(57)【要約】【課題】  付勢手段の付勢力を弱く設定することによって中・高速走行時における低背圧化要求を満足させつつ、エンジンの低速回転時に必要とされる低騒音化要求を同時に満足させることができる排気制御弁の提供。【解決手段】  弁体２における弁座１のシート部１２との対向面側に、小突起２４が突出形成されることにより、排気制御弁Ａの閉弁状態で弁座１のシート部１２と弁体２における本体部２１の外周縁部とが互いに対面する両シール面１２a 、２１a 相互間に平均０．２ｍｍ以下の隙間ｈが形成され、弁座１のシート部１２と弁体２の本体部２１とが互いに対面する両シール面１２a 、２１a の半径方向幅Ｗが隙間ｈの２０倍以上に設定されている。【選択図】      図４
2005214024.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
消音器本体内における排気流通路の途中に設けられる弁座に対し支軸を介して開閉可能に設けられた弁体と、
該弁体のシール面を前記弁座のシール面に対面させて排気制御弁を閉じる方向に付勢する付勢手段と、
を備えた排気制御弁において、
該排気制御弁の閉弁状態で互いに対面する前記弁座と弁体の両シール面相互間に平均０．２ｍｍ以下の隙間が形成され、
前記弁座と弁体とが互いに対面するシール面の半径方向幅が前記隙間の２０倍以上に設定されていることを特徴とする排気制御弁。
【請求項２】
請求項１に記載の発明において、前記弁座と弁体とが互いに対面するシール面の半径方向幅が前記弁体における排気ガスの受圧部口径の２０％以上の広さに設定されていることを特徴とする排気制御弁。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、消音器内に配置された排気パイプの端部や、仕切板（バッフルプレート）に形成された連通穴の部分等に設けられ、排気圧に応じて開閉する排圧感応式の排気制御弁に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来のこの種の排気制御弁は、エンジン側から流入する排気の圧力変動に対応して消音器本体内部の小室同士を任意の組み合わせで連通するように配置した排気通路を開閉することにより、消音効果を向上させつつ、排気圧力損失によるエンジン出力の低下を防止するために消音器内に組み込まれるようになっている
このような排気制御弁としては、例えば、図８、９に示すように、消音器本体内の排気パイプ１０１の端部に設けられた弁座１０２の環状シート面１０３に対し支軸１０４を介して開閉可能に設けられた弁体１０５と、前記支軸１０４にコイル部１０６ａが係止され前記弁体１０５を弁座１０２のシート面１０３に当接させて排気制御弁を閉じる方向に付勢するコイルスプリング１０６とを備えた構造となっており、エンジンの低速回転時には、このコイルスプリング１０６の付勢力によって排気パイプ１０１を閉じて前記小室を共鳴室として消音効果を優先させるように作用させ、エンジンの高速回転時には、排気圧がコイルスプリング１０６の付勢力に勝るようになった時に弁体１０５を押し開くことで排気パイプ１０１を開き、前記小室を拡張室として高速時の低背圧化によるエンジン出力の低下防止を優先させるようになっている（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
【特許文献１】特開２００２−２３５５３６号公報  （明細書（３）頁、図１）
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら、従来のこの種の排気制御弁は、エンジン側から流入する排気の圧力変動に対応して排気通路を開閉することにより、消音効果を向上させつつ、エンジン出力の低下を防止するために消音器内に組み込まれるものであるが、従来例の排気制御弁（特許文献１）にあっては、上述のように、コイルスプリング１０６のコイル部１０６ａが弁体１０５を軸支した支軸１０４に装着（軸支）された構造であるため、コイルスプリング１０６の付勢力は、弁体１０５の初期開弁時よりも、その開度が大きくなるにつれて大きくなるように作用し、このため、エンジンの高速回転時において十分に背圧を低下させることができないという問題点がある。
【０００５】
この場合、コイルスプリング１０６の付勢力を弱めに設定することにより、エンジンの高速回転時における背圧を十分に低下させて排気圧力損失を低減させることは可能であるが、その反面、エンジンの低速回転時から弁体１０５が開き始めることになるため、エンジンの低速回転時における低騒音化要求が満たされなくなるという問題がある。
