JPH04327032A - ばね受け装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、内撚機関の動弁機構に
用いられるばね受け装置に関するものである。

【０００２】

【従来の技術】従来、自動車用内燃機関においては高出
力化の要求が高まり、そのために内燃機関の高回転化が
必要となっている。ところが、高回転化にともない、動
弁機構の共振に基づくバルブスプリングの踊りやサージ
ングが発生しやすくなるため、従来のバルブスプリング
を用いたままでは内燃機関の高回転化に限度がある。

【０００３】そこで、例えば、チタン合金等の比強度が
高く、かつ横弾性係数の高い材料でバルブスプリングを
製造することが考えられる。このようにチタン合金を用
いると、バルブスプリングの固有振動数が上昇しサージ
ング発生回転数が上昇するので、内燃機関の高回転化が
可能となる。また、チタン合金の採用によりばね重量を
低減して軽量化を図ることもできる。

【０００４】しかし、チタン合金は従来のばね鋼、オー
ステンパー鋼等に比較し耐摩耗性が劣るため、長時間に
及ぶ使用に支障をきたすおそれがある。実験によれば、
チタン合金製のバルブスプリングの摩耗は、主として、
座巻部に続く１巻目のコイルに発生している。ここで、
座巻部とはバルブスプリングの端部において、同バルブ
スプリングの軸線に対し直交するように研削され、バル
ブスプリングリテーナ（以下、この明細書では単にリテ
ーナという）やスプリングシートに当接し、見かけ上ば
ねとして機能しない部分のことである。そして、前記の
ように１巻目のコイル部分が磨耗するのは、隣接する２
巻目のコイルとの接触により発生するものと考えられる
。

【０００５】この対策として本出願人は先に特願平２−
２４０８２号において、リテーナ又はスプリングシート
に、傾斜面を有する突部を設けたばね受け装置を提案し
ている。同ばね受け装置によると、バルブスプリングが
圧縮された場合に、１巻目のコイル外周面が前記傾斜面
に対し接触可能となり、その接触分だけ１巻目のコイル
に作用する面圧を小さくして、１巻目のコイルと２巻目
のコイルとの間の線間摩耗を低減することができる。

【０００６】

【発明が解決しようとする課題】ところが、前記従来の
ばね受け装置においては、機関回転数が高くなると突部
の有無にかかわらずバルブスプリングが横揺れする。そ
して、この横揺れに起因してバルブスプリングの圧縮運
動が不安定となりサージングが発生する。本発明は前述
した事情に鑑みてなされたものであり、その目的は、バ
ルブスプリングの横揺れを抑制してバルブスプリングの
圧縮運動を安定させ、サージング発生回転数を高めるこ
とが可能なばね受け装置を提供することにある。

【０００７】

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に本発明は、コイル状のバルブスプリング端部の座巻部
と当接するように、同バルブスプリングの軸線に対し直
交する座面を形成したばね受け装置において、前記座面
に突部を設け、その突部には、前記座巻部に続く最も端
のコイルが接触及び離間し得る断面円弧状の溝を形成す
るとともに、前記バルブスプリングの線径をＸ、同バル
ブスプリングの平均コイル径をＤ、同バルブスプリング
の座巻部端面の前記軸線方向における高さをＨ、取付状
態でのバルブスプリングにおける最も端のコイルのピッ
チ角をＢとしたとき、前記溝の曲率半径Ｙを０．５Ｘ≦
Ｙ＜１．１Ｘとし、傾斜角Ａをｔａｎ−１（Ｈ／Ｄ）＜
Ａ＜Ｂとしている。

【０００８】

【作用】突部の溝の傾斜角Ａが、バルブスプリングにお
ける最も端のコイルのピッチ角Ｂよりも小さく設定され
ていることから、バルブスプリングが伸長した取付状態
では、前記コイルが溝の内面から離間する。このため、
最も端のコイルはばねとして機能することが可能である
。

