双偏心阀

摘要

本发明的一技术方案是一种双偏心阀，该双偏心阀具有：驱动机构(3)，其产生使旋转轴(15)向开阀方向旋转的驱动力；驱动力接受部(41)，其与所述旋转轴(15)设为一体，接受所述驱动力；轴承(37、38)，其在所述旋转轴(15)的中心轴线方向上配置在阀芯(14)与所述驱动力接受部(41)之间的位置，用于支承所述旋转轴(15)；以及复位弹簧(40)，其产生使所述旋转轴(15)向闭阀方向旋转的复位弹簧力，在所述驱动机构(3)非驱动时，产生反阀座方向作用力，该反阀座方向作用力是起因于所述复位弹簧力而产生的力，并且是作用在与所述轴承(37、38)的中心轴线垂直的方向上的力，该力使所述旋转轴(15)以所述轴承(37、38)为支点倾斜，对所述阀芯(14)向远离阀座(13)的方向施力。

权利要求

1.一种双偏心阀，

该双偏心阀具有：

阀座，其包括阀孔和形成于所述阀孔的缘部的阀座面；

阀芯，在其外周形成有与所述阀座面相对应的密封面；以及旋转轴，所述阀芯一体地设于该旋转轴，该旋转轴使所述阀芯转动，所述旋转轴的中心轴线与所述阀芯和所述阀孔的径向平行地延伸，所述旋转轴的中心轴线自所述阀孔的中心线向所述阀孔的径向偏心地配置，并且所述密封面自所述旋转轴的中心轴线向所述阀芯的中心轴线延伸的方向偏心地配置，该双偏心阀的特征在于，

该双偏心阀具有：

驱动机构，其产生使所述旋转轴向开阀方向旋转的驱动力；

驱动力接受部，其与所述旋转轴设为一体，接受所述驱动力；

轴承，其在所述旋转轴的中心轴线方向上配置在所述阀芯与所述驱动力接受部之间的位置，用于支承所述旋转轴；以及复位弹簧，其产生使所述旋转轴向闭阀方向旋转的复位弹簧力，在所述驱动机构非驱动时，产生反阀座方向作用力，该反阀座方向作用力是起因于所述复位弹簧力而产生的力，并且是作用在与所述轴承的中心轴线垂直的方向上的力，该力使所述旋转轴以所述轴承为支点倾斜，对所述阀芯向远离所述阀座的方向施力。

2.根据权利要求1所述的双偏心阀，其特征在于，在所述驱动机构驱动时，产生阀座方向作用力，该阀座方向作用力是起因于所述驱动力而产生的力，并且是作用在与所述轴承的中心轴线垂直的方向上的力，该力使所述旋转轴以所述轴承为支点倾斜，对所述阀芯向朝向所述阀座的方向施力。

3.根据权利要求2所述的双偏心阀，其特征在于，在所述阀座方向作用力的作用下所述阀芯落位于所述阀座。

4.根据权利要求2或3所述的双偏心阀，其特征在于，以流体为规定流量流动时的所述阀芯的开度为基准位置进行所述阀芯的开度的控制。

5.根据权利要求2或3所述的双偏心阀，其特征在于，以闭阀时的所述阀芯的开度为基准位置进行所述阀芯的开度的控制。

6.根据权利要求1～3中任意一项所述的双偏心阀，其特征在于，该双偏心阀具有驱动传递部，该驱动传递部配置在所述驱动机构与所述驱动力接受部之间，用于自所述驱动机构向所述驱动力接受部传递所述驱动力。

7.根据权利要求4所述的双偏心阀，其特征在于，该双偏心阀具有驱动传递部，该驱动传递部配置在所述驱动机构与所述驱动力接受部之间，用于自所述驱动机构向所述驱动力接受部传递所述驱动力。

8.根据权利要求5所述的双偏心阀，其特征在于，该双偏心阀具有驱动传递部，该驱动传递部配置在所述驱动机构与所述驱动力接受部之间，用于自所述驱动机构向所述驱动力接受部传递所述驱动力。

