JP2009097376A - 消音器用バルブ装置 - Google Patents
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Abstract
【解決手段】弁穴12を開閉する弁体31の裏面に設けた摺接面に対し自由端部39aを摺接させて、弁体31を閉弁方向に付勢するバネ力を発生するリターンスプリング38を備える。弁体回転軸P1よりもリターンスプリング38の基端軸P2を弁体31側に配置する。また、開弁時に自由端部39aと摺接する第2摺接面34は、第1仮想円弧S1よりも内径側に配置する。
【選択図】 図2
Description
ここで、排気騒音は、排気流路の断面積によって大きく影響する。すなわち、流路断面積を増大すれば、排気抵抗の減少によってエンジンの出力を確保し易くなるが、排気抵抗の減少によって排気騒音が増大する。一方、排気流路の断面積を減少すれば、排気抵抗の増大によって排気騒音を低減出来るが、排気抵抗の増大によってエンジン出力の低下に繋がる一因となる。
その消音器用バルブ装置としては、例えば特許文献1に記載の装置がある。この消音器用バルブ装置では、排気流路に形成した弁穴を開閉する板状弁と、その板状弁を閉弁方向に付勢する板バネ部材と、を備える。
そして、排気圧が所定圧以上になると、板バネのバネ力に抗して、板状弁が開弁方向に変位することで、排気流路にバイパス流路が連通して排気流路の断面積が増大する。
ここで、車両への適用を考えた場合に、静粛性とエンジン出力の両立という観点から、排気音の消音と増音とが切り替わるエンジン回転数の幅を小さい設定したい。しかし、上記従来の装置では、当該排気音の消音と増音とが切り替わるエンジン回転数の幅を小さくし難いという課題がある。
本発明は、上記のような点に着目したもので、排気音の消音と増音とが切り替わるエンジン回転数の幅を小さくすることが可能な消音器用バルブ装置を提供することを課題としている。
次に、本発明の第1実施形態について図面を参照しつつ説明する。
図1は、本実施形態の消音器用バルブ装置を設けた消音器(マフラ)の一例を示す断面図である。
(構成)
消音器は、ほぼ楕円形状の断面のケーシング1を備える。そのケーシング1内の空間を、3枚のバッフル板6,7,8によって4つの室に区画する。4つの室は、図1において右側から、第3拡張室4、第2拡張室3、第1拡張室2、及び共鳴室18を構成する。
また、第1拡張室2と第2拡張室3とは、バッフル板6を貫通したパスチューブ9を介して連通する。同様に第1拡張室2と共鳴室18とは、バッフル板8を貫通した首管16、17を介して連通する。
バッフル板7を介して隣り合う第2拡張室3と第3拡張室4は、エンジン30の高速回転域における排気騒音の低減を重視する所定の容量を備える。この第3拡張室4に、外部と連通するテールチューブ11が開口し、このテールチューブ11は上記テールチューブ10と平行してケーシング1の外部へ突出する。
ここで、インレットチューブ5、首管16、17、パスチューブ9、共鳴室18,第1拡張室2、第2拡張室3、及びテールチューブ10が、排気流路を形成する。また、第3拡張室4及びテールチューブ11がバイパス流路を構成する。
本実施形態のバルブ装置は、図2に示すように、弁穴12を開閉する弁体31、及びその弁体31を閉弁方向に付勢するバネ力を発生するリターンスプリング38を備える。
上記弁体31を、図3のように、上記弁穴12の開口を閉塞可能な大きさの平板状部材から構成する。
