JPWO2008084767A1

JPWO2008084767A1 - 圧力制御装置

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Publication number: JPWO2008084767A1
Application number: JP2008553086A
Authority: JP
Inventors: 真輝下川; 孝夫鵤木; 小野　智弘; 智弘小野; 本間　文司; 文司本間; 敦史早坂; 政彦菊池; 敏弘新井; 充福田
Original assignee: Honda Motor Co Ltd; Mitsuba Corp
Current assignee: Honda Motor Co Ltd; Mitsuba Corp
Priority date: 2007-01-11
Filing date: 2008-01-07
Publication date: 2010-05-06
Anticipated expiration: 2028-01-07
Also published as: WO2008084767A1; JP5358043B2; BRPI0806458A2; CN101636612A; CN101636612B

Abstract

プレッシャレギュレータ１は、流入口９を備えた小径流路６と、流体流出口１２を備えた大径流路５とを有するハウジング２を有する。小径流路６と大径流路５はハウジング２内で連通しており、小径流路６と大径流路５との接続部には、大径流路５に臨んで小径流路６の開口８が形成されている。大径流路５内には、開口８の周縁部１１に当接するボール３が配置されている。ボール３は、バルブスプリング４によって周縁部１１に圧接されており、バルブ部１６を形成している。バルブ部１６以前の流路は開口面積に変化がなく、バルブ部１６前には圧損が生じず圧力勾配が低く抑えられる。

Description

本発明は、流体圧力の調整を行う圧力制御装置に関し、特に、エンジンの燃料供給系に使用される圧力制御装置に関する。

自動二輪車や四輪乗用車等の車両（以下、自動二輪車等と略記する）の燃料供給システムや油圧回路などの流体送給系では、流体の圧力が過大になるのを防止するため種々の圧力制御装置が用いられている。このような圧力制御装置としては、ダイヤフラム式やバルブ式のプレッシャレギュレータが知られている。例えば、特開平9-166059号公報（特許文献１）には、チェックバルブタイプの圧力制御弁を備えた燃料供給装置が示されている。特許文献１の圧力制御弁では、圧縮コイルスプリングによって保持された弁体（スリーブ）の移動により、弁の開閉が制御され、燃料供給装置から吐出される燃料の圧力（燃圧）が調整される。また、実開昭48-46220号公報（特許文献３）には、球状面を備えたバルブとスプリングを用いた圧力制御弁が開示されている。

図１０は、バルブ式のプレッシャレギュレータの構成を示す説明図である。図１０のプレッシャレギュレータ５１では、小径流路５２と大径流路５３との境界部に、弁体として、ボール５４が配置されている。プレッシャレギュレータ５１は、金属製のハウジング５５内に、鋼製のボール５４とバルブスプリング５６が収容されている。ハウジング５５内には、大径流路５３が貫通形成されている。大径流路５３の上流側（図中下方側）には、小径流路５２が形成されている。大径流路５３内には、ボール５４とバルブスプリング５６が収容されている。大径流路５３の小径流路５２側の端部には、テーパ部５７が形成されている。テーパ部５７は、上流側から下流側に向かって拡径している。テーパ部５７の上流側（下端）は、小径流路５２の開口５８となっている。小径流路５２の上流側の端部には、流入口５９が設けられている。

一方、大径流路５３の下流側の端部は、流出口６１となっている。流出口６１には、リテーナ６２が固定されている。リテーナ６２は、リング状に形成されている。リテーナ６２の上流側（下端面）には、バルブスプリング５６の一端側が当接している。バルブスプリング５６には、コイルバネが使用されている。バルブスプリング５６の他端側は、ボール５４に当接している。ボール５４は、バルブスプリング５６の付勢力によって、通常時はテーパ部５７に圧接されている（閉弁状態）。これに対し、小径流路５２側から流体圧が加わり、流体圧がバルブスプリング５６の付勢力に勝ると、ボール５４が上方に移動する。これにより、テーパ部５７とボール５４との間に隙間が生じ、開弁状態となる。また、流体圧が低下し、バルブスプリング５６の付勢力が流体圧に勝ると、バルブスプリング５６の付勢力によって、ボール５４が下方に移動する。そして、ボール５４がテーパ部５７に当接し、閉弁状態となる。
特開平9-166059号公報特開平6-117549号公報実開昭48-46220号公報

