JP2007198387A - Variable valve gear for internal combustion engine - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To suppress the colliding noise of a reduction gear mechanism between gears by lowering the transmissibity of alternating torque from a rocker arm to a control shaft. <P>SOLUTION: This variable valve gear comprises a driving shaft having a driving cam on the outer periphery, a rocking cam for giving opening operation to an engine valve against the spring force of a valve spring, the rocker arm 23 having one end 23a linked to the driving cam and the other end 23b linked to the rocking cam, the control shaft 32 for rockingly supporting the rocker arm via an eccentric control cam 33, and an actuator for driving the control shaft to be rotated. An oil groove 50 is formed on the inner peripheral face of the rocker arm on the driving shaft side of its supporting hole 23d into which the control cam is inserted and supported, thus reducing alternating torque transmitted from the rocker arm to the control shaft. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、例えば吸気弁あるいは排気弁のバルブリフト量を機関運転状態に応じて可変にできる内燃機関の可変動弁装置に関する。   The present invention relates to a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that can vary the valve lift amount of, for example, an intake valve or an exhaust valve in accordance with an engine operating state.

この種の従来の可変動弁装置としては、本出願人が先に出願した以下の特許文献１などに記載されたものがある。   As this type of conventional variable valve gear, there is one described in the following Patent Document 1 and the like filed earlier by the present applicant.

図１６に基づいて概略を説明すれば、この可変動弁装置は、吸気弁側に適用されたもので、クランク軸の回転に同期して回転する駆動軸５１の外周に、軸心Ｙが駆動軸５１の軸心Ｘから偏心した駆動カム５２が設けられていると共に、駆動カム５２の回転力が多節リンク状の伝達機構を介して伝達されて、吸気弁５３の上端部に有するバルブリフター５４の上面をカム面５５が摺接して吸気弁５３をバルブスプリング６５のばね力に抗して開作動させる揺動カム５６を有している。   Referring to FIG. 16, the outline of this variable valve operating device is applied to the intake valve side, and the shaft center Y is driven on the outer periphery of the drive shaft 51 that rotates in synchronization with the rotation of the crankshaft. A drive cam 52 that is eccentric from the axis X of the shaft 51 is provided, and the rotational force of the drive cam 52 is transmitted through a multi-joint link-like transmission mechanism, and the valve lifter that is provided at the upper end of the intake valve 53. The cam surface 55 is in sliding contact with the upper surface of 54 and has a swing cam 56 that opens the intake valve 53 against the spring force of the valve spring 65.

前記伝達機構は、揺動カム５６の上方に配置されて制御軸５７に揺動自在に支持されたロッカアーム５８と、円環状の一端部５９ａが駆動カム５２の外周面に嵌合しかつ他端部５９ｂがロッカアーム５８の一端部５８ａにピン６０を介して回転自在に連結されたリンクアーム５９と、一端部６１ａがロッカアーム５８の他端部５８ｂにピン６２を介して回転自在に連結され、他端部６１ｂが前記揺動カム５６のカムノーズ部５６ａにピン６３を介して回転自在に連結されたリンクロッド６１とから構成されている。   The transmission mechanism includes a rocker arm 58 that is disposed above the swing cam 56 and is swingably supported by the control shaft 57, and an annular one end 59a that fits to the outer peripheral surface of the drive cam 52 and the other end. The link arm 59 is rotatably connected to one end 58a of the rocker arm 58 via a pin 60, and the one end 61a is rotatably connected to the other end 58b of the rocker arm 58 via a pin 62. The end portion 61 b is constituted by a link rod 61 that is rotatably connected to a cam nose portion 56 a of the swing cam 56 via a pin 63.

また、前記制御軸５７は、図外の電動アクチュエータによって減速歯車機構を介して回転駆動されており、その外周面には、軸心Ｐ１が制御軸５７の軸心Ｐ２から所定量αだけ偏心した制御カム６４が固定されている。この制御カム６４は、ロッカアーム５８のほぼ中央に穿設された支持孔５８ｃ内に回転自在に嵌入保持されて、その回転位置に応じてロッカアーム５８の揺動支点を変化させて、揺動カム５６のカム面５５のバルブリフター５４上面に対する転接位置を変化させて、吸気弁５３のバルブリフト量を可変制御するようになっている。   Further, the control shaft 57 is rotationally driven by a non-illustrated electric actuator through a reduction gear mechanism, and the shaft center P1 is eccentric from the shaft center P2 of the control shaft 57 by a predetermined amount α on its outer peripheral surface. A control cam 64 is fixed. The control cam 64 is rotatably fitted and held in a support hole 58c drilled at substantially the center of the rocker arm 58, and the rocking fulcrum of the rocker arm 58 is changed in accordance with the rotation position to thereby swing the rocking cam 56. The valve lift amount of the intake valve 53 is variably controlled by changing the rolling position of the cam surface 55 with respect to the upper surface of the valve lifter 54.

すなわち、機関運転状態が、低回転低負荷域の場合は、図１６に示すように、前記電動アクチュエータが減速歯車機構を介して制御軸５７を他方向へ回転させて、制御カム６４も同方向へ回転させることにより、ロッカアーム５８の揺動支点位置を駆動軸５１より離れる方向へ移動させる。これにより、ロッカアーム５８とリンクロッド６１との枢支点が上方に移動して揺動カム５６のカムノーズ部５６ａを引き上げ、これによって揺動カム５６のバルブリフター５４上面に対する当接位置がリフト部５５ｃから離れる方向に移動する。したがって、吸気弁５３は、そのバルブリフト量が最小となるように制御される。   That is, when the engine operating state is in the low rotation and low load range, as shown in FIG. 16, the electric actuator rotates the control shaft 57 in the other direction via the reduction gear mechanism, and the control cam 64 is also in the same direction. , The rocking fulcrum position of the rocker arm 58 is moved away from the drive shaft 51. As a result, the pivot point of the rocker arm 58 and the link rod 61 moves upward to raise the cam nose portion 56a of the swing cam 56, whereby the contact position of the swing cam 56 with respect to the upper surface of the valve lifter 54 is changed from the lift portion 55c. Move away. Therefore, the intake valve 53 is controlled so that the valve lift amount is minimized.

したがって、機関運転状態に応じて機関性能を十分に発揮させる、つまり燃費や出力の向上などを図ることができる。   Therefore, the engine performance can be sufficiently exhibited according to the engine operating state, that is, the fuel consumption and output can be improved.

一方、中回転中負荷域から高回転高負荷域へ移行した場合は、電動アクチュエータにより減速歯車機構を介して制御軸５７が破線矢印方向（反時計方向）へ回転して、制御カム６４を同方向へ回転させるため、図示のように、ロッカアーム５８の揺動支点が駆動軸５１に近づく方向に移動する。これにより、揺動カム５６は、リンクロッド６１などによって端部５６ａが押し下げられて、バルブリフター５４上面の当接位置がリフト部５５ｃ側に移動するため、吸気弁５３のバルブリフト量が増加するように制御される。
特開２０００−１２０４１７号公報（特願平１０−２９７７１１号） On the other hand, when the medium rotation intermediate load region shifts to the high rotation high load region, the control shaft 57 is rotated in the direction of the broken line arrow (counterclockwise) by the electric actuator via the reduction gear mechanism, and the control cam 64 is rotated. In order to rotate in the direction, the rocking fulcrum of the rocker arm 58 moves in a direction approaching the drive shaft 51 as shown in the figure. As a result, the end portion 56a of the swing cam 56 is pushed down by the link rod 61 or the like, and the contact position of the upper surface of the valve lifter 54 moves toward the lift portion 55c, so that the valve lift amount of the intake valve 53 increases. To be controlled.
JP 2000-120417 A (Japanese Patent Application No. 10-297711)

しかしながら、前記従来の可変動弁装置にあっては、制御軸５７による制御カム６４の回転位置に応じてロッカアーム５８の揺動支点を変化させることによりバルブリフト量を大小可変にすることができるものの、駆動カム５２の回転による揺動カム５６の揺動に伴いバルブスプリング６５のばね力に起因した交番トルクが伝達機構を介して制御軸５７に伝達されて、減速歯車機構における各歯車間のバックラッシ隙間による各歯側面で衝突打音が発生し易くなる。   However, in the conventional variable valve device, the amount of valve lift can be made variable by changing the rocking fulcrum of the rocker arm 58 according to the rotational position of the control cam 64 by the control shaft 57. The alternating torque resulting from the spring force of the valve spring 65 is transmitted to the control shaft 57 through the transmission mechanism as the swing cam 56 swings due to the rotation of the drive cam 52, and the backlash between the gears in the reduction gear mechanism. Collision hitting sound is likely to occur on each tooth side surface due to the gap.