说明书

双偏心阀

技术领域

[0001] 本发明涉及阀芯的旋转中心(旋转轴)相对于阀座的阀孔的中心偏心配置、阀芯的密封面相对于旋转轴偏心配置的双偏心阀。

背景技术

[0002] 在专利文献1中公开了一种这样的技术：在废气回流装置中，在螺旋式螺线管非通电时，蝶阀的阀芯自全闭位置打开规定开度后停止，从而防止沉积物导致阀座与阀芯粘在一起。

[0003] 现有技术文献

[0004] 专利文献

[0005] 专利文献1：日本特开2001－214816号公报

发明内容

[0006] 发明要解决的问题

[0007] 然而，在专利文献1所公开的技术中，蝶阀在蝶阀的转动范围内的中途的位置停止，因此，在想要减小阀座与阀芯之间的间隙以减小泄漏量时，有可能在阀座与阀芯之间发生粘着等，而无法稳定地防止阀座与阀芯粘在一起。

[0008] 因此，本发明是为了解决所述问题而做成的，其目的在于提供一种能够稳定地防止阀座与阀芯粘在一起的双偏心阀。

[0009] 用于解决问题的方案

[0010] 为了解决所述课题而做成的本发明的一技术方案是一种双偏心阀，该双偏心阀具有：阀座，其包括阀孔和形成于所述阀孔的缘部的阀座面；阀芯，在其外周形成有与所述阀座面相对应的密封面；以及旋转轴，所述阀芯一体地设于该旋转轴，该旋转轴使所述阀芯转动，所述旋转轴的中心轴线与所述阀芯和所述阀孔的径向平行地延伸，所述旋转轴的中心轴线自所述阀孔的中心线向所述阀孔的径向偏心地配置，并且所述密封面自所述旋转轴的中心轴线向所述阀芯的中心轴线延伸的方向偏心地配置，该双偏心阀的特征在于，该双偏心阀具有：驱动机构，其产生使所述旋转轴向开阀方向旋转的驱动力；驱动力接受部，其与所述旋转轴设为一体，接受所述驱动力；轴承，其在所述旋转轴的中心轴线方向上配置在所述阀芯与所述驱动力接受部之间的位置，用于支承所述旋转轴；以及复位弹簧，其产生使所述旋转轴向闭阀方向旋转的复位弹簧力，在所述驱动机构非驱动时，产生反阀座方向作用力，该反阀座方向作用力是起因于所述复位弹簧力而产生的力，并且是作用在与所述轴承的中心轴线垂直的方向上的力，该力使所述旋转轴以所述轴承为支点倾斜，对所述阀芯向远离所述阀座的方向施力。

[0011] 根据该技术方案，在发动机停止时并且驱动机构非驱动时，在双偏心阀为闭阀状态时，在阀座与阀芯之间产生微小的间隙。因此，即使在阀座和/或阀芯附着有沉积物，也能够防止阀座与阀芯粘在一起。并且，还能够防止冻结导致阀座与阀芯粘在一起。因此，双偏心阀的开闭动作稳定。另外，利用反阀座方向作用力使阀芯向远离阀座的方向移动，因此，即使在闭阀动作时万一在阀座与阀芯之间夹有异物，异物也会脱落，在阀座与阀芯之间不会发生粘着等。因此，能够稳定地防止阀座与阀芯粘在一起。

[0012] 优选的是，在所述技术方案中，在所述驱动机构驱动时，产生阀座方向作用力，该阀座方向作用力是起因于所述驱动力而产生的力，并且是作用在与所述轴承的中心轴线垂直的方向上的力，该力使所述旋转轴以所述轴承为支点倾斜，对所述阀芯向朝向所述阀座的方向施力。