【０００６】
このように、従来構造では、エンジン低速回転時の低騒音化対策と、エンジン高速回転時の低背圧化対策は二律背反の関係にあり、両要求を同時に満足させることができないという問題があった。
【０００７】
本発明の解決しようとする課題は、付勢手段の付勢力を弱く設定することによって中・高速走行時における低背圧化要求を満足させつつ、エンジンの低速回転時に必要とされる低騒音化要求を同時に満足させることができる排気制御弁を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記課題を解決するため請求項１記載の排気制御弁では、消音器本体内における排気流通路の途中に設けられる弁座に対し支軸を介して開閉可能に設けられた弁体と、該弁体のシール面を前記弁座のシール面に対面させて排気制御弁を閉じる方向に付勢する付勢手段と、を備えた排気制御弁において、該排気制御弁の閉弁状態で互いに対面する前記弁座と弁体の両シール面相互間に平均０．２ｍｍ以下の隙間が形成され、前記弁座と弁体とが互いに対面するシール面の半径方向幅が前記隙間の２０倍以上に設定されていることを特徴とする手段とした。
【０００９】
請求項２記載の排気制御弁は、請求項１記載の排気制御弁において、前記弁座と弁体とが互いに対面するシール面の半径方向幅が前記弁体における排気ガスの受圧部口径の２０％以上の広さに設定されていることを特徴とする手段とした。
【発明の効果】
【００１０】
請求項１記載の排気制御弁では、上述のように、排気制御弁の閉弁状態で互いに対面する弁座と弁体の両シール面相互間に平均０．２ｍｍ以下の隙間が形成されているため、閉弁状態からエンジンを駆動させ、該エンジンの回転数が所定の低速回転数域においては、大径の排気通路を流れる排気ガスが弁座と弁体との両シール面相互間に形成された微小（０．２ｍｍ以下）の隙間を通過する際の流速が、排気通路における排気ガスの流速に対し、隙間と排気通路との流通断面積比（排気通路の流通断面積/隙間の流通断面積）倍の流速になるため、ベルヌーイの定理に基づき、両シール面相互間に形成される隙間内の圧力が低下し低圧状態となる。
【００１１】
そして、この隙間内の圧力(低圧)と弁体の裏側に作用する圧力との差圧は弁体のシール面に作用し、該弁体を弁座のシール面に引き寄せる閉弁力として作用するため、この両シール面の半径方向幅を所定以上（隙間の２０倍以上）に設定しておくことにより、付勢手段による閉弁力に、低下した隙間内の圧力(低圧)に基づく閉弁力が加算された状態となるもので、これにより、開弁初期段階におけるエンジン回転数に対する開弁タイミングを遅らせることができるようになる。
【００１２】
従って、隙間内の圧力(低圧)に基づく閉弁力の分だけ付勢手段の付勢力を弱く設定することによって中・高速走行時における低背圧化要求を満足させつつ、エンジンの低速回転時に必要とされる低騒音化要求を同時に満足させることができるようになるという効果が得られる。
また、上述のように、付勢手段の付勢力を弱く設定できるため、該付勢手段のコストを低減できるようになる。
【００１３】
請求項２記載の排気制御弁では、上述のように、前記弁座と弁体とが互いに対面するシール面の半径方向幅を弁体における排気ガスの受圧部口径の２０％以上の広さに設定することにより、隙間内の圧力(低圧)に基づく十分な閉弁力が得られるようになる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
この発明の実施例を図面に基づいて説明する。
【実施例】
【００１５】
この実施例の排気制御弁は、請求項１、２に記載の発明に対応する。
まず、この実施例の排気制御弁の構成を図面に基づいて説明する。
図１は、この実施例の排気制御弁が組み込まれた消音装置を示す概略断面図（（イ）は閉弁状態、（ロ）は開弁状態）、図２はこの実施例の排気制御弁の詳細を示す平面図、図３は図２の中央縦断側面図、図４は図３の要部拡大断面図である。
この実施例の排気制御弁Ａは、図２〜４に示すように、弁座１と、弁体２と、該弁体２を軸支する支軸３と、コイルスプリング（付勢手段）４とを主な構成として備えている。
【００１６】
前記弁座１は、後述の消音器本体７内におけるインナーパイプ（排気流通路）９ｂの上流側開口端部に接続固定されるパイプ部１１と、該パイプ部１１の端部から外方に向けて略水平に延設された環状のシート部１２と、該シート部１２の一端から外方に向けて水平方向に延設された基板部１３、および、該基板部１３の両側を上向きに折曲して垂直に立ち上げた一対の軸支持部１４、１４とを備えている。
