JP5708342B2 - Valve device and fluid control valve using the same - Google Patents
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Description
本発明は、テーパ形状の弁体と座面からなる弁部が流路を開閉する弁装置、詳しくは、弁部の油密性を高めた弁装置およびそれを用いた流体制御弁に関する。 The present invention relates to a valve device in which a valve portion composed of a tapered valve body and a seating surface opens and closes a flow path, and more particularly to a valve device with improved oil tightness of the valve portion and a fluid control valve using the same.
図１６に一例として、内燃機関の燃料噴射弁の弁部構造を示す。図１６（ｂ）に示す燃料噴射弁のノズル部１００は、図１６（ａ）に拡大して示すように、ボディ１０１の先端部内周に、テーパ状のボディシート面１０２を有しており、ニードル１０３先端のテーパ状のシート面１０４のなす角度を、ボディシート面１０２のなす角度よりも大とし傾斜を緩やかにすることで、ニードルエッジ１０５がボディシート面１０２に着座してシールする構成となっている。
As an example, FIG. 16 shows a valve portion structure of a fuel injection valve of an internal combustion engine. The
この弁部構造は、ニードルエッジ１０５が当接する位置での線状シールとなるために、シート面の真円度と面粗度が油密性に大きく影響する。特に近年、車両から排出されるＨＣ量に関する規制がより厳しくなる傾向にあることから、弁部の油密性を向上させて、燃料漏れ量を最小限とすることが要求されている、そこで、一般には、所定のテーパ形状に研削加工した後、さらにシート表面の仕上げ加工により真円度を向上させ、油密性を高めることが行われている。
Since this valve portion structure forms a linear seal at the position where the
例えば、特許文献１には、円錐状砥石を使用して、ボディの弁座に着座するニードル先端のシート部を形成する加工方法が開示されている。特許文献１の方法では、ニードルの上端をフレキシブルチャックにて保持し、ガイドに案内されたニードル先端を円錐状砥石に対向させている。円錐状砥石は、ニードルのシート面に対応する円錐面を有し、スピンドルを回転させてニードルに回転運動を与え、円錐面の凸部でシート面の凸部を除去する。この時、加工中にニードルと円錐状砥石を離間させて、接触状態を変えることにより削り残しを少なくしている。
For example,
一方、弁部形状を改良することによって、シール構造を調整可能としたものがある。例えば、特許文献２には、弁体の円錐形状の弁シール面を、角度の異なる２つの領域に分割し、２つのシール縁部を互いに隣接して配置した燃料噴射弁が開示されている。２つのシール縁部の間には移行域が形成され、弁体閉鎖時の弁座径は、規定されずに移行域に配置されることになる。また、その上流側に形成したアンダカット状の切欠きと角度差によって、弁体の摩耗が増大した時に、弁座径が移行域を移動するようになっている。
On the other hand, there is one that can adjust the seal structure by improving the shape of the valve portion. For example,
また、特許文献３には、ニードルバルブが着座するバルブボディの弁座となる部分を、バルブボディと別体の弁座部材とし、ニードルバルブよりヤング率の小さい材料にて構成することが記載されている。これにより、ニードルバルブのテーパ面に設けたシート部が摩耗するのを抑制し、バルブボディとのシール性を確保しやすくなるようにしている。
しかしながら、特許文献１に開示される方法は、総型砥石を用いた精密仕上げ加工（シートホーニング）であるため、装置構成が大掛かりになりやすい。また、所望の精度を得るために、高度な位置決め制御が必要となるが、真円度や面粗度の改善には限界がある。このように、弁部の加工精度を向上させる方法は、加工に手間がかかり、製造コストが増加する問題がある。
However, since the method disclosed in
特許文献２に開示される弁部構造は、弁体のシール面に、近接する２つのシール縁部とアンダカット状の切欠きを有する複雑な形状であり、加工が容易ではない。特許文献３に開示される弁部構造は、弁ボディ内周の所定位置に段差を設けて、別体の弁座部材を接合する必要があり、部品点数・製造工数が増加する。また、弁座部材のヤング率が低く摩耗しやすいため、例えばニードルバルブの軸ずれや回転等によりシート位置がずれると隙間が生じるおそれがある。
The valve portion structure disclosed in
そこで、本願発明は、弁部を、精密仕上げ加工のための大掛かりな装置が不要であり、弁部形状の複雑化や、部品点数の増加、製造工数の増加等による製造コストの増加を抑制しながら、油密性を向上させ、信頼性の高い弁部構造を実現する弁装置、さらにはそれを用いた燃料噴射弁を提供することを目的とするものである。 Therefore, the present invention does not require a large-scale device for precision finishing of the valve portion, and suppresses an increase in manufacturing cost due to the complicated shape of the valve portion, an increase in the number of parts, an increase in manufacturing man-hours, etc. However, it is an object of the present invention to provide a valve device that improves oil tightness and realizes a highly reliable valve part structure, and further provides a fuel injection valve using the valve device.
本発明の請求項１に記載の弁装置は、円筒状の弁ボディ内を流路とし、上記弁ボディ下端部に設けられたテーパ面状の座面に、上記弁ボディ内を摺動する弁体の先端部に設けられたテーパ面状の弁体シート面が当接して流路を閉鎖する弁部を有しており、該弁部は、上記弁体シート面の上端側に上記座面に着座するエッジ部を設けるとともに、上記弁体シート面外周縁部の全周に形成されて着座時に上記弁ボディの上記座面と上記弁体シート面の隙間が減少するように弾性変形する弾性変形部を設けて、該弾性変形部を、上記エッジ部の上方位置において、上記弁体の本体外周面の全周を径方向に所定深さで切欠いて形成した環状溝によって、該環状溝より先端側に形成され、テーパ面状の下端面が上記弁体シート面の一部をなすフランジ部とし、
上記座面と上記弁体シート面の真円度プロファイルから推定される隙間幅に基づいて上記フランジ部の目標変形量を設定し、
上記フランジ部の半径をａ、上記フランジ部直上の小径部の半径をｂ、上記フランジ部の厚さをｈとして、着座時に上記フランジ部に生じるたわみｗを下記式（１）、上記フランジ部の曲げ剛性Ｄを下記式（２）で表し、
たわみｗ＝Ｗ／Ｚ１＊（Ｚ２＋Ｚ３）・・・(１)
ただし、
Ｚ１＝８＊π＊Ｄ＊((１＋ν)＋(１‐ν)＊(ｂ^2/ａ^2))
Ｚ２＝((３＋ν)/２＋(１‐ν)／２＊ｂ^2/ａ^2＋(１‐ν)＊ｂ^2/ａ^2＊ＬＮ(ｂ/ａ))＊(ａ^2−ｂ^2)
Ｚ３＝(２*ｂ^2−２＊(１＋ν)*ｂ^2＊ＬＮ(ｂ/ａ)+((１＋ν)＋(１‐ν)*ｂ^2/ａ^2)*ｂ^2)ＬＮ(ｂ/ａ)
Ｄ＝Ｅ＊ｈ^３/(１２＊(１‐ν^2))・・・（２）
上記式中、ＬＮ=log e 、α^β＝α β 、ν；ポアソン比、Ｗ；荷重、Ｅ；ヤング率
上記式(１)、（２）より、上記フランジ部の厚さｈを、下記式（３）で表した時に、
ｈ＝(Ｚ４＊(Ｚ２＋Ｚ３)) ^(1/3) ・・・（３）
ただし、
Ｚ４＝１２＊(１-ν^2)/Ｅ/(８＊π＊((１＋ν)＋(１‐ν)*ｂ^2/ａ^2))＊Ｗ/ｗ*(Ｚ２＋Ｚ３)
上記弁部形状を、上記フランジ部のたわみｗが上記目標変形量に適合し、上記式(１)〜（３）の関係を満たすように設定することを特徴とする。
The valve device according to
Based on the clearance width estimated from the roundness profile of the seat surface and the valve seat surface, the target deformation amount of the flange portion is set,
When the radius of the flange portion is a, the radius of the small diameter portion immediately above the flange portion is b, and the thickness of the flange portion is h, the deflection w generated in the flange portion when seated is expressed by the following formula (1), The bending stiffness D is represented by the following formula (2),
Deflection w = W / Z1 * (Z2 + Z3) (1)
However,
Z1 = 8 * π * D * ((1 + ν) + (1-ν) * (b ^ 2 / a ^ 2))
Z2 = ((3 + ν) / 2 + (1-ν) / 2 * b ^ 2 / a ^ 2 + (1-ν) * b ^ 2 / a ^ 2 * LN (b / a)) * (a ^ 2- b ^ 2)
Z3 = (2 * b ^ 2-2 * (1 + ν) * b ^ 2 * LN (b / a) + ((1 + ν) + (1-ν) * b ^ 2 / a ^ 2) * b ^ 2) LN (b / a)
D = E * h ^ 3 / (12 * (1-ν ^ 2)) (2)
In the above formula, LN = log e , α ^ β = α β , ν: Poisson's ratio, W: load, E: Young's modulus
From the above formulas (1) and (2), when the thickness h of the flange portion is expressed by the following formula (3),
h = (Z4 * (Z2 + Z3)) ^ (1/3) (3)
However,
Z4 = 12 * (1-ν ^ 2) / E / (8 * π * ((1 + ν) + (1-ν) * b ^ 2 / a ^ 2)) * W / w * (Z2 + Z3)
The shape of the valve portion is set so that the deflection w of the flange portion is adapted to the target deformation amount and satisfies the relationships of the expressions (1) to (3) .