[0013] 根据该技术方案，开阀初期的开口面积(阀座与阀芯之间的间隙)减小。因此，能够减少阀芯的低开度时的流量。因而，阀芯的低开度时的流量控制的精度提高。

[0014] 优选的是，在所述技术方案中，在所述阀座方向作用力的作用下，所述阀芯落位于所述阀座。

[0015] 根据该技术方案，开阀初期的开口面积进一步减小。因此，能够进一步减少阀芯的低开度时的流量。因而，阀芯的低开度时的流量控制的精度进一步提高。

[0016] 优选的是，在所述技术方案中，以流体为规定流量流动时的所述阀芯的开度为基准位置进行所述阀芯的开度的控制。

[0017] 根据该技术方案，流量控制的基准位置的流量的波动较小，因此与阀芯的开度相应的流量的精度提高。

[0018] 优选的是，在所述技术方案中，以闭阀时的所述阀芯的开度为基准位置进行所述阀芯的开度的控制。

[0019] 根据该技术方案，可唯一地确定流量控制的基准位置，因此与阀芯的开度相应的流量的精度提高。

[0020] 优选的是，在所述技术方案中，具有驱动传递部，该驱动传递部配置在所述驱动机构与所述驱动力接受部之间，用于自所述驱动机构向所述驱动力接受部传递所述驱动力。

[0021] 根据该技术方案，能够利用驱动传递部使自驱动机构接收到的驱动力增大后进行传递，因此能够使由驱动机构产生的驱动力较小。因此，能够实现驱动机构的小型化。

[0022] 发明的效果

[0023] 采用该结构的双偏心阀，能够稳定地防止阀座与阀芯粘在一起。

附图说明

[0024] 图1是包括双偏心阀的电动式EGR阀的主视图。

[0025] 图2是包括双偏心阀的电动式EGR阀的俯视图。

[0026] 图3是将阀芯落位于阀座的全闭状态的阀部局部剖并示出的立体图。

[0027] 图4是将阀芯最大程度离开阀座的全开状态的阀部局部剖并示出的立体图。

[0028] 图5是表示全闭状态的阀座、阀芯和旋转轴的侧视图。

[0029] 图6是图5的A－A剖视图。

[0030] 图7是图1的B－B剖视图。

[0031] 图8是图1的C－C剖视图。

[0032] 图9是表示自阀壳体卸下了端板的状态的主视图。

[0033] 图10是在马达非驱动时主齿轮、复位弹簧和中间齿轮的周边的放大图(局部剖视图)。

[0034] 图11是表示在马达非驱动时作用于主齿轮的力的示意图，是从旋转轴的中心轴线方向的主齿轮侧看到的图。

[0035] 图12是与图11的D－D剖视图相当的图，是表示阀座、阀芯、旋转轴、轴承和主齿轮的示意图。

[0036] 图13是表示在马达驱动时作用于主齿轮的力的示意图，是从旋转轴的中心轴线方向的主齿轮侧看到的图。

[0037] 图14是与图13的E－E剖视图相当的图，是表示阀座、阀芯、旋转轴、轴承和主齿轮的示意图。

[0038] 图15是与图14对应的图，是表示与图14时相比增大马达驱动力时的图。

[0039] 图16是在马达驱动时阀开度为α时的主齿轮、复位弹簧和中间齿轮的周边的放大图(局部剖视图)。

[0040] 图17是与图15相对应的图，是表示与图15时相比增大马达驱动力时的图。

[0041] 图18是在马达驱动时阀开度为β时的主齿轮、复位弹簧和中间齿轮的周边的放大图(局部剖视图)。

[0042] 图19是阀开度与开口面积的关系图。

[0043] 图20是表示变形例的阀座、阀芯、旋转轴、轴承和主齿轮的示意图。

[0044] 图21是变形例的阀开度与开口面积的关系图。

具体实施方式

[0045] 如图1和图2所示，EGR阀1包括阀部2和驱动机构部3，该阀部2包括双偏心阀。阀部2包括内部具有供作为流体的EGR气体流动的流路11的管部12(参照图7)，在流路11中配置有阀座13、阀芯14和旋转轴15(参照图7、图8)。自驱动机构部3向旋转轴15传递驱动力(旋转力)。驱动机构部3包括马达32和减速机构33(参照图7、图8)。

