阀簧装置及使用阀簧装置的发动机阀动机构的制作方法

专利名称：阀簧装置及使用阀簧装置的发动机阀动机构的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种例如安装于汽车等的发动机上的阀簧装置和使用该阀簧装置的 阀动机构(valve train)。
背景技术：
内燃机(以下简称发动机)的阀动机构包括吸气(intake)用及排气(exhaust) 用阀、阀簧、驱动机构等。所述各阀分别开闭形成于汽缸盖的孔口。所述阀簧对所述阀朝关 闭方向施力。所述驱动机构包括将所述阀朝打开方向驱动的凸轮。阀簧的安装负载和最大 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，阀簧的负载发生变动。特别地，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较 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。 另一方面，为了防止波动的增大，曾提出了一种两段不等节距阀簧(double pitch
valve spring)。两段不等节距阀簧包括线材(wire)的巻曲节距小的密巻部和节距大的疏
巻部。波动发生时，通过使所述密巻部反复压紧舒张，能在一定程度上抑制波动。 但是，上述两段不等节距阀簧中，当波动增大时，根据共振频率，上述密巻部和疏
巻部双方产生振动、负载降低。此时，可能无法抑制跳动和回跳。另外，两段不等节距阀簧
中，波动的扭曲波(twisting vibration)由疏巻部传播到密巻部。因此，存在这样的问题
尤其是对大的波动的波动抑制效果差。 日本专利特开2000-240705号公报中公开有用于防止波动的阀簧装置。这种阀簧 装置中由压縮螺旋弹簧(compression coil spring)形成的阀簧和可弹性变形的垫圈配置 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。
发明的公开 所述日本专利特开2000-240705号公报中公开的阀簧中，由于2种弹簧(压縮螺 旋弹簧和可弹性变形的垫圈)配置成一列，因此，阀簧装置的轴线方向的长度(安装高度) 变长。由此在发动机高速旋转等时产生大的惯性力，引起种种问题，此外，还存在由于阀动 机构变大，发动机上部变大的问题。 因此，本发明的目的在于提供一种能抑制波动，且能使轴线方向的尺寸变小的阀 簧装置，以及使用该阀簧装置的发动机的阀动机构。 本发明为一种阀簧装置，将设于发动机的孔口的阀朝关闭方向施力，上述阀簧装 置包括配置于上述阀的止动器侧的第一螺旋弹簧；以及配置于汽缸盖侧且与上述第一弹 簧连接成一列的第二螺旋弹簧。第一发明中，上述第二螺旋弹簧的内径比上述第一螺旋弹簧的外径还大，上述第一螺旋弹簧的包括端部在内的轴线方向的局部插入上述第二螺旋弹 簧的内侧。第二发明中，上述第一螺旋弹簧的内径比上述第二螺旋弹簧的外径还大，上述第 二螺旋弹簧的包括端部在内的轴线方向的局部插入上述第一螺旋弹簧的内侧。任一情况 下，上述第一螺旋弹簧的端部与上述第二螺旋弹簧的端部都通过连接构件相互连接。此外， 上述阀的轴部插通上述第一螺旋弹簧和第二螺旋弹簧的内侧，上述第一螺旋弹簧和第二螺 旋弹簧以压縮状态安装于上述止动器与上述汽缸盖之间。第一螺旋弹簧和第二螺旋弹簧具 有相互不同的弹簧特性。 