(57)【要約】  エンジンのシリンダヘッド１０にポート１１が形成されている。ポート１１は弁１５によって開閉される。弁ばね装置１６は、第１のばね４１と第２のばね４２を備えている。第２のばね４２はハウジング５０に収納され、軸線Ｘ方向に圧縮された状態、すなわち予荷重が与えられた状態で、ストッパ５２によって保持されている。第２のばね４２の前記予荷重は、第１のばね４１の取付け荷重よりも大きい。ばね４１，４２に軸荷重Ｐが加わる。弁ばね装置１６の荷重−撓み特性は、軸荷重Ｐが所定値以下のときに第１のばね４１のみが前記軸線方向に撓み、軸荷重Ｐが前記所定値を越えたときに第１のばね４１と第２のばね４２の双方が前記軸線方向に撓む特性である。
2008099813.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ポートに設けられた弁を閉方向に付勢する弁ばね装置であって、
圧縮コイルばねからなり前記弁の軸線方向に撓むことができる第１のばねと、
前記第１のばねと直列に配置され、前記軸線方向に圧縮され予荷重を与えた状態でストッパによって保持された第２のばねとを具備し、
前記第２のばねの前記予荷重が前記第１のばねの取付け荷重よりも大きく、かつ、前記第１のばねを圧縮する方向に加わる軸荷重が所定値以下のときに、前記第１のばねのみが前記軸線方向に撓み、前記軸荷重が前記所定値を越えると、前記第１のばねと前記第２のばねが前記軸線方向に撓む荷重−撓み特性を有している弁ばね装置。
【請求項２】
請求項１に記載された弁ばね装置において、前記第１のばねの素線は、前記軸荷重が所定値を越えたときに互いに接する部分を有し、該弁ばね装置は、前記軸荷重が前記所定値以下のときに前記第１のばねのみが前記軸線方向に撓み、前記軸荷重が前記所定値を越えたときに前記第１および第２のばねの双方が前記軸線方向に撓む荷重−撓み特性を有している。
【請求項３】
請求項２に記載された弁ばね装置において、前記第２のばねの前記予荷重は、前記軸荷重が前記第１のばねの素線全体が密着する荷重よりも大きくなったときに、前記第２のばねが前記軸線方向に撓むように設定されている。
【請求項４】
請求項２に記載された弁ばね装置において、前記第１のばねの素線の断面がオーバル形であり、該断面の長軸に沿う面で前記素線の部分どうしが接する。
【請求項５】
請求項３に記載された弁ばね装置において、前記第１のばねの素線の断面がオーバル形であり、該断面の長軸に沿う面で前記素線の部分どうしが接する。
【請求項６】
請求項２に記載の弁ばね装置において、前記第１のばねの素線の部分どうしが接する面が平坦に形成されている。
【請求項７】
請求項３に記載の弁ばね装置であって、前記第１のばねの素線の部分どうしが接する面が平坦に形成されている。
【請求項８】
エンジンの動弁機構であって、
シリンダヘッドに形成されたポートを開閉する弁体を有する弁と、
回転するカムによって前記弁を開方向に駆動する駆動機構と、
前記弁を閉方向に駆動する弁ばね装置とを具備し、
前記弁ばね装置は、
圧縮コイルばねからなり前記弁の軸線方向に撓むことができる第１のばねと、
前記第１のばねと直列に配置され、前記軸線方向に圧縮され予荷重を与えた状態でストッパによって保持された第２のばねとを具備し、
前記第２のばねの前記予荷重が前記第１のばねの取付け荷重よりも大きく、かつ、前記第１のばねを圧縮する方向に加わる軸荷重が所定値以下のときに、前記第１のばねのみが前記軸線方向に撓み、前記軸荷重が前記所定値を越えると、前記第１のばねと前記第２のばねが前記軸線方向に撓む荷重−撓み特性を有し、
前記駆動機構は、
前記第１のばねのみを前記軸線方向に撓ませる機能と、
前記第１のばねと前記第２のばねの双方をそれぞれ前記軸線方向に撓ませる機能とを有している。
