JP2012036887A - Exhaust control valve - Google Patents

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Yukiharu Tanabe
行治 田部
Nobuhito Sasaki
宣仁 佐々木
Satoshi Yamada
諭 山田
Makoto Saito
斎藤　　誠
Mitsutoshi Kaneyasu
光敏 金安
Kunikazu Ban
邦和 伴
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NHK Spring Co Ltd
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an exhaust control valve that can maintain a closing state in a low-speed engine rotation range, can decrease an exhaust resistance by increasing an opening level of a valve in a high-speed engine rotation range and can stably prevent an opening and closing chattering at a low cost.SOLUTION: The exhaust control valve 1 includes: a valve body 3 that is provided so that the valve can be opened, closed and rotated to a valve seat 2 provided in an inner pipe 54 in a muffler body 51; a return spring 5 that biases the valve seat 3 in a direction where the valve seat is brought into contact with a sheet surface 8 of the valve seat 2; and a friction hinge 6 that applies a sliding resistance by friction to an opening and closing rotation of the valve body 3 in a range from a closing position of the valve body 3 to a predetermined opening position.

Description

本発明は、車両に搭載された内燃機関から排出された排気ガスが流れる排気系の通路を開閉制御する排気制御弁に関する。   The present invention relates to an exhaust control valve that controls opening and closing of an exhaust system passage through which exhaust gas discharged from an internal combustion engine mounted on a vehicle flows.

特許文献１に記載の排気制御弁は、消音器内の消音室との連通路を開閉することで、エンジンの始動、アイドリング回転を含むエンジンの低速回転域では、閉弁により排気ガスに拡張室等を通過させることで騒音を低減すると共に、高速回転域では、開弁により排気ガスに拡張室等をバイパスさせることで通気抵抗を下げ、背圧を低減している。このように、従来の排気制御弁では、エンジンの低速回転域における低騒音化要求と高速回転域における排気系の低背圧化要求との両立を図ることを目的とし、弁体が弁座のシート面に当接した閉弁位置では弁体の排気受圧面の面積が小さく、初期開弁時以降は排気受圧面の面積が大きくなるように弁体および弁座の形状を設定している。   The exhaust control valve described in Patent Document 1 opens and closes the communication path with the silencer chamber in the silencer, and in the low-speed rotation range of the engine including engine start and idling rotation, the exhaust chamber is closed to the exhaust gas by closing the valve. In the high-speed rotation region, the ventilation resistance is reduced by bypassing the expansion chamber and the like by opening the valve, thereby reducing the back pressure. As described above, the conventional exhaust control valve aims to achieve both a request for low noise in the low speed rotation region of the engine and a request for low back pressure in the exhaust system in the high speed rotation region. The shape of the valve body and the valve seat is set so that the area of the exhaust pressure receiving surface of the valve body is small at the valve closing position in contact with the seat surface and the area of the exhaust pressure receiving surface is large after the initial valve opening.

一方、特許文献２には、マフラ（消音器）・パイプに揺動可能に応動してマフラ・パイプを開閉する開閉バルブの弁体をコイルばねと断面円弧状の板ばねのばね力で開閉バルブの弁座に弁体を押しつけるようにし、これら両ばねのばね力に抗してマフラ・パイプを開放させるとともに、この開放時に板ばねを折曲させてその反力を低下させるようにして、開閉バルブが開閉を繰り返す、いわゆるチャタリングが生じるのを防止している。   On the other hand, Patent Document 2 discloses a valve body of an on-off valve that opens and closes a muffler pipe in response to a muffler (silencer) pipe so as to be swingable by a spring force of a coil spring and a plate spring having an arcuate cross section. The valve body is pressed against the valve seat, and the muffler pipe is opened against the spring force of both springs. At the time of opening, the leaf spring is bent to reduce the reaction force. This prevents the so-called chattering that the valve repeatedly opens and closes.

特開２００４−１６２６５０号公報JP 2004-162650 A 特許第４０３７５７１号公報Japanese Patent No. 4037571

上記特許文献１に記載の従来の排気制御弁においては、エンジンの高速回転域であって開弁状態のときの排気受圧面の面積に対し、エンジンの低速回転域であって閉弁状態のときの排気受圧面の面積を小さくすると共に、開弁時には排気受圧面積を大きくするには、形状が複雑になると共に、レイアウトの制約等による限界がある。また、リターンスプリング（付勢手段）のセット加重を小さくすると、エンジンの低回転時から開弁してしまうため低騒音化に反してしまう。したがって、エンジンの低速回転域で閉弁状態を維持するためには、リターンスプリング（付勢手段）のセット荷重（弁体が閉弁位置のときのリターンスプリングの付勢力）を大きくする必要がある。ところが、スプリングの性質上弁体に作用するリターンスプリングの付勢力は弁体が付勢力に抗してより開弁方向へ回転するほど大きくなるため、リターンスプリングのセット荷重を大きくすると、セット荷重の小さいものに比べて、弁の開度が小さくなりエンジンの高速回転域での排気抵抗が大きくなるという問題があった。   In the conventional exhaust control valve described in Patent Document 1, when the engine is in the low speed rotation region and in the closed state, the engine is in the high speed rotation region and in the open state, the exhaust pressure receiving surface area is in the open state. In addition to reducing the area of the exhaust pressure receiving surface and increasing the exhaust pressure receiving area when the valve is opened, the shape is complicated and there are limitations due to layout constraints and the like. Further, if the set load of the return spring (biasing means) is reduced, the valve opens from the time of low engine rotation, which is contrary to noise reduction. Therefore, in order to maintain the valve closing state in the low speed rotation region of the engine, it is necessary to increase the set load of the return spring (biasing means) (the urging force of the return spring when the valve body is in the valve closing position). . However, because of the nature of the spring, the urging force of the return spring acting on the valve body increases as the valve body rotates in the valve opening direction against the urging force, so increasing the set load of the return spring increases the set load. Compared to the smaller one, there is a problem that the opening degree of the valve is reduced and the exhaust resistance in the high speed rotation region of the engine is increased.

また、特許文献２に記載の従来の排気制御弁においては、チャタリングは防止できるものの、板ばねの折曲を利用するため、そのばね力にばらつきが生じやすく、また繰り返しによる破損やばね力の低下が生じやすいといった問題があった。   Further, in the conventional exhaust control valve described in Patent Document 2, although chattering can be prevented, since the bending of the leaf spring is used, the spring force is likely to vary, and damage due to repetition or reduction of the spring force is caused. There was a problem that was likely to occur.

本発明は、エンジンの低速回転域では閉弁状態を維持すると共に、エンジンの高速回転域では弁の開度を大きくして排気抵抗をより小さくでき、かつ安価・安定して弁の開閉チャタリングを防止する排気制御弁を提供することにある。   The present invention maintains the valve closed state in the low-speed rotation region of the engine, and increases the valve opening degree in the high-speed rotation region of the engine to reduce the exhaust resistance. An object of the present invention is to provide an exhaust control valve to prevent.

上述の目的を達成するために、本発明の排気制御弁では、弁体を弁座のシート面に当接（弁口を閉じる）させる方向へ付勢する付勢手段に加え、弁体の閉弁位置から所定の開弁位置までの範囲における弁体の開閉回動に対して摩擦による摺動抵抗を付与する抵抗付与手段を備える。   In order to achieve the above object, in the exhaust control valve of the present invention, in addition to the urging means for urging the valve body in the direction of abutting the valve seat against the seat surface (closing the valve port), the valve body is closed. There is provided resistance imparting means for imparting sliding resistance due to friction with respect to opening and closing rotation of the valve body in a range from the valve position to a predetermined valve opening position.

よって、本発明では、抵抗付与手段の摺動抵抗により、弁体が閉弁位置から所定の開弁位置までの範囲にある初期開弁時に必要とされる排気抵抗を確保できるため、付勢手段のセット荷重を小さくできる。よって、初期開弁時以降で弁体に作用する付勢手段の付勢力を小さくできるため、エンジンの高速回転域における弁開度を大きく取ることができ、排気抵抗をより下げることができる。   Therefore, in the present invention, the urging means can be ensured by the sliding resistance of the resistance applying means because the exhaust resistance required when the valve body is in the range from the valve closing position to the predetermined valve opening position can be secured. The set load can be reduced. Therefore, since the urging force of the urging means that acts on the valve body after the initial valve opening can be reduced, the valve opening degree in the high speed rotation region of the engine can be increased, and the exhaust resistance can be further reduced.

実施例１の排気制御弁１が使用されたマフラの断面図である。It is sectional drawing of the muffler in which the exhaust control valve 1 of Example 1 was used. 実施例１の排気制御弁1の平面図である。1 is a plan view of an exhaust control valve 1 of Embodiment 1. FIG. 実施例１の排気制御弁1の縦断面図である。1 is a longitudinal sectional view of an exhaust control valve 1 of Embodiment 1. FIG. 実施例１の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部分解斜視図である。1 is an exploded perspective view of a main part of an exhaust control valve 1 showing a configuration of a friction hinge 6 of Embodiment 1. FIG. 実施例１の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部背面図である。FIG. 3 is a rear view of the main part of the exhaust control valve 1 showing the configuration of the friction hinge 6 according to the first embodiment. 実施例１における弁体3の開弁角度（開弁位置）と支持軸4に付与されるトルクとの関係を示す図である。3 is a diagram illustrating a relationship between a valve opening angle (valve opening position) of a valve body 3 and torque applied to a support shaft 4 in Embodiment 1. FIG. 実施例２の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部分解斜視図である。FIG. 5 is an exploded perspective view of a main part of an exhaust control valve 1 showing a configuration of a friction hinge 6 of Example 2. 実施例２の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部背面図である。FIG. 6 is a rear view of a main part of an exhaust control valve 1 showing a configuration of a friction hinge 6 according to a second embodiment. 実施例３の排気制御弁1の平面図である。6 is a plan view of an exhaust control valve 1 of Embodiment 3. FIG. 実施例３の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部分解斜視図である。FIG. 6 is an exploded perspective view of a main part of an exhaust control valve 1 showing a configuration of a friction hinge 6 according to a third embodiment. 実施例３の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部背面図である。FIG. 6 is a rear view of a main part of an exhaust control valve 1 showing a configuration of a friction hinge 6 according to a third embodiment. 実施例３の摩擦ヒンジ6の動作を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows operation | movement of the friction hinge 6 of Example 3. FIG. 実施例３における弁体3の開弁角度（開弁位置）と支持軸4に付与されるトルクとの関係を示す図である。6 is a diagram illustrating a relationship between a valve opening angle (valve opening position) of a valve body 3 and torque applied to a support shaft 4 in Embodiment 3. FIG. 実施例３におけるマフラ内の圧力と排気ガス流量との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the pressure in the muffler in Example 3, and an exhaust gas flow volume. 実施例４の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部背面図である。FIG. 6 is a rear view of a main part of an exhaust control valve 1 showing a configuration of a friction hinge 6 according to a fourth embodiment. 実施例４のカバー部材39を示す正面図である。10 is a front view showing a cover member 39 of Example 4. FIG.

以下、本発明の排気制御弁を実施するための形態を、図面に示す各実施例に基づいて説明する。   DESCRIPTION OF EMBODIMENTS Hereinafter, embodiments for implementing an exhaust control valve of the present invention will be described based on each embodiment shown in the drawings.