しかしながら、図１０のような従来のバルブ式プレッシャレギュレータでは、テーパ部５７でボール５４を受ける構成となっているため、次のような問題があった。まず、第１に、図１０のプレッシャレギュレータ５１は、ボール５４がテーパ部５７と接触・離脱するバルブ部６３と、小径流路５２の開口５８との間に距離があり、バルブ部６３と開口５８の間では、流路が徐々に小さくなる（図３（ａ）参照）。すなわち、バルブ部６３と開口５８との間の弁前流路部６４では、開口５８からバルブ部６３に向かって、流路面積が徐々に小さくなる。このため、プレッシャレギュレータ５１では、バルブ部６３より前の流路での圧損が大きくなり、その分、圧力勾配が高くなるという問題があった。

一般に、小型二輪車では、燃料流量が最大４０(l/h)の場合、２５０〜３５０(kPa)程度の実制御圧力範囲が求められる。ところが、図１０のようなプレッシャレギュレータは圧力勾配が高く、圧力制御装置としての機能成立範囲が狭いため、小型二輪車で求められる仕様を満たすことが難しい。このため、従来より、バルブ式のプレッシャレギュレータでは、車両燃料配管内のシステム燃圧を一定に制御する性能は得られない、と考えられていた。バルブ式のプレッシャレギュレータは、一般的なダイヤフラム式のプレッシャレギュレータに比べて、非常に安価で小型、シンプルな構造であり、大きなコスト低減メリットが期待できる。しかしながら、このようなメリットがあるにもかかわらず、前述のような事情のため、自動車や二輪車等の車両には、実際のところ、余り使用されていないのが実情であった。

また、第２の問題点として、図１０のようなプレッシャレギュレータ５１では、ボール５４とテーパ部５７との接触距離が大きくなり、その分、接触状態にバラツキが生じ易い、という問題があった。このため、ボール５４とテーパ部５７と間にシール面が形成されづらく、シール性確保が難しいという問題が生じていた。この場合、テーパ部５７に対し、ボール５４によってポンチングを行えば、シール面の形成という点では改善される。しかしながら、テーパ部５７の角度やポンチングの深さ寸法など、受圧面積を決定するバラツキ因子が多くなり、製品性能のバラツキが大きくなるという問題が生じる。

本発明の目的は、バルブ式のプレッシャレギュレータの圧力勾配を改善すると共に、受圧面積のバラツキを低減させ製品性能の安定化を図ることにある。

本発明の圧力制御装置は、流体流入口を備えた小径流路と、流体流出口を備え前記小径流路と連通して設けられた大径流路とを有し、前記小径流路と前記大径流路との接続部に前記大径流路に臨んで前記小径流路の開口が形成されたハウジングと、前記大径流路内に配置され、前記開口の周縁部に当接することにより前記小径流路を閉鎖する弁体と、前記大径流路内に配置され、前記弁体を前記周縁部に圧接させる弾性部材とを有することを特徴とする。

本発明にあっては、弁体が小径流路の開口周縁部に当接するため、弁体以前の流路が孔径一定の小径流路となるため、流路開口面積に変化がない。このため、弁体前の流路では圧損が生じず、圧力勾配が低く抑えられる。また、弁体を開口周縁部にて受けるため、ポンチングによるバルブ面形成が容易であり、シール面を容易に確保できる。さらに、受圧面積を決定するバラツキ因子が開口径のみとなり、寸法精度が出し易く、製品性能のバラツキも抑えられる。

