WO2006129710A1 - コイルばね - Google Patents

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WO2006129710A1
WO2006129710A1 PCT/JP2006/310876 JP2006310876W WO2006129710A1 WO 2006129710 A1 WO2006129710 A1 WO 2006129710A1 JP 2006310876 W JP2006310876 W JP 2006310876W WO 2006129710 A1 WO2006129710 A1 WO 2006129710A1
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WO
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winding
stress
wire
diameter
coil spring
Prior art date
Application number
PCT/JP2006/310876
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Noritoshi Takamura
Satoru Tendo
Original Assignee
Nhk Spring Co., Ltd.
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Filing date
Publication date
Application filed by Nhk Spring Co., Ltd. filed Critical Nhk Spring Co., Ltd.
Priority to US11/921,257 priority Critical patent/US7766312B2/en
Priority to CN2006800190137A priority patent/CN101184934B/zh
Priority to EP06756809.7A priority patent/EP1887246B1/en
Priority to JP2007519035A priority patent/JP5100377B2/ja
Publication of WO2006129710A1 publication Critical patent/WO2006129710A1/ja

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F1/00—Springs
    • F16F1/02—Springs made of steel or other material having low internal friction; Wound, torsion, leaf, cup, ring or the like springs, the material of the spring not being relevant
    • F16F1/04—Wound springs
    • F16F1/06—Wound springs with turns lying in cylindrical surfaces
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/46—Component parts, details, or accessories, not provided for in preceding subgroups
    • F01L1/462—Valve return spring arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L3/00—Lift-valve, i.e. cut-off apparatus with closure members having at least a component of their opening and closing motion perpendicular to the closing faces; Parts or accessories thereof
    • F01L3/10—Connecting springs to valve members

Definitions

  • the present invention relates to a coil spring used as a valve spring for an internal engine of an automobile or the like.
  • valve spring of an internal combustion engine is attached as shown in FIG.
  • FIG. 13 is a schematic cross-sectional view of the valve gear.
  • a valve 101 for intake or exhaust is attached to a cylinder head 103 so as to be able to reciprocate, and a spring 'retainer 105 which is a movable part at the end of the valve 101 and a cylinder which is a fixed part.
  • a “valve” spring 109 is interposed between the mounting seat 107 of the head 103.
  • rocker arm 111 that is swingably supported is in contact with the end of the valve 101, and the other end is in contact with the cam 'shaft 113.
  • the rocker's arm 111 swings according to the rotation of the cam'shaft 113, and the valve 101 opens and closes with respect to the intake port or the exhaust port.
  • valve spring 109 applies a biasing force to the spring retainer 105 with respect to the mounting seat 107 so that the followability to the rocker arm 111 at the end of the valve 101 is maintained.
  • FIG. 14 is a side view of the valve spring
  • FIG. 15 is a plan view of the valve spring
  • FIG. 16 is a cross-sectional view showing the relationship between the heel end and the first volume.
  • valve spring 109 is provided with a gap t of 0.5 mm or more between the first end 115 and the first winding 119 of the wire 117. Due to this gap t, shot peaking can also be performed between the first end 119 of the heel end portion 113 and the wire 117. Accordingly, the residual stress of the first roll 119 is similarly increased to suppress the so-called fretting breakage of the first roll 119, and a highly durable valve spring 109 can be obtained.
  • the gap t is formed by deforming the flange end 115 in the direction of the coil axis with respect to the first roll 119, so that the flange end 115 and the first roll 119 are between the gap t during high rotation. Since contact and separation are repeated, an excessive bending stress acts on the heel end portion 115, which may cause breakage of the heel end portion 115 (so-called tip jump).
  • Patent Document 1 Registered Utility Model No. 2545359
  • the problem to be solved is that the Hertzian stress in the first volume has not been sufficiently reduced, and there is a limit to improving durability, and an excessive bending stress is applied to the heel end to cause breakage. There is a risk of incurring it.
  • the present invention makes it possible to reduce the Hertz stress of the first roll and to reduce the fore end of the heel end.
  • the most important feature is that a gap is formed between the heel end and the first turn of the strand by shifting in the direction of expansion or contraction.
  • the flange end on the movable portion side is shifted in the coil-shaped diameter-expansion direction or the diameter-reduction direction with respect to the first winding of the element wire, and the flange is in a free state where no load is applied. Since the gap is formed between the end portion and the first winding of the strand, it is possible to perform shot and pinning between the end portion and the first winding of the strand.
  • the stress acting on the first volume is the combined stress of the torsional stress and the Hertz stress component due to contact, but when the heel end portion having a high contact pressure is shifted in the coiled diameter expansion direction Makes it possible to reduce the torsional stress by shifting the contact point on the first roll side in the direction of the outer diameter of the coil.
  • the load in the coiled axial direction between the heel end and the first roll of the wire is the heel end and the wire.
  • the surface pressure direction force between the first roll and the sliding direction force are dispersed, and the surface pressure between the first end of the heel end and the wire can be lowered, reducing the Hertz stress of the first roll. Can be planned.
  • the collar end and the first roll are the gaps between them. Even if contact separation is repeated, it is possible to suppress excessive bending stress from acting on the heel end portion and to suppress breakage of the heel end portion.
  • the heel end is shifted in the coiled diameter increasing direction or the diameter reducing direction with respect to the first volume of the wire.
  • FIG. 1 is a side view of a valve spring that is a coil spring according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a plan view thereof
  • FIG. 3 is an enlarged view of a first end of a heel end and a wire in a free state.
  • FIG. 4 is an enlarged cross-sectional view of the first end of the heel end and the wire when a load is applied.
  • valve spring 1 shown in FIGS. 1 to 3 is interposed between a spring retainer that is a movable part and a cylinder head mounting seat that is a fixed part, for example, as in FIG. It is a thing.
  • the noble spring 1 is wound in the form of a coil with the element wire 3, and has a constant pitch from the fixed part side 5 supported by the mounting seat to the movable part side 7 supported by the spring retainer, etc. It is a diameter.
  • the valve spring 1 can also be formed using a non-circular cross-sectional material such as an unequal pitch, a non-cylindrical shape or an ellipse.