【００１７】
前記弁体２は、その外周縁部が前記シート部１２に対面する広さを有する本体部２１と、該本体部２１の一端から外方に向けて水平方向に延設された基板部２２、および、該基板部２２の側を上向きに折曲して垂直に立ち上げた一対の軸支持部２３、２３とを備え、該両軸支持部２３、２３を前記両軸支持部１４、１４間に横架された前記支軸３に対し回動自在に軸支することにより、該支軸３を中心として弁座１に対し弁体２が開閉自在な状態に組み付けられている。
【００１８】
前記コイルスプリング４は、前記支軸３の回りにそのコイル部４１が装着されていて、その両端を弁体２における本体部２１の略中央部と弁座１の基板部１３にそれぞれ当接係止させることにより、弁体２の本体部２１を弁座１のシート部１２方向に押圧して制御弁を閉じる方向に付勢力を作用させている。
【００１９】
そして、図３にその詳細を示すように、前記弁体２における弁座１のシート部１２との対向面側に、小突起２４が突出形成されることにより、図４に示すように、排気制御弁Ａの閉弁状態で弁座１のシート部１２と弁体２における本体部２１の外周縁部とが互いに対面する両シール面１２a 、２１a 相互間に平均０．２ｍｍ以下の隙間ｈが形成されている。なお、前記小突起２４は弁座１側に設けてもよい。
【００２０】
また、前記弁座１のシート部１２と弁体２の本体部２１とが互いに対面する両シール面１２a 、２１a の半径方向幅Ｗが前記隙間ｈの２０倍以上に設定されている。
【００２１】
さらに、前記弁座１のシート部１２と弁体２の本体部２１とが互いに対面する両シール面１２a 、２１a の半径方向幅Ｗが、弁体２における排気ガスの受圧部口径φｄの２０％以上の広さに設定されている。
【００２２】
この実施例の排気制御弁Ａが組み込まれた消音装置は、図１に示すように、消音器本体７と、インナープレート８と、インレットパイプ９ａと、インナーパイプ９ｂと、アウトレットパイプ９ｃとを主な構成として備えている。
【００２３】
前記消音器本体７は、略円筒状のアウターシェル７１と、該アウターシェル７１の前後両端開口部を閉塞するアウタープレート７２、７３とで構成されている。そして該消音器本体７の内部は、前記インナープレート８により第１消音室（拡張室）７ａと第２消音室（拡張室）７ｂとに仕切られている。
【００２４】
前記インレットパイプ９ａは、上流側のアウタープレート７２およびインナープレート８を貫通した状態でその下流側開口部が第２消音室７ｂに連通され、また、前記アウトレットパイプ９ｃは、インナープレート８および下流側のアウタープレート７３を貫通した状態でその上流側開口部が第１消音室７ａに連通されている。
【００２５】
前記インナーパイプ９ｂは、インナーパネルを貫通した状態で設けられることにより第１消音室７ａと第２消音室７ｂとの間が連通された状態となっている。そして、このインナーパイプ９ｂにおける第１消音室７ａ側開口端部に、前記排気制御弁Ａが組み付けられている。
そして、前記インナープレート８には、第１消音室７ａと第２消音室７ｂとの間を常時連通する連通孔８ａが形成されている。
【００２６】
次に、本実施例の作用・効果を説明する。
［エンジンの低速回転時］
この実施例の排気制御弁Ａでは、上述のように構成されるため、まず、アイドリング時や低速走行時等のようにエンジンの回転数が所定の低速回転数域においては開弁しない程度にコイルスプリング４の付勢力を設定しておくことにより、エンジンの低回転時においては、消音装置内を流れる排気圧力が小さいため、図１（イ）に示すように、コイルスプリング４の付勢力の方が上回って排気制御弁Ａが閉じた状態に維持される。
【００２７】
このように、エンジンの低速回転時においては、エンジンからの排気ガスは、まずインレットパイプ９ａを経由して第２消音室（拡張室）７ｂ内に流入することにより、所定の圧力損失に基づく所定の消音効果が得られる。
【００２８】
次に、第２消音室（拡張室）７ｂ内に流入した排気ガスがインナープレート８に形成された連通孔８ａから第１消音室（拡張室）７ａ内に流入することにより、所定の圧力損失に基づく所定の消音効果が得られる。
【００２９】
そして、第１消音室（拡張室）７ａ内に流入した排気ガスは、アウトレットパイプ９ｃを経由して消音器本体７の外部に排出される。
従って、エンジンの低速回転時に必要とされる低騒音化要求を満足させることができる。
【００３０】
