(57)【要約】【課題】アクチュエータ等の直線移動部材の直線運動の移動量に応じて、単位移動量に対する回転軸の回転角度の大きさと伝達される回転トルクの大きさとを段階的に変化させることができるクランク機構を提供する。【解決手段】回転軸１４に固定又は枢支した回転レバー１３に受動部１３ａ，１３ｂを設けると共に、駆動部側の直線移動部材１８の直線運動を前記受動部１３ａ，１３ｂを介して前記回転軸１４の回転運動に変換するクランク機構において、前記受動部１３ａ，１３ｂを前記回転軸１４の中心１４ｃとの距離Ｌａを変化させて複数設け、前記直線移動部材１８の直線運動の移動量Ｓ１に応じて、前記複数の受動部１３ａ，１３ｂの内から力を伝達する受動部を選択し、この選択した受動部のみで前記直線移動部材１８と前記回転レバー１３の間で力を伝達させるように構成する。【選択図】図１
2009008203.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転軸に固定又は枢支した回転レバーに受動部を設けると共に、駆動部側の直線移動部材の直線運動を前記受動部を介して前記回転軸の回転運動に変換するクランク機構において、
前記受動部を前記回転軸の中心との距離を変化させて複数設けると共に、
前記直線移動部材の直線運動の移動量に応じて、前記複数の受動部の内から力を伝達する受動部を選択し、この選択した受動部のみで前記直線移動部材と前記回転レバーの間で力を伝達させると共に、選択外の受動部では前記直線移動部材と前記回転レバーの間で力を伝達させないように構成したことを特徴としたクランク機構。
【請求項２】
前記受動部を前記回転レバーに固定したピンで形成すると共に、
該ピンに係合する前記直線移動部材側のガイド部を、
前記直線移動部材と前記回転レバーの間で力を伝達させている間は、前記選択された受動部の前記ピンと摺動するように形成し、
前記直線移動部材と前記回転レバーの間で力を伝達させていない間は、前記選択された受動部の前記ピンとの間に隙間を設けて摺動しないように形成したことを特徴とした請求項１記載のクランク機構。
【請求項３】
前記受動部の選択に際して、前記直線移動部材の直線運動の移動量の増加に伴って、前記回転軸の中心からの距離が大きくなるように、前記受動部を順番に変化させたことを特徴とする請求項１又は２記載のクランク機構。
【請求項４】
前記ガイド部における前記ピンと摺動方向を、前記直線移動部材の移動方向に対して直角方向としたことを特徴とする請求項２又は３記載のクランク機構。
【請求項５】
前記受動部を前記回転レバーに固定した第１ピンと第２ピンで形成し、前記ガイド部を前記第１ピンと係合する第１ガイド部と、前記第２ピンと係合する第２ガイド部とで形成すると共に、
前記第１ピンに係合する第１ガイド部における摺動部分を、前記直線移動部材の移動方向に対して直角方向に形成された第１の長孔で形成し、前記第１ガイド部における非摺動部分を前記第１の長孔に連続する第１の遊嵌孔で形成し、
更に、前記第２ピンに係合する第２ガイド部における非摺動部分を、第２の遊嵌孔で形成し、前記第２ガイド部における摺動部分を、前記直線移動部材の移動方向に対して直角方向に形成され、かつ、前記第２の遊嵌孔に連続する第２の長孔で形成したことを特徴とする請求項４記載のリンク機構。
【請求項６】
請求項１、２、３、４又は５記載のクランク機構を備えて、前記回転軸の回転により弁体を弁座に当接及び離間させるように構成したことを特徴とするスイングレバー型バルブ。
【請求項７】
請求項６のスイングレバー型バルブを、内燃機関の２ステージターボシステムの排気切替部に使用したことを特徴とする内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、アクチュエータ等の直線運動の単位移動量に対する回転角度の大きさと力に対する回転トルクの大きさの割合を段階的に変更できるクランク機構と、このクランク機構を備えたスイングレバー式バルブと、このスイングレバー式バルブを備えた内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
自動車等に搭載されるエンジン（内燃機関）の２ステージターボシステム（２段過給システム）では、図１０に示すように、エンジン（Ｅ）１の排気マニホールド２に接続して高圧段ターボチャージャ３を設けると共に、排気マニホールド２と高圧段ターボチャージャ３のタービン３ｔの出口の合流部に排気切替バルブ１０Ｘを設け、この排気切替バルブ１０Ｘの下流に低圧段ターボチャージャ４のタービン４ｔを連結している。