本发明中，通过使相互具有不同弹簧特性的第一螺旋弹簧与第二螺旋弹簧组合成 一列，能抑制波动的产生。此外，由于2种螺旋弹簧配置成嵌套状，因此能抑制轴线方向的 总长(安装高度)变大，并能减小高速往复运动的阀动机构的惯性力。这些第一螺旋弹簧 和第二螺旋弹簧相互分别形成。因此，根据阀簧装置所要求的耐波动特性及安装高度等，合 适地选择相互具有不同弹簧特性的第一螺旋弹簧和第二螺旋弹簧，并将其组合，从而能获 得所期望的阀簧装置。 本发明的优选方式的阀簧装置中，当上述阀的升程量超过规定值时，上述第一螺 旋弹簧与第二螺旋弹簧的任一方的线材中至少一部分压紧。或者，也可采用这样的结构当 上述阀位于关闭位置时，上述第一螺旋弹簧与上述第二螺旋弹簧的任一方的线材中至少一 部分压紧。 此外，也可采用这样的结构在上述第二螺旋弹簧受到压縮而被施加预负载的状 态下，该螺旋弹簧被挡板约束而不会伸长规定长度以上，在阀的升程量小时，只有上述第一 螺旋弹簧压縮挠曲，当阀的升程量超过规定值时，上述第二螺旋弹簧压縮挠曲至上述规定 长度以下。 本发明的阀动机构包括上述阀簧装置；阀，该阀具有开闭形成于发动机汽缸盖 的孔口的阀芯、轴部及止动器；以及利用旋转的凸轮将上述阀的上述轴部朝上述阀芯的打 开方向驱动的驱动机构。


图1是表示具有本发明的实施方式一的阀簧装置的阀动机构的剖视图。
图2是表示具有本发明的实施方式二的阀簧装置的阀动机构的剖视图。
图3是表示具有本发明的实施方式三的阀簧装置的阀动机构的剖视图。
图4是表示具有本发明的实施方式四的阀簧装置的阀动机构的剖视图。
图5是表示具有本发明的实施方式五的阀簧装置的阀动机构的剖视图。
具体实施例方式
以下，参照图1对本发明所涉及的阀簧装置的实施方式一进行说明。如图1所示， 在发动机的汽缸盖10上形成有吸气口 11。汽缸盖10上设有吸气用的阀动机构12。吸气用 的阀动机构12包括阀(吸气阀)15、阀簧装置16A、驱动机构17等。阀15开闭吸气口 11。 阀簧装置16A对阀15朝关闭方向施力。驱动机构17驱动吸气阀15朝打开方向运动。
汽缸盖10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(未图 示)。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，
5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15包括轴部20、阀芯21、止动器22等。轴部20具有轴线X。 阀芯21开闭吸气口 11。起弹簧支架构件作用的止动器22安装在轴部20的端部。轴部20 沿轴线X方向延伸。轴部20插入设于汽缸盖10的筒形的阀导管23中。轴部20能与止动 器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(未图示)的旋转以凸轮轴30 为中心朝图1中箭头A所示的方向旋转。 凸轮31朝箭头A方向旋转时，通过传动构件32，阀15的轴部20在轴线X方向上 往复运动。即，该阀15朝箭头B所示的打开方向和箭头C所示的关闭方向往复移动。驱动 机构17的其他方式中具有受凸轮驱动的摇杆(未图示)，利用此摇杆在轴线X方向按压阀 15。此时摇杆起到传动构件的作用。 阀簧装置16A配置在设于汽缸盖10上的弹簧支架部40与所述止动器22之间。