  • the noble spring 1 is formed such that a heel end portion 11 of about 0.15 mm from the tip 9 is gradually reduced toward the tip 9 with 360 ° being 1 ⁇ .
  • the first roll 13 begins.
  • the flange end portion 11 is shifted by a dimension s in the coil-shaped diameter-expanding direction with respect to the first winding 13 of the element wire 3 to form a coil-shaped axial gap t.
  • the gap t is between the contact points of the wire and the outer periphery of the wire end 11 and the strand 3 on the line connecting the center of the wire end 11 and the center of the first winding 3 of the wire 3. It consists of a gap.
  • the gap t is in a free state where no load is applied. At least during the maximum lift of the intake / exhaust valve, that is, at the maximum compression of the valve spring 1, the flange end 11 and the first roll 13 are in contact with each other as shown in FIG. 4, and the gap t is set to 0.
  • the allowable range of the displacement dimension s is 1Z2 or less of the wire diameter of the strand 3.
  • the preferred range is set to 0.2 mm to 1Z3 or less of the wire diameter of the strand 3, for example, s ⁇ O. 2 to 1.35 mm for a wire diameter of 4.1 mm. .
  • the allowable range of the gap is 0.1 mm or more between the coiled axial directions.
  • the preferable range is 0.2mn! ⁇ 2. It is set to Omm.
  • the allowable range of the thickness dimension (tip thickness) of the tip 9 of the flange end portion 11 is 1Z7 to 1Z2 of the wire diameter of the element wire 3.
  • the noble spring 1 has a gap between the heel end portion 11 and the first turn 13 in a free state.
  • valve spring 1 When the valve spring 1 is compressed to the maximum, the flange end 11 and the first roll 13 come into contact with each other at the point P as shown in FIG.
  • the stress acting on the first volume 13 is the combined stress of the torsional stress and the Hertz stress component due to contact.
  • High contact pressure Shifting contact point P on the first roll 13 side toward the outer diameter of the coil shape by shifting the size of the end 11 in the coil-shaped diameter expansion direction reduces the twisting stress. can do.
  • the gap t is formed by shifting the flange end 11 in the coil-shaped diameter-expanding direction with respect to the first roll 13 of the strand 3, the flange end 11 and the first roll 13 are between the gap t. Even if contact separation is repeated, it is possible to suppress excessive bending stress from acting on the heel end portion 11 and to suppress breakage of the heel end portion 11. Furthermore, by setting the thickness dimension of the tip 9 of the heel end 11 in the range of 1Z5 to 2Z5 of the wire diameter of the strand 3, it opposes the bending stress acting on the heel end 11 and breaks the heel end 11 And 1st volume 1 3 Breakage can be reliably prevented.
  • Fig. 5 is a graph showing the residual stress between the tip side lines of the 1.05-th eye of shot 'Peeing'.
  • the horizontal axis is the opening amount (gap t) mm
  • the vertical axis is the end 11 and one end. This is the surface residual stress MPa at the line part between the winding lines 13.
  • ⁇ indicates that the heel end 11 is not displaced in the coiled diameter increasing direction or the diameter reducing direction with respect to the first volume 13 when the heel end 11 is not shifted to the first volume 13.
  • the ⁇ is the result when the flange end 11 is shifted in the diameter reduction direction by 0.25 mm relative to the first roll 13.
  • FIG. 6 is a graph showing the circumferential stress distribution of a so-called round wire spring having a circular cross section in this example, where the horizontal axis is the angle deg of the inner diameter force, and the vertical axis is the stress ratio with the inner diameter end.
  • the inner diameter end is point A in FIG. 3 and the angle is 0 °.
  • the outer diameter end is point B and the angle is 180 °.
  • the stress ratio is the value when compared with the inner diameter end being 1.
  • the circumferential stress distribution is higher on the inner diameter side and lower on the outer diameter side. Therefore, considering the breakage of the first roll 13, it is advantageous to shift the flange end 11 in the diameter-expanding direction with respect to the first roll 13.
  • the so-called tip jump that breaks the flange end portion 11 is advantageous in that the flange end portion 11 is shifted in the diameter reducing direction with respect to the first roll 13. This is because the first roll 13 regulates the displacement of the heel end portion 11 in the diameter increasing direction by shifting the heel end portion 11 in the diameter reducing direction. From Fig.
  • the angle is about 60 °, that is, the first roll 13 breakage where the torsional stress does not increase sharply with respect to 90 ° even if it shifts inward about 90 ° to 30 °, which is a problem with the first roll breakage.
  • FIG. 7 is a graph showing the generated bending stress of the 0.15th mesh at the heel end, where the horizontal axis indicates the tip end diameter expansion mm and the ordinate indicates the generated stress MPa. On the horizontal axis in Fig. 7, 3.0mm is the diameter expansion side and -2.0mm is the diameter reduction side.
  • FIG. 8 shows the relationship between the tip thickness of the coil spring (thickness of the heel end) and the generated bending stress.
  • the horizontal axis indicates the tip thickness mm, and the vertical axis indicates the bending stress MPa.
  • FIG. 9 is a graph showing the relationship between the coil spring tip thickness and the maximum contact stress (Hertz stress) MPa.
  • the horizontal axis indicates the tip thickness mm, and the vertical axis indicates the Hertz stress MPa.
  • the wire diameter of the target valve spring 1 was 4.1 mm.
  • the thickness dimension of the tip 9 of the heel end 11 is set in a range of 1Z7 to LZ2, preferably in a range of 1Z5 to 2Z5.
  • Figures 10 (a) and (b) are the results of dynamic durability tests
  • Figure 10 (a) is a chart showing the results of durability tests against shear stress
  • Figure 10 (b) is the engine high rotation durability. It is a chart which shows the result of a test.
  • a linear d 4. Lmm
  • a ratio of the linear d and the coil diameter D, DZd 6.2
  • a number of powers of 5.75 mm were used.
  • Fig. 10 (a) an endurance test was performed at a test shear stress of 686 ⁇ 637 MPa.
  • Comparative Examples 1 and 2 are conventional ones in which the end of the heel end portion is zero in the diameter expansion direction and the diameter reduction direction (tip expansion / contraction amount).
