形態に係る圧力調整弁５０は、実施形態２で説明した圧力調整弁４０のバルブ本体１７の形状を変更したものであり、その他の構造については実施形態２に係る圧力調整弁４０と同様である。
本実施形態に係る圧力調整弁５０のバルブ本体１７は、弁体１７ｖの先端面に凸球部５１（突出部）が形成されている。なお、バルブシート２３には、弁体１７ｖの凸球部５１の球面５１ｒが当接する凹テーパ面２３ｔが形成されている。なお、バルブシート２３の凹テーパ面２３ｔの面取り角度αは30°に設定されている。
ここで、弁体１７ｖの球面５１ｒが凹テーパ面２３ｔに当接した状態で、その球面５１ｒの当接部分の直径寸法をＲ２とすると、その直径寸法をＲ２［mm］と面取り角度α［°］とが、Ｒ２＜75×α-^0.95 の関係を満足するときに、リターン流量Ｑ［リットル／時間］とリフト量Ｘ［μm］とが、Ｑ÷Ｘ＜0.46の関係を満足するようになる。
図７（Ｃ）は、Ｒ２＝75×α-^0.95 のグラフを表しており、斜線部分が
Ｒ２＜75×α-^0.95 の関係を満足する範囲を表している。前述のように、面取り角度αが30°であるため、当接部分の直径寸法Ｒ２は、75×α-^0.95 ＝75×30-^0.95＝2.96よりも小さければ、上記関係を満足する。したがって、図７（Ｂ）に示すように、直径寸法Ｒ２を2.9mm、あるいは2mmに設定すれば、圧力調整弁４０の振動はほとんど生じない。 Hereinafter, the pressure regulating valve 50 according to Embodiment 3 of the present invention will be described with reference to FIGS. The pressure regulating valve 50 according to the present embodiment is obtained by changing the shape of the valve body 17 of the pressure regulating valve 40 described in the second embodiment, and the other structure is the same as that of the pressure regulating valve 40 according to the second embodiment. It is.
In the valve main body 17 of the pressure regulating valve 50 according to the present embodiment, a convex spherical portion 51 (protruding portion) is formed on the distal end surface of the valve body 17v. The valve seat 23 has a concave tapered surface 23t with which the spherical surface 51r of the convex spherical portion 51 of the valve body 17v contacts. The chamfering angle α of the concave tapered surface 23t of the valve seat 23 is set to 30 °.
Here, in a state where the spherical surface 51r of the valve body 17v is in contact with the concave tapered surface 23t, when the diameter dimension of the contact portion of the spherical surface 51r is R2, the diameter dimension is R2 [mm] and the chamfering angle α [°. ] Satisfies the relationship of R2 <75 × α− ^0.95 , the return flow rate Q [liter / hour] and the lift amount X [μm] satisfy the relationship of Q ÷ X <0.46. .
FIG. 7C represents a graph of R2 = 75 × α− ^0.95 , and the hatched portion represents a range satisfying the relationship of R2 <75 × α− ^0.95 . As described above, since the chamfer angle α is 30 °, the diameter R2 of the contact portion is smaller than ^{75 × α- 0.95 = 75 × 30-} 0.95 = 2.96, which satisfies the above relationship. Therefore, as shown in FIG. 7B, if the diameter dimension R2 is set to 2.9 mm or 2 mm, the pressure regulating valve 40 hardly vibrates.

図８（Ａ）は、弁体１７ｖの球面５１ｒが凹テーパ面２３ｔに当接する位置Ｔ（当接位置Ｔ）をバルブシート２３の上面２３ｕに極力近づけた例を示している。本実施形態に係る圧力調整弁５０では、当接位置Ｔとバルブシート２３の上面２３ｕとの間の距離Ｄ（接触深さＤ）を0〜0.1mmに設定している。これにより、弁体１７ｖのリフト量が150μmより大きいときに、燃料がバルブシート２３の部分を流れ易くなる。即ち、図８（Ｂ）に示すように、接触深さＤが0に近づくにつれて、燃料がバルブシート２３の部分を流れ易くなる。   FIG. 8A shows an example in which the position T (contact position T) at which the spherical surface 51r of the valve body 17v contacts the concave tapered surface 23t is as close as possible to the upper surface 23u of the valve seat 23. In the pressure regulating valve 50 according to the present embodiment, the distance D (contact depth D) between the contact position T and the upper surface 23u of the valve seat 23 is set to 0 to 0.1 mm. Thereby, when the lift amount of the valve body 17v is larger than 150 μm, the fuel easily flows through the valve seat 23. That is, as shown in FIG. 8B, as the contact depth D approaches 0, the fuel easily flows through the valve seat 23.

