JP2009138623A - Valve gear for internal combustion engine - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、内燃機関の動弁機構に関し、特にカムシャフトが揺動し、ロッカーアームを介して弁体を駆動する動弁機構に関する。 The present invention relates to a valve operating mechanism for an internal combustion engine, and more particularly to a valve operating mechanism in which a camshaft swings to drive a valve element via a rocker arm.
近年では、内燃機関のさらなる高性能化を図るべく、体積効率の向上が課題となっている。体積効率の向上のためには、まず吸入空気量を増大させることが必要であり、そのためには同一作動角あたりの吸気バルブのリフト量を増大させることが有効である。 In recent years, improvement in volumetric efficiency has been an issue in order to further improve the performance of internal combustion engines. In order to improve volumetric efficiency, it is first necessary to increase the amount of intake air. For this purpose, it is effective to increase the lift amount of the intake valve per the same operating angle.
一般に、同一作動角におけるバルブリフト量を増大させるためには、ロッカーアームを介して吸気バルブを開閉駆動する方が、レバー比（バルブ接触点から支持部までの距離と、フォロア接触点から支持部までの距離との比）によるリフト量増大の効果が得られるため有利であり、特許文献１には、すべりタイプのカムフォロアを備えるロッカーアームを用いた動弁機構が開示されている。
ところで、すべりタイプのカムフォロアを用いる場合には、フォロア部分の曲率を小さくするほど、リフト量を増大させるために必要なトラベル（カムとカムフォロアとの接触点の軌跡）は長くなる。そして、トラベルが増大すると、駆動中にレバー比が過剰に大きくなる状況が生じ、カム−カムフォロア間接触荷重の増大や、カム軸駆動トルクの増加等といった動弁系に悪影響を及ぼす要因が発生する。 By the way, when using a slide type cam follower, the smaller the curvature of the follower portion, the longer the travel (the locus of the contact point between the cam and the cam follower) required to increase the lift amount. When the travel increases, the lever ratio becomes excessively large during driving, causing factors that adversely affect the valve system, such as an increase in the cam-cam follower contact load and an increase in the camshaft drive torque. .
一方、カムフォロアの曲率を大きくするほど、トラベルの増大は抑制できるが、カム−カムフォロア間接触面圧が増大するので、フリクションの増大や摩耗の促進という問題が生じるおそれがある。特に、カムフォロアのバルブリフト初期のカムとの接触点近傍が摩耗すると、気筒間のバルブリフト量のバラツキによるアイドリング性能の悪化や、振動の増大という問題が生じる。 On the other hand, as the curvature of the cam follower is increased, the increase in travel can be suppressed. However, since the contact surface pressure between the cam and the cam follower is increased, there is a possibility that problems such as increased friction and accelerated wear may occur. In particular, when the vicinity of the contact point of the cam follower with the cam at the initial stage of valve lift is worn, problems such as deterioration in idling performance due to variations in the amount of valve lift between cylinders and an increase in vibration occur.
そこで、本発明では、ロッカーアームを用いる動弁装置において、動弁系に悪影響を及ぼす要因の発生や、フリクションの増大、摩耗の促進という問題を回避することを目的とする。 Therefore, an object of the present invention is to avoid problems such as generation of factors that adversely affect the valve operating system, increase in friction, and acceleration of wear in a valve operating apparatus using a rocker arm.
本発明は、機関の回転に同期して揺動する揺動カムと、一方の端部付近には支持部、他方の端部付近には機関弁と接触する弁接触部を備え、揺動カムに接触するカムフォロア部を支持部と弁接触部との間に備えるロッカーアームと、を備える内燃機関の動弁装置に関する。そして、揺動カムのカム面は揺動軸に対して弁接触部と反対側に突出しており、カムフォロア部は少なくとも２つ以上の異なる曲率の円弧からなるプロフィルを有し、かつ支持部側の方が弁接触部側よりも曲率が大きいことを特徴とする。 The present invention includes a swing cam that swings in synchronization with the rotation of the engine, a support portion near one end, and a valve contact portion that contacts an engine valve near the other end. The present invention relates to a valve operating apparatus for an internal combustion engine, comprising: a rocker arm provided with a cam follower portion that contacts the valve between a support portion and a valve contact portion. The cam surface of the swing cam protrudes on the opposite side of the valve contact portion with respect to the swing shaft, the cam follower portion has a profile composed of at least two arcs having different curvatures, and is provided on the support portion side. This is characterized in that the curvature is larger than that on the valve contact portion side.
本発明によれば、リフト量が大きくなるにつれて、カムフォロア部は曲率の大きな部分で揺動カムと接触することになるので、バルブリフト初期の接触点近傍の摩耗を回避しつつ、トラベルの増大を抑制することができる。 According to the present invention, as the lift amount increases, the cam follower portion comes into contact with the swing cam at a portion having a large curvature, so that the travel is increased while avoiding wear near the contact point at the initial stage of the valve lift. Can be suppressed.
以下本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
図１は、本実施形態で使用するバルブのリフト量及び作動角を可変に制御することができる可変動弁機構の、揺動カム駆動部分についての概略図であり、シリンダヘッド（図示せず）に備えられる。図２は動弁機構の吸気バルブ駆動部分についての概略図（エンジンフロント側から見た図）である。 FIG. 1 is a schematic view of a swinging cam drive portion of a variable valve mechanism that can variably control the lift amount and operating angle of a valve used in this embodiment, and a cylinder head (not shown). Prepared for. FIG. 2 is a schematic diagram (seen from the engine front side) of the intake valve driving portion of the valve operating mechanism.
なお、ここでいうリフト量とは最大リフト量のことをいう。また、リフト量の可変制御とは最大リフト量を可変制御することをいい、クランクシャフトの回転に同期して開閉する際のリフト量変化は除くものである。 The lift amount here means the maximum lift amount. Further, the variable control of the lift amount means that the maximum lift amount is variably controlled, and excludes the lift amount change when opening and closing in synchronization with the rotation of the crankshaft.
