JP2009097376A - 消音器用バルブ装置 - Google Patents

Abstract

【課題】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。
【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

本発明は、排気圧が高くなると開弁して排気系から発生する騒音を低減するための消音器用バルブ装置に関する。

一般に、車両にあっては、エンジンの高速回転域の出力を充分に確保することが要求される。また、アイドリング時や低速走行時の静粛性を確保するために、エンジンの低速回転域では、排気騒音を低減することが要求される。
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。

これに対処するために、消音器用バルブ装置を介して、排気系に設けた消音器内の排気流路に対し、バイパス流路を接続することが行われる場合がある。
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。
特開２００６−６３９３７号公報

上記構成の消音器用バルブ装置では、排気圧の上昇につれて、板状弁が徐々に開く。このため、排気音が排気圧の上昇に伴い徐々に弁体の開度が大きくなることになる。また、排気圧の上昇につれて板状弁が開いていくが、板状弁が開くほど閉弁方向への付勢力が大きくなる。このため、排気圧が上昇するほど弁体が開方向に変位し難くなる。
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。

上記のような課題を解決するために、本発明の消音器用バルブ装置は、弁穴を開閉する弁体の裏面に設けた摺接面に対し自由端を摺接させて当該弁体を閉弁方向に付勢するバネ力を発生するバネ部材を備える。そして、上記自由端部を所定の基端軸を中心に回動変位することで上記バネ力を増大可能とする。また、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開弁方向に変位するときに摺接する第２摺接面と、を有する。かつ、上記第２摺接面を、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する。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。

本発明によれば、弁体が開き、自由端部が第１摺接面から第２摺接面に移行すると、バネ部材による閉弁方向へのバネ力を大幅に小さく設定することが可能となる。すなわち、排気流路中の排気圧が所定値を越えると、バネ部材による閉弁方向へのバネ力が大幅に小さくなって、排気流路中の排気圧を急激に減少することが可能となる。この結果、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を可能に出来る。

（第１実施形態）
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。

符号５は、エンジン３０からの排気をケーシング１内へ導くインレットチューブである。このインレットチューブ５は、第２拡張室３及び第１拡張室２を順次貫通して、下流側開口端部を第１拡張室２に位置させる。すなわち、インレットチューブ５は、エンジン３０からの排気を第１拡張室２へ導く。
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。

さらに、テールチューブ１０によって、第２拡張室３と外部とを連通する。すなわち、このテールチューブ１０は、第２拡張室３から第１拡張室２、さらに共鳴室１８を順次貫通した後にケーシング１の外部に突出している。そのテールチューブ１０は、エンジン３０の低速回転域における排気騒音の低減を重視した所定の径及び長さを備える。
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、２本のテールチューブ１０、１１は、第１拡張室２及び共鳴室１８を貫通する区間の位置する部分が吸音部を形成する。この吸音部では、内周に多数の貫通孔からなる多孔部１９を形成すると共に、これら多孔部１９を形成したテールチューブ１０、１１の外周に、気流音を減衰するための吸音材２０をそれぞれ設ける。さらに、この吸音材２０の外周を覆うように外筒２１を配置して、テールチューブ１０、１１から第１拡張室２及び共鳴室１８への排気の漏れを防止する。

一方、バッフル板７には、第２拡張室３と第３拡張室４とを連通する弁穴１２を設ける。その弁穴１２は、パスチューブ９と軸方向でほぼ対向する位置に形成する。さらに、バッフル板７の第３拡張室４側には弁穴１２を開閉する弁体３１を配置する。
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。

（バルブ装置の構成）
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。

また、弁体３１をバッフル板７に向けて付勢するリターンスプリング３８を備える。本実施形態のリターンスプリング３８は、コイル状の部材を本体として、コイル状部分を、バッフル板７に支持させた基端軸Ｐ２に巻き付けている。そして、コイル状のリターンスプリング３８の一端部側を固定して固定端する。また、リターンスプリング３８の他端部側を、上記弁体３１の裏面に向けて延在させて摺接体３９とする。その摺接体３９の延在方向端部を自由端部３９ａとして、その自由端部３９ａを上記弁体３１の裏面に設けた摺接部に摺接させている。
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。

ここで、上記基端軸Ｐ２は、上記弁体回転軸Ｐ１と平行に配置している。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。
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。

上記凹部３２内の上面は、上記弁体回転軸Ｐ１と平行な面となっていて、上記摺接境界部３６から第２拡張室３側に延在する。この凹部３２内の下面が第２摺接面３４を構成する。また、上記摺接境界部３６に連続して上方に向かう弁体３１の裏面部分が第１摺接面３５を構成する。そして、上記リターンスプリング３８の自由端部３９ａは、弁体３１が閉状態では、上記摺接境界部３６よりも、少しだけ上がった位置で上記弁体３１の裏面に形成した第１摺接面３５に摺接している。この閉弁での自由端部３９ａが接触する位置から摺接境界部３６までの間が第１摺接面３５となる。

本実施形態では、上記凹部３２内の上面は、図２に示すように、弁体回転軸Ｐ１の軸線方向から見て、摺接境界部３６から第２拡張室３側に向かうにつれて斜め下方に延在している。
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。

また、弁体回転軸Ｐ１の軸線方向からみて、上記摺接境界部３６及び弁体回転軸Ｐ１を通過する直線を中心にして、上記基端軸Ｐ２と対称な位置にある仮想の軸を仮想軸Ｐ３と定義する。
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。

更に、第２摺接面３４のうち少なくとも一部を、上記仮想軸Ｐ３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３仮想円弧Ｓ３上若しくは当該第３仮想円弧Ｓ３よりも外径側に位置するように設定している。
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。