本発明の請求項２に記載の弁装置において、上記弾性変形部は、上記エッジ部の上方位置において、上記弁体の本体外周面の全周を径方向に所定深さで切欠いて形成した環状溝によって、該環状溝の径方向内方に形成される小径軸部とし、該小径軸部の先端側に、上記座面に対して摺動するテーパ面状のフローティング部を形成して、
上記座面と上記弁体シート面の真円度プロファイルから推定される隙間幅に基づいて上記小径軸部の目標変形量を設定し、
上記小径軸部の軸長さをＬ、上記小径軸部の軸径をｄ、上記フローティング部の半径をｌとして、上記フローティング部の着座時に上記小径軸部に生じるたわみｗを下記式（４）、慣性モーメントＩを下記式（５）で表し、
たわみｗ＝Ｗ＊ｌ＊Ｌ^2/(２＊Ｅ＊Ｉ)・・・（４）
Ｉ＝π＊ｄ^4／６４・・・（５）
上記式中、α^β＝α β 、Ｗ；荷重、Ｅ；ヤング率
上記式(４)、（５）より、上記小径軸部の軸長さＬを下記式（６）で表した時に、
Ｌ＝(ｗ＊２＊Ｅ＊（π＊ｄ^4／６４)／(Ｗ＊ｌ))^(1/2)・・・（６）
上記弁部形状を、上記小径軸部のたわみｗが上記目標変形量に適合し、上記式(４)〜（６）の関係を満たすように設定する。
In the valve device according to
Based on the gap width estimated from the roundness profile of the seat surface and the valve seat surface, set a target deformation amount of the small diameter shaft portion,
When the shaft length of the small-diameter shaft portion is L, the shaft diameter of the small-diameter shaft portion is d, and the radius of the floating portion is l, the deflection w generated in the small-diameter shaft portion when the floating portion is seated is expressed by the following equation (4). The moment of inertia I is expressed by the following formula (5):
Deflection w = W * l * L ^ 2 / (2 * E * I) (4)
I = π * d ^ 4/64 (5)
In the above formula, α ^ β = α β , W: load, E: Young's modulus
From the above formulas (4) and (5), when the shaft length L of the small diameter shaft portion is expressed by the following formula (6),
L = (w * 2 * E * (π * d ^ 4/64) / (W * l)) ^ (1/2) (6)
The valve portion shape is set so that the deflection w of the small-diameter shaft portion matches the target deformation amount and satisfies the relations of the equations (4) to (6) .
本発明の請求項３に記載の弁装置において、上記フランジ部または上記フローティング部と上記環状溝を挟んで軸方向に対向し、上記弾性変形部の変形量を規定するストッパ部を設ける。
In the valve device according to
本発明の請求項４に記載の弁装置において、上記弾性変形部は、上記エッジ部の形成位置において、上記弁体シート面から先端側に突出形成され、上記弁体シート面の一部をなす環状突起とし、
上記座面と上記弁体シート面の真円度プロファイルから推定される隙間幅に基づいて上記環状突起の目標変形量を設定し、
上記環状突起の断面積をＡ、上記環状突起の外径をａ´、上記環状突起の内径をｂ´、上記環状突起の縮み変形長さをΔｌ、上記環状突起の長さをＬ´として、上記環状突起の着座時に作用する応力σとひずみεを下記式（７）、（８）で表し、
σ＝Ｗ/Ａ・・・（７）
ε＝Δｌ/Ｌ´・・・（８）
ただし、
Ａ＝(ａ´^2−ｂ´^2)/４π
σ＝ε＊Ｅ
上記式中、α^β＝α β 、Ｗ；荷重、Ｅ；ヤング率
上記(７)、（８）より、上記環状突起の長さをＬ´を下記式（９）で表した時に、
Ｌ´＝Δｌ＊Ｅ/(Ｗ/Ａ)・・・（９）
上記弁部形状を、上記環状突起の縮み変形長さΔｌが上記目標変形量に適合し、上記式(７)〜（９）の関係を満たすように設定することを特徴とする。
In the valve device according to
Based on the gap width estimated from the roundness profile of the seat surface and the valve seat surface, set a target deformation amount of the annular protrusion,
The cross-sectional area of the annular protrusion is A, the outer diameter of the annular protrusion is a ′, the inner diameter of the annular protrusion is b ′, the contraction deformation length of the annular protrusion is Δl, and the length of the annular protrusion is L ′. The stress σ and strain ε acting when the annular protrusion is seated are represented by the following formulas (7) and (8):
σ = W / A (7)
ε = Δl / L ′ (8)
However,
A = (a '^ 2-b' ^ 2) / 4π
σ = ε * E
In the above formula, α ^ β = α β , W: load, E: Young's modulus
From the above (7) and (8), when the length of the annular projection is expressed by the following formula (9) as L ′,
L ′ = Δl * E / (W / A) (9)
The valve portion shape is set so that the contraction deformation length Δl of the annular protrusion is adapted to the target deformation amount and satisfies the relationships of the expressions (7) to (9) .
本発明の請求項５に記載の弁装置において、上記目標変形量は、上記座面と上記弁体シート面の最大隙間幅の平均より大きい値に設定される。
In the valve device according to
本発明の請求項６に記載の発明は、これら請求項１ないし５の弁装置を用い、高圧流体が流通する流体流路に上記弁部を設置して上記流体流路の開閉を行なうことを特徴とする流体制御弁である。
The invention according to
本発明の請求項１の弁装置によれば、弁体シート面が、弁ボディの座面に着座した時に、両者の間に隙間が生じても、着座時に加わる荷重によって弾性変形部が容易に変形し、隙間を低減する。これにより、弁部の密着性が向上し、油密性を高めることができるので、閉弁時の流体漏れを防止する効果が高い。また、高度な加工精度が要求されず、大掛かりな装置が不要となるので、製作コストを大幅に削減できる。したがって、弁部の油密シール性と生産性を両立させることができ、信頼性の高い弁装置を安価に実現できる。
According to the valve device of
具体的には、弁体シート面を含む外周縁部をたわみ変形または圧縮変形可能な形状に形成して、弾性変形部とすることができる。この時、弾性変形部を外周縁部の全周に形成することで、着座時にその一部が確実に座面に接触し、容易に弾性変形して隙間を小さくすることができる。また、荷重を緩和して塑性変形を防止し、弁部の耐久性を向上させることができる。 In concrete terms, it is possible to form the deformation or compression deformable shape bending an outer peripheral edge portion including a valve seat surface, and the elastic deformation portion. At this time, by forming the elastically deforming portion on the entire circumference of the outer peripheral edge portion, a part of the elastically deforming portion can be surely brought into contact with the seating surface and can be easily elastically deformed to reduce the gap. Further, the load can be relaxed to prevent plastic deformation, and the durability of the valve portion can be improved.