［実施例１］
まず、実施例１の排気制御弁１が組み込まれたマフラの全体構成を図１に基づいて説明する。なお、図１（イ）は排気制御弁１の閉弁状態、図１（ロ）は排気制御弁１の開弁状態を示す。
このマフラは、マフラ本体51と、インナープレート52と、インレットパイプ53と、インナーパイプ54と、アウトレットパイプ55とを備える。 [Example 1]
First, an overall configuration of a muffler in which the exhaust control valve 1 according to the first embodiment is incorporated will be described with reference to FIG. 1A shows a closed state of the exhaust control valve 1, and FIG. 1B shows a opened state of the exhaust control valve 1.
The muffler includes a muffler body 51, an inner plate 52, an inlet pipe 53, an inner pipe 54, and an outlet pipe 55.

マフラ本体５１は、略円筒状のアウターシェル51aと、該アウターシェル51aの前後両端開口部を閉塞するアウタープレート51b、51cとで構成されている。そして該マフラ本体51の内部は、インナープレート52により第１消音室（拡張室）56と第２消音室（拡張室）57とに仕切られている。   The muffler main body 51 includes a substantially cylindrical outer shell 51a and outer plates 51b and 51c that close both front and rear opening portions of the outer shell 51a. The inside of the muffler main body 51 is divided into a first silencing chamber (extended chamber) 56 and a second silencing chamber (extended chamber) 57 by an inner plate 52.

インレットパイプ53は、上流側のアウタープレート51aおよびインナープレート52を貫通した状態でその下流側開口部が第２消音室57に連通され、また、アウトレットパイプ55は、インナープレート52および下流側のアウタープレート51cを貫通した状態でその上流側開口部が第１消音室56に連通されている。   The inlet pipe 53 passes through the upstream outer plate 51a and the inner plate 52, and the downstream opening thereof communicates with the second sound deadening chamber 57. The outlet pipe 55 includes the inner plate 52 and the downstream outer plate. An upstream opening thereof communicates with the first silencing chamber 56 while penetrating the plate 51c.

インナーパイプ54は、インナーパネル52を貫通した状態で設けられることにより第１消音室56と第２消音室57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54における第１消音室56側開口端部に、排気制御弁１が組み付けられている。
そして、インナープレート52には、第１消音室56と第２消音室57との間を常時連通する連通孔52aが形成されている。 The inner pipe 54 is provided in a state of penetrating the inner panel 52 so that the first silencer chamber 56 and the second silencer chamber 57 are in communication with each other. The exhaust control valve 1 is assembled at the opening end of the inner pipe 54 on the first silencing chamber 56 side.
The inner plate 52 is formed with a communication hole 52 a that always communicates between the first silencing chamber 56 and the second silencing chamber 57.

次に、実施例１の排気制御弁１の全体構成を説明する。
［全体構成］
図２は実施例１の排気制御弁1の平面図、図３は実施例１の排気制御弁1の縦断面図である。
実施例１の排気制御弁1は、弁座2と、弁体3と、支持軸4と、リターンスプリング（付勢手段）5と、摩擦ヒンジ（抵抗付与手段）6とを備える。 Next, the overall configuration of the exhaust control valve 1 of the first embodiment will be described.
[overall structure]
FIG. 2 is a plan view of the exhaust control valve 1 of the first embodiment, and FIG. 3 is a longitudinal sectional view of the exhaust control valve 1 of the first embodiment.
The exhaust control valve 1 according to the first embodiment includes a valve seat 2, a valve body 3, a support shaft 4, a return spring (biasing means) 5, and a friction hinge (resistance imparting means) 6.

弁座2は、パイプ部7と、シート部9と、シート部基板部10と、一対の軸支持部11,11とを備える。
パイプ部7は、マフラ（消音器）本体51内のインナーパイプ（排気流通路）54の排気ガス流れ方向において下流端部に接続固定される。
シート部9は、パイプ部7の端部から半径方向外方へ向けて平面的に突出する状態に延設されている。シート部9の弁体3側の面には、弁体3が着座する環状のシート面8が設定されている。
シート部基板部10は、シート部9の一端外周縁部から平面的に延設されている。
一対の軸支持部11,11は、シート部基板部10の両側面部を垂直に立ち上げて形成されている。 The valve seat 2 includes a pipe portion 7, a seat portion 9, a seat portion substrate portion 10, and a pair of shaft support portions 11 and 11.
The pipe portion 7 is connected and fixed to the downstream end portion in the exhaust gas flow direction of the inner pipe (exhaust flow passage) 54 in the muffler (silencer) body 51.
The seat portion 9 extends from the end portion of the pipe portion 7 so as to project in a plane outward in the radial direction. An annular seat surface 8 on which the valve body 3 is seated is set on the surface of the seat portion 9 on the valve body 3 side.
The sheet portion substrate portion 10 is extended in a planar manner from the outer peripheral edge at one end of the sheet portion 9.
The pair of shaft support portions 11, 11 are formed by vertically raising both side surface portions of the sheet portion substrate portion 10.

弁体3は、本体部12と、シール部13と、本体基板部16と、一対の軸被支持部17,17とを備える。
シール部13は、本体部12の外周に一体に延設されている。シール部13の弁座1側の面には、シート面8と当接する環状のシール面14が設定されている。
本体基板部16は、シール部13の一端外周縁部から平面的に延設されている。
一対の軸被支持部17,17は、本体基板部16の両側面部を垂直に立ち上げて形成されている。
両軸被支持部17,17は、弁座2の両軸支持部11,11の内側に位置し、弁座2の両軸支持部11,11間に架設された支持軸4と一体に固定されている。
支持軸4は両軸支持部11,11に対して回動可能に支持されている。よって、弁体3は支持軸4を中心として弁座2に対し開閉回動可能である。 The valve body 3 includes a main body part 12, a seal part 13, a main body substrate part 16, and a pair of shaft supported parts 17 and 17.
The seal portion 13 is integrally extended on the outer periphery of the main body portion 12. An annular seal surface 14 that contacts the seat surface 8 is set on the surface of the seal portion 13 on the valve seat 1 side.
The main body substrate portion 16 extends in a planar manner from the outer peripheral edge portion at one end of the seal portion 13.
The pair of shaft supported portions 17 and 17 are formed by raising both side surface portions of the main body substrate portion 16 vertically.
Both shaft supported portions 17, 17 are located inside the shaft support portions 11, 11 of the valve seat 2, and are fixed integrally with the support shaft 4 constructed between the shaft support portions 11, 11 of the valve seat 2. Has been.
The support shaft 4 is supported so as to be rotatable with respect to both shaft support portions 11 and 11. Therefore, the valve body 3 can be opened and closed with respect to the valve seat 2 around the support shaft 4.

リターンスプリング5は、コイルスプリングであって、支持軸4の周りにそのコイル部5aが装着され、コイル部5aの両端を弁体3の本体部12の略中央部と弁座2のシート部基板部10とにそれぞれ当接係止させることにより、弁体3の本体部12を弁座2のシート面8に当接させて弁体3を閉じる方向に付勢力を作用させている。   The return spring 5 is a coil spring, and the coil portion 5a is mounted around the support shaft 4, and both ends of the coil portion 5a are connected to the substantially central portion of the main body portion 12 of the valve body 3 and the seat portion substrate of the valve seat 2. By abutting and locking with the part 10 respectively, the main body part 12 of the valve body 3 is brought into contact with the seat surface 8 of the valve seat 2 and an urging force is applied in the direction in which the valve body 3 is closed.

［摩擦ヒンジ］
図４は実施例１の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部分解斜視図、図５は実施例１の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部背面図である。ここで、図４、図５では、支持軸4の一端側のみを図示しているが、他端側についても同様の構造である。
摩擦ヒンジ6は、弁体3の開閉回動に対し摺動抵抗を付与するもので、軸支持部11と、２つのウェーブワッシャ（ウェーブばね・予圧付与手段・抵抗付与手段）20,21とを備える。 [Friction hinge]
4 is an exploded perspective view of the main part of the exhaust control valve 1 showing the configuration of the friction hinge 6 of the first embodiment, and FIG. 5 is a rear view of the main part of the exhaust control valve 1 showing the configuration of the friction hinge 6 of the first embodiment. . Here, in FIGS. 4 and 5, only one end side of the support shaft 4 is illustrated, but the other end side has the same structure.
The friction hinge 6 gives sliding resistance to the opening and closing rotation of the valve body 3, and includes a shaft support portion 11 and two wave washers (wave spring, preload applying means, resistance applying means) 20, 21. Prepare.

ウェーブワッシャ20,21は、軸支持部11の両面に当接して摩擦による摺動抵抗およびセット荷重を与えるもので、弁座2の軸支持部11と抜け止め用の加締め部材36との間と、弁座2の軸支持部11と弁体3の軸被支持部17との間にセット荷重（予圧）を与えた状態で介装されている。
ウェーブワッシャ20,21の中心には、支持軸4の先端部26が挿通される長穴32,33が形成されている。先端部26には、二面幅部26a,26bが形成されており、長穴32,33の長辺は先端部26の長辺よりも長く、短辺は二面幅部26a,26bの幅よりも長く、かつ、先端部26の長辺よりも短く形成されている。よって、ウェーブワッシャ20,21は、先端部26に挿入後、支持軸4に対し相対回転不能、かつ、軸方向へ相対移動可能である。 The wave washers 20 and 21 abut against both surfaces of the shaft support portion 11 to provide sliding resistance and set load due to friction. Between the shaft support portion 11 of the valve seat 2 and the caulking member 36 for retaining the wave washer. The shaft support 11 of the valve seat 2 and the shaft supported portion 17 of the valve body 3 are interposed with a set load (preload) applied.
In the center of the wave washers 20 and 21, elongated holes 32 and 33 into which the distal end portion 26 of the support shaft 4 is inserted are formed. The front end portion 26 is formed with two-sided width portions 26a and 26b, the long sides of the long holes 32 and 33 are longer than the long side of the front end portion 26, and the short side is the width of the two-side width portions 26a and 26b. It is longer and shorter than the long side of the distal end portion 26. Therefore, the wave washers 20 and 21 are not rotatable relative to the support shaft 4 after being inserted into the distal end portion 26, and are relatively movable in the axial direction.

次に、作用を説明する。
［排気制御弁の組み立て方法］
図４、図５を用いて、排気制御弁1の組み立て方法を説明する。
まず、弁体3の一対の軸被支持部17,17に形成された開口35,35に、リターンスプリング5を挿通させた支持軸4の両端部を通し、支持軸4の両端部外周面と軸被支持部17,17の開口35,35の周縁部分とを溶接する。続いて、支持軸4の先端部26に、ウェーブワッシャ21、弁座2の軸支持部11、ウェーブワッシャ20を順に挿通させる。最後に、ウェーブワッシャ20から突出した先端部26に抜け止め用の加締め部材36を嵌めてこの外側の先端部26を加締め加工してこれらを固定する。 Next, the operation will be described.
[Assembly method of exhaust control valve]
A method for assembling the exhaust control valve 1 will be described with reference to FIGS.
First, the both ends of the support shaft 4 through which the return spring 5 is inserted are passed through the openings 35, 35 formed in the pair of shaft supported portions 17, 17 of the valve body 3, and the outer peripheral surfaces of the both ends of the support shaft 4 The peripheral portions of the openings 35 and 35 of the shaft supported portions 17 and 17 are welded. Subsequently, the wave washer 21, the shaft support portion 11 of the valve seat 2, and the wave washer 20 are inserted through the distal end portion 26 of the support shaft 4 in this order. Finally, a swaged member 36 for retaining is fitted to the tip 26 protruding from the wave washer 20, and the outer tip 26 is swaged to fix them.