  • Application examples 1 to 25 show examples in which the tip enlargement / reduction amount is set.
  • the tip expansion / contraction amount + is the diameter expansion direction, and one is the tip expansion / contraction amount in the diameter reduction direction.
  • Application examples 1 to 8 have an opening amount (gap t) in the range of 1S 0.2 to 2. Omm, the tip diameter expansion amount is 0.2 mm to the wire diameter 1Z3, and the tip thickness is The wire diameter is set in the range of 15 to 25. For this reason, in the application examples 1 to 8, there was no breakage until the endurance number of 5 X 107 times, and a remarkable effect was recognized.
  • Application examples 9 and 10 have large tip diameter expansions of +1.55 mm (wire diameter ratio: 38%) and +1.80 mm (wire diameter ratio: 40%). However, the tip diameter expansion range is less than 1Z2 of the wire diameter. Apply f Row 9 to ⁇ , 3.53 x 107 times Applied f Row 10 to ⁇ 4.03 x 107 times to 0.15 to 0.25 mm On the other hand, the durability increased to 7 times or more from 1 X 107 unfolded damage, and in this case, a high effect was recognized.
  • the tip expansion / contraction amount is + 2.35mm (wire diameter ratio: 57%) and -2.20mm (wire diameter ratio:-54%), which is larger than ⁇ 1Z2 of the large wire diameter.
  • Application example 11 is 9.15 x 0.33rd when 9.32 x 106 times, applied f row 12 is 4.32 x 106 times 1.0-1.2 There was breakage, and the effect was not recognized.
  • Application example 13 has a large tip diameter reduction of 1.70 mm (wire diameter ratio: 41%). However, the tip diameter reduction force is within the range of 1Z2 or less of the wire diameter.
  • 1.83 X 107 times and there was a break of 1.0 to 1.1.
  • the durability of 1.83 X 107 was improved more than 3 times compared to Comparative Examples 1 and 2, and in this case, a high effect was recognized.
  • Application examples 14 to 16 have a tip thickness of 2.15 mm (wire diameter ratio: 52.4%), 2.25 (wire diameter ratio: 54.
  • the tip thickness is 0.55 mm (wire diameter ratio: 13.4%) and 0.50 mm (wire diameter ratio) in application examples 19 and 20. : 12.2%), which is below the thin wire diameter of 1 Z7.
  • the engine endurance test was damaged in 0.1 hours at 0.15 mm in 11 hours.
  • engine endurance test In 10 hours, there was damage to the tip of the 0.15th mesh, and the effect was unacceptable.
  • the tip thickness is 0.65 mm (wire diameter ratio: 15.9%), but the wire diameter exceeds 1 Z7, and the engine high durability test takes 21.15 hours in 21 hours. Although there was damage to the tip, it was within the allowable range and an effect was recognized.
  • Application examples 22 to 25 have a mouth opening amount (gap t) force in the range of 0.2 to 2. Omm, and the tip expansion / contraction The amount is set to the range of 1Z2 or less of the wire diameter, and the tip thickness is in the range of 1Z7 ⁇ : LZ2 of the wire diameter. Therefore, in the application examples 21 to 24, the engine high durability test was not damaged in 24 hours.
  • the opening amount (gap t) force is in the range of 0.1 mm or more and 2. Omm or less, the tip expansion / contraction amount is 1Z2 or less of the wire diameter, the tip thickness However, when the wire diameter was set within the range of 1Z7 to 1Z2, it was confirmed that it was effective in preventing the first roll breakage and tip jump.
  • the valve spring 1 of the present embodiment is configured so that the flange end 11 which is the movable portion side 7 is shifted in the coil-shaped diameter-expanding direction with respect to the first winding 13 of the element wire 3, and the flange end is in a free state where no load is applied. Since the gap t is formed between the part 11 and the first winding 13 of the strand 3, shot peening can also be performed between the end portion 11 and the first winding 13 of the strand 3.
  • the stress acting on the first volume 13 is also a combined stress of a torsional stress and a Hertz stress component due to contact, but the heel end 11 having a high contact pressure is shifted in the coil-shaped diameter-expanding direction. As a result, the contact point P on the first grid 13 side can be shifted in the direction of the outer diameter of the coil and the torsional stress can be reduced.
  • the load in the coiled axial direction between the heel end 11 and the first winding 13 of the element wire 3 is caused by the force in the surface pressure direction between the heel end 11 and the first winding 13 of the element wire 3 and the slip. Accordingly, the surface pressure between the heel end portion 11 and the first winding 13 of the strand 3 can be lowered, and the Hertz stress of the first winding 13 can be reduced.
  • the gap t is formed by shifting the flange end 11 in the coil-shaped diameter-expanding direction with respect to the first winding 13 of the strand 3, the flange end 11 and the first roll 13 are separated by the gap t. Even if contact separation is repeated, it is possible to suppress excessive bending stress from acting on the heel end 11 and to suppress breakage of the heel end 11.
  • FIGS. 12 and 13 relate to a second embodiment of the present invention
  • FIG. 12 is a side view of a noble spring
  • FIG. 13 is a plan view thereof.
  • the basic configuration is the same as the configuration of FIG. 1 and FIG. 2 of the first embodiment, and the same or corresponding components will be described by adding the same reference numerals or A to the same reference numerals.
  • the flange end portion 11A is shifted in the coil-shaped diameter-reduced direction with respect to the first winding 13 of the element wire 3 to form a coil-shaped axial gap t. And then. This gap t is in a free state where no load is applied.
  • the intake / exhaust valve is at least at the maximum lift, that is, at the time of maximum compression of the valve spring 1, the flange end 11A and the first volume 13 are in contact with each other as in FIG. Yes.
  • the displacement dimension (tip expansion / contraction amount) s is set to 1Z2 or less of the wire diameter of the strand 3.
  • the wire diameter of the element wire 3 is 1Z3.
  • s l.35 mm for a wire diameter of 4.1 mm.