すなわち、図１６に示すように、バルブスプリング６５のばね反力がバルブリフター５４から揺動カム５６のカムノーズ部５６ａ側に矢印Ｆ_Sとしての力が作用し、このＦ_Sによってロッカアーム５８の他端部５８ｂには、ピン６３とリンクロッド６１及びピン６２を介して各ピン６２、６３の軸心Ｚ１，Ｚ３を結ぶ直線方向に矢印Ｆ_Rとしての力が作用する一方、ロッカアーム５８の一端部５８ａには、駆動カム５２の偏心回転力による押圧力がリンクアーム５９とピン６０を介して駆動軸５１の軸心Ｘとピン６０の軸心（枢支点Ｚ２）とを結ぶ直線（Ｑ）方向に矢印Ｆａの力として作用する。したがって、制御カム６４には、前記Ｆ_RとＦａの合力（Ｆｃ）が作用する。このＦ_Cが制御軸５７を軸心Ｐ２回りに時計方向に回そうとする。しかし、リフトが最大になるポイント付近では、ロッカアーム５８や制御カム６４に作用する負の慣性の影響で、Ｆ_R，Ｆａ，Ｆｃの向きが逆になる。 That is, as shown in FIG. 16, the spring reaction force of the valve spring 65 causes a force as an arrow F _S to act on the cam nose portion 56a side of the swing cam 56 from the valve lifter 54, and this F _S causes the other end of the rocker arm 58 to move. the part 58b, while the force in the linear direction through the pin 63 and the link rod 61 and the pin 62 connecting the axis Z1, Z3 of the pins 62 and 63 as an arrow F _R is applied, one end 58a of the rocker arm 58 In this case, the pressing force due to the eccentric rotational force of the drive cam 52 is in the direction of the straight line (Q) connecting the axis X of the drive shaft 51 and the axis of the pin 60 (the pivot point Z2) via the link arm 59 and the pin 60. Acts as the force of the arrow Fa. Thus, the control cam 64, the resultant force of the F _R and Fa (Fc) is applied. The F _C tries Mawaso clockwise control shaft 57 to the axial center P2 around. However, near the point where the lift becomes maximum, the directions of F _R , Fa, and Fc are reversed due to the negative inertia acting on the rocker arm 58 and the control cam 64.

このとき、Ｆｃにより制御軸５７をＰ２回りに反時計方向に回そうとする。このため、この合力Ｆ_Cは、駆動軸５１の一回転の間に右回りと左回りの交番トルク、つまり制御カム６４を図中時計方向あるいは反時計方向に回転させる交番トルクとして作用する。このため、制御軸５７にも同じく時計方向あるいは反時計方向へ交番トルクが発生する。 At this time, Fc tries to turn the control shaft 57 counterclockwise around P2. Therefore, the resultant force F _C acts as an alternating torque in the clockwise and counterclockwise directions during one rotation of the drive shaft 51, that is, as an alternating torque that rotates the control cam 64 clockwise or counterclockwise in the drawing. For this reason, an alternating torque is also generated on the control shaft 57 in the clockwise or counterclockwise direction.

この交番トルクは、制御軸５７の回転位置及びバルブリフトの変化に応じてその大きさも変化し、例えばこの交番トルク中、一方の反時計方向のトルクを正とした場合のトルク変化を、図１２Ａに示す。この図によると、制御軸５７には、かかる小バルブリフト制御の回転位置から最大バルブリフトまでに比較的大きな交番トルク変動が伝達されている。   The magnitude of this alternating torque also changes in accordance with changes in the rotational position of the control shaft 57 and the valve lift. For example, in this alternating torque, the torque change when one counterclockwise torque is positive is shown in FIG. Shown in According to this figure, a relatively large alternating torque fluctuation is transmitted to the control shaft 57 from the rotational position of the small valve lift control to the maximum valve lift.

この結果、かかる交番トルクにより制御軸５７と図外のアクチュエータとの連係部に存する隙間、つまり、両者間に有する例えば減速歯車機構の各ギアはバックラッシにより歯側面が互いに衝突して比較的大きな衝突打音が発生するおそれがある。   As a result, the gap between the control shaft 57 and the actuator (not shown) due to the alternating torque, that is, the gears of the reduction gear mechanism between them, for example, have a relatively large collision because the tooth side surfaces collide with each other due to backlash. There is a risk of hitting sound.

本発明は、前記従来の可変動弁装置の実情に鑑みて案出されたもので、請求項１に記載の発明は、機関のクランク軸に同期して回転し、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、バルブスプリングのばね力に抗して機関弁を開作動させる揺動カムと、一端部が前記駆動カムに連係する一方、他端部が前記揺動カムに連係したロッカアームと、該ロッカアームを制御カムを介して揺動自在に支承する制御軸と、該制御軸を回転駆動させるアクチュエータとを備え、機関運転状態に応じて前記制御軸の回転位置を制御してロッカアームの揺動支点位置を変化させて機関弁のリフト量を可変制御する内燃機関の可変動弁装置において、前記制御カムが挿通支持するロッカアームの支持孔の前記駆動軸側内周面に、油溝を形成したことを特徴としている。   The present invention has been devised in view of the actual situation of the conventional variable valve gear, and the invention according to claim 1 rotates in synchronization with the crankshaft of the engine and is provided with a drive cam on the outer periphery. A drive shaft, a swing cam that opens the engine valve against a spring force of a valve spring, a rocker arm having one end linked to the drive cam and the other end linked to the swing cam; A control shaft for swingably supporting the rocker arm via a control cam and an actuator for rotationally driving the control shaft are provided, and the rocker arm swings by controlling the rotational position of the control shaft according to the engine operating state. In the variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that variably controls the lift amount of the engine valve by changing the fulcrum position, an oil groove is formed on the inner peripheral surface of the rocker arm through which the control cam is inserted and supported. It is characterized by

請求項２に記載の発明は、前記ロッカアームの前記制御カムが挿通支持する支持孔が形成された前記駆動軸側の部位を、高剛性に形成したことを特徴としている。   The invention according to claim 2 is characterized in that the portion on the drive shaft side in which the support hole through which the control cam of the rocker arm is inserted and supported is formed with high rigidity.

請求項３に記載の発明は、制御カムの外周面と該制御カムが挿通支持するロッカアームの支持孔の内周面との間で、かつ前記ロッカアームが前記制御カムの外周面を介してバルブリフト方向に揺動する側の位置に、潤滑油を供給したことを特徴としている。   According to a third aspect of the present invention, there is provided a valve lift between the outer peripheral surface of the control cam and the inner peripheral surface of the support hole of the rocker arm through which the control cam is inserted and supported, and the rocker arm passes through the outer peripheral surface of the control cam. Lubricating oil is supplied to a position on the side that swings in the direction.

請求項４に記載の発明は、制御カムと該制御カムが挿通支持する前記ロッカアームの支持孔との間の摩擦係数を、前記制御軸と軸受との間の摩擦係数よりも小さくしたことを特徴としている。   The invention according to claim 4 is characterized in that the coefficient of friction between the control cam and the support hole of the rocker arm inserted and supported by the control cam is made smaller than the coefficient of friction between the control shaft and the bearing. It is said.

請求項５に記載の発明は、制御カムの外周面に低摩擦材を形成して、該制御カムと前記ロッカアームの支持孔との摩擦係数を、前記制御軸と軸受との間の摩擦係数よりも小さくしたことを特徴としている。   According to a fifth aspect of the present invention, a low friction material is formed on the outer peripheral surface of the control cam, and the coefficient of friction between the control cam and the support hole of the rocker arm is determined from the coefficient of friction between the control shaft and the bearing. Is also characterized by a smaller size.

以上の説明で明らかなように、請求項１に記載の発明によれば、油溝内に供給された潤滑油によってロッカアーム支持孔の内周面と制御カムの外周面との間に常時油膜が形成されて、両者間を流体潤滑状態にすることできる。このため、両者間のフリクションを大幅に低減することが可能になり、ロッカアームに伝達された前述の交番トルクの制御カムに対する伝達、つまりロッカアームの揺動による制御カム３３の連れ回りが防止される。   As is apparent from the above description, according to the first aspect of the present invention, an oil film is always formed between the inner peripheral surface of the rocker arm support hole and the outer peripheral surface of the control cam by the lubricating oil supplied into the oil groove. Thus, a fluid lubrication state can be established between the two. For this reason, it is possible to significantly reduce the friction between the two, and the transmission of the aforementioned alternating torque transmitted to the rocker arm to the control cam, that is, the rotation of the control cam 33 due to the rocking of the rocker arm is prevented.

この結果、制御軸から減速歯車機構への交番トルクの伝達が抑制されて、各歯間の打音の発生を防止できると共に、制御軸の駆動負荷を低減できる。   As a result, the transmission of the alternating torque from the control shaft to the reduction gear mechanism is suppressed, so that it is possible to prevent the occurrence of a hitting sound between the teeth and reduce the driving load of the control shaft.

請求項２に記載の発明によれば、バルブリフト上昇方向への揺動に伴うロッカアームに作用する入力荷重とその入力荷重に対する制御カムの反力とによって発生し易い支持孔の駆動軸側の部位の変形が抑制される。   According to the second aspect of the present invention, the portion on the drive shaft side of the support hole that is likely to be generated by the input load acting on the rocker arm accompanying the swing in the valve lift raising direction and the reaction force of the control cam against the input load. Is prevented from being deformed.