ここで、加締め治具により加締め部材36を嵌めた支持軸4の先端部26を加締め加工してこれらを固定するにあたって、その加締め位置を変えることで、支持軸4の段差部31と加締め部材36との距離が変化するので、ウェーブワッシャ20,21のセット荷重（与圧）を所望の値に設定できる。つまり、摩擦ヒンジ6の摺動抵抗特性は、ウェーブワッシャ20,21のばね特性とセット荷重により決まるため、排気制御弁1の組み付け時にウェーブワッシャ20,21のセット荷重を調整することで、摩擦ヒンジ6により弁体3に付与される摺動抵抗を所望の特性とすることができる。   Here, when the tip end portion 26 of the support shaft 4 fitted with the crimping member 36 with the crimping jig is crimped and fixed, the stepped portion 31 of the support shaft 4 is changed by changing the crimping position. Since the distance between the crimping member 36 and the caulking member 36 changes, the set load (pressurization) of the wave washers 20 and 21 can be set to a desired value. That is, the sliding resistance characteristic of the friction hinge 6 is determined by the spring characteristics of the wave washers 20 and 21 and the set load. Therefore, by adjusting the set load of the wave washers 20 and 21 when the exhaust control valve 1 is assembled, the friction hinge 6, the sliding resistance applied to the valve body 3 can be set to a desired characteristic.

このとき、摩擦ヒンジ6により弁体3に付与される摺動抵抗は、弁体3の開弁位置にかかわらず常にリターンスプリング5の付勢力よりも小さくする必要がある。理由は、開弁した弁体3をリターンスプリング5の付勢力によって閉弁位置まで戻す際、摩擦ヒンジ6の摺動抵抗がリターンスプリング5の付勢力よりも大きいと、弁体3が閉弁位置まで戻らなくなるからである。つまり、摺動抵抗が常に付勢力よりも小さくなるようにウェーブワッシャ20,21のばね特性およびセット荷重を設定することで、エンジン回転数が高速回転域から低速回転域まで低下したとき、弁体3を確実に閉弁位置まで戻すことができる。   At this time, the sliding resistance applied to the valve body 3 by the friction hinge 6 must always be smaller than the urging force of the return spring 5 regardless of the valve opening position of the valve body 3. The reason is that when the valve body 3 that has been opened is returned to the closed position by the biasing force of the return spring 5, if the sliding resistance of the friction hinge 6 is greater than the biasing force of the return spring 5, the valve body 3 is moved to the closed position. It is because it will not return to. In other words, by setting the spring characteristics and set load of the wave washers 20 and 21 so that the sliding resistance is always smaller than the urging force, when the engine speed decreases from the high speed range to the low speed range, the valve body 3 can be reliably returned to the closed position.

［エンジン低速回転域での低騒音化］
実施例１の排気制御弁1において、弁体3の初期開弁時、すなわち、シート面8から弁体3のシール面14が離れて開弁するとき、弁体3には摩擦ヒンジ6により摺動抵抗が作用する。このため、この初期開弁時の排気受圧面の面積を基準として、エンジンの回転数が所定の低速回転域における排気圧力では開弁しない程度にリターンスプリング5の付勢力と摩擦ヒンジ6の摺動抵抗との合力を設定しておくことにより、エンジンの低速回転域においては、マフラ内を流れる排気圧力が小さいことから、当該排気圧力を前記合力が上回ることで弁体3が閉じた状態に維持される（図１（イ）を参照）。これにより、インレットパイプ53からが第２消音室（拡張室）57、インナープレート52に形成された複数の連通孔52a、第１消音室（拡張室）56を通過してアウトレットパイプ55から排気されるようになるため、排気騒音エネルギーが拡張、収縮により大きく減衰されて低騒音となる。したがって、エンジンの低速回転域で必要とされる低騒音化要求を満たすことができる。 [Low noise at low engine speed]
In the exhaust control valve 1 of the first embodiment, when the valve body 3 is initially opened, that is, when the seal surface 14 of the valve body 3 is separated from the seat surface 8 and opened, the valve body 3 is slid by the friction hinge 6. Dynamic resistance acts. For this reason, with reference to the area of the exhaust pressure receiving surface at the time of initial valve opening, the biasing force of the return spring 5 and the sliding of the friction hinge 6 are such that the engine speed does not open at the exhaust pressure in a predetermined low speed rotation range. By setting the resultant force with the resistance, the exhaust pressure flowing through the muffler is small in the low-speed rotation region of the engine, so that the valve body 3 is kept closed when the resultant force exceeds the exhaust pressure. (See FIG. 1 (a)). As a result, the inlet pipe 53 passes through the second silencing chamber (expansion chamber) 57, the plurality of communication holes 52a formed in the inner plate 52, and the first silencing chamber (expansion chamber) 56, and is exhausted from the outlet pipe 55. Therefore, the exhaust noise energy is greatly attenuated by expansion and contraction, resulting in low noise. Accordingly, it is possible to satisfy the demand for noise reduction required in the low speed rotation region of the engine.

［エンジン高速回転域での低背圧化］
一方、エンジン回転数が所定の低速回転域を超えた、中・高速回転域においては、マフラ内を流れる排気圧力が大きくなるため、当該排気圧力を前記合力が上回ることで弁体3が押し開けることができる（図１（ロ）を参照）。これにより、インレットパイプ53からが第２消音室（拡張室）57、インナープレート52に形成された複数の連通孔52aおよびインナーパイプ54を経由して第１消音室（拡張室）56に流入し、アウトレットパイプ55から排気されるようになるため、排気抵抗を減らすことができる。これにより、エンジンの高速回転域における排気系の低背圧化要求を満たすことができる。 [Low back pressure at high engine speed]
On the other hand, in the middle / high speed range where the engine speed exceeds a predetermined low speed range, the exhaust pressure flowing through the muffler increases, and the valve body 3 is pushed open when the resultant pressure exceeds the exhaust pressure. (See FIG. 1 (b)). As a result, the inlet pipe 53 flows into the first silencing chamber (expansion chamber) 56 via the second silencing chamber (expansion chamber) 57, the plurality of communication holes 52a formed in the inner plate 52, and the inner pipe 54. Since the exhaust pipe 55 is exhausted, the exhaust resistance can be reduced. As a result, it is possible to satisfy the demand for lower back pressure of the exhaust system in the high speed rotation region of the engine.

［リターンスプリングのセット荷重低減］
図６は、実施例１における弁体3の開弁角度（開弁位置）と支持軸4に付与されるトルクとの関係を示す図である。
実施例１では、初期開弁時において、弁体3の閉弁状態を維持するために必要なトルクを、リターンスプリング5の付勢力と摩擦ヒンジ6の摺動抵抗との合力で生成しているため、エンジンの低速回転域で閉弁状態を維持するために必要な排気抵抗を確保しつつ、従来の排気制御弁に対して、リターンスプリング5のセット荷重を小さくできる。 [Return spring set load reduction]
FIG. 6 is a diagram illustrating the relationship between the valve opening angle (valve opening position) of the valve body 3 and the torque applied to the support shaft 4 in the first embodiment.
In the first embodiment, when the valve is initially opened, the torque necessary for maintaining the valve 3 in the closed state is generated by the resultant force of the urging force of the return spring 5 and the sliding resistance of the friction hinge 6. Therefore, the set load of the return spring 5 can be reduced with respect to the conventional exhaust control valve while ensuring the exhaust resistance necessary for maintaining the valve closed state in the low speed rotation region of the engine.

したがって、リターンスプリング5のばね特性が上記従来の排気制御弁と同等であったとしても、セット荷重の差分だけリターンスプリング5の付勢力を小さくできる。よって、従来の排気制御弁に対し、弁体3の開弁角度が初期開弁時の開弁角度を超えたときに弁体3に作用するリターンスプリング5の付勢力を小さくできることから、エンジンの中・高速回転域における開口面積を従来に比べて大きくすることができるため、排気抵抗をより小さく下げることができる。   Therefore, even if the spring characteristics of the return spring 5 are equivalent to those of the conventional exhaust control valve, the urging force of the return spring 5 can be reduced by the set load difference. Therefore, the biasing force of the return spring 5 acting on the valve body 3 when the valve opening angle of the valve body 3 exceeds the valve opening angle at the time of initial valve opening can be reduced with respect to the conventional exhaust control valve. Since the opening area in the middle / high-speed rotation region can be increased as compared with the conventional one, the exhaust resistance can be further reduced.

次に、実施例１の効果を説明する。
実施例１の排気制御弁1にあっては、以下に列挙する効果を奏する。
(1) 弁体3を弁座2のシート面8に当接（弁口を閉じる）させる方向へ付勢するリターンスプリング5に加え、弁体3の閉弁位置から所定の開弁位置までの範囲における弁体3の開閉回動に対して摩擦による摺動抵抗を付与する摩擦ヒンジ6を備え。これにより、摩擦ヒンジ6の摺動抵抗により、弁体3が閉弁位置から所定の開弁位置までの範囲にある初期開弁時に必要とされる排気抵抗を確保できるため、リターンスプリング5のセット荷重を小さくできる。よって、初期開弁時以降で弁体3に作用するリターンスプリング5の付勢力を小さくできるため、エンジンの低速回転域では閉弁状態を維持すると共に、エンジンの高速回転域における弁開度を大きく取ることができるので、排気抵抗をより下げることができる。 Next, the effect of Example 1 will be described.
The exhaust control valve 1 according to the first embodiment has the following effects.
(1) In addition to the return spring 5 that urges the valve body 3 in the direction in which the valve body 3 abuts against the seat surface 8 of the valve seat 2 (closes the valve port), the valve body 3 from the valve closing position to the predetermined valve opening position A friction hinge 6 is provided to provide sliding resistance by friction with respect to opening and closing rotation of the valve body 3 in the range. As a result, the exhaust resistance required when the valve element 3 is initially opened within the range from the valve closing position to the predetermined valve opening position can be secured by the sliding resistance of the friction hinge 6, so that the return spring 5 is set. The load can be reduced. Therefore, since the urging force of the return spring 5 acting on the valve body 3 after the initial valve opening can be reduced, the valve closing state is maintained in the low speed rotation region of the engine and the valve opening degree in the high speed rotation region of the engine is increased. Therefore, the exhaust resistance can be further reduced.

(2) 抵抗付与手段により弁体3に付与される摺動抵抗は、リターンスプリング5の付勢力よりも小さいため、エンジンの回転数が高速回転域から低速回転域へと変化し、マフラ内を流れる排気圧力が小さくなったとき、リターンスプリング5の付勢力により抵抗付与手段の摺動抵抗に抗して弁体3を閉弁位置まで確実に戻すことができ、エンジンの低速回転域における排気騒音を抑制できる。   (2) Since the sliding resistance applied to the valve body 3 by the resistance applying means is smaller than the urging force of the return spring 5, the engine speed changes from the high speed range to the low speed range, and the inside of the muffler When the flowing exhaust pressure becomes small, the urging force of the return spring 5 can surely return the valve body 3 to the closed position against the sliding resistance of the resistance applying means, and exhaust noise in the low speed rotation region of the engine Can be suppressed.