【０００９】また、バルブスプリングの平均コイル径を
Ｄ、同バルブスプリングの座巻部端面の軸線方向におけ
る高さをＨとしたとき、ｔａｎ−１（Ｈ／Ｄ）＜Ａであ
ることから、前記バルブスプリングが圧縮されると、最
も端のコイルは座巻部に当接する前に前記溝の内面に接
触する。これにより、座巻部と最も端のコイルとの接触
が防止される。さらに、バルブスプリングの圧縮により
、最も端のコイルと、その内側に隣接するコイルとが接
触した場合、最も端のコイルは前記溝と隣接のコイルと
に接触することになる。従って、溝の内面に接触する分
だけ最も端のコイルの接触面積が増大する。その結果、
最も端のコイルに作用する面圧が小さくなり線間磨耗が
低減される。

【００１０】また、バルブスプリングの線径をＸとした
とき、前記溝の曲率半径Ｙが０．５Ｘ≦Ｙ＜１．１Ｘで
あることから、同溝はバルブスプリングのコイルの断面
形状（円形）と対応する断面円弧状をなしていることに
なる。このため、バルブスプリングの圧縮時には、溝の
内面と同バルブスプリングの最も端のコイルとが面接触
する。この溝は、バルブスプリングが圧縮時に横揺れし
たり位置ずれしたりするのを規制するとともに、ダンパ
としての機能を発揮し、同バルブスプリングの圧縮運動
を安定させる。これにより、バルブスプリングの異常運
動発生の一因である踊りが抑制される。そのため、前記
バルブスプリングを内燃機関の動弁機構に用いた場合に
は、サージングが発生する際の内燃機関の回転数が従来
に比べて高くなる。

【００１１】

【実施例】以下、本発明を自動車用エンジンの動弁機構
に用いられるばね受け装置に具体化した一実施例を図１
〜図８に従って説明する。図１は本実施例のばね受け装
置１を示す正面図である。エンジンのシリンダヘッド２
には凹部３が穿設され、その内底部に円環状のスプリン
グシート４が配設されている。また、前記凹部３にはバ
ルブガイド５が挿通状態で固定されており、同バルブガ
イド５に、吸気用又は排気用のバルブ６が上下方向への
摺動可能に挿入されている。バルブ６のバルブステム６
ａの上端部には、リテーナ７が一対のコッタを介し装着
されている。リテーナ７は、筒状をなすスリーブ部８と
、その上端部外周に一体形成されたフランジ部９とから
構成されている。そして、前記バルブステム６ａの上端
にはロッカーアーム１０が当接している。なお、スプリ
ングシート４上面及びリテーナ７のフランジ部９下面は
、後記バルブスプリング１１の軸線Ｌと直交する座面４
ａ，９ａとなっている。

【００１２】前記スプリングシート４とリテーナ７のフ
ランジ部９との間には、チタン合金（又はチタン）製の
コイル状バルブスプリング１１が圧縮状態で装着されて
おり、前記バルブ６を常に上方へ付勢している。図１，
図５に示すように、このバルブスプリング１１の上端面
及び下端面は、前記リテーナ７の座面９ａ及びスプリン
グシート４の座面４ａと同様に、バルブスプリング１１
の軸線Ｌに対し直交するように平らに研削されている。 これらの研削部分は見かけ上ばねとして作用しない上部
座巻部１２及び下部座巻部１３となっている。また、上
部座巻部１２の直下に続くコイルは上部コイル１４を構
成し、下部座巻部１３の直上に続くコイルは下部コイル
１５を構成し、さらに上下両コイル１４，１５間のコイ
ルは中間コイル１６を構成している。

【００１３】ところで、図１に示すように、前記リテー
ナ７の座面９ａには上部突部１７が設けられ、スプリン
グシート４の座面４ａには下部突部１８が設けられてい
る。上下両突部１７，１８の材質としては、バルブスプ
リング１１の材質であるチタン合金（又はチタン）が十
分な耐磨耗性を備えていないこと、及び同種金属同士の
接触による磨耗が他種金属との接触による磨耗よりも大
きいこと等の観点から、チタンやチタン合金と異なる材
質を用いることが好ましい。このような材質としては例
えば、鉄又は鉄合金、アルミニウム又はアルミニウム合
金、銅又は銅合金等の適用が可能である。