  • the valve spring 1A of the present embodiment is configured so that the flange end portion 11 that is the movable portion side 7 is shifted in the coil-shaped diameter-reducing direction with respect to the first winding 13 of the element wire 3, and the flange 1 is in a free state where no load is applied. Since a gap t (see Fig. 3) is formed between the end 11A and the first winding 13 of the strand 3, shot peeing is also applied between the end 11A and the first winding 13 of the strand 3. It becomes possible.
  • the load in the coiled axial direction between the heel end 11A and the first winding 13 of the element wire 3 is the force in the surface pressure direction between the heel end 11A and the first winding 13 of the element wire 3. It is possible to reduce the surface pressure between the first end 13 of the heel end 11A and the wire 3 and to reduce the Hertz stress of the first turn 13.
  • the gap t is formed by shifting the flange end portion 11A in the coil-shaped diameter-expanding direction with respect to the first winding 13 of the element wire 3, the flange end portion 11A and the first winding 13 are separated by the gap t. Even if contact separation is repeated, it is possible to suppress excessive bending stress from acting on the heel end portion 11A and to suppress breakage of the heel end portion 11A.
  • the coil spring of the present invention can also be applied to structures that receive other dynamic loads such as clutch springs.
  • FIG. 1 is a side view of a Norev 'spring (Example 1).
  • FIG. 2 is a plan view of a Norev 'spring (Example 1).
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view of the first end of the heel end and the wire in a free state (Example 1).
  • FIG. 4 is an enlarged cross-sectional view of the first end of the heel end and the strand during load application (Example 1).
  • FIG. 5 is a graph showing the residual stress between the end-side lines of the 1.05-th eye by Shot Peing (Example 1).
  • FIG. 6 is a graph showing the circumferential stress distribution of a so-called round wire spring having a circular cross section (Example 1).
  • FIG. 7 is a graph showing the circumferential stress distribution of a so-called round wire spring having a circular cross section (Example 1).
  • FIG. 8 is a graph showing the relationship between the tip thickness of the coil spring (thickness at the tip of the heel end) and the generated bending stress (Example 1).
  • FIG. 9 is a graph showing the relationship between the coil spring tip thickness and the maximum contact stress (Hertz stress) MPa (Example 1).
  • FIG. 10 (a) is a chart showing the results of an endurance test against shear stress, and (b) is a chart showing the results of an engine high-speed endurance test (Example 1).
  • FIG. 11 is a side view of a valve spring (Example 2).
  • FIG. 12 is a plan view of a valve spring (Example 2).
  • FIG. 13 is a schematic sectional view of the valve gear (conventional example).