次に、他の実施例について説明する。この他の実施例の説明にあたっては、前記実施例１と同様の構成部分については図示を省略し、もしくは同一の符号を付けてその説明を省略し、相違点についてのみ説明する。   Next, another embodiment will be described. In the description of the other embodiments, the same components as those of the first embodiment are not shown, or the same reference numerals are given and the description thereof is omitted, and only the differences are described.

〔実施例２〕
この実施例２は、摩擦ヒンジ6の構成が下記の点で実施例１とは相違したものである。
まず、構成を説明する。
［摩擦ヒンジ］
図７は実施例２の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部分解斜視図、図８は実施例２の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部背面図である。ここで、図７、図８では、支持軸4の一端側のみを図示しているが、他端側についても同様の構造である。
摩擦ヒンジ6は、軸支持部11と、２つのウェーブワッシャ（ウェーブばね・与圧付与手段・抵抗付与手段）20,21と、摩擦プレート22、43とを備える。 [Example 2]
The second embodiment is different from the first embodiment in the configuration of the friction hinge 6 in the following points.
First, the configuration will be described.
[Friction hinge]
7 is an exploded perspective view of the main part of the exhaust control valve 1 showing the configuration of the friction hinge 6 of the second embodiment, and FIG. 8 is a rear view of the main part of the exhaust control valve 1 showing the configuration of the friction hinge 6 of the second embodiment. . Here, in FIGS. 7 and 8, only one end side of the support shaft 4 is shown, but the other end side has the same structure.
The friction hinge 6 includes a shaft support portion 11, two wave washers (wave springs, pressure applying means, resistance applying means) 20 and 21, and friction plates 22 and 43.

摩擦プレート22、43の中心には、支持軸4の先端部26が挿通される長穴34、27が形成されている。よって、摩擦プレート22、43は、ウェーブワッシャ20,21と同様に、先端部26に挿入後、支持軸4に対し相対回転不能、かつ、軸方向へ相対移動可能である。
摩擦プレート22、43は、軸支持部11の両面に当接して摺動抵抗を与えるもので、弁座2の軸支持部11の両面を挟む状態で、加締め部材36と弁体3の軸支時部17との間で、軸支持部11と軸被支持部17のそれぞれの対向面を離間する方向に押圧する２つのウェーブワッシャ20,21によりセット荷重（予圧）を与えた状態で介装されている。 In the center of the friction plates 22 and 43, elongated holes 34 and 27 into which the tip end portion 26 of the support shaft 4 is inserted are formed. Therefore, like the wave washers 20 and 21, the friction plates 22 and 43 cannot be rotated relative to the support shaft 4 after being inserted into the distal end portion 26, and can be relatively moved in the axial direction.
The friction plates 22 and 43 are in contact with both surfaces of the shaft support portion 11 to provide sliding resistance. The friction plates 22 and 43 have shafts of the caulking member 36 and the valve body 3 sandwiched between both surfaces of the shaft support portion 11 of the valve seat 2. A set load (preload) is applied between the supporting portion 17 and the two wave washers 20 and 21 that press the opposing surfaces of the shaft support portion 11 and the shaft supported portion 17 in a direction away from each other. It is disguised.

次に、作用を説明する。
［排気制御弁の組み立て方法］
図７、図８を用いて、排気制御弁1の組み立て方法を説明する。
まず、弁体3の一対の軸被支持部17,17に形成された開口35,35に、リターンスプリング5を挿通させた支持軸4の両端部を通し、支持軸4の両端部外周面と軸被支持部17,17の開口35,35の周縁部分とを溶接する。続いて、支持軸4の先端部26に、ウェーブワッシャ21、20、摩擦プレート43、弁座2の軸支持部11、摩擦プレート22を順に挿通させる。最後に、摩擦プレート22から突出した先端部26に抜け止め用の加締め部材36を嵌めて最適な位置で先端部26を加締め加工してこれらを固定する。 Next, the operation will be described.
[Assembly method of exhaust control valve]
A method for assembling the exhaust control valve 1 will be described with reference to FIGS.
First, the both ends of the support shaft 4 through which the return spring 5 is inserted are passed through the openings 35, 35 formed in the pair of shaft supported portions 17, 17 of the valve body 3, and the outer peripheral surfaces of the both ends of the support shaft 4 The peripheral portions of the openings 35 and 35 of the shaft supported portions 17 and 17 are welded. Subsequently, the wave washers 21 and 20, the friction plate 43, the shaft support portion 11 of the valve seat 2, and the friction plate 22 are inserted through the distal end portion 26 of the support shaft 4 in this order. Finally, a swaged member 36 for preventing detachment is fitted to the tip portion 26 protruding from the friction plate 22, and the tip portion 26 is swaged at an optimum position to fix them.

ここで、実施例１で説明したように、加締め部材36の加締め位置に応じて支持軸4の段差部31と加締め部材36との距離が変化することで、両ウェーブワッシャ20,21のセット荷重（与圧）も変わるので、その加締め位置を適宜調整することで、ウェーブワッシャ20,21のセット荷重を所望の値に設定できる。つまり、摩擦ヒンジ6の摺動抵抗特性は、ウェーブワッシャ20,21のばね特性とセット荷重により決まるため、排気制御弁1の組み付け時にウェーブワッシャ20,21のセット荷重を調整することで、摩擦ヒンジ6により弁体3に付与される摺動抵抗を所望の特性とすることができる。   Here, as described in the first embodiment, the distance between the stepped portion 31 of the support shaft 4 and the caulking member 36 changes according to the caulking position of the caulking member 36, so that both wave washers 20, 21. Since the set load (pressurization) is also changed, the set load of the wave washers 20 and 21 can be set to a desired value by appropriately adjusting the caulking position. That is, the sliding resistance characteristic of the friction hinge 6 is determined by the spring characteristics of the wave washers 20 and 21 and the set load. Therefore, by adjusting the set load of the wave washers 20 and 21 when the exhaust control valve 1 is assembled, the friction hinge 6, the sliding resistance applied to the valve body 3 can be set to a desired characteristic.

このとき、摩擦ヒンジ6により弁体3に付与される摺動抵抗は、実施例１と同様に、弁体3の開弁位置にかかわらず常にリターンスプリング5の付勢力よりも小さくする必要がある。   At this time, the sliding resistance applied to the valve body 3 by the friction hinge 6 must always be smaller than the urging force of the return spring 5 regardless of the valve opening position of the valve body 3 as in the first embodiment. .

次に、実施例２の効果を説明する。
実施例２の排気制御弁1にあっては、弁体3を弁座2のシート面8に当接（弁口を閉じる）させる方向へ付勢するリターンスプリング5に加え、弁体3の閉弁位置から所定の開弁位置までの範囲における弁体3の開閉回動に対して摩擦による摺動抵抗を付与する摩擦ヒンジ6を備えることで、上記実施例１の効果(1)、(2)と同様の効果が得られる。 Next, the effect of Example 2 will be described.
In the exhaust control valve 1 according to the second embodiment, the valve body 3 is closed in addition to the return spring 5 that urges the valve body 3 in the direction in which the valve body 3 contacts the seat surface 8 of the valve seat 2 (closes the valve port). The effect (1), (2) of the first embodiment is provided by providing the friction hinge 6 that gives sliding resistance by friction with respect to opening and closing rotation of the valve body 3 in the range from the valve position to a predetermined valve opening position. ) Is obtained.

〔実施例３〕
この実施例３は、摩擦ヒンジ6の構成が下記の点で実施例１、２とは相違したものである。
まず、構成を説明する。
［全体構成］
図９は実施例３の排気制御弁1の平面図であり、摩擦ヒンジ6以外は上記実施例１と同様であるため、説明を省略する。 Example 3
The third embodiment is different from the first and second embodiments in the configuration of the friction hinge 6 in the following points.
First, the configuration will be described.
[overall structure]
FIG. 9 is a plan view of the exhaust control valve 1 according to the third embodiment. Except for the friction hinge 6, the exhaust control valve 1 is the same as the first embodiment, and a description thereof is omitted.

［摩擦ヒンジ］
図１０は実施例３の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部分解斜視図、図１１は実施例３の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部背面図である。ここで、図１０、図１１では、支持軸4の一端側のみを図示しているが、他端側についても同様の構造である。
摩擦ヒンジ6は、弁体3がシート面8に当接した閉弁位置から所定の開弁位置までの範囲では、弁体3の開閉回動に対し大きな摺動抵抗を付与し、弁体3の開弁位置が所定の開弁位置を超える範囲にあるときには微小な摺動抵抗を付与するもので、カムプレート（回転カム）18と、固定カムとしての軸支持部11と、２つのウェーブワッシャ（与圧付与手段）20,21と、摩擦プレート22とを備える。 [Friction hinge]
10 is an exploded perspective view of the main part of the exhaust control valve 1 showing the configuration of the friction hinge 6 of the third embodiment, and FIG. 11 is a rear view of the main part of the exhaust control valve 1 showing the configuration of the friction hinge 6 of the third embodiment. . Here, in FIGS. 10 and 11, only one end side of the support shaft 4 is shown, but the other end side has the same structure.
The friction hinge 6 gives a large sliding resistance to the opening and closing rotation of the valve body 3 in the range from the valve closing position where the valve body 3 contacts the seat surface 8 to a predetermined valve opening position. When the valve opening position is in a range exceeding the predetermined valve opening position, a minute sliding resistance is given, and a cam plate (rotating cam) 18, a shaft support portion 11 as a fixed cam, and two wave washers (Pressurizing application means) 20 and 21 and a friction plate 22 are provided.

カムプレート18は、弁座2の軸支持部11とウェーブワッシャ20との間に配置されている。カムプレート18は、両面が平坦な円盤状に形成され、軸支持部11に面した一面23の外周縁には、弁体3の開閉回動時、後述する凸部（固定カム側凸部）29が摺接するエリアとして環状のカム面（当接面）24が設定されている。カム面24には、１つの凸部（回転カム側凸部）25が形成されている。凸部25は、等脚台形状に形成され、平行でない２辺（斜面）がカムプレート18の周方向を向いて配置されている。カムプレート18の中心には、支持軸4の先端部26が挿通される長穴27が形成されている。先端部26には、二面幅部26a,26bが形成されており、長穴27の長辺は先端部26の長辺よりも長く、短辺は二面幅部26a,26bの幅よりも長く、かつ、先端部26の長辺よりも短く形成されている。よって、カムプレート18は、先端部26に挿入後、支持軸4に対し相対回転不能、かつ、軸方向へ相対移動可能である。   The cam plate 18 is disposed between the shaft support portion 11 of the valve seat 2 and the wave washer 20. The cam plate 18 is formed in a disk shape with both sides flat, and a convex portion (fixed cam side convex portion), which will be described later, is provided on the outer peripheral edge of the surface 23 facing the shaft support portion 11 when the valve body 3 is opened and closed. An annular cam surface (contact surface) 24 is set as an area in which 29 is in sliding contact. On the cam surface 24, one convex portion (rotating cam side convex portion) 25 is formed. The convex portion 25 is formed in an isosceles trapezoidal shape, and two sides (inclined surfaces) that are not parallel face the circumferential direction of the cam plate 18. In the center of the cam plate 18, an elongated hole 27 is formed through which the tip end portion 26 of the support shaft 4 is inserted. The front end portion 26 is formed with two-sided width portions 26a and 26b, the long side of the long hole 27 is longer than the long side of the front end portion 26, and the short side is longer than the width of the two-sided width portions 26a and 26b. It is long and shorter than the long side of the tip portion 26. Therefore, the cam plate 18 cannot be relatively rotated with respect to the support shaft 4 after being inserted into the distal end portion 26, and can be relatively moved in the axial direction.