この結果、支持孔の変形による制御カムの外周面と支持孔の内周面との部分的な圧接によるフリクションの増加が抑制されて、ロッカアームから制御軸への交番トルクの伝達を抑制できる。   As a result, an increase in friction due to partial pressure contact between the outer peripheral surface of the control cam and the inner peripheral surface of the support hole due to deformation of the support hole is suppressed, and transmission of alternating torque from the rocker arm to the control shaft can be suppressed.

請求項３に記載の発明によれば、最小リフト制御位置から最大リフト制御までの途中において、バルブリフト上昇方向にロッカアームが揺動すると、制御カムの外周面と支持孔内周面との大きな圧接荷重位置が所定部位の上端側から下端側へ移行するが、このとき、油孔が順次所定部位の上端側から下端側に移動して所定部位側へ常に潤滑油を積極的に供給する。   According to the third aspect of the present invention, when the rocker arm swings in the valve lift raising direction in the middle from the minimum lift control position to the maximum lift control, a large pressure contact between the outer peripheral surface of the control cam and the inner peripheral surface of the support hole. The load position shifts from the upper end side to the lower end side of the predetermined portion. At this time, the oil holes sequentially move from the upper end side to the lower end side of the predetermined portion, and the lubricating oil is always positively supplied to the predetermined portion side.

このため、両者間に油膜が形成されて、潤滑性が向上する。この結果、ロッカアームの揺動に伴う制御軸の連れ回りが防止され、ロッカアームからの交番トルク伝達が抑制される。   For this reason, an oil film is formed between both, and lubricity improves. As a result, the rotation of the control shaft accompanying the rocking of the rocker arm is prevented, and the transmission of alternating torque from the rocker arm is suppressed.

請求項４，５に記載の発明によれば、支持孔と制御カムとの間のフリクションを、該両者間に低摩擦材などを設けることによって、制御軸と軸受間のフリクションよりも小さく設定したため、ロッカアームの揺動による制御カムの連れ回りが抑制されるとともに、軸受側のフリクションによって制御軸の挙動の不安定化を抑制できる。   According to the fourth and fifth aspects of the present invention, the friction between the support hole and the control cam is set smaller than the friction between the control shaft and the bearing by providing a low friction material or the like between them. Further, the accompanying rotation of the control cam due to rocking of the rocker arm is suppressed, and instability of the behavior of the control shaft can be suppressed by the friction on the bearing side.

以下、本発明の可変動弁装置の実施形態を図面に基づいて詳述する。この実施形態では、１気筒あたり２つの吸気弁を備えた吸気側に適用され、前記吸気弁のバルリフト量を機関運転状態に応じて可変にする可変機構を備えている。   Hereinafter, embodiments of the variable valve operating apparatus of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In this embodiment, there is provided a variable mechanism that is applied to the intake side provided with two intake valves per cylinder and makes the valve lift amount of the intake valves variable according to the engine operating state.

すなわち、図１〜図４は本実施の形態に供される可変動弁装置の前提構成であって、参考例として後述するバイアス機構４０を適用したものを示している。   That is, FIG. 1 to FIG. 4 show the premise structure of the variable valve apparatus provided for the present embodiment, and show a bias mechanism 40 described later as a reference example.

すなわち、シリンダヘッド１１に図外のバルブガイドを介して摺動自在に設けられて、バルブスプリング１０，１０によって閉方向に付勢された一対の吸気弁１２，１２と、シリンダヘッド１１上部の軸受１４に回転自在に支持された中空状の駆動軸１３と、該駆動軸１３に圧入等により固設された駆動カム１５と、駆動軸１３の外周面１３ａに揺動自在に支持されて、各吸気弁１２，１２の上端部に配設されたバルブリフター１６，１６に摺接して各吸気弁１２，１２を開作動させる２つの揺動カム１７，１７と、駆動カム１５と揺動カム１７，１７との間に連係されて、駆動カム１５の回転力を揺動カム１７，１７の揺動力として伝達する伝達機構１８と、該伝達機構１８の作動位置を可変にする可変機構１９と、該可変機構１９にバイアス力を付与するバイアス機構４０とを備えている。   That is, a pair of intake valves 12 and 12 which are slidably provided on the cylinder head 11 via a valve guide (not shown) and are urged in the closing direction by the valve springs 10 and 10, and bearings on the cylinder head 11. 14, a hollow drive shaft 13 rotatably supported by 14, a drive cam 15 fixed to the drive shaft 13 by press-fitting or the like, and an outer peripheral surface 13 a of the drive shaft 13. Two swing cams 17, 17 that slide-contact the valve lifters 16, 16 disposed at the upper ends of the intake valves 12, 12 to open the intake valves 12, 12, a drive cam 15, and a swing cam 17 , 17, a transmission mechanism 18 that transmits the rotational force of the drive cam 15 as the swinging force of the swing cams 17, 17, a variable mechanism 19 that makes the operating position of the transmission mechanism 18 variable, The variable mechanism 19 is bypassed. And a biasing mechanism 40 for applying a Waals forces.

前記駆動軸１３は、機関前後方向に沿って配置されていると共に、一端部に設けられた図外の従動スプロケットや該従動スプロケットに巻装されたタイミングチェーン等を介して機関のクランク軸から回転力が伝達されており、この回転方向は図１中反時計方向に設定されている。   The drive shaft 13 is arranged along the longitudinal direction of the engine and is rotated from the crankshaft of the engine via a driven sprocket (not shown) provided at one end, a timing chain wound around the driven sprocket, and the like. The force is transmitted, and the rotation direction is set in the counterclockwise direction in FIG.

前記軸受１４は、シリンダヘッド１１の上端部に設けられて駆動軸１３の上部を支持するメインブラケット１４ａと、該メインブラケット１４ａの上端部に設けられて後述する制御軸３２を回転自在に支持するサブブラケット１４ｂとを有し、両ブラケット１４ａ，１４ｂが一対のボルト１４ｃ，１４ｃによって上方から共締め固定されている。   The bearing 14 is provided at the upper end portion of the cylinder head 11 to support the upper portion of the drive shaft 13, and the bearing 14 is provided at the upper end portion of the main bracket 14a to rotatably support a control shaft 32 described later. The brackets 14a and 14b are fastened together from above by a pair of bolts 14c and 14c.

前記駆動カム１５は、図５にも示すように、ほぼリング状を呈し、円環状のカム本体１５ａと、該カム本体１５ａの外端面に一体に設けられた筒状部１５ｂとからなり、内部軸方向に駆動軸挿通孔１５ｃが貫通形成されていると共に、カム本体１５ａの軸心Ｙが駆動軸１３の軸心Ｘから径方向へ所定量だけオフセットしている。また、この各駆動カム１５は、駆動軸１３に対し前記両バルブリフター１６，１６に干渉しない両外側に駆動軸挿通孔１５ｃを介して圧入固定されていると共に、カム本体１５ａの外周面１５ｄが偏心円のカムプロフィールに形成されている。   As shown in FIG. 5, the drive cam 15 has a substantially ring shape, and includes an annular cam body 15a and a cylindrical portion 15b integrally provided on the outer end surface of the cam body 15a. A drive shaft insertion hole 15c is formed through in the axial direction, and the axis Y of the cam body 15a is offset from the axis X of the drive shaft 13 by a predetermined amount in the radial direction. The drive cams 15 are press-fitted and fixed to the drive shaft 13 through drive shaft insertion holes 15c on both outer sides that do not interfere with the valve lifters 16 and 16, and the outer peripheral surface 15d of the cam body 15a is fixed. An eccentric cam profile is formed.

前記バルブリフター１６，１６は、有蓋円筒状に形成され、シリンダヘッド１１の保持孔内に摺動自在に保持されていると共に、揺動カム１７，１７が摺接する上面１６ａ，１６ａが平坦状に形成されている。   The valve lifters 16 and 16 are formed in a cylindrical shape with a lid, are slidably held in the holding holes of the cylinder head 11, and upper surfaces 16 a and 16 a to which the swing cams 17 and 17 are slidably contacted are flat. Is formed.

前記揺動カム１７は、図３に示すようにほぼ雨滴状を呈し、ほぼ円環状の基端部２０に駆動軸１３が嵌挿されて回転自在に支持される支持孔２０ａが貫通形成されていると共に、一端部のカムノーズ部２１側にピン孔２１ａが貫通形成されている。また、揺動カム１７の下面には、カム面２２が形成され、基端部２０側の基円面２２ａと該基円面２２ａからカムノーズ部２１側に円弧状に延びるランプ面２２ｂと該ランプ面２２ｂからカムノーズ部２１の先端側に有する最大リフトの頂面２２ｄに連なるリフト面２２ｃとが形成されており、該基円面２２ａとランプ面２２ｂ、リフト面２２ｃ及び頂面２２ｄとが、揺動カム１７の揺動位置に応じて各バルブリフター１６の上面１６ａ所定位置に当接するようになっている。   As shown in FIG. 3, the swing cam 17 has a substantially raindrop-like shape, and a support hole 20a is formed in a substantially annular base end 20 through which a drive shaft 13 is fitted and rotatably supported. In addition, a pin hole 21a is formed through the cam nose portion 21 at one end. Further, a cam surface 22 is formed on the lower surface of the swing cam 17, and a base circle surface 22a on the base end portion 20 side, a ramp surface 22b extending from the base circle surface 22a to the cam nose portion 21 side in an arc shape, and the lamp A lift surface 22c is formed from the surface 22b to the top surface 22d of the maximum lift on the distal end side of the cam nose portion 21, and the base surface 22a, the ramp surface 22b, the lift surface 22c, and the top surface 22d are swung. The upper surface 16a of each valve lifter 16 is brought into contact with a predetermined position according to the swing position of the moving cam 17.