より具体的には、弁体の先端外周縁部をフランジ状に形成して、弾性変形部とすることができる。弁体シート面のエッジ部近傍に、弾性変形可能なフランジ部を設けることで、座面に当接した時に容易にたわみ変形するので、弁体シート面と座面との密着性を良好にすることができる。 The yo Ri Specifically, the distal outer peripheral portion of the valve body is formed in a flange shape, it can be elastically deformed portion. By providing an elastically deformable flange portion in the vicinity of the edge portion of the valve body seat surface, it is easily deformed when it comes into contact with the seat surface, so that the adhesion between the valve body seat surface and the seat surface is improved. be able to.
本発明の請求項２のように、あるいは、弁体本体外周面の全周を径方向に所定深さで切欠いて、環状溝の径方向内方の本体の一部を小径の軸状に形成して、弾性変形部とすることができる。この時、小径軸部に続く先端部はフローティング可能となり、小径軸部が座面に当接してたわみ変形するとともに、先端部が座面に倣うように変位して隙間を低減する。これにより、弁体シート面と座面との密着性を良好にすることができる。
As in
本発明の請求項４のように、あるいは、弁体の先端外周縁部に微細な突起を環状に形成して、弾性変形部とすることができる。弁体シート面のエッジ部近傍に、弾性変形可能な環状突起を設けることで、座面に当接した時に容易に圧縮変形するので、弁体シート面と座面との密着性を良好にすることができる。
As in
本発明の請求項６のように、これら弁装置は高圧流体を制御する流体制御弁、例えば内燃機関の燃料噴射弁の弁部に好適に利用することができ、油密性を向上させる。したがって、燃料の噴射圧力がより高くなる傾向にあっても、燃料漏れを防止して、制御性を向上させることができる。
As in
以下、本発明の具体的な実施形態を、図面により詳細に説明する。図１〜６は、本発明の第１実施形態であり、図１は、第１実施形態における弁装置の主要部構成を示す図、図２は、弁装置が適用される流体制御弁の一例である内燃機関の燃料噴射弁の全体構成図である。図３〜５は、弁部の詳細構成とその設定方法を説明するための図、図６は、第１実施形態における弁装置の効果を説明するための図である。まず、図２により、弁装置が適用される燃料噴射弁Ｉの弁部１構造について説明する。
Hereinafter, specific embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIGS. 1-6 is 1st Embodiment of this invention, FIG. 1 is a figure which shows the principal part structure of the valve apparatus in 1st Embodiment, FIG. 2 is an example of the fluid control valve to which a valve apparatus is applied. 1 is an overall configuration diagram of a fuel injection valve for an internal combustion engine. 3-5 is a figure for demonstrating the detailed structure of a valve part and its setting method, and FIG. 6 is a figure for demonstrating the effect of the valve apparatus in 1st Embodiment. First, the structure of the
図２（ａ）において、燃料噴射弁Ｉは、筒状ハウジングＨの下端部に固定した筒状部材Ｈ１内に、弁体となるニードルＮを摺動可能に保持し、筒状部材Ｈ１の下端部に、弁ボディとなるボディＢを固定して、先端に弁部１を有する弁装置としての燃料噴射ノズルを形成している。ボディＢは概略筒状で、その筒内にニードルＮの先端部２（図の下端部）が挿通保持されている。ニードルＮの基端部（図の上端部）外周には、筒状の電磁コイルＨ２が配設されており、ハウジングＨの上端部外周に突設したコネクタＨ３を介して外部の通電制御装置に接続される。ハウジングＨの筒内は、流路としての燃料流路となっており、外部の燃料供給通路から、上端開口部に装着されるフィルタ部材Ｆを通過して、燃料が内部に流入する。
2A, the fuel injection valve I slidably holds a needle N serving as a valve body in a cylindrical member H1 fixed to the lower end portion of the cylindrical housing H, and the lower end of the cylindrical member H1. A body B serving as a valve body is fixed to the part, and a fuel injection nozzle as a valve device having the
図２（ｂ）に示すように、筒状のニードルＮは、内部をハウジングＨの筒内に連通する燃料流路としており、下端部筒壁に設けた複数の開口Ｎ１を介して、ボディＢ内空間と連通している。ニードルＮの上端部は、やや肉厚の大径部Ｎ２となり、筒状部材Ｈ１に対して摺動可能に配置されてニードルＮを位置決め保持している。ニードルＮの先端部２外周面は、弁体シート面としてのシート面３となるもので、下方へ向けて縮径するテーパ面状に加工されている。このニードルＮの先端部２形状は、本発明の特徴部分であり、詳細を後述する。
As shown in FIG. 2 (b), the cylindrical needle N is a fuel flow path that communicates with the inside of the cylinder of the housing H, and the body B passes through a plurality of openings N1 provided in the bottom cylinder wall. It communicates with the interior space. The upper end portion of the needle N is a large-thickness large-diameter portion N2, and is positioned so as to be slidable with respect to the tubular member H1 to position and hold the needle N. The outer peripheral surface of the
一方、図２（ｃ）に示すように、ボディＢは、下端部に噴孔プレートＢ１が溶接固定され、その直上の下端内周面を、座面となるボディシートＢ２として、下方へ向けて縮径するテーパ面状に加工している。図２（ａ）において、ニードルＮは上端側に配置されるスプリングＨ４によって下方に付勢され、先端のシート面３が、ボディシートＢ２に着座して、燃料流路を閉鎖するようになっている。電磁コイルＨ２に通電すると、ニードルＮがスプリングＨ４のばね力に抗して上方に吸引駆動され、先端のシート面３が、ボディシートＢ２から離座して、燃料が噴射される。
On the other hand, as shown in FIG.2 (c), as for the body B, the nozzle hole plate B1 is weld-fixed by the lower end part, and the lower end inner peripheral surface of the body B is made into the body seat B2 used as a seating surface toward the downward direction. It is processed into a tapered surface with a reduced diameter. In FIG. 2 (a), the needle N is urged downward by a spring H4 disposed on the upper end side, and the
この時、図１（ｂ）に示すように、ニードルＮのシート面３とボディＢのボディシートＢ２は、テーパ面の角度に差を持たせてあり、ニードルＮのシート面３を、ボディシートＢ２に対して傾斜がわずかに緩やかとなるように設定している。これにより、ニードルＮのシート面３先端側において、ボディシートＢ２との間に隙間が形成され、シート面３上端側のエッジ部３１全周が、ボディシートＢ２に密着して、油密シールする構造となっている。すなわち、ニードルＮの昇降とともに、シート面３がボディシートＢ２に着座または離座して燃料流路を開閉する弁部１が形成される。
At this time, as shown in FIG. 1 (b), the
