JP5493953B2 - Differential pressure sensing valve and fuel flow control device - Google Patents

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Description

本発明はジェットエンジン或はガスタービンへの燃料供給量を制御する差圧感知バルブ及び燃料流量制御装置に関するものである。   The present invention relates to a differential pressure sensing valve and a fuel flow control device for controlling a fuel supply amount to a jet engine or a gas turbine.

ジェットエンジンの燃料流量制御装置は、定容積型燃料ポンプ、差圧制御バルブ、計量バルブ等で構成されており、電子制御部からの計量バルブ開度指令通りに前記計量バルブの開度を制御し、燃料を計量している。   The fuel flow control device of a jet engine is composed of a constant displacement fuel pump, a differential pressure control valve, a metering valve, etc., and controls the opening of the metering valve according to a metering valve opening command from an electronic control unit. , Weigh the fuel.

前記定容積型燃料ポンプはエンジンの高圧系に直結・駆動され、エンジン回転数に比例した燃料流量を吐出する。前記計量バルブは電子制御部のフィードバック制御により、任意の開口面積に定められ、前記差圧制御バルブは、前記計量バルブの入口圧力と出口圧力間の計量バルブ差圧を常時一定に保つことで、前記計量バルブを通過する計量燃料が計量バルブ開度に常時比例する様になっている。   The constant displacement fuel pump is directly connected to and driven by a high pressure system of the engine, and discharges a fuel flow rate proportional to the engine speed. The metering valve is determined to have an arbitrary opening area by feedback control of an electronic control unit, and the differential pressure control valve constantly maintains the metering valve differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the metering valve, The metered fuel passing through the metering valve is always proportional to the metering valve opening.

ジェットエンジン用の従来の燃料流量制御装置として、例えば図３に示されるものがある。   An example of a conventional fuel flow control device for a jet engine is shown in FIG.

燃料流量制御装置１は、定容積型燃料ポンプ２、差圧制御部３、燃料加圧弁４、計量バルブ５、該計量バルブ５の流量を調整するフラップバルブ６等で構成されている。   The fuel flow control device 1 includes a constant displacement fuel pump 2, a differential pressure control unit 3, a fuel pressurization valve 4, a metering valve 5, a flap valve 6 for adjusting the flow rate of the metering valve 5, and the like.

前記定容積型燃料ポンプ２はエンジン回転数に比例した燃料流量を吐出し、吐出される燃料は入側圧力Ｐ1 から吐出圧Ｐ2 迄昇圧する。従って、前記定容積型燃料ポンプ２を含む油圧回路に於いて、該定容積型燃料ポンプ２の入口側が低圧源、吐出側が高圧源となる。図示しない電子制御部からの開度指令により、前記フラップバルブ６が駆動され、該フラップバルブ６によって前記計量バルブ５の開度が調整され、前記定容積型燃料ポンプ２から吐出される燃料を計量している。   The constant displacement fuel pump 2 discharges a fuel flow rate proportional to the engine speed, and the discharged fuel is increased from the inlet pressure P1 to the discharge pressure P2. Therefore, in the hydraulic circuit including the constant displacement fuel pump 2, the inlet side of the constant displacement fuel pump 2 is a low pressure source and the discharge side is a high pressure source. The flap valve 6 is driven by an opening command from an electronic control unit (not shown), the opening of the metering valve 5 is adjusted by the flap valve 6, and fuel discharged from the constant displacement fuel pump 2 is measured. doing.

前記差圧制御部３は、差圧感知バルブ７、バイパスバルブ８、比例バルブ９を有している。前記差圧感知バルブ７は定容積型燃料ポンプ２からの吐出圧Ｐ2 と前記計量バルブ５で計量された後の計量圧Ｐ3 との差圧を検出し、サーボ圧Ｐ4 を前記バイパスバルブ８に伝達する。又、該バイパスバルブ８には前記吐出圧Ｐ2 が作用しており、前記バイパスバルブ８のピストンは前記吐出圧Ｐ2 と前記サーボ圧Ｐ4 の差圧に応じて変位する。   The differential pressure control unit 3 includes a differential pressure sensing valve 7, a bypass valve 8, and a proportional valve 9. The differential pressure sensing valve 7 detects the differential pressure between the discharge pressure P2 from the constant displacement fuel pump 2 and the measured pressure P3 measured by the measuring valve 5, and transmits the servo pressure P4 to the bypass valve 8. To do. Further, the discharge pressure P2 acts on the bypass valve 8, and the piston of the bypass valve 8 is displaced according to the differential pressure between the discharge pressure P2 and the servo pressure P4.

又、前記バイパスバルブ８には前記比例バルブ９がタンデムに連設されており、該比例バルブ９には前記計量圧Ｐ3 が作用すると共に前記サーボ圧Ｐ4 が作用し、前記計量圧Ｐ3 と前記サーボ圧Ｐ4 の差圧に応じて前記比例バルブ９のピストンが変位し、該ピストンの変位に追従して前記バイパスバルブ８のピストンが変位する。   Further, the proportional valve 9 is connected to the bypass valve 8 in tandem, and the proportional pressure 9 is acted on by the metering pressure P3 and the servo pressure P4, and the metered pressure P3 and the servo. The piston of the proportional valve 9 is displaced according to the pressure difference of the pressure P4, and the piston of the bypass valve 8 is displaced following the displacement of the piston.