前記圧力制御装置において、前記大径流路の前記小径流路側の端部に下流側に向かって拡径するテーパ部を設けると共に、前記テーパ部の前記大径流路垂直断面に対する傾斜角をθ、前記小径流路の内径をＤ１、前記弁体の外径をＤ２としたとき、前記θの正弦sinθが（Ｄ１／Ｄ２）以下に設定するようにしても良い。これにより、大径流路端部にテーパ部を設けた場合であっても、弁体がテーパ部に当接せず、小径流路の開口周縁部に当接する。

また、前記圧力制御装置において、前記小径流路の内径Ｄ１を２.０ｍｍ以上、４.０ｍｍ以下に設定しても良い。Ｄ１を２.０ｍｍ以上に設定することにより、圧力勾配を低くすることができ、例えば、小型二輪車等の燃料供給系に求められる仕様を満たすことが可能となる。一方、Ｄ１を４.０ｍｍ以下に設定することにより、開弁時における弁体と開口周縁部との間の距離（開弁距離）を１０μｍ以上とすることができ、ダストの噛み込みを防止し、信頼性の向上が図られる。

さらに、本発明の圧力制御装置では、当該圧力制御装置の前段に流体中のダストを除去するフィルタを配置すると共に、最小流量時における前記弁体の開弁距離が前記フィルタを通過可能な最大粒子径の１.３〜１.７倍となるように設定しても良い。これにより、フィルタを通過したダストが開弁時に弁体と開口との間をスムーズに通過し、弁体周囲に異物が堆積するのを防止できる。

加えて、前記圧力制御装置において、前記小径流路を形成する貫通孔を有するリング部材を前記ハウジング内に装着し、前記貫通孔の開口により前記開口を形成しても良い。この場合、前記リング部材を、底部に前記貫通孔を有する有底円筒形状に形成することにより、前記弾性部材を保持するリテーナとしても使用できるようにしても良い。また、このような、リング部材及びリテーナとして使用可能な共用部品をプレス加工にて形成すると共に、プレス加工時に生じるエッジが前記共用部品の周壁部の外周側に形成されるようにしても良い。これにより、共用部品をハウジング内に装着する際、形成されたエッジが抜け止めとして機能し、共用部品がより確実にハウジング内に固定される。

本発明の圧力制御装置によれば、小径流路と大径流路とを有し、両者の接続部に大径流路に臨んで小径流路の開口が形成されたハウジングと、大径流路内に配置され小径流路の開口周縁部に当接する弁体と、弁体を周縁部に圧接させる弾性部材とを設けたことにより、弁体以前の流路開口面積の変化をなくし、弁体前の流路における圧損が抑えることが可能となる。このため、圧力制御装置における圧力勾配を低く抑えることができ、例えば、従来、採用が難しいとされていた自動二輪車等の燃料供給系にもバルブ式のプレッシャレギュレータを使用することが可能となる。

また、本発明の圧力制御装置によれば、小径流路の内径Ｄ１を２.０ｍｍ以上、４.０ｍｍ以下に設定することにより、圧力勾配を低くすることができ、例えば、小型二輪車等の燃料供給系に求められる仕様を満たすことが可能となる。また、開弁距離を１０μｍ以上とすることができ、ダストの噛み込みを防止し、製品の信頼性向上を図ることも可能となる。

さらに、本発明の圧力制御装置によれば、最小流量時における弁体開弁距離を、フィルタを通過可能な最大粒子径の１.３〜１.７倍となるように設定することにより、開弁時にダストをスムーズに通過させることができ、弁体周囲に異物が堆積するのを防止することが可能となる。

本発明の実施例１であるプレッシャレギュレータ（圧力制御装置）の構成を示す断面図である。ボールと開口との関係を示す説明図である。プレッシャレギュレータの流路開口面積の変化を示す説明図であり、（ａ）は従来のプレッシャレギュレータ、（ｂ）は本発明によるプレッシャレギュレータにおける流路開口面積の変化を示している。プレッシャレギュレータの圧力勾配を比較して示した説明図である。本発明の実施例１であるプレッシャレギュレータにおける寸法関係を示す説明図であり、（ａ）は小径流路の内径Ｄ１、（ｂ）はバルブ部の開弁距離ｈをそれぞれ示している。小径流路の内径Ｄ１を１.５ｍｍ,２.０ｍｍ,２.５ｍｍとした場合の圧力勾配を示す説明図である。小径流路径Ｄ１と開弁距離ｈとの関係を示す説明図である。本発明によるプレッシャレギュレータの変形例を示す説明図である。本発明によるプレッシャレギュレータの他の変形例を示す説明図である。バルブ式のプレッシャレギュレータの構成を示す説明図である。