この弁部１からの燃料漏れを防止するために、一般には、エッジ部３１近傍のシート面３と、ボディシートＢ２のエッジ部３１着座範囲の加工精度を高めることが行われる。従来、シール部Ｎ３の加工は、例えば、ニードルＮのシート面３とボディＢのボディシートＢ２を、予め所定の概略形状に切削し、必要により荒研削を行った後、さらに仕上げ加工を行うが、上述したように、総型砥石を用いるシートホーニングは装置が大型で加工に手間がかかる上、真円度や面粗度の向上にも限界がある。
In order to prevent fuel leakage from the
そこで本発明は、ニードルＮのシート面３とボディＢのボディシートＢ２からなる弁部１において、ニードルＮのシート面３を含む先端部２形状を工夫することにより、ボディＢのボディシートＢ２との密着性を向上させ、油密シールを行うための新たな構造を提案するものである。すなわち、ニードルＮの先端部２に弾性変形部を設け、着座時に、この弾性変形部が、ボディＢとシート面３の隙間を低減するように弾性変形することで、油密シール性を確保する。具体的には、弾性変形部の構成例として、以下の３つが挙げられる。
１）構成Ａ：ニードルＮのシート面３外周縁部のフランジ部４
２）構成Ｂ：ニードルＮ先端部２の小径軸部５
３）構成Ｃ：ニードルＮのシート面３外周縁部の環状突起６
Therefore, the present invention provides a
1) Configuration A:
2) Configuration B: Small
3) Configuration C:
図１の第１実施形態は、上記１）の構成Ａの弾性変形部について説明するものである。図１（ａ）は、弁部１の拡大図であり、ニードルＮの先端部２は、テーパ面状のシート面３が、ボディＢのテーパ面状のボディシートＢ２に着座するようになっている。一方、ニードルＮの先端部２は、エッジ部３１直上位置において、外周面の全周を所定の一定深さで切り欠いて、微細な環状溝４１を形成している。これにより、ニードルＮの先端部２は、環状溝４１形成位置に対応する一部がやや小径となり、この小径部２１より先端側の、エッジ部３１を含む薄肉の外周縁部が、弾性変形部としてのフランジ部４を形成する。
The first embodiment of FIG. 1 explains the elastic deformation portion of the configuration A of 1) above. FIG. 1A is an enlarged view of the
図１（ｂ）のように、フランジ部４は、テーパ面状の下端面が、ニードルＮのシート面３の一部をなして、対向するボディシートＢ２に着座するようになっている。ここで、シート面３またはボディシートＢ２の真円度や面粗度が目標値より低いと、シート面３のエッジ部３１とボディシートＢ２が全周で密着せず、隙間が生じて燃料漏れが生じることになる。また、エッジ部３１やボディシートＢ２の一部に過度の荷重が加わると、摩耗が生じて耐久性を低下させるおそれがある。
As shown in FIG. 1B, the
この時、図１（ａ）中に点線で示すように、薄肉のフランジ部４を有する本実施形態の構成では、ニードルＮの先端部２において、フランジ部４の一部がボディシートＢ２に押圧されると、容易にたわみ変形してボディシートＢ２に密着する。すなわち、フランジ部４が、エッジ部３１とボディシートＢ２の隙間を埋めるように弾性変形し、シート面３の全周でボディシートＢ２に当接して、密着性を向上させる。これにより、エッジ部３１とボディシートＢ２の真円度を向上させるために、高精度な仕上げ加工が不要になり、生産性よく高性能な弁部１構造を実現する。
At this time, as shown by a dotted line in FIG. 1A, in the configuration of the present embodiment having the
具体的には、フランジ部４の形状と材質によって、たわみ量が決まるので、弁部１を構成するニードルＮとボディＢの仕様に応じて、必要なたわみ量が得られるように、フランジ部４の形状を決定すればよい。一般には、図１（ｂ）に示すフランジ部４の厚さ（フランジ厚さ；ｈ）が薄いほど、また、環状溝４１の深さ（溝深さ；ｐ）が深いほどたわみやすくなる。ただし、フランジ部４の厚さｈが薄くなると強度が低下し、厚くなると所望のたわみ量とするために環状溝４１が深くなって、加工に手間がかかる。したがって、フランジ部４の強度が確保できる範囲で、環状溝４１の加工性等を考慮して、フランジ部４を形成するとよい。
Specifically, since the amount of deflection is determined by the shape and material of the
また、図１（ｂ）、（ｃ）に示すように、環状溝４１の高さ（溝高さ；ｔ）を比較的小さく設定して、フランジ部４に対向するストッパ部４３を形成することができる。ストッパ部４３は、フランジ部４がたわみ変形する時に、その先端部４２が当接する環状溝４１のエッジ部からなる。環状溝４１の高さｔは、フランジ部４が塑性変形に至らない範囲で、弾性変形により必要なたわみ量が得られるように、適宜設定される。これにより、例えば、ニードルＮのエッジ部３１の一部に過度の荷重が加わっても、フランジ部４のたわみ量をストッパ部４３で規定することで、塑性変形を防止することができる。
Further, as shown in FIGS. 1B and 1C, the height of the annular groove 41 (groove height; t) is set to be relatively small, and the
より具体的には、目標たわみ量に対して、ニードルＮの材質と環状溝４１の配置によって決まるフランジ部４の弾性変形量が適合するように、フランジ部４の形状を設定するとよい。次に、図３〜５により、この詳細を説明する。図３（ａ）は、ニードルＮのシート面３が、ボディシートＢ２に着座した時の、当接状態を模式的に示す断面図である。研削加工後の仕上げ加工を行わない場合、シート面３およびボディシートＢ２の真円度が低いために、両者１の輪郭形状が一致せず、隙間が生じることになる。そこで、この隙間の状態を複数の弁部１について真円度測定器を用いて調べた。
More specifically, the shape of the
図３（ｂ）は、その一例について、ニードルＮのシート面３とボディシートＢ２の真円度プロファイルを組み合わせたもので、図３（ａ）に示すように、円周の２箇所で当接し、その両側に隙間Ａ、Ｂが生じている。図３（ｃ）は、この最大隙間幅を、各サンプルについて、それぞれ調査した結果であり、最大隙間幅の平均は、０．２３μｍであった。この結果から、最大隙間幅の２倍、すなわち、約０．５μｍをフランジ部４の目標変形量に設定する。
FIG. 3 (b) shows an example in which the roundness profile of the
図４により、フランジ部４のたわみ量が、この目標変形量となる条件を検討する。図４（ａ）に示す弁体１の先端部２断面において、フランジ部４の半径をａ、フランジ部４の厚さをｈとする。また、フランジ部４直上の小径部２１の半径をｂとすると、フランジ部４の深さ（＝環状溝４１の深さ；ｐ）は、ａ−ｂである。この時、円筒軸（小径部２１）の外周に円盤（フランジ部４）が固定され、フランジ部４の外周が、ボディシートＢ２に接触して支持されているモデルを考える。
With reference to FIG. 4, the conditions under which the deflection amount of the
弁体１の着座により、フランジ部４の外周全体に荷重Ｗが作用している場合、図４（ｂ）に示すように、フランジ部４に生じるたわみｗは、一般に、以下の関係式（１）で表すことができる。
たわみｗ＝Ｗ／Ｚ１＊（Ｚ２＋Ｚ３）・・・(１)
ここで、
Ｚ１＝８＊π＊Ｄ＊((１＋ν)＋(１‐ν)＊(ｂ^2/ａ^2))
Ｚ２＝((３＋ν)/２＋(１‐ν)／２＊ｂ^2/ａ^2＋(１‐ν)＊ｂ^2/ａ^2＊ＬＮ(ｂ/ａ))＊(ａ^2−ｂ^2)
Ｚ３＝(２*ｂ^2−２＊(１＋ν)*ｂ^2＊ＬＮ(ｂ/ａ)+((１＋ν)＋(１‐ν)*ｂ^2/ａ^2)*ｂ^2)ＬＮ(ｂ/ａ)
とする。
When the load W is applied to the entire outer periphery of the
Deflection w = W / Z1 * (Z2 + Z3) (1)
here,
Z1 = 8 * π * D * ((1 + ν) + (1-ν) * (b ^ 2 / a ^ 2))
Z2 = ((3 + ν) / 2 + (1-ν) / 2 * b ^ 2 / a ^ 2 + (1-ν) * b ^ 2 / a ^ 2 * LN (b / a)) * (a ^ 2- b ^ 2)
Z3 = (2 * b ^ 2-2 * (1 + ν) * b ^ 2 * LN (b / a) + ((1 + ν) + (1-ν) * b ^ 2 / a ^ 2) * b ^ 2) LN (b / a)
And
ただし、Ｄは円盤（フランジ部４）の曲げ剛性であり、下記式（２）で与えられる。
Ｄ＝Ｅ＊ｈ^３/(１２＊(１‐ν^2))・・・（２）
また、これら式中、
α^β=α β （例えば、ａ^2=ａ 2 ）
ＬＮ=loge
ａ；フランジ半径
ｂ；軸半径
ｈ；フランジ厚さ
ν；ポアソン比
Ｗ；荷重
Ｅ；ヤング率
である。
However, D is a bending rigidity of a disk (flange part 4), and is given by the following formula (2).