本可変動弁機構は、吸気バルブ１８のリフト・作動角を変化させるリフト・作動角可変機構１３と、そのリフトの中心角の位相（クランクシャフトに対する位相）を進角もしくは遅角させる位相可変機構１２と、が組み合わされて構成されている。 The variable valve mechanism includes a lift / operation angle variable mechanism 13 that changes the lift / operation angle of the intake valve 18 and a phase variable mechanism that advances or retards the phase of the center angle of the lift (phase relative to the crankshaft). 12 are combined.
なお、このリフト・作動角可変機構１３は、本出願人が先に提案し、位相可変機構１２とともに特開２００２−８９３０３号公報や特開２００２−８９３４１号公報等によって公知となっているので、その概要のみを説明する。 The lift / operating angle variable mechanism 13 has been previously proposed by the applicant of the present invention and is known together with the phase variable mechanism 12 in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-89303 and Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-89341. Only the outline will be described.
リフト・作動角可変機構１３は、シリンダヘッド上部の図示せぬカムブラケットに回転自在に支持された中空状の駆動軸１と、この駆動軸１に圧入等により固定された偏心カム２と、駆動軸１の上方位置に同じカムブラケットによって回転自在に支持されるとともに駆動軸１と平行に配置された制御軸７と、この制御軸７の偏心カム部８に揺動自在に支持された可変動弁用ロッカーアーム４と、各吸気バルブ１８の上端部に接触する弁接触部としてのバルブフォロア１７を備え、支持部１９を軸として揺動可能に備えられたバルブ駆動用ロッカーアーム（以下、単にロッカーアームという）１５と、ロッカーアーム１５を介して吸気バルブ１８を開閉駆動する揺動カム６と、を備えている。可変動弁用ロッカーアーム４は一方の端部付近が連結ピン１０を介してリンクアーム３の上方側端部と連結されており、他方の端部付近が連結ピン９を介してリンク部材５の上方側端部と連結されている。リンク部材５の下方側端部は連結ピン１１を介して揺動カム６と連結されている。 The lift / operating angle variable mechanism 13 includes a hollow drive shaft 1 rotatably supported by a cam bracket (not shown) above the cylinder head, an eccentric cam 2 fixed to the drive shaft 1 by press-fitting, and the like. A control shaft 7 rotatably supported by the same cam bracket at a position above the shaft 1 and arranged parallel to the drive shaft 1, and a variable motion swingably supported by an eccentric cam portion 8 of the control shaft 7. A valve drive rocker arm (hereinafter simply referred to as a valve drive rocker arm) provided with a valve rocker arm 4 and a valve follower 17 as a valve contact portion that contacts the upper end portion of each intake valve 18 and swingable about a support portion 19 as an axis. (Referred to as a rocker arm) 15 and a swing cam 6 that drives the intake valve 18 to open and close via the rocker arm 15. The variable valve rocker arm 4 has one end near the upper end of the link arm 3 via a connecting pin 10 and the other end near the link member 5 via a connecting pin 9. It is connected to the upper side end. The lower end portion of the link member 5 is connected to the swing cam 6 via a connecting pin 11.
支持部１９は、いわゆるオイルピボットであるＨＬＡ（ハイドロリック・ラッシュ・アジャスタ）タイプの支持部材１９ａにより支持し、揺動カム６とカムフォロア１６とのクリアランス（バルブクリアランス）をゼロに保つ。なお、ラッシュアジャスタ機能を有するものであれば、ＨＬＡに限らず、例えばバネ等により支持部１９を押圧するものであってもよい。 The support portion 19 is supported by an HLA (hydraulic lash adjuster) type support member 19a which is a so-called oil pivot, and maintains a clearance (valve clearance) between the swing cam 6 and the cam follower 16 at zero. In addition, as long as it has a lash adjuster function, not only HLA but the support part 19 may be pressed with a spring etc., for example.
駆動軸１は、後述するように、タイミングチェーンないしはタイミングベルトを介して機関のクランクシャフトによって駆動されるものである。 As will be described later, the drive shaft 1 is driven by a crankshaft of an engine via a timing chain or a timing belt.
偏心カム２は、円形外周面を有し、該外周面の中心が駆動軸１の軸心から所定量だけオフセットしているとともに、この外周面に、リンクアーム３の環状部３ａが回転可能に嵌合している。 The eccentric cam 2 has a circular outer peripheral surface, and the center of the outer peripheral surface is offset from the shaft center of the drive shaft 1 by a predetermined amount, and the annular portion 3a of the link arm 3 is rotatable on the outer peripheral surface. It is mated.
可変動弁用ロッカーアーム４は、略中央部を偏心カム部８が回転可能に貫通している。偏心カム部８は、制御軸７の軸心から偏心しており、従って、制御軸７の角度位置に応じて可変動弁用ロッカーアーム４の揺動中心は変化する。 The variable valve rocker arm 4 has an eccentric cam portion 8 penetrating through a substantially central portion thereof. The eccentric cam portion 8 is eccentric from the axis of the control shaft 7, and accordingly, the swing center of the variable valve rocker arm 4 changes according to the angular position of the control shaft 7.
揺動カム６は、駆動軸１の外周に嵌合して回転自在に支持されており、駆動軸１の軸方向に対して直角方向へ延びた端部付近に、前述したようにリンク部材５の下端部が連結ピン１１を介して連結している。この揺動カム６の下面には、駆動軸１と同心状の円弧をなす基円面６ｃと、該基円面６ｃから上記端部へと所定の曲線を描いて延びるカム面６ｂと、が連続して形成されており、これらの基円面６ｃならびにカム面６ｂが、揺動カム６の揺動位置に応じてカムフォロア１６に接触するようになっている。 The swing cam 6 is fitted to the outer periphery of the drive shaft 1 and is rotatably supported. As described above, the link member 5 is provided near the end portion extending in the direction perpendicular to the axial direction of the drive shaft 1. Are connected via a connecting pin 11. On the lower surface of the swing cam 6, there are a base circle surface 6c that forms a concentric arc with the drive shaft 1, and a cam surface 6b that extends from the base circle surface 6c to the end portion in a predetermined curve. The base circle surface 6c and the cam surface 6b are in contact with the cam follower 16 according to the swing position of the swing cam 6.