また、バッフル板7に対しブラケット40によって固定した弁体回転軸P1を備える。この弁体回転軸P1は、バッフル板7の面に対して平行且つ水平に配置している。そして、上記弁体31の裏面からアーム部材37が斜め下方に突設し、そのアーム部材37の先端部が、上記弁体回転軸P1に回動可能に連結している。これによって、弁体31は、上記弁体回転軸P1を中心に回転可能に当該弁体回転軸P1に支持した状態となる。これによって、弁体31は、弁体回転軸P1を中心に回動することによって、弁座としてのバッフル板7と接離可能となっている。すなわち、弁体31は、弁体回転軸P1を中心に回動して、弁穴12を開閉する。
これによって、リターンスプリング38は、固定端部に反力を取って、摺接体39が上記基端軸P2回りに回転変位することで、上記自由端部39aから入力する、弁体31を閉弁方向に付勢するバネ力が増大する。
その弁体31裏面における上記弁穴12と重なる位置に、図2及び図3に示すように、開弁方向に、すなわち第2拡張室3側に窪んだ凹部32を設けてある。そして、その凹部32内の上面及びその上面に連続する弁体31の裏面が、摺接部となっている。ここで、凹部32内の上面と弁体31の裏面との境界部を摺接境界部36と呼ぶ。
ここで、排気圧力は弁体31の表面に対して垂直に押圧力を付与する。従って弁体31の表面は、排気圧力による開弁方向の押圧力に直交する面となる。したがって、第2摺接面34は、弁体回転軸の軸線方向からみて、開弁方向の押圧力に直交する面に対する傾斜が、第1摺接面35よりも大きくなっている。
そして、上記第2摺接面34は、弁体回転軸P1を中心として上記摺接境界部36を通過する円の一部である第1仮想円弧S1よりも内径側に位置するように設定する。
ここで、上記第2摺接面34は、弁体回転軸P1の軸線方向から見た輪郭が、延在方向に向けて曲率が急に変化することがない、曲線若しくは直線状となっている。図2では、第2摺接面34の輪郭が直線状の場合を例示している。
また、リターンスプリング38はバネ部材を構成する。
エンジン30からの排気は、インレットチューブ5を介してまず第1拡張室2へ流入する。第1拡張室2へ流入した排気は、首管16、17を介して連通した共鳴室18で騒音、すなわち、圧力を減衰された後、パスチューブ9を介してさらに騒音を減衰しながら第2拡張室3へ流入する。
ここで、エンジン30の回転数が低速回転域の場合を考える。
エンジン30の回転数が低速回転域においては、排気流路中の排気圧力が低い。このためリターンスプリング38の所定のバネ定数で付勢された弁体31は、排気圧力による押圧力に勝って閉弁状態を保持している。このため、第2拡張室3の排気は、テールチューブ10を介して外部へ排出される。すなわち、第2拡張室3の排気は、テールチューブ11側に流入しないので、排気流路の断面積は増大していない。
次に、エンジン30の回転数が低速回転域から高速回転域になる場合を考える。
エンジン30の回転数が高速回転域に移行すると、インレットチューブ5を介して流入する排気圧力が増大する。第2拡張室3の内圧が所定値を越えると、リターンスプリング38のバネ力に抗して弁体31が開弁方向に回動変位する。
この第2摺接面34のうち少なくとも一部を、第1仮想円弧S1と第3仮想円弧S3との間に位置するように設定する場合における、実施形態のバルブ装置による排気圧力の変化特性を、図4に示す。
ここで、第1仮想円弧S1と第3仮想円弧S3との間に第2摺接面34を配置すると言うことは、開弁時において、第2摺接面34と自由端部39aとの摺接位置が、第1仮想円弧S1と第2仮想円弧S2との間に位置することを意味する。第2仮想円弧S2とは、基端軸P2を中心として摺接境界部36を通過する円の一部を構成する仮想円弧である。
また、図5では、自由端部39aを第2摺接面34に摺接させるには、摺接体39の先端部(自由端部39a側)を折り曲げ加工する必要がある。これに対し、本願実施形態では、図2のように、第2摺接面34は基端軸P2側に向いているため、摺接体39の先端部を折り曲げ加工して、自由端部39aを第2摺接面34に摺接するように設計する必要がない。