すなわち、図６に示すバルブリフト特性からみると、図３に示すように基円面２２ａの所定角度範囲がベースサークル区間θ１になり、ランプ面２２ｂの前記ベースサークル区間θ１から所定角度範囲がいわゆるランプ区間θ２となり、さらにランプ面２２ｂのランプ区間θ２から頂面２２ｃまでの所定角度範囲がリフト区間θ３になるように設定されている。   That is, from the viewpoint of the valve lift characteristics shown in FIG. 6, as shown in FIG. 3, the predetermined angular range of the base circle surface 22a becomes the base circle section θ1, and the predetermined angular range from the base circle section θ1 of the ramp surface 22b is so-called. The ramp section θ2 is set, and the predetermined angle range from the ramp section θ2 to the top surface 22c of the ramp surface 22b is set to be the lift section θ3.

前記伝達機構１８は、駆動軸１３の上方に配置されたロッカアーム２３と、該ロッカアーム２３の一端部２３ａと駆動カム１５とを連係するリンクアーム２４と、ロッカアーム２３の他端部２３ｂと揺動カム１７とを連係するリンク部材であるリンクロッド２５とを備えている。   The transmission mechanism 18 includes a rocker arm 23 disposed above the drive shaft 13, a link arm 24 that links the one end 23 a of the rocker arm 23 and the drive cam 15, the other end 23 b of the rocker arm 23, and a swing cam. 17 is provided with a link rod 25 that is a link member that links 17.

前記各ロッカアーム２３は、図３に示すように、中央に有する筒状基部２３ｃが支持孔２３ｄを介して後述する制御カム３３に回転自在に支持されている。また、各筒状基部２３ｃの各外端に外端部に突設された前記一端部２３ａには、ピン２６が嵌入するピン孔が貫通形成されている一方、各基部の各内端部に夫々突設された前記他端部２３ｂには、各リンクロッド２５の一端部２５ａと連結するピン２７が嵌入するピン孔が形成されている。   As shown in FIG. 3, each rocker arm 23 is rotatably supported by a control cam 33 (to be described later) through a support hole 23d. In addition, a pin hole into which the pin 26 is fitted is formed through the one end 23a projecting from the outer end at each outer end of each cylindrical base 23c. Each of the other end portions 23b projecting is formed with a pin hole into which a pin 27 connected to one end portion 25a of each link rod 25 is fitted.

また、前記リンクアーム２４は、比較的大径な円環状の基部２４ａと、該基部２４ａの外周面所定位置に突設された突出端２４ｂとを備え、基部２４ａの中央位置には、前記駆動カム１５のカム本体１５ａの外周面に回転自在に嵌合する嵌合孔２４ｃが形成されている一方、突出端２４ｂには、前記ピン２６が回転自在に挿通するピン孔２４ｄが貫通形成されている。   The link arm 24 includes an annular base 24a having a relatively large diameter and a projecting end 24b projecting at a predetermined position on the outer peripheral surface of the base 24a. A fitting hole 24c is formed in the outer peripheral surface of the cam main body 15a of the cam 15 so as to be rotatably fitted. On the protruding end 24b, a pin hole 24d through which the pin 26 is rotatably inserted is formed. Yes.

さらに、前記リンクロッド２５は、図３にも示すようにロッカアーム２３側が凹状のほぼく字形状に形成され、両端部２５ａ，２５ｂには前記ロッカアーム２３の他端部２３ｂと揺動カム１７のカムノーズ部２１の各ピン孔に圧入した各ピン２７，２８の端部が回転自在に挿通するピン挿通孔２５ｃ，２５ｄが貫通形成されており、前記ピン２８の軸心が揺動カム１７の枢支点になっている。   Further, as shown in FIG. 3, the link rod 25 is formed in a substantially square shape having a concave shape on the side of the rocker arm 23. Pin insertion holes 25c and 25d through which end portions of the pins 27 and 28 press-fitted into the pin holes of the portion 21 are rotatably inserted are formed, and the axis of the pin 28 is a pivot point of the swing cam 17 It has become.

尚、各ピン２６，２７，２８の一端部には、リンクアーム２４やリンクロッド２５の軸方向の移動を規制するスナップリング２９，３０，３１，が設けられている。   In addition, snap rings 29, 30, 31 for restricting the axial movement of the link arm 24 and the link rod 25 are provided at one end of each pin 26, 27, 28.

前記可変機構１９は、駆動軸１３の上方位置に同じ軸受１４に回転自在に支持された制御軸３２と、該制御軸３２の外周に固定されてロッカアーム２３支持孔２３ｄに摺動自在に嵌入されて、ロッカアーム２３の揺動支点となる制御カム３３と、前記制御軸３２を減速歯車機構３８を介して回転位置を制御する電動アクチュエータ３４と、該電動アクチュエータ３４の駆動を機関運転状態に応じて制御するコントローラ３５とを備えている。   The variable mechanism 19 is rotatably mounted on the same bearing 14 at a position above the drive shaft 13, and is fixed to the outer periphery of the control shaft 32 and is slidably fitted into the rocker arm 23 support hole 23d. Thus, a control cam 33 serving as a rocking fulcrum of the rocker arm 23, an electric actuator 34 for controlling the rotational position of the control shaft 32 via a reduction gear mechanism 38, and driving of the electric actuator 34 according to the engine operating state. And a controller 35 for controlling.

前記制御軸３２は、図４に示すように駆動軸１３と並行に機関前後方向に配設されていると共に、一端部３２ａ側に設けられた前記減速歯車機構３８を介して電動アクチュエータ３４によって最小−最大バルブリフト制御の回転範囲内で回転制御されるようになっている。   As shown in FIG. 4, the control shaft 32 is arranged in the longitudinal direction of the engine in parallel with the drive shaft 13, and is minimized by the electric actuator 34 via the reduction gear mechanism 38 provided on the one end portion 32a side. -The rotation is controlled within the rotation range of the maximum valve lift control.

前記制御カム３３は、円筒状を呈し、図２に示すように軸心Ｐ１位置が肉厚部３３ａの分だけ制御軸３２の軸心Ｐ２からα分だけ偏倚している。   The control cam 33 has a cylindrical shape, and as shown in FIG. 2, the position of the shaft center P1 is deviated from the shaft center P2 of the control shaft 32 by α by the thick portion 33a.

前記減速歯車機構３８は、電動アクチュエータ３４の駆動ロッド３４ａに固定された小径な第１平歯車３８ａと、前記制御軸３２の一端部３２ａに固定されて、第１平歯車３８ａに噛合した大径な第２平歯車３８ｂとから構成されている。   The reduction gear mechanism 38 has a small-diameter first spur gear 38a fixed to the drive rod 34a of the electric actuator 34 and a large-diameter fixed to one end portion 32a of the control shaft 32 and meshed with the first spur gear 38a. And a second spur gear 38b.

前記電動アクチュエータ３４は、ステップモータが採用され、前記コントローラ３５からの制御信号によって正逆回転駆動するようになっている。このコントローラ３５は、クランク角センサやエアーフローメータ，水温センサや制御軸３２の回転位置検出センサ３６等の各種のセンサからの検出信号に基づいて現在の機関運転状態を演算等により検出して、前記電磁アクチュエータ３４に制御信号を出力している。   The electric actuator 34 employs a step motor and is driven to rotate forward and backward by a control signal from the controller 35. The controller 35 detects the current engine operating state by calculation based on detection signals from various sensors such as a crank angle sensor, an air flow meter, a water temperature sensor, and a rotational position detection sensor 36 of the control shaft 32, and the like. A control signal is output to the electromagnetic actuator 34.

そして、前記バイアス機構４０は、図１〜図２及び図４に示すように、制御軸３２の他端部３２ｂに軸方向から一体に延設されて、軸受１４の外端面から外方へ突出した突出部４１と、該突出部４１をほぼ軸直角方向から押圧付勢する付勢手段とから構成されている。   1 and 2 and 4, the bias mechanism 40 is integrally extended from the axial direction to the other end 32b of the control shaft 32 and protrudes outward from the outer end surface of the bearing 14. And the urging means for pressing and urging the protruding portion 41 from the direction substantially perpendicular to the axis.

前記突出部４１は、図１、図２、図４に示すように横断面円形状の丸棒状を呈し、その軸心Ｐ３（垂直線Ｅ）が制御軸３２の軸心Ｐ２を通る垂直な直径線Ｈから図１中右側に偏倚している。   As shown in FIGS. 1, 2, and 4, the protrusion 41 has a round bar shape with a circular cross section, and the axis P <b> 3 (vertical line E) has a perpendicular diameter passing through the axis P <b> 2 of the control shaft 32. The line H is biased to the right side in FIG.