従って、前記バイパスバルブ８は、前記吐出圧Ｐ2 と前記計量圧Ｐ3 の差圧及び前記吐出圧Ｐ2 と前記サーボ圧Ｐ4 の差圧に応じて、開度が決定され、該バイパスバルブ８の開度に応じた流量で前記定容積型燃料ポンプ２から吐出流量の一部が前記バイパスバルブ８を介して吐出圧Ｐ2 の入側にバイパスして戻される。   Accordingly, the opening degree of the bypass valve 8 is determined according to the differential pressure between the discharge pressure P2 and the metering pressure P3 and the differential pressure between the discharge pressure P2 and the servo pressure P4. A part of the discharge flow rate is bypassed and returned to the inlet side of the discharge pressure P2 through the bypass valve 8 at a flow rate according to the above.

前記バイパスバルブ８のバイパス燃料流量制御によって、前記計量バルブ５からの燃料供給流量が所定の量に制御され、流量制御された燃料は前記燃料加圧弁４及びオリフィス１４を経てジェットエンジン（図示せず）に供給される。   By the bypass fuel flow control of the bypass valve 8, the fuel supply flow rate from the metering valve 5 is controlled to a predetermined amount, and the fuel whose flow rate is controlled passes through the fuel pressurization valve 4 and the orifice 14 and is a jet engine (not shown). ).

前記バイパスバルブ８に前記比例バルブ９が連設されていることから、供給流量の脈動等の変動が迅速に前記バイパスバルブ８の開度に反映され、前記燃料流量制御装置１の応答性が改善される。   Since the proportional valve 9 is connected to the bypass valve 8, fluctuations such as pulsation of the supply flow rate are quickly reflected in the opening of the bypass valve 8, and the responsiveness of the fuel flow control device 1 is improved. Is done.

上記燃料流量制御装置１では、前記比例バルブ９が独立した弁として設けられていることから弁の数が増える。又比例バルブ９に対する流路を形成しなければならないので、製作コストが増大し、更に燃料流量制御装置１が大型化するという問題を有していた。   In the fuel flow control device 1, since the proportional valve 9 is provided as an independent valve, the number of valves increases. Further, since the flow path for the proportional valve 9 has to be formed, the manufacturing cost is increased, and the fuel flow control device 1 is increased in size.

特開平７−５４６７２号公報JP-A-7-54672

本発明は斯かる実情に鑑み、差圧感知バルブ及び差圧感知バルブを有する燃料流量制御装置に於いて、差圧感知バルブの構造を簡略化して、弁の数を少なくすると共に流路を簡素化して差圧感知バルブ及び燃料流量制御装置の構造の簡素化、小型化を図り、更にコストの低減を図るものである。   In view of such circumstances, the present invention provides a differential pressure sensing valve and a fuel flow rate control device having a differential pressure sensing valve by simplifying the structure of the differential pressure sensing valve to reduce the number of valves and simplify the flow path. Therefore, the structure of the differential pressure sensing valve and the fuel flow control device is simplified and miniaturized, and the cost is further reduced.

本発明は、シリンダが低圧源に連通する低圧ポートと、高圧源に連通する高圧ポートと、サーボ圧を出力するサーボ圧出力ポートとを有すると共にピストンによって形成される高圧側シリンダ室と、低圧側シリンダ室とを有し、前記高圧側シリンダ室に作用する圧力と前記低圧側シリンダ室に作用する圧力との間の圧力差に対応して前記ピストンが変位し、該ピストンの位置により前記低圧ポート又は前記高圧ポートと前記サーボ圧出力ポートとの連通状態が変化し、前記サーボ圧出力ポートから前記圧力差に対応したサーボ圧を出力する差圧感知バルブであって、前記ピストンは前記高圧側シリンダ室に臨み摺動自在な副ピストンを有し、該副ピストンは高圧側シリンダ室の圧力と低圧側シリンダ室の圧力との圧力差に対応して変位し、前記高圧側シリンダ室と前記低圧ポートとを連通可能とした差圧感知バルブに係るものである。   The present invention has a low pressure port in which a cylinder communicates with a low pressure source, a high pressure port communicated with a high pressure source, a servo pressure output port for outputting servo pressure, and a high pressure side cylinder chamber formed by a piston, A cylinder chamber, and the piston is displaced in response to a pressure difference between a pressure acting on the high pressure side cylinder chamber and a pressure acting on the low pressure side cylinder chamber, and the low pressure port varies depending on the position of the piston. Or a differential pressure sensing valve that changes a communication state between the high pressure port and the servo pressure output port and outputs a servo pressure corresponding to the pressure difference from the servo pressure output port, wherein the piston is the high pressure side cylinder. A sub-piston that faces the chamber and is slidable. The sub-piston is displaced in accordance with the pressure difference between the pressure in the high-pressure cylinder chamber and the pressure in the low-pressure cylinder chamber, And said high-pressure side cylinder chamber low pressure port are those according to the communicable with the difference pressure sensing valve.