【請求項９】
請求項８に記載された動弁機構において、前記駆動機構の前記カムは、前記第１のばねのみを前記軸線方向に撓ませることによって前記第１のばねの素線の少なくとも一部を互いに接触させる第１のカム面と、前記第１のばねの素線の少なくとも一部どうしが接した状態で前記第２のばねを前記軸線方向に撓ませる第２のカム面とを有している。
【請求項１０】
請求項８に記載された動弁機構において、前記駆動機構は、エンジンの回転によって回転するカム軸と、前記エンジンの出力に応じて前記弁のリフト量を変化させる手段を有している。
【請求項１１】
請求項８に記載された動弁機構において、前記駆動機構は、エンジンの回転によって回転するカム軸と、前記カム軸に設けられた低出力用の第１のカムと、前記カム軸に設けられた高出力用の第２のカムと、前記エンジンの出力に応じて前記第１のカムまたは前記第２のカムによって前記弁をリフトさせる切換え手段とを備え、前記第１のカムは、前記第１のばねを前記軸線方向に撓ませるカム面を有し、前記第２のカムは、前記第１のばねと前記第２のばねとの双方をそれぞれ前記軸線方向に撓ませて前記第１のカムよりも前記弁のリフト量を大きくするカム面を有している。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、例えば自動車等のエンジンに設けられる弁ばね装置と、弁ばね装置を用いた動弁機構(valve train)に関する。
【背景技術】
【０００２】
内燃機関（以下、単にエンジンと称する）の動弁機構は、シリンダヘッドに設けられた吸気弁(intake valve)および排気弁(exhaust valve)と、弁ばね(valve spring)と、カム機構などを含んでいる。吸気弁および排気弁は、それぞれ、シリンダヘッドに形成されたポートを開閉する。前記弁ばねは、これらの弁を閉じる方向に付勢する。前記カム機構は、これらの弁を開ける方向に駆動する。弁ばねの取付け荷重(installation load)と最大荷重は、エンジンの高回転時に弁がジャンプ(jump)やバウンス(bounce)を起こさないように適切な値に設定されている。ジャンプは、カムによって高速で開閉される弁が、弁の最大リフト付近において所定の開弁位置よりも跳ね上がる現象である。バウンスは、カムの回転に伴って弁が閉じたときに、弁が弁座(valve seat)から反発し、全閉状態を維持できなくなる現象である。【０００３】
エンジンの高回転時に弁ばねが高速で駆動されると、弁ばねがサージング(surging)を起こすことが知られている。サージングが起きると、弁ばねの荷重が変動する。サージングによって、弁ばねが自ら圧縮する方向に撓むことがある。このことによって生じる荷重の低下が、ジャンプやバウンスの原因となる。このため弁ばねの最大荷重は、サージングを考慮して高めに設定されている。しかし弁ばねの荷重が高くなればなるほど、動弁系のフリクションロスが大きくなり、エンジンの燃費を悪化させる原因となる。このため、弁ばねの荷重を小さくすることが望まれている。【０００４】
サージングが増大することを防ぐために不等２段ピッチコイルばね(double pitch coil spring)が提案されている。不等２段ピッチコイルばねは、素線(wire)の巻きのピッチが小さい小ピッチ部と、ピッチが大きい大ピッチ部とを有し、サージングが発生したときに小ピッチ部が密着することにより、サージングをある程度抑制することができる。【０００５】
しかし前記不等２段ピッチコイルばねは、サージングが増大したときに共振振動数によっては、前記小ピッチ部と大ピッチ部の双方が振動し、荷重が低下することがある。その場合には、ジャンプやバウンスを抑制できないことがある。しかも不等２段ピッチコイルばねは、サージングの捻り波(twisting vibration)が、大ピッチ部から小ピッチ部に伝播する。このため不等２段ピッチコイルばねは、特に大きなサージングに対してサージング抑制効果が小さいという問題があった。【０００６】