軸支持部11のカムプレート18に面した一面28には、弁体3の開閉回動時、カムプレート18の凸部29が摺接するエリアとして環状のカム面19が設定されている。カム面19は、カム面24と略同一の環状に形成されている。カム面19には、１つの凸部29が形成されている。凸部29は、凸部25と同様に等脚台形状に形成され、平行でない２辺（斜面）がカム面19の周方向を向いて配置されている。なお、弁体3の開閉回動時における両凸部25,29の位置関係の変化については後述する。
軸支持部11において、カム面19の径方向内側には、支持軸4の先端部26が挿通される軸穴30が形成されている。軸穴30は、先端部26の長径よりも大きな内径に形成され、支持軸4を相対回転可能に支持する。 On one surface 28 facing the cam plate 18 of the shaft support portion 11, an annular cam surface 19 is set as an area where the convex portion 29 of the cam plate 18 is slidably contacted when the valve body 3 is opened and closed. The cam surface 19 is formed in the same ring shape as the cam surface 24. One convex portion 29 is formed on the cam surface 19. The convex portion 29 is formed in the shape of an isosceles trapezoid similarly to the convex portion 25, and two non-parallel sides (inclined surfaces) are arranged facing the circumferential direction of the cam surface 19. The change in the positional relationship between the convex portions 25 and 29 when the valve body 3 is opened and closed is described later.
In the shaft support portion 11, a shaft hole 30 through which the tip end portion 26 of the support shaft 4 is inserted is formed on the radially inner side of the cam surface 19. The shaft hole 30 is formed with an inner diameter larger than the major diameter of the tip end portion 26, and supports the support shaft 4 so as to be relatively rotatable.

ウェーブワッシャ20,21は、カムプレート18をカム面19側へ付勢することで両カム面19,24に摺動抵抗を与えるもので、カムプレート18と支持軸4の段差部31との間に介装されている。ウェーブワッシャ20,21の中心には、支持軸4の先端部26が挿通される長穴32,33が形成されている。長穴32,33の形状は、上述したカムプレート18の長穴27と同じである。
摩擦プレート22は、一対の軸支持部11,11の外側に配置され、中心には支持軸4の先端部26が挿通される長穴34が形成されている。長穴34の形状は、上述したカムプレート18の長穴27やウェーブワッシャ20,21の長穴32,33と同じである。 The wave washers 20 and 21 provide sliding resistance to the cam surfaces 19 and 24 by urging the cam plate 18 toward the cam surface 19, and are provided between the cam plate 18 and the step portion 31 of the support shaft 4. Is intervened. In the center of the wave washers 20 and 21, elongated holes 32 and 33 into which the distal end portion 26 of the support shaft 4 is inserted are formed. The shape of the long holes 32 and 33 is the same as that of the long hole 27 of the cam plate 18 described above.
The friction plate 22 is disposed outside the pair of shaft support portions 11, 11, and an elongated hole 34 through which the tip end portion 26 of the support shaft 4 is inserted is formed at the center. The shape of the long hole 34 is the same as the long hole 27 of the cam plate 18 and the long holes 32 and 33 of the wave washers 20 and 21 described above.

次に、実施例３の作用を説明する。
［排気制御弁の組み立て方法］
図１０、図１１を用いて、排気制御弁1の組み立て方法を説明する。
まず、弁体3の一対の軸被支持部17,17に形成された開口35,35に、リターンスプリング5を挿通させた支持軸4を通し、支持軸4と軸被支持部17,17の開口35,35の周縁部分とを溶接する。続いて、支持軸4の先端部26に、ウェーブワッシャ21、ウェーブワッシャ20、カムプレート18を順に挿通させる。
次に、弁座2の一対の軸支持部11,11の軸穴30に支持軸4の先端部26を通し、一対の軸支持部11,11の外側から先端部26に摩擦プレート22を挿通させる。最後に、摩擦プレート22から突出した先端部26に抜け止め用の加締め部材36を嵌めて、先端部26を加締め加工してこれらを固定する。 Next, the operation of the third embodiment will be described.
[Assembly method of exhaust control valve]
A method for assembling the exhaust control valve 1 will be described with reference to FIGS. 10 and 11.
First, the support shaft 4 through which the return spring 5 is inserted is passed through the openings 35, 35 formed in the pair of shaft supported portions 17, 17 of the valve body 3, and the support shaft 4 and the shaft supported portions 17, 17 are inserted. The peripheral portions of the openings 35 and 35 are welded. Subsequently, the wave washer 21, the wave washer 20, and the cam plate 18 are inserted through the distal end portion 26 of the support shaft 4 in this order.
Next, the tip end portion 26 of the support shaft 4 is passed through the shaft holes 30 of the pair of shaft support portions 11 and 11 of the valve seat 2, and the friction plate 22 is inserted from the outside of the pair of shaft support portions 11 and 11 into the tip portion 26. Let Finally, a swaged member 36 for retaining is attached to the tip portion 26 protruding from the friction plate 22, and the tip portion 26 is swaged to fix them.

ここで、加締め部材36の固定位置を適宜調整することで、ウェーブワッシャ20,21のセット荷重を所望の値に設定できる。つまり、摩擦ヒンジ6の摺動抵抗特性は、ウェーブワッシャ20,21のばね特性とセット荷重により決まるため、排気制御弁1の組み付け時にウェーブワッシャ20,21のセット荷重を調整することで、摩擦ヒンジ6により弁体3に付与される摺動抵抗を所望の特性とすることができる。   Here, the set load of the wave washers 20 and 21 can be set to a desired value by appropriately adjusting the fixing position of the caulking member 36. That is, the sliding resistance characteristic of the friction hinge 6 is determined by the spring characteristics of the wave washers 20 and 21 and the set load. Therefore, by adjusting the set load of the wave washers 20 and 21 when the exhaust control valve 1 is assembled, the friction hinge 6, the sliding resistance applied to the valve body 3 can be set to a desired characteristic.

このとき、摩擦ヒンジ6により弁体3に付与される摺動抵抗は、弁体3の開弁位置にかかわらず常にリターンスプリング5の付勢力よりも小さくする必要がある。理由は、開弁した弁体3をリターンスプリング5の付勢力によって閉弁位置まで戻す際、摩擦ヒンジ6の摺動抵抗がリターンスプリング5の付勢力よりも大きいと、弁体3が閉弁位置まで戻らなくなるからである。つまり、摺動抵抗が常に付勢力よりも小さくなるようにウェーブワッシャ20,21のばね特性およびセット荷重を設定することで、エンジン回転数が高速回転域から低速回転域まで低下したとき、弁体3を確実に閉弁位置まで戻すことができる。   At this time, the sliding resistance applied to the valve body 3 by the friction hinge 6 must always be smaller than the urging force of the return spring 5 regardless of the valve opening position of the valve body 3. The reason is that when the valve body 3 that has been opened is returned to the closed position by the biasing force of the return spring 5, if the sliding resistance of the friction hinge 6 is greater than the biasing force of the return spring 5, the valve body 3 is moved to the closed position. It is because it will not return to. In other words, by setting the spring characteristics and set load of the wave washers 20 and 21 so that the sliding resistance is always smaller than the urging force, when the engine speed decreases from the high speed range to the low speed range, the valve body 3 can be reliably returned to the closed position.

［摩擦ヒンジの動作］
図１２は、実施例３の摩擦ヒンジ6の動作を示す説明図である。
図１２(a)は、弁体3が閉弁位置にあるときの摩擦ヒンジ6の状態を示している。このとき、カム面24の凸部25は、カム面19の凸部29に乗り上げた状態、言い換えると、両凸部25,29は互いに突き当てた状態であり、両カム面24,19間の距離Dは最大値Dmaxとなる。よって、２つのウェーブワッシャ20,21は支持軸4の軸方向に最も縮んだ状態であり、ウェーブワッシャ20,21がカムプレート18を軸支持部11側へ付勢する付勢力は最大である。
本体部12に排気ガスの圧力が作用し図１２(a)の状態から弁体3が開弁方向へ回転を開始すると、弁体3と一体に回転するカムプレート18は、弁座2と一体の軸支持部11に対して相対回転を開始する。このとき、上記のようにウェーブワッシャ20,21による付勢力は最大であるため、弁体3に作用する摺動抵抗は最も大きい。 [Operation of friction hinge]
FIG. 12 is an explanatory view showing the operation of the friction hinge 6 of the third embodiment.
FIG. 12A shows the state of the friction hinge 6 when the valve body 3 is in the valve closing position. At this time, the convex portion 25 of the cam surface 24 rides on the convex portion 29 of the cam surface 19, in other words, the both convex portions 25 and 29 are in contact with each other, and between the two cam surfaces 24 and 19 The distance D is the maximum value Dmax. Therefore, the two wave washers 20 and 21 are in the most contracted state in the axial direction of the support shaft 4, and the urging force that the wave washers 20 and 21 urge the cam plate 18 toward the shaft support portion 11 is maximum.
When the pressure of the exhaust gas acts on the main body 12 and the valve body 3 starts to rotate in the valve opening direction from the state of FIG. 12A, the cam plate 18 that rotates integrally with the valve body 3 is integrated with the valve seat 2. Relative rotation with respect to the shaft support portion 11 is started. At this time, since the urging force by the wave washers 20 and 21 is the maximum as described above, the sliding resistance acting on the valve body 3 is the largest.

続いて、図１２(b)のように凸部25が凸部29の斜面を降り始めると、両カム面24,19間の距離Dは徐々に減少し、これに応じて弁体3に付与される摺動抵抗も徐々に小さくなる。そして、図５(c)のように凸部25が凸部29の斜面から完全に降りて凸部25,29が斜面同士を接触させた状態になると、距離Dは最小値Dminとなり、弁体3に付与される摺動抵抗は２つのウェーブワッシャ20,21のセット荷重の合力とカム面19,24間の動摩擦係数とに対応した最小値となる。この後、図１２(c)の状態からさらに弁体3が開弁方向へ回転したとしても、凸部25が再び凸部29に乗り上げることはないため、距離Dは最小値Dminのまま不変であり、弁体3に付与される摺動抵抗は最小値のままである。   Subsequently, as shown in FIG. 12 (b), when the convex portion 25 begins to descend the slope of the convex portion 29, the distance D between the cam surfaces 24 and 19 gradually decreases and is applied to the valve body 3 accordingly. The sliding resistance is gradually reduced. Then, as shown in FIG. 5 (c), when the convex portion 25 is completely descended from the slope of the convex portion 29 and the convex portions 25 and 29 are in contact with each other, the distance D becomes the minimum value Dmin, and the valve body The sliding resistance given to 3 is the minimum value corresponding to the resultant force of the set load of the two wave washers 20 and 21 and the dynamic friction coefficient between the cam surfaces 19 and 24. After this, even if the valve body 3 further rotates in the valve opening direction from the state of FIG. 12 (c), the convex portion 25 does not run on the convex portion 29 again, so the distance D remains unchanged at the minimum value Dmin. Yes, the sliding resistance applied to the valve body 3 remains the minimum value.