【００１４】前記下部突部１８の上面は、スプリングシ
ート４の座面４ａに対し図１の右側ほど高くなるよう傾
斜している。また、上部突部１７の下面は、リテーナ７
の座面９ａに対し図１の右側ほど低くなるよう傾斜して
いる。さらに、前記上下両突部１７，１８には、前記上
下両コイル１４，１５が接触及び離間し得る断面円弧状
の溝１９，２０が形成されている（図２，３参照）。こ
こで、図５〜図７に示すようにバルブスプリング１１の
線径をＸとすると、下部突部１８の溝２０の曲率半径Ｙ
は、 ０．５Ｘ≦Ｙ＜１．１Ｘ の範囲に設定されている。この範囲は後記試験結果に基
づき設定したものであり、この範囲ではバルブスプリン
グ１１の圧縮時の横揺れを規制することが可能である。

【００１５】また、溝２０の深さＣは０．５Ｘ以下であ
ることが好ましい。これは、深さＣが０．５Ｘを越える
と溝２０のエッジ部分が鋭角となり、バルブスプリング
１１に悪影響を及ぼすおそれがあるからである。さらに
、バルブスプリング１１の下部座巻部１３における端面
の前記軸線Ｌ方向における高さをＨ、平均コイル径をＤ
、取付状態でのバルブスプリング１１端部の下部コイル
１５のピッチ角をＢとすると、前記座面４ａに対する溝
２０の傾斜角Ａは、 ｔａｎ−１（Ｈ／Ｄ）＜Ａ＜Ｂ の範囲に設定されている。ここで、傾斜角Ａをｔａｎ−
１（Ｈ／Ｄ）よりも大きく設定したのは、バルブスプリ
ング１１の最大圧縮時に、同バルブスプリング１１の下
部コイル１５が、下部座巻部１３に接触するのを防止す
るためである。また、傾斜角Ａをピッチ角Ｂよりも小さ
く設定したのは、ピッチ角Ｂ以上にすると、バルブスプ
リング１１の取付状態（図１参照）において、下部コイ
ル１５が下部突部１８に接触し、ばねとしての機能を発
揮しなくなるからである。

【００１６】なお、図示はしないが、上部突部１７の溝
１９に関しても、曲率半径Ｙ及び傾斜角Ａが前記溝２０
と同様の範囲に設定されている。次に、前記のように構
成された本実施例の作用及び効果について説明する。図
１は、ばね受け装置１におけるバルブスプリング１１の
取付状態を示している。この状態では、上部座巻部１２
の上面がリテーナ７の座面９ａに当接し、下部座巻部１
３の下面がスプリングシート４の座面４ａに当接してい
る。また、上下両突部１７，１８の溝１９，２０の傾斜
角Ａがピッチ角Ｂよりも小さく設定されていることから
、上部コイル１４が溝１９から下方へ離間し、下部コイ
ル１５が溝２０から上方へ離間している。このため、前
記上下両コイル１４，１５はばねとして機能することが
可能である。

【００１７】前記状態からカムが回転すると、ロッカー
アーム１０がバルブスプリング１１の付勢力に抗してバ
ルブ６を周期的に押し下げて開閉動作をさせる。すると
、前記傾斜角Ａがｔａｎ−１（Ｈ／Ｄ）よりも大きいこ
とから、図４で示すように、上下両コイル１４，１５が
前記上下両座巻部１２，１３に当接するよりも前に前記
溝１９，２０の内面に接触する。これにより、上部座巻
部１２と上部コイル１４との接触が防止され、下部座巻
部１３と下部コイル１５との接触が防止される。

【００１８】さらに、バルブスプリング１１の圧縮によ
り、上下両コイル１４，１５と、その内側に隣接する中
間コイル１６とが接触した場合、同上下両コイル１４，
１５は前記溝１９，２０と中間コイル１６との両方に接
触することになる。従って、溝１９，２０内面に接触す
る分だけ、上下両コイル１４，１５の接触面積が増大す
る。その結果、上下両コイル１４，１５に作用する面圧
が小さくなり線間磨耗が低減される。