【０００３】
これらのタービン３ｔ、４ｔの作動に関しては、２ステージターボシステムでは、次のように、高圧段排気調整バルブ３ｖと排気切替バルブ１０Ｘの弁開度を制御することで、高圧段タービン３ｔと低圧段タービン４ｔの仕事を分配し、それぞれの仕事量を調整している。
【０００４】
排気切替バルブ１０Ｘが閉じている段階では、高圧段排気調整バルブ３ｖが全閉の時に排気ガスＧの全量が高圧段タービン３ｔを通って仕事をし、その後、低圧段タービン４ｔに入って仕事をする。そして、高圧段排気調整バルブ３ｖが開き出すと、排気ガスＧの一部が高圧段タービン３ｔを迂回して直接低圧段タービン４ｔに流入するようになるので、高圧段タービン３ｔの仕事量は減り、低圧段タービン４ｔの仕事量が増える。
【０００５】
更に、排気切替バルブ１０Ｘが開き始めると、低圧段タービン４ｔの仕事量が増える。そして、排気切替バルブ１０Ｘが全開になると、排気ガスＧの全量が高圧段タービン３ｔを迂回して低圧段タービン４ｔに流れ、高圧段タービン３ｔは仕事をしないで、低圧段タービン４ｔだけが仕事をすることになる。
【０００６】
この排気切替バルブ１０Ｘは、高圧段タービン３ｔが仕事をしている時は閉弁され、排気マニホールド２内の高いガス圧をシールする。また、排気切替バルブ１０Ｘは、低圧段タービン４ｔが仕事をしている時には開弁されるが、この開弁時は、高負荷運転時に相当し、８００℃近い排気ガスＧの全量がこの排気切替バルブ１０Ｘを流れるので、この排気切替バルブ１０Ｘのバルブ部分は、高温の排気ガスの流れに直接曝されることになる。
【０００７】
図１１に、従来技術の排気切替バルブ１０Ｘの構造を示す。図１１に示すように、この排気切替バルブ１０Ｘは、スイングレバー式バルブであり、アクチュエータ１１とその受圧面１１ｂに接続された第１リンク１２と、この第１リンク１２にピン１２ａで連結する回転レバー１３と、この回転レバー１３が固定された回転軸１４と、この回転軸１４に固定された第２リンク１５と、第２リンク１５の先に固定された弁体１６と、この弁体１６が当接してシールを行う弁座１７とを有して構成される。
【０００８】
そして、この排気振替バルブ１０Ｘが閉弁されている時は、アクチュエータ１１の内部に設置されたスプリング１１ａの付勢力Ｆ１により第１リンク１２は、図２の下方向に力Ｆ１を与え、回転レバー１３を押し下げて、回転軸１４を図２の反時計回りの回転トルクＲ１を作用させる。この回転トルクＲ１は回転軸１４と一体化した第２のリンク１５を介して弁体１６を図２の右方向に力Ｆ２で弁座１７に押し付ける。この弁座１７に押し付けた弁体１６により、排気切替バルブ１０の高圧側Ｐ１と低圧側Ｐ２を隔てるシールを形成する。この弁体１６でシールするための力Ｆ２は高圧側のガス圧Ｐ１と低圧側のガス圧Ｐ２の差（バルブシール面前後のガス圧Ｐｇ）に係数ｋ（ｋは１以上）を掛けた数値（ｋ（Ｐ１−Ｐ２））を超える値に設定される。つまり、この力Ｆ２が、Ｆ２＝Ｆ１×Ｌａ／Ｌｂ＞ｋ（Ｐ１−Ｐ２）になるようにする。
【０００９】
この排気切替バルブ１０Ｘを開弁する場合は、アクチュエータ１１の上部に負圧（Ｐ３＜Ｐ４）を導入し、アクチュエータ１１内の受圧面１１ｂで仕切られた下室１１ｃと上室１１ｄとの圧力差（Ｐ４−Ｐ３）で内部の受圧面１１ｂをスプリング１１ａを縮める方向に動かし、受圧面１１ｂ及び第１リンク１２の上方向移動により排気切替バルブ１０Ｘの弁体１６を開弁する。排気切替バルブ１０Ｘの弁開度αは、受圧面１１ｂと第１リンク１２の上下動の移動量Ｓ１により調整される。この従来技術の排気切替バルブ１０Ｘの構造では、受圧面１１ｂと第１リンク１２のストロークＳ１と弁開度αは、図１２に示すように直線関係になる。
【００１０】
この２ステージターボシステムでは、高圧段ターボチャージャ３ｔを使用する時に、排気マニホールド２内（高圧段タービン入口）のガス圧Ｐ１が非常に高い値となるので、これをシールするためには、弁体１６を弁座１７に押圧する力Ｆ２を大きくする必要がある。この大きな力Ｆ２を得る方法には、アクチュエータ１１のスプリング１１ａの付勢力Ｆ１を大きくする方法と、図１１の回転レバー１３のレバー長さＬａを大きくする方法とがある。
【００１１】
しかしながら、前者の場合は、アクチュエータ１１の作動力を大きくするためにアクチュエータ１１が大型化し、また、後者の場合も、弁開度αを確保するために、アクチュエータ１１の移動量を大きくする必要があるので、アクチュエータ１１が大型化する。