サージングを防止するための弁ばね装置の一例が、日本の特許文献（特開２０００−２４０７０５号公報）に開示されている。この弁ばね装置は、圧縮コイルばね(compression coil spring)からなる弁ばねと、弾性変形可能なワッシャとを備えている。このワッシャは、弁ばねに対して直列に配置されている。弁ばねに生じるサージ波は、前記ワッシャが弾性変形することによって吸収される。【０００７】
前記特許文献に記載されている弁ばね装置は、前記弁ばねが圧縮されると同時に前記ワッシャが圧縮される。すなわちバルブリフトの初期から前記ワッシャが撓み始め、弁ばねの撓みが増大するにつれて、ワッシャの撓みも大きくなる。このため弁ばねにサージングが発生した場合に、前記ワッシャが圧縮される方向に撓む。このため弁を押さえる力が低下し、弁のジャンプやバウンスの原因となる。弁を押さえる力を大きくするために、弁ばねのばね定数を高くすると、動弁系のフリクションロスが大きくなり、エンジンの燃費が悪化する。
【発明の開示】
【０００８】
本発明の目的は、サージングの増大を抑制できかつサージングによるジャンプやバウンスの発生を抑制でき、しかも弁ばねの荷重をより小さくすることが可能な弁ばね装置と、それを用いたエンジンの動弁機構を提供することにある。
【０００９】
本発明は、ポートに設けられた弁を閉方向に付勢する弁ばね装置であって、圧縮コイルばねからなり前記弁の軸線方向に撓むことができる第１のばねと、前記第１のばねと直列に配置され、前記軸線方向に圧縮され予荷重(preload)を与えた状態でストッパによって保持された第２のばねとを具備し、前記第２のばねの前記予荷重が前記第１のばねの取付け荷重よりも大きく、かつ、前記第１のばねを圧縮する方向に加わる軸荷重が所定値以下のときに、前記第１のばねのみが前記軸線方向に撓み、前記軸荷重が前記所定値を越えると、前記第１のばねと前記第２のばねが前記軸線方向に撓む荷重−撓み特性を有している弁ばね装置である。
【００１０】
本発明の弁ばね装置は、前記第２のばねが予め圧縮された状態でストッパによって所定の伸び側ストロークで保持されている。すなわち第２のばねに予荷重が付与されている。この予荷重を越える荷重で第１のばねが圧縮されないと第２のばねが圧縮されない。このため、この弁ばね装置は動弁系としての固有振動数が高くなり、サージング抑制効果を発揮することができる。
【００１１】
本発明によれば、サージングの発生を抑制することができる。仮にサージングが発生しても、第１のばねがジャンプを発生する付近で素線の部分どうしが接する。このことにより、ジャンプの原因となる荷重低下を防止でき、ジャンプやバウンスの発生を抑制できる。よって、サージングを無害化できる。しかも弁ばねの荷重を低減化できることにより、動弁系のフリクションロスを小さくすることが可能である。
【００１２】
この発明の１つの形態では、前記第１のばねの素線は、前記軸荷重が所定値を越えたときに互いに接する部分を有し、前記軸荷重が前記所定値以下のときに前記第１のばねのみが前記軸線方向に撓み、前記軸荷重が前記所定値を越えたときに前記第１および第２のばねの双方が前記軸線方向に撓む。
【００１３】
前記軸荷重によって第１のばねの素線の少なくとも一部どうしが接する場合、素線の断面がオーバル形であるとよい。また素線が接する面が平坦に形成されていてもよい。
【００１４】