前記付勢手段は、前記軸受１４のメインブラケット１４ａの外端面に一体に設けられた矩形状のボス部４２と、該ボス部４２の内部に形成されて上端側が突出部４１方向に下側から開口した円柱状のシリンダ４３と、該シリンダ４３の内部に摺動自在に設けられて、先端頭部４４ａが前記突出部４１のほぼ軸直角方向に指向した有蓋円筒状のプランジャ４４と、シリンダ４３内に弾装されて、前記プランジャ４４を突出部４１方向へ付勢するバイアススプリング４５とから構成されている。   The urging means includes a rectangular boss portion 42 integrally provided on the outer end surface of the main bracket 14a of the bearing 14, and an upper end side formed in the boss portion 42 from the lower side toward the protruding portion 41. An open columnar cylinder 43, a lidded cylindrical plunger 44 that is slidably provided inside the cylinder 43 and has a distal end head portion 44 a oriented in a direction substantially perpendicular to the axis of the protruding portion 41, and the cylinder 43 A bias spring 45 that is elastically loaded inside and biases the plunger 44 toward the protruding portion 41 is formed.

以下、可変動弁装置の基本的な作用について説明すれば、まず、機関低速低負荷時には、コントローラ３５からの制御信号によって電磁アクチュエータ３６を介して制御軸３２が図７Ａ，Ｂの回転位置に駆動される。このため、制御カム３３は、軸心Ｐ１（肉厚部３３ａ）が同図に示すように、制御軸３２の軸心Ｐ２から左側の回動角度位置に保持される。これにより、ロッカアーム他端部２３ｂとリンクロッドの枢支点は、駆動軸１３に対して左上方向へ移動し、このため、各揺動カム１７は、リンクロッド２５を介してカムノーズ部２１側が強制的に引き上げられて全体が反時計方向へ回動する。   Hereinafter, the basic operation of the variable valve operating apparatus will be described. First, at the time of engine low speed and low load, the control shaft 32 is driven to the rotational position of FIGS. 7A and 7B via the electromagnetic actuator 36 by the control signal from the controller 35. Is done. For this reason, the control cam 33 is held at the rotational angle position on the left side from the axis P2 of the control shaft 32, as shown in the figure, with the axis P1 (thick portion 33a). As a result, the rocker arm other end 23 b and the pivot point of the link rod are moved in the upper left direction with respect to the drive shaft 13, so that each swing cam 17 is forced on the cam nose 21 side via the link rod 25. As a result, the whole is rotated counterclockwise.

したがって、駆動カム１５が回転してリンクアーム２４を介してロッカアーム２３の一端部２３ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド２５を介して揺動カム１７及びバルブリフター１６に伝達されるが、そのリフト量Ｌ１は充分小さくなる。   Therefore, when the drive cam 15 rotates and pushes up the one end portion 23a of the rocker arm 23 via the link arm 24, the lift amount is transmitted to the swing cam 17 and the valve lifter 16 via the link rod 25. The lift amount L1 is sufficiently small.

よって、かかる低速低負荷域では、図９の破線で示すようにバルブリフト量が小さくなることにより、各吸気弁１２の開時期が遅くなり、排気弁とのバルブオーバラップが小さくなる。このため、燃費の向上と機関の安定した回転が得られる。   Therefore, in such a low-speed and low-load region, as shown by the broken line in FIG. 9, the valve lift amount is reduced, so that the opening timing of each intake valve 12 is delayed and the valve overlap with the exhaust valve is reduced. For this reason, improvement in fuel consumption and stable rotation of the engine can be obtained.

そして、制御軸３２が前述の回転位置に保持されると、突出部４１は、図７Ａ，Ｂの一点鎖線で示す位置、つまり、軸心Ｐ３が制御軸３２の軸心Ｐ２よりも下方の位置に偏心回動する。したがって、突出部４１には、プランジャ４４と摺動体４６を介してバイアススプリング４５のばね力が下方から垂直上方向（直径方向）に作用し、これにより、制御軸３２には、突出部４１を介して図１及び図７Ａの破線矢印で示すように、反時計方向への回転付勢力、つまりバイアストルクが作用する。これによって、第２平歯車３８ｂも、図４の矢印で示すように一方に回転付勢されて、各歯側面が第１平歯車３８ａの対向する各歯側面に弾接してバックラッシ隙間を消失させる。   When the control shaft 32 is held at the aforementioned rotational position, the protrusion 41 is positioned at the position indicated by the one-dot chain line in FIGS. 7A and 7B, that is, the position where the axis P3 is lower than the axis P2 of the control shaft 32. Eccentric rotation. Therefore, the spring force of the bias spring 45 acts on the protruding portion 41 in the vertical upward direction (diameter direction) from below through the plunger 44 and the sliding body 46, whereby the protruding portion 41 is applied to the control shaft 32. As shown by broken line arrows in FIG. 1 and FIG. 7A, a counterclockwise rotational biasing force, that is, a bias torque acts. As a result, the second spur gear 38b is also urged to rotate in one direction as indicated by the arrow in FIG. 4, and the tooth side surfaces elastically contact the opposing tooth side surfaces of the first spur gear 38a to eliminate the backlash gap. .

一方、低速低回転域から機関高速高負荷時に移行した場合は、コントローラ３５からの制御信号によって電動アクチュエータ３４により制御軸３２が回転して制御カム３３を図７Ａ，Ｂに示す位置から反時計方向へ回転させて軸心Ｐ１（肉厚部３３ａ）を図８Ａ，Ｂに示す下方向へ回動させる。このため、ロッカアーム２３は、今度は全体が駆動軸１３に近づく方向に移動して他端部２３ｂが揺動カム１７のカムノーズ部２１を、リンクロッド２５を介して下方へ押圧して該揺動カム１７全体を所定量だけ時計方向へ回動させる。   On the other hand, when the engine speed is shifted from the low speed and low speed range, the control shaft 32 is rotated by the electric actuator 34 by the control signal from the controller 35 and the control cam 33 is rotated counterclockwise from the position shown in FIGS. The shaft center P1 (thick portion 33a) is rotated downward as shown in FIGS. 8A and 8B. For this reason, the rocker arm 23 is moved in the direction approaching the drive shaft 13 this time, and the other end 23b presses the cam nose portion 21 of the swing cam 17 downward via the link rod 25 to swing the rocker arm 23. The entire cam 17 is rotated clockwise by a predetermined amount.

したがって、揺動カム１７のバルブリフター１６上面１６ａに対するカム面２２の当接位置が、図８Ａ，Ｂに示すように右方向位置に移動する。このため、吸気弁１２の開作動時に図８Ａに示すように駆動カム１５が回転してロッカアーム２３の一端部２３ａを、リンクアーム２４を介して押し上げると、バルブリフター１６に対するそのリフト量Ｌ２は図８Ａに示すように大きくなる。   Therefore, the contact position of the cam surface 22 with respect to the upper surface 16a of the valve lifter 16 of the swing cam 17 moves to the right position as shown in FIGS. Therefore, when the drive cam 15 rotates as shown in FIG. 8A and the one end 23a of the rocker arm 23 is pushed up via the link arm 24 when the intake valve 12 is opened, the lift amount L2 with respect to the valve lifter 16 is as shown in FIG. Increases as shown in 8A.

よって、かかる高速高負荷域では、図９の実線で示すようにバルブリフト量も大きくなると共に、各吸気弁１２の開時期が早くなると共に、閉時期が遅くなる。この結果、吸気充填効率が向上し、十分な出力が確保できる。   Therefore, in such a high-speed and high-load region, the valve lift amount increases as shown by the solid line in FIG. 9, the opening timing of each intake valve 12 is advanced, and the closing timing is delayed. As a result, the intake charging efficiency is improved and a sufficient output can be secured.

そして、かかる制御軸３２が最小バルブリフト制御の回転位置から最大バルブリフト制御へリフト増加させる方向へ回転（反時計方向への回転）するに伴い、突出部４１も図７Ａ，Ｂに示す位置から反時計方向へ回動して図２及び図８Ａ，Ｂに示す回動位置、つまり制御軸３２よりも上方位置に回動する。これに伴いプランジャ４４の先端頭部４４ａが、前記突出部４１を図２破線矢印に示すように図１と同じく反時計方向に押圧付勢し続ける。   Then, as the control shaft 32 rotates in the direction of increasing the lift from the rotation position of the minimum valve lift control to the maximum valve lift control (rotation in the counterclockwise direction), the protruding portion 41 also moves from the position shown in FIGS. It rotates counterclockwise and rotates to the rotation position shown in FIG. 2 and FIGS. As a result, the distal end head portion 44a of the plunger 44 continues to press and urge the protruding portion 41 in the counterclockwise direction as shown in FIG.