ところが、この実施例の排気制御弁Ａでは、上述のように、排気制御弁Ｗの閉弁状態で互いに対面する弁座１のシート部１２と弁体２における本体部２１の外周縁部とが互いに対面する両シール面１２a 、２１a 相互間に平均０．２ｍｍ以下の隙間ｈが形成されているため、エンジンの回転数が所定の低速回転数域においては、大径の排気通路を流れる排気ガスが弁座１と弁体２との両シール面１２a 、２１a 相互間に形成された微小（０．２ｍｍ以下）の隙間ｈを通過する際の流速Ｖ２が、排気通路における排気ガスの流速Ｖ１に対し、隙間ｈと排気通路との流通断面積比（排気通路の流通断面積/隙間の流通断面積）倍の流速になるため、次式に示すベルヌーイの定理に基づき、両シール面１２a 、２１a 相互間に形成される隙間ｈ内の圧力Ｐ２が低下し第１消音室７ａの圧力より低圧状態となる（図４参照）。
Ｐ１＋γＶ１２ ／２ｇ＝Ｐ２＋γＶ２２ ／２ｇ
なお、Ｐ１は排気通路内圧力、Ｐ２は隙間ｈ内の圧力、Ｖ１は排気通路内における排気ガスの流速、Ｖ２は隙間ｈ内における排気ガスの流速、γは流体の密度、ｇは重力加速度である。
【００３１】
そして、この隙間ｈ内の圧力(低圧)と第１消音室７ａとの圧力差は弁体２のシール面２１a に作用し、該弁体２を弁座１のシール面１２a に引き寄せる閉弁力として作用する。
ちなみに、図５は、コイルスプリング４のばね力が１．３５ｋｇの場合の、排気通路内圧力（制御弁入り口圧力）Ｐ１変化に対する開弁力特性（＋は開弁力、−は閉弁力）を示す実験データで、図５（イ）は両シール面１２a 、２１a の半径方向幅（シール面幅）Ｗを３．７ｍｍ、図５（ロ）は７ｍｍ、図５（ハ）は１０ｍｍにそれぞれ設定した場合を示し、それぞれ隙間ｈを０．１ｍｍ、０．２ｍｍ、０．３ｍｍ、０．４ｍｍに設定した場合の閉弁力特性を示しており、この特性図から明らかなように、両シール面１２a 、２１a の半径方向幅Ｗが広い程、また、隙間ｈが小さい程、閉弁力が大きくなることがわかる。
【００３２】
そこで、両シール面１２a 、２１a の半径方向幅（シール面幅）Ｗを所定以上（隙間ｈの２０倍以上）に設定しておくことにより、コイルスプリング４による閉弁力に、低下した隙間ｈ内の圧力(低圧)に基づく閉弁力が加算された状態となるもので、これにより、開弁初期段階におけるエンジン回転数に対する開弁タイミングを遅らせることができるようになる。
【００３３】
従って、隙間ｈ内の圧力(低圧)Ｐ２に基づく閉弁力の分だけコイルスプリング４の付勢力を弱く設定しても、エンジンの低速回転時に必要とされる低騒音化要求を満足させることができるようになる。
【００３４】
また、図６は、受圧部口径φｄに対する両シール面１２a 、２１a の半径方向幅（シール面幅）Ｗの比率（Ｗ／φｄ比）を、１１％、１５％、２３％、２７％にそれぞれ設定した時の排気ガス流量の変化に対する排気通路内圧力（制御弁入り口圧力）Ｐ１の変動特性を示す実験データであり、この実験データから明らかなように、Ｗ／φｄを大きくする程、○で示す開弁点における排気通路内圧力（制御弁入口圧力）Ｐ１が高くなる、即ち、開弁タイミングを遅らせることができることがわかる。
なお、ここで用いた供試バルブは、一般的なプレス成形品であり、図２〜４で便宜上表した小突起７ａは設けていないが、面接触が保たれ、入口圧力上昇に伴い微小隙間が形成され、低圧状態が発生している。
【００３５】
また、図７は、受圧部口径φｄに対する両シール面１２a 、２１a の半径方向幅（シール面幅）Ｗの比率（Ｗ／φｄ比）を、１１．１％、１５．０％、２３．３％、２７．３％にそれぞれ設定した時の隙間ｈ内の圧力(低圧) Ｐ２に基づく閉弁力を示す実験データであり、この実験データからあきらかなように、前記Ｗ／φｄ比を２０％以上に設定することによって、隙間ｈ内の圧力(低圧) Ｐ２に基づく十分な閉弁力が得られるようになる。
【００３６】
［エンジンの中・高速回転時］
次に、エンジンの回転数が所定の低速回転域を越え、排気圧力がコイルスプリング４の付勢力に前記隙間ｈ内の圧力(低圧) Ｐ２に基づく閉弁力を加算した閉弁力を越えるエンジンの中・高速回転時においては、図１（ロ）に示すように、排気制御弁Ａが開弁する。そして、排気制御弁Ａが開弁すると、前記隙間ｈ内の圧力(低圧) Ｐ２に基づく閉弁力を加算した閉弁力が作用しなくなるため、弁体２の開度を大きくすることができるようになる。
【００３７】
このように、エンジンの中・高速回転時においては、エンジンからの排気ガスは、まずインレットパイプ９ａを経由して第２消音室（拡張室）７ｂ内に流入することにより、所定の圧力損失に基づく所定の消音効果が得られる。