［エンジン低速回転域での低騒音化］
実施例３の排気制御弁1において、弁体3の初期開弁時、すなわち、シート面8から弁体3のシール面14が離れて開弁するとき、弁体3には摩擦ヒンジ6により大きな摺動抵抗が作用する。このため、この初期開弁時の排気受圧面の面積を基準として、エンジンの回転数が所定の低速回転域における排気圧力では開弁しない程度にリターンスプリング5の付勢力と摩擦ヒンジ6の摺動抵抗との合力を設定しておくことにより、エンジンの低速回転域においては、マフラ内を流れる排気圧力が小さいことから、当該排気圧力を前記合力が上回ることで弁体3が閉じた状態に維持される（図１（イ）を参照）。これにより、インレットパイプ53からが第２消音室（拡張室）57、インナープレート52に形成された複数の連通孔52a、第１消音室（拡張室）56を通過してアウトレットパイプ55から排気されるようになるため、排気騒音エネルギーが拡張、収縮により大きく減衰されて低騒音となる。したがって、エンジンの低速回転域で必要とされる低騒音化要求を満たすことができる。 [Low noise at low engine speed]
In the exhaust control valve 1 of the third embodiment, when the valve body 3 is initially opened, that is, when the seal surface 14 of the valve body 3 is opened away from the seat surface 8, the valve body 3 is larger by the friction hinge 6. Sliding resistance acts. For this reason, with reference to the area of the exhaust pressure receiving surface at the time of initial valve opening, the biasing force of the return spring 5 and the sliding of the friction hinge 6 are such that the engine speed does not open at the exhaust pressure in a predetermined low speed rotation range. By setting the resultant force with the resistance, the exhaust pressure flowing through the muffler is small in the low-speed rotation region of the engine, so that the valve body 3 is kept closed when the resultant force exceeds the exhaust pressure. (See FIG. 1 (a)). As a result, the inlet pipe 53 passes through the second silencing chamber (expansion chamber) 57, the plurality of communication holes 52a formed in the inner plate 52, and the first silencing chamber (expansion chamber) 56, and is exhausted from the outlet pipe 55. Therefore, the exhaust noise energy is greatly attenuated by expansion and contraction, resulting in low noise. Accordingly, it is possible to satisfy the demand for noise reduction required in the low speed rotation region of the engine.

［エンジン高速回転域での低背圧化］
一方、エンジン回転数が所定の低速回転域を超えた、中・高速回転域においては、マフラ内を流れる排気圧力が大きくなるため、流体力がリターンスプリング5の付勢力と摩擦ヒンジ6の摺動抵抗との合力に打ち勝って弁体3の本体部12がシート面8から押し開かれた初期開弁状態になると、摩擦ヒンジ6により弁体3に作用する摺動抵抗は小さくなる。これにより、シート面8から弁体3が一旦離れた後、すなわち、初期開弁時以降は、図１２(b),(c)に示したように、初期開弁時よりも低い排気圧力で弁体3を押し開けることができるため、開口面積を大きくすることができる
そして、排気制御弁１が大きく開弁（図１（ロ）を参照）することで、インレットパイプ53からが第２消音室（拡張室）57、インナープレート52に形成された複数の連通孔52aおよびインナーパイプ54を経由して第１消音室（拡張室）56に流入し、アウトレットパイプ55から排気されるようになるため、排気抵抗をさらに減らすことができる。これにより、エンジンの高速回転域における排気系の低背圧化要求を満たすことができる。 [Low back pressure at high engine speed]
On the other hand, in the middle and high speed ranges where the engine speed exceeds the predetermined low speed range, the exhaust pressure flowing in the muffler increases, so the fluid force is slid by the biasing force of the return spring 5 and the friction hinge 6 When the combined force with the resistance is overcome and the main body portion 12 of the valve body 3 is pushed open from the seat surface 8, the sliding resistance acting on the valve body 3 by the friction hinge 6 is reduced. As a result, after the valve body 3 is once separated from the seat surface 8, that is, after the initial valve opening, as shown in FIGS. 12B and 12C, the exhaust pressure is lower than that at the initial valve opening. Since the valve body 3 can be pushed open, the opening area can be increased. When the exhaust control valve 1 is largely opened (see FIG. 1 (b)), the second silencer is generated from the inlet pipe 53. It flows into the first silencing chamber (expansion chamber) 56 through the chamber (expansion chamber) 57, the plurality of communication holes 52a formed in the inner plate 52 and the inner pipe 54, and is exhausted from the outlet pipe 55. Therefore, the exhaust resistance can be further reduced. As a result, it is possible to satisfy the demand for lower back pressure of the exhaust system in the high speed rotation region of the engine.

［リターンスプリングのセット荷重低減］
図１３は、実施例３における弁体3の開弁角度（開弁位置）と支持軸4に付与されるトルクとの関係を示す図である。
実施例３では、初期開弁時において、弁体3の閉弁状態を維持するために必要なトルクを、リターンスプリング5の付勢力と摩擦ヒンジ6の摺動抵抗との合力で生成しているため、エンジンの低速回転域で閉弁状態を維持するために必要な排気抵抗を確保しつつ、従来の排気制御弁に対して、リターンスプリング5のセット荷重を小さくできる。 [Return spring set load reduction]
FIG. 13 is a diagram showing the relationship between the valve opening angle (valve opening position) of the valve body 3 and the torque applied to the support shaft 4 in the third embodiment.
In the third embodiment, when the valve is initially opened, the torque necessary to maintain the valve 3 in the closed state is generated by the resultant force of the biasing force of the return spring 5 and the sliding resistance of the friction hinge 6. Therefore, the set load of the return spring 5 can be reduced with respect to the conventional exhaust control valve while ensuring the exhaust resistance necessary for maintaining the valve closed state in the low speed rotation region of the engine.

したがって、リターンスプリング5のばね特性が上記従来の排気制御弁と同等であったとしても、セット荷重の差分だけリターンスプリング5の付勢力を小さくできる。よって、従来の排気制御弁に対し、弁体3の開弁角度が初期開弁時の開弁角度を超えたときに弁体3に作用するリターンスプリング5の付勢力を小さくできることから、エンジンの中・高速回転域における開口面積を従来に比べて大きくすることができるため、排気抵抗をより小さく下げることができる。   Therefore, even if the spring characteristics of the return spring 5 are equivalent to those of the conventional exhaust control valve, the urging force of the return spring 5 can be reduced by the set load difference. Therefore, the biasing force of the return spring 5 acting on the valve body 3 when the valve opening angle of the valve body 3 exceeds the valve opening angle at the time of initial valve opening can be reduced with respect to the conventional exhaust control valve. Since the opening area in the middle / high-speed rotation region can be increased as compared with the conventional one, the exhaust resistance can be further reduced.

また、実施例３では、摩擦ヒンジ6における両カム面24,19の凸部25,29を、共に等脚台形状としたため、図１２に示すように、凸部25が凸部29の斜面を降りるときの摺動抵抗を急激に変化させることができる。すなわち、弁体3が開弁した後は、摺動抵抗を迅速に低下させることができ、不要な摩擦抵抗により排気抵抗が増大するのを抑制できる。   Moreover, in Example 3, since the convex parts 25 and 29 of both the cam surfaces 24 and 19 in the friction hinge 6 are both in the shape of an isosceles trapezoid, the convex part 25 forms the slope of the convex part 29 as shown in FIG. The sliding resistance when getting off can be changed abruptly. That is, after the valve element 3 is opened, the sliding resistance can be quickly reduced, and the increase in exhaust resistance due to unnecessary frictional resistance can be suppressed.

図１４は、実施例３におけるマフラ内の圧力と排気ガス流量との関係を示す図であり、従来の排気受圧面が２段階に変化する排気制御弁（摩擦ヒンジなし）の場合は、初期開弁時直後の圧力の下がり代が開き始めの圧力に対して25％程度であるのに対し、実施例３の排気制御弁1では、従来の排気制御弁を超える圧力の下がり代を実現できる。よって、エンジンの低速回転域と高速回転域との通気抵抗差をより増大させることができ、低速回転域における低騒音化要求と高速回転域における排気系の低背圧化要求との両立をより高いレベルで実現可能となった。   FIG. 14 is a diagram showing the relationship between the pressure in the muffler and the exhaust gas flow rate in the third embodiment. In the case of an exhaust control valve (without a friction hinge) in which the conventional exhaust pressure receiving surface changes in two stages, FIG. While the pressure drop immediately after the valve operation is about 25% with respect to the pressure at the beginning of opening, the exhaust control valve 1 of the third embodiment can realize a pressure drop that exceeds the conventional exhaust control valve. Therefore, the difference in ventilation resistance between the low-speed rotation range and the high-speed rotation range of the engine can be further increased, and both the demand for low noise in the low-speed rotation range and the request for low back pressure of the exhaust system in the high-speed rotation range can be achieved. It became feasible at a high level.

次に、実施例３の効果を説明する。
実施例３の排気制御弁1にあっては、実施例１の効果(1)、(2)に加え、以下の効果を奏する。 Next, the effect of Example 3 will be described.
In addition to the effects (1) and (2) of the first embodiment, the exhaust control valve 1 of the third embodiment has the following effects.

(3) 抵抗付与手段を、弁体3の開閉回動時、閉弁位置から所定の開弁位置までの範囲内で摺動抵抗を最大とする摩擦ヒンジ6としたため、従来構造の排気制御弁に対し摩擦ヒンジ6の追加のみで排気性能をより高めることができる。
(4) 摩擦ヒンジ6は、弁体3と一体に回転する支持軸4に設けられたカムプレート18と、支持軸4の両端を回動可能に支持する一対の軸支持部11,11に設けられた固定カム（軸支持部11）とを有し、カムプレート18と軸支持部11との当接面（カム面19,24）にはそれぞれ１つの凸部25,29が形成され、カムプレート18の凸部25は、弁体3が閉弁位置のとき軸支持部11の凸部29に乗り上げた状態であり、弁体3が閉弁位置から所定の開弁位置まで開く間に凸部29から降りる。これにより、支持軸4にカムプレート18を追加し、軸支持部11にカム面19を形成するだけの簡単な設計変更で摩擦ヒンジ6を構成できる。よって、従来の排気制御弁のレイアウト形状を大きく変えることがないため、従来の排気制御弁の搭載性を踏襲できる。つまり、摩擦ヒンジ6の追加によりマフラ本体に対する排気制御弁1の搭載性が損なわれることがない。 (3) The resistance applying means is the friction hinge 6 that maximizes the sliding resistance within the range from the valve closing position to the predetermined valve opening position when the valve body 3 is opened and closed. On the other hand, the exhaust performance can be further enhanced only by adding the friction hinge 6.
(4) The friction hinge 6 is provided on the cam plate 18 provided on the support shaft 4 that rotates integrally with the valve body 3, and on a pair of shaft support portions 11 and 11 that rotatably support both ends of the support shaft 4. Each of which has a fixed cam (shaft support portion 11), and one convex portion 25, 29 is formed on the contact surface (cam surface 19, 24) between the cam plate 18 and the shaft support portion 11, respectively. The convex portion 25 of the plate 18 is in a state where the valve body 3 rides on the convex portion 29 of the shaft support portion 11 when the valve body 3 is in the valve closing position, and is convex while the valve body 3 opens from the valve closing position to the predetermined valve opening position. Get off from part 29. Thus, the friction hinge 6 can be configured with a simple design change by adding the cam plate 18 to the support shaft 4 and forming the cam surface 19 on the shaft support portion 11. Therefore, since the layout shape of the conventional exhaust control valve is not greatly changed, it is possible to follow the mountability of the conventional exhaust control valve. That is, the mounting of the exhaust control valve 1 on the muffler body is not impaired by the addition of the friction hinge 6.