【００１２】
つまり、後者の場合、図１３及び図１４に示すように、回転レバー１３のレバー長さＬａを長く取るほど、弁体１６を弁座（シール面）１７に押し付ける力（シール力）Ｆ２は大きくなるが、アクチュエータ１１のストローク量Ｓ１に対する回転軸１４の回転角度αは少なくなる。この回転軸１４の回転角度（弁開度）αを充分に取ることができないと、図１５に示すように、ガス流れＧｆは弁体１６のバルブ面１６ｆに当たり、大きな圧力損失が発生するので、エンジン１の排気マニホールド２の内圧が上がり、燃費等のエンジン性能が悪化するという問題が生じる。
【００１３】
この回転角度をα大きくするためにはアクチュエータ１１のストロークＳ１を大きくする必要があるが、従来技術の構造のままで、ストロークＳ１を大きくしようとすると、アクチュエータ１１も大型化する。この従来技術の構造では、小さいアクチュエータ１１を用いて高いシール力Ｆ２を得ることと，弁体１６の大きな弁角度αを得ることは相反するため、所定の弁開度αを確保しようとすると、アクチュエータ１１が大型化し、コストの高いものとなってしまう。
【００１４】
なお、上記のようなスイングレバー式バルブの構造の例としては、使用場所が、排気切替バルブではなく、図１０に示す高圧段排気調整バルブ３ｖに相当するが、ダイヤフラムの動作によって開閉するスイングバルブがある（例えば、特許文献１及び２参照。）。
【特許文献１】特開昭５８−１７８８２５号公報
【特許文献２】特開昭６０−８８８２４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１５】
本発明は、上記の問題を解決するためになされたものであり、その目的は、アクチュエータ等の直線移動部材の移動量（ストローク）に応じて、単位移動量に対する回転軸の回転角度の大きさと、力に対する伝達される回転トルクの大きさの割合とを段階的に変化させることができるクランク機構を提供することにある。
【００１６】
また、更なる目的は、このクランク機構で、排気切替バルブを駆動するアクチュエータと排気切替バルブの回転軸とを接続して、この回転軸に回転トルクを与える回転レバーのレバー長さを、全閉時には長く取ってバルブのシール力を高め、弁開時にはレバー長さを短く取って、アクチュエータの移動量に対する回転軸の回転角度を大きすることにより、小型で低コストのアクチュエータを用いても、高いシール力の発生と弁開度（作動）の広い範囲の確保とを両立させることができるスイングレバー型バルブを提供することにある。
【００１７】
また、更なる目的は、このスイングレバー型バルブの使用により、内燃機関の２ステージターボシステムの排気切替バルブのシールに関する信頼性を向上することができ、２ステージターボシステムの本来の目的である低燃費、低エミッションを実現することができる内燃機関を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１８】
上記のような目的を達成するためのクランク機構は、回転軸に固定又は枢支した回転レバーに受動部を設けると共に、駆動部側の直線移動部材の直線運動を前記受動部を介して前記回転軸の回転運動に変換するクランク機構において、前記受動部を前記回転軸の中心との距離を変化させて複数設けると共に、前記直線移動部材の直線運動の移動量に応じて、前記複数の受動部の内から力を伝達する受動部を選択し、この選択した受動部のみで前記直線移動部材と前記回転レバーの間で力を伝達させると共に、選択外の受動部では前記直線移動部材と前記回転レバーの間で力を伝達させないように構成する。
【００１９】
この構成によれば、直線移動部材の直線運動の移動量に応じて、直線運動部材との間で力を伝達する受動部が変化し、力の作用点となる受動部と回転軸の中心との距離（レバー長さ）が変化するので、直線移動部材の直線運動の移動量に応じて、単位移動量に対する回転角度の大きさと、力の大きさに対する伝達される回転トルクの大きさを段階的に変化させることができる。
【００２０】