【００１９】また、前記溝１９，２０の曲率半径Ｙが０
．５Ｘ≦Ｙ＜１．１Ｘであることから、同溝１９，２０
はバルブスプリング１１の上下両コイル１４，１５の断
面形状（円形）と対応する断面円弧状をなしている。 このため、バルブスプリング１１の圧縮時には、溝１９
，２０の内面と同バルブスプリング１１の上下両コイル
１４，１５とが面接触する。これらの溝１９，２０は、
バルブスプリング１１が圧縮時に横揺れしたり位置ずれ
したりするのを規制するとともに、ダンパとしての機能
を発揮し、同バルブスプリング１１の圧縮運動を安定さ
せる。これにより、バルブスプリング１１の異常運動発
生の一因である踊りが抑制される。そのため、サージン
グが発生する際の内燃機関の回転数（サージング発生回
転数）が従来のものに比べて高くなる。さらに、溝１９
，２０がバルブスプリング１１の横揺れ等を規制するた
め、そのバルブスプリング１１の外周面が他部材（エン
ジン本体等）と接触して磨耗するのを防止できる。

【００２０】前記の効果を確認するために以下の試験を
行った。この試験では、２リットルＯＨＣ４気筒エンジ
ンを、５８００ｒｐｍのエンジン回転数に保った状態で
１８０時間運転することにより、バルブスプリング１１
の耐久性を評価した。表１に試験結果を示す。表１中、
「線間磨耗」は、上部コイル１４と中間コイル１６との
間、及び下部コイル１５と中間コイル１６との間での接
触に基づく磨耗であり、「コイル磨耗」は上部突部１７
との接触に基づく上部コイル１４の磨耗、あるいは下部
突部１８との接触に基づく下部コイル１５の磨耗である
。

【００２１】評価は、下記（１）〜（３）の３つのタイ
プのばね受け装置について各々２回ずつ（■，■）行っ
た。 （１）チタン合金製バルブスプリング１１の上下両端部
に、下部突部１８を有する図３のスプリングシート４を
配したタイプであり、この下部突部１８には、Ｙ＝０．
６Ｘ、Ｃ＝０．４Ｘの曲率半径Ｙ及び深さＣを有する溝
２０が形成されている。

【００２２】（２）チタン合金製バルブスプリング１１
の上端部に上部突部１７を有する図２のリテーナ７を配
し、下端部に下部突部１８を有する図３のスプリングシ
ート４を配したタイプ（本実施例と同一）であり、上下
両突部１７，１８には、いずれもＹ＝０．６Ｘ、Ｃ＝０
．４Ｘの曲率半径Ｙ及び深さＣを有する溝１９，２０が
形成されている。

【００２３】（３）チタン合金製バルブスプリング１１
の上端部に上部突部のないリテーナを配し、下端部に下
部突部のないスプリングシートを配したタイプ。

【００２４】

【表１】

【００２５】上記表１から明らかなように、（３）では
バルブスプリング１１の上下コイル１４，１５が線間摩
耗し切損が起こる（１０８時間経過後）ので耐久性に問
題がある。これに対し（１）及び（２）では線間摩耗の
発生は見られず、リテーナ７及びスプリングシート４に
上下各突部１７，１８を設けたことによる効果が認めら
れる。

【００２６】また、試験によると（３）のバルブスプリ
ング１１の内周部には、リテーナ７との接触により生じ
た摩耗が見られた。しかし、（１）及び（２）のバルブ
スプリング１１には前記のような摩耗は見られない。こ
のことは、上下両突部１７，１８における溝１９，２０
の内面（曲面）が、バルブスプリング１１の付勢力を受
けて同バルブスプリング１１の圧縮運動の安定化に寄与
している、つまり、バルブスプリング１１の横揺れや位
置ずれを防止する機能を備えていることがわかる。