【００３８】
次に、第２消音室（拡張室）７ｂ内に流入した排気ガスの一部がインナープレート８に形成された連通孔８ａから第１消音室（拡張室）７ａ内に流入することにより、所定の圧力損失に基づく所定の消音効果が得られる他に、第２消音室（拡張室）７ｂ内に流入した排気ガスの大部分はインナーパイプ９ｂおよび開弁した排気制御弁Ａを経由して第１消音室（拡張室）７ａ内に流入することにより、所定の圧力損失に基づく所定の消音効果が得られる。
【００３９】
そして、第１消音室（拡張室）７ａ内に流入した排気ガスは、アウトレットパイプ９ｃを経由して消音器本体７の外部に排出される。
従って、排気制御弁Ａが開弁することにより、第２消音室（拡張室）７ｂから第１消音室（拡張室）７ａに排気ガスが流入する際の排気抵抗が低減され、これにより、エンジンの中・高速回転時に必要とされる低背圧化要求を満足させることができる。
【００４０】
以上詳細に説明してきたように、この実施例の排気制御弁Ａによれば、隙間ｈ内の圧力(低圧) Ｐ２に基づく閉弁力の分だけコイルスプリング４の付勢力を弱く設定することによって中・高速走行時における低背圧化要求を満足させつつ、エンジンの低速回転時に必要とされる低騒音化要求を同時に満足させることができるようになるという効果が得られる。
また、上述のように、コイルスプリング４の付勢力を弱く設定できるため、該コイルスプリング４のコストを低減できるようになる。
【００４１】
以上本実施例を説明してきたが、本発明は上述の実施例に限られるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても、本発明に含まれる。
例えば、実施例では、弁座１のシート部１２および弁体２の本体部２１が平面状に形成されたものを例にとったが、テーパ状に形成されたものにも本発明を適用することができる。
【００４２】
また、実施例では、付勢手段として、コイルスプリング４を用いたが、その他に、板スプリング等公知の付勢手段を用いることができる。
また、実施例では、消音器本体７内のインナーパイプ９ｂの上流側開口端部に弁座１を設けたが、消音装置の内部構造に応じて消音器本体７内のインナープレートに設けるようにしてもよく、この場合においても同様の効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【００４３】
【図１】実施例の排気制御弁が組み込まれた消音装置を示す概略断面図（（イ）は閉弁状態、（ロ）は開弁状態）である。
【図２】実施例の排気制御弁の詳細を示す平面図である。
【図３】実施例の排気制御弁を示す縦断側面図である。
【図４】図３の要部拡大断面図である。
【図５】実施例の排気制御弁における排気通路内圧力（制御弁入り口圧力）変化に対する開弁力特性を示す実験データである。
【図６】実施例の排気制御弁における排気ガス流量の変化に対する排気通路内圧力（制御弁入り口圧力）の変動特性を示す実験データである。
【図７】実施例の排気制御弁における隙間内の圧力(低圧)に基づく閉弁力を示す実験データである。
【図８】従来例の排気制御弁を示す平面図である。
【図９】従来例の排気制御弁を示す縦断側面図である。
【符号の説明】
【００４４】
Ａ  排気制御弁
Ｗ  半径方向幅
ｈ  隙間
１  弁座
１１  パイプ部
１２  シート部
１２ａ  シール面
１３  基板部
１４  軸支持部
２  弁体
２１  本体部
２１ａ  シール面
２２  基板部
２３  軸支持部
２４  小突起
３  支軸
４  コイルスプリング（付勢手段）
４１  コイル部
７  消音器本体
７ａ  第１消音室（拡張室）
７ｂ  第２消音室（拡張室）
７１  アウターシェル
７２  アウタープレート
７３  アウタープレート
８  インナープレート
８ａ  連通孔
９ａ  インレットパイプ
９ｂ  インナーパイプ
９ｃ  アウトレットパイプ
【図１】
2005214024.tif 000003
【図２】
2005214024.tif 000004
【図３】
2005214024.tif 000005
【図４】
2005214024.tif 000006
【図５】
2005214024.tif 000007
【図６】
2005214024.tif 000008
【図７】
2005214024.tif 000009
【図８】
2005214024.tif 000010
【図９】
2005214024.tif 000011