该 阀簧装置16A包括由压縮螺旋弹簧(compression coil spring)形成的第一螺旋弹簧41 ; 由压縮螺旋弹簧形成的第二螺旋弹簧42 ;以及连接构件43。连接构件43将螺旋弹簧41、 42连接成一列。第一螺旋弹簧41和第二螺旋弹簧42以压縮状态配置于止动器22与弹簧 支架部40之间。阀15的轴部20上被驱动机构17施加有轴负载P。轴负载P沿着轴线X， 对第一螺旋弹簧41和第二螺旋弹簧42施加压縮方向的力。 第一螺旋弹簧41是使由弹簧钢形成的线材41a螺旋状巻绕而形成的。该螺旋弹 簧41包括位于图1上侧的第一端部41b和位于图1下侧的第二端部41c。第一端部41b的 端面与止动器22抵接。第二螺旋弹簧42也是使由弹簧钢形成的线材42a螺旋状巻绕而形 成的。该螺旋弹簧42包括位于图1上侧的第一端部42b和位于图1下侧的第二端部42c。 第二端部42c的端面与弹簧支架部40抵接。本实施方式中，第一螺旋弹簧41的巻数比第 二螺旋弹簧42的巻数多。但是，第一螺旋弹簧41也可与第二螺旋弹簧42的巻数相同，或 者第二螺旋弹簧42的巻数比第一螺旋弹簧41的巻数多亦可。 第二螺旋弹簧42的内径(螺旋内径)比第一螺旋弹簧41的外径(螺旋外径)还 大。第一螺旋弹簧41的下部，即包括第二端部41c在内的轴线X方向的局部插入第二螺旋 弹簧42的内侧。也就是说，第一螺旋弹簧41与第二螺旋弹簧42配置成嵌套状。且这些螺 旋弹簧41、42连接成一列。 连接构件43包括内侧的阀座44、外侧的阀座45、连结部46。连结部46位于阀座 44、45之间。连结部46沿轴线X方向延伸。内侧的阀座44与第一螺旋弹簧41的第二端部 41c抵接。外侧的阀座45与第二螺旋弹簧42的第一端部42b抵接。利用连接构件43限制 第一螺旋弹簧41与第二螺旋弹簧42的径向的相对位置。 连接构件43的中心部形成有通孔47。该通孔47内插通有阀15的轴部20和阀导 管23。阀15的轴部20和阀导管23沿轴线X方向插通螺旋弹簧41、42的内部。
第一螺旋弹簧41在安装状态下的长度为Sl 。第二螺旋弹簧42在安装状态下的长 度为S2。本实施方式中，第一螺旋弹簧41的局部插入第二螺旋弹簧42的内侧。因此，阀簧 装置16A的长度S3比第一螺旋弹簧41的长度Sl与第二螺旋弹簧42的长度S2的和还短。 因此，能在具有2种螺旋弹簧41、42的同时降低阀簧装置16A的安装高度，此外，还可縮短阀15的轴部20。从而能降低高速往复运动的阀动机构12的惯性力。 本实施方式的第二螺旋弹簧42的线材42a的直径与第一螺旋弹簧41的线材41a 的直径相同。但是，第二螺旋弹簧42的线材42a的直径可比第一螺旋弹簧41的线材41a 的直径大，第一螺旋弹簧41的线材41a的直径也可比第二螺旋弹簧42的线材42a的直径 大。总之，对应阀簧装置16A的规格选择各螺旋弹簧41、42的线材直径、巻数和螺旋径等。
以下对具有本实施方式(图1)的阀簧装置16A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与曲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，阀15朝图1中的双点滑线表示的打开位置移动。
例如，从图1所示的状态开始，凸轮31朝箭头A方向旋转时，阀15的轴部20被与 第一凸轮面31a相连的第二凸轮面31b按压向箭头B方向。藉此，阀15朝图1中的双点滑 线表示的打开位置升程，且第一螺旋弹簧41和第二螺旋弹簧42同时被压縮。