また、上記のクランク機構において、前記受動部を前記回転レバーに固定したピンで形成すると共に、該ピンに係合する前記直線移動部材側のガイド部を、前記直線移動部材と前記回転レバーの間で力を伝達させている間は、前記選択された受動部の前記ピンと摺動するように形成し、前記直線移動部材と前記回転レバーの間で力を伝達させていない間は、前記選択された受動部の前記ピンとの間に隙間を設けて摺動しないように形成して構成すると、比較的簡単な構成で、受動部とガイド部を構成できる。なお、ここで「摺動させる」とは、互いに接触しながら、力を伝達していることを言い、「摺動させていない」とは、互いに離間して力を伝達していない場合と、接触しながらも力を殆ど伝達していない場合の両方を含めて言う。
【００２１】
上記のクランク機構において、前記受動部の選択に際して、前記直線移動部材の直線運動の移動量の増加に伴って、前記回転軸の中心からの距離が大きくなるように、前記受動部を順番に変化させるように構成すると、直線移動部材の移動初期においては、単位移動量に対する回転角度が小さくなり、移動後期においては、単位移動量に対する回転角度が大きくなる。また、直線移動部材の移動初期においては、直線運動側の力に対する回転トルクの割合が大きくなり、移動後期においては、直線運動側の力に対する回転トルクの割合が小さくなる。
【００２２】
上記のクランク機構において、前記ガイド部における前記ピンと摺動方向を、前記直線移動部材の移動方向に対して直角方向とすると、他の方向に形成した場合よりも、全体的に見て、伝達される回転トルクを大きくすることができる。
【００２３】
上記のクランク機構において、前記受動部を前記回転レバーに固定した第１ピンと第２ピンで形成し、前記ガイド部を前記第１ピンと係合する第１ガイド部と、前記第２ピンと係合する第２ガイド部とで形成すると共に、前記第１ピンに係合する第１ガイド部における摺動部分を、前記直線移動部材の移動方向に対して直角方向に形成された第１の長孔で形成し、前記第１ガイド部における非摺動部分を前記第１の長孔に連続する第１の遊嵌孔で形成し、更に、前記第２ピンに係合する第２ガイド部における非摺動部分を、第２の遊嵌孔で形成し、前記第２ガイド部における摺動部分を、前記直線移動部材の移動方向に対して直角方向に形成され、かつ、前記第２の遊嵌孔に連続する第２の長孔で形成すると、比較的簡単な構成で、２段階で直線運動と回転運動との間の伝達を行うことができるようになる。なお、遊嵌孔とは、遊びがある状態で嵌め合わされる孔であり、嵌めたピンと嵌められた孔との間に間隔がある孔のことを言う。
【００２４】
そして、上記のクランク機構を備えて、前記回転軸の回転により弁体を弁座に当接及び離間させるようにスイングレバー型バルブを構成すると、直線運動の初期では、単位移動量に対する回転角度は小さいが、力に対する回転トルクが大きいので、大きな力で弁体を弁座に押圧して、流体の漏れを防止でき、直線運動の後期では、力に対する回転トルクは小さいが、単位移動量に対する回転角度が大きいので、少ない直線運動量で弁体を弁座から引き離す量、即ち、弁開度を大きくすることができる。
【００２５】
この構成のスイングレバー型バルブは、アクチュエータの直線運動でバルブを開閉するレバー比の変更が可能なバルブとなる。つまり、このバルブは、アクチュエータ始動初期には、レバー比を大きくして、作動範囲は小さいが、回転トルクを大とすることができ、所定作動後に、レバー比を小さくして、回転トルクは小さいが、作動範囲を大きくすることができる。そのため、２段過給等の排気切替用のスイングバルブに適したバルブとなる。
【００２６】
そして、上記のスイングレバー型バルブを、内燃機関の２ステージターボシステムの排気切替部に使用するように構成すると、この排気切替部のシールに関する信頼性を向上することができる。その結果、２ステージターボシステムの本来の目的である低燃費、低エミッションを実現することできるようになる。
【発明の効果】
【００２７】
本発明に係るクランク機構によれば、アクチュエータ等の直線移動部材の移動量に応じて、単位移動量に対する回転軸の回転角度の大きさと、力に対する伝達される回転トルクの大きさの割合とを段階的に変化させることができる。
【００２８】
また、このクランク機構を備えたスイングレバー型バルブによれば、小型で低コストのアクチュエータを用いても、高いシール力の発生とバルブの大きな作動範囲の確保とを両立させることができる。
【００２９】
そのため、このスイングレバー型バルブを備えた内燃機関では、このスイングレバー型バルブの使用により、２ステージターボシステムの排気切替バルブのシールに関する信頼性を向上することができる。その結果、２ステージターボシステムの本来の目的である低燃費、低エミッションを実現することできるようになる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００３０】