又本発明は、定容積型燃料ポンプからの吐出燃料の供給流量を計量する計量バルブと、前記定容積型燃料ポンプからの吐出燃料を定容積型燃料ポンプの入側にバイパスするバイパスラインと、該バイパスラインから分岐し更に該バイパスラインに合流する吐出分岐ラインと、前記バイパスラインに設けられたバイパスバルブと、前記吐出分岐ラインに設けられた前記差圧感知バルブとを具備し、該差圧感知バルブから出力されるサーボ圧により前記バイパスバルブの開度が調整され、前記吐出燃料のバイパス量が調整される燃料流量制御装置であって、前記差圧感知バルブの高圧側シリンダ室に定容積型燃料ポンプ出側の吐出圧が作用し、低圧側シリンダ室に定容積型燃料ポンプの入側圧力が作用し、吐出圧と入側圧力との圧力差に対応して前記ピストンが変位する燃料流量制御装置に係るものである。   The present invention also provides a metering valve that measures the supply flow rate of the discharged fuel from the constant displacement fuel pump, a bypass line that bypasses the discharged fuel from the constant displacement fuel pump to the inlet side of the constant displacement fuel pump, A discharge branch line branched from the bypass line and joined to the bypass line; a bypass valve provided in the bypass line; and the differential pressure sensing valve provided in the discharge branch line. A fuel flow control device in which an opening of the bypass valve is adjusted by a servo pressure output from a sensing valve, and a bypass amount of the discharged fuel is adjusted, and a constant volume is provided in a high-pressure side cylinder chamber of the differential pressure sensing valve. The discharge pressure on the outlet side of the fuel pump acts, and the inlet pressure of the constant displacement fuel pump acts on the low pressure side cylinder chamber, corresponding to the pressure difference between the discharge pressure and the inlet pressure. Serial piston is related to the fuel flow control device for displacement.

本発明によれば、シリンダが低圧源に連通する低圧ポートと、高圧源に連通する高圧ポートと、サーボ圧を出力するサーボ圧出力ポートとを有すると共にピストンによって形成される高圧側シリンダ室と、低圧側シリンダ室とを有し、前記高圧側シリンダ室に作用する圧力と前記低圧側シリンダ室に作用する圧力との間の圧力差に対応して前記ピストンが変位し、該ピストンの位置により前記低圧ポート又は前記高圧ポートと前記サーボ圧出力ポートとの連通状態が変化し、前記サーボ圧出力ポートから前記圧力差に対応したサーボ圧を出力する差圧感知バルブであって、前記ピストンは前記高圧側シリンダ室に臨み摺動自在な副ピストンを有し、該副ピストンは高圧側シリンダ室の圧力と低圧側シリンダ室の圧力との圧力差に対応して変位し、前記高圧側シリンダ室と前記低圧ポートとを連通可能としたので、前記差圧感知バルブが比例バルブ機能を有し、別途比例バルブを設ける必要がなくなり、バルブ数が少なくなると共に回路構成が簡略化でき、構造の簡素化、小型化を図り、更にコストの低減を図れる。   According to the present invention, the cylinder has a low pressure port communicating with the low pressure source, a high pressure port communicating with the high pressure source, a servo pressure output port for outputting servo pressure, and a high pressure side cylinder chamber formed by the piston, A low-pressure side cylinder chamber, and the piston is displaced in response to a pressure difference between a pressure acting on the high-pressure side cylinder chamber and a pressure acting on the low-pressure side cylinder chamber. A differential pressure sensing valve that outputs a servo pressure corresponding to the pressure difference from the servo pressure output port when a communication state between the low pressure port or the high pressure port and the servo pressure output port changes, wherein the piston is the high pressure port A secondary piston that faces the side cylinder chamber and is slidable. The secondary piston is displaced according to the pressure difference between the pressure in the high pressure side cylinder chamber and the pressure in the low pressure side cylinder chamber. Since the high-pressure side cylinder chamber and the low-pressure port can communicate with each other, the differential pressure sensing valve has a proportional valve function, and it is not necessary to provide a separate proportional valve. The number of valves is reduced and the circuit configuration is simplified. The structure can be simplified, the size can be reduced, and the cost can be further reduced.

又本発明によれば、定容積型燃料ポンプからの吐出燃料の供給流量を計量する計量バルブと、前記定容積型燃料ポンプからの吐出燃料を定容積型燃料ポンプの入側にバイパスするバイパスラインと、該バイパスラインから分岐し更に該バイパスラインに合流する吐出分岐ラインと、前記バイパスラインに設けられたバイパスバルブと、前記吐出分岐ラインに設けられた前記差圧感知バルブとを具備し、該差圧感知バルブから出力されるサーボ圧により前記バイパスバルブの開度が調整され、前記吐出燃料のバイパス量が調整される燃料流量制御装置であって、前記差圧感知バルブの高圧側シリンダ室に定容積型燃料ポンプ出側の吐出圧が作用し、低圧側シリンダ室に定容積型燃料ポンプの入側圧力が作用し、吐出圧と入側圧力との圧力差に対応して前記ピストンが変位するので、前記差圧感知バルブが比例バルブ機能を有し、別途比例バルブを設ける必要がなくなり、バルブ数が少なくなると共に回路構成が簡略化でき、構造の簡素化、小型化を図り、更にコストの低減を図れるという優れた効果を発揮する。   According to the invention, the metering valve for measuring the supply flow rate of the discharged fuel from the constant displacement fuel pump, and the bypass line for bypassing the discharged fuel from the constant displacement fuel pump to the inlet side of the constant displacement fuel pump. A discharge branch line branched from the bypass line and further joined to the bypass line, a bypass valve provided in the bypass line, and the differential pressure sensing valve provided in the discharge branch line, A fuel flow control device in which an opening of the bypass valve is adjusted by a servo pressure output from a differential pressure sensing valve, and a bypass amount of the discharged fuel is adjusted. The discharge pressure on the outlet side of the constant displacement fuel pump acts, the inlet pressure of the constant displacement fuel pump acts on the low pressure side cylinder chamber, and the pressure difference between the discharge pressure and the inlet pressure is controlled. Since the piston is displaced, the differential pressure sensing valve has a proportional valve function, which eliminates the need to provide a separate proportional valve, reduces the number of valves and simplifies the circuit configuration, simplifies the structure, and reduces the size. And the excellent effect of further reducing the cost can be achieved.