当阀15的升程量超过规定值时，第二螺旋弹簧42的线材42a的至少一部分压紧。 此外，当凸轮31的顶部31c按压阀15时，螺旋弹簧41、42的压縮量最大，阀15到达打开位 置(最大升程位置)。当阀15越过最大升程位置时，与上述相反，第一螺旋弹簧41和第二 螺旋弹簧42朝伸长侧挠曲，藉此，阀15回到图1中实线表示的关闭位置。
这样，本实施方式的螺旋弹簧41、42的负载-挠曲特性设定成在阀15的升程量 小时，螺旋弹簧41、42被压縮挠曲，在升程量增大途中，第二螺旋弹簧42的线材42a压紧。
由于发动机高速旋转时，第一螺旋弹簧41和第二螺旋弹簧42在轴线X方向上高 速振动，因此有可能产生波动。当第一螺旋弹簧41上产生波动时，波动波传到第二螺旋弹 簧42上。由于第二螺旋弹簧42反复压紧舒张，阀簧装置16A的固有频率改变。因此能抑 制第一螺旋弹簧41的波动。藉此，能稳定在阀15的惯性力达到最大时最大升程附近的阀 簧装置16A的负载。 本实施方式的阀簧装置16A采用在阀15升程中途，第二螺旋弹簧42的线材42a 压紧的结构。但是，也可采用与此相反的结构，即在阀15升程中途，第一螺旋弹簧41的线 材41a压紧。 图2表示了具有本发明实施方式二所涉及的阀簧装置16B的阀动机构12。与实施 方式一的阀簧装置16A相同，阀簧装置16B包括第一螺旋弹簧41和第二螺旋弹簧42。第一 螺旋弹簧41与止动器22抵接。第二螺旋弹簧42被汽缸盖10支承。螺旋弹簧41、42在止 动器22与弹簧支架部40之间以压縮状态配置成一列。 本实施方式中，第二螺旋弹簧42的外径(螺旋外径)比第一螺旋弹簧41的内径 (螺旋内径)还小。第二螺旋弹簧42的包括端部42b在内的轴线X方向的局部插入第一螺 旋弹簧41的内侧。其他的结构与实施方式一的阀簧装置16A相同。 凸轮31从图2所示的关闭位置朝箭头A方向旋转。在阀15朝打开位置升程中 途，第二螺旋弹簧42的线材42a的至少一部分压紧。本实施方式的阀簧装置16B与实施方 式一的阀簧装置16A相同，弹簧特性不同的2种螺旋弹簧41、42配置成一列。藉此，能抑制 波动。此外还能抑制阀簧装置16B的轴线X方向的长度S3变大。也可采用在阀15升程中 途，第一螺旋弹簧41的线材41a压紧的结构。 图3表示了具有本发明实施方式三所涉及的阀簧装置16C的阀动机构12。在阀 15位于关闭位置时第二螺旋弹簧42的线材42a压紧这点上，该阀簧装置16C与实施方式一同。S卩，该阀簧装置16C中，在阀15升程之前，第二螺旋弹簧42 的线材42a压紧。其他的结构与实施方式一的阀簧装置16A相同。 凸轮31从图3所示的关闭位置朝箭头A方向旋转。轴部20被凸轮31按压，由于 第一螺旋弹簧41被压縮，阀15升程。当发动机高速旋转，由于第一螺旋弹簧41在轴线X 方向上高速振动而产生波动波时，波动波传到第二螺旋弹簧42上。这样，第二螺旋弹簧42 反复压紧舒张，在高转速段，阀簧装置16C的固有频率改变。藉此，能抑制波动。本实施方 式的阀簧装置16C中，弹簧特性相互不同的2种螺旋弹簧41、42也配置成一列。而且，能抑 制轴线X方向的长度S3变大。 图4表示了具有本发明实施方式四所涉及的阀簧装置16D的阀动机构12。该阀簧 装置16D中，与实施方式一的阀簧装置16A相同的部位采用与实施方式一的阀簧装置16A 相同的符号。 该阀簧装置16D也与上述各实施方式相同，包括第一螺旋弹簧41和第二螺旋弹簧 42。