(5) カムプレート18は、支持軸4に対して軸方向移動可能に設けられ、支持軸4に、カムプレート18を軸支持部11側へ付勢する２つのウェーブワッシャ20,21を設けたため、ウェーブワッシャ20,21のばね特性とセット荷重を適宜変更するだけで、摩擦ヒンジ6の摺動抵抗特性を簡単に調整できる。このため、異なる車両向けに摩擦ヒンジ6の摺動抵抗特性を異ならせた複数の排気制御弁1を製造する場合に有利である。   (5) The cam plate 18 is provided so as to be movable in the axial direction with respect to the support shaft 4, and the support shaft 4 is provided with two wave washers 20 and 21 for urging the cam plate 18 toward the shaft support portion 11 side. The sliding resistance characteristics of the friction hinge 6 can be easily adjusted by simply changing the spring characteristics and set load of the wave washers 20 and 21 as appropriate. This is advantageous when manufacturing a plurality of exhaust control valves 1 having different sliding resistance characteristics of the friction hinge 6 for different vehicles.

〔実施例４〕
実施例４は、摩擦ヒンジ6を覆うカバー部材39を設けた例である。
図１５は実施例４の摩擦ヒンジ6の構成を示す排気制御弁1の要部背面図、図１６は実施例４のカバー部材39を示す正面図である。
実施例４では、カムプレート18が軸支持部11の外側に配置され、軸被支持部17と軸支持部11との間には、ワッシャ37が介装されている。
実施例４では、軸支持部11の外側に突出した支持軸4の先端部26に対し、カムプレート18、ウェーブワッシャ20、ウェーブワッシャ21、摩擦プレート22の順に挿通され、カムプレート18の一面23は軸支持部11に向いて配置されている。軸支持部11において、カム面19および凸部29は、カムプレート18に面した他面38側に設けられている。 Example 4
The fourth embodiment is an example in which a cover member 39 that covers the friction hinge 6 is provided.
FIG. 15 is a rear view of the main part of the exhaust control valve 1 showing the configuration of the friction hinge 6 of the fourth embodiment, and FIG. 16 is a front view showing the cover member 39 of the fourth embodiment.
In the fourth embodiment, the cam plate 18 is disposed outside the shaft support portion 11, and a washer 37 is interposed between the shaft supported portion 17 and the shaft support portion 11.
In the fourth embodiment, the cam plate 18, the wave washer 20, the wave washer 21, and the friction plate 22 are inserted in this order into the tip end portion 26 of the support shaft 4 that protrudes outside the shaft support portion 11. Is arranged toward the shaft support 11. In the shaft support portion 11, the cam surface 19 and the convex portion 29 are provided on the other surface 38 side facing the cam plate 18.

実施例４の摩擦ヒンジ6は、カバー部材39に覆われている。カバー部材39は、一端側を開口した断面ハット型に形成され、支持軸4の先端部26を含む摩擦ヒンジ6を内部に収容可能な大きさを有している。カバー部材39の開口側の端縁にはフランジ部40が形成されている。フランジ部40の外周は、平面視略矩形に形成されている。フランジ部40には、対角線上に配置された一対の第１取り付け穴41,41と第２取り付け穴42,42,とが形成されている。第１取り付け穴41,41と第２取り付け穴42,42は、同一円周上に配置されている。軸支持部11の他面38には、対角線上に一対のネジ穴（不図示）が形成されている。一対のネジ穴は、第１取り付け穴41,41および第２取り付け穴42,42と同一円周上に位置する。
第１取り付け穴41,41および第２取り付け穴42,42は、例えば、異なる車両向けに摺動抵抗特性を異ならせた２種類の摩擦ヒンジ6を製造する場合、カバー部材39を軸支持部11にボルト締結する際のボルト穴として、一方は第１取り付け穴41,41を使用し、他方は第２取り付け穴42,42を用いる。 The friction hinge 6 of the fourth embodiment is covered with a cover member 39. The cover member 39 is formed in a cross-sectional hat shape having an open end, and has a size capable of accommodating the friction hinge 6 including the distal end portion 26 of the support shaft 4 therein. A flange portion 40 is formed on the edge of the cover member 39 on the opening side. The outer periphery of the flange portion 40 is formed in a substantially rectangular shape in plan view. The flange portion 40 is formed with a pair of first mounting holes 41 and 41 and second mounting holes 42 and 42 arranged on a diagonal line. The first mounting holes 41, 41 and the second mounting holes 42, 42 are arranged on the same circumference. A pair of screw holes (not shown) are formed diagonally on the other surface 38 of the shaft support portion 11. The pair of screw holes are located on the same circumference as the first mounting holes 41 and 41 and the second mounting holes 42 and 42.
For example, when manufacturing two types of friction hinges 6 having different sliding resistance characteristics for different vehicles, the first mounting holes 41 and 41 and the second mounting holes 42 and 42 are used to connect the cover member 39 to the shaft support portion 11. As the bolt holes when fastening the bolts, one uses the first mounting holes 41 and 41 and the other uses the second mounting holes 42 and 42.

次に、実施例４の作用を説明する。
［摩擦ヒンジ保護作用］
摩擦ヒンジ6は、カムプレート18と軸支持部11とを摺動接触させることで、弁体3に摩擦による摺動抵抗を付与するものであるため、両カム面24,19に煤などの異物が付着した場合、摺動抵抗特性が狙った特性から外れてしまうおそれがある。また、摩擦ヒンジ6には、摺動抵抗調整用に２つのウェーブワッシャ20,21が組み込まれているが、ウェーブワッシャ20,21は比較的熱に弱いため、排気ガスが直接当たると熱害による形状変形等の影響により、摺動抵抗が低下するおそれがある。
これに対し、実施例４では、摩擦ヒンジ6を覆うカバー部材39を設けたため、排気ガス中に含まれる煤等の異物が両カム面24,19へ付着することに伴う摺動抵抗特性の低下、およびウェーブワッシャ20,21に排気ガスが直接当たることに伴う摺動抵抗低下を共に防止できる。 Next, the operation of the fourth embodiment will be described.
[Friction hinge protection]
The friction hinge 6 slides the cam plate 18 and the shaft support portion 11 to provide sliding resistance due to friction to the valve body 3, so that foreign matter such as wrinkles is formed on both the cam surfaces 24 and 19. In the case of the adhesion, there is a risk that the sliding resistance characteristic will deviate from the aimed characteristic. In addition, the friction hinge 6 incorporates two wave washers 20 and 21 for adjusting the sliding resistance, but the wave washers 20 and 21 are relatively heat-sensitive, so if exhaust gas directly hits it, it will be caused by heat damage. There is a risk that the sliding resistance may decrease due to the influence of shape deformation and the like.
On the other hand, in the fourth embodiment, since the cover member 39 covering the friction hinge 6 is provided, the sliding resistance characteristic is reduced due to foreign matters such as soot contained in the exhaust gas adhering to both the cam surfaces 24 and 19. In addition, it is possible to prevent the sliding resistance from being lowered when the exhaust gas directly hits the wave washers 20 and 21.

また、実施例４では、カバー部材39を軸支持部11にボルト締結する際に用いるボルト穴として、一対の第１取り付け穴41,41と一対の第２取り付け穴42,42とを設けた。よって、第１取り付け穴41,41をボルト穴とした場合と、第２取り付け穴42,42をボルト穴とした場合とでは、軸支持部11に固定されたカバー部材39の角度（フランジ部40の傾き）が互いに異なったものとなる。
よって、異なる車両向けに摩擦ヒンジ6の摺動抵抗特性を異ならせた２種類の排気制御弁1を製造する場合、それぞれ別の取り付け穴を用いてカバー部材39を軸支持部11に取り付けるようにすることで、軸支持部11に対するカバー部材39の取り付け角度から容易に摩擦ヒンジ6の摺動抵抗特性を判別でき、誤組み付けを抑制できる。 In the fourth embodiment, a pair of first mounting holes 41 and 41 and a pair of second mounting holes 42 and 42 are provided as bolt holes used when the cover member 39 is bolted to the shaft support portion 11. Therefore, when the first mounting holes 41 and 41 are bolt holes and when the second mounting holes 42 and 42 are bolt holes, the angle of the cover member 39 fixed to the shaft support portion 11 (the flange portion 40). Are different from each other.
Therefore, when manufacturing two types of exhaust control valves 1 with different sliding resistance characteristics of the friction hinge 6 for different vehicles, the cover member 39 is attached to the shaft support 11 using different mounting holes. By doing so, the sliding resistance characteristic of the friction hinge 6 can be easily determined from the mounting angle of the cover member 39 with respect to the shaft support portion 11, and erroneous assembly can be suppressed.

次に、実施例４の効果を説明する。
実施例４の排気制御弁1にあっては、実施例３の効果(1)〜(6)に加え、以下の効果を奏する。
(7) カムプレート18は、軸支持部11の外側に配置され、軸支持部11には、摩擦ヒンジ6を覆うカバー部材39が設けられているため、排気ガス中に含まれる煤等の異物が両カム面24,19へ付着することに伴う摺動抵抗特性の低下、およびウェーブワッシャ20,21に排気ガスが直接当たることに伴う摺動抵抗低下を共に防止できる。 Next, effects of the fourth embodiment will be described.
In addition to the effects (1) to (6) of the third embodiment, the exhaust control valve 1 of the fourth embodiment has the following effects.
(7) The cam plate 18 is disposed outside the shaft support portion 11, and the shaft support portion 11 is provided with a cover member 39 that covers the friction hinge 6. Therefore, foreign matter such as soot contained in the exhaust gas It is possible to prevent both the reduction of the sliding resistance characteristic due to the adhering to both the cam surfaces 24 and 19 and the reduction of the sliding resistance due to the exhaust gas directly hitting the wave washers 20 and 21.