D = E * h ^ 3 / (12 * (1-ν ^ 2)) (2)
In these formulas,
α ^ β = α β (for example, a ^ 2 = a 2 )
LN = log e
a; flange radius b; shaft radius h; flange thickness ν; Poisson's ratio W; load E; Young's modulus.
さらに、(１)、（２）式より、フランジ部４の厚さｈは、以下の（３）式で表される。
ｈ＝(Ｚ４＊(Ｚ２＋Ｚ３))^(１/３) ・・・（３）
ただし、
Ｚ４＝１２＊(１-ν^2)/Ｅ/(８＊π＊((１＋ν)＋(１‐ν)*ｂ^2/ａ^2))＊Ｗ/ｗ*(Ｚ２＋Ｚ３)
である。
Furthermore, from the equations (1) and (2), the thickness h of the
h = (Z4 * (Z2 + Z3)) ^ (1/3) (3)
However,
Z4 = 12 * (1-ν ^ 2) / E / (8 * π * ((1 + ν) + (1-ν) * b ^ 2 / a ^ 2)) * W / w * (Z2 + Z3)
It is.
そこで、上記（３）式を用いて、目標たわみ量；ｗ＝０.５μｍを達成するための、フランジ部４の具体的形状を検討した。本発明の弁装置が適用される燃料噴射弁Ｉは、図２に示したガソリンエンジンのインジェクタであり、弁部１を構成するニードルＮのフランジ部４の半径ａ＝０．００１６ｍとし、その他の条件を以下のように設定した。ニードルＮの円筒軸（小径部２１）の半径；ｂを変更した時の、フランジ深さ（フランジ部４を形成する環状溝２１の深さ）；ａ−ｂに対する、フランジ厚さ（フランジ部４の平均の厚さ）；ｈの関係を求めて、図５に示した。
目標たわみ；ｗ＝０．５μｍ
フランジ半径；ａ＝０．００１６ｍ
ポアソン比；ν＝０．３
荷重；Ｗ＝６．９５Ｎ
ヤング率； Ｅ＝２Ｅ＋１１Ｐａ
Therefore, a specific shape of the
Target deflection; w = 0.5μm
Flange radius; a = 0.016m
Poisson's ratio; ν = 0.3
Load; W = 6.95N
Young's modulus; E = 2E + 11Pa
図５に示すように、フランジ深さ（ａ−ｂ）とフランジ厚さｈは比例関係にあり、例えば、フランジ深さ（ａ−ｂ）が０．２ｍｍ、フランジ厚さ（平均）ｈが０．０６ｍｍとなることで、目標とするたわみｗ＝０.５μｍが得られる。また、フランジ深さ（ａ−ｂ）がより深ければ、目標たわみ量となるフランジ部ｈはより厚くなる。つまり、フランジ部４および環状溝２１の形状を、フランジ深さ（ａ−ｂ）とフランジ厚さｈが、図５の関係を満足するように設定することで、着座時にフランジ部４を弾性変形させることができる。
As shown in FIG. 5, the flange depth (ab) and the flange thickness h are proportional to each other. For example, the flange depth (ab) is 0.2 mm, and the flange thickness (average) h is 0. The target deflection w = 0.5 μm can be obtained by setting to .06 mm. Further, if the flange depth (ab) is deeper, the flange portion h that becomes the target deflection amount becomes thicker. That is, the
図６に、第１実施形態のニードルＮ形状による効果を示す。図６（ａ）は、ニードルＮがフランジ部４を有する第１実施形態の形状と、フランジ部４を有しない従来形状において、ボディシートＢ２に着座した時の接触長さを比較して示したものである。図示の例では、第１実施形態の形状における接触長さが、従来形状の接触長さの４/３倍に増大しており、フランジ部４が弾性変形することで、ボディシートＢ２との密着性が向上していることがわかる。その一方、図６（ｂ）に示すように、ボディシートＢ２に作用する面圧は低減しており、接触面積の増加により荷重が緩和されることがわかる。
In FIG. 6, the effect by the needle N shape of 1st Embodiment is shown. FIG. 6A shows a comparison of the contact length when the needle N is seated on the body seat B2 in the shape of the first embodiment in which the needle N has the
次に、図７の第２実施形態により、上記２）の構成Ｂの弾性変形部について説明する。図７（ｂ）は、本実施形態における弁部１の拡大図であり、第１実施形態と同様に、ニードルＮの先端部２は、テーパ面状のシート面３が、ボディＢのテーパ面状のボディシートＢ２に着座するようになっている。本実施形態の特徴は、ニードルＮの先端部２が、エッジ部３１直上位置において、外周面の全周を所定の深さで大きく切り欠いて環状溝４４を形成し、その内方に、弾性変形部となる小径軸部５を形成したことにある。これにより、小径軸部５より先端側の、エッジ部３１およびシート面３を含むテーパ部全体が、フローティング部５１を形成して、小径軸部５の弾性変形に伴って、ボディシートＢ２上を摺動可能となる。
Next, the elastic deformation part of the structure B of 2) will be described with reference to the second embodiment of FIG. FIG. 7B is an enlarged view of the
図７（ａ）において、本実施形態のニードルＮは、先端部２のフローティング部５１下端面が、ニードルＮのシート面３として、対向するボディシートＢ２に当接する。ここで、弁部１の加工精度が低いとシート面３とボディシートＢ２が密着せずに、隙間が生じることになるが、本実施形態では、フローティング部５１の一部がボディシートＢ２に押圧されると、図７（ｃ）に示すように、小径軸部５が容易にたわみ変形する。この時、図中に矢印で示すように、フローティング部５１がボディシートＢ２上を摺動し、隙間が低減してボディシートＢ２に密着する位置まで変位する。小径軸部５は、フローティング部５１の変位を吸収するように弾性変形するので、弁部１の動作を損なうことなく、密着性を向上することができる。
7A, in the needle N of the present embodiment, the lower end surface of the floating
具体的には、着座時に小径軸部５が弾性変形し、所定のたわみ量が得られるように、弁部１を構成するニードルＮとボディＢの仕様に応じて、小径軸部５の形状を決定すればよい。一般には、小径軸部５の径（軸径；ｄ）が小さく、また、小径軸部５の長さ（軸長さ；Ｌ）が長いほどたわみやすくなるが、強度が低下しやすい。また、小径軸部５の径ｄが大きければ強度は向上するものの、所望のたわみ量とするために、より長くする必要があるため、環状溝４４の加工に手間がかかる。したがって、小径軸部５の強度が確保できる範囲で、その加工性等を考慮して、小径軸部５の形状を決定するとよい。
Specifically, the shape of the small-
また、第１実施形態と同様に、小径軸部５の過度のたわみ変形時に、フローティング部５１の外周フランジ部５２が当接するストッパ部４３を形成するように、環状溝４４の形状を設定することもできる。なお、本実施形態では、フローティング部５１は弾性変形しないため、フローティング部５１は、外周フランジ部５２の厚さ（フランジ厚さ；ｈ）を、例えば必要な剛性が得られるように、比較的厚く設定することができる。あるいは、外周フランジ部５２を、たわみ変形可能に形成することも可能であり、小径軸部５の弾性変形との組み合わせにより、さらに密着性が向上する。この場合は、外周フランジ部５２と小径軸部５との組み合わせで、所望のたわみ量が得られればよい。
Similarly to the first embodiment, the shape of the
より具体的には、目標たわみ量に対して、ニードルＮの材質と小径軸部５の形状によって弾性変形量が適合するように、小径軸部５の形状を設定するとよい。次に、図８により、この詳細を説明する。本実施形態においても、図３（ｃ）の結果から、最大隙間幅の２倍、すなわち、約０．５μｍを目標変形量に設定する。図８に示すニードルＮの先端部２（径Ｄ）において、小径軸部５の軸径をｄ、小径軸部５の軸長さをＬとする。円筒軸である小径軸部５に、円盤状のフローティング部５１が固定され、その外周の１点が、ボディシートＢ２に接触して支持された場合について考える。
More specifically, the shape of the small
前提条件として、小径軸部５以外は変形がないものとすると、たわみｗは、一般に、下記の関係式（４）により求められる。
たわみｗ＝Ｗ＊ｌ＊Ｌ^2/(２＊Ｅ＊Ｉ)・・・（４）
式中、Ｉは慣性モーメントであり、下記式（５）で表される。
Ｉ＝π＊ｄ^4／６４・・・（５）
ただし、
α^β=α β （例えば、Ｌ^2＝Ｌ 2 ）
ｄ；軸径
Ｌ；軸長さ
ｌ；円盤半径
Ｗ；荷重
Ｅ；ヤング率
である。
As a precondition, if there is no deformation except for the small
Deflection w = W * l * L ^ 2 / (2 * E * I) (4)
In the formula, I is the moment of inertia and is represented by the following formula (5).