第一螺旋弹簧41与止动器22抵接。第二螺旋弹簧42被汽缸盖10支承。螺旋弹簧 41、42在止动器22与弹簧支架部10之间以压縮状态配置成一列。 第二螺旋弹簧42的内径比第一螺旋弹簧41的外径还大。第一螺旋弹簧41的包 括端部41c在内的轴线X方向的局部插入第二螺旋弹簧42的内侧。通过螺旋弹簧41 、42 构成所谓"嵌套"状的组合弹簧。第一螺旋弹簧41的端部41c与第二螺旋弹簧42的端部 42b通过连接构件43连接成一列。 第一螺旋弹簧41在止动器22与连接构件43的内侧的阀座44之间以压縮状态配 置。第一螺旋弹簧41在安装状态下的长度为S1。当第一螺旋弹簧41没有被驱动机构17 按压时，该螺旋弹簧41的长度为Sl。当螺旋弹簧41的长度为Sl时，第一螺旋弹簧41的安 装负载为在轴线X方向上产生的反作用力。 第二螺旋弹簧42利用具有挡板60的保持构件61保持在预压縮状态，即受到预负 载的状态。第二螺旋弹簧42在安装状态下的长度为S2。施加在第二螺旋弹簧42的上述预 负载比第一螺旋弹簧41的上述安装负载还大。第二螺旋弹簧42的预负载比第一螺旋弹簧 41的线材41a的至少局部被压縮到相互压紧时的轴负载P还大。此外，第二螺旋弹簧42的 预负载比第一螺旋弹簧41的线材41a被压縮到接近完全压紧状态时的轴负载P还大。
螺旋弹簧41、42的负载-挠曲特性是当轴负载P处于规定值以下时，只有第一螺 旋弹簧41挠曲，在轴负载P超过上述规定值时，第一螺旋弹簧41和第二螺旋弹簧42都挠 曲。 以下对具有本实施方式(图4)的阀簧装置16D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朝图4中箭头A所示的方向旋转。阀15从 图4中实线表示的关闭位置朝双点滑线表示的打开位置沿箭头B所示的方向移动。在到达 第一螺旋弹簧41的线材41a的至少局部压紧或接近压紧状态之前，第一凸轮面31a只使第 一螺旋弹簧41挠曲。S卩，在轴负载P小时，只有第一螺旋弹簧41被压縮，其长度Sl逐渐变 短。 当轴部20被第二凸轮面31b按压，轴负载P变大时，第一螺旋弹簧41的线材41a 的至少局部相互压紧。这时第一螺旋弹簧41的负载(反作用力)突然变大。因此，第二螺 旋弹簧42也被压縮，其长度S2逐渐变短。此外，当凸轮31的顶部31c按压阀15时，阀15
8位于打开位置(最大升程位置)。 当阀15越过最大升程位置时，与上述相反，由于第二螺旋弹簧42伸长，连接构件 43与挡板60抵接。因此，第二螺旋弹簧42在伸长到安装长度S2时被挡板60保持。凸轮 31继续旋转，阀15朝关闭方向移动。藉此，第一螺旋弹簧41回复到安装长度Sl，阀15处 于全闭状态。 发动机高速旋转，第一螺旋弹簧41在轴线X方向上高速振动，因此有可能产生波 动。假设即便第一螺旋弹簧41上产生波动，在阀15的升程中，第一螺旋弹簧41的线材41a 的至少局部压紧。藉此，压縮方向(轴线X方向)的变位被约束。因此，能抑制对阀15的 负载的降低，并能抑制阀15产生跳动或回跳。S卩，能使波动无害化。 此外，本实施方式的阀簧装置16D与上述各实施方式相同，在轴线X方向上被分成 螺旋弹簧41、42。因此，能阻止在波动产生时第一螺旋弹簧41上产生的波动波传到第二螺 旋弹簧42上。从而能稳定在阀15的惯性力达到最大时最大升程附近的阀簧装置16D的负 载。 藉此，与现有的阀簧相比，可将第一螺旋弹簧41的负载设定的较低，可降低摩擦 损耗。