  • FIG. 14 is a side view of a valve spring (conventional example).
  • FIG. 15 is a plan view of a valve spring (conventional example).
  • FIG. 16 is a cross-sectional view showing contact between the heel end and the first roll (conventional example).

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Springs (AREA)

Abstract

　一巻目のヘルツ応力低減及び巻端部の無理低減を可能とする。 　可動部側となる巻端部１１を、素線３の一巻目１３に対しコイル状の拡径方向又は縮径方向へずらし荷重が付加されない自由状態で巻端部１１及び素線３の一巻目１３間に間隙を形成するため、巻端部１１及び素線３の一巻目１３間にもショット・ピーニングを施すことが可能となる。一巻目１３に働く応力は、ねじり応力と接触によるヘルツ応力成分の合成応力となるが、接触圧の高い巻端部１１をコイル状の拡径方向へずらす場合は、一巻目１３側の接触点をコイル状の外径方向へ移行させ、ねじり応力を低減することができる。巻端部１１を、素線３の一巻目１３に対しコイル状の拡径方向又は縮径方向へずらすことで間隙を形成するから、巻端部１１及び一巻目１３が間隙間で接触離反を繰り返しても、巻端部１１に無理な曲げ応力が働くのを抑え、巻端部の折損を抑制することができる。

Description

明 細 書
コイルばね
技術分野
[0001] 本発明は、自動車等の内機関のバルブ'スプリング等として用いられるコイルばね に関する。
背景技術
[0002] 従来、例えば内燃機関のバルブ'スプリングは、図 13のように取り付けられている。
図 13は、動弁装置の概略断面図である。図 13の動弁装置では、吸気用又は排気用 のバルブ 101が、シリンダ ·ヘッド 103に往復動自在に取り付けられ、バルブ 101の 端部の可動部であるスプリング'リテーナ 105と固定部であるシリンダ'ヘッド 103の取 付座 107との間に、バルブ'スプリング 109が介設されている。
[0003] 前記バルブ 101の端部に、揺動可能に支持されたロッカー.アーム 111の一端が 当接し、同他端がカム'シャフト 113に当接して 、る。
[0004] 従って、カム'シャフト 113の回転応じてロッカ一'アーム 111が揺動し、バルブ 101 が吸気口又は排気口に対して開閉動作する。
[0005] このとき、バルブ ·スプリング 109は、取付座 107に対してスプリング'リテーナ 105に 付勢力を与え、バルブ 101端部のロッカー ·アーム 111に対する追従性を保つように している。
[0006] 図 14は、バルブ'スプリングの側面図、図 15は、バルブ.スプリングの平面図、図 16 は、卷端部と一巻目との関係を示す断面図である。
[0007] 昨今、バルブ'スプリングの高応力化及び高耐久化への要求が高まっている。この 要求のため、前記バルブ'スプリング 109は、卷端部 115及び素線 117の一巻目 11 9間に 0. 5mm以上の間隙 tを設けている。この間隙 tにより卷端部 113及び素線 117 の一巻目 119間にもショット 'ピーユングを施すことができる。従って、一巻目 119の 残留応力をも同様に高めて一巻目 119の所謂フレツティング折損を抑制し、高い耐 久性のバルブ ·スプリング 109を得ることができる。
[0008] し力しながら、卷端部 115及び一巻目 119の接触は、図 16の 2点鎖線のように行わ れるため、卷端部 115及び一巻目 119間のコイル軸方向の荷重がそのまま卷端部 1 15及び一巻目 119間の面圧となり、一巻目 119のへルツ応力低減が十分に行われ ておらず、耐久性向上に限界があった。
[0009] また間隙 tは、卷端部 115を一巻目 119に対してコイル軸方向に変形させて形成す るため、高回転時に、卷端部 115及び一巻目 119が間隙 t間で接触離反を繰り返す ため、卷端部 115に無理な曲げ応力が働き、卷端部 115の折損 (いわゆる先端飛び )を招く恐れがあった。
[0010] 特許文献 1 :登録実用新案第 2545359号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0011] 解決しょうとする問題点は、一巻目のへルツ応力低減が十分に行われておらず、耐 久性向上に限界があると共に、卷端部に無理な曲げ応力が働き折損を招く恐れがあ る^;である。
課題を解決するための手段
[0012] 本発明は、一巻目のへルツ応力低減及び卷端部の無理低減を可能とするため、可 動部側となる卷端部を、素線の一巻目に対しコイル状の拡径方向又は縮径方向へ ずらすことで卷端部及び素線の一巻目間に間隙を形成したことを最も主要な特徴と する。
発明の効果
[0013] 本発明のコイルばねは、可動部側となる卷端部を、素線の一巻目に対しコイル状の 拡径方向又は縮径方向へずらし、荷重が付加されない自由状態で前記卷端部及び 素線の一巻目間に間隙を形成したため、卷端部及び素線の一巻目間にもショット'ピ 一二ングを施すことが可能となる。
[0014] しカゝも、前記一巻目に働く応力は、ねじり応力と接触によるへルツ応力成分の合成 応力となるが、接触圧の高い卷端部をコイル状の拡径方向へずらす場合は、一巻目 側の接触点をコイル状の外径方向へ移行させ、ねじり応力を低減することができる。
[0015] また、卷端部及び素線の一巻目間のコイル状軸方向の荷重は、卷端部及び素線 の一巻目間の面圧方向の力と滑り方向の力とに分散され、卷端部及び素線の一巻 目間の面圧を下げることができ、一巻目のへルツ応力低減を図ることができる。
[0016] さらに、卷端部を、素線の一巻目に対しコイル状の拡径方向又は縮径方向へずら すことで間隙を形成するから、卷端部及び一巻目が間隙間で接触離反を繰り返して も、卷端部に無理な曲げ応力が働くのを押さえ、卷端部の折損を抑制することができ る。
発明を実施するための最良の形態
[0017] 一巻目のへルツ応力低減及び卷端部の無理低減を図るという目的を、卷端部を、 素線の一巻目に対しコイル状の拡径方向又は縮径方向へずらすことにより実現した 実施例 1
[0018] [コイルばね]
図 1は、本発明実施例 1に係るコイルばねであるバルブ'スプリングの側面図、図 2 は、同平面図、図 3は、自由状態での卷端部及び素線の一巻目の拡大断面図、図 4 は、荷重作用時の卷端部及び素線の一巻目の拡大断面図である。
[0019] 図 1〜図 3に示すバルブ'スプリング 1は、例えば図 14と同様に、可動部であるスプ リング'リテーナと固定部であるシリンダ ·ヘッドの取付座との間に介設されたものであ る。