前記第２のばねの前記予荷重は、前記軸荷重が前記第１のばねの素線全体が密着する荷重よりも大きくなったときに、前記第２のばねが前記軸線方向に撓むように設定されていてもよい。この場合、第１のばね全体が密着状態になるまで圧縮されたときに、第２のばねが圧縮される。このことにより、さらに大きなサージング抑制効果を発揮することができる。
【００１５】
前記弁ばね装置を備えた本発明の動弁機構は、シリンダヘッドに形成されたポートを開閉する弁体を有する弁と、回転するカムによって前記弁を開方向に駆動する駆動機構と、前記弁を閉方向に駆動するための前記弁ばね装置とを具備し、前記駆動機構は、前記第１のばねのみを前記軸線方向に撓ませる機能と、前記第１のばねと前記第２のばねの双方を前記軸線方向に撓ませる機能とを有している。
【００１６】
本発明の動弁機構において、前記駆動機構は、エンジンの回転によって回転するカム軸と、エンジンの出力に応じて前記弁のリフト量を変化させる手段を有していてもよい。
【図面の簡単な説明】
【００１７】
【図１】図１は、本発明の第１の実施形態に係る弁ばね装置を備えた動弁機構の断面図である。
【図２】図２は、図１に示された動弁機構の弁が開弁方向に移動した状態の断面図である。
【図３】図３は、本発明の第２の実施形態に係る弁ばね装置を備えた動弁機構の断面図である。
【図４】図４は、図３に示された動弁機構の弁が開弁方向に移動した状態の断面図である。
【図５】図５は、弁ばねを圧縮したときの時間と応力との関係を示す図である。
【図６】図６は、図３に示された動弁機構のカム軸回転数とαｃ値との関係を示す図である。
【図７】図７は、図３に示された動弁機構のカム軸回転数と弁のリフト量との関係を示す図である。
【図８】図８は、本発明の第３の実施形態に係る動弁機構の斜視図である。
【図９】図９は、図８に示された動弁機構の断面図である。
【図１０】図１０は、図９に示された弁ばね装置における第１のばねの素線の断面図である。
【図１１】図１１は、第１のばねの素線の変形例を示す断面図である。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１８】
以下に本発明に係る弁ばね装置について、図１と図２を参照して説明する。図１と図２は、本発明の第１の実施形態の弁ばね装置を示している。エンジンのシリンダヘッド１０に吸気ポート１１が形成されている。シリンダヘッド１０に吸気用の動弁機構１２が設けられている。吸気用の動弁機構１２は、吸気弁１５と、弁ばね装置１６と、駆動機構１７などを含んでいる。吸気弁１５は吸気ポート１１を開閉する。駆動機構１７は吸気弁１５を閉じる方向に付勢する。【００１９】
シリンダヘッド１０に、排気ポート（図示せず）と、排気ポートを開閉するための排気用の動弁機構（図示せず）が設けられている。排気用の動弁機構は、吸気用の動弁機構１２とほぼ同様に構成されているため説明を省略し、以下に吸気用の動弁機構１２を代表して説明する。【００２０】
吸気ポート１１に設けられた弁（吸気弁）１５は、軸線Ｘを有する軸部２０と、吸気ポート１１を開閉する弁体２１と、ばね受け部材（リテーナ）２２などを備えている。ばね受け部材２２は、軸部２０の端部に取付けられている。軸部２０は軸線Ｘ方向に延びている。軸部２０は筒形のバルブガイド２３に挿入されている。バルブガイド２３はシリンダヘッド１０に設けられている。軸部２０は、ばね受け部材２２と一体に軸線Ｘ方向に往復移動することができる。【００２１】
駆動機構１７は、カム軸３０と、カム軸３０に取付けられたカム３１と、伝達部材３２とを含んでいる。伝達部材３２は、弁１５とカム３１との間に配置されている。カム３１は、エンジンのクランクシャフト（図示せず）が回転することによって回転する。このカム３１は、カム軸３０を中心として、図１に矢印Ａで示す方向に回転する。【００２２】