I = π * d ^ 4/64 (5)
However,
α ^ β = α β (for example, L ^ 2 = L 2 )
d; shaft diameter L; shaft length l; disc radius W; load E; Young's modulus.
さらに、上記式（４）、（５）より、小径軸部５の長さＬは、以下の式（６）で表される。
Ｌ＝(ｗ＊２＊Ｅ＊（π＊ｄ^4／６４)／(Ｗ＊ｌ))^(1/2)・・・（６）
そこで、上記第１実施形態と同様のガソリンインジェクタについて、目標たわみ量；ｗ＝０.５μｍを達成するための、小径軸部５形状を検討した。以下の条件において、小径
軸部５の長さＬと小径軸部５の径ｄの関係を求めて、図９に示した。
フローティング部５１（円盤）半径；ｌ＝０．００１６ｍ
荷重；Ｗ＝６．９５Ｎ
ヤング率； Ｅ＝２Ｅ＋１１Ｐａ
Furthermore, from the above formulas (4) and (5), the length L of the small
L = (w * 2 * E * ( π * d ^ 4/64) / (W * l)) ^ (1/2) (6)
Therefore, for the same gasoline injector as in the first embodiment, the shape of the small-
Floating part 51 (disk) radius; l = 0.016m
Load; W = 6.95N
Young's modulus; E = 2E + 11Pa
図９に示すように、所望のたわみを得るための小径軸部５の長さＬは、小径軸部５の径ｄのほぼ２乗となり、例えば、小径軸部５の長さＬを１.０ｍｍ、小径軸部５の径ｄを１.０ｍｍとすることで、目標とするたわみｗ＝０.５μｍが得られる。また、小径軸部５の径ｄが大きくなるほど、目標たわみ量となる小径軸部５の長さＬはより長くなる。したがって、これらが図９の関係を満足するように設定することで、着座時に小径軸部５の弾性変形によりフローティング部５１を変位させ、密着性を向上させることができる。
As shown in FIG. 9, the length L of the small-
次に、図１０の第３実施形態により、上記３）の構成Ｃの弾性変形部について説明する。図１０（ｂ）は、本実施形態における弁部１の拡大図であり、第１実施形態と同様に、ニードルＮの先端部２は、テーパ面状のシート面３が、ボディＢのテーパ面状のボディシートＢ２に着座するようになっている。本実施形態の特徴は、シート面３が、エッジ部３１近傍の外周縁部から下方に突出する微小突起を全周に形成して、弾性変形部となる環状突起６を形成したことにある。ここでは、エッジ部３１を含む外周縁部に、ボディシートＢ２側へ向けて突出する環状突起６を形成する。
Next, the elastic deformation portion of the configuration C in 3) above will be described with reference to the third embodiment of FIG. FIG. 10B is an enlarged view of the
図１０（ａ）に示すように、本実施形態の環状突起６は、下端面の全周が、ニードルＮのシート面３の一部をなすテーパ面をなして、対向するボディシートＢ２に当接する。この時、シート面３またはボディシートＢ２の加工精度が低いと、シート面３とボディシートＢ２が密着せずに、隙間が生じることになる。本実施形態では、環状突起６の一部がボディシートＢ２に押圧されると、環状突起６が容易に圧縮変形するので、ボディシートＢ２面に密着して隙間が低減されて、密着性を向上することができる。
As shown in FIG. 10 (a), the
具体的には、着座時に環状突起６が弾性変形し、所定の変形量が得られるように、弁部１を構成するニードルＮとボディＢの仕様に応じて、環状突起６の形状を決定すればよい。一般には、環状突起６の長さ（突起長さ：Ｌ´）が長いほど、また、環状突起６の幅（突起幅）が小さいほど、弾性変形しやすくなるが、強度が低下しやすく加工が難しくなる。したがって、環状突起６の強度が確保できる範囲で、その加工性等を考慮して、環状突起６の形状を決定するとよい。
Specifically, the shape of the
より具体的には、目標変形量に対して、ニードルＮの材質と環状突起６の形状によって弾性変形量が適合するように、環状突起６の形状を設定するとよい。次に、図１１により、この詳細を説明する。本実施形態においても、図３（ｃ）の結果から、最大隙間幅の２倍、すなわち、約０．５μｍを目標変形量に設定する。図１１に示すニードルＮの先端部２において、環状突起６の長さをＬ´、環状突起６の外径をａ´、内径をｂ´とすると、環状突起６の幅は（ａ´−ｂ´）/２である。弁体１の着座により、シート面３の全周に設置された環状突起６が、ボディシートＢ２に接し、荷重Ｗにより、環状突起６が弾性変形する場合、環状突起６に作用する応力σとひずみεを考える。
More specifically, the shape of the
環状突起６が弾性変形する範囲において、環状突起６に作用する応力σは、単位面積に作用する力であるから、環状突起６の断面積（突起面積）をＡとすれば、一般に、下記関係式（７）で表される。
σ＝Ｗ/Ａ・・・（７）
Ａ＝(ａ´^2−ｂ´^2)/４＊π
ここで、応力σとひずみεは、ヤング率をＥとする時、σ＝ε＊Ｅである。また、ひずみεは、環状突起６が縮んだ時の変形長さ（縮み長さ）をΔｌとすれば、ε＝Δｌ/Ｌ´である。
σ＝ε＊Ｅ ε＝Δｌ/Ｌ´・・・（８）
In the range where the
σ = W / A (7)
A = (a ′ ^ 2−b ′ ^ 2) / 4 * π
Here, the stress σ and the strain ε are σ = ε * E where E is the Young's modulus. Further, the strain ε is ε = Δl / L ′, where Δl is a deformation length (shrinkage length) when the
σ = ε * E ε = Δl / L ′ (8)
これらの関係を用いると、環状突起６の長さＬ´は、一般に、下記式（９）により求められる。
突起長さ Ｌ´＝Δｌ＊Ｅ/(Ｗ/Ａ)・・・（９）
ただし、
α^β=α β （例えば、ａ´^2=（ａ´） 2 ）
ａ´；外径
ｂ´；内径
Ｌ´；突起長さ
Δｌ；突起縮み長さ
σ；応力
ε；ひずみ
Ｗ；荷重
Ｅ；ヤング率
である。
When these relationships are used, the length L ′ of the
Projection length L ′ = Δl * E / (W / A) (9)
However,
α ^ β = α β (for example, a ′ ^ 2 = (a ′) 2 )
a '; outer diameter b'; inner diameter L '; projection length Δl; projection shrinkage length σ; stress ε; strain W; load E;
そこで、上記第１実施形態と同様のガソリンインジェクタについて、目標とする変形量；Δｌ＝０.５μｍを達成するための、環状突起６形状を検討した。以下の条件において、環状突起６の長さＬ´と環状突起６の幅（ａ´−ｂ´）/２の関係を求めて、図１２に示した。
環状突起６の外径ａ´＝０．００３２ｍ
突起縮み長さΔｌ＝０．５μｍ
荷重；Ｗ＝６．９５Ｎ
ヤング率； Ｅ＝２Ｅ＋１１Ｐａ
Therefore, the shape of the
The outer diameter a ′ of the
Projection shrinkage length Δl = 0.5 μm
Load; W = 6.95N
Young's modulus; E = 2E + 11Pa
図１２に示すように、所望の変形量を得るための環状突起６の長さＬ´は、環状突起６の幅とほぼ比例関係にあり、例えば、環状突起６の長さを０．３ｍｍ、突起幅を０．００２ｍｍとすることで、目標とする変形量０.５μｍが得られる。また、突起幅を大きくするほど、環状突起６をより長くする必要がある。したがって、これらが図１２の関係を満足するように設定することで、着座時に環状突起６を圧縮変形させて、密着性を向上させることができる。
As shown in FIG. 12, the length L'is of
図１３は、本発明の効果を確認するために、有限要素法でのシミュレーションにより、非線形静解析を行った結果であり、上記関係式による計算結果と比較して示す。図１３（ｂ）に示すように、先端部外周に環状溝を形成したニードルＮ形状において、環状溝形成位置の円筒軸径（Ｘ１）と、先端部外周のフランジ高さ（Ｘ２）を、上記第１実施形態の形状となるように設定した。このニードルＮをボディＢと組み合わせたガソリンインジェクタＩ用の弁部１の軸対象モデルについて、ニードルＮに所定の面圧（スプリングセット荷重＋燃圧に相当）を作用させた場合の変位分布を図１３（ａ）に示した。
FIG. 13 shows the result of non-linear static analysis performed by simulation using the finite element method in order to confirm the effect of the present invention, which is shown in comparison with the calculation result of the above relational expression. As shown in FIG. 13 (b), in the needle N shape in which an annular groove is formed on the outer periphery of the tip, the cylindrical shaft diameter (X1) at the annular groove formation position and the flange height (X2) of the outer periphery of the tip are It was set to have the shape of the first embodiment. FIG. 13 shows the displacement distribution when a predetermined surface pressure (corresponding to spring set load + fuel pressure) is applied to the needle N for the axial target model of the
また、同様にして、円筒軸径（Ｘ１）と、先端部外周のフランジ高さ（Ｘ２）を、上記第１実施形態の形状となるように設定したニードルＮ、環状溝を形成しない従来形状のニードルについても、シミュレーションによる非線形静解析を行った。図１４（ａ）、（ｂ）にそれぞれの結果を、上記関係式による計算結果と比較して示す。図１４（ｂ）の従来形状と比較して明らかなように、図１３（ａ）の第１実施形態の弁部１は、ニードルＮの中心部が大きく変位しており、外周のフランジ部４との変位差が−０．２６μｍとなって、ボディシートＢ２に当接するフランジ部４が弾性変形可能な形状であることを示している。
