专利名称：阀簧装置及使用该阀簧装置的发动机的阀动机构的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种例如设于汽车等的发动机的阀簧装置以及使用此阀簧装 置的阀动机构(valve train)。
背景技术：
内燃发动机(以下简称发动机)的阀动机构包括设于缸盖的吸气阀(intake valve)和排气阀(exhaust valve)、阀簧(valve spring)、凸轮机构等。 吸气阀和排气阀分别开闭形成于缸盖的孔口 (port)。上述阀簧对这些阀朝关 闭方向施力。上述凸轮机构驱动这些阀朝打开方向移动。阀簧的安装负载
(installation load)和最大负载被设定为合适的值，以避免发动机高速运 转时引起阀跳动(jump)或回跳(bounce)。跳动是在凸轮作用下高速开闭的 阀在阀的最大升程附近相对于规定的开阀位置跳升的现象。回跳是随凸轮的旋 转而使阀关闭时阀从阀座(valve seat)弹回、不能保持全闭状态的现象。 已知，若发动机高速运转时阀簧被高速驱动，则会引起阀簧波动
(surging)。当波动产生时，阀簧的施力发生变动。由于波动，阀簧自身有 时会在压縮方向上挠曲。由此引起的负载降低是跳动和回跳的原因。因此，考 虑到波动而将阀簧的最大负载设定得稍高。但是，随着阀簧的负载的升高，阀 动系统的摩擦损耗增大，这是发动机的燃油效率降低的原因。因此希望降低阀 簧的负载。
为了防止波动的增大，曾提出了一种两段不等节距螺旋弹簧(double pitch coil spring)。两段不等节距螺旋弹簧包括线材(wire)的巻曲节距 小的小节距部和节距大的大节距部，波动发生时，通过使小节距部压紧，能在 一定程度上抑制波动。
但是上述两段不等节距螺旋弹簧中，当波动增大时，根据共振频率，有时会出现上述小节距部和大节距部双方产生振动、负载降低的情况。此时，可能 无法抑制跳动和回跳。另外，两段不等节距螺旋弹簧中，波动的扭曲波 (twisting vibration)由大节距部传播到小节距部。因此，存在这样的问题 两段不等节距螺旋弹簧尤其是对大的波动的波动抑制效果差。
日本的专利文献(特开2000-240705号公报)公开有用于防止波动的阀簧 装置的一例。这种阀簧装置包括由压縮螺旋弹簧(compression coil spring) 形成的阀簧、可弹性变形的垫圈。此垫圈相对于阀簧配置成一列。阀簧产生的 波动波通过上述垫圈的弹性变形而被吸收。
上述专利文献记载的阀簧装置中，在上述阀簧被压縮的同时上述垫圈被压 縮。即，从阀升程的初期起上述垫圈开始挠曲，随着闽簧的挠曲的增大，垫圈 的挠曲也增大。因此，当阀簧发生波动时，上述垫圈在被压縮方向上挠曲。因 此，按压阀的作用力降低，成为阀跳动和回跳的原因。为了增加按压阀的作用 力，如果提高阀簧的弹簧系数，则会引起阀动系统的摩擦损耗增大、发动机的 燃油效率降低。
发明内容
本发明以提供一种能抑制波动的增大、能抑制由波动引起的跳动和回 跳的发生、并可以进一步减小阀簧负载的阔簧装置以及使用此阀簧装置的 阀动机构为目的。
本发明为一种阀簧装置，将设于孔口的阀朝关闭方向施力，包括由 压縮螺旋弹簧形成、能在上述阀的轴线方向上挠曲的第一弹簧；与上述第 一弹簧配置成一列、以在上述轴线方向上被压縮并被施加预负载(preload) 的状态由限位件保持的第二弹簧，上述第二弹簧的上述预负载比上述第一 弹簧的安装负载大，并且，上述阀簧装置具有这样的负载一挠曲特性当 朝压縮上述第一弹簧的方向施加的轴负载为规定值以下时，仅上述第一弹 簧在上述轴线方向上挠曲，当上述轴负载超过上述规定值时，上述第一弹 簧和上述第二弹簧在上述轴线方向上挠曲。