[0020] 前記ノ レブ'スプリング 1は、素線 3によりコイル状に卷回形成され、取付座に支持 される固定部側 5からスプリング'リテーナに支持される可動部側 7まで等ピッチ、等 径となっている。但し、バルブ'スプリング 1は、不等ピッチ、非円筒形状及び楕円等 の非円形断面素材を用いて形成することもできる。
[0021] 前記ノ レブ'スプリング 1は、 360° を 1卷として先端 9から 0. 15卷程度の卷端部 1 1が先端 9に向かって漸次厚みが薄くなるように形成されている。
[0022] 前記卷端部 11に続いて一巻目 13が始まる。本実施例では、図 3のように、卷端部 1 1が前記素線 3の一巻目 13に対しコイル状の拡径方向へ寸法 sずらしコイル状の軸 方向への間隙 tを形成している。すなわち、間隙 tは、卷端部 11の中心及び素線 3の 一巻目 3の中心を結ぶ線上において該線と卷端部 11及び素線 3の外周との接点間 の間隙からなっている。間隙 tは、荷重が付加されない自由状態でのものである。吸 排気バルブの少なくとも最大リフト時、つまりバルブ'スプリング 1の最大圧縮時には、 卷端部 11と一巻目 13とが図 4のように接触し、間隙 tが 0となるように設定されている
[0023] 前記ずらしの寸法 s (先端拡縮量)の許容範囲は、素線 3の線径の 1Z2以下である 。本実施例では、好ましい範囲として 0. 2mm〜素線 3の線径の 1Z3以下に設定し ており、例えば線径 4. 1mmに対して、 s^O. 2〜1. 35mmとなっている。
[0024] 前記間隙 ロ開き量)の許容範囲は、コイル状の軸方向間で 0. 1mm以上である。
本実施例では、好ましい範囲として 0. 2mn！〜 2. Ommに設定されている。
[0025] 前記卷端部 11の先端 9の厚み寸法 (先端厚さ）の許容範囲は、前記素線 3の線径 の 1Z7〜1Z2である。本実施例では、好ましい範囲として素線 3の線径の 1Z5〜2 Z5に設定しており、例えば線径 4. 1mmに対して先端 9の厚み寸法は、 T=0. 82 〜1. 64mmに設定されている。
[0026] このように、ノ レブ'スプリング 1は、卷端部 11及び一巻目 13間に自由状態で間隙
(口開き量）が t=0. 2〜2. Ommの範囲で設定されるので、バルブ'スプリング 1の各 部と同様に卷端部 11及び一巻目 13間にも確実にショット 'ピーユングを施すことがで きる。ショット 'ピー-ングは鋼球を用いて行われ、間隙 t=0. 2〜2. Ommの範囲の 設定に応じた球径の鋼球が用いられる。このショット 'ピーユングにより、卷端部 11及 び一巻目 13間の線間にも所定の残留応力を得ることができ、疲労強度を向上させる ことができる。
[0027] また、バルブ'スプリング 1の最大圧縮時は、前記図 4のように卷端部 11と一巻目 13 とが点 Pで接触し、間隙 tが 0となる。一巻目 13に働く応力は、ねじり応力と接触による ヘルツ応力成分の合成応力となる。接触圧の高!ヽ卷端部 11をコイル状の拡径方向 へ寸法 sずらすことで、一巻目 13側の接触点 Pをコイル状の外径方向へ移行させ、ね じり応力を低減することができる。
[0028] 接触点 Pに働くコイル状軸方向の荷重 Fは、卷端部 11及び一巻目 13間の面圧方 向の力 F1と滑り方向の力 F2とに分散され、卷端部 11及び一巻目 13間の面圧を下 げることができ、一巻目 13のへルツ応力低減を図ることができる。 [0029] このため、最大圧縮時に卷端部 11と一巻目 13とが接触する設定にしても、卷端部 11のフレツティング折損を確実に抑制又は防止することができ、耐久性を向上させる ことができる。
[0030] 卷端部 11を、素線 3の一巻目 13に対しコイル状の拡径方向へずらすことで間隙 tを 形成するから、卷端部 11及び一巻目 13が間隙 t間で接触離反を繰り返しても、卷端 部 11に無理な曲げ応力が働くのを押さえ、卷端部 11の折損を抑制することができる 。 さらに、卷端部 11の先端 9の厚み寸法を、素線 3の線径の 1Z5〜2Z5の範囲に 設定することで、卷端部 11に働く曲げ応力に対向し、卷端部 11の折損及び一巻目 1 3折損を確実に防止することができる。
[0031] [確認試験]
(ショット 'ピーニング'性）
図 5は、ショット 'ピーユングによる 1. 05卷目の先端側線間の残留応力を示すダラ フであり、横軸は、口開き量（間隙 t) mm、縦軸は、卷端部 11及び一巻目 13間の線 間部の表面残留応力 MPaである。図 5において、〇は、卷端部 11を、一巻目 13に 対しコイル状の拡径方向、縮径方向の何れへもずらしていない場合、國は、卷端部 1 1を一巻目 13に対し 0. 20mm拡径方向へずらした場合、▲は、卷端部 11を一巻目 13に対し 0. 25mm縮径方向へずらした場合の結果である。
[0032] 図 5のように、間隙 tを変化させると、卷端部 11を、一巻目 13に対しコイル状の拡径 方向、縮径方向の何れへもずらしていない場合には、間隙 tの増加に応じて線間部 の表面残留応力は、漸次上昇するのに対し、卷端部 11を一巻目 13に対し 0. 20m m拡径方向又は 0. 25mm縮径方向へずらした場合には、間隙 t=0. 1mmまで残 留応力が急激に増加し、 0. 1mm以降、少なくとも 2. Ommまで安定する結果となつ た。
[0033] 従って、本実施例のように、卷端部 11及び一巻目 13間に自由状態で口開き量力 ^
=0. 1mm以上の範囲、好ましくは t=0. 2〜2. Ommの範囲で設定される場合、バ ルブ 'スプリング 1の各部と同様に卷端部 11及び一巻目 13間にも確実にショット'ピ 一ユングを施すことができ、卷端部 11及び一巻目 13間の線間に所定の残留応力を 得ることができ、疲労強度を向上させることができることが確認できた。 (耐捻れ応力性）
図 6は、本実施例の断面が円形のいわゆる丸線ばねの円周応力分布を示すグラフ であり、横軸は、内径力もの角度 deg、縦軸は、内径端との応力比である。内径端は、 図 3において A点であり、角度 0° となり、外径端は、同 B点であり、角度 180° となる 。応力比は、内径端を 1として比較した場合の値である。
[0034] 図 6のように、円周応力分布は、内径側が高ぐ外径側が低くなる。従って、一巻目 13折損を考慮すると、卷端部 11を一巻目 13に対して拡径方向へずらすのが有利で ある。一方、卷端部 11が折損するいわゆる先端飛びは、卷端部 11を一巻目 13に対 して縮径方向へずらすのが有利となる。卷端部 11を縮径方向へずらすことで、卷端 部 11の拡径方向への変位に対し、一巻目 13がこれを規制するからである。図 6から 、角度 60° 程度、すなわち、一巻目折損で問題となる 90° から 30° 程度内側へず らしても、 90° に対して捻れ応力の急激な増大はなぐ一巻目 13折損を抑制できる ことが確認できた。（拡縮径）