本発明の実施例に係る燃料流量制御装置の概略構成図である。It is a schematic block diagram of the fuel flow control apparatus which concerns on the Example of this invention. 該燃料流量制御装置の差圧感知バルブの部分拡大図であり、中立状態を示している。It is the elements on larger scale of the differential pressure sensing valve of this fuel flow control device, and shows the neutral state. 該燃料流量制御装置の差圧感知バルブの部分拡大図であり、バルブ内で差圧が生じた場合を示している。It is the elements on larger scale of the differential pressure sensing valve of this fuel flow control device, and shows the case where differential pressure arises in the valve. 該燃料流量制御装置の差圧感知バルブの部分拡大図であり、バルブ内で図２Ｂとは反対の差圧が生じた場合を示している。It is the elements on larger scale of the differential pressure sensing valve of this fuel flow control device, and shows the case where the differential pressure opposite to Drawing 2B has arisen in the valve. 従来の燃料流量制御装置の概略構成図である。It is a schematic block diagram of the conventional fuel flow control apparatus.

以下、図面を参照しつつ本発明の実施例を説明する。   Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.

図１、図２を参照して本発明の第１の実施例を説明する。尚、図１、図２中、図３と同等のものには同符号を付してある。   A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In FIGS. 1 and 2, the same components as those in FIG. 3 are denoted by the same reference numerals.

定容積型燃料ポンプ２の吐出ライン１５には、下流に向って計量バルブ５が設けられ、該計量バルブ５から下流に延びる計量油送出ライン１６には、燃料加圧弁４が設けられ、該燃料加圧弁４からの燃料供給ライン１７にはオリフィス１４が設けられ、前記燃料加圧弁４、前記オリフィス１４を経てジェットエンジン（図示せず）に燃料が供給される様になっている。   A metering valve 5 is provided downstream in the discharge line 15 of the constant displacement fuel pump 2, and a fuel pressurizing valve 4 is provided in a metering oil delivery line 16 extending downstream from the metering valve 5. An orifice 14 is provided in the fuel supply line 17 from the pressurizing valve 4, and fuel is supplied to the jet engine (not shown) through the fuel pressurizing valve 4 and the orifice 14.

前記定容積型燃料ポンプ２の吐出側（高圧源）に連通し、更に該定容積型燃料ポンプ２の入側（低圧源）に連通するバイパスライン１８が設けられ、該バイパスライン１８に差圧制御部３が設けられる。又、前記燃料加圧弁４には前記バイパスライン１８に連通したバイパス連絡ライン３１が接続され、前記燃料加圧弁４に背圧として入側圧力Ｐ1 が作用する様になっている。   A bypass line 18 communicating with the discharge side (high pressure source) of the constant displacement fuel pump 2 and further communicating with the inlet side (low pressure source) of the constant displacement fuel pump 2 is provided. A control unit 3 is provided. A bypass communication line 31 communicating with the bypass line 18 is connected to the fuel pressurizing valve 4 so that the inlet pressure P1 acts on the fuel pressurizing valve 4 as a back pressure.

該差圧制御部３は、比例バルブ機能を有する差圧感知バルブ１９とバイパスバルブ８とによって構成されている。   The differential pressure control unit 3 includes a differential pressure sensing valve 19 having a proportional valve function and a bypass valve 8.

前記差圧感知バルブ１９には計量圧Ｐ3 と吐出圧Ｐ2 及び入側圧力Ｐ1 とが作用する様に、前記計量バルブ５と前記差圧感知バルブ１９とが計量圧ライン２１によって接続され、又前記計量バルブ５を介して吐出ライン１５と差圧感知バルブ１９とが吐出分岐ライン２０によって接続され、更に前記差圧感知バルブ１９と前記バイパスライン１８とはバイパス連絡ライン３１によって接続されている。   The metering valve 5 and the differential pressure sensing valve 19 are connected by a metering pressure line 21 so that the metering pressure P3, the discharge pressure P2 and the inlet pressure P1 act on the differential pressure sensing valve 19. The discharge line 15 and the differential pressure sensing valve 19 are connected by a discharge branch line 20 via the metering valve 5, and the differential pressure sensing valve 19 and the bypass line 18 are connected by a bypass communication line 31.

前記差圧感知バルブ１９と前記バイパスバルブ８とはサーボ圧ライン２２によって接続され、前記差圧感知バルブ１９から出力されるサーボ圧Ｐ4 が前記バイパスバルブ８に作用する様になっている。   The differential pressure sensing valve 19 and the bypass valve 8 are connected by a servo pressure line 22 so that the servo pressure P4 output from the differential pressure sensing valve 19 acts on the bypass valve 8.

前記バイパスバルブ８は前記バイパスライン１８の途中に設けられ、該バイパスライン１８から前記バイパスバルブ８を経て計量された残りの燃料が定容積型燃料ポンプ２の入側に戻され、バイパスされる燃料は、前記バイパスバルブ８を経ることで吐出圧Ｐ2 から入側圧力Ｐ1 に減圧される。   The bypass valve 8 is provided in the middle of the bypass line 18, and the remaining fuel measured from the bypass line 18 through the bypass valve 8 is returned to the inlet side of the constant displacement fuel pump 2 to be bypassed. Is reduced from the discharge pressure P2 to the inlet pressure P1 through the bypass valve 8.

次に、前記差圧感知バルブ１９について、図２を参照して更に説明する。   Next, the differential pressure sensing valve 19 will be further described with reference to FIG.