本发明的阀簧装置中，上述第二弹簧在被预先压縮的状态下通过限位件保持规定的伸长侧行程。即第二弹簧被施加预负载。如果不以超过此预 负载的负载来压縮第一弹簧，则第二弹簧不会被压縮。因此，此阀簧装置 的作为阀动系统的固有频率高，能发挥抑制波动的效果。
通过本发明可以抑制波动的发生。即使有波动发生，第一弹簧的线材 也能在发生跳动的附近相互接触。通过这样，能防止导致跳动产生的负载 降低，能抑制跳动和回跳的发生。从而能消除波动的危害。而且能降低阀 簧的负载，从而可以降低阀动系统的摩擦损耗。
本发明的一种方式中，上述第一弹簧的线材具有当上述轴负载超过规 定值时相互接触的部分，当上述轴负载为上述规定值以下时，仅上述第一 弹簧在上述轴线方向上挠曲，当上述轴负载超过上述规定值时，上述第一 弹簧和第二弹簧双方在上述轴线方向上挠曲。
当由于上述轴负载的作用而使第一弹簧的线材中至少有一部分相互接 触时，最好使线材的截面为卵形。此外，也可使线材接触面平坦地形成。
上述第二弹簧的上述预负载也可设定成当上述轴负载大于使上述第 一弹簧的线材整体压紧的负载时，使上述第二弹簧在上述轴线方向上挠曲。 此时，当第一弹簧被压縮至整体压紧时，第二弹簧被压縮。通过这样，能 发挥更大的波动抑制效果。
具有上述阀簧装置的本发明的阀动机构包括具有对形成于缸盖的孔 口进行开闭的阀芯的阀、利用旋转的凸轮将上述阀朝打开方向驱动的驱动 装置、用于将上述阀朝关闭方向驱动的上述阀簧装置，上述驱动机构具有 仅使上述第一弹簧在上述轴线方向上挠曲的功能和使上述第一弹簧和上述 第二弹簧双方在上述轴线方向上挠曲的功能。
本发明的阀动机构中，上述驱动装置也可具有随发动机旋转而旋转的 凸轮轴和对应上述发动机的输出来改变上述阀的升程量的装置。
图1是表示本发明的第1实施方式涉及的具有阀簧装置的阀动机构的 剖视图。图2是图l所示的阀动机构的阀朝开阀方向移动后的状态的剖视图。
图3是本发明的第2实施方式涉及的具有阀簧装置的阀动机构的剖视图。
图4是图3所示的阀动机构的阀朝开阀方向移动后的状态的剖视图。 图5是表示阀簧被压縮时的时间与应力的关系的图。 图6是表示图3所示的阀动机构的凸轮轴转速与ct c值的关系的图 图7是表示图3所示的阀动机构的凸轮轴转速与阀的升程量的关系的图。
图8是本发明的第3实施方式涉及的阀动机构的立体图。 图9是图8所示的阀动机构的剖视图。 图10是图9所示的阀簧装置中第一弹簧的线材的剖视图。 图11是表示第一弹簧的线材的变形例的剖视图。
具体实施例方式
以下参照图1和图2说明本发明涉及的阀簧装置。图1和图2表示本 发明的第1实施方式的阀簧装置。在发动机的缸盖IO上形成有吸气口 11。 缸盖IO上设有吸气用的阀动机构12。吸气用的阀动机构12包括吸气阀15、 阀簧装置16、驱动机构17等。吸气阀15开闭吸气口 11。驱动机构17对 吸气阀15朝关闭方向施力。
缸盖IO上设有排气口 (未图示)、用于开闭排气口的排气用的阀动机 构。由于排气用的阀动机构与吸气用的阀动机构12结构大致相同，因此省 略对其的说明，以下以吸气用的阀动机构12为代表进行说明。