すなわち、基円面６ｃはベースサークル区間として、リフト量がゼロとなる区間であり、揺動カム６が揺動してカム面６ｂがカムフォロア１６に接触すると、ロッカーアーム１５は支持部１９を軸として傾き、吸気バルブ１８は徐々にリフトしていくことになる。なお、ベースサークル区間とリフト区間との間には若干のランプ区間が設けられている。 That is, the base circle surface 6c is a section in which the lift amount becomes zero as a base circle section. When the swing cam 6 swings and the cam surface 6b contacts the cam follower 16, the rocker arm 15 pivots on the support portion 19. And the intake valve 18 gradually lifts. A slight ramp section is provided between the base circle section and the lift section.
制御軸７は、図１に示すように、一方の端部に設けられたリフト・作動角制御用油圧アクチュエータ１４によって所定角度範囲内で回転するように構成されている。このリフト・作動角制御用油圧アクチュエータ１４への油圧供給は、図示しないエンジンコントロールユニットからの制御信号に基づいて制御されている。 As shown in FIG. 1, the control shaft 7 is configured to rotate within a predetermined angle range by a lift / operating angle control hydraulic actuator 14 provided at one end. The hydraulic pressure supply to the lift / operating angle control hydraulic actuator 14 is controlled based on a control signal from an engine control unit (not shown).
このリフト・作動角可変機構１３の作用を説明する。駆動軸１が回転すると、偏心カム２のカム作用によってリンクアーム３が上下動し、これに伴って可変動弁用ロッカーアーム４が制御軸７を揺動軸として揺動する。この可変動弁用ロッカーアーム４の揺動は、リンク部材５を介して揺動カム６へ伝達され、該揺動カム６が揺動する。この揺動カム６のカム作用によって、カムフォロア１６が押圧され、ロッカーアーム１５が傾いて吸気バルブ１８がリフトする。 The operation of the lift / operating angle variable mechanism 13 will be described. When the drive shaft 1 rotates, the link arm 3 moves up and down by the cam action of the eccentric cam 2, and accordingly, the variable valve rocker arm 4 swings around the control shaft 7 as a swing shaft. The swing of the variable valve rocker arm 4 is transmitted to the swing cam 6 via the link member 5, and the swing cam 6 swings. The cam follower 16 is pressed by the cam action of the swing cam 6, the rocker arm 15 is tilted, and the intake valve 18 is lifted.
ここで、リフト・作動角制御用油圧アクチュエータ１４を介して制御軸７の角度が変化すると、可変動弁用ロッカーアーム４の揺動中心位置が変化し、ひいては揺動カム６の初期揺動位置が変化する。 Here, when the angle of the control shaft 7 is changed via the lift / operating angle control hydraulic actuator 14, the swing center position of the variable valve rocker arm 4 is changed, and as a result, the initial swing position of the swing cam 6. Changes.
例えば、偏心カム部８が上方に位置しているとすると、可変動弁用ロッカーアーム４は全体として上方へ位置し、連結ピン１１が相対的に上方へ引き上げられた状態となる。つまり、揺動カム６の初期揺動位置は、そのカム面６ｂがカムフォロア１６から離れる方向に傾く。従って、駆動軸１の回転に伴って揺動カム６が揺動した際に、基円面６ｃが長い間カムフォロア１６に接触し続け、カム面６ｂがカムフォロア１６に接触する期間は短い。このためリフト量が全体として小さくなり、かつ、その開時期から閉時期までの角度範囲、すなわちカムの作動角も縮小する。 For example, if the eccentric cam portion 8 is positioned upward, the variable valve rocker arm 4 is positioned upward as a whole, and the connecting pin 11 is relatively lifted upward. That is, the initial swing position of the swing cam 6 is tilted in a direction in which the cam surface 6 b is separated from the cam follower 16. Therefore, when the swing cam 6 swings as the drive shaft 1 rotates, the base circle surface 6c continues to contact the cam follower 16 for a long time, and the period during which the cam surface 6b contacts the cam follower 16 is short. For this reason, the lift amount is reduced as a whole, and the angle range from the opening timing to the closing timing, that is, the operating angle of the cam is also reduced.
逆に、偏心カム部８が下方へ位置しているとすると、可変動弁用ロッカーアーム４は全体として下方へ位置し、揺動カム６の端部が相対的に下方へ押し下げられた状態となる。つまり、揺動カム６の初期揺動位置は、そのカム面６ｂがカムフォロア１６に近付く方向に傾く。従って、駆動軸１の回転に伴って揺動カム６が揺動した際に、カムフォロア１６と接触する部位が基円面６ｃからカム面６ｂへと直ちに移行する。このためリフト量が全体として大きくなり、かつその作動角も拡大する。 Conversely, assuming that the eccentric cam portion 8 is positioned downward, the variable valve rocker arm 4 is positioned downward as a whole, and the end portion of the swing cam 6 is pushed downward relatively. Become. That is, the initial swing position of the swing cam 6 is inclined in a direction in which the cam surface 6 b approaches the cam follower 16. Therefore, when the swing cam 6 swings with the rotation of the drive shaft 1, the portion that contacts the cam follower 16 immediately shifts from the base circle surface 6c to the cam surface 6b. For this reason, the lift amount is increased as a whole, and the operating angle is also increased.