弁１５は、カム３１が矢印Ａ方向に回転することによって移動する。この弁１５は伝達部材３２を介して軸線Ｘ方向に往復運動する。駆動機構１７の他の形態は、カムによって駆動されるロッカアーム（図示せず）を備えていてもよい。このロッカアームによって、弁１５を軸線Ｘ方向に往復運動させる。その場合にはロッカアームが伝達部材として機能する
弁ばね装置１６は、ばね受け部４０とばね受け部材２２との間に配置されている。ばね受け部４０は、シリンダヘッド１０の一部である。弁ばね装置１６は、圧縮コイルばね(compression coil spring)からなるからなる第１のばね４１と、圧縮コイルばねからなる第２のばね４２とを含んでいる。第２のばね４２とハウジング５０とによって、予圧縮ばねユニット(pre-compressed spring unit)４３が構成されている。【００２３】
第１のばね４１は、第１の弁ばねとして機能する。第１のばね４１は、ばね受け部材２２と予圧縮ばねユニット４３との間に、圧縮した状態で配置されている。第１のばね４１の取付け状態での長さ、すなわち駆動機構１７によって押されていないときの長さはＳ１である。第１のばね４１の取付け荷重(installation load)は、長さＳ１の状態のもとで軸線Ｘ方向に生じる反力である。ばね受け部材２２には、駆動機構１７によって、第１のばね４１を圧縮する方向の軸荷重Ｐが加わる。軸荷重Ｐは軸線Ｘに沿う荷重である。【００２４】
予圧縮ばねユニット４３は、第２のばね４２と、第２のばね４２を収納するハウジング５０と、移動可能な可動ばね座５１などを含んでいる。第２のばね４２は、第２の弁ばねとして機能する。第１のばね４１と第２のばね４２は、軸線Ｘ方向に互いに直列に配置されている。可動ばね座５１は、ハウジング５０の内部に、軸線Ｘ方向に移動可能に収容されている。ハウジング５０の端部にストッパ５２が形成されている。ストッパ５２は、可動ばね座５１がハウジング５０の外に飛び出すことを防いでいる。【００２５】
第２のばね４２は、可動ばね座５１とハウジング５０の底壁５５との間に、予め圧縮された状態で配置されている。すなわち第２のばね４２は、予荷重を与えた状態でハウジング５０に収納されている。第２のばね４２は、軸線Ｘ方向に所定の長さＳ２以上伸びることが、ストッパ５２によって阻止されている。第２のばね４２に与えた前記予荷重は、第１のばね４１の前記取付け荷重よりも大きい。第１および第２のばね４１，４２の荷重−撓み(load-deflection)特性は、軸荷重Ｐが所定値以下のときに第１のばね４１のみが軸線Ｘ方向に撓み、軸荷重Ｐが前記所定値を越えたときに、第１および第２のばね４１，４２の双方が軸線Ｘ方向に撓む特性である。【００２６】
第２のばね４２の予荷重は、第１のばね４１の素線(wire)４１ａの少なくとも一部どうしが互いに接する軸荷重Ｐよりも大きい。またはこの予荷重は、第１のばね４１の素線４１ａの全部分が密着する直前の軸荷重Ｐよりも大きい。このため軸荷重Ｐが小さいうちは、第１のばね４１のみが圧縮されて軸線Ｘ方向に撓む。軸荷重Ｐが増大して第１のばね４１の素線４１ａのほぼ全体が接した状態になったのち、第２のばね４２が軸線Ｘ方向に撓む。【００２７】
カム３１は、カム３１の回転方向に関して、第１のカム面３１ａと第２のカム面３１ｂとを有している。カム３１が矢印Ａ方向に回転するとき、第１のカム面３１ａは、第１のばね４１の素線４１ａの少なくとも一部どうしが接するまでは、第１のばね４１のみを軸線Ｘ方向に撓ませる。第２のカム面３１ｂは、第１のばね４１の素線４１ａの少なくとも一部どうしが接したのち、さらに弁１５を全開方向に駆動することにより、第１および第２のばね４１，４２を軸線Ｘ方向に撓ませる。【００２８】