以下、本発明に係る実施の形態のクランク機構とスイングレバー型バルブと内燃機関について、２ステージターボシステムの高圧段ターボチャージャの排気切替バルブを例にして図面を参照しながら説明する。図１に、本発明の実施の形態のクランク機構及びスイングレバー型バルブの構成を示す。なお、図面の方向に従って、上下方向、横方向等の用語を使用するが、必ずしも実際には、クランク機構やスイングレバー型バルブは、図面の方向通りに配置されないので、これらの方向は便宜的なものであり、実際の配置における方向を示すものではない。
【００３１】
図１に示すように、本発明の実施の形態のスイングレバー型バルブ１０は、アクチュエータ１１とその受圧面１１ｂに接続された第１リンク１２と、この第１リンク１２に連結されたガイド板（直線移動部材）１８と、このガイド板１８に係合する回転レバー１３と、この回転レバー１３が固定された回転軸１４と、この回転軸１４に固定された第２リンク１５と、第２リンク１５の先に固定された弁体１６と、この弁体１６が当接する弁座１７とを有して構成される。なお、ここでは、回転レバー１３と第２リンク１５とは回転軸１４に固定されたものとして説明するが、本発明は、回転軸１４への固定に限定されるものではなく、回転レバー１３と第２リンク１５とが回転軸１４に枢支、即ち、回転軸１４回りに同時に回転するように支持されらものであってもよい。この構成の例としては、回転軸１４回りに回転する回転体に回転レバー１３と第２リンク１５を固定した構成がある。
【００３２】
図２に示すように、回転レバー１３には、受動部となる第１ピン１３ａと第２ピン１３ｂを固定して設ける。この第１ピン１３ａと回転軸１４の中心１４ｃとの距離Ｌａ１を、第２ピン１３ｂと回転軸１４の中心１４ｃとの距離Ｌａ２よりも大きくなるように設定する（Ｌａ１＞Ｌａ２）。
【００３３】
また、図３に示すように、ガイド板１８には、第１ピン１３ａに係合する第１ガイド部１８ａと第２ピン１３ｂに係合する第２ガイド部１８ｂとを設ける。このガイド部１８ａ，１８ｂは、ピン１３ａ，１３ｂが挿入可能な溝や孔で形成するが、ピン１３ａ，１３ｂの移動を案内し、ガイド板１８とピン１３ａ，１３ｂの間で力の伝達ができる構成であればよく、溝や孔に限定されない。
【００３４】
この第１ガイド部１８ａは、ガイド板１８の移動方向に対して直角方向に形成された第１の長孔１８ａ１で形成される摺動部分と、この第１の長孔１８ａ１に連続する第１の遊嵌孔１８ａ２で形成される非摺動部分とからなる。この摺動部分では、第１ピン１３ａと第１の長孔１８ａ１とが摺動しながら、言い換えれば、接触しながら相対的な位置を変更し、第１の長孔１８ａ１と第１ピン１３ａとの間で力の伝達を行う。また、非摺動部分では、第１ピン１３ａと第１の遊嵌孔１８ａ２とが力の伝達をすることなく相対的な位置を変更する。
【００３５】
また、第２ガイド部１８ｂは、第２ピン１３ｂが遊嵌する第２の遊嵌孔１８ｂ１で形成される非摺動部分と、ガイド板１８の移動方向に対して直角方向に形成され、かつ、第２の遊嵌孔１８ｂ１に連続する第２の長孔１８ｂ２で形成される摺動部分とからなる。この非摺動部分では、第２ピン１３ｂと第２の遊嵌孔１８ｂ１とが力の伝達をすることなく相対的な位置を変更し、摺動部分では、第２ピン１３ｂと第２の長孔１８ｂ２とが摺動しながら、即ち、接触しつつ相対的な位置を変更しながら、第２の長孔１８ｂ２と第２ピン１３ｂとの間で力の伝達を行う。
【００３６】
言い換えれば、回転軸１４が回転初期（α０＝０）から所定の第１角度α１まで回転する間は、ガイド板１８に設ける第１ピン１３ａ用の第１ガイド部１８ａでは、第１ピン１３ａにアクチュエータ１１の移動量（ストローク）Ｓ１と力Ｆ１を伝えるように横方向に第１の長孔１８ａ１を設ける。一方、第２ピン１３ｂ用の第２ガイド部１８ｂでは、第２ピン１３ｂとガイド板１８が接触しないように、回転軸１４の中心１４ｃに対して第１ピン１３ａがアクチュエータ１１の移動量Ｓ１に対応して動くときに、第２ピン１３ｂがガイド板１８上に描く軌跡（二点鎖線で示す）に沿うか、この軌跡を含み、かつ、軌跡より大きなガイド部として、第２の遊嵌孔１８ｂ１を設ける。
【００３７】