かかるバイアストルク機構４０のバイアストルクＦｂは、それを単独でみた場合は、図１２ＢのＶ１に示すように、前記小バルブリフト制御時から大リフト制御までほぼ一定のトルクが発生する。   When the bias torque Fb of the bias torque mechanism 40 is viewed alone, a substantially constant torque is generated from the small valve lift control to the large lift control, as indicated by V1 in FIG. 12B.

一方、制御軸３２に作用する交番トルクは、図１２ＣのＧ１に示すように、バイアストルクＦｂと、該バイアストルクが掛からない図１２Ａに示す最小トルク（ＭＩＮ）が互いに打ち消すように作用するため、全体的に小さくなる。   On the other hand, the alternating torque acting on the control shaft 32 acts so that the bias torque Fb and the minimum torque (MIN) shown in FIG. 12A where the bias torque is not applied cancel each other, as indicated by G1 in FIG. 12C. Overall smaller.

このように、制御軸３２に作用する交番トルクが最小バルブリフトから最大バルブリフト制御までの間で小さく抑制されるとともに、制御軸３２は、前述のようにバイアストルクによって常時反時計向へ回転付勢されているため、減速歯車機構３８の第２平歯車３８ｂが同方向へ回転付勢されて、該第２平歯車３８ｂの各歯側面が第１平歯車３８ａの対向する歯側面に常時所定トルクで弾接している。このため、前記両平歯車３８ａ，３８ｂ間のバックラッシ隙間が消失する。したがって、制御軸３２に伝達された交番トルクによる各平歯車３８ａ，３８ｂの衝突が回避されて、該衝突打音の発生を確実に抑制できる。   As described above, the alternating torque acting on the control shaft 32 is suppressed to be small between the minimum valve lift and the maximum valve lift control, and the control shaft 32 is always rotated counterclockwise by the bias torque as described above. Therefore, the second spur gear 38b of the reduction gear mechanism 38 is urged to rotate in the same direction, and each tooth side surface of the second spur gear 38b is always predetermined to the tooth side surface opposite to the first spur gear 38a. Elastic contact with torque. For this reason, the backlash gap between the spur gears 38a, 38b disappears. Therefore, the collision of the spur gears 38a and 38b due to the alternating torque transmitted to the control shaft 32 is avoided, and the occurrence of the hitting sound can be reliably suppressed.

図１０及び図１１は本発明の第２の参考例を示し、バイアス機構４０の付勢手段はほぼ同一であるが、突出部の構造をカム型に変更したものである。すなわち、制御軸３２の他端部３２ｂに一体に設けられたカム型の突出部４６は、全体がほぼ雨滴状を呈し、ベースサークルを構成する基部４６ａが制御軸３２の前端縁に一体に固定されており、この基部４６ａの中心Ｐ３（垂線Ｅ）は制御軸３２の軸心Ｐ２（垂線Ｈ）よりも図示のように僅かに右側に偏倚している。また、該基部４６ａから制御軸３２径方向へ延出した先端部４６ｂが制御軸３２の外径よりも大きく延出していると共に、両側には湾曲状のカム面４７ａ，４７ｂが形成されている。   10 and 11 show a second reference example of the present invention, in which the biasing means of the bias mechanism 40 is substantially the same, but the structure of the protruding portion is changed to a cam type. That is, the cam-shaped protrusion 46 integrally provided on the other end 32 b of the control shaft 32 is substantially in the form of raindrops, and the base 46 a constituting the base circle is integrally fixed to the front end edge of the control shaft 32. The center P3 (perpendicular line E) of the base 46a is slightly deviated to the right as shown in the figure with respect to the axis P2 (perpendicular line H) of the control shaft 32. Further, a distal end portion 46b extending from the base portion 46a in the radial direction of the control shaft 32 extends larger than the outer diameter of the control shaft 32, and curved cam surfaces 47a and 47b are formed on both sides. .

一方、付勢手段は、ボス部４２と、シリンダ４３、プランジャ４４及びバイアススプリング４５の基本構成は第１実施形態と同様であるあり、プランジャ４４の頭部上面４４ｂがバイアススプリング４５のばね力によって突出部４６の一方側カム面４７ａに常時弾接して、該突出部４６を図中反時計方向に回転付勢している。   On the other hand, the biasing means is the same as that of the first embodiment in the basic configuration of the boss portion 42, the cylinder 43, the plunger 44 and the bias spring 45, and the head upper surface 44b of the plunger 44 is driven by the spring force of the bias spring 45. The protrusion 46 is always elastically brought into contact with the one cam surface 47a of the protrusion 46, and the protrusion 46 is urged to rotate counterclockwise in the drawing.

そして、このバイアストルクは、突出部４６が細長いカム型に形成されていることから、単独でみると図１２ＢのＶ２に示すように最小から中リフト域まではカム面４７ａのベースサークルからランプ領域になるため、比較的小さなトルクになるが、最大リフト領域になると大きなバイアストルクになる。したがって、この突出部４６によるバイアストルクを制御軸３２に作用させると、最小交番トルク（ＭＩＮ）が抑制されて、その合成トルクは図１２ＣのＧ２に示すように第１実施形態の場合よりも全体に効果的に低減される。この結果、電動アクチュエータ３４の駆動負荷を小さくすることが可能になる。   This bias torque is such that the protrusion 46 is formed in a slender cam shape. Therefore, when viewed alone, as shown by V2 in FIG. Therefore, a relatively small torque is obtained, but a large bias torque is obtained in the maximum lift region. Therefore, when the bias torque by the protrusion 46 is applied to the control shaft 32, the minimum alternating torque (MIN) is suppressed, and the combined torque is larger than that in the first embodiment as indicated by G2 in FIG. 12C. Is effectively reduced. As a result, the driving load of the electric actuator 34 can be reduced.

また、このバイアストルクによって制御軸３２を介して両平歯車３８ａ，３８ｂ間のバックラッシ隙間を消失できるため、各歯側面間の衝突の発生を抑制できる。   Further, since the backlash gap between the spur gears 38a and 38b can be eliminated by the bias torque via the control shaft 32, occurrence of a collision between the tooth side surfaces can be suppressed.

以下、本発明の実施形態を説明する。この各実施形態では前述のようなバイアス機構を備えずに、主として制御カム３３と支持孔２３ｄ間のフリクションの低減による交番トルクの伝達抑制を図っている。   Embodiments of the present invention will be described below. In each of the embodiments, the transmission of alternating torque is mainly suppressed by reducing the friction between the control cam 33 and the support hole 23d without including the bias mechanism as described above.

図１３は請求項１の発明に対応する実施形態を示し、可変動弁装置の基本構造は前述の参考例と同じであって、この特徴的構成は、前記ロッカアーム２３の筒状基部２３ｃ内に貫通形成された前記支持孔２３ｄの内周面に、油溝５０を形成したものである。   FIG. 13 shows an embodiment corresponding to the invention of claim 1, and the basic structure of the variable valve operating device is the same as that of the above-mentioned reference example, and this characteristic configuration is provided in the cylindrical base portion 23 c of the rocker arm 23. An oil groove 50 is formed on the inner peripheral surface of the support hole 23d formed through.

すなわち、この油溝５０は、支持孔２３ｄの内周面の駆動軸１３側内周面に円弧状に切欠形成されている。また、この油溝５０には、前記制御軸３２の内部軸心方向に形成された油通路５１及び制御軸３２と制御カム３３の直径方向に連続して形成された油孔５２から潤滑油が供給されるようになっている。   That is, the oil groove 50 is formed in a circular arc shape on the inner peripheral surface of the support hole 23d on the drive shaft 13 side. The oil groove 50 receives lubricating oil from an oil passage 51 formed in the inner axial direction of the control shaft 32 and an oil hole 52 formed continuously in the diameter direction of the control shaft 32 and the control cam 33. It comes to be supplied.

したがって、この実施形態によれば、油溝５０内に供給された潤滑油によってロッカアーム２３の支持孔２３の内周面と制御カム３３の外周面との間に常時油膜が形成されて、両者２３、３３間を流体潤滑状態にすることできる。このため、両者２３、３３間のフリクションを大幅に低減することが可能になり、ロッカアーム２３に伝達された前述の交番トルクの制御カム３３に対する伝達、つまりロッカアーム２３の揺動による制御カム３３の連れ回りが防止される。   Therefore, according to this embodiment, an oil film is always formed between the inner peripheral surface of the support hole 23 of the rocker arm 23 and the outer peripheral surface of the control cam 33 by the lubricating oil supplied into the oil groove 50. , 33 can be in a fluid lubrication state. For this reason, it becomes possible to significantly reduce the friction between the two 23 and 33, and the transmission of the above-mentioned alternating torque transmitted to the rocker arm 23 to the control cam 33, that is, the accompanying movement of the control cam 33 by the rocker arm 23 swinging. Rotation is prevented.

この結果、制御軸３２から減速歯車機構３８への交番トルクの伝達が抑制されて、各歯３８ａ，３８ｂ間の打音の発生を防止できると共に、制御軸３２の駆動負荷を低減できる。   As a result, the transmission of alternating torque from the control shaft 32 to the reduction gear mechanism 38 is suppressed, so that it is possible to prevent the occurrence of sound hitting between the teeth 38a and 38b and to reduce the drive load of the control shaft 32.