设于吸气口 11的阀(吸气闽)15包括具有轴线X的轴部20、开闭 吸气口 11的阀芯21、弹簧支架构件(护圈)22等。弹簧支架构件22安装 在轴部20的端部。轴部20沿轴线X方向延伸。轴部20插入筒形的阀导管 23中。阀导管23设于缸盖10。轴部20能与弹簧支架构件22 —体地在轴 线X方向上往复移动。
驱动机构17包括凸轮轴30、安装在凸轮轴30上的凸轮31、传动构件32。传动构件32配置在阀15与凸轮31之间。凸轮31随发动机的曲轴旋 转而旋转。此凸轮31以凸轮轴30为中心朝图1中箭头A所示的方向旋转。
阀15随凸轮31朝箭头A方向旋转而移动。此阀15通过传动构件32 沿轴线X方向往复运动。驱动机构17的其他方式中也可具有受凸轮驱动的 摇杆(未图示)。利用此摇杆使阀15在轴线X方向上往复运动。此时摇杆 起到传动构件的作用。
阀簧装置16配置在弹簧支架部40与弹簧支架构件22之间。弹簧支架 部40是缸盖10的一部分。阀簧装置16包括由压縮螺旋弹簧(compression coil spring)形成的第一弹簧41和由压縮螺旋弹簧形成的第二弹簧42。 由第二弹簧42和箱体50构成了预压縮弹簧单元(pre-compressed spring unit) 43。
第一弹簧41起到第一阀簧的作用。第一弹簧41以压縮状态配置在弹 簧支架构件22与预压縮弹簧单元43之间。第一弹簧41在安装状态下的长 度、即没有被驱动机构17按压时的长度为Sl。第一弹簧41的安装负载 (installation load)是在长度SI的状态下产生的轴线X方向上的反作 用力。通过驱动机构17朝压縮第一弹簧41的方向对弹簧支架构件22施加 轴负载P。轴负载P为沿轴线X的负载。
预压縮弹簧单元43包括第二弹簧42、收纳第二弹簧42的箱体50、可 移动的可动弹簧座51等。第二弹簧42起到第二阀簧的作用。第一弹簧41 与第二弹簧42在轴线X方向上配置成一列。可动弹簧座51以在轴线X方 向上可以移动的状态收纳在箱体50的内部。箱体50的端部形成有限位件 52。限位件52防止可动弹簧座51飞到箱体50外。
第二弹簧42以预先被压縮的状态配置在可动弹簧座51与箱体50的底 板55之间。即第二弹簧42以被施加了预负载的状态收纳在箱体50内。限 位件52阻止第二弹簧42在轴线X方向上伸长规定的长度S2以上。施加于 第二弹簧42的上述预负载大于第一弹簧41的上述安装负载。第一弹簧41 和第二弹簧42的负载-挠曲(load-deflection)特性是当轴负载P为规 定值以下时仅第一弹簧41在轴线X方向上挠曲，当轴负载P超过上述规定值时第一弹簧41和第二弹簧42双方在轴线X方向上挠曲。
第二弹簧42的预负载比第一弹簧41的线材(wire) 41a的至少一部 分相互接触的轴负载P大。或者，此预负载比第一弹簧41的线材41a即将 整体压紧前的轴负载P大。因此，轴负载P小时，仅第一弹簧41被压縮而 在轴线X方向上挠曲。轴负载P增大，第一弹簧41的线材41a成为大致整 体接触的状态后，第二弹簧42在轴线X方向上挠曲。
凸轮31在凸轮31的旋转方向上具有第一凸轮面31a、第二凸轮面31b。 凸轮31朝箭头A方向旋转时，到第一弹簧41的线材41a的至少一部分相 互接触为止，第一凸轮面31a仅使第一弹簧41在轴线X方向上挠曲。在第 一弹簧41的线材41a的至少一部分相互接触后，通过继续驱动阀15朝全 开方向移动，第二凸轮面31b使第一弹簧41和第二弹簧42在轴线X方向 上挠曲。