以上、本発明を上記各実施例に基づき説明してきたが、本発明はこれらの実施例に限られず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で設計変更等があった場合でも、本発明に含まれる。
例えば、摩擦ヒンジは、弁体の開閉回動時、閉弁位置から所定の開弁位置までの範囲内で摺動抵抗を最大とする構造であれば、実施例に示した構造に限られない。
実施例では、摩擦ヒンジを支軸の両端にそれぞれ設けた例を示したが、摩擦ヒンジを支軸の一端側のみに設けた場合であっても、実施例と同様の作用効果を得ることができる。
実施例では、弁座の軸支持部自身を固定カムとして用いた例を示したが、固定カムは弁座の軸支持部に固定されていれば、軸支持部と別体でもよい。
ウェーブワッシャの個数は必要な摺動抵抗に応じて適宜設定できる。また、ウェーブワッシャに代えて、コイルスプリング等のばねを用いてもよい。
実施例では、マフラ本体内の排気パイプの端部に弁座を設けた例を示したが、マフラ内部構造に応じてマフラ内の仕切り板（バッフルプレート）に設けてもよい。
本発明は、特開２００４−１６２６５０号公報に記載の排気制御弁のように、排気受圧面が段階的に変化する排気制御弁に適用した場合であっても、リターンスプリングのセット荷重を小さくでき、エンジンの高速回転域における排気抵抗をより小さくできるという効果を奏する。この場合、例えば、実施例３の構成において、弁座2部分でシート面8の下流側に、弁体3の排気受圧面を画成するシート面8の内径φd1よりも大径の内径φd2を有する円筒部を形成し、弁体3側に、弁体3の閉弁位置から所定の開弁位置までの間は円筒部9内にあって円筒部9の上端開口部を閉塞するフランジ部を延設する。これにより、エンジンの低速回転域と高速回転域との通気抵抗差をより増大させることができ、排気性能をより高めることができる。 The present invention has been described based on the above embodiments. However, the present invention is not limited to these embodiments, and is included in the present invention even when there is a design change or the like without departing from the gist of the present invention. .
For example, the friction hinge is not limited to the structure shown in the embodiment as long as the sliding resistance is maximized in the range from the valve closing position to a predetermined valve opening position when the valve body is opened and closed. .
In the embodiment, the example in which the friction hinges are provided at both ends of the support shaft is shown. However, even when the friction hinge is provided only at one end side of the support shaft, the same effect as the embodiment can be obtained. it can.
In the embodiment, the example in which the shaft support portion of the valve seat itself is used as the fixed cam has been described. However, the fixed cam may be separate from the shaft support portion as long as it is fixed to the shaft support portion of the valve seat.
The number of wave washers can be appropriately set according to the required sliding resistance. Further, instead of the wave washer, a spring such as a coil spring may be used.
Although the example which provided the valve seat in the edge part of the exhaust pipe in a muffler main body was shown in the Example, you may provide in the partition plate (baffle plate) in a muffler according to a muffler internal structure.
Even when the present invention is applied to an exhaust control valve whose exhaust pressure receiving surface changes stepwise, such as the exhaust control valve described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2004-162650, the set load of the return spring can be reduced. The exhaust resistance in the high speed rotation region of the engine can be further reduced. In this case, for example, in the configuration of the third embodiment, the inner diameter φd2 larger than the inner diameter φd1 of the seat surface 8 that defines the exhaust pressure receiving surface of the valve body 3 is formed downstream of the seat surface 8 in the valve seat 2 portion. A flange portion that closes the upper end opening of the cylindrical portion 9 in the cylindrical portion 9 between the valve closing position of the valve body 3 and a predetermined valve opening position is formed on the valve body 3 side. Extend. Thereby, the ventilation resistance difference between the low speed rotation range and the high speed rotation range of the engine can be further increased, and the exhaust performance can be further improved.

1 排気制御弁
2 弁座
3 弁体
4 支持軸
5 リターンスプリング（付勢手段）
6 摩擦ヒンジ（抵抗付与手段）
8 シート面
9 円筒部（筒部）
11 軸支持部（固定カム）
14 フランジ部（栓体部材）
17 軸被支持部
18 カムプレート（回転カム）
19 カム面（当接面）
20 ウェーブワッシャ（ウェーブばね・与圧付与手段）
21 ウェーブワッシャ（ウェーブばね・与圧付与手段）
22 摩擦プレート
24 カム面（当接面）
25 凸部（回転カム側凸部）
29 凸部（固定カム側凸部）
36 加締め部材
39 カバー部材
43 摩擦プレート
51 マフラ本体
54 インナーパイプ（排気流通路） 1 Exhaust control valve
2 Valve seat
3 Disc
4 Support shaft
5 Return spring (biasing means)
6 Friction hinge (resistance imparting means)
8 Seat surface
9 Cylindrical part (cylinder part)
11 Shaft support (fixed cam)
14 Flange (plug member)
17 Shaft supported part
18 Cam plate (rotating cam)
19 Cam surface (contact surface)
20 Wave washer (Wave spring / pressure applying means)
21 Wave washer (wave spring / pressure applying means)
22 Friction plate
24 Cam surface (contact surface)
25 Convex (rotating cam side convex)
29 Convex (fixed cam side convex)
36 Caulking material
39 Cover material
43 Friction plate
51 Muffler body
54 Inner pipe (exhaust flow passage)

Claims (9)

消音器本体内における排気流通路の途中に設けられた弁座に対し開閉回動可能に設けられた弁体と、
この弁体を前記弁座のシート面に当接させる方向へ付勢する付勢手段と、
前記弁体の閉弁位置から所定の開弁位置までの範囲における前記弁体の開閉回動に対して摩擦による摺動抵抗を付与する抵抗付与手段と、
を備えたことを特徴とする排気制御弁。 A valve body provided so as to be capable of opening and closing with respect to a valve seat provided in the middle of the exhaust flow passage in the silencer body;
An urging means for urging the valve body in a direction to contact the seat surface of the valve seat;
Resistance imparting means for imparting sliding resistance by friction with respect to opening and closing rotation of the valve body in a range from a valve closing position of the valve body to a predetermined valve opening position;
An exhaust control valve comprising: 請求項１に記載の排気制御弁において、
前記摺動抵抗は、前記付勢手段の付勢力よりも小さいことを特徴とする排気制御弁。 The exhaust control valve according to claim 1,
The exhaust control valve according to claim 1, wherein the sliding resistance is smaller than an urging force of the urging means. 請求項１または請求項２に記載の排気制御弁において、
前記抵抗付与手段は、前記弁体の開閉回動時、該回動に対し摺動抵抗を作用する摩擦ヒンジであることを特徴とする排気制御弁。 The exhaust control valve according to claim 1 or 2,
The exhaust control valve according to claim 1, wherein the resistance applying means is a friction hinge that applies a sliding resistance to the rotation of the valve body when the valve body is opened and closed. 請求項３に記載の排気制御弁において、
前記摩擦ヒンジは、前記弁座に設けられてこの排気通路から外れた位置まで伸ばされて互いに離間される軸支持部と、該軸支持部にそれぞれ対面し、かつ互いに離間するように前記弁体に設けられ、前記軸支持部に支持された支持軸が一体回転するように取り付けられた軸被支持部と、前記軸支持部の両側に配置された状態で前記支持軸と一体回転するよう該支持軸にされて取り付けられ、前記軸支持部の両側面に押圧される1対のウェーブばねと、
を有する、
ことを特徴とする排気制御弁。 The exhaust control valve according to claim 3,
The friction hinge is provided on the valve seat and extends to a position deviating from the exhaust passage and is spaced apart from each other, and the valve element faces the shaft support and faces the shaft support. A shaft-supported portion that is mounted so that a support shaft supported by the shaft-supporting portion integrally rotates, and that the shaft-supported portion rotates integrally with the support shaft in a state of being disposed on both sides of the shaft-supporting portion. A pair of wave springs attached to the support shaft and pressed against both side surfaces of the shaft support;
Having
An exhaust control valve characterized by that. 請求項３に記載の排気制御弁において、
前記摩擦ヒンジは、前記弁座に設けられてこの排気通路から外れた位置まで伸ばされて互いに離間される軸支持部と、該軸支持部にそれぞれ対面し、かつ互いに離間するように前記弁体に設けられ、前記軸支持部に支持された支持軸が一体回転するように取り付けられた軸被支持部と、前記軸支持部とこれと隣合う前記軸被支持部のそれぞれの対向面を離間する方向に押圧するウェーブばねと、
を有する、
ことを特徴とする排気制御弁。 The exhaust control valve according to claim 3,
The friction hinge is provided on the valve seat and extends to a position deviating from the exhaust passage and is spaced apart from each other, and the valve element faces the shaft support and faces the shaft support. The shaft supported portion mounted on the shaft supporting portion so that the support shaft supported by the shaft supporting portion rotates integrally with each other, and the opposed surfaces of the shaft supporting portion and the adjacent shaft supported portion adjacent to each other are separated from each other. A wave spring that presses in the direction to
Having
An exhaust control valve characterized by that. 請求項３に記載の排気制御弁において、
前記摩擦ヒンジは、前記弁体の開閉回動時、前記閉弁位置から前記所定の開弁位置までの範囲内で摺動抵抗を最大とすることを特徴とする排気制御弁。 The exhaust control valve according to claim 3,
The exhaust control valve according to claim 1, wherein the friction hinge maximizes a sliding resistance within a range from the valve closing position to the predetermined valve opening position when the valve body is opened and closed. 請求項６に記載の排気制御弁において、
前記摩擦ヒンジは、前記弁体と一体に回転する支軸に設けられた回転カムと、前記支軸の両端を回動可能に支持する一対の軸支持部に設けられた固定カムとを有し、
前記回転カムと前記固定カムとの当接面にはそれぞれ凸部が形成され、回転カム側凸部は、前記弁体が閉弁位置のとき固定カム側凸部に乗り上げた状態であり、前記弁体が前記閉弁位置から前記所定の開弁位置まで開く間に前記固定カム側凸部から降りることを特徴とする排気制御弁。 The exhaust control valve according to claim 6,
The friction hinge includes a rotation cam provided on a support shaft that rotates integrally with the valve body, and a fixed cam provided on a pair of shaft support portions that rotatably support both ends of the support shaft. ,
Convex portions are formed on the contact surfaces of the rotating cam and the fixed cam, respectively, and the rotating cam side convex portion is in a state of riding on the fixed cam side convex portion when the valve body is in the valve closing position, An exhaust control valve, wherein the valve body descends from the fixed cam side convex portion while the valve body is opened from the valve closing position to the predetermined valve opening position. 請求項７に記載の排気制御弁において、
前記回転カムは、前記支軸に対して軸方向移動可能に設けられ、
前記支軸に、前記回転カムを前記固定カム側へ付勢する与圧付与手段を設けたことを特徴とする排気制御弁。 The exhaust control valve according to claim 7,
The rotating cam is provided so as to be axially movable with respect to the support shaft,
2. An exhaust control valve according to claim 1, wherein a pressure applying means for urging the rotating cam toward the fixed cam is provided on the support shaft. 請求項７または請求項８に記載の排気制御弁において、
前記回転カムは、前記一対の軸支持部の外側に配置され、
前記軸支持部には、前記摩擦ヒンジを覆うカバー部材が設けられていることを特徴とする排気制御弁。 The exhaust control valve according to claim 7 or 8,
The rotating cam is disposed outside the pair of shaft support portions,
An exhaust control valve according to claim 1, wherein a cover member that covers the friction hinge is provided on the shaft support portion.
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