本実施形態の第２のばね４２の素線４２ａの径は、第１のばね４１の素線４１ａの径よりも小さい。しかしこれとは逆に、第２のばね４２の素線４２ａの径が第１のばね４１の素線４１ａの径よりも大きくてもよい。あるいは、第１のばね４１の素線４１ａの径と第２のばね４２の素線４２ａの径が等しくてもよい。要するに、カム３１によって軸荷重Ｐが負荷される際に、第１のばね４１の軸線Ｘ方向の撓みが所定量に達するまでは、第２のばね４２は軸線Ｘ方向に撓まない。第１のばね４１の撓みが所定値を越えたときに、第２のばね４２も軸線Ｘ方向に撓む。弁ばね４１，４２の荷重−撓み特性はこのように設定されている。【００２９】
以下に本実施形態の弁ばね装置１６を備えた動弁機構１２の作用について説明する。【００３０】
エンジンが回転すると、クランクシャフトの回転に連動して、駆動機構１７のカム３１が図１に矢印Ａで示す方向に回転する。カム３１の回転により、伝達部材３２を介して弁１５の軸部２０と弁体２１が移動する。すなわち弁体２１がポート１１を開口させる方向に移動する。【００３１】
具体的には、図１に示す状態から、カム３１が矢印Ａ方向に回転する。そうすると、第１のカム面３１ａが伝達部材３２を押すことにより、弁１５が矢印Ｂ方向に移動する。これにより第１のばね４１が圧縮される。第１のカム面３１ａは、第１のばね４１の素線４１ａの少なくとも一部どうしが接するまでは、第１のばね４１のみを圧縮する。【００３２】
図２に示すように第１のばね４１が圧縮されることにより、第１のばね４１の素線４１ａの少なくとも一部どうしが接する。そうすると、第１のばね４１の荷重（反力）が急に大きくなるため、第２のばね４２が圧縮されはじめる。このため第１のばね４１の素線４１ａ全体が密着した状態になっても、第２のばね４２が圧縮されることにより、弁１５が全開方向（最大リフト位置）に移動することが許容される。【００３３】
カム３１が、図２に示す位置からさらに矢印Ａ方向に回転することにより、第２のカム面３１ｂが伝達部材３２を押す。そうすると弁１５がさらに開弁方向に移動する。カム３１の頂部３１ｃが弁１５を押したときに、弁１５が最大リフト位置となる。【００３４】
弁１５が最大リフト位置を過ぎると、第２のばね４２が伸びることにより、可動ばね座５１がストッパ５２に当る。このため第２のばね４２は長さＳ２（図１に示す）まで伸びた状態で保持される。弁１５が閉弁方向（図１に矢印Ｃで示す方向）に移動することにより、第１のばね４１が取付け位置に復帰するとともに、弁１５が全閉状態となる。【００３５】
エンジンが高回転数で運転されると、第１のばね４１が軸線Ｘ方向に高速で振動することにより、サージングを生じる可能性が出てくる。仮に第１のばね４１にサージングが発生しても、弁１５のリフト中に第１のばね４１の素線４１ａの部分どうしが接することにより、第１のばね４１の圧縮方向（軸線Ｘ方向）の変位が拘束される。このため弁１５を押す荷重が低下することを抑制でき、弁１５がジャンプやバウンスを生じることを抑制できる。すなわちサージングを無害化することができる。【００３６】
本実施形態の弁ばね装置１６は、第２のばね４２が予荷重を与えた状態で配置されている。そしてこのばね装置１６は、弁１５の慣性力が最大となる最大リフト付近で、第１のばね４１の素線４１ａの部分どうしが接する。このため、弁１５の最大リフト付近で弁ばね装置１６の荷重を急に変えることができる。よって、弁１５のリフト行程全体の荷重を低くすることができる。【００３７】
しかも本実施形態の弁ばね装置１６は、第１のばね４１と第２のばね４２とが軸線Ｘ方向に分かれている。このことにより、サージング発生時に第１のばね４１に発生する捻り波(twisting vibration)が第２のばね４２に伝播することを防止できる。このため弁１５の慣性力が最大となる最大リフト付近での弁ばね装置１６の荷重が安定する。このことにより、第１のばね４１の荷重を従来の弁ばねと比べて低く設定することが可能となる。よって、フリクションロスを低減することが可能である。【００３８】