符号の説明

１プレッシャレギュレータ（圧力制御装置）
２ハウジング３ボール（弁体）
４バルブスプリング（弾性部材）５大径流路
６小径流路７テーパ部
８開口９流入口（流体流入口）
１１周縁部１２流出口（流体流出口）
１３リテーナ１３ａフック孔
１４連通孔１５凹部
１６バルブ部
２１プレッシャレギュレータ（圧力制御装置）
２５スプリング固定部２６フック
２７シートリング２８大径流路
２８ａ内周壁２９共用部品
２９ａ開口２９ｂ周壁部
５１プレッシャレギュレータ５２小径流路
５３大径流路５４ボール
５５ハウジング５６バルブスプリング
５７テーパ部５８開口
５９流入口６１流出口
６２リテーナ６３バルブ部
６４弁前流路部Ｄ１小径流路径
Ｄ２ボール直径Ｄｂボール断面径
Ｒｂボール半径 θ テーパ部傾斜角度
ｈ開弁距離

以下、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。

図１は、本発明の実施例１であるプレッシャレギュレータ（圧力制御装置）の構成を示す断面図である。図１のプレッシャレギュレータ１は、例えば、自動二輪車等の燃料供給系に使用され、エンジンに送給される燃料の圧力を所定レベルに調整する。

プレッシャレギュレータ１は、金属製のハウジング２内に、鋼球からなるボール（弁体）３とバルブスプリング（弾性部材）４を収容した構成となっている。ハウジング２内には、下流側（図中上方側）に大径流路５が、上流側に小径流路６が形成されている。大径流路５と小径流路６は互いに連通しており、ハウジング２内を流路方向（図１において上下方向）に貫通している。大径流路５内には、ボール３とバルブスプリング４が収容されている。大径流路５の小径流路６側の端部には、テーパ部７が形成されている。テーパ部７は、上流側から下流側に向かって拡径する形で設けられている。テーパ部７の上流側（下端）には、大径流路５に臨んで、小径流路６の開口８が形成されている。小径流路６の上流側の端部には、流入口（流体流入口）９が設けられている。

プレッシャレギュレータ１では、ボール３は、小径の小径流路６と大径の大径流路５との境界部（接続部）に、小径流路６の開口８を塞ぐような形で設けられている。ボール３は、開口８の周縁部１１に当接しており、小径流路６の孔径がすなわちバルブ受圧径となっている。なお、周縁部１１には、ポンチングにより、開口８のエッジを塑性変形させてバルブ面が形成されている。ボール３は、このバルブ面に密接する形で周縁部１１に当接しており、厳密に言えば、バルブ面の内径寸法がバルブ受圧径となる。

一方、大径流路５の下流側の端部は、流出口（流体流出口）１２となっている。流出口１２には、リテーナ１３が固定されている。リテーナ１３はリング状に形成されており、その上流側（下端面）には、バルブスプリング４の一端側が当接している。リテーナ１３の中央部には、ハウジング２の内外を連通させる連通孔１４が形成されている。また、リテーナ１３の下面には、凹部１５が形成されている。凹部１５には、バルブスプリング４の外周部が圧入固定されている。