そして、回転軸１４が所定の第１角度α１から所定の第２角度まで回転する間は、ガイド板１８に設ける第２ピン１３ｂ用の第２ガイド部１８ｂでは、第２ピン１３ｂにアクチュエータ１１の移動量Ｓ１と力Ｆ１を伝えるように横方向に第２の長孔１８ｂ２を設ける。一方、第１ピン１３ａ用の第１ガイド部１８ａでは、第１ピン１３ａとガイド板１８が接触しないように、回転軸１４の中心１４ｃに対して第２ピン１３ｂがアクチュエータ１１の移動量Ｓ１に対応して動くときに、第１ピン１３ａがガイド板１８上に描く軌跡（二点鎖線で示す）に沿うか、この軌跡を含み、かつ、軌跡より大きなガイド部として、第１の遊嵌孔１８ａ２を設ける。
【００３８】
そして、図４〜図８に示すように、ガイド板１８の移動量Ｓ１の大きさに応じて、回転レバー１３との係合が、第１ピン１３ａと第１ガイド部１８ａの摺動部分から、第２ピン１３ｂと第２ガイド部１８ｂの摺動部分に円滑に移行するように構成する。また、このガイド板１８は、第１ピン１３ａ、第２ピン１３ｂとの間で力Ｆ１の伝達を行うため、回転レバー１３が傾斜する（α＞０）と、横方向の力が発生するので、ガイド１９を設けて、横方向への移動を防止する。
【００３９】
これにより、排気切替バルブ１０は、ガス通路を開閉する弁体１６とこの弁体１６を回転させる回転軸１４と、この回転軸１４に連結され、回転軸１４の中心１４ｃからの距離が異なる複数（図面では２個）のピン１３ａ，１３ｂを持つ回転レバー１３と、このピン１３ａ，１３ｂにアクチュエータ１１からの力を伝達するピン用ガイド部１８ａ，１８ｂを持つガイド板１８と、このガイド板１８に繋がるアクチュエータ１１の第１リンク１２と、弁体１６を駆動させるためのアクチュエータ１１とから構成されることになる。
【００４０】
次に、この構成のスイングレバー型バルブ１０の開閉とクランク機構の働きについて、図４〜図９を参照しながら説明する。
【００４１】
スイングレバー型バルブ１０が閉弁している時には、図４に示すように、ガイド板１８の移動量（ストローク）Ｓ１がゼロで、回転レバー１３が回転角度αがゼロ（α０＝０）であり、この場合は、第１ピン１３ａは、第１ガイド部１８ａの最左端に位置して、第１の長孔１８ａ１の上端で接触している。アクチュエータ１１のスプリング１１ａの付勢力Ｆ１は第１リンク１２、ガイド板１８、第１の長孔１８ａ１、第１ピン１３ａ、回転レバー１３、回転軸１４、第２リンク１５を介して伝達され、力Ｆ２（＝Ｌａ１／Ｌｂ×Ｆ１）で弁体１６を弁座１７に押し付ける。この弁座１７に押し付けた弁体１６により、排気切替バルブ１０のシールを形成し、高圧側Ｐ１と低圧側Ｐ２を隔てる。  
【００４２】
スイングレバー型バルブ１０の開弁初期では、図５に示すように、アクチュエータ１１の上部に負圧（Ｐ３＜Ｐ４）を導入し、アクチュエータ１１内の受圧面１１ｂで仕切られた下室１１ｃと上室１１ｄとの圧力差（Ｐ４−Ｐ３）で内部の受圧面１１ｂをスプリング１１ａを縮める上方向に動かし、第１リンク１２の上移動により、回転レバー１３を上方向に、即ち、回転軸１４を時計周り方向に移動させて弁体１６を開弁する。
【００４３】
この場合は、第１リンク１２が上方向に移動し、第１リンク１２に連結したガイド板１８が力Ｆ１で上方向に移動すると、第１ピン１３ａは第１ガイド部１８ａの第１の長孔１８ａ１と接触する。この状態で、上向きの力Ｆ１は、第１リンク１２、ガイド板１８、第１の長孔１８ａ１、第１ピン１３ａ、回転レバー１３、回転軸１４、第２リンク１５を介して弁体１６に伝達され、力Ｆ２（＝Ｌａ１／Ｌｂ×Ｆ１）で、弁体１６を弁座１７から引き離す。
【００４４】
なお、実機で使用している場合では、排気振替バルブ１０の開弁時には、弁体１６に圧力（Ｐ１−Ｐ２）が加わっているので、受圧面１１ｂに加わる負圧（Ｐ４−Ｐ３）とスプリング１１ａの付勢力と弁体１６に加わる圧力（Ｐ１−Ｐ２）とのバランスによっては、力Ｆ１が伝達されるというよりも、逆に力Ｆ２が逆方向に伝達されるという言い方の方が相応しい場合もある。
【００４５】
図４及び図５に示すような、回転軸１４の回転角度αがα０≦α＜α１の間は、第２ピン１３ｂと第２の遊嵌孔１８ｂ１とが遊嵌し、第１ピン１３ａと第１の長孔１８ａ１とが接触して力Ｆ１を伝達する。この場合は、力の伝達のレバー比のＬａ１／Ｌｂは、Ｌａ２／Ｌｂに比べて大きくなり、単位移動量ΔＳ１に対する回転角度Δαは、図９に示すように比較的小さく、その一方で、伝達される力Ｆ１に対する伝達された力Ｆ２は比較的大きくなる。なお、逆方向に力が伝達される場合には、伝達される力Ｆ２に対する伝達された力Ｆ１は比較的小さくなる。
【００４６】