【００２７】さらに、動弁系の運動特性を確認するため
に、溝１９，２０の曲率半径Ｙと、サージング発生回転
数との関係を調べた。この試験では、エンジンとして２
リットルＯＨＣ４気筒エンジンを用い、バルブスプリン
グ１１としてβ−ｃチタン合金製のものを用いた。そし
て、バルブスプリング１１の上下両端部に、下部突部１
８を有する図３のスプリングシート４を配してサージン
グ発生回転数を測定した。溝２０の深さＣは０．４Ｘに
設定されている。その測定結果を図８に示す。なお、図
中の破線は、溝のない上部突部を有するリテーナ、及び
溝のない下部突部を有するスプリングシートを用いた場
合の測定結果を示している。

【００２８】図８から、溝のない場合にはサージング発
生回転数が７０２０ｒｐｍであることがわかる。これに
対し、上下両突部１７，１８に溝１９，２０を設け、か
つ、バルブスプリング１１の線径Ｘに対し同溝１９，２
０の曲率半径Ｙを、０．５Ｘ≦Ｙ＜１．１Ｘとした場合
には、サージング発生回転数が７１６０〜７２１０ｒｐ
ｍに上昇し、前記溝１９，２０のない場合に比べ１４０
〜１９０ｒｐｍも高くなっている。また、曲率半径Ｙが
１．１Ｘ以上ではそれ以上のサージング発生回転数の上
昇は望めないことがわかる。これらのことより、曲率半
径Ｙが、０．５Ｘ≦Ｙ＜１．１Ｘの範囲では、両溝１９
，２０がサージングを抑制するためのダンパー効果を発
揮するものと思われる。

【００２９】このように本実施例ではリテーナ７の座面
９ａに上部突部１７を設け、スプリングシート４の座面
４ａに下部突部１８を設け、これらの上下両突部１７，
１８に、曲率半径Ｙを０．５Ｘ≦Ｙ＜１．１Ｘとし、傾
斜角Ａをｔａｎ−１（Ｈ／Ｄ）＜Ａ＜Ｂとした断面円弧
状の溝１９，２０を形成した。このため、単に平らな傾
斜面を有する突部を設けた従来技術とは異なり、本実施
例によれば、エンジンの運転状態が高回転になってもバ
ルブスプリング１１の横揺れを抑制し、同バルブスプリ
ング１１の圧縮運動を安定させることができる。また、
サージング発生回転数を高めることができるため、近年
の自動車用内燃機関における高出力化の要求に応えるこ
とが可能となる。

【００３０】さらに、本実施例では、上下両突部１７，
１８として好適な材質を確認するために次の試験を行っ
た。この試験では（１）鉄又は鉄合金、（２）アルミニ
ウム又はアルミニウム合金、（３）銅又は銅合金からな
る多数種類の上下両突部１７，１８を用い、２リットル
ＯＨＣ４気筒エンジンを、５８００ｒｐｍのエンジン回
転数に保った状態で１８０時間運転することにより上下
両突部１７，１８等の耐久性を評価した。その測定結果
を表２に示す。表２中の「線間磨耗」及び「コイル磨耗
」は前記表１におけるものと同じ意味である。

【００３１】また、上記試験には、バルブスプリング１
１の上端部に前記上部突部１７を有する図２のリテーナ
７を配し、下端部に下部突部１８を有する図３のスプリ
ングシート４を配したタイプのばね受け装置を用いた。 これらの上下両突部１７，１８にはＹ＝０．６Ｘ、Ｃ＝
０．４Ｘの曲率半径Ｙ及び深さＣの溝１９，２０が形成
されている。なお、表２中、○は磨耗がなく問題がない
ことを示し、△は磨耗量が僅かであることを示し、×は
磨耗量が多く問題があることを示している。