一般に、バルブ式のプレッシャレギュレータに燃料が流れると、ボール周辺では燃料の流れが必ずしも均一にならない。このため、開弁時にボールに回転力が加わり、バルブスプリングがボールと共に回転する場合がある。バルブスプリングが回転すると、バルブ部の開弁面積が安定せず、制御特性が不安定になったり、振動音が発生したりするおそれがある。また、回転による擦れにより、摩耗等が発生する可能性もある。これに対し、プレッシャレギュレータ１では、バルブスプリング４が凹部１５に圧入固定されているため、開弁時におけるバルブスプリング４の回転が抑えられる。従って、バルブの特性を安定させることができ、振動音や摩耗も抑えられる。

バルブスプリング４はコイルバネからなり、その他端側はボール３に当接している。ボール３は、バルブスプリング４の付勢力によって、通常時は、開口８の周縁部１１に圧接されている（閉弁状態）。これに対し、小径流路６側から流体圧が加わり、流体圧がバルブスプリング４の付勢力に勝ると、ボール３が上方に移動し、周縁部１１とボール３との間に隙間が生じ、開弁状態となる。また、流体圧が低下し、バルブスプリング４の付勢力が勝ると、バルブスプリング４の付勢力によってボール３が下方に移動して周縁部１１に当接し、小径流路６を閉鎖して閉弁状態となる。

ここで、本発明によるプレッシャレギュレータ１では、図１０のプレッシャレギュレータ５１に比して、テーパ部７の傾斜角度θ（テーパ部７の大径流路垂直断面に対する傾斜角）が小さく設定されている。このため、ボール３は、テーパ部７ではなく、開口８の周縁部１１に当接するようになっている。図２は、ボール３と開口８との関係を示す説明図である。この場合、ボール３は、小径流路６の内径をＤ１とすると、テーパ部７とボール３との接触位置におけるボール断面径ＤｂがＤ１以下の場合（Ｄｂ≦Ｄ１）、図２に示すように、ボール３が周縁部１１に当接する。Ｄｂは、ボール直径をＤ２（＝２Ｒｂ）とすると、Ｄｂ＝２Ｒｂsinθ＝Ｄ２sinθとなる。従って、ボール３が周縁部１１に当接する条件は、
Ｄｂ≦Ｄ１
Ｄ２sinθ≦Ｄ１
sinθ≦（Ｄ１／Ｄ２）
となり、プレッシャレギュレータ１は、これを満たすようなθに設定されている。

テーパ部７の傾斜角度θをこのような設定とし、ボール３が開口８の周縁部１１に当接する構成とすると、当該プレッシャレギュレータ１では、ボール３が接触・離脱するバルブ部１６は、小径流路６の開口８そのものとなる。すなわち、プレッシャレギュレータ１においては、図１０のプレッシャレギュレータ５１のように、バルブ部６３と開口５８との間に、流路面積が徐々に小さくなる弁前流路部６４が存在しない。図３は、プレッシャレギュレータ５１,１の流路開口面積の変化を比較して示した説明図であり、（ａ）はプレッシャレギュレータ５１、（ｂ）はプレッシャレギュレータ１における流路開口面積の変化をそれぞれ示している。

図３（ａ）に示すように、プレッシャレギュレータ５１では、小径流路５２から開口５８を経て、弁前流路部６４にて流路開口面積が減少する。その後、バルブ部６３の弁間隙にて開口面積が極小値を取り、テーパ部５７にて開口面積が徐々に増加し、大径流路５３に至っている。これに対し、プレッシャレギュレータ１では、図３（ｂ）に示すように、小径流路６から開口８を経て、その周縁部１１における弁間隙にて開口面積が急減して極小値となる。そして、その後、テーパ部７にて開口面積が増加し、大径流路５に至る。

図３からも明らかなように、プレッシャレギュレータ１では、バルブ部１６以前の流路では開口面積に変化がなく、このため、バルブ部１６前の流路では圧損が生じない。従って、プレッシャレギュレータ１は、プレッシャレギュレータ５１に比して、圧力勾配を低く抑えることが可能となる。図４は、プレッシャレギュレータ１,５１の圧力勾配を比較して示した説明図である。図４に実線にて示したように、プレッシャレギュレータ１の圧力勾配は、プレッシャレギュレータ５１よりも大幅に傾斜が小さくなっている。このため、従来、採用が難しいとされていた自動二輪車等の燃料供給系にもバルブ式のプレッシャレギュレータを使用することが可能となる。