＜変更例＞
本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲における変更が可能である。例えば、実施形態２では、弁体１７ｖの先端の凸テーパ部４１を円錐形に成形する例を示したが、円錐台状に成形することも可能であるし、角錐状、あるいは角錐台状に形成することも可能である。また、バルブシート２３の凹テーパ面２３ｔの面取り角度αを30°に設定する例を示したが、面取り角度αは適宜変更可能である。
また、実施形態３では、バルブシート２３に凹テーパ面２３ｔを形成する例を示したが、実施形態１に示すように、バルブシート２３を平坦に形成してその開口を球面５１ｒで直接的に開閉する構成でも可能である。また、弁体１７ｖの突出部を球面５１ｒで形成する例を示したが、球面５１ｒの代わりに楕円状の面で形成することも可能である。
また、本実施形態では、圧力調整弁を燃料供給装置に使用する例を示したが、圧力調整する流体の種類は適宜変更可能である。 <Example of change>
The present invention is not limited to the above-described embodiment, and modifications can be made without departing from the gist of the present invention. For example, in the second embodiment, an example in which the convex taper portion 41 at the tip of the valve body 17v is formed in a conical shape is shown, but it can also be formed in a truncated cone shape, a pyramid shape, or a truncated pyramid shape It is also possible to form. Moreover, although the example which sets the chamfering angle (alpha) of the concave taper surface 23t of the valve seat 23 to 30 degrees was shown, the chamfering angle (alpha) can be changed suitably.
In the third embodiment, the concave tapered surface 23t is formed on the valve seat 23. However, as shown in the first embodiment, the valve seat 23 is formed flat and the opening is directly formed by the spherical surface 51r. A configuration that opens and closes is also possible. Moreover, although the example which forms the protrusion part of the valve body 17v with the spherical surface 51r was shown, it can also be formed with an elliptical surface instead of the spherical surface 51r.
In the present embodiment, an example in which the pressure adjustment valve is used in the fuel supply device has been described. However, the type of fluid for pressure adjustment can be changed as appropriate.

本発明の実施形態１に係る圧力調整弁の縦断面図（Ａ図）、及びＡ図の弁体とバルブシート部分の詳細図である（Ｂ図）。It is a longitudinal cross-sectional view (A figure) of the pressure control valve which concerns on Embodiment 1 of this invention, and a detailed view of the valve body and valve seat part of A figure (B figure). 圧力調整弁のリターン流量と振動発生等との関係を表すグラフである。It is a graph showing the relationship between the return flow rate of a pressure regulating valve, vibration generation, etc. 圧力調整弁のリターン流量と振動発生等との関係を表すグラフである。It is a graph showing the relationship between the return flow rate of a pressure regulating valve, vibration generation, etc. 圧力調整弁のリターン流量とバルブ本体のリフト量との関係を表すグラフである。It is a graph showing the relationship between the return flow rate of a pressure regulating valve and the lift amount of a valve body. 本発明の実施形態２に係る圧力調整弁の弁体とバルブシート部分を表す詳細図である（Ａ図、Ｂ図）。It is detail drawing showing the valve body and valve seat part of the pressure regulation valve which concern on Embodiment 2 of this invention (A figure, B figure). 圧力調整弁のリターン流量とバルブ本体のリフト量との関係を表すグラフ（Ａ図）、及びバルブシートのシート内径と面取り角度との関係を表すグラフ（Ｂ図）である。It is the graph (A figure) showing the relationship between the return flow volume of a pressure regulating valve and the lift amount of a valve body, and the graph (B figure) showing the relationship between the seat inner diameter and chamfering angle of a valve seat. 本発明の実施形態３に係る圧力調整弁の弁体とバルブシート部分を表す詳細図（Ａ図）、リターン流量とバルブ本体のリフト量との関係を表すグラフ（Ｂ図）、及びバルブシートの弁体当接部分の直径寸法と面取り角度との関係を表すグラフ（Ｃ図）である。Detailed view (A figure) showing the valve body and valve seat part of the pressure regulation valve concerning Embodiment 3 of the present invention, the graph (B figure) showing the relation between the return flow rate and the lift amount of the valve body, It is a graph (C figure) showing the relationship between the diameter dimension of a valve body contact part, and a chamfering angle. 本発明の実施形態３に係る圧力調整弁の弁体とバルブシート部分を表す詳細図（Ａ図）、リターン流量とバルブ本体のリフト量との関係を表すグラフ（Ｂ図）である。It is detail drawing (A figure) showing the valve body and valve seat part of the pressure regulation valve concerning Embodiment 3 of this invention, and the graph (B figure) showing the relationship between a return flow volume and the lift amount of a valve main body. 従来の圧力調整弁の縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view of the conventional pressure regulating valve.