(1)エンジン30の回転数が高速回転域になると弁体31が開くことで、排気流量が増大する高速回転域における排気損失を低減してエンジン30出力の低下を抑制するとともに、排気の気流騒音を低減することができる。
(2)このとき、第2摺接面34を、弁体回転軸S1の軸線方向からみて、上記開弁方向の押圧力に直交する面に対する傾斜が、第1摺接面35よりも大きく設定し、さらに第2摺接面34を、第1仮想円弧S1よりも内径側に配置する。これによって、排気圧力が所定圧力値を越えると、リターンスプリング38のバネ力が小さくなり、排気圧力を低減することが出来る。この結果、エンジン30の回転数の低速回転数域から高速回転域に変化するときにおける、排気音の消音と増音が切り替わるエンジン30の回転数の幅を小さく設定することが出来る。
(5)また、基端軸P2は、弁体回転軸P1の軸線方向から見て、摺接境界部36と弁体回転軸P1を通る直線よりも弁体31に近い位置に配置してある。これによって、第1摺接面35から第2摺接面34に移行する際における、リターンスプリングのバネ力を大幅にさせるように設定しても、第1摺接面35と第2摺接面34との角度を鈍角に設定出来る。鈍角に設定出来る分、第2摺接面34を形成するための凹部32の加工が容易となる。
(6)また、基端軸P2は、弁体回転軸P1の軸線方向から見て、摺接境界部36と弁体回転軸P1を通る直線よりも弁体31に近い位置に配置してあることで、摺接体39の先端部を曲げ加工する必要もない。
(1)上記実施形態では、バネ部材として、コイルバネでバネ力を発生するリターンスプリング38を例示している。これに代えて、固定端部を基端部に固定し、自由端部39aを上記摺接面に摺接させた板バネでバネ部材を構成しても良い。
(2)また上記実施形態では、弁体31の裏面そのもの、若しくはその裏面と平行に第1摺接面35を配置している。これに代えて、弁体31の面、すなわち、排気圧力の方向と直交する面に対して傾斜した面に第1摺接面35を配置しても良い。排気圧力による押圧方向と直交する面に対する傾きが、第2摺接面34の方が第1摺接面35よりも大きければ良い。
次に、第2実施形態について図面を参照して説明する。なお、上記各実施形態と同様な部品などについては同一の符号を付して説明する。
本実施形態の基本構成は上記第1実施形態と同様である。ただし、図6に示すように、弁体回転軸P1の軸線方向から見た、第2摺接面34の輪郭形状が異なる。その他の構成は上記第1実施形態と同様である。
本実施形態の第2摺接面34における、弁体回転軸P1の軸線方向からみた輪郭線について、摺接境界部36寄りの位置に対し下側に(自由端部39aが摺接する側に)凸の湾曲部34aを設けたものである。その湾曲部34aの曲率は、上記第1仮想円弧S1の曲率よりも大きく設定する。
また、第2摺接円34の少なくとも一部が、第1仮想円弧S1と第3仮想円弧S3との間に位置するように設計する。
なお、第2摺接面34における弁体回転軸P1の軸線方向からみた輪郭線は、曲率が滑らかに変化する形状とする。
第1実施形態と同様に、自由端部39aが第2摺接面34に摺接時のバネ力を大幅に低下することで、弁体31が開くことで排気圧力を急激に低下させることが出来る。
このとき、第2摺接面34の摺接境界部36側に凸の湾曲部34aを設けることで、その分だけバネ力の低下を抑えることになる。これによって、第2拡張室3内の排気圧力が所定値を越えて、自由端部39aが第2摺接面34に移行したときに発生する、バネ力による付勢力が第1実施形態と比較して徐々に小さくなる。すなわち、排気圧力が上昇して自由端部39aが第2摺接面34に移行した際に、一気に弁体31が開いて圧力が一時的に急激に低減すること無く、弁体31は、圧力一定に近い状態を保ちつつ最大開度位置34xまで開弁方向に変位する。