偏心カム部８の初期位置は連続的に変化させ得るので、これに伴って、バルブリフト特性も連続的に変化する。つまり、リフトならびに作動角を、両者同時にかつ連続的に拡大，縮小させることができる。なお、この実施例では、リフト・作動角の大小変化に伴い、吸気バルブ１８の開時期と閉時期がほぼ対称に変化する。 Since the initial position of the eccentric cam portion 8 can be continuously changed, the valve lift characteristic is also continuously changed accordingly. That is, the lift and the operating angle can be expanded and contracted simultaneously and continuously. In this embodiment, the opening timing and closing timing of the intake valve 18 change substantially symmetrically as the lift and operating angle change.
次に、位相可変機構１２は、図１に示すように、駆動軸１の前端部に設けられたスプロケット２０と、このスプロケット２０と駆動軸１とを、所定の角度範囲内において相対的に回転させる位相制御用アクチュエータ２１と、から構成されている。スプロケット２０は、図示せぬタイミングチェーンもしくはタイミングベルトを介して、クランクシャフトと同期して回転している。位相制御用アクチュエータ２１は、エンジンコントロールユニット（図示せず）からの制御信号に基づいて制御される。この位相制御用アクチュエータ２１の制御によって、スプロケット２０と駆動軸１とが相対的に回転し、リフト中心角が遅進する。つまり、リフト特性の曲線自体は変わらずに、全体が進角もしくは遅角する。また、この変化も連続的に得ることができる。位相可変機構１２としては、油圧式、電磁式アクチュエータを利用したものなど、種々の構成が可能である。 Next, as shown in FIG. 1, the phase variable mechanism 12 relatively rotates the sprocket 20 provided at the front end portion of the drive shaft 1 and the sprocket 20 and the drive shaft 1 within a predetermined angle range. And a phase control actuator 21 to be operated. The sprocket 20 rotates in synchronization with the crankshaft via a timing chain or timing belt (not shown). The phase control actuator 21 is controlled based on a control signal from an engine control unit (not shown). The control of the phase control actuator 21 causes the sprocket 20 and the drive shaft 1 to rotate relative to each other so that the lift center angle is retarded. That is, the lift characteristic curve itself does not change, and the whole advances or retards. This change can also be obtained continuously. The phase variable mechanism 12 can have various configurations such as those using a hydraulic or electromagnetic actuator.
なお、前記シリンダヘッドには、燃焼室内の混合気に火花点火するための点火栓（図示せず）が備えられており、前記点火栓の点火時期は運転状態に基づいて制御される。 The cylinder head is provided with a spark plug (not shown) for spark ignition of the air-fuel mixture in the combustion chamber, and the ignition timing of the spark plug is controlled based on the operating state.
上述した可変動弁機構を備えるエンジンにおける燃料噴射は、吸気ポート内に噴射するいわゆるポート噴射、又は燃焼室内に直接噴射するいわゆる筒内直接噴射式のいずれであっても構わない。 The fuel injection in the engine having the variable valve mechanism described above may be either so-called port injection that is injected into the intake port, or so-called direct injection type that is directly injected into the combustion chamber.
次に、揺動カム６及びロッカーアーム１５について図２を参照して説明する。 Next, the swing cam 6 and the rocker arm 15 will be described with reference to FIG.
ロッカーアーム１５は、揺動カム６の揺動軸６ａに対してカム面６ｂと同じ側を支持部１９とし、下面には吸気バルブ１８の上端部と接する略半球状のバルブフォロア１７を備える。揺動軸６ａは支持部１９と吸気バルブ１８との間に位置する。これにより、いわゆるロッカー比の作用によって、実際に揺動カム６がロッカーアーム１５を押し下げた量よりも大きなリフト量が得られる。ロッカーアーム１５の上面に設けたカムフォロア１６は、揺動カム６の揺動角の変化に応じてカム面６ｂとの接触部が移動する、いわゆるすべりタイプである。 The rocker arm 15 has a support portion 19 on the same side as the cam surface 6 b with respect to the swing shaft 6 a of the swing cam 6, and a substantially hemispherical valve follower 17 in contact with the upper end portion of the intake valve 18 on the lower surface. The swing shaft 6 a is located between the support portion 19 and the intake valve 18. Thereby, a lift amount larger than the amount by which the rocking cam 6 actually pushes down the rocker arm 15 is obtained by the action of the so-called rocker ratio. The cam follower 16 provided on the upper surface of the rocker arm 15 is a so-called slip type in which a contact portion with the cam surface 6 b moves in accordance with a change in the swing angle of the swing cam 6.
カムフォロア１６のプロフィルは、２つの異なる曲率の円弧１６ａ、１６ｂが組み合わされており、支持部１９に近い側の円弧１６ｂの曲率の方が、バルブフォロア１７に近い側の円弧１６ａの曲率よりも大きくなっている。なお、ここでいう曲率とは、曲率半径の逆数のことをいう。 The profile of the cam follower 16 is a combination of two arcs 16a and 16b having different curvatures, and the curvature of the arc 16b closer to the support portion 19 is larger than the curvature of the arc 16a closer to the valve follower 17. It has become. In addition, a curvature here means the reciprocal number of a curvature radius.
曲率が小さい方の円弧１６ａの半径をＲ１、大きい方の円弧１６ｂの半径をＲ２とすると、ベースサークル区間及びリフト区間の初期段階では半径Ｒ１の部分がカム面６ｂと接触し、リフトが進むと、半径Ｒ２の部分がカム面６ｂと接触する。すなわち、半径Ｒ１と半径Ｒ２の変化点は、基円面６ｃとの接触点よりも支持部１９側に位置する。なお、本実施形態では、可変動弁機構により最小リフト量に設定した場合であっても、リフト区間においてカム面６ｂとカムフォロア１６との接触点が半径Ｒ２の部分まで移動するものとする。 Assuming that the radius of the arc 16a having the smaller curvature is R1 and the radius of the arc 16b having the larger curvature is R2, the portion of the radius R1 is in contact with the cam surface 6b in the initial stage of the base circle section and the lift section, and the lift proceeds. The portion of radius R2 is in contact with the cam surface 6b. That is, the change point of the radius R1 and the radius R2 is located closer to the support portion 19 than the contact point with the base circle surface 6c. In the present embodiment, even when the minimum lift amount is set by the variable valve mechanism, the contact point between the cam surface 6b and the cam follower 16 moves to the radius R2 portion in the lift section.