此外，由于具有弹簧特性相互不同的2种螺旋弹簧41、42，且螺旋弹簧41、42配置成 "嵌套"状，因此能减小轴线X方向的长度S3。 图5表示了具有本发明实施方式五所涉及的阀簧装置16E的阀动机构12。该阀 簧装置16E也与上述阀簧装置16D相同，通过挡板60对第二螺旋弹簧42施加预负载。第 二螺旋弹簧42通过挡板60保持在安装长度S2。第二螺旋弹簧42的外径(螺旋外径)比 第一螺旋弹簧41的内径(螺旋内径)还小。第二螺旋弹簧42的包括端部42b在内的轴线 X方向的局部插入第一螺旋弹簧41的内侧。螺旋弹簧41、42构成所谓"嵌套"状的组合弹 簧。其他的结构与实施方式四(图4)的阀簧装置16D相同。 该阀簧装置16E中，也通过挡板60对第二螺旋弹簧42施加预负载。因此，在阀15 的升程量小时，只有第一螺旋弹簧41被压縮，长度Sl逐渐变小。当升程量增大，到达第一 螺旋弹簧41的至少局部压紧状态或接近压紧状态时，由于第二螺旋弹簧42也被压縮，第二 螺旋弹簧42的长度S2逐渐变小。 与实施方式四的阀簧装置16D相同的理由，本实施方式(图5)的阀簧装置16E也 能抑制波动。此外，由于螺旋弹簧41、42配置成"嵌套"状，且具有2种螺旋弹簧41、42，因 此能减小轴线X方向的长度S3。
工业上的可利用性 本发明并不局限于上述实施方式，在实施本发明时，例如可从阀、驱动机构、第一 螺旋弹簧、第二螺旋弹簧、连接构件，对发明的构成要素进行合适的变形而实施。
权利要求
一种阀簧装置(16A、16C、16D)，将设于发动机的孔口(11)的阀(15)朝关闭方向施力，其特征在于，所述阀簧装置包括配置于所述阀(15)的止动器(22)侧的第一螺旋弹簧(41)；以及配置于汽缸盖(10)侧且与所述第一螺旋弹簧(41)连接成一列的第二螺旋弹簧(42)，所述第二螺旋弹簧(42)的内径比所述第一螺旋弹簧(41)的外径还大，所述第一螺旋弹簧(41)的包括端部(41c)在内的轴线(X)方向的局部插入所述第二螺旋弹簧(42)的内侧，所述第一螺旋弹簧(41)的端部(41c)与所述第二螺旋弹簧(42)的端部(42b)通过连接构件(43)相互连接，所述阀(15)的轴部(20)插通所述第一螺旋弹簧(41)和第二螺旋弹簧(42)的内侧，所述第一螺旋弹簧(41)和第二螺旋弹簧(42)以压缩状态安装于所述止动器(22)与所述汽缸盖(10)之间。
2. —种阀簧装置(16B、16E)，将设于发动机的孔口 (11)的阀(15)朝关闭方向施力，其 特征在于，所述阀簧装置包括配置于所述阀(15)的止动器(22)侧的第一螺旋弹簧(41);以及 配置于汽缸盖(10)侧且与所述第一螺旋弹簧(41)连接成一列的第二螺旋弹簧(42)， 所述第一螺旋弹簧(41)的内径比所述第二螺旋弹簧(42)的外径还大， 所述第二螺旋弹簧(42)的包括端部(42b)在内的轴线(X)方向的局部插入所述第一螺旋弹簧(41)的内侧，所述第一螺旋弹簧(41)的端部(41c)与所述第二螺旋弹簧(42)的端部(42b)通过连接构件(43)相互连接，所述阀(15)的轴部(20)插通所述第一螺旋弹簧(41)和第二螺旋弹簧(42)的内侧， 所述第一螺旋弹簧(41)和第二螺旋弹簧(42)以压縮状态安装于所述止动器(22)与所述汽缸盖(10)之间。
3. 如权利要求1或2所述的阀簧装置，其特征在于，当所述阀(15)的升程量超过规定 值时，所述第一螺旋弹簧(41)与所述第二螺旋弹簧(42)的任一方的线材(41a、42a)的至 少一部分压紧。