[0046] 如图3、图4所示，在流路11形成有台阶部10，在该台阶部10组装有阀座13。阀座13呈圆环状，中央具有阀孔16。在阀孔16的缘部形成有环状的阀座面17。阀芯14呈圆板状，在其外周形成有与阀座面17相对应的环状的密封面18。阀芯14一体地设于旋转轴15，与旋转轴15一体地转动。在图3、图4中，流路11的比阀芯14靠下的一侧表示EGR气体流动的上游侧，流路11的比阀座13靠上的一侧表示EGR气体流动的下游侧。即，在流路11中，阀芯14配置在比阀座13靠EGR气体流动的上游侧的位置。

[0047] 如图5和图6所示，旋转轴15的中心轴线Ls与阀芯14和阀孔16的径向平行地延伸，自阀孔16的中心线P1向阀孔16的径向偏心地配置，并且阀芯14的密封面18自旋转轴15的中心轴线Ls向阀芯14的中心轴线Lv延伸的方向偏心地配置。并且，使阀芯14以旋转轴15的中心轴线Ls为中心转动，从而阀芯14的密封面18能够在与阀座13的阀座面17面接触的全闭位置(参照图3)和最大程度离开阀座面17的全开位置(参照图4)之间移动。

[0048] 如图7、图8所示，金属制或者合成树脂制的阀壳体35包括流路11和管部12。并且，金属制或者合成树脂制的端板36封闭阀壳体35的开口端。阀芯14和旋转轴15设于阀壳体35。旋转轴15包括自其顶端突出的顶针(日文：ピン)15a。这样，顶针15a设于旋转轴15的中心轴线Ls(参照图8)方向上的一侧(阀芯14侧)的端部。另外，在旋转轴15的中心轴线Ls方向上的另一侧(主齿轮41侧)的端部设有基端部15b。

[0049] 旋转轴15以具有顶针15a的顶端侧为自由端，其顶端部插入并配置于管部12的流路11。并且，旋转轴15借助第1轴承37和第2轴承38以能够相对于阀壳体35旋转的方式悬臂支承于阀壳体35，该第1轴承37和第2轴承38为彼此分开地配置的两个轴承。第1轴承37和第2轴承38均包括球轴承。第1轴承37和第2轴承38在旋转轴15的中心轴线Ls方向上配置在阀芯14与主齿轮41之间的位置，将旋转轴15支承为能够旋转。阀芯14通过焊接固定于被形成于旋转轴15的顶端部的顶针15a，配置在流路11内。

[0050] 端板36利用多个夹紧件39(参照图1、图2)固定于阀壳体35。如图7和图8所示，在旋转轴15的基端部15b固定有包括扇形齿轮的主齿轮41。在阀壳体35与主齿轮41之间设有产生复位弹簧力Fs1(参照图11)的复位弹簧40。复位弹簧力Fs1是使旋转轴15向闭阀方向旋转的力，是对阀芯14向关闭方向施力的力。

[0051] 复位弹簧40是将线材呈螺旋状卷绕而形成的弹性体，在其两端部具有进深侧钩40a和跟前侧钩40b。如图10所示，进深侧钩40a与跟前侧钩40b配置于在复位弹簧40的周向上分开大约180°的位置。进深侧钩40a配置于阀壳体35侧(图10的纸面进深侧)，抵接于阀壳体35的弹簧钩部35c(参照图18)。另一方面，跟前侧钩40b配置于主齿轮41侧(图10的纸面跟前侧)，抵接于主齿轮41的弹簧钩部41c。

[0052] 另外，如图7～图10所示，主齿轮41包括全闭止挡部41a、齿轮部41b、弹簧钩部41c、弹簧引导部41d等。并且，在主齿轮41的周向(图10中的逆时针方向)上依次形成全闭止挡部41a、齿轮部41b、弹簧钩部41c。主齿轮41与旋转轴15设为一体，接受马达32产生的驱动力。
全闭止挡部41a是在阀开度θ为“0”时抵接于阀壳体35的全闭止挡部35b的部分。

[0053] 其中，阀开度θ是旋转轴15以中心轴线Ls为中心旋转时的旋转轴15的旋转角度，与主齿轮41的旋转角度、阀芯14的开度、EGR阀开度相当。另外，阀开度θ为“0”时，换言之，为旋转轴15的旋转角度是在旋转轴15的旋转范围内的最小角度时。图7～图10表示阀开度θ为“0”时。