シリンダ２４の内部にピストン２５が摺動自在に内嵌され、該ピストン２５には第１弁溝２６、第２弁溝２７が刻設され、前記シリンダ２４には低圧ポートである第１ポート２８、高圧ポートである第２ポート２９、サーボ圧出力ポートである第３ポート３０が穿設され、前記第１ポート２８は前記第１弁溝２６に連通し、前記第２ポート２９は前記第２弁溝２７に連通し、前記第３ポート３０は前記ピストン２５が中立位置（図２Ａ参照）の時には前記第１弁溝２６と第２弁溝２７との間で封止され、前記ピストン２５が変位した場合に、前記第１弁溝２６、前記第２弁溝２７のいずれか一方が前記第３ポート３０に連通する様になっている。   A piston 25 is slidably fitted inside the cylinder 24, and a first valve groove 26 and a second valve groove 27 are formed in the piston 25, and the cylinder 24 has a first port 28 that is a low pressure port. A second port 29 that is a high-pressure port, a third port 30 that is a servo pressure output port, and the first port 28 communicates with the first valve groove 26, and the second port 29 is connected to the second port 29. The third port 30 communicates with the valve groove 27 and is sealed between the first valve groove 26 and the second valve groove 27 when the piston 25 is in a neutral position (see FIG. 2A). When displaced, either the first valve groove 26 or the second valve groove 27 communicates with the third port 30.

前記ピストン２５は、更に主ピストン３２と副ピストン３３からなり、前記主ピストン３２は前記計量油送出ライン１６側に開口する凹部３４と前記吐出分岐ライン２０側に開口する凹部３５を有し、該凹部３５と前記凹部３４とは通孔３６を介して連通している。   The piston 25 further comprises a main piston 32 and a sub-piston 33, and the main piston 32 has a recess 34 opened on the metering oil delivery line 16 side and a recess 35 opened on the discharge branch line 20 side, The recess 35 and the recess 34 communicate with each other through a through hole 36.

前記凹部３５には前記副ピストン３３が内設されており、該副ピストン３３は大径部と小径部を有し、前記副ピストン３３の大径部が前記凹部３５に摺動自在に内嵌されている。前記副ピストン３３は前記吐出分岐ライン２０側が閉塞された中空形状となっており、前記第１弁溝２６には所要間隔で弁溝孔３７が穿設されている。   The sub piston 33 is provided in the recess 35, and the sub piston 33 has a large diameter portion and a small diameter portion, and the large diameter portion of the sub piston 33 is slidably fitted in the recess 35. Has been. The sub piston 33 has a hollow shape in which the discharge branch line 20 side is closed, and a valve groove hole 37 is formed in the first valve groove 26 at a required interval.

而して、前記シリンダ２４の内部には、第１シリンダ室３８、第２シリンダ室３９、第３シリンダ室４０が形成される。   Thus, a first cylinder chamber 38, a second cylinder chamber 39, and a third cylinder chamber 40 are formed in the cylinder 24.

前記第１シリンダ室３８には前記吐出分岐ライン２０が連通し、前記ピストン２５に前記吐出分岐ライン２０から高圧の吐出圧Ｐ2 が作用し、前記第１シリンダ室３８は高圧側シリンダ室となっている。前記第１ポート２８には低圧源側の圧力である入側圧力Ｐ1 を作用させる前記バイパス連絡ライン３１が連通し、前記第１ポート２８は前記弁溝孔３７及び前記副ピストン３３の小径部を介して前記第１シリンダ室３８に連通する。前記第２ポート２９には高圧源側の圧力である吐出圧Ｐ2 を作用させる前記バイパスライン１８が連通している。更に、前記サーボ圧ライン２２が前記第３ポート３０、前記第１弁溝２６、前記弁溝孔３７を介して前記第１シリンダ室３８に連通する。   The discharge branch line 20 communicates with the first cylinder chamber 38, and a high discharge pressure P2 acts on the piston 25 from the discharge branch line 20, and the first cylinder chamber 38 becomes a high pressure side cylinder chamber. Yes. The first port 28 communicates with the bypass communication line 31 for applying the inlet side pressure P1 which is the pressure on the low pressure source side. The first port 28 is connected to the valve groove hole 37 and the small diameter portion of the sub piston 33. Through the first cylinder chamber 38. The second port 29 communicates with the bypass line 18 for applying the discharge pressure P2, which is the pressure on the high pressure source side. Further, the servo pressure line 22 communicates with the first cylinder chamber 38 via the third port 30, the first valve groove 26, and the valve groove hole 37.

前記第２シリンダ室３９には第１スプリング４２が所定の初期反発力を持って内設されると共に前記第２シリンダ室３９と前記第３シリンダ室４０とは前記通孔３６を介して連通されている。   A first spring 42 is provided in the second cylinder chamber 39 with a predetermined initial repulsive force, and the second cylinder chamber 39 and the third cylinder chamber 40 are communicated with each other through the through hole 36. ing.

前記第３シリンダ室４０には第２スプリング４３が所定の初期反発力を持って内設される。又、前記第３シリンダ室４０には前記計量油送出ライン１６が連通され、該計量油送出ライン１６から検出圧である前記計量圧Ｐ3 が作用する様になっている。又、該計量圧Ｐ3 は前記吐出圧Ｐ2 より低く、前記第３シリンダ室４０は低圧側シリンダ室となっている。   A second spring 43 is installed in the third cylinder chamber 40 with a predetermined initial repulsive force. The metering oil delivery line 16 communicates with the third cylinder chamber 40, and the metering pressure P3, which is a detected pressure, acts from the metering oil delivery line 16. The metering pressure P3 is lower than the discharge pressure P2, and the third cylinder chamber 40 is a low-pressure side cylinder chamber.