特に、油溝５０を支持孔２３ｄ内周面の駆動軸１３側に形成したため、バルブスプリング１０のばね反力がロッカアーム２３から制御カム３３に作用する図８に示す最大リフト制御時におけるロッカアーム２３の揺動によるバルブリフト上昇時の両者２３、３３間のフリクションを効果的に低減させることが可能になる。   In particular, since the oil groove 50 is formed on the drive shaft 13 side of the inner peripheral surface of the support hole 23d, the spring reaction force of the valve spring 10 acts on the control cam 33 from the rocker arm 23, and the rocker arm 23 during the maximum lift control shown in FIG. It is possible to effectively reduce the friction between the two 23 and 33 when the valve lift is raised by the swing.

また、図１４は請求項２の発明に対応する実施形態を示し、ロッカアーム２３の支持孔２３ｄが形成された基部２３ｃの駆動軸１３側の部位２３ｅを肉厚に形成して、かかる部位２３ｅの剛性を高くしたものである。   FIG. 14 shows an embodiment corresponding to the invention of claim 2, and a portion 23 e on the drive shaft 13 side of the base portion 23 c where the support hole 23 d of the rocker arm 23 is formed is formed thick, and the portion 23 e High rigidity.

このため、例えば、最小リフトから最大リフト制御に移行する際に、バルブリフト上昇方向への揺動に伴うロッカアーム２３の両端部２３ａ，ｂ（Ｚ１，Ｚ２）に作用する入力荷重Ｆａ，Ｆ_Rとその制御カム３３の反力（大矢印）とによって発生し易い基部２３ｃ（支持孔２３ｄ）の駆動軸１３側の部位２３ｅの変形が抑制される。この結果、支持孔２３ｄの変形による制御カム３３の外周面と支持孔２３ｄの内周面との部分的な圧接によるフリクションの増加が抑制されて、ロッカアーム２３から制御カム３３及び制御軸３２への交番トルクの伝達を抑制できる。 Thus, for example, in the transition from the minimum lift to maximum lift control, both ends 23a, b (Z1, Z2) input load acting on Fa of the rocker arm 23 accompanying the swinging of the valve lift upward, and F _R Deformation of the portion 23e on the drive shaft 13 side of the base 23c (support hole 23d) that is likely to be generated by the reaction force (large arrow) of the control cam 33 is suppressed. As a result, an increase in friction due to partial pressure contact between the outer peripheral surface of the control cam 33 and the inner peripheral surface of the support hole 23d due to the deformation of the support hole 23d is suppressed, and the rocker arm 23 to the control cam 33 and the control shaft 32 are suppressed. Transmission of alternating torque can be suppressed.

図１５は請求項３の発明に対応する実施形態を示し、制御カム３３の外周面と支持孔２３ｄの内周面との間の所定部位６０に潤滑油を供給するようにしたものである。すなわち、所定部位６０とは、図示するようにロッカアーム２３が前記制御カム３３の外周面を介してバルブリフト方向に揺動する側の位置であり、この部位６０には、請求項１の実施形態と同じく制御軸３２の内部軸心方向に形成された油通路６１と該制御軸３２と制御カム３３のほぼ径方向に穿設された油孔６２から潤滑油が常時供給されるようになっている。   FIG. 15 shows an embodiment corresponding to the third aspect of the invention, in which lubricating oil is supplied to a predetermined portion 60 between the outer peripheral surface of the control cam 33 and the inner peripheral surface of the support hole 23d. That is, the predetermined portion 60 is a position on the side where the rocker arm 23 swings in the valve lift direction via the outer peripheral surface of the control cam 33 as shown in the figure. Similarly, the lubricating oil is always supplied from the oil passage 61 formed in the inner axial direction of the control shaft 32 and the oil hole 62 formed in the radial direction of the control shaft 32 and the control cam 33. Yes.

したがって、この実施形態によれば、制御軸３２の回転による例えば最小リフト制御位置から最大リフト制御までの途中において、バルブリフト上昇方向にロッカアーム２３が揺動する（矢印方向）と、制御カム３３の外周面と支持孔２３ｄ内周面との大きな圧接荷重位置が所定部位６０の上端側から下端側へ移行するが、この時、油孔６２の外側開口端６２ａが順次所定部位６０の上端側から下端側に移動して所定部位６０側へ常に潤滑油を積極的に供給する。このため、両者２３ｄ，３３間に油膜が形成されて、潤滑性が向上する。この結果、ロッカアーム２３の揺動に伴う制御軸３２の連れ回りが防止され、ロッカアーム２３からの交番トルク伝達が抑制される。   Therefore, according to this embodiment, when the rocker arm 23 swings in the valve lift upward direction (in the direction of the arrow) in the middle of, for example, the minimum lift control position to the maximum lift control due to the rotation of the control shaft 32, the control cam 33 A large pressure contact position between the outer peripheral surface and the inner peripheral surface of the support hole 23d shifts from the upper end side to the lower end side of the predetermined portion 60. At this time, the outer open end 62a of the oil hole 62 sequentially moves from the upper end side of the predetermined portion 60. It moves to a lower end side and always supplies lubricating oil positively to the predetermined part 60 side. For this reason, an oil film is formed between both 23d and 33, and lubricity improves. As a result, the rotation of the control shaft 32 accompanying the swing of the rocker arm 23 is prevented, and the transmission of alternating torque from the rocker arm 23 is suppressed.

また、請求項４に対応した実施形態としては、ロッカアーム２３の支持孔２３ｄの内周面と該内周面に摺接する制御カム３３の外周面との間の摩擦係数（表面粗さ）を、前記制御軸３２を軸支する軸受１４の軸受孔内周面と制御軸３２の外周面との間の摩擦係数（表面粗さ）よりも小さく設定した。   As an embodiment corresponding to claim 4, the coefficient of friction (surface roughness) between the inner peripheral surface of the support hole 23 d of the rocker arm 23 and the outer peripheral surface of the control cam 33 slidably contacting the inner peripheral surface is The friction coefficient (surface roughness) between the inner peripheral surface of the bearing hole of the bearing 14 that supports the control shaft 32 and the outer peripheral surface of the control shaft 32 was set.

前述のように、前記支持孔２３ｄの内周面と制御カム３２の外周面との間には、所定係数のフリクションが発生している一方、前記制御軸３２も、該制御軸３２を回転自在に支持する軸受１４との間に、当然のことながらフリクションが発生している。   As described above, a predetermined coefficient of friction is generated between the inner peripheral surface of the support hole 23d and the outer peripheral surface of the control cam 32. On the other hand, the control shaft 32 can also freely rotate the control shaft 32. As a matter of course, friction is generated between the bearing 14 and the bearing 14.

したがって、前記支持孔２３ｄと制御カム３３との間のフリクションを、前記両者１４、３２間のフリクションよりも小さく設定したことにより、ロッカアーム２３の揺動による制御カム３３の連れ回りが抑制されるとともに、軸受１４側のフリクションによって制御軸３２の挙動の不安定化を抑制できる。この結果、減速歯車機構３８の打音の発生を防止できる。   Therefore, by setting the friction between the support hole 23d and the control cam 33 to be smaller than the friction between the both 14 and 32, the rotation of the control cam 33 due to the rocking of the rocker arm 23 is suppressed. Instability of the behavior of the control shaft 32 can be suppressed by the friction on the bearing 14 side. As a result, it is possible to prevent the hitting sound of the reduction gear mechanism 38.

さらに、請求項４の発明の異なる実施形態としては、前記制御カム３３の外周面に、例えばフッソ樹脂などの低摩擦材を形成して、前記制御軸３２と軸受１４との間の摩擦係数よりも小さく設定した。したがって、先の実施の形態と同じ作用効果が得られる。   Furthermore, as a different embodiment of the invention of claim 4, a low friction material such as fluorine resin is formed on the outer peripheral surface of the control cam 33, and the friction coefficient between the control shaft 32 and the bearing 14 is determined. Was also set small. Therefore, the same effect as the previous embodiment can be obtained.