【００３２】

【表２】

【００３３】上記表２から、上下両突部１７，１８とし
て適用可能な材質であっても、以下に示すように各材質
毎に好適な硬さの範囲があることがわかる。 （１）鉄又は鉄合金の場合：ビッカース硬さＨＶが２４
０〜４４０のＳ４５，ＳＫＤ１１では線間磨耗、コイル
磨耗及び上下両突部１７，１８での磨耗がない。これに
対し、ビッカース硬さＨＶが１２０のＳＨＰ２８の場合
、線間磨耗、コイル磨耗及び上下両突部１７，１８での
磨耗が生じている。試験の途中経過をみると、上下両突
部１７，１８が最初に磨耗し、それらの支承効果が消失
したことにより、２次的に線間磨耗やコイル磨耗が起き
ることを確認できた。このことから、上下両突部１７，
１８の磨耗は、バルブスプリング１１に対する上下両突
部１７，１８の硬さが低く耐磨耗性が十分でないため、
同バルブスプリング１１との接触により生ずるものと思
われる。

【００３４】一方、ビッカース硬さＨＶが６００のＳＣ
ｒ４３０では上下両突部１７，１８が磨耗しないものの
、同上下両突部１７，１８と接する上下両コイル１４，
１５が磨耗し、続いて２次的に線間磨耗が起きているこ
とを確認できた。この上下両コイル１４，１５の磨耗は
、バルブスプリング１１に対する上下突部１７，１８の
硬さが高すぎるために同上下両突部１７，１８がバルブ
スプリング１１を攻撃し、その結果生じたものと思われ
る。

【００３５】従って、前記の試験結果をふまえバルブス
プリング１１の硬度とのバランスを考慮すると、鉄又は
鉄合金で上下両突部１７，１８を製作した場合、ビッカ
ース硬さＨＶは１５０〜５００であることが望ましい。 （２）アルミニウム又はアルミニウム合金の場合：ビッ
カース硬さＨＶが１６０〜２１０のＡ２０２４＋ＳｉＣ
やＡ３９０では、線間磨耗、コイル磨耗及び上下両突部
１７，１８での磨耗がいずれも見られない。これに対し
、ビッカース硬さＨＶが６０のＡ１１００Ｐ−Ｏでは上
下両突部１７，１８が磨耗し、２次的に線間磨耗が発生
している。この上下両突部１７，１８の磨耗は、バルブ
スプリング１１に対する上下両突部１７，１８の硬さが
低く耐磨耗性が十分でないため、同バルブスプリング１
１との接触により生ずるものと思われる。一方、ビッカ
ース硬さＨＶが４２０の繊維強化アルミニウム合金の場
合、上下両コイル１４，１５に磨耗が発生する。この上
下両コイル１４，１５の磨耗は、バルブスプリング１１
に対する上下突部１７，１８の硬さが高すぎるために同
上下突部１７，１８がバルブスプリング１１を攻撃し、
その結果生じたものと思われる。従って、前記の試験結
果をふまえバルブスプリング１１の硬さとのバランスを
考慮すると、アルミニウム又はアルミニウム合金のビッ
カース硬さＨＶは１００〜４００であることが望ましい
。 （３）銅又は銅合金の場合：ビッカース硬さＨＶが２４
０，３５０のＣ１７２０Ｐ，Ｃ１７２０Ｒでは線間磨耗
、コイル磨耗及び上下両突部１７，１８での磨耗が見ら
れない。これに対し、ビッカース硬さＨＶが１７０のＣ
２６００Ｐでは上下両突部１７，１８に磨耗が発生して
いる。この磨耗は、バルブスプリング１１に対する上下
両突部１７，１８の硬さが低く耐磨耗性が十分でないた
め、同バルブスプリング１１との接触により生ずるもの
と思われる。一方、ビッカース硬さＨＶが５３０のＣ１
７２０＋硬質粒の場合、上下両コイル１４，１５に磨耗
が発生する。この磨耗は、バルブスプリング１１に対す
る上下両突部１７，１８の硬さが高すぎるために、同上
下突部１７，１８がバルブスプリング１１を攻撃するこ
とにより生じたものと思われる。従って、前記の試験結
果をふまえバルブスプリング１１の硬度とのバランスを
考慮すると、銅又は銅合金のビッカース硬さＨＶは２０
０〜５００であることが望ましい。