そして、図６に示すように、回転軸１４の回転角度αが所定の第１角度α１となる（α＝α１）と、第１ピン１３ａと第１の長孔１８ａ１とが接触して力Ｆ１を伝達すると共に、同時に、第２ピン１３ａと第２の長孔１８ｂ２とが接触して力Ｆ１を伝達する。
【００４７】
そして、図７及び図８に示すような、回転軸１４の回転角度αがα１＜α≦α２の間は、第１ピン１３ａと第１の遊嵌孔１８ａ２とが遊嵌し、第２ピン１３ｂと第２の長孔１８ｂ２とが接触して力Ｆ１を伝達する。この場合は、力の伝達のレバー比のＬａ２／Ｌｂは、Ｌａ１／Ｌｂに比べて小さくなり、単位移動量ΔＳ１に対する回転角度Δαは、図９に示すように比較的大きく、その一方で、伝達される力Ｆ１に対する伝達された力Ｆ２は比較的小さくなる。なお、逆方向に力が伝達される場合には、伝達される力Ｆ２に対する伝達された力Ｆ１は比較的大きくなる。
【００４８】
そして、このクランク機構によれば、アクチュエータ１１のガイド部材（直線移動部材）１８の直線方向の移動量Ｓ１に応じて、単位移動量ΔＳ１に対する回転軸１４の回転角度Δαの大きさと、力Ｆ１の大きさに対する伝達される回転トルクＲ１の大きさの割合とを二段階に変化させることができる。
【００４９】
また、このクランク機構を備えたスイングレバー型バルブ１０によれば、閉弁時は、第１ピン１３ａを介してスプリング１１ａの付勢力に起因する力Ｆ１を、長いレバー長さＬａ１で伝達して、比較的大きな力Ｆ２で弁体１６を弁座１７のシール面に押し付けることができる。また、小ストローク時は、回転角度αが所定の第１角度α１になるまで、第１ピン１３ａを介して、長いレバー長さＬａ１を用いて、アクチュエータ１１の移動により回転軸１４を比較的小さな回転角度αで回転させることができ、回転角度αが所定の第１角度α１を越えて所定の第２角度α２になるまでの中ストローク以降は、第１ピン１３ａは、第１ガイド部１８ａの摺動部分である第１の長孔１８ａ１から外れ、第２ピン１３ｂを介して短いレバー長さＬａ２を用いて、アクチュエータ１１の移動により回転軸１４を比較的大きな回転角度αで回転させることができる。
【００５０】
従って、スイングレバー式バルブ１０の開弁初期時には、レバー長さＬａを長い方Ｌａ１に切り替えて、シールに寄与する押圧力Ｆ２を大きくすることができ、更に、アクチュエータ１１が作動して、所定の第１開度α１以上開いた時から、レバー長さを短い方Ｌａ２に切り替えて、圧力損失の低減に寄与する弁体１６の開きの度合を大きくすることができる。その結果、小型で低コストのアクチュエータ１１を用いても、高いシール力Ｆ２の発生と弁開度αの大きな作動範囲の確保とを両立させることができる。
【００５１】
なお、上記と同様に、受動部とそれに係合するガイド部とをそれぞれ３以上設けて、上記と同じように摺動部分の長孔と非摺動部分の遊嵌孔を設けることにより、容易に、３段以上の段階的に回転軸を回転させることができるクランク機構とスイングレバー式バルブを得ることができる。なお、各受動部に係合する各ガイド部は必ずしも独立している必要はなく、製作上の容易性等を考慮して連続した形状に形成してもよい。
【００５２】
次に、このスイングレバー式バルブ１０を備えた内燃機関について説明する。図１０に示すように、この内燃機関１は、自動車等に搭載される２ステージターボシステム（２段過給システム）の内燃機関であり、エンジン（Ｅ）１の排気マニホールド２に接続して高圧段ターボチャージャ３を設けると共に、排気マニホールド２と高圧段ターボチャージャ３のタービン３ｔの出口の合流部に排気切替バルブ１０を設け、排気切替バルブ１０の下流に低圧段ターボチャージャ４のタービン４ｔを連結している。なお、高圧段ターボチャージャ３のタービン３ｔには、高圧段排気調整バルブ３ｖを備えたバイパス通路が設けられる。
【００５３】
この２ステージターボシステムでは、吸気Ａは吸気管６を経由して低圧段コンプレッサー４ｃと高圧段コンプレッサー３ｃで昇圧される。その後、吸気切替バルブ７を経由して吸気マニホールド８に入る。一方、エンジン１の排気マニホールド２から排出されるガスＧは、排気管５を経由して高圧段タービン３ｔと低圧段タービン４ｔで仕事をする。この排気ガスＧによる、高圧段タービン３ｔと低圧段タービン４ｔの仕事量は、エンジン制御装置（ＥＣＵ）９によって高圧段排気調整バルブ３ｖと排気切替バルブ１０の開度を制御することで、分配調整される。
【００５４】