図 7は、卷端部である 0. 15卷目の発生曲げ応力を示すグラフであり、横軸は、先 端拡径量 mm、縦軸は、発生応力 MPaを示している。図 7の横軸では、 3. 0mmが拡 径側、 - 2. 0mmが縮径側となっている。
[0035] 図 7のように、バルブ'スプリングの線径は、 4. 1mmを用いた結果、拡縮径量が、 線径のほぼ 1Z2 = 2. 0mm程度まで応力の急激な増大がみられず、いわゆる先端 飛びを抑制できることが確認できた。好ましくは、 0. 2mm〜線径 4. 1mmの 1/3ま での範囲がよい。
(先端厚）
図 8は、コイルばねの先端厚さ (卷端部先端の厚さ）と発生曲げ応力との関係のダラ フであり、横軸は、先端厚さ mm、縦軸は、曲げ応力 MPaを示している。図 9は、コィ ルばね先端厚さと最大接触応力（ヘルツ応力） MPaとの関係のグラフであり、横軸が 、先端厚さ mm、縦軸が、ヘルツ応力 MPaを示している。対象となるバルブ'スプリン グ 1の線径は、 4. 1mmとした。
[0036] 図 8のように、先端厚さを厚くすると曲げ応力が低くなり、先端飛びを起こし難くなつ て有利となる。反面、図 9のように、先端厚さが厚いとへルツ応力が上がり一巻目折損 が起こり易くなる。
[0037] これらを考慮し、ショット ·ピーユングが施されて!/、な 、曲げ疲労限度（図 8線分 15) 以下で先端飛びを起こし難ぐ且つへルツ応力を抑制して一巻目折損を起こし難く するため、卷端部 11の先端 9の厚み寸法を、素線 3の線径の 1Z7〜： LZ2の範囲、 好ましくは 1Z5〜2Z5の範囲に設定した。この構成により、卷端部 11に働く曲げ応 力に対向し、卷端部 11の折損 (先端飛び)及び一巻目折損を確実に防止することが できる。
(動的耐久性）
図 10 (a) , (b)は、動的耐久性の試験結果であり、図 10 (a)は、剪断応力に対する 耐久試験の結果を示す図表、図 10 (b)は、エンジン高回転耐久試験の結果を示す 図表である。コイルばねは、線形 d=4. lmm、線形 d及びコイル径 Dの比 DZd=6. 2、卷数 5. 75卷を使用した。
[0038] 図 10 (a)では、試験剪断応力 686 ±637MPaで耐久試験をした。 図 10 (a)にお いて、比較例 1, 2は、卷端部が一巻目に対して拡径方向及び縮径方向へのずれ（ 先端拡縮量)が 0の従来のものであり、適用例 1〜25は、先端拡縮量を設定した例を 示す。先端拡縮量の +が拡径方向、一が縮径方向の先端拡縮量である。
[0039] 図 10 (a)の剪断応力に対する耐久試験の結果では、比較例 1, 2の場合、各々最も 早く折損したもので、 5. 32 X 106回、 7. 25 X 106回【こお!ヽて 1. 0〜1. 1卷目の破 損があり、 I X 107回全て未折損を満足できな力 た。
[0040] 適用例 1〜8は、口開き量（間隙 t) 1S 0. 2〜2. Ommの範囲にあり、先端拡径量が 、 0. 2mm〜線径の 1Z3、先端厚さが、線径の 1 5〜2 5の範囲に設定されてい る。このため、適用例 1〜8では、 5 X 107回の耐久回数まで未折損であり、顕著な効 果が認められた。
[0041] 適用例 9, 10は、先端拡径量が + 1. 55mm (線径比： 38%)、 + 1. 80mm (線径 比: 40%)と大きい。しかし、先端拡径量が、線径の 1Z2以下の範囲となっている。 適用 f列 9で ίま、 3. 53 X 107回、適用 f列 10で ίま 4. 03 X 107回で 0. 15〜0. 25卷目 の先端部折損があつたが、比較例に対して耐久回数が 1 X 107回未折損はもとより 7 倍以上に向上し、この場合も高い効果が認められた。 [0042] 適用例 11, 12は、先端拡縮量が + 2. 35mm (線径比： 57%)、—2. 20mm (線径 比：— 54%)と大きぐ線径の ± 1Z2を上回っている。適用例 11は、 9. 32 X 106回 のとき 0. 15〜0. 3卷目、適用 f列 12は、 4. 32 X 106回のとき 1. 0〜1. 2卷目の先 端部折損があり、効果が認められな力つた。
[0043] 適用例 13は、先端縮径量が— 1. 70mm (線径比: 41%)と大きい。しかし、先端縮 径量力 線径の 1Z2以下の範囲となっている。適用例 13は、 1. 83 X 107回で 1. 0 〜1. 1卷目の折損があった。この 1. 83 X 107回の耐久回数は比較例 1, 2に対して 3倍以上に向上し、この場合も高い効果が認められた。
[0044] 適用例 14〜16は、先端厚さが 2. 15mm (線径比： 52. 4%)、 2. 25 (線径比： 54.
9%)、 2. 10mm (線径比： 51. 2%)と厚く線形の 1/2を上回っている。適用例 14は 、 5. 85 X 106回のとき 1. 0〜1. 15卷目、適用 f列 15は、 2. 22 X 106回のとき 1. 0 〜1. 2卷目、適用例 16は、 7. 82 X 107回のとき 1. 0〜1. 1卷目の折損があり、効 果が認められな力つた。
[0045] 適用例 17は、口開き量力^). 10mmと/ J、さく、 2. 31 X 107回で 1. 0〜1. 1卷目の 折損はあったが、比較例 1, 2に対して耐久回数力 倍以上に向上し、この場合も高 い効果が認められた。
[0046] 適用例 18は、口開き量力^). 15mmと/ J、さく、 3. 61 X 107回で 1. 0〜1. 1卷目の 折損はあったが、比較例 1, 2に対して耐久回数が 6倍以上に向上し、この場合も高 い効果が認められた。
[0047] 図 10 (b)のエンジン高回転耐久試験の結果では、適用例 19, 20において、先端 厚さが 0. 55mm (線径比： 13. 4%) , 0. 50mm (線径比： 12. 2%)と薄ぐ線径の 1 Z7を下回り、適用例 19では、エンジン高耐久テスト 11時間で 0. 15卷目の先端部 破損があり、適用例 20では、エンジン高耐久テスト 10時間で 0. 15卷目の先端部破 損があり、効果は認められな力つた。
[0048] 適用例 21において、先端厚さは 0. 65mm (線径比： 15. 9%)であるが、線径の 1 Z7を上回り、エンジン高耐久テスト 21時間で 0. 15卷目の先端部破損があるものの 、許容範囲であり、効果が認められた。
[0049] 適用例 22〜25は、口開き量（間隙 t)力 0. 2〜2. Ommの範囲にあり、先端拡縮 量が、線径の 1Z2以下、先端厚さが、線径の 1Z7〜： LZ2の範囲に設定されている 。このため、適用例 21〜24では、エンジン高耐久テスト 24時間で破損はな力つた。