本实施方式的第二弹簧42的线材42a的直径比第一弹簧41的线材41a 的直径小。但是也可以相反，第二弹簧42的线材42a的直径比第一弹簧41 的线材41a的直径大。或者，也可以是第一弹簧41的线材41a的直径与第 二弹簧42的线材42a的直径相同。总而言之，当利用凸轮31施加轴负载P 时，到第一弹簧41的轴线X方向的挠曲达到规定量为止，第二弹簧42在 轴线X方向上不挠曲。当第一弹簧41的挠曲超过规定值时，第二弹簧42 也在轴线X方向上挠曲。如此来设定阀簧41、 42的负载-挠曲特性。
以下对本实施方式的具有阀簧装置16的阀动机构12的作用进行说明。
发动机旋转时，驱动机构17的凸轮31与凸轮轴的旋转连动地朝图1 中箭头A所示的方向旋转。随着凸轮31的旋转，通过传动构件32使阀15 的轴部20和阀芯21移动。即阀芯21朝使口 ll开口的方向移动。
具体来说，从图l所示的状态开始，凸轮31朝箭头A方向旋转。通过 这样，第一凸轮面31a按压传动构件32，使阀15朝箭头B方向移动。由此 压縮第一弹簧41。到第一弹簧41的线材41a的至少一部分相互接触为止， 第一凸轮面31a仅压縮第一弹簧41。
如图2所示，通过压縮第一弹簧41，第一弹簧41的线材41a的至少200880005194.7
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一部分相互接触。这样的话，第一弹簧41的负载(反作用力)便会突然增
大，使第二弹簧42开始被压縮。因此，即使第一弹簧41的线材41a成为 整体压紧的状态，通过压縮第二弹簧42，阀15可以向全开方向(最大升程 位置)移动。
通过凸轮31由图2所示的位置开始继续朝箭头A方向旋转，第二凸轮 面31b按压传动构件32。通过这样，阀15继续朝开阀方向移动。当凸轮 31的顶部31c按压阀15时，阀15到达最大升程位置。
阀15越过最大升程位置后，通过第二弹簧42的伸长，可动弹簧座51 抵在限位件52上。因此，第二弹簧42保持在伸长至长度S2 (图l所示) 的状态。通过阀15朝关阔方向(图1中箭头C所示的方向)移动，第一弹 簧41复位至安装位置，同时阀15成为全闭状态。
当发动机高速运转时，第一弹簧41在轴线X方向上高速振动，因此有 可能会产生波动(surging)。即使第一弹簧41产生波动，由于阀15的升 程中第一弹簧41的线材41的一部分相互接触，限制了第一弹簧41的压縮 方向(轴线X方向)的变位。因此，能抑制按压阀15的负载降低，并能抑 制跳动和回跳的产生。即，能消除波动的危害。
本实施方式的阀簧装置16在第二弹簧42被施加预负载的状态下配置。 在此弹簧装置16中，在阀15的惯性力最大的最大升程附近，第一弹簧41 的线材41a的一部分相互接触。因此，在阀15的最大升程附近能突然改变 阀簧装置16的负载。通过这样能降低阀15的升程行程全体的负载。
除此之外，本实施方式的阔簧装置16在轴线X方向上分为第一弹簧 41和第二弹簧42。通过这样，能防止波动发生时第一弹簧41中产生的扭 曲波(twisting vibration)传播到第二弹簧42。因此，在阀15的惯性力 最大的最大升程附近，阀簧装置16的负载稳定。通过这样，可以将第一弹 簧41的负载设定成小于现有阀簧的负载。通过这样可以降低摩擦损耗。