カム面６ｂの方向及びカムフォロア１６のプロフィル等を上記のように設定することにより、バルブリフト開始からリフト量が最大になるまでの、カム面６ｂとカムフォロア１６との接触部の移動の軌跡は、バルブリフト開始後に支持部１９に近づく方向に進み、曲率半径がＲ２の範囲内の所定位置で反転してバルブフォロア１７方向に進み、曲率半径がＲ２の範囲内でバルブリフトが最大加速度になり、その後、曲率半径がＲ１の部分でリフト量が最大となる。 By setting the direction of the cam surface 6b and the profile of the cam follower 16 as described above, the locus of movement of the contact portion between the cam surface 6b and the cam follower 16 from the start of the valve lift to the maximum lift amount is After starting the valve lift, it proceeds in the direction approaching the support portion 19 and reverses at a predetermined position within the range of the radius of curvature R2, and proceeds in the direction of the valve follower 17, the valve lift reaches the maximum acceleration when the radius of curvature is within the range of R2, Thereafter, the lift amount becomes maximum at a portion where the radius of curvature is R1.
図３は、カムフォロア１６が、図２に示すように２つの曲率の円弧１６ａ、１６ｂを組み合わせたプロフィルの場合（図３（ｂ））と、曲率一定のプロフィルの場合（図３（ａ））のそれぞれについて、ベースサークル区間及びリフト区間の状態を示した図である。 3A and 3B, the cam follower 16 has a profile in which two curvature arcs 16a and 16b are combined as shown in FIG. 2 (FIG. 3B) and a profile with a constant curvature (FIG. 3A). It is the figure which showed the state of the base circle area and the lift area about each.
図３（ａ）のカムフォロア１６の曲率中心をＯ１、曲率を１／Ｒ１、図３（ｂ）の円弧１６ａの曲率中心をＯ１、曲率を１／Ｒ１、円弧１６ｂの曲率中心をＯ２、曲率を１／Ｒ２とし、揺動カム６とカムフォロア１６との接触点から支持部１９までの距離をａ、弁接触部としてのバルブフォロア１７と機関弁としての吸気バルブ１８との接触点から支持部１９までの距離をｂとする。また、揺動カム６とカムフォロア１６との接触点において、カムフォロア１６から揺動カム６に作用する荷重をＦとする。なお、比較を容易にするために、図３（ｂ）の揺動カム６は、揺動カム６の揺動角に対する吸気バルブ１８のバルブリフト量が図３（ａ）の構成と同様になるようなプロフィルとなっているものとする。 The curvature center of the cam follower 16 in FIG. 3A is O1, the curvature is 1 / R1, the curvature center of the arc 16a in FIG. 3B is O1, the curvature is 1 / R1, the curvature center of the arc 16b is O2, and the curvature is 1 / R2, the distance from the contact point between the swing cam 6 and the cam follower 16 to the support part 19 is a, and the support part 19 from the contact point between the valve follower 17 as the valve contact part and the intake valve 18 as the engine valve. The distance to is b. A load acting on the swing cam 6 from the cam follower 16 at a contact point between the swing cam 6 and the cam follower 16 is F. For ease of comparison, the swing cam 6 of FIG. 3B has the same valve lift amount of the intake valve 18 as the configuration of FIG. 3A with respect to the swing angle of the swing cam 6. It is assumed that the profile is as follows.
図３（ａ）の場合には、カムフォロア１６と揺動カム６との接触点の曲率は、常に１／Ｒ１であるが、図３（ｂ）の場合には、ベースサークル区間では曲率１／Ｒ１の部分で接触し、リフト区間では曲率１／Ｒ２の部分で接触する。 In the case of FIG. 3A, the curvature of the contact point between the cam follower 16 and the swing cam 6 is always 1 / R1, but in the case of FIG. 3B, the curvature 1 / Contact is made at the portion of R1, and contact is made at the portion of the curvature 1 / R2 in the lift section.
接触面の曲率が小さいほどカムトラベルは大きくなるので、図３（ｂ）の場合は図３（ａ）の場合に比べてカムトラベルが小さくなる。すなわち、距離ａが大きくなる。そのため、レバー比も小さくなる。 Since the cam travel increases as the curvature of the contact surface decreases, the cam travel is smaller in the case of FIG. 3B than in the case of FIG. That is, the distance a is increased. Therefore, the lever ratio is also reduced.
荷重Ｆは、主に図示しないバルブスプリングの反力によるものである。したがって、バルブリフト量が同じ、つまりバルブスプリングの反力が同じであれば、レバー比が小さいほど荷重Ｆは小さくなる。 The load F is mainly due to a reaction force of a valve spring (not shown). Therefore, if the valve lift amount is the same, that is, the reaction force of the valve spring is the same, the load F decreases as the lever ratio decreases.