本発明に係る可変動弁装置の参考例を示す図４のＡ矢視図である。FIG. 5 is a view taken in the direction of an arrow A in FIG. 4 showing a reference example of the variable valve operating apparatus according to the present invention. 同可変動弁装置の作用を示す図４のＡ矢視図である。It is A arrow line view of FIG. 4 which shows the effect | action of the variable valve operating apparatus. 同可変動弁装置を示す図４のＢ−Ｂ線断面図である。It is the BB sectional view taken on the line of FIG. 4 which shows the variable valve apparatus. 同可変動弁装置の要部側面図である。It is a principal part side view of the variable valve operating apparatus. 同可変動弁装置に供される駆動カムの斜視図である。It is a perspective view of the drive cam provided to the variable valve operating apparatus. 同可変動弁装置に供される揺動カムのカム面のリフト特性図である。It is a lift characteristic figure of the cam surface of the rocking cam provided for the variable valve operating apparatus. Ａは最小バルブリフト制御時の閉弁状態を示す作用説明図、Ｂは開弁状態の作用説明図である。A is an operation explanatory view showing a closed state during minimum valve lift control, and B is an operation explanatory view in a valve open state. Ａは最大バルブリフト制御時の開弁状態を示す作用説明図。Ｂは閉弁状態の作用説明図である。A is operation | movement explanatory drawing which shows the valve opening state at the time of maximum valve lift control. B is an explanatory view of the operation in the valve-closed state. 可変動弁装置のバルブリフト特性図である。It is a valve lift characteristic view of a variable valve gear. 第２の参考例に供されるバイアス機構の正面図である。It is a front view of the bias mechanism provided for the second reference example. 同バイアス機構の作用説明図である。It is an operation explanatory view of the bias mechanism. Ａはバイアス機構を有しない制御軸に発生する偏荷重トルク特性図、Ｂはバイアス機構によるバイアストルク特性図、Ｃは前記ＡとＢの合成力による制御軸に発生する荷重トルク特性図である。A is an uneven load torque characteristic diagram generated on a control shaft having no bias mechanism, B is a bias torque characteristic diagram generated by the bias mechanism, and C is a load torque characteristic diagram generated on the control shaft by the combined force of A and B. 本願の請求項１に対応した実施形態の要部を示す概略図である。It is the schematic which shows the principal part of embodiment corresponding to Claim 1 of this application. 本願の請求項２に対応した実施形態の要部を示す概略図である。It is the schematic which shows the principal part of embodiment corresponding to Claim 2 of this application. 本願の請求項３に対応した実施形態の要部を示す概略図である。It is the schematic which shows the principal part of embodiment corresponding to Claim 3 of this application. 先願に係る可変動弁装置の要部断面図。Sectional drawing of the principal part of the variable valve apparatus which concerns on a prior application.

符号の説明Explanation of symbols

１０…バルブスプリング
１１…シリンダヘッド
１２…吸気弁
１３…駆動軸
１４…軸受
１５…駆動カム
１７…揺動カム
１８…伝達機構
１９…可変機構
２３…ロッカアーム
２３ａ，２３ｂ…端部
２３ｄ…支持孔
２３ｅ…肉厚部位
３２…制御軸
３３…制御カム
３８…減速歯車機構
５０…油溝
５２・６２…油孔
６０…所定部位 DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Valve spring 11 ... Cylinder head 12 ... Intake valve 13 ... Drive shaft 14 ... Bearing 15 ... Drive cam 17 ... Swing cam 18 ... Transmission mechanism 19 ... Variable mechanism 23 ... Rocker arm 23a, 23b ... End part 23d ... Support hole 23e ... Thick part 32 ... Control shaft 33 ... Control cam 38 ... Reduction gear mechanism 50 ... Oil groove 52/62 ... Oil hole 60 ... Predetermined part

Claims (5)

機関のクランク軸に同期して回転し、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、
バルブスプリングのばね力に抗して機関弁を開作動させる揺動カムと、
一端部が前記駆動カムに連係する一方、他端部が前記揺動カムに連係したロッカアームと、
該ロッカアームを、偏心制御カムを介して揺動自在に支承する制御軸と、
該制御軸を回転駆動させるアクチュエータと、を備え、
機関運転状態に応じて前記制御軸の回転位置を制御してロッカアームの揺動支点位置を変化させて機関弁のリフト量を可変制御する内燃機関の可変動弁装置であって、
前記制御カムが挿通支持するロッカアームの支持孔の前記駆動軸側内周面に、油溝を形成したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 A drive shaft that rotates in synchronization with the crankshaft of the engine and has a drive cam provided on the outer periphery;
A swing cam that opens the engine valve against the spring force of the valve spring;
A rocker arm having one end linked to the drive cam and the other end linked to the swing cam;
A control shaft for swingably supporting the rocker arm via an eccentric control cam;
An actuator for rotationally driving the control shaft,
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that controls the rotational position of the control shaft according to an engine operating state to change the rocking fulcrum position of the rocker arm to variably control the lift amount of the engine valve,
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, wherein an oil groove is formed on an inner peripheral surface of the drive shaft side of a support hole of a rocker arm through which the control cam is inserted and supported. 機関のクランク軸に同期して回転し、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、
バルブスプリングのばね力に抗して機関弁を開作動させる揺動カムと、
一端部が前記駆動カムに連係する一方、他端部が前記揺動カムに連係したロッカアームと、
該ロッカアームを、制御カムを介して揺動自在に支承する制御軸と、
該制御軸を回転駆動させるアクチュエータと、を備え、
機関運転状態に応じて前記制御軸の回転位置を制御してロッカアームの揺動支点位置を変化させて機関弁のリフト量を可変制御する内燃機関の可変動弁装置であって、
前記ロッカアームの前記制御カムが挿通支持する支持孔が形成された前記駆動軸側の部位を、高剛性に形成したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 A drive shaft that rotates in synchronization with the crankshaft of the engine and has a drive cam provided on the outer periphery;
A swing cam that opens the engine valve against the spring force of the valve spring;
A rocker arm having one end linked to the drive cam and the other end linked to the swing cam;
A control shaft for swingably supporting the rocker arm via a control cam;
An actuator for rotationally driving the control shaft,
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that controls the rotational position of the control shaft according to an engine operating state to change the rocking fulcrum position of the rocker arm to variably control the lift amount of the engine valve,
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, characterized in that a portion on the drive shaft side in which a support hole through which the control cam of the rocker arm is inserted and supported is formed with high rigidity. 機関のクランク軸に同期して回転し、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、
バルブスプリングのばね力に抗して機関弁を開作動させる揺動カムと、
一端部が前記駆動カムに連係する一方、他端部が前記揺動カムに連係したロッカアームと、
該ロッカアームを、制御カムを介して揺動自在に支承する制御軸と、
該制御軸を回転駆動させるアクチュエータと、を備え、
機関運転状態に応じて前記制御軸の回転位置を制御してロッカアームの揺動支点位置を変化させて機関弁のリフト量を可変制御する内燃機関の可変動弁装置であって、
前記制御カムの外周面と該制御カムが挿通支持するロッカアームの支持孔の内周面との間で、かつ前記ロッカアームが前記制御カムの外周面を介してバルブリフト方向に揺動する側の位置に、潤滑油を供給したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 A drive shaft that rotates in synchronization with the crankshaft of the engine and has a drive cam provided on the outer periphery;
A swing cam that opens the engine valve against the spring force of the valve spring;
A rocker arm having one end linked to the drive cam and the other end linked to the swing cam;
A control shaft for swingably supporting the rocker arm via a control cam;
An actuator for rotationally driving the control shaft,
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that controls the rotational position of the control shaft according to an engine operating state to change the rocking fulcrum position of the rocker arm to variably control the lift amount of the engine valve,
Position between the outer peripheral surface of the control cam and the inner peripheral surface of the support hole of the rocker arm through which the control cam is inserted and supported, and on the side where the rocker arm swings in the valve lift direction via the outer peripheral surface of the control cam Further, a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, characterized in that lubricating oil is supplied. 機関のクランク軸に同期して回転し、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、
バルブスプリングのばね力に抗して機関弁を開作動させる揺動カムと、
一端部が前記駆動カムに連係する一方、他端部が前記揺動カムに連係したロッカアームと、
シリンダヘッド上に軸受を介して回転自在に支持され、前記ロッカアームを、制御カムを介して揺動自在に支承する制御軸と、
該制御軸を回転駆動させるアクチュエータと、を備え、
機関運転状態に応じて前記制御軸の回転位置を制御してロッカアームの揺動支点位置を変化させて機関弁のリフト量を可変制御する内燃機関の可変動弁装置であって、
前記制御カムと該制御カムが挿通支持する前記ロッカアームの支持孔との間の摩擦係数を、前記制御軸と軸受との間の摩擦係数よりも小さくしたことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 A drive shaft that rotates in synchronization with the crankshaft of the engine and has a drive cam provided on the outer periphery;
A swing cam that opens the engine valve against the spring force of the valve spring;
A rocker arm having one end linked to the drive cam and the other end linked to the swing cam;
A control shaft that is rotatably supported on a cylinder head via a bearing and supports the rocker arm so as to be swingable via a control cam;
An actuator for rotationally driving the control shaft,
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that controls the rotational position of the control shaft according to an engine operating state to change the rocking fulcrum position of the rocker arm to variably control the lift amount of the engine valve,
A variable valve for an internal combustion engine, characterized in that a friction coefficient between the control cam and a support hole of the rocker arm inserted and supported by the control cam is smaller than a friction coefficient between the control shaft and a bearing. apparatus. 前記制御カムの外周面に低摩擦材を形成して、該制御カムと前記ロッカアーム支持孔との摩擦係数を、前記制御軸と軸受との間の摩擦係数よりも小さくしたことを特徴とする請求項４に記載の内燃機関の可変動弁装置。 A low friction material is formed on an outer peripheral surface of the control cam, and a friction coefficient between the control cam and the rocker arm support hole is made smaller than a friction coefficient between the control shaft and the bearing. Item 5. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to Item 4.

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