此外，由于在阀15的升程中第一弹簧41的线材41a的一部分相互接 触，因此能将第一弹簧41的应力振幅抑制得较小。因此，可以提高第一弹 簧41的耐久性，减少第一弹簧41的有效圈数。如上所述，本实施方式的阀簧装置16能抑制波动的增大。即使发生波 动，也能抑制阀15的跳动和回跳，能消除波动的危害。此外，与现有的两 段不等节距螺旋弹簧、上述专利文献中记载的现有的阀簧装置相比较，阀
簧装置16的负载可以变小。因此，能降低阀动系统的摩擦损耗，实现发动
机的燃油效率的提高和输出增大。
图3和图4表示本发明的第2实施方式涉及的阀动机构12。此阔动机 构12的阀簧装置16也包括第一弹簧41、第二弹簧42即预压縮弹簧。第一 弹簧41的线材41a的直径与第二弹簧42的线材42a的直径相同。除此之 外的结构和作用与图1和图2所示的第1实施方式的阀动机构12相同，因 此对两者相同的部分标注同一符号并省略对其的说明。
图5表示一般的阀簧被旋转的凸轮压縮时的时间与阀簧的可动端 (moving end)产生的应力的关系。凸轮轴低速旋转时，产生图5中实线 所示的静态应力。静态应力以平滑的曲线变化。凸轮轴高速旋转时，产生 虚线所示的动态应力。动态应力剧烈变动，最大振幅比静态应力的振幅大。 此处设静态应力振幅为Wl、动态应力振幅为W2、振幅比率a c = W2/Wl。凸 轮轴的转速增大时，波动产生的动态应力增大，因此ac值变大。
图6中，关于上述ac值，将本发明涉及的阀簧装置16的上述第一弹 簧41与现有的两段不等节距螺旋弹簧作以比较。本发明涉及的阀簧装置16 中，即使凸轮轴转速达到4000rpm附近，a c值也能维持大约1 。与之相比， 现有的两段不等节距螺旋弹簧中，随着凸轮轴转速的增加，ac值增加，在 4000rpra附近达到2以上。
图7中，关于凸轮轴转速与阀的升程量的关系，将本发明涉及的阀簧 装置16与现有的两段不等节距螺旋弹簧作以比较。本发明涉及的阀簧装置 16中，即使凸轮转速超过3500rpm，也不会产生0. 5mra以上的跳动。与之 相比，现有的两段不等节距螺旋螺旋弹簧中，当凸轮转速超过3500rpm时， 产生O. 5mm以上的跳动，作为阀动机构已经到达运动极限。
图8至图9表示本发明的第3实施方式涉及的阀动机构12。此阀动机 构12具有能对应发动机的输出改变阀15的升程量的可变驱动机构17'。可变驱动机构17，的一例包括设在凸轮轴30上用于低输出的第一凸轮33、 设在凸轮轴30上用于高输出的第二凸轮34、设在摇轴35上的第一摇杆36、 设在摇轴35上的第二摇杆37、切换装置38。第一摇杆36具有与第一凸轮 33的凸轮面抵接的第一凸轮从动件36a。第二摇杆37具有与第二凸轮34 的凸轮面抵接的第二凸轮从动件37a。
切换装置38具有可在第一位置与第二位置之间移动的切换构件39。 此切换构件39例如通过液压驱动。当发动机为低输出时，切换构件39位 于第一位置，第一摇杆36与第二摇杆37被隔开。因此，低输出时，第一 摇杆36由第一凸轮33驱动，阀15的升程量小。
发动机为高输出时，切换构件39移动到第二位置。切换构件39移动 到第二位置时，第一摇杆36与第二摇杆37连接。因此，高输出时，第二 凸轮34的旋转通过第二摇杆37传送到第一摇杆36，阀15的升程量变大。 可变升程驱动机构17'也可采用上述以外的结构。