【００３６】なお、本発明は前記実施例の構成に限定さ
れるものではなく、例えば以下のように発明の趣旨から
逸脱しない範囲で任意に変更してもよい。 （１）前記実施例では、リテーナ７に上部突部１７を設
け、スプリングシート４に下部突部１８を設けたが、い
ずれか一方の突部１７，１８を省略することができる。 （２）上下各突部１７，１８はリテーナ７やスプリング
シート４に一体で設けてもよいし、別体で設けて接着剤
等で固定してもよい。 （２）バルブスプリング１１の上下両座巻部１２，１３
の端面の高さＨを適宜変更してもよい。ただし、この高
さＨはバルブスプリング１１の線径Ｘの１／２以上であ
ることが強度上好ましい。 （４）本発明を、バルブリフタを用いたタイプの動弁機
構のばね受け装置に具体化してもよい。この場合には、
前記溝１９，２０によってバルブスプリング１１の横揺
れ等が規制されるので、バルブリフタの内周面とバルブ
スプリング１１の外周面とが接触して磨耗するのを防止
できる。 （５）前記実施例では、上部突部１７の下面及び下部突
部１８の上面がともに軸線Ｌに対し交差するような傾斜
面としたが、少なくとも溝１９，２０の内面が傾斜して
いれば前記上下両面は傾斜していなくてもよい。

【００３７】

【発明の効果】以上詳述したように本発明によれば、断
面円弧状の溝を有する突部をばね受け装置の座面に設け
、バルブスプリングの線径をＸ、平均コイル径をＤ、同
バルブスプリングの座巻部端面の軸線方向における高さ
をＨ、取付状態でのバルブスプリングにおける最も端の
コイルのピッチ角をＢとしたとき、前記溝の曲率半径Ｙ
を０．５Ｘ≦Ｙ＜１．１Ｘとし、傾斜角Ａをｔａｎ−１
（Ｈ／Ｄ）＜Ａ＜Ｂとしたので、バルブスプリング端部
でのコイル同士の接触を抑制して線間摩耗を防止するこ
とができるとともに、前記溝の内面でバルブスプリング
の横揺れを抑制することにより、同バルブスプリングの
圧縮運動を安定させて機関のサージング発生回転数を上
昇させることができ、さらには、バルブスプリングが周
辺部材と接触して摩耗するのを防止することができると
いう優れた効果を奏する。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明を具体化した一実施例のばね受け装置に
おけるバルブスプリングの取付け状態を示す正面図であ
る。

【図２】図１のリテーナを後下方から見た状態の斜視図
である。

【図３】図１のスプリングシートを前上方から見た状態
の斜視図である。

【図４】一実施例のばね受け装置におけるバルブスプリ
ングの圧縮状態を示す正面図である。

【図５】一実施例のバルブスプリングの正面図である。

【図６】一実施例のスプリングシートの正面図である。

【図７】バルブスプリングの下部コイルと下部突部の溝
との当接部分を示す部分拡大斜視図である。

【図８】溝の曲率半径とサージング発生回転数との関係
を測定した結果を示す図である。

【符号の説明】

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】　　コイル状のバルブスプリング端部の座
   巻部と当接するように、同バルブスプリングの軸線に対
   し直交する座面を形成したばね受け装置において、前記
   座面に突部を設け、その突部には、前記座巻部に続く最
   も端のコイルが接触及び離間し得る断面円弧状の溝を形
   成するとともに、前記バルブスプリングの線径をＸ、同
   バルブスプリングの平均コイル径をＤ、同バルブスプリ
   ングの座巻部端面の前記軸線方向における高さをＨ、取
   付状態でのバルブスプリングにおける最も端のコイルの
   ピッチ角をＢとしたとき、前記溝の曲率半径Ｙを０．５
   Ｘ≦Ｙ＜１．１Ｘとし、傾斜角Ａをｔａｎ−１（Ｈ／Ｄ
   ）＜Ａ＜Ｂとしたことを特徴とするばね受け装置。