Similarly, the needle N in which the cylindrical shaft diameter (X1) and the flange height (X2) on the outer periphery of the distal end are set to be the shape of the first embodiment, a conventional shape that does not form an annular groove. The needle was also analyzed by nonlinear static analysis. FIGS. 14 (a) and 14 (b) show the respective results in comparison with the calculation results by the above relational expressions. As apparent from the comparison with the conventional shape shown in FIG. 14B, the center portion of the needle N is greatly displaced in the
図１４（ａ）の第１実施形態の弁部１は、ニードルＮの中心部が、さらに大きく変位しており、外周フランジ部５２との変位差は−０．４８μｍで、小径軸部５の弾性変形が可能であることがわかる。このように、本発明の構成によれば、ニードルＮの弾性変形により、ボディシートＢ２との隙間を減少する効果が期待できる。
In the
図１５は、上記第１〜３実施形態のニードルＮを用いた弁部１を実際に試作し、従来形状のニードルを用いた弁部に対する油密性の向上効果を示したものである。ここで、油密性の測定は、ボディシートＢ２に対するニードルＮを回転位置を変更しながら行い、その振れ幅を矢印で示した。図示するように、従来の弁部は、回転位置によって油密性が大きく変動しており、ニードルＮのシート面３またはボディシートＢ２の真円度、面粗度の影響で品質が安定しないことがわかる。これに対して、本発明の構成では、回転位置によらず、油密性の低減効果が得られ、ニードルＮの弾性変形部が、燃料漏れの防止に大きく寄与していることがわかる。
FIG. 15 shows the effect of improving the oil tightness with respect to the valve portion using a conventional needle by actually making a prototype of the
本発明の弁装置は、燃料噴射弁の弁部に限らず、燃料噴射装置、燃料供給装置に用いられる各種油圧制御弁、流量制御弁等、テーパ形状の弁体シート面と座面を有する弁部であれば、いずれにも効果を発揮する。また、燃料以外にも各種高圧流体の流路開閉用の弁装置を備える流体制御弁に利用することができ、弁部の密着性を向上して、閉弁時の漏れを防止する同様の効果が得られる。 The valve device of the present invention is not limited to the valve portion of the fuel injection valve, and includes a valve body seat surface and a seat surface having a tapered shape, such as a fuel injection device, various hydraulic control valves used in the fuel supply device, a flow control valve, and the like. If it is a part, it is effective in any case. In addition to fuel, it can be used for fluid control valves equipped with valve devices for opening and closing various high-pressure fluid flow paths, improving the adhesion of the valve section and preventing leakage when the valve is closed Is obtained.
Ｉ 燃料噴射弁
Ｂ ボディ（弁ボディ）
Ｂ１ 噴孔プレート
Ｂ２ ボディシート（座面）
Ｎ ニードル（弁体）
Ｎ１ ニードル（弁体）
Ｎ２ 大径部
１ 弁部
２ 先端部
２１ 小径部
３ シート面
３１ エッジ部
４ フランジ部
４１ 環状溝
４２ 先端部
４３ ストッパ部
５ 小径軸部
５１ フローティング部
５２ 外周フランジ部
６ 環状突起
I Fuel injection valve B Body (Valve body)
B1 Injection hole plate B2 Body seat (seat surface)
N Needle (Valve)
N1 needle (valve)
N2
Claims (6)
上記座面と上記弁体シート面の真円度プロファイルから推定される隙間幅に基づいて上記フランジ部の目標変形量を設定し、
上記フランジ部の半径をａ、上記フランジ部直上の小径部の半径をｂ、上記フランジ部の厚さをｈとして、着座時に上記フランジ部に生じるたわみｗを下記式（１）、上記フランジ部の曲げ剛性Ｄを下記式（２）で表し、
たわみｗ＝Ｗ／Ｚ１＊（Ｚ２＋Ｚ３）・・・(１)
ただし、
Ｚ１＝８＊π＊Ｄ＊((１＋ν)＋(１‐ν)＊(ｂ^2/ａ^2))
Ｚ２＝((３＋ν)/２＋(１‐ν)／２＊ｂ^2/ａ^2＋(１‐ν)＊ｂ^2/ａ^2＊ＬＮ(ｂ/ａ))＊(ａ^2−ｂ^2)
Ｚ３＝(２*ｂ^2−２＊(１＋ν)*ｂ^2＊ＬＮ(ｂ/ａ)+((１＋ν)＋(１‐ν)*ｂ^2/ａ^2)*ｂ^2)ＬＮ(ｂ/ａ)
Ｄ＝Ｅ＊ｈ^３/(１２＊(１‐ν^2))・・・（２）
上記式中、ＬＮ=log e 、α^β＝α β 、ν；ポアソン比、Ｗ；荷重、Ｅ；ヤング率
上記式(１)、（２）より、上記フランジ部の厚さｈを、下記式（３）で表した時に、
ｈ＝(Ｚ４＊(Ｚ２＋Ｚ３)) ^(1/3) ・・・（３）
ただし、
Ｚ４＝１２＊(１-ν^2)/Ｅ/(８＊π＊((１＋ν)＋(１‐ν)*ｂ^2/ａ^2))＊Ｗ/ｗ*(Ｚ２＋Ｚ３)
上記弁部形状を、上記フランジ部のたわみｗが上記目標変形量に適合し、上記式(１)〜（３）の関係を満たすように設定することを特徴とする弁装置。 The cylindrical valve in the body and the flow path, to the valve body lower end portion a tapered face shaped seat surface provided, of the valve body to slide the valve in the body tip to the tapered surface like that provided The valve body seat surface has a valve portion that contacts and closes the flow path. The valve portion includes an edge portion that is seated on the seat surface on the upper end side of the valve body seat surface , and the valve body. An elastic deformation portion is provided that is formed on the entire outer periphery of the seat surface and elastically deforms so as to reduce a gap between the seat surface of the valve body and the valve body seat surface of the valve body when seated . The deformed portion is formed on the tip side of the annular groove by an annular groove formed by cutting the entire circumference of the outer peripheral surface of the main body of the valve body at a predetermined depth in the radial direction at a position above the edge portion, and a tapered surface. The lower end surface of the shape is a flange portion forming a part of the valve body seat surface,
Based on the clearance width estimated from the roundness profile of the seat surface and the valve seat surface, the target deformation amount of the flange portion is set,
When the radius of the flange portion is a, the radius of the small diameter portion immediately above the flange portion is b, and the thickness of the flange portion is h, the deflection w generated in the flange portion when seated is expressed by the following formula (1), The bending stiffness D is represented by the following formula (2),
Deflection w = W / Z1 * (Z2 + Z3) (1)
However,
Z1 = 8 * π * D * ((1 + ν) + (1-ν) * (b ^ 2 / a ^ 2))
Z2 = ((3 + ν) / 2 + (1-ν) / 2 * b ^ 2 / a ^ 2 + (1-ν) * b ^ 2 / a ^ 2 * LN (b / a)) * (a ^ 2- b ^ 2)
Z3 = (2 * b ^ 2-2 * (1 + ν) * b ^ 2 * LN (b / a) + ((1 + ν) + (1-ν) * b ^ 2 / a ^ 2) * b ^ 2) LN (b / a)
D = E * h ^ 3 / (12 * (1-ν ^ 2)) (2)
In the above formula, LN = log e , α ^ β = α β , ν: Poisson's ratio, W: load, E: Young's modulus
From the above formulas (1) and (2), when the thickness h of the flange portion is expressed by the following formula (3),
h = (Z4 * (Z2 + Z3)) ^ (1/3) (3)
However,
Z4 = 12 * (1-ν ^ 2) / E / (8 * π * ((1 + ν) + (1-ν) * b ^ 2 / a ^ 2)) * W / w * (Z2 + Z3)
The valve device is characterized in that the shape of the valve portion is set so that the deflection w of the flange portion matches the target deformation amount and satisfies the relations of the equations (1) to (3) .