また第１のばね４１の素線４１ａの部分どうしが弁１５のリフト中に接するため、第１のばね４１の応力振幅を低く抑えることができる。このため第１のばね４１の耐久性が向上し、第１のばね４１の有効巻き数を減らすことが可能となる。【００３９】
以上述べたように本実施形態の弁ばね装置１６は、サージングが増大することを抑制できる。仮にサージングが生じても、弁１５のジャンプやバウンスが抑制され、サージングを無害化することができる。また従来の不等２段ピッチコイルばねや、前記特許文献に記載された従来の弁ばね装置と比較して、弁ばね装置１６の荷重を小さくすることができる。このため動弁系のフリクションロスを低減でき、エンジンの燃費向上と出力アップを図ることができる。【００４０】
図３と図４は、本発明の第２の実施形態に係る動弁機構１２を示している。この動弁機構１２の弁ばね装置１６も、第１のばね４１と、第２のばね４２すなわち予圧縮ばねとを有している。第１のばね４１の素線４１ａの径と、第２のばね４２の素線４２ａの径とが互いに同等である。それ以外の構成と機能については、図１と図２に示す第１の実施形態の動弁機構１２と同じであるため、両者に共通の部分に共通の符号を付して説明を省略する。【００４１】
図５は、一般的な弁ばねを回転するカムによって圧縮したときの時間と、弁ばねの動端側(moving end)に生じる応力との関係を示している。カム軸が低速で回転する時には、図５中に実線で示す静的応力が生じる。静的応力は滑らかなカーブを描いて変化する。カム軸が高速で回転すると、破線で示す動的応力が生じる。動的応力は激しく変動し、最大振幅が静的応力よりも大きくなる。ここで静的応力振幅をＷ１、動的応力振幅をＷ２、振幅比率αｃ＝Ｗ２／Ｗ１とする。カム軸の回転が大きくなるほど、サージングによって動的応力が大きくなるため、αｃ値が大きくなる。【００４２】
図６は、前記αｃ値に関し、本発明に係る弁ばね装置１６の前記第１のばね４１と、従来の不等２段ピッチコイルばねとを比較したものである。本発明に係る弁ばね装置１６では、カム軸回転数が４０００ｒｐｍ付近になっても、αｃ値は、ほぼ１を維持することができている。これに対し、従来の不等２段ピッチコイルばねでは、カム軸回転数が増加するにつれてαｃ値が増加し、４０００ｒｐｍ付近では２以上に達している。【００４３】
図７は、カム軸回転数と弁のリフト量との関係について、本発明に係る弁ばね装置１６と、従来の不等２段ピッチコイルばねとを比較したものである。本発明に係る弁ばね装置１６では、カム軸回転数が３５００ｒｐｍを越えても、０．５ｍｍ以上のジャンプは発生していない。これに対し、従来の不等２段ピッチコイルばねでは、カム軸回転数が３５００ｒｐｍを越えると、０．５ｍｍ以上のジャンプが発生し、動弁機構として運動限界に達している。【００４４】
図８から図９は本発明の第３の実施形態に係る動弁機構１２を示している。この動弁機構１２は、エンジンの出力に応じて弁１５のリフト量を変化させることのできる可変駆動機構１７´を備えている。可変駆動機構１７´の一例は、カム軸３０に設けられた低出力用の第１のカム３３と、カム軸３０に設けられた高出力用の第２のカム３４と、ロッカ軸３５に設けられた第１ロッカアーム３６と、ロッカ軸３５に設けられた第２ロッカアーム３７と、切換手段３８とを備えている。第１ロッカアーム３６は、第１のカム３３のカム面が当接する第１カムフォロア３６ａを備えている。第２ロッカアーム３７は、第２のカム３４のカム面が当接する第２カムフォロア３７ａを備えている。【００４５】