（動作）
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。

そして、第１拡張室２、第２拡張室３及び共鳴室１８の容量が、エンジン３０の低速回転域に応じた所定の排気容量を備えることで、エンジン３０の回転数に同期する排気の脈動成分は、第１拡張室２及び第２拡張室３を順次通過する際に減衰する。この結果、エンジン３０の回転数が低速回転域において、排気騒音を低減することができる。さらに、テールチューブ１０の多孔部１９及び吸音材２０でも排気騒音の減衰が行われる。
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。

弁体３１が開くことで、ケーシング１へ流入した排気は、上記低速回転域と同様にして第１拡張室２及び第２拡張室３を介してテールチューブ１０から外部へ排出される。これに併せて、第３拡張室４を介しテールチューブ１１からも排出される。すなわち、ケーシング１から排出される排気の管路面積は、テールチューブ１０の断面積にテールチューブ１１の断面積が加わった状態となる。すなわち、排気管路の径を拡大することと等価となる。これによって、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。

ここで、本実施形態の第２摺接面３４は、弁体回転軸Ｐ１の軸線方向から見て、第１摺接面３５よりも弁体３１に対する傾斜が大きく設定してある。このため、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１摺接面３５を摺接境界部３６まで摺動し、自由端部３９ａが第２摺接面３４に移行するとすぐに、リターンスプリング３８による付勢力が急に小さくなる。すなわち、リターンスプリング３８の見かけのバネ定数が大幅に低減して、弁体３１が最大開度位置３４ｘまで一気に開いて、圧力を急激に低減することが可能となる。

この傾向は、第２摺接面３４を第１仮想円弧Ｓ１に近づけるほど顕著となる。このことは、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ことで、実現出来る。
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。

図４中、符号Ａの位置で自由端部３９ａが第２摺接面３４に移行する。この図４のように、自由端部３９ａが第２摺接面３４に移行した瞬間に、リターンスプリング３８によるバネ力が一気かつ大幅に小さくなることで、急激に排気圧力が小さくなった後に、排気圧力が平衡状態となる。このとき、弁体３１が最大開度位置３４ｘとなってもリターンスプリング３８によるバネ力が大幅に小さいので、排気圧力は大きくならない。

なお、閉弁時における自由端部３９ａの摺接位置を、できるだけ第１摺接面３５における摺接境界部３６に接近させて配置すると良い。このようにすると、排気圧力が所定圧力以上となると、弁体３１がすぐに最大開度位置３４ｘまで一気に開く。
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。

ここで、基端軸Ｐ２を、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から遠い位置に配置する場合を考える。この場合に、自由端部３９ａが第２摺接面３４に移行した瞬間に、リターンスプリング３８によるバネ力が一気かつ大幅に小さく設定するには、図５のように構成する必要がある。すなわち、第１摺接面３５と第２摺接面３４（凹部の下面）との成す角を鋭角に、すなわち、弁体３１の裏面から鋭角な傾斜面として第２摺接面３４を加工する必要がある。

これに対して、本願発明では、図２のように、第１摺接面３５と第２摺接面３４（凹部の下面）との成す角を鈍角に、すなわち、弁体３１の裏面から鈍角な傾斜面として第２摺接面３４を加工すればよい。
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。

（本実施形態の効果）
（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。

（３）特に、第２摺接面３４を、第１仮想円弧Ｓ１と第３仮想円弧Ｓ３との間に配置する。この場合には、排気圧力が所定圧力値を越えると、一気にリターンスプリング３８のバネ力が小さくなり、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、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、より確実に小さく設定することが出来る。

（４）また第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とで、開弁した弁体を閉弁位置まで戻す復元力をリターンスプリング３８が確実に持つことが出来る。
（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。

（変形例）
（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。

（４）ここで、第２摺接面３４の輪郭形状は、摺動抵抗に抗して、開弁した弁体３１が閉方向に向けて復元可能なだけの曲率で滑らかに変化させるように設計する。このため、第２摺接面３４の一部が、上述の条件を満足させるように設定すれば、排気圧力が増大して弁体３１が開弁する際に、つまりエンジン３０の回転数の低速回転数域から高速回転域圧に変化する際に、排気圧力を大幅に低減させることが可能である。

（第２実施形態）
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。

（動作）
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。

その特性を図７に示す。
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。

（実施形態の効果）
（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。

（変形例）
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。

（第３実施形態）
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。

上記上面からなる第２摺接面３４は、弁体回転軸Ｐ１の軸線方向からみて、第１仮想円弧の内径側に位置している。
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。

（実施形態の効果）
（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。

（２）摺接面を、弁体３１の裏面から裏面側に張り出させた。これによって、摺接面を形成する際に、弁体３１の表側に突出する凹部３２を形成する必要が無くなる。すなわち、排気圧力を受ける弁体３１表面を平面とすることが可能となる。
（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。

（応用例）
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。

本発明に基づく実施形態に係る消音器を示す断面図である。 本発明に基づく第１実施形態に係るバルブ装置を示す模式図である。 本発明に基づく第１実施形態に係る弁体を示す正面図である。 本発明に基づく第１実施形態に係るバルブ装置による圧力特性を示す図である。 弁体回転軸と基端軸との関係を変えた場合の例を示す模式図である。 本発明に基づく第２実施形態に係るバルブ装置を示す模式図である。 本発明に基づく第２実施形態に係るバルブ装置による圧力特性を示す図である。 本発明に基づく第３実施形態に係るバルブ装置を示す模式図である。 本発明に基づく第３実施形態に係る別例のバルブ装置を示す模式図である。

符号の説明

７ バッフル板（弁座）
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)

1. 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。
2. 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。
3. 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。
4. 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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