符号の説明Explanation of symbols

Ｃ 制御圧室
Ｐ 圧力調整室
１２ｐ 燃料排出口（流体排出通路）
１５ ダイヤフラム
１７ バルブ本体
１７ｖ 弁体
４１ 凸テーパ部（突出部）
５１ 凸球部（突出部）
２０ 流体排出管
２２ 中央流路（流体排出通路）
２３ バルブシート
２３ｔ 凹テーパ面（流体排出通路）
Ｑ リターン流量（流体排出通路を流れる流体流量）
Ｘ リフト量（離隔距離）
α 凹テーパ面の面取り角度（バルブシートに対する凹テーパ面の成す角）
C Control pressure chamber P Pressure adjustment chamber 12p Fuel discharge port (fluid discharge passage)
15 Diaphragm 17 Valve body 17v Valve body 41 Convex taper part (protrusion part)
51 Convex sphere (protrusion)
20 Fluid discharge pipe 22 Central flow path (fluid discharge passage)
23 Valve seat 23t Concave taper surface (fluid discharge passage)
Q return flow rate (fluid flow rate through the fluid discharge passage)
X Lift amount (separation distance)
α Chamfer angle of concave taper surface (angle formed by concave taper surface with respect to valve seat)

Claims (4)

ダイヤフラムによって仕切られた制御圧室と圧力調整室と、前記ダイヤフラムに取付けられて、そのダイヤフラムが前記制御圧室と圧力調整室との差圧により変形する際に、前記ダイヤフラムと共に軸方向に変位するバルブ本体と、前記圧力調整室内の流体を排出する流体排出通路の開口周縁に形成されており、前記バルブ本体が軸方向に変位することにより、そのバルブ本体が接離するバルブシートとを備え、前記圧力調整室内の流体によるダイヤフラム押圧力が前記制御圧室側からのダイヤフラム押圧力よりも大きいときに、前記ダイヤフラムが前記バルブ本体を前記バルブシートから離隔する方向に変位させて前記流体排出通路の開口を開く構成の圧力調整弁であって、
前記バルブシートに対する前記バルブ本体の離隔距離Ｘが150［μm］よりも小さい範囲では、前記流体排出通路を流れる流体流量Ｑ［リットル／時間］と前記離隔距離Ｘ［μm］との関係が、
Ｑ÷Ｘ＜0.46
となるように、前記バルブ本体と前記バルブシートとの形状、及び前記流体排出通路の径寸法が設定されていることを特徴とする圧力調整弁。 A control pressure chamber and a pressure adjustment chamber partitioned by a diaphragm, and attached to the diaphragm, and when the diaphragm is deformed by a differential pressure between the control pressure chamber and the pressure adjustment chamber, it is displaced in the axial direction together with the diaphragm. A valve body and a valve seat that is formed at the periphery of the opening of a fluid discharge passage that discharges the fluid in the pressure adjustment chamber, and the valve body is contacted and separated when the valve body is displaced in the axial direction; When the diaphragm pressing force by the fluid in the pressure adjustment chamber is larger than the diaphragm pressing force from the control pressure chamber side, the diaphragm is displaced in a direction separating the valve body from the valve seat, and the fluid discharge passage A pressure regulating valve configured to open an opening,
In the range where the separation distance X of the valve body with respect to the valve seat is smaller than 150 [μm], the relationship between the fluid flow rate Q [liter / hour] flowing through the fluid discharge passage and the separation distance X [μm] is:
Q ÷ X <0.46
The pressure regulating valve is characterized in that the shape of the valve body and the valve seat and the diameter of the fluid discharge passage are set so that 請求項１に記載された圧力調整弁であって、
バルブ本体の突出部がバルブシート側から流体排出通路の内側に入り込んでいることを特徴とする圧力調整弁。 The pressure regulating valve according to claim 1,
A pressure regulating valve characterized in that a protruding portion of the valve body enters the inside of the fluid discharge passage from the valve seat side. 請求項２に記載された圧力調整弁であって、
バルブシートには、バルブ本体の凸テーパ面が当接可能な凹テーパ面が形成されており、
前記バルブシートの軸心に対する凹テーパ面の成す角αと、流体排出通路の径寸法Ｒ１との関係が、
Ｒ１＜73×α-^0.92
となるように設定されていることを特徴とする圧力調整弁。 The pressure regulating valve according to claim 2,
The valve seat has a concave taper surface with which the convex taper surface of the valve body can contact,
The relationship between the angle α formed by the concave tapered surface with respect to the axis of the valve seat and the diameter R1 of the fluid discharge passage is as follows:
R1 <73 × α- ^0.92
A pressure regulating valve characterized by being set to be 請求項２に記載された圧力調整弁であって、
バルブシートには、バルブ本体の凸球面が当接可能な凹テーパ面が形成されており、
前記バルブシートの軸心に対する凹テーパ面の成す角αと、前記凸球面における前記凹テーパ面との当接部分の直径寸法Ｒ２との関係が、
Ｒ２＜75×α-^0.95
となるように設定されていることを特徴とする圧力調整弁。
The pressure regulating valve according to claim 2,
The valve seat has a concave tapered surface with which the convex spherical surface of the valve body can come into contact.
The relationship between the angle α formed by the concave taper surface with respect to the axis of the valve seat and the diameter dimension R2 of the contact portion of the convex spherical surface with the concave taper surface is as follows:
R2 <75 × α- ^0.95
A pressure regulating valve characterized by being set to be

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