[0054] 如图10所示，齿轮部41b与中间齿轮42的小径齿轮42b相啮合。弹簧钩部41c与复位弹簧40的跟前侧钩40b相抵接，从跟前侧钩40b被施加复位弹簧力Fs1(参照图11)。

[0055] 如图8所示，弹簧引导部41d配置于螺旋状复位弹簧40的内部，对复位弹簧40进行支承。另外，弹簧引导部41d在靠旋转轴15的基端部15b侧的部分与旋转轴15设为一体。

[0056] 如图8所示，主齿轮41具有凹部41e，在该凹部41e收纳有呈大致圆板形状的磁铁46。因此，通过使主齿轮41与阀芯14及旋转轴15一体地旋转，从而磁铁46旋转，磁铁46的磁场发生变化。于是，通过利用旋转角度传感器(未图示)检测该磁铁46的磁场的变化，能够将主齿轮41的旋转角度作为阀芯14的开度、即EGR阀开度来检测。

[0057] 如图7所示，马达32收纳固定于在阀壳体35上形成的收纳凹部35a。马达32为了驱动阀芯14开闭而经由减速机构33与旋转轴15驱动连结。即、在马达32的输出轴32a(参照图9)上固定有马达齿轮43。该马达齿轮43经由中间齿轮42与主齿轮41驱动连结。马达32产生使旋转轴15向开阀方向及闭阀方向旋转的驱动力。

[0058] 中间齿轮42是具有大径齿轮42a和小径齿轮42b的双层齿轮，借助销轴44以能够旋转的方式支承于阀壳体35。大径齿轮42a与马达齿轮43驱动连结，小径齿轮42b与主齿轮41驱动连结。在该实施方式中，作为构成减速机构33的各齿轮41～43，为了轻量化而使用包含树脂材料的树脂齿轮。

[0059] 其中，马达32为本发明的“驱动机构”的一例。另外，中间齿轮42用于将马达32的驱动力向旋转轴15传递，是本发明的“驱动传递部”的一例。

[0060] 对于这样的结构的EGR阀1，在图3所示那样的阀芯14的全闭状态下，向马达32通电时，向主齿轮41施加推动齿轮齿的力(马达驱动力Fm1(参照图13))，利用杠杆的原理，使旋转轴15(阀芯14)向阀座13的方向移动。之后，向马达32施加的驱动电压(电流)逐渐增大时，输出轴32a与马达齿轮43向正方向(使阀芯14开阀的方向)旋转，该旋转被中间齿轮42减速后向主齿轮41传递。然后，克服由复位弹簧40产生的力即向闭阀方向施加的复位弹簧力Fs1，阀芯14开阀，流路11导通。之后，在阀芯14的开阀中途，将向马达32施加的驱动电压维持为恒定不变时，在当时的阀芯14的开度下，马达驱动力Fm1与复位弹簧力Fs1均衡，阀芯14被保持在规定开度。

[0061] 进而，对本实施方式的EGR阀1的作用进行详细的说明。首先，在没有向马达32通电的马达32非驱动时(马达32停止时)，阀开度θ为“0”(旋转轴15的闭阀状态)。并且，此时，如图10所示，主齿轮41的全闭止挡部41a抵接于阀壳体35的全闭止挡部35b。此时，发动机处于停止状态。

[0062] 此时，对于旋转轴15的周向上的力关系，如图11所示，从复位弹簧40的跟前侧钩40b向主齿轮41的弹簧钩部41c施加复位弹簧力Fs1。另外，如图11所示，在以旋转轴15的中心轴线Ls为原点、x轴为水平方向、y轴为铅垂方向的正交坐标系中，+x方向且是+y方向为第
1象限，－x方向且是+y方向为第2象限，－x方向且是－y方向为第3象限，+x方向且是－y方向为第4象限。此时，进深侧钩40a以及全闭止挡部41a被配置为位于第1象限，跟前侧钩40b以及弹簧钩部41c被配置为位于第3象限。