[0050] 以上、図 10の動的試験においても、口開き量（間隙 t)力 0. 1mm以上、 2. Omm 以下の範囲にあり、先端拡縮量が、線径の 1Z2以下、先端厚さが、線径の 1Z7〜1 Z2の範囲に設定されると、一巻目折損、先端飛び対策に有効であることが確認でき た。
[0051] [実施例 1の効果]
本実施例のバルブ'スプリング 1は、可動部側 7となる卷端部 11を、素線 3の一巻目 13に対しコイル状の拡径方向へずらし荷重が付加されない自由状態で前記卷端部 11及び素線 3の一巻目 13間に間隙 tを形成するため、卷端部 11及び素線 3の一巻 目 13間にもショット'ピーニングを施すことが可能となる。
[0052] し力も、前記一巻目 13に働く応力は、ねじり応力と接触によるへルツ応力成分の合 成応力となるが、接触圧の高い卷端部 11をコイル状の拡径方向へずらすことで、一 卷目 13側の接触点 Pをコイル状の外径方向へ移行させ、ねじり応力を低減すること ができる。
[0053] また、卷端部 11及び素線 3の一巻目 13間のコイル状軸方向の荷重は、卷端部 11 及び素線 3の一巻目 13間の面圧方向の力と滑り方向の力とに分散され、卷端部 11 及び素線 3の一巻目 13間の面圧を下げることができ、一巻目 13のへルツ応力低減 を図ることができる。
[0054] さらに、卷端部 11を、素線 3の一巻目 13に対しコイル状の拡径方向へずらすことで 間隙 tを形成するから、卷端部 11及び一巻目 13が間隙 t間で接触離反を繰り返して も、卷端部 11に無理な曲げ応力が働くのを押さえ、卷端部 11の折損を抑制すること ができる。
実施例 2
[0055] [コイルばね]
図 12,図 13は、本発明の実施例 2に係り、図 12は、ノ レブ'スプリングの側面図、 図 13は、同平面図である。なお、基本的な構成は、実施例 1の図 1,図 2の構成と同 様であり、同一又は対応する構成部分には、同符号又は同符号に Aを付して説明す る。
[0056] 本実施例のバルブ'スプリング 1Aは、前記卷端部 11Aは、前記素線 3の一巻目 13 に対しコイル状の縮径方向へずらしコイル状の軸方向への間隙 tを形成して 、る。こ の間隙 tは、荷重が付加されない自由状態でのものである。吸排気バルブの少なくと も最大リフト時、つまりバルブ'スプリング 1の最大圧縮時には、卷端部 11Aと一巻目 13とが図 4と同様に接触し、間隙が 0となるように設定されている。
[0057] 前記ずらしの寸法 (先端拡縮量) sは、素線 3の線径の 1Z2以下の設定としている。
本実施例では素線 3の線径の 1Z3としており、例えば線径 4. 1mmに対して、 s= l. 35mmとなっている。
[0058] [実施例 2の効果]
本実施例のバルブ'スプリング 1Aは、可動部側 7となる卷端部 11を、素線 3の一巻 目 13に対しコイル状の縮径方向へずらし、荷重が付加されない自由状態で前記卷 端部 11 A及び素線 3の一巻目 13間に間隙 t (図 3参照）を形成しているため、卷端部 11A及び素線 3の一巻目 13間にもショット 'ピーユングを施すことが可能となる。
[0059] し力も、卷端部 11 A及び素線 3の一巻目 13間のコイル状軸方向の荷重は、卷端部 11A及び素線 3の一巻目 13間の面圧方向の力と滑り方向の力とに分散され、卷端 部 11A及び素線 3の一巻目 13間の面圧を下げることができ、一巻目 13のへルツ応 力低減を図ることができる。
[0060] さらに、卷端部 11Aを、素線 3の一巻目 13に対しコイル状の拡径方向へずらすこと で間隙 tを形成するから、卷端部 11A及び一巻目 13が間隙 t間で接触離反を繰り返 しても、卷端部 11Aに無理な曲げ応力が働くのを押さえ、卷端部 11Aの折損を抑制 することができる。
[その他]
本発明のコイルばねは、クラッチ 'スプリングなど他の動的荷重を受ける構造にも適 用することができる。
図面の簡単な説明
[0061] [図 1]ノ レブ'スプリングの側面図である（実施例 1)。
[図 2]ノ レブ'スプリングの平面図である（実施例 1)。 [図 3]自由状態での卷端部及び素線の一巻目の拡大断面図である（実施例 1)。
[図 4]荷重作用時の卷端部及び素線の一巻目の拡大断面図である（実施例 1)。
[図 5]ショット 'ピーユングによる 1. 05卷目の先端側線間の残留応力を示すグラフで ある（実施例 1)。
[図 6]断面が円形のいわゆる丸線ばねの円周応力分布を示すグラフである（実施例 1
) o
[図 7]断面が円形のいわゆる丸線ばねの円周応力分布を示すグラフである（実施例 1
) o
[図 8]コイルばねの先端厚さ (卷端部先端の厚さ）と発生曲げ応力との関係のグラフで ある（実施例 1)。
[図 9]コイルばね先端厚さと最大接触応力（ヘルツ応力） MPaとの関係のグラフである (実施例 1)。
[図 10] (a)は、剪断応力に対する耐久試験の結果を示す図表、（b)は、エンジン高回 転耐久試験の結果を示す図表である（実施例 1)。
[図 11]バルブ'スプリングの側面図である（実施例 2)。
[図 12]バルブ'スプリングの平面図である（実施例 2)。
[図 13]動弁装置の概略断面図である (従来例)。
[図 14]バルブ'スプリングの側面図である（従来例)。
[図 15]バルブ'スプリングの平面図である（従来例)。
[図 16]卷端部及び一巻目の接触を示す断面図である (従来例)。
符号の説明
1, 1A バルブ 'スプリング
3 素線
7 可動部側
9 先端
11, 11A 卷端部
13 一巻目

Claims

請求の範囲
[1] 素線をコイル状に卷回形成して可動部と固定部との間に介設されるコイルばねに おいて、
前記可動部側となる卷端部を、前記素線の一巻目に対しコイル状の拡径方向又は 縮径方向へずらし、荷重が付加されない自由状態で前記卷端部及び素線の一巻目 間に間隙を形成する
ことを特徴とするコイルばね。
[2] 請求項 1記載のコイルばねであって、
前記間隙は、前記コイル状の軸方向間で 0. 1mm以上である
ことを特徴とするコイルばね。
[3] 請求項 1又は 2記載のコイルばねであって、
前記ずらしの寸法は、前記素線の線径の 1Z2以下である
ことを特徴とするコイルばね。
[4] 請求項 1〜3の何れかに記載のコイルばねであって、
前記卷端部の先端厚み寸法を、前記素線径の 1Z7〜： LZ2の範囲とした ことを特徴とするコイルばね。
[5] 請求項 1〜4の何れかに記載のコイルばねであって、
前記可動部は、内燃機関の動弁装置のスプリング'リテーナであり、
前記固定部は、シリンダ ·ヘッドの取付座である
ことを特徴とするコイルばね。
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