以上说明的具有可变驱动机构17'的阀动机构12中，在发动机为低 输出时，利用第一凸轮33仅压縮弹簧系数小的第一弹簧41。因此，能减少 阀簧装置16的负载，进一步降低摩擦损耗。从而能提高发动机的燃油效率 并提高输出。只有在发动机为高输出时，能利用第二凸轮34压縮第一凸轮 41和第二凸轮42。
最好是如图10所示，第一弹簧41的线材41f的截面为卵形。此线材 41f的截面具有半圆形的部分60和半椭圆形的部分61。半椭圆形部的分61 朝向螺旋弹簧41的内侧。此线材41f的截面的长轴Y与第一弹簧41的轴 线X成大约90°角。因此，当第一弹簧41在轴线X方向上被压縮而挠曲时， 线材41f的一部分在沿长轴Y的面上(图10中以Q表示的部位)相互接触。 如果线材41f的截面为卵形，与截面是圆形的线材41a相比较，接触部位Q 的面积变大。
因此，在线材41f的一部分相互接触的状态下，线材41f的位置不容 易发生错位，第一弹簧41的特性稳定。此外，如果线材41f的截面为卵形， 当弹簧41被压縮时，螺旋弹簧41的内表面侧产生的应力与外表面侧产生的应力均等，从而还具有能实现弹簧41的轻量化的优点。在上述以外的结
构和作用方面，本实施方式的阀动机构12 (图8 图9)与图3和图4所示 的阀动机构12相同，因此对两者相同的部分标注同一符号并省略对其的说 明。
图11表示卵形的线材41g的别的例子。此线材41g的截面包括半圆形 的部分60、半椭圆形的部分61、连接这些部分60和61的长度为L的平坦 部62。在此平坦部62处，线材41的一部分相互面对。此种截面形状的线 材41g中，当第一弹簧41被压縮时，平坦部62处线材41g的一部分相互 接触。因此，接触部位的面积进一步增大，从而使弹簧41不易发生位置错 位，第一弹簧的特性稳定。第一弹簧41的线材的截面也可以是矩形。
工业上的可利用性
本发明的弹簧装置能适用于发动机的阀动机构，但也能使用在阔动机 构以外的装置中。在实施本发明时，无须赘言，在以阀、驱动机构、第一 弹簧、第二弹簧为代表的发明的构成要素适当变形时也能实施。例如也可 采用第一弹簧的线材的一部分相互接触之前第二弹簧被压縮的结构。此外，
第二弹簧也可使用碟形弹簧或波形垫圈(wave washer)。
权利要求
1.一种阀簧装置，将设于孔口的阀朝关闭方向施力，其特征在于，包括第一弹簧，该第一弹簧由压缩螺旋弹簧形成并能在所述阀的轴线方向上挠曲；以及第二弹簧，该第二弹簧与所述第一弹簧配置成一列，以在所述轴线方向上被压缩、被施加预负载的状态由限位件保持，所述第二弹簧的所述预负载比所述第一弹簧的安装负载大，并且，所述阀簧装置具有如下的负载-挠曲特性当朝压缩所述第一弹簧的方向施加的轴负载为规定值以下时，仅所述第一弹簧在所述轴线方向上挠曲，当所述轴负载超过所述规定值时，所述第一弹簧和所述第二弹簧在所述轴线方向上挠曲。
2. 如权利要求l所述的阀簧装置，其特征在于，所述第一弹簧的线材 具有当所述轴负载超过规定值时相互接触的部分，所述阀簧装置具有如下 的负载-挠曲特性当所述轴负载为所述规定值以下时，仅所述第一弹簧在 所述轴线方向上挠曲，当所述轴负载超过所述规定值时，所述第一弹簧和 所述第二弹簧双方在所述轴线方向上挠曲。
3. 如权利要求2所述的阀簧装置，其特征在于，所述第二弹簧的所述 预负载被设定成当所述轴负载比使所述第一弹簧的线材整体压紧的负载 大时，使所述第二弹簧在所述轴线方向上挠曲。
4. 如权利要求2所述的阀簧装置，其特征在于，所述第一弹簧的线材 的截面为卵形，在沿该截面的长轴的面上，所述线材的一部分相互接触。