[0063] 这里，在杠杆的原理中，支点设定于全闭止挡部41a，施力点设定于弹簧钩部41c，受力点设定于全闭止挡部41a与弹簧钩部41c之间的中央部。于是，在施加于弹簧钩部41c的复位弹簧力Fs1的作用下，在全闭止挡部41a与弹簧钩部41c之间的中央部作用有力Fs2。其中，(力Fs2)＝2×(复位弹簧力Fs1)。另外，在图11中，全闭止挡部41a与弹簧钩部41c之间的距离为“2R”。

[0064] 此时，对于沿旋转轴15的中心轴线Ls方向的剖面上的力关系，如图12所示，力Fs2的+y方向上的分量为分力Fs3。其中，+y方向是垂直于第1轴承37或第2轴承38的中心轴线Lj方向(x方向)的方向，是阀座13的相对于阀芯14而言的配置方向(图11、图12中的上方)。另外，(分力Fs3)＝(力Fs2)×(cosθ1)。其中，如图11所示，角度θ1是全闭止挡部41a与弹簧钩部41c的排列方向与x方向所成的角度。

[0065] 于是，在该分力Fs3的作用下，在弹簧引导部41d的位置，向+y方向作用有力Fs4(反阀座方向作用力)。其中，(力Fs4)＝(分力Fs3)×Lb/La。这样，力Fs4是起因于复位弹簧力Fs1而产生的力，并且是作用在与第1轴承37和第2轴承38的中心轴线Lj垂直的方向上的力。另外，距离La是从第1轴承37的配置位置到力Fs4的作用位置的在x方向上的距离。另外，距离Lb是从第1轴承37的配置位置到分力Fs3的作用位置的在x方向上的距离。

[0066] 像这样，在弹簧引导部41d的位置，力Fs4向+y方向作用，从而与弹簧引导部41d一体的旋转轴15以第1轴承37为支点向图12中的顺时针方向旋转、倾斜。由此，基于杠杆的原理，设于旋转轴15的基端部15b的主齿轮41向+y方向移动，而设于旋转轴15的顶针15a的阀芯14向－y方向移动。因此，阀芯14向离开阀座13的方向(反阀座方向)移动。并且，此时，旋转轴15被第2轴承38制止。因此，阀芯14在离开阀座13微小量的位置停止。这样，在马达32非驱动时且是在旋转轴15处于闭阀状态时，阀座13与阀芯14之间产生微小间隙。此时，在表示阀开度θ与开口面积S的关系的图19中，存在于点P1a的位置。这里，“旋转轴15处于闭阀状态时”是指阀开度θ(阀芯14的开度)为“0”时，换言之，是指旋转轴15的旋转角度为闭阀时的角度(旋转轴15的旋转范围内的最小角度)时。

[0067] 之后，在向马达32通电的马达32驱动时，从中间齿轮42的小径齿轮42b(参照图10)向主齿轮41的齿轮部41b(参照图10)作用有欲使该主齿轮41旋转的马达驱动力Fm1。此时，对于旋转轴15的周向上的力关系，如图13所示，马达驱动力Fm1向－y方向作用。其中，－y方向是垂直于第1轴承37、第2轴承38的中心轴线Lj方向(x方向)的方向，是阀芯14的相对于阀座13而言的配置方向(图11、图12中的下方)。

[0068] 于是，在马达驱动力Fm1的作用下，在旋转轴15的中心轴线Ls的位置，力Fm2向－y方向作用。并且，对于沿旋转轴15的中心轴线Ls方向的剖面上的力关系，如图14所示，在弹簧引导部41d的位置，力Fm3(阀座方向作用力)向－y方向作用。其中，(力Fm3)＝(力Fm2)×Lb/La。像这样，马达32驱动时，产生力Fm3。该力Fm3是起因于马达驱动力Fm1而产生的力，并且是作用在与第1轴承37和第2轴承38的中心轴线Lj垂直的方向上的力。于是，力Fm3使旋转轴15以第1轴承37为支点旋转、倾斜，对阀芯14向朝向阀座13的方向施力。