切換手段３８は、第１の位置と第２の位置とにわたって移動可能な切換部材３９を備えている。この切換部材３９は、例えば油圧によって駆動される。エンジンが低出力のとき、切換部材３９は第１の位置にあり、第１ロッカアーム３６と第２ロッカアーム３７とが切離されている。このため低出力中は第１のカム３３によって第１ロッカアーム３６が駆動され、弁１５のリフト量は小さい。【００４６】
エンジンが高出力のとき、切換部材３９が第２の位置に移動する。切換部材３９が第２の位置に移動すると、第１ロッカアーム３６と第２ロッカアーム３７とが結合される。このため高出力中は、第２のカム３４の回転が第２ロッカアーム３７を介して第１ロッカアーム３６に伝達され、弁１５のリフト量が大きくなる。なお可変リフト駆動機構１７´は、前記以外の構成であってもよい。【００４７】
以上説明した可変駆動機構１７´を備えた動弁機構１２は、エンジンの低出力時に、第１のカム３３によって、ばね定数の小さな第１のばね４１のみが圧縮される。このため弁ばね装置１６の荷重を小さくすることができ、フリクションロスをさらに低減できる。よって、エンジンの燃費向上と出力アップを図ることができる。エンジンの高出力時にのみ、第２のカム３４によって、第１および第２のばね４１，４２を圧縮することができる。【００４８】
好ましくは、図１０に示すように、第１のばね４１の素線４１ｆの断面がオーバル形であるとよい。この素線４１ｆの断面は、半円形の部分６０と、半楕円形の部分６１とによって構成されている。半楕円形の部分６１がコイルばね４１の内側を向いている。この素線４１ｆの断面の長軸Ｙと、第１のばね４１の軸線Ｘとのなす角度はほぼ９０°である。従って、第１のばね４１が軸線Ｘ方向に圧縮されて撓むと、素線４１ｆの一部どうしが長軸Ｙに沿う面（図１０中にＱで示す個所）で接触する。素線４１ｆの断面がオーバル形であれば、断面が真円形の素線４１ａと比較して、接触箇所Ｑの面積が大きくなる。【００４９】
このため素線４１ｆの一部どうしが接触した状態において、素線４１ｆの位置がずれにくくなり、第１のばね４１の特性が安定する。しかも素線４１ｆの断面がオーバル形であれば、ばね４１が圧縮されたときに、コイルばね４１の内面側に生じる応力と外面側に生じる応力とが均等化し、ばね４１を軽量化することができるという利点もある。上記以外の構成と機能に関し、本実施形態の動弁機構１２（図８〜図９）は、図３と図４に示す動弁機構１２と共通であるため、両者に共通の部分に共通の符号を付して説明を省略する。【００５０】
図１１はオーバル形の素線４１ｇの他の例を示している。この素線４１ｇの断面は、半円形の部分６０と、半楕円形の部分６１と、これらの部分６０，６１をつなぐ長さＬの平坦部６２とによって構成されている。この平坦部６２において、素線４１ｇの一部どうしが向かい合っている。このような断面形状の素線４１ｇは、第１のばね４１が圧縮されたときに、平坦部６２において素線４１ｇの一部どうしが接触する。このため接触箇所の面積がさらに大きくなることにより、素線４１ｇの位置ずれが生じにくくなり、第１のばね４１の特性が安定する。なお、第１のばね４１の素線の断面は矩形でもよい。
【産業上の利用可能性】
【００５１】
本発明のばね装置はエンジンの動弁機構に好適に用いることができるが、動弁機構以外の装置にも使用できる。本発明を実施するに当たって、弁や駆動機構、第１のばね、第２のばねをはじめとして、発明の構成要素を適宜に変形して実施できることは言うまでもない。例えば第１のばねの素線の一部どうしが接する前に、第２のばねが圧縮されるように構成されていてもよい。また第２のばねに皿ばねや波形ワッシャ(wave washer)が使用されてもよい。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【国際調査報告】
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