而して、前記ピストン２５は前記第１シリンダ室３８の吐出圧Ｐ2 と前記第２スプリング４３及び前記計量圧Ｐ3 との釣合で位置が決定され、前記副ピストン３３は前記吐出圧Ｐ2 と前記第１スプリング４２及び前記計量圧Ｐ3 との釣合で位置が決定される。   Thus, the position of the piston 25 is determined by the balance between the discharge pressure P2 of the first cylinder chamber 38 and the second spring 43 and the metering pressure P3. The position is determined by the balance between the first spring 42 and the metering pressure P3.

尚、急激な計量圧Ｐ3 の変化があった場合には、先ず副ピストン３３が追従し、その後該副ピストン３３の変位に前記主ピストン３２が追従する。従って、前記差圧感知バルブ１９は、前記副ピストン３３が設けられることで応答性が向上する。   When there is a sudden change in the metering pressure P3, the sub piston 33 first follows, and then the main piston 32 follows the displacement of the sub piston 33. Accordingly, the responsiveness of the differential pressure sensing valve 19 is improved by providing the auxiliary piston 33.

以下、前記燃料流量制御装置１及び前記差圧感知バルブ１９の作用について説明する。   Hereinafter, the operation of the fuel flow control device 1 and the differential pressure sensing valve 19 will be described.

図示しない電子制御部からの開度指令により、前記フラップバルブ６が駆動され、該フラップバルブ６によって前記計量バルブ５の開度が設定される。該計量バルブ５の開度が設定されると、開度に応じて前記吐出圧Ｐ2 と前記計量圧Ｐ3 の差圧が変化する。該差圧（Ｐ2 −Ｐ3 ）の変化が緩やかであると、前記主ピストン３２と前記副ピストン３３とは一体に（即ち前記ピストン２５として）変位する。ここで、該ピストン２５の変位量は、前記第２スプリング４３の変位として現れる。該第２スプリング４３の変位はスプリングの反発力の変化として現れ、前記ピストン２５の位置は、反発力の変化が差圧の変化に合致したところで決定される。 The flap valve 6 is driven by an opening degree command from an electronic control unit (not shown), and the opening degree of the metering valve 5 is set by the flap valve 6. When the opening of the metering valve 5 is set, the differential pressure between the discharge pressure P2 and the metering pressure P3 changes according to the opening. When the change in the differential pressure (P2 -P3) is gentle, the main piston 32 and the sub piston 33 are displaced integrally (that is, as the piston 25). Here, the displacement amount of the piston 25 appears as the displacement of the second spring 43. The displacement of the second spring 43 appears as a change in the repulsive force of the spring, and the position of the piston 25 is determined when the change in the repulsive force matches the change in the differential pressure.

例えば、電子制御部（図示せず）からの開度指令が燃料減少を指示し、前記差圧（Ｐ2 −Ｐ3 ）が増大する、例えば、計量圧Ｐ3 が減圧すると、前記ピストン２５は前記第２スプリング４３の反発力に抗して図中、右方に変位する。前記ピストン２５の右方への変位によって、前記サーボ圧ライン２２は前記第１弁溝２６及び前記第１ポート２８を介してバイパス連絡ライン３１に接続され（図２Ｂ参照）、前記サーボ圧Ｐ4 が減圧し、前記バイパスバルブ８のピストンは左方に変位し、開口度が増大し、バイパス量が増え、前記計量油送出ライン１６への燃料供給量が減少する。
又、前記電子制御部（図示せず）からの開度指令が燃料増大を指示すると、前記計量バルブ５の開度が増大し、前記計量圧Ｐ3 が増圧し、前記差圧（Ｐ2 −Ｐ3 ）が減少する。前記ピストン２５は図中、左方に変位する。該ピストン２５が、左方に変位することで、前記第２スプリング４３が伸張し、変位分だけ反発力が減少し、前記差圧（Ｐ2 −Ｐ3 ）の減少に対応する。
更に、前記ピストン２５の左方への変位で、前記サーボ圧ライン２２は前記第２弁溝２７及び前記第２ポート２９を介して前記バイパスライン１８に接続され、該バイパスライン１８を介して高圧のＰ2 が前記サーボ圧ライン２２に作用し、前記サーボ圧Ｐ4 が増圧する。該サーボ圧Ｐ4 の増圧に伴い前記バイパスバルブ８のピストンは右方に変位し、開口度が減少し、バイパス量が減少し、前記計量油送出ライン１６への燃料供給量が増加する。 For example, when an opening degree command from an electronic control unit (not shown) instructs fuel reduction and the differential pressure (P2 -P3) increases, for example, when the metering pressure P3 is reduced, the piston 25 is moved to the second position. Displaces to the right in the figure against the repulsive force of the spring 43 . Due to the displacement of the piston 25 to the right , the servo pressure line 22 is connected to the bypass communication line 31 via the first valve groove 26 and the first port 28 (see FIG. 2B), and the servo pressure P4 is The pressure is reduced, the piston of the bypass valve 8 is displaced to the left, the opening degree is increased, the bypass amount is increased, and the fuel supply amount to the metering oil delivery line 16 is decreased.
Further, when an opening degree command from the electronic control unit (not shown) instructs fuel increase, the opening degree of the metering valve 5 increases, the metering pressure P3 increases, and the differential pressure (P2-P3). Decrease. The piston 25 is displaced to the left in the drawing. When the piston 25 is displaced to the left, the second spring 43 is extended, and the repulsive force is reduced by the amount corresponding to the displacement, corresponding to the decrease in the differential pressure (P2 -P3).
Further, the servo pressure line 22 is connected to the bypass line 18 via the second valve groove 27 and the second port 29 by the displacement of the piston 25 to the left, and the high pressure is supplied via the bypass line 18. P2 acts on the servo pressure line 22, and the servo pressure P4 increases. As the servo pressure P4 increases, the piston of the bypass valve 8 is displaced to the right, the degree of opening decreases, the amount of bypass decreases, and the amount of fuel supplied to the metering oil delivery line 16 increases.