[0069] 另外，如图14所示，力Fm3比所述力Fs4大时，与主齿轮41的弹簧引导部41d一体的旋转轴15以第1轴承37为支点向图14中的逆时针方向旋转、倾斜。由此，根据杠杆的原理，主齿轮41向－y方向移动，而阀芯14向+y方向移动。这样，阀芯14在力Fm3的作用下向朝向阀座13的方向(阀座方向)移动。于是，在本实施方式中，阀芯14落位于阀座13。另外，此时，在表示阀开度θ与开口面积S的关系的图19中，存在于点P1b的位置。并且，此时，在发动机(未图示)处于驱动中的情况下，阀芯14还受到阀芯14的上游侧与下游侧的压力差Fb产生的助力。

[0070] 之后，若施加于马达32的驱动电压变大而马达驱动力Fm1变大，则旋转轴15以第1轴承37为支点向图15中的逆时针方向进一步旋转、倾斜。由此，主齿轮41向－y方向进一步移动，而阀芯14向+y方向进一步移动。因此，阀芯14向朝向阀座13的方向进一步移动，旋转轴15被第2轴承38制止。并且，此时，在保持阀芯14落位于阀座13的状态下，旋转轴15以中心轴线Ls为中心旋转，阀开度θ(旋转轴15的旋转角度)变为“α”(参照图16)，开口面积S增加。此时，如图16所示，主齿轮41的全闭止挡部41a从阀壳体35的全闭止挡部35b离开。并且，此时，在表示阀开度θ与开口面积S的关系的图19中，存在于点P1c的位置。

[0071] 之后，若马达驱动力Fm1进一步增大，则旋转轴15以中心轴线Ls为中心进一步旋转，如图17所示，阀芯14自阀座13离开，开口面积S进一步增加。此时，阀开度θ变为“β”(参照图18)。并且，此时，在表示阀开度θ与开口面积S的关系的图19中，存在于点P1d的位置。如以上那样，在马达驱动力Fm1作用下进行EGR阀1的开阀动作。

[0072] 另外，在本实施方式中，EGR阀1具有第1轴承37和第2轴承38这两个轴承，但也可以代替第1轴承37和第2轴承38具有一个轴承，另外，也可以具有3个以上的轴承。

[0073] 以上那样的本实施方式的EGR阀1在马达32非驱动时产生力Fs4。该力Fs4是起因于复位弹簧力Fs1而产生的力，并且是作用在与第1轴承37的中心轴线Lj垂直的方向上的力。并且，力Fs4使旋转轴15以第1轴承37为支点旋转、倾斜，对阀芯14向远离阀座13的方向施力。

[0074] 由此，在发动机停止时并且马达32非驱动时，在EGR阀1为闭阀状态时，在阀座13与阀芯14之间产生微小的间隙。因此，即使在阀座13和/或阀芯14附着有沉积物，也能够防止阀座13与阀芯14粘在一起。并且，还能够防止冻结导致阀座13与阀芯14粘在一起。因此，EGR阀1的开闭动作稳定。另外，在力Fs4的作用下阀芯14向远离阀座13的方向移动，因此，即使在闭阀动作时万一在阀座13与阀芯14之间夹有异物，异物也会脱落，在阀座13与阀芯14之间不会发生粘着等。因此，能够稳定地防止阀座13与阀芯14粘在一起。

[0075] 并且，采用本实施方式，除复位弹簧40之外，不需要设置用于使阀芯14离开阀座13的专用的部件(例如，弹簧)，因此能够谋求降低成本。

[0076] 并且，在本实施方式中，在马达32非驱动时，仅复位弹簧力Fs1发挥作用，因此即使使旋转轴15以第1轴承37为支点旋转、倾斜，作用于第1轴承37的力也较小。因此，第1轴承37受到的损伤较少。

[0077] 另外，在本实施方式中，详细而言，在马达32非驱动时并且在旋转轴15处于闭阀状态时，产生力Fs4。在此，“旋转轴15处于闭阀状态时”是指阀开度θ为“0”时。

[0078] 另外，在本实施方式中，在马达32驱动时，产生力Fm3。该力Fm3是起因于马达驱动力Fm1而产生的力，并且是作用在与第1轴承37的中心轴线Lj垂直的方向上的力。并且，力Fm3使旋转轴15以第1轴承37为支点旋转、倾斜，对阀芯14向朝向阀座13的方向施力。