また、当該プレッシャレギュレータ１においては、ボール３を開口８のエッジ（周縁部１１）にて受けるため、ポンチングによるバルブ面形成が容易である。このため、テーパ面にポンチングを行う場合よりも、シール面を容易に確保できる。さらに、受圧面積を決定するバラツキ因子として、テーパ部の加工寸法が除かれ、バラツキ因子は、開口８の孔径のみとなる。この場合、開口８の加工、すなわち、小径流路６の加工は容易な孔加工であり、寸法精度も出し易い。従って、受圧面積のバラツキも抑えることができ、製品性能のバラツキも小さく抑えることが可能となる。

次に、本発明の実施例２であるプレッシャレギュレータ２１について説明する。図５は実施例２のプレッシャレギュレータ２１における寸法関係を示す説明図であり、（ａ）は小径流路６の内径Ｄ１、（ｂ）はバルブ部１６の開弁距離ｈをそれぞれ示している。なお、当該実施例では、実施例１と同様の部材、部分については同一の符号を付し、その説明は省略する。

前述のように、実施例１のプレッシャレギュレータ１では、従来のテーパ受けのプレッシャレギュレータに比して圧力勾配を低く抑えることが可能である。一方、バルブ式プレッシャレギュレータの圧力勾配は、小径流路径Ｄ１の圧損と、バルブ部１６の開弁距離ｈによる圧損の合算により決定される。開弁距離ｈによる圧損は、バルブ部１６の細部形状や、バルブスプリング４の仕様等により、出来るだけ小さくなるように調整できる。しかしながら、開弁時の隙間は微小であり、流体の粘性抵抗も大きいため、ある程度の勾配は避けられず、調整にも限界がある。これに対し、小径流路径Ｄ１による圧損は、寸法・流量等により決まった値を取る。このため、Ｄ１に基づく圧損は、プレッシャレギュレータ全体の圧力勾配として合算されてしまうものの、孔径を大きくすれば０に近付けることが可能である。

図６は、Ｄ１を１.５ｍｍ,２.０ｍｍ,２.５ｍｍとした場合の圧力勾配を示す説明図である。図６における領域Ｐは、小型二輪車にて求められるプレッシャレギュレータ仕様（燃料流量：最大４０(l/h)、燃圧：３００±５０(kPa)）を示している。図６に示すように、Ｄ１が２.０ｍｍの場合が領域Ｐの境界であり、Ｄ１を１.５ｍｍとすると、勾配がきつく領域Ｐを外れてしまう（領域Ｑ）。従って、小型二輪車への適用を考えた場合、制御圧力を所定仕様範囲内に収めるには、小径流路径Ｄ１を２.０ｍｍ以上にする必要がある。

発明者らの実験によれば、Ｄ１＝２.０ｍｍのオリフィスにガソリン相当燃料を流した場合、０→１００(l/h)のとき、約４０(kPa)の圧損が生じ、圧力勾配は約０.４(kPa)/(l/h)となった。これに対し、一般的な乗用車（四輪）に搭載されているプレッシャレギュレータでは、シート径（孔径）２.０ｍｍの製品の圧力勾配は約０.２前後である。従って、ポンプ流量範囲やインジェクタの制御方法、設計安全率等を勘案し、システム全体として従来品の約２倍まで特性低下が許容されるとした場合、小径流路径Ｄ１は２.０ｍｍ以上が必要となる。このため、自動二輪車や乗用車への適用を考えると、小径流路径Ｄ１は２.０ｍｍ以上必要であり、しかも、できるだけ大きい方が好ましい。