次に、前記差圧（Ｐ2 −Ｐ3 ）が増大する、例えば、吐出圧Ｐ2 が急激に増大した場合、先ず前記副ピストン３３が前記第１スプリング４２の反発力に抗して、前記主ピストン３２に対して右方に相対変位する。ここで、相対変位により、前記第１スプリング４２が短縮し、該第１スプリング４２の反発力が増大し、反発力の増大分は前記差圧（Ｐ2 −Ｐ3 ）に増大対応する。前記副ピストン３３が右方に変位して前記第１シリンダ室３８が前記弁溝孔３７を介して前記第１ポート２８に連通し（図２Ｃ参照）、前記第１シリンダ室３８の燃料油が前記バイパス連絡ライン３１に流れ、前記第１シリンダ室３８の圧力が急増することが抑制される。 Next, when the differential pressure (P2 -P3) increases, for example, when the discharge pressure P2 increases suddenly, the sub piston 33 first resists the repulsive force of the first spring 42, and the main piston 32 Relative displacement to the right. Here, due to the relative displacement, the first spring 42 is shortened, the repulsive force of the first spring 42 is increased, and the increase in the repulsive force corresponds to an increase in the differential pressure (P2-P3). The sub-piston 33 is displaced rightward so that the first cylinder chamber 38 communicates with the first port 28 via the valve groove 37 (see FIG. 2C), and the fuel oil in the first cylinder chamber 38 flows. A rapid increase in the pressure in the first cylinder chamber 38 due to the flow through the bypass communication line 31 is suppressed.

次に、前記吐出圧Ｐ2 の増加に伴う、前記計量圧Ｐ3 の変化が第３シリンダ室４０に及び、前記吐出圧Ｐ2 と前記計量圧Ｐ3 との差圧と前記第２スプリング４３との反発力が均衡する位置に前記ピストン２５が変位し（図２Ｂ参照）、前記サーボ圧Ｐ4 が差圧に応じた値に決定される。即ち、前記吐出圧Ｐ2 に脈動があった場合も、燃料供給量に脈動を生じることなく安定した燃料の供給が可能となる。 Next, as the discharge pressure P2 increases, the change in the metering pressure P3 reaches the third cylinder chamber 40, and the repulsive force between the differential pressure between the discharge pressure P2 and the metering pressure P3 and the second spring 43. The piston 25 is displaced to a position where the two are balanced (see FIG. 2B), and the servo pressure P4 is determined to be a value corresponding to the differential pressure. That is, even when there is a pulsation in the discharge pressure P2, a stable fuel supply is possible without causing a pulsation in the fuel supply amount.

如上の如く、従来の様に比例バルブ９を別途設けることなく、同様の機能を差圧感知バルブに作用させることができ、バルブ数の減少、バルブ数の減少に伴う油圧改組の簡素化が図れ、差圧制御バルブ及び燃料流量制御装置の小型化及びコストの低減が図れる。   As described above, the same function can be applied to the differential pressure sensing valve without separately providing the proportional valve 9 as in the prior art, and the number of valves can be reduced, and the hydraulic modification can be simplified as the number of valves decreases. In addition, the differential pressure control valve and the fuel flow control device can be reduced in size and cost.

尚、本発明に用いられた差圧感知バルブ１９は、燃料流量制御装置に限られることなく、差圧を利用して流量制御を行う装置、或はシステムに実施可能であることは言う迄もない。   Needless to say, the differential pressure sensing valve 19 used in the present invention is not limited to the fuel flow rate control device, and can be implemented in a device or system for performing flow rate control using differential pressure. Absent.

１ 燃料流量制御装置
２ 定容積型燃料ポンプ
３ 差圧制御部
４ 燃料加圧弁
５ 計量バルブ
６ フラップバルブ
８ バイパスバルブ
１５ 吐出ライン
１６ 計量油送出ライン
１７ 燃料供給ライン
１８ バイパスライン
１９ 差圧感知バルブ
２０ 吐出分岐ライン
２１ 計量圧ライン
２２ サーボ圧ライン
２５ ピストン
３１ バイパス連絡ライン
３２ 主ピストン
３３ 副ピストン
３８ 第１シリンダ室
３９ 第２シリンダ室
４０ 第３シリンダ室
Ｐ1 入側圧力
Ｐ2 吐出圧
Ｐ3 計量圧
Ｐ4 サーボ圧 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Fuel flow control apparatus 2 Constant displacement type fuel pump 3 Differential pressure control part 4 Fuel pressurization valve 5 Metering valve 6 Flap valve 8 Bypass valve 15 Discharge line 16 Metering oil delivery line 17 Fuel supply line 18 Bypass line 19 Differential pressure sensing valve 20 Discharge branch line 21 Metering pressure line 22 Servo pressure line 25 Piston 31 Bypass communication line 32 Main piston 33 Sub piston 38 First cylinder chamber 39 Second cylinder chamber 40 Third cylinder chamber P1 Inlet pressure P2 Discharge pressure P3 Metering pressure P4 Servo Pressure

Claims (2)