上記座面と上記弁体シート面の真円度プロファイルから推定される隙間幅に基づいて上記小径軸部の目標変形量を設定し、
上記小径軸部の軸長さをＬ、上記小径軸部の軸径をｄ、上記フローティング部の半径をｌとして、上記フローティング部の着座時に上記小径軸部に生じるたわみｗを下記式（４）、慣性モーメントＩを下記式（５）で表し、
たわみｗ＝Ｗ＊ｌ＊Ｌ^2/(２＊Ｅ＊Ｉ)・・・（４）
Ｉ＝π＊ｄ^4／６４・・・（５）
上記式中、α^β＝α β 、Ｗ；荷重、Ｅ；ヤング率
上記式(４)、（５）より、上記小径軸部の軸長さＬを下記式（６）で表した時に、
Ｌ＝(ｗ＊２＊Ｅ＊（π＊ｄ^4／６４)／(Ｗ＊ｌ))^(1/2)・・・（６）
上記弁部形状を、上記小径軸部のたわみｗが上記目標変形量に適合し、上記式(４)〜（６）の関係を満たすように設定することを特徴とする弁装置。 A tapered valve provided at the tip of a valve body that slides within the valve body on a tapered seat provided at the lower end of the valve body, with the inside of the cylindrical valve body as a flow path A valve portion that contacts the body seat surface and closes the flow path, and the valve portion is provided with an edge portion seated on the seat surface on an upper end side of the valve body seat surface, and the valve body seat An elastic deformation portion that is formed on the entire circumference of the outer peripheral edge portion and elastically deforms so as to reduce a gap between the seat surface of the valve body and the valve body seat surface of the valve body when seated; A small diameter formed radially inward of the annular groove by an annular groove formed by cutting the entire circumference of the outer peripheral surface of the main body of the valve body at a predetermined depth in the radial direction at a position above the edge portion. As a shaft, on the tip side of the small-diameter shaft, a tapered surface-type float To form a ring part,
Based on the gap width estimated from the roundness profile of the seat surface and the valve seat surface, set a target deformation amount of the small diameter shaft portion,
When the shaft length of the small-diameter shaft portion is L, the shaft diameter of the small-diameter shaft portion is d, and the radius of the floating portion is l, the deflection w generated in the small-diameter shaft portion when the floating portion is seated is expressed by the following equation (4). The moment of inertia I is expressed by the following formula (5):
Deflection w = W * l * L ^ 2 / (2 * E * I) (4)
I = π * d ^ 4/64 (5)
In the above formula, α ^ β = α β , W: load, E: Young's modulus
From the above formulas (4) and (5), when the shaft length L of the small diameter shaft portion is expressed by the following formula (6),
L = (w * 2 * E * (π * d ^ 4/64) / (W * l)) ^ (1/2) (6)
The valve device is characterized in that the shape of the valve portion is set so that the deflection w of the small-diameter shaft portion is adapted to the target deformation amount and satisfies the relationships of the equations (4) to (6) .
上記座面と上記弁体シート面の真円度プロファイルから推定される隙間幅に基づいて上記環状突起の目標変形量を設定し、
上記環状突起の断面積をＡ、上記環状突起の外径をａ´、上記環状突起の内径をｂ´、上記環状突起の縮み変形長さをΔｌ、上記環状突起の長さをＬ´として、上記環状突起の着座時に作用する応力σとひずみεを下記式（７）、（８）で表し、
σ＝Ｗ/Ａ・・・（７）
ε＝Δｌ/Ｌ´・・・（８）
ただし、
Ａ＝(ａ´^2−ｂ´^2)/４π
σ＝ε＊Ｅ
上記式中、α^β＝α β 、Ｗ；荷重、Ｅ；ヤング率
上記(７)、（８）より、上記環状突起の長さをＬ´を下記式（９）で表した時に、
Ｌ´＝Δｌ＊Ｅ/(Ｗ/Ａ)・・・（９）
上記弁部形状を、上記環状突起の縮み変形長さΔｌが上記目標変形量に適合し、上記式(７)〜（９）の関係を満たすように設定することを特徴とする弁装置。 A tapered valve provided at the tip of a valve body that slides within the valve body on a tapered seat provided at the lower end of the valve body, with the inside of the cylindrical valve body as a flow path A valve portion that contacts the body seat surface and closes the flow path, and the valve portion is provided with an edge portion seated on the seat surface on an upper end side of the valve body seat surface, and the valve body seat An elastic deformation portion that is formed on the entire circumference of the outer peripheral edge portion and elastically deforms so as to reduce a gap between the seat surface of the valve body and the valve body seat surface of the valve body when seated; The part is formed to project from the valve body seat surface to the tip side at the position where the edge portion is formed, and is an annular projection that forms a part of the valve body seat surface,
Based on the gap width estimated from the roundness profile of the seat surface and the valve seat surface, set a target deformation amount of the annular protrusion,
The cross-sectional area of the annular protrusion is A, the outer diameter of the annular protrusion is a ′, the inner diameter of the annular protrusion is b ′, the contraction deformation length of the annular protrusion is Δl, and the length of the annular protrusion is L ′. The stress σ and strain ε acting when the annular protrusion is seated are represented by the following formulas (7) and (8):
σ = W / A (7)
ε = Δl / L ′ (8)
However,
A = (a '^ 2-b' ^ 2) / 4π
σ = ε * E
In the above formula, α ^ β = α β , W: load, E: Young's modulus
From the above (7) and (8), when the length of the annular projection is expressed by the following formula (9) as L ′,
L ′ = Δl * E / (W / A) (9)
The valve device is characterized in that the shape of the valve portion is set so that the contraction deformation length Δl of the annular protrusion is adapted to the target deformation amount and satisfies the relations of the expressions (7) to (9) .
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