4. 如权利要求1或2所述的阀簧装置，其特征在于，当所述阀(15)位于关闭位置时，所 述第一螺旋弹簧(41)与所述第二螺旋弹簧(42)的任一方的线材(41a、42a)的至少一部分 压紧。
5. 如权利要求1或2所述的阀簧装置，其特征在于，在所述第二螺旋弹簧(42)受到压 縮而被施加预负载的状态下，所述螺旋弹簧(42)被挡板(60)约束而不会伸长规定长度以 上，在所述阀(15)的升程量小时，只有所述第一螺旋弹簧(41)压縮挠曲，当所述阀(15)的 升程量超过规定值时，所述第二螺旋弹簧(42)压縮挠曲至所述规定长度以下。
6. —种发动机的阀动机构，其特征在于，包括 权利要求l所述的阀簧装置；阀(15)，所述阀(15)具有开闭形成于发动机汽缸盖(10)的孔口 (11)的阀芯(21)、轴部(20)及止动器(22);以及利用旋转的凸轮(31)将所述阀(15)的所述轴部(20)朝所述阀芯(21)的打开方向驱 动的驱动机构(17)。
7. —种发动机的阀动机构，其特征在于，包括 权利要求2所述的阀簧装置；阀(15)，所述阀(15)具有开闭形成于发动机汽缸盖(10)的孔口 (11)的阀芯(21)、轴 部(20)及止动器(22);以及利用旋转的凸轮(31)将所述阀(15)的所述轴部(20)朝所述阀芯(21)的打开方向驱 动的驱动机构(17)。
8. —种发动机的阀动机构，其特征在于，包括 权利要求3所述的阀簧装置；阀(15)，所述阀(15)具有开闭形成于发动机汽缸盖(10)的孔口 (11)的阀芯(21)、轴 部(20)及止动器(22);以及利用旋转的凸轮(31)将所述阀(15)的所述轴部(20)朝所述阀芯(21)的打开方向驱 动的驱动机构(17)。
9. 一种发动机的阀动机构，其特征在于，包括 权利要求4所述的阀簧装置；阀(15)，所述阀(15)具有开闭形成于发动机汽缸盖(10)的孔口 (11)的阀芯(21)、轴 部(20)及止动器(22);以及利用旋转的凸轮(31)将所述阀(15)的所述轴部(20)朝所述阀芯(21)的打开方向驱 动的驱动机构(17)。
10. —种发动机的阀动机构，其特征在于，包括权利要求5所述的阀簧装置；阀(15)，所述阀(15)具有开闭形成于发动机汽缸盖(10)的孔口 (11)的阀芯(21)、轴 部(20)及止动器(22);以及利用旋转的凸轮(31)将所述阀(15)的所述轴部(20)朝所述阀芯(21)的打开方向驱 动的驱动机构(17)。
全文摘要
一种阀簧装置(16A)，包括相互组合成一列的第一螺旋弹簧(41)和第二螺旋弹簧(42)。第二螺旋弹簧(42)的内径(螺旋内径)比第一螺旋弹簧(41)的外径(螺旋外径)还大。通过将第一螺旋弹簧(41)的包括端部(41c)在内的轴线(X)方向的局部插入第二螺旋弹簧(42)的内侧构成组合弹簧。第一螺旋弹簧(41)的端部(41c)与第二螺旋弹簧(42)的端部(42b)通过连接构件(43)连接。第一螺旋弹簧(41)和第二螺旋弹簧(42)以在轴线(X)方向被压缩的状态在汽缸盖(10)与止动器(22)之间配置成一列。螺旋弹簧(41、42)的内侧插通有阀(15)的轴部(20)。
文档编号F16F3/04GK101772623SQ20088010222
公开日2010年7月7日 申请日期2008年8月6日 优先权日2007年8月15日
发明者富永润, 岩田一夫, 田岛典拓, 高村典利 申请人:日本发条株式会社