シリンダが低圧源に連通する低圧ポートと、高圧源に連通する高圧ポートと、サーボ圧を出力するサーボ圧出力ポートとを有すると共にピストンによって形成される高圧側シリンダ室と、低圧側シリンダ室とを有し、
前記ピストンには第１弁溝と第２弁溝が形成され、前記第１弁溝は前記低圧ポートに連通し、前記第２弁溝は前記高圧ポートに連通すると共に前記第１弁溝及び前記第２弁溝は前記ピストンに位置対応して前記サーボ圧出力ポートに択一的に連通し、
前記高圧側シリンダ室には高圧な圧力が作用し、前記低圧側シリンダ室には、前記高圧側シリンダ室に作用する圧力より低く、前記サーボ圧を調整する為の可変圧力が作用し、
該可変圧力を低圧側に変化させた場合に前記可変圧力と前記高圧な圧力との間に生じる差圧変化に対応して前記ピストンが変位し、前記低圧ポートと前記サーボ圧出力ポートとが連通してサーボ圧が減少し、前記可変圧力を高圧側に変化させた場合に前記可変圧力と低圧力との間の差圧変化に対応して前記ピストンが前記変位と反対に変位し、前記高圧ポートと前記サーボ圧出力ポートとが連通してサーボ圧が増大し、前記可変圧力に対応したサーボ圧を出力する様構成された差圧感知バルブであって、
前記ピストンは前記シリンダに摺動自在に内嵌された主ピストンと該主ピストンに内嵌され、前記高圧側シリンダ室に臨み摺動自在な副ピストンを有し、該副ピストンは前記高圧側シリンダ室の圧力と前記低圧側シリンダ室の圧力との圧力差の変化に対応して前記主ピストンに対して相対変位する様構成され、
前記高圧な圧力が急激に増大した場合に、前記副ピストンが前記主ピストンに対して相対変位し、前記高圧側シリンダ室と前記低圧ポートとを連通し、前記高圧側シリンダ室の急激な圧力増大を抑制することを特徴とする差圧感知バルブ。 A high pressure side cylinder chamber having a low pressure port communicating with the low pressure source, a high pressure port communicating with the high pressure source, a servo pressure output port outputting servo pressure, and formed by a piston; and a low pressure side cylinder chamber Have
The piston is formed with a first valve groove and a second valve groove, the first valve groove communicates with the low pressure port, the second valve groove communicates with the high pressure port, and the first valve groove and the second valve groove. The second valve groove communicates selectively with the servo pressure output port corresponding to the position of the piston,
A high pressure acts on the high pressure side cylinder chamber, and a variable pressure for adjusting the servo pressure acts on the low pressure side cylinder chamber lower than the pressure acting on the high pressure side cylinder chamber,
When the variable pressure is changed to the low pressure side, the piston is displaced in response to a change in differential pressure generated between the variable pressure and the high pressure, and the low pressure port and the servo pressure output port communicate with each other. Then, when the servo pressure is reduced and the variable pressure is changed to the high pressure side, the piston is displaced in the opposite direction to the displacement corresponding to the change in the differential pressure between the variable pressure and the low pressure, and the high pressure A differential pressure sensing valve configured to output a servo pressure corresponding to the variable pressure by increasing a servo pressure by communicating with a servo pressure output port ;
Said piston is fitted in the main piston and main piston which is fitted into slidably in said cylinder having a slidable sub piston faces on the high pressure side cylinder chamber, the sub piston the high pressure side cylinder is configured such that relative displacement with respect to the main piston in response to changes in the pressure difference between the pressure and the pressure of the low pressure side cylinder chamber of the chamber,
When the high pressure is suddenly increased, the secondary piston is displaced relative to the main piston, and communicating the said high pressure side cylinder chamber low pressure port, rapid pressure increase in the high pressure side cylinder chamber A differential pressure sensing valve characterized by suppressing pressure. 定容積型燃料ポンプからの吐出燃料の供給流量を計量する計量バルブと、前記定容積型燃料ポンプからの吐出燃料を定容積型燃料ポンプの入側にバイパスするバイパスラインと、該バイパスラインに設けられたバイパスバルブと、請求項１記載の差圧感知バルブとを有し、前記高圧側シリンダ室、前記高圧ポートには前記定容積型燃料ポンプの吐出圧が作用し、前記低圧側シリンダ室には前記計量バルブから出力される計量圧が作用し、
前記バイパスバルブには前記定容積型燃料ポンプの吐出圧及び請求項１記載の差圧感知バルブからのサーボ圧が作用し、前記バイパスバルブは前記吐出圧と前記サーボ圧の差圧に対応して開度が決定され、前記サーボ圧に対応して前記吐出燃料のバイパス流量が調整される様構成されたことを特徴とする燃料流量制御装置。 A metering valve for metering the supply flow rate of fuel discharged from the constant displacement fuel pump, a bypass line that bypasses the fuel discharged from the constant displacement fuel pump to the inlet side of the constant displacement fuel pump, the said bypass line a bypass valve provided, and a differential pressure sensing valve 請 Motomeko 1 Symbol placement, the high pressure side cylinder chamber, wherein the high pressure port is discharge pressure of the fixed displacement type fuel pump acts, the low-pressure side Metering pressure output from the metering valve acts on the cylinder chamber,
A discharge pressure of the constant displacement fuel pump and a servo pressure from the differential pressure sensing valve according to claim 1 act on the bypass valve, and the bypass valve corresponds to a differential pressure between the discharge pressure and the servo pressure. A fuel flow rate control apparatus , wherein an opening degree is determined and a bypass flow rate of the discharged fuel is adjusted in accordance with the servo pressure .
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