排気切替バルブ１０が閉じている段階では、高圧段排気調整バルブ３ｖが全閉の時に排気ガスＧの全量が高圧段タービン３ｔを通って仕事をし、その後、低圧段タービン４ｔに入って仕事をする。そして、高圧段排気調整バルブ３ｖが開き出すと、排気ガスＧの一部が高圧段タービン３ｔを迂回して直接低圧段タービン４ｔに流入するようになるので、高圧段タービン３ｔの仕事量は減り、低圧段タービン４ｔの仕事量が増える。
【００５５】
更に、排気切替バルブ１０が開き始めると、低圧段タービン４ｔの仕事量が増える。そして、排気切替バルブ１０が全開になると、排気ガスＧの全量が高圧段タービン３ｔを迂回して低圧段タービン４ｔに流れ、高圧段タービン３ｔは仕事をしないで、低圧段タービン４ｔだけが仕事をすることになる。
【００５６】
本発明の内燃機関では、この排気切替バルブ１０に上記のスイングレバー式バルブ１０を用いる。これにより、この排気切替バルブ１０は、高圧段タービン３ｔが仕事をしている時は閉弁されて、排気マニホールド２内の高いガス圧に対して大きな押圧力Ｆ２でシールすることができ、２ステージターボシステムの排気切替部のシールに関する信頼性を向上することができる。また、この排気切替バルブ１０は、低圧段タービン４ｔが仕事をしている時には開弁されるが、この開弁時には、大きな弁開度で、高負荷運転で生じる高温の排気ガスＧの全量を、大きな圧力損失を生じることなく、流すことができ、２ステージターボシステムの本来の目的である低燃費、低エミッションを実現することできる。
【図面の簡単な説明】
【００５７】
【図１】本発明に係る実施の形態のスイングレバー式バルブの構成を模式的に示す図である。
【図２】図１の回転レバーの構成を示す図である。
【図３】図１のガイド板の構成を示す図である。
【図４】図１のスイングレバー式バルブの閉弁時の回転レバーとガイド板の係合の状態を示す図である。
【図５】図１のスイングレバー式バルブの開弁初期時の回転レバーとガイド板の係合の状態を示す図である。
【図６】図１のスイングレバー式バルブの開弁中期時の回転レバーとガイド板の係合の状態を示す図である。
【図７】図１のスイングレバー式バルブの開弁中期以後の回転レバーとガイド板の係合の状態を示す図である。
【図８】図１のスイングレバー式バルブの開弁終期の回転レバーとガイド板の係合の状態を示す図である。
【図９】図１のスイングレバー式バルブのアクチュエータのストロークと回転軸の回転角度との関係を示す図である。
【図１０】２ステージターボシステムの内燃機関の構成を模式的に示す図である。
【図１１】従来技術のスイングレバー式バルブの構成を模式的に示す図である。
【図１２】図１１のスイングレバー式バルブのアクチュエータのストロークと回転軸の回転角度との関係を示す図である。
【図１３】回転レバーのレバー長さとストロークと回転角度の関係を説明するための図である。
【図１４】レバー長さとアクチュエータのストロークと回転軸の回転角度との関係を示す図である。
【図１５】弁体の回転角度の大きさと圧力損失の関係を説明するための図である。
【符号の説明】
【００５８】
１  内燃機関（エンジン）
１０  スイングレバー型バルブ
１１  アクチュエータ
１１ａ  スプリング
１１ｂ  受圧面
１２  第１リンク
１３  回転レバー
１３ａ  第１ピン（受動部）
１３ｂ  第２ピン（受動部）
１４  回転軸
１４ｃ  回転軸の中心
１５  第２リンク
１６  弁体
１７  弁座
１８  ガイド板（直線移動部材）
１８ａ  第１ガイド部
１８ａ１  第１の長孔（摺動部分）
１８ａ２  第１の遊嵌孔（非摺動部分）
１８ｂ  第２ガイド部
１８ｂ１  第２の遊嵌孔（非摺動部分）
１８ｂ２  第２の長孔（摺動部分）
１９  ガイド
Ｌａ  レバー長さ
Ｌａ１  回転軸の中心と第１ピンとの間の距離
Ｌａ２  回転軸の中心と第２ピンとの間の距離
α    回転軸の回転角度（弁開度）
α１  所定の第１角度
α２  所定の第２角度
Ｆ１  力
Ｆ２  力（押圧力）
Ｐ１  バルブの高圧側
Ｐ２  バルブの低圧側
Ｓ１  アクチュエータのストローク
Ｓ２  弁体のストローク
【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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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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