[0079] 由此，开阀初期的开口面积S(阀座13与阀芯14之间的间隙)减小。因此，能够减少阀芯14的低开度时(阀开度θ较小时)的流量。因而，阀芯14的低开度时的流量控制的精度提高。

[0080] 另外，在本实施方式中，在力Fm3的作用下，阀芯14落位于阀座13。详细而言，EGR阀1利用力Fm3使阀芯14暂时落位于阀座13之后开阀。

[0081] 由此，开阀初期的开口面积S进一步减小。因此，能够进一步减少阀芯14的低开度时的流量。因而，阀芯14的低开度时的流量控制的精度进一步提高。

[0082] 另外，在本实施方式中，也可以是，EGR阀1以流体为规定流量流动时的阀芯14的开度为基准位置进行阀芯14的开度的控制。例如，在EGR阀1中，以α(参照图19)为基准控制阀开度θ，从而进行流量控制。其中，用于进行该控制的控制部50(参照图1)设于EGR阀1，或者与EGR阀1相对独立地设置。由此，流量控制的基准位置的流量的波动变小，因此与阀开度θ相应的流量的精度提高。

[0083] 另外，也可以是，EGR阀1以闭阀时的阀芯14的开度为基准位置进行阀芯14的开度的控制。例如，在EGR阀1中，以“0”为基准控制阀开度θ，从而进行流量控制。其中，用于进行该控制的控制部50设于EGR阀1，或者与EGR阀1相对独立地设置。由此，可唯一地确定流量控制的基准位置，因此与阀开度θ相应的流量的精度提高。

[0084] 另外，EGR阀1具有配置在马达32与主齿轮41之间的中间齿轮42。并且，中间齿轮42用于自马达32向主齿轮41传递马达32的驱动力。

[0085] 由此，能够利用中间齿轮42使自马达32接收到的驱动力增大后进行传递，因此能够使由马达32产生的驱动力较小。因此，能够实现马达32的小型化。

[0086] 另外，还考虑到以下那样的变形例。在变形例中，如图20所示，在EGR阀1闭阀时(阀开度θ为“0”时)，在起因于马达驱动力Fm1而产生的力Fm3对阀芯14向朝向阀座13的方向施力时，阀芯14不落位于阀座13。因此，开口面积S形成得很小。其中，此时，在表示阀开度θ与开口面积S的关系的图21中，存在于点P2b的位置。

[0087] 像这样，在起因于马达驱动力Fm1而产生的力Fm3对阀芯14向朝向阀座13的方向施力时，开口面积S形成得很小，从而能够防止在开阀时阀座13与阀芯14擦蹭。

[0088] 另外，之后，若马达驱动力Fm1进一步增大，则旋转轴15旋转，如图21所示，阀开度θ和开口面积S增大。此时，在表示阀开度θ与开口面积S的关系的图21中，存在于点P2c的位置。

[0089] 另外，所述实施方式只不过是单纯的例示，对本发明没有任何限定，显然，能够在不脱离本发明的要旨的范围内进行各种改良、变形。例如，也可以是，旋转轴15利用第1轴承37和另外设在与阀芯14相反的一侧的轴承(未图示)双支承。

[0090] 附图标记说明

[0091] 1、EGR阀；2、阀部；3、驱动机构部；11、流路；13、阀座；14、阀芯；15、旋转轴；15a、顶针；15b、基端部；16、阀孔；17、阀座面；18、密封面；32、马达；33、减速机构；35、阀壳体；35b、全闭止挡部；35c、弹簧钩部；37、第1轴承；38、第2轴承；40、复位弹簧；40a、进深侧钩；40b、跟前侧钩；41、主齿轮；41a、全闭止挡部；41b、齿轮部；41c、弹簧钩部；41d、弹簧引导部；Ls、(旋转轴的)中心轴线；Lv、(阀芯的)中心轴线；Lj、(轴承的)中心轴线；Fs1、复位弹簧力；Fs4、力；Fm1、马达驱动力；Fm3、力；θ、阀开度。