一方、バルブ部１６の開弁距離ｈが小さいと、バルブ部１６にダストが噛み込み、プレッシャレギュレータに作動不良が生じるおそれがある。燃料供給系にはフィルタが設けられているものの、フィルタメッシュ径以下のダストはそこを通過し、プレッシャレギュレータ内にも流入する。従って、プレッシャレギュレータでは、バルブ部におけるダスト通過を考慮した設計も必要となり、開弁距離ｈは、少なくともダスト粒径より大きくする必要がある。図７は、３００(kPa)，１５(l/h)の場合における孔径（小径流路径Ｄ１）と開弁距離ｈとの関係を示す説明図である。図７の領域Ｒは、市場で比較的小さなメッシュ径である１０μｍの開弁距離ｈを満たす範囲を示している。

図７に示すように、孔径が小さくなるほど開弁距離ｈは大きくなる。発明者らの実験によれば、前述の条件下において１０μｍの開弁距離ｈを確保するには、Ｄ１を約４.５ｍｍ以下にする必要があることが分かった。ダスト通過を考慮すると、最小流量時の開弁距離ｈは、安全性を見込み、フィルタを通過可能なダスト最大粒子径の１.３倍以上に設定すれば良い。すなわち、最小流量時におけるＤ１と開弁距離との関係から、１３μｍ程度の開弁距離が確保できる孔径（あるいはボール径）を設定することが好ましく、図７より、Ｄ１は４.０ｍｍ以下に設定すれば良いことになる。

このように、ダスト通過を考慮すると、Ｄ１は４.０ｍｍ以下が好ましく、できるだけ小さい方がより好ましい。しかしながら、前述のように、Ｄ１の径を小さくすると、圧力勾配が高くなり圧力制御装置としての仕様を満たさなくなる。従って、ダスト通過と圧力勾配の要求を共に満足するためには、まず、最小流量時の開弁距離ｈとして、フィルタを通過可能なダスト最大粒子径の１.５倍程度（１.３〜１.７倍）を設定し、Ｄ１を４.０ｍｍ以下とする。これにより、最小流量時においても、フィルタを通過したダストがボール３と開口周縁部１１との間をスムーズに通過し、ボール３の周囲に異物が堆積するのを防止することが可能となる。一方、圧力勾配は、Ｄ１が２ｍｍ未満となると急激に増大することから、Ｄ１は２.０ｍｍ以上とし、これにより、圧力勾配についても燃料制御装置としての仕様を満足させることが可能となる。

そこで、これらの条件を総合し、小径流路径Ｄ１を２.０〜４.０ｍｍの範囲内、より好ましくは、２.５〜４.０ｍｍに設定する。このような設定を採用すると、小径流路６による圧損を低減させて圧力勾配を低く抑えつつ、ダストの噛み込みを防止可能なプレッシャレギュレータを得ることができる。なお、実施例２のプレッシャレギュレータ２１では、Ｄ１＝３.５ｍｍに設定されている。従って、小径流路径Ｄ１を少なくとも２.０〜４.０ｍｍの範囲内に設定することにより、バルブ式のプレッシャレギュレータを実車にて使用可能な設定とすることができると共に、装置の信頼性向上も図られる。このため、自動二輪車等の燃料供給系にもバルブ式のプレッシャレギュレータを採用することがさらに容易となり、ダイヤフラム式のプレッシャレギュレータに比して部品コストを大幅に低減させることが可能となる。

本発明は前記実施例に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能であることは言うまでもない。
例えば、前述の実施例では、エンジンの燃料供給系に使用されるプレッシャレギュレータを例にとって説明したが、その用途はエンジンには限定されず、種々の油圧回路に適用可能である。また、調圧対象となる流体は、ガソリンや軽油などのエンジン燃料には限定されず、水や空気、油圧回路の作動油などにも適用可能である。さらに、前述の実施例では、弁体として球状の鋼球を用いたプレッシャレギュレータについて述べたが、下端部を半球状としたスリーブ状の部材などを弁体として用いることも可能であり、プレッシャレギュレータ自体の構成も前述のものには限定されない。