図４は、レバー比及びバルブリフト量と駆動軸１の回転角（駆動軸角）との関係を示す図である。図４中の実線Ｖはバルブリフト量、実線Ｌ１はカムフォロア１６のプロフィルが２つの曲率を組み合わせの場合（図３（ｂ）の場合）のレバー比、破線Ｌ２はカムフォロア１６のプロフィルが単一の曲率の場合（図３（ａ）の場合）のレバー比を示している。なお、図４は、揺動カム６のプロフィルを変更することにより、カムフォロア１６のプロフィルが異なっても、駆動軸１の回転角とバルブリフト量との関係が同じになるようにした場合について示している。 FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the lever ratio and the valve lift amount and the rotation angle (drive shaft angle) of the drive shaft 1. The solid line V in FIG. 4 is the valve lift amount, the solid line L1 is the lever ratio when the profile of the cam follower 16 is a combination of two curvatures (in the case of FIG. 3B), and the broken line L2 is a single profile of the cam follower 16. The lever ratio in the case of curvature (in the case of FIG. 3A) is shown. FIG. 4 shows a case where the relationship between the rotation angle of the drive shaft 1 and the valve lift amount is the same even if the profile of the cam follower 16 is changed by changing the profile of the swing cam 6. ing.
駆動軸１が回転し、駆動軸角ｄ１でリフト区間が始まると、実線Ｌ１及び破線Ｌ２はいずれも急峻に立ち上がり、直後の駆動軸角ｄ２で最大値となる。駆動軸角ｄ１〜ｄ２区間は、揺動カム６とカムフォロア１６との接触点が支持部１９に向けて進む区間なので、図３（ａ）、（ｂ）を用いて説明したように、実線Ｌ１の方が破線Ｌ２よりも小さくなっている。 When the drive shaft 1 rotates and the lift section starts at the drive shaft angle d1, both the solid line L1 and the broken line L2 rise steeply and become the maximum value at the immediately subsequent drive shaft angle d2. The drive shaft angle d1 to d2 section is a section in which the contact point between the swing cam 6 and the cam follower 16 advances toward the support portion 19, and as described with reference to FIGS. 3 (a) and 3 (b), the solid line L1. Is smaller than the broken line L2.
最大値をとった後は、実線Ｌ１、Ｌ２のいずれもレバー比が減少し、バルブリフトが最大となる駆動軸角ｄ３で最小値をとる。そして、この区間でも実線Ｌ１は破線Ｌ２よりも小さくなっている。なお、この駆動軸角ｄ２〜ｄ３区間は、揺動カム６とカムフォロア１６との接触点が支持部１９から遠ざかる方法に進む区間である。最小値をとった後の駆動軸角ｄ３〜ｄ５区間のレバー比は、駆動軸角ｄ１〜ｄ３区間と対称形となる。 After taking the maximum value, both the solid lines L1 and L2 take the minimum value at the drive shaft angle d3 at which the lever ratio decreases and the valve lift becomes maximum. Also in this section, the solid line L1 is smaller than the broken line L2. The drive shaft angles d2 to d3 are sections in which the contact point between the swing cam 6 and the cam follower 16 proceeds to a method of moving away from the support portion 19. The lever ratio in the drive shaft angle d3 to d5 section after taking the minimum value is symmetrical to the drive shaft angle d1 to d3 section.
上記のように、リフト区間全域（駆動軸角ｄ１〜ｄ５）にわたって、実線Ｌ１は破線Ｌ２よりも小さくなっている。 As described above, the solid line L1 is smaller than the broken line L2 over the entire lift section (drive shaft angles d1 to d5).
図５は、カムフォロア１６のプロフィルが２つの曲率を組み合わせである場合（図３（ｂ）の場合）における吸気バルブ１８のバルブ加速度、揺動カム６とカムフォロア１６との接触点に作用する荷重（接触点荷重）、及び接触点荷重が駆動軸１の中心軸周りのモーメントとして作用する時の腕長さ、と駆動軸角との関係を示す図である。なお、接触点荷重は、接触点におけるカムフォロア１６の曲率中心から接触点方向に作用する。 FIG. 5 shows the valve acceleration of the intake valve 18 when the profile of the cam follower 16 is a combination of two curvatures (in the case of FIG. 3B), the load acting on the contact point between the swing cam 6 and the cam follower 16 ( FIG. 4 is a diagram showing a relationship between a contact point load) and an arm length when the contact point load acts as a moment around the central axis of the drive shaft 1 and a drive shaft angle. The contact point load acts in the direction of the contact point from the center of curvature of the cam follower 16 at the contact point.
図６は、カムフォロア１６のプロフィルが単一の曲率である場合（図３（ａ）の場合）におけるバルブ加速度、接触点荷重、及び腕長さと駆動軸各との関係を示す図である。図５、６中の実線αはバルブ加速度、実線Ｆは接触点荷重、実線ｌは腕長さを示しており、駆動軸角ｄ１〜ｄ５は、図４の駆動軸角ｄ１〜ｄ５に対応している。 FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the valve acceleration, the contact point load, the arm length, and each of the drive shafts when the profile of the cam follower 16 has a single curvature (in the case of FIG. 3A). 5 and 6, the solid line α indicates the valve acceleration, the solid line F indicates the contact point load, the solid line l indicates the arm length, and the drive shaft angles d1 to d5 correspond to the drive shaft angles d1 to d5 in FIG. ing.
図３（ａ）、（ｂ）と同様に、揺動カム６のカムプロフィルの調整によって駆動軸角に対するバルブリフト特性が同じになるようにしているので、バルブ加速度（実線α）は、図５、図６のいずれもほぼ同様の特性を示している。 Similarly to FIGS. 3A and 3B, the valve lift characteristics with respect to the drive shaft angle are made the same by adjusting the cam profile of the swing cam 6, so that the valve acceleration (solid line α) is as shown in FIG. FIG. 6 shows almost the same characteristics.