5. 如权利要求3所述的阀簧装置，其特征在于，所述第一弹簧的线材 的截面为卵形，在沿该截面的长轴的面上，所述线材的一部分相互接触。
6. 如权利要求2所述的阀簧装置，其特征在于，所述第一弹簧的线材 的一部分相互接触的面平坦地形成。
7. 如权利要求3所述的阀簧装置，其特征在于，所述第一弹簧的线材的一部分相互接触的面平坦地形成。
8. —种发动机的阀动机构，其特征在于，包括 阀，该阀具有对形成于缸盖的孔口进行开闭的阀芯；驱动机构，该驱动机构利用旋转的凸轮将所述阀朝打开方向驱动；以及阀簧装置，该阀簧装置将所述阀朝关闭方向驱动，所述阀簧装置包括第一弹簧，该第一弹簧由压縮螺旋弹簧形成并能在所述阀的轴线方向 上挠曲；以及第二弹簧，该第二弹簧与所述第一弹簧配置成一列，以在所述轴线方 向上被压縮、并被施加预负载的状态由限位件保持，所述第二弹簧的所述预负载比所述第一弹簧的安装负载大，并且，所 述阀簧装置具有如下的负载-挠曲特性当朝压縮所述第一弹簧的方向施加 的轴负载为规定值以下时，仅所述第一弹簧在所述轴线方向上挠曲，当所 述轴负载超过所述规定值时，所述第一弹簧和所述第二弹簧在所述轴线方 向上挠曲，所述驱动机构具有仅使所述第一弹簧在所述轴线方向上挠曲的功能、以及 使所述第一弹簧和所述第二弹簧双方分别在所述轴线方向上挠曲的功能。
9. 如权利要求8所述的阀动机构，其特征在于，所述驱动机构的所述 凸轮包括第一凸轮面，该第一凸轮面通过仅使所述第一弹簧在所述轴线方向上 挠曲，使所述第一弹簧的线材至少有一部分相互接触；以及第二凸轮面，在所述第一弹簧的线材至少有一部分相互接触的状态下， 所述第二凸轮面使所述第二弹簧在所述轴线方向上挠曲。
10. 如权利要求8所述的阀动机构，其特征在于，所述驱动机构包括随发动机的旋转而旋转的凸轮轴、以及对应所述发动机的输出来改变所述阀的升程量的装置。
11.如权利要求8所述的阀动机构，其特征在于，所述驱动机构包括随发动机的旋转而旋转的凸轮轴；设于所述凸轮轴且用于低输出的第一凸轮；设于所述凸轮轴且用于高输出的第二凸轮；以及对应所述发动机的输出来利用所述第一凸轮或所述第二凸轮使所述阀 升降的切换装置，所述第一凸轮具有使所述第一弹簧在所述轴线方向上挠曲的凸轮面， 所述第二凸轮具有使所述第一弹簧和所述第二弹簧双方分别在所述轴线方 向上挠曲、与所述第一凸轮相比使所述阀的升程量增大的凸轮面。
全文摘要
一种阀簧装置及使用此阀簧装置的发动机的阀动机构。在发动机的缸盖(10)上形成有口(11)。口(11)由阀(15)进行开闭。阀簧装置(16)具有第一弹簧(41)和第二弹簧(42)。第二弹簧(42)收纳在箱体(50)内，以在轴线X方向上被压缩的状态、即被施加预负载的状态由限位件(52)保持。第二弹簧(42)的所述预负载比第一弹簧(41)的安装负载大。弹簧(41、42)上施加有轴负载(P)。阀簧装置(16)的负载-挠曲特性为当轴负载(P)为规定值以下时，仅第一弹簧(41)在所述轴线方向上挠曲，当轴负载(P)超过所述规定值时，第一弹簧和第二弹簧双方在所述轴线方向上挠曲。
文档编号F01L3/10GK101611219SQ20088000519
公开日2009年12月23日 申请日期2008年2月12日 优先权日2007年2月15日
发明者富永润, 岩田一夫, 田岛典拓, 薮下毅士, 高村典利 申请人:日本发条株式会社