加えて、前述の実施例では、リテーナ１３の下面に凹部１５を設け、そこにバルブスプリング４の一端側を圧入固定する構成を示したが、図８（ａ）に示すように、リテーナ１３の下面にスプリング固定部２５を突設させ、そこにバルブスプリング４の内周を圧入固定して回転止めを行っても良い。これにより、前述同様、バルブスプリング４の回転が抑えられ、バルブの特性を安定させることができる。また、図８（ｂ）に示すように、バルブスプリング４の一端側にフック２６を形成し、これをリテーナ１３に形成したフック孔１３ａに挿入する形でバルブスプリング４の回転を止めても良い。

一方、前述の実施例では、ハウジング２に小径流路６を形成する形で、バルブ部１６の開口８を形成した例を示したが、図９（ａ）に示すように、シートリング（リング部材）２７を別途形成し、それを大径流路２８の底部（テーパ部７は形成しない）に装着（圧入固定）して開口８を形成しても良い。この場合、シートリング２７の中央孔（貫通孔）２７ａは小径流路６の一部となり、その開口が開口８となる。

さらに、図９（ｂ）に示すように、バルブスプリング４を保持するリテーナ１３と、バルブ部１６を形成するシートリング２７を同一部品として、両者の共用化を図ることも可能である。これにより、部品仕様を削減することができ、製品組付時の部品取り違えミスも防止できる。このような共用部品２９は、底部に中央孔２９ａを有する有底円筒形状となっており、大径流路２８の内周壁２８ａに圧入固定される。その際、共用部品２９では、プレス加工時に生じるエッジが周壁部２９ｂの外周側となるように形成されており、このエッジが圧入後の抜け止めとして機能する。この場合も、上流側に配置された共用部品２９の中央孔２９ａは小径流路６の一部となり、その開口が開口８となる。

なお、前述の実施例では、バルブスプリング４として、軸方向に沿って径の変わらないコイルバネを使用したものを示したが、図８,９の変形例を含め、上方（下流側）に向けて外径が拡大するテーパスプリングを使用しても良い。

Claims

流体流入口を備えた小径流路と、流体流出口を備え前記小径流路と連通して設けられた大径流路とを有し、前記小径流路と前記大径流路との接続部に、前記大径流路に臨んで前記小径流路の開口が形成されたハウジングと、
前記大径流路内に配置され、前記開口の周縁部に当接することにより前記小径流路を閉鎖する弁体と、
前記大径流路内に配置され、前記弁体を前記周縁部に圧接させる弾性部材とを有することを特徴とする圧力制御装置。
請求項１記載の圧力制御装置において、前記大径流路は、前記小径流路側の端部に下流側に向かって拡径するテーパ部を有し、前記テーパ部の前記大径流路垂直断面に対する傾斜角をθ、前記小径流路の内径をＤ１、前記弁体の外径をＤ２としたとき、前記θの正弦sinθが（Ｄ１／Ｄ２）以下であることを特徴とする圧力制御装置。
請求項１記載の圧力制御装置において、前記小径流路の内径Ｄ１が、２.０ｍｍ以上、４.０ｍｍ以下であることを特徴とする圧力制御装置。
請求項１記載の圧力制御装置において、前記圧力制御装置の前段に流体中のダストを除去するフィルタを配置すると共に、最小流量時における前記弁体の開弁距離が前記フィルタを通過可能な最大粒子径の１.３〜１.７倍であることを特徴とする圧力制御装置。
請求項１記載の圧力制御装置において、前記小径流路を形成する貫通孔を有するリング部材を前記ハウジング内に装着し、前記貫通孔の開口により前記開口を形成することを特徴とする圧力制御装置。
請求項５記載の圧力制御装置において、前記リング部材は、底部に前記貫通孔を有する有底円筒形状に形成され、前記弾性部材を保持するリテーナとしても使用可能であることを特徴とする圧力制御装置。
請求項６記載の圧力制御装置において、前記リング部材及び前記リテーナとして使用可能な共用部品はプレス加工にて形成され、該プレス加工時に生じるエッジが前記共用部品の周壁部の外周側に形成されてなることを特徴とする圧力制御装置。