腕長さ（実線ｌ）は、接触点荷重の作用方向線と駆動軸１の中心との距離であり、図４に示したレバー比の特性と似た特性となる。したがって、図５、図６のいずれも、駆動軸角ｄ１〜ｄ２区間でほぼ最大値まで急激に大きくなり、最大値はカムフォロア１６のプロフィルが単一の曲率である場合の方が大きくなる。その後、駆動軸各ｄ３まで低下する。カムフォロア１６のプロフィルが単一の曲率の場合（図３（ａ）の場合）は、２つの曲率の組み合わせの場合（図３（ｂ）の場合）に比べて、接触点が支持部１９側から吸気バルブ１８方向に大きく移動するので、駆動軸角ｄ２〜ｄ３区間では、単一の曲率の方が２つの曲率の組み合わせの場合よりも、腕長さが大きく低下する。ただし、最小値は、２つの曲率の組み合わせの方が小さい。 The arm length (solid line 1) is the distance between the action direction line of the contact point load and the center of the drive shaft 1, and has a characteristic similar to the characteristic of the lever ratio shown in FIG. Therefore, in both FIG. 5 and FIG. 6, the drive shaft angle d1 to d2 increases rapidly to the maximum value, and the maximum value becomes larger when the profile of the cam follower 16 has a single curvature. Thereafter, the drive shaft is lowered to each d3. When the profile of the cam follower 16 has a single curvature (in the case of FIG. 3A), the contact point is closer to the support portion 19 than in the case of a combination of two curvatures (in the case of FIG. 3B). Since it moves greatly in the direction of the intake valve 18, the arm length is significantly reduced in the drive shaft angle d2 to d3 section than in the case of a combination of two curvatures. However, the minimum value is smaller for the combination of two curvatures.
接触点荷重は、図５、図６のいずれの場合も、ランプ区間が終了する駆動軸角ｄ１からレバー比が最大となる駆動軸角ｄ２の間で急激に大きくなり、駆動軸角ｄ２近傍で最大値となる。最大値となった直後に、リフト区間開始時の大きさに近くなるまで小さくなるが、そこからバルブリフト量が最大値となる駆動軸角ｄ３まで徐々に大きくなっている。これは、バルブリフト量の増大に伴って、図示しないバルブスプリングの反力が大きくなるためである。駆動軸角ｄ３〜ｄ５区間は、駆動軸角ｄ１〜ｄ３と対称の特性となる。 5 and 6, the contact point load suddenly increases between the drive shaft angle d1 at which the ramp period ends and the drive shaft angle d2 at which the lever ratio is maximum, and near the drive shaft angle d2. Maximum value. Immediately after it reaches the maximum value, it decreases until it approaches the size at the start of the lift section, but gradually increases from there until the drive shaft angle d3 at which the valve lift amount reaches the maximum value. This is because the reaction force of a valve spring (not shown) increases as the valve lift amount increases. The drive shaft angles d3 to d5 are symmetrical with the drive shaft angles d1 to d3.
荷重の大きさは、前述したようにレバー比が小さい方が小さくなるので、カムフォロア１６のプロフィルが２つの曲率の組み合わせである場合（図５）の方が、単一の曲率の場合（図６）よりも全域にわたって小さくなる。 As described above, the smaller the lever ratio is, the smaller the magnitude of the load is. Therefore, when the profile of the cam follower 16 is a combination of two curvatures (FIG. 5), the case of a single curvature (FIG. 6). ) Smaller than the entire area.
図７は、揺動カム６を駆動するのに必要なトルク（カム軸駆動トルク）の大きさと駆動軸角との関係を示す図である。図７中の実線Ｌ１はカムフォロア１６のプロフィルが２つの曲率の組み合わせである場合、破線Ｌ２は単一の曲率の場合を示している。 FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the magnitude of the torque (cam shaft drive torque) required to drive the swing cam 6 and the drive shaft angle. A solid line L1 in FIG. 7 shows a case where the profile of the cam follower 16 is a combination of two curvatures, and a broken line L2 shows a case of a single curvature.
カム軸駆動トルクは、接触点荷重と腕長さとの積で表される。したがって、図５、図６の接触点荷重及び腕長さから、カムフォロア１６のプロフィルが２つの曲率の組み合わせの場合の方が、単一の曲率の場合よりも、駆動軸角全域にわたって小さくなる。特に、バルブ加速度が最大正加速度付近の領域における両者の差は大きくなる。 The camshaft driving torque is represented by the product of the contact point load and the arm length. Therefore, from the contact point load and the arm length in FIGS. 5 and 6, the cam follower 16 has a smaller profile over the entire drive shaft angle in the case of a combination of two curvatures than in the case of a single curvature. In particular, the difference between the two increases in the region where the valve acceleration is near the maximum positive acceleration.
図８、図９は、本実施形態のカムフォロア１６のプロフィルの他の例を示す図である。図８はカムフォロア１６のプロフィルが、３つの異なる曲率の円弧の組み合わせになっており、図２の円弧１６ｂよりもさらにピボット１９側に曲率Ｒ３（Ｒ２＜Ｒ３）の円弧１６ｃがある。これにより、図３（ｂ）の場合よりもさらにレバー比、接触点荷重、腕長さを低減し、カム軸駆動トルクを低減することができる。 8 and 9 are diagrams showing other examples of the profile of the cam follower 16 according to the present embodiment. In FIG. 8, the profile of the cam follower 16 is a combination of three arcs having different curvatures, and an arc 16c having a curvature R3 (R2 <R3) is further on the pivot 19 side than the arc 16b in FIG. Thereby, the lever ratio, the contact point load, and the arm length can be further reduced and the camshaft driving torque can be reduced as compared with the case of FIG.
図９は、カムフォロア１６のプロフィルが、吸気バルブ１８側から支持部１９側に向けて連続的に曲率が大きくなるよう構成されている。このような構成でも、同様にカム軸駆動トルク低減効果を得ることができ、さらに、設計の自由度が増すという効果も得られる。 In FIG. 9, the profile of the cam follower 16 is configured such that the curvature continuously increases from the intake valve 18 side toward the support portion 19 side. Even with such a configuration, the cam shaft driving torque reduction effect can be obtained in the same manner, and further, the effect of increasing the degree of design freedom can be obtained.