すなわち、排気圧力が増大し、自由端部39aが第2摺接面34に移行した際に、リターンスプリング38によるバネ力が大幅に小さくなる。しかし、摺接境界部36側に凸の湾曲部34aを形成することで、図4に示すように、一気に弁体31が開いて圧力を急激に低減ことが無く、図7に示すように、若干圧力が増加するものの、最大開度位置34xまで開いた際の圧力に保持されつつ弁体31が最大開度位置34xまで開く。
図7中、符号Bは上記第2摺接面34を第1摺接面35と同じ平面にした場合、つまり、開弁につれてバネ力が徐々に増大する場合の特性を示している。この場合には、最大開度位置34xに近づくほどリターンスプリング38による付勢力が大きくなるので、本実施形態のような小さな圧力の状態に移行することは無い。
(1)第2摺接面34に対し摺接境界部36側に凸の湾曲部34aを形成する。これによって、第1摺接面35と第2摺接面34との間の傾きを大きく変化させて大幅にリターンスプリング38によるバネ力を低下させて大幅に圧力を低減可能に設計しても、自由端部39aが第1摺接面35から第2摺接面34へ移行時に、弁体31が一気に開くことによる圧力の急激な低下を抑えることが出来る。
このため、増圧した排気圧力が減少して、つまり減圧時のバルブ装置の圧力特性は、上記増圧時の軌跡に近づいて、ヒステリシスな特性を回避できる。すなわち、減圧時における一時的な圧力低下の発生を抑えることが出来る。
この結果、エンジン30の高速回転域から低速回転域への切り替わりにおいても、エンジン回転の幅が小さい範囲で排気音の増音から消音に切り替えることが可能となる。
(2)その他の効果は、上記第1実施形態と同様である。
上記実施形態では、第2摺接面34のうち摺接境界部36側に凸の湾曲部34aを設けている。これに代えて、第2摺接面34全体の輪郭の形状を、第1仮想円弧S1の曲率よりも若干大きな曲率の湾曲形状となるように設定しても良い。
この場合であっても、第1摺接面35から第2摺接面34への移行の際の急激な圧力低下を抑制することが可能である。
次に、第3実施形態について図面を参照して説明する。なお、上記各実施形態と同様の部品などについては同一の符号を付して説明する。
(構成)
本実施形態の基本構成は、上記第1実施形態と同様である。ただし、図8に示すように、摺接面を弁体31裏面から張り出すように設けたものである。
すなわち、弁体31の裏面に対して、摺接面を形成するための略長方形形状の箱体40を固定する。
その箱体40の表面のうち、下面を第2摺接面34とすると共に、弁体31裏面と平行若しくは略平行の正面を第1摺接面35とする。この場合、下面と正面とで構成する角部が摺接境界部36となる。
図8では、第2摺接面は、弁体回転軸P1の軸線方向からみて、第1仮想円弧S1と第3仮想円弧S3との間に位置していない。しかし、第3仮想円弧S3にほぼ沿って近接配置することで、自由端部が第1摺接面35から第2摺接面34に移行する際に大幅にバネ力が低下する。
好ましくは、第2摺接面34の少なくとも一部は、弁体回転軸P1の軸線方向からみて、第1仮想円弧S1と第3仮想円弧S3との間に位置させることが良い。
その他の構成は、上記第1実施形態と同様である。
(1)第1実施形態と同様な効果を奏する。
すなわち、エンジン30の回転数が高速回転域になると弁体31が開くことで、排気流量の増大する高速回転域における排気損失を低減してエンジン30出力の低下を抑制するとともに、排気の気流騒音を低減することができる。
このとき、第2摺接面34を、弁体回転軸P1の軸線方向からみて、第3仮想円弧S3に沿って近接配置している。これによって、排気圧力が所定圧力値を越えると、一気に弁体31が開いて圧力を急激に低減することが出来る。この結果、排気音の消音と増音が切り替わるエンジン30の回転数の幅を小さく設定することが出来る。