以上のように本実施形態では、次のような効果を得ることができる。
（１）機関の回転に同期して揺動する揺動カム６と、一方の端部付近には支持部１９、他方の端部付近には吸気バルブ１８と接触するバルブフォロア１７を備え、揺動カム６に接触するカムフォロア１６を支持部１９とバルブフォロア１７との間に備えるロッカーアーム１５と、を備え、揺動カム６のカム面は揺動軸に対して支持部１９側に突出しており、カムフォロア１６は少なくとも２つ以上の異なる曲率の円弧１６ａ、１６ｂからなるプロフィルを有し、かつ支持部１９側の方がバルブフォロア１７側よりも曲率が大きいので、リフト量が大きくなるにつれて、カムフォロア部は曲率の大きな部分で揺動カムと接触することになり、バルブリフト初期の接触点近傍の摩耗を回避しつつ、トラベルの増大を抑制することができる。
As described above, in the present embodiment, the following effects can be obtained.
(1) A swing cam 6 that swings in synchronization with the rotation of the engine, a support portion 19 near one end, and a valve follower 17 that contacts an intake valve 18 near the other end are provided. A rocker arm 15 having a cam follower 16 that contacts the moving cam 6 between the support portion 19 and the valve follower 17, and the cam surface of the swing cam 6 protrudes toward the support portion 19 with respect to the swing shaft. The cam follower 16 has a profile composed of at least two arcs 16a and 16b having different curvatures, and the support portion 19 side has a larger curvature than the valve follower 17 side, so that the lift amount increases. The cam follower portion comes into contact with the swing cam at a portion having a large curvature, and it is possible to suppress an increase in travel while avoiding wear near the contact point at the initial stage of the valve lift.
（２）カムフォロア１６はすべりタイプのフォロワであるので、任意の複数の曲率の円弧を組み合わせたプロフィルを設けることができる。また、ローラタイプのフォロアに比べて、ロッカーアーム１５を小形化することができる。 (2) Since the cam follower 16 is a sliding type follower, it is possible to provide a profile in which arcs of arbitrary plural curvatures are combined. Also, the rocker arm 15 can be made smaller than a roller type follower.
（３）カムフォロア１６は、吸気バルブ１８がリフト開始するときの揺動カム６との接触点よりも支持部１９側に曲率の変化点を有するので、リフト区間初期における接触点近傍の面圧を低減し、かつそれ以外の領域でのカム軸駆動トルクの低減、トラベルの低減、レバー比の低減等の効果を得ることができる。 (3) Since the cam follower 16 has a curvature changing point on the support portion 19 side of the contact point with the swing cam 6 when the intake valve 18 starts to lift, the surface pressure in the vicinity of the contact point at the initial stage of the lift section is reduced. In addition, it is possible to obtain effects such as reduction of camshaft driving torque, reduction of travel, and reduction of lever ratio in other regions.
（４）カムフォロア１６は、バルブフォロア１７側から支持部１９側に向って連続的に曲率が大きくなるプロフィルを有することにより、設計上の自由度が増し、様々な仕様のエンジンに適用することが可能となる。 (4) Since the cam follower 16 has a profile in which the curvature continuously increases from the valve follower 17 side toward the support portion 19 side, the degree of freedom in design increases, and the cam follower 16 can be applied to engines of various specifications. It becomes possible.
なお、本実施形態は、吸気バルブ１８のリフト量、作動角及び作動角中心位置を可変に制御可能な可変動弁機構について説明したが、これらの可変機構を有せず、単に揺動カム６によりロッカーアーム１５を介して吸気バルブ１８を駆動する動弁機構についても同様の効果を得ることができる。 In the present embodiment, the variable valve mechanism that can variably control the lift amount, the operating angle, and the central position of the operating angle of the intake valve 18 has been described. However, these variable mechanisms are not provided, and the swing cam 6 is simply provided. Thus, the same effect can be obtained for the valve operating mechanism that drives the intake valve 18 via the rocker arm 15.
第２実施形態について説明する。 A second embodiment will be described.
本実施形態による可変動弁機構は、図２と同様の構成であり、ロッカーアーム１５のカムフォロア１６のプロフィルも、２つの異なる曲率の円弧の組み合わせになっている。ただし、リフト区間における揺動カム６とカムフォロア１６との接触点と曲率の変化点との位置関係が異なる。 The variable valve mechanism according to the present embodiment has the same configuration as that shown in FIG. 2, and the profile of the cam follower 16 of the rocker arm 15 is also a combination of two arcs having different curvatures. However, the positional relationship between the contact point between the swing cam 6 and the cam follower 16 and the curvature change point in the lift section is different.
図１０は、本実施形態のバルブ作動角が相対的に小さい場合について示す図であり、（ａ）はベースサークル区間、（ｂ）は最大リフト時について示している。図１１（ａ）、（ｂ）はバルブ作動角が相対的に大きい場合について同様に示す図である。なお、図１１は図３（ｂ）と同様の図である。 FIG. 10 is a diagram showing a case where the valve operating angle is relatively small according to the present embodiment, where (a) shows a base circle section and (b) shows a maximum lift time. FIGS. 11A and 11B are diagrams similarly showing a case where the valve operating angle is relatively large. In addition, FIG. 11 is a figure similar to FIG.3 (b).
図１０に示すように、例えば低負荷運転時のようにバルブ作動角が相対的に小さいときには、ベースサークル区間及びリフト区間のいずれの場合も、揺動カム６とカムフォロア１６との接触点は半径Ｒ１の部分となる。これに対して、例えば高負荷運転時のようにバルブ作動角が相対的に大きいときには、ベースサークル区間では図１１（ａ）に示すように、当該接触点は半径Ｒ１の部分となるが、リフト区間では図１１（ｂ）に示すように、当該接触点は半径Ｒ２の部分となる。 As shown in FIG. 10, when the valve operating angle is relatively small, such as during low load operation, the contact point between the swing cam 6 and the cam follower 16 is a radius