特に、第2摺接面34を、第1仮想円弧S1と第3仮想円弧S3との間の部分に位置させた場合には、より確実に、排気圧力が所定圧力値を越えると、一気に弁体31が開いて圧力を急激に低減することが出来る。すなわち、より確実に、排気音の消音と増音が切り替わるエンジン30の回転数の幅を小さく設定することが出来る。
(3)また、摺接面を形成する場合に、弁体31の裏面に箱体40を固定することで摺接面を形成することが可能である。すなわち、弁体31の一部に開口を開けて凹部32を構成する部材を固定するような加工が不要となる分、生産が容易となる。
第3実施形態の構成に第2実施形態の構成を併用した場合を、図9に示す。
すなわち、箱体40の上面からなる第2摺接面34に対して、第1仮想円弧S1よりも曲率が大きな、上側に凸の円弧部分からなる湾曲部34aを形成する。
この場合でも、第2摺接面34の少なくとも一部が、第1仮想円弧S1と第3仮想円弧S3の間に位置するように設定することが好ましい。
その効果は、上記第2実施形態と同様である。
12 弁穴
31 弁体
34 第2摺接面
34a 湾曲部
35 第1摺接面
36 摺接境界部
38 リターンスプリング
39 摺接体
39a 自由端部
40 箱体
P1 弁体回転軸
P2 基端軸
P3 仮想軸
S1 第1仮想円弧
S2 第2仮想円弧
S3 第3仮想円弧
Claims (4)
- 所定の弁体回転軸を中心に回動可能に支持され且つ消音器内の排気流路に形成された弁穴を開閉する弁体と、その弁体を閉弁方向に付勢するバネ力を発生するバネ部材と、を備え、上記弁体は、上記排気流路内の排気圧力によって開弁方向の押圧力を受ける消音器用バルブ装置であって、
上記バネ部材は、上記弁体における排気圧力を受ける面とは反対側の弁体裏面に設けた摺接面に摺接する自由端部を持った摺接体を備え、その摺接体の上記自由端部が、所定の基端軸を中心に開弁方向に回動変位することで上記バネ力を増大可能となっており、
上記弁体に設けた摺接面は、弁体が閉状態で摺接する第1摺接面と、その第1摺接面に連続し且つ弁体が所定以上開弁方向に変位したときに摺接する第2摺接面と、を有し、且つ、上記第1摺接面と第2摺接面との境界部を摺接境界部と定義し、
上記第2摺接面は、弁体回転軸の軸線方向からみて、上記開弁方向の押圧力に直交する面に対する傾斜が、第1摺接面よりも大きく設定され、
上記基端軸を、弁体回転軸の軸線方向からみて、上記摺接境界部と弁体回転軸とを通過する直線よりも、弁体に近い側に配置すると共に、
上記第2摺接面を、弁体回転軸の軸線方向からみて、上記弁体回転軸を中心として上記摺接境界部を通過する円の一部を構成する第1仮想円弧よりも内径側に配置することを特徴とする消音器用バルブ装置。 - 上記摺接境界部及び弁体回転軸を通過する線を中心にして、上記基端軸と対称な位置にある仮想の軸を仮想軸と定義したときに、
上記第2摺接面のうち少なくとも一部を、弁体回転軸の軸線方向からみて、上記仮想軸を中心として上記摺接境界部を通過する円の一部を構成する第3仮想円弧の外径側に位置させることを特徴とする請求項1に記載した消音器用バルブ装置。 - 上記第2摺接面における弁体回転軸の軸線方向からみた輪郭の少なくとも一部を、上記自由端部が摺接する側に凸に湾曲した湾曲部とし、その湾曲部の曲率を、上記弁体回転軸を中心として上記摺接境界部を通過する円の一部を構成する第1仮想円弧の曲率よりも大きく設定したことを特徴とする請求項1又は請求項2に記載した消音器用バルブ装置。
- 上記第2摺接面は、弁体裏面側に張り出して形成されていることを特徴とする請求項1〜請求項3のいずれか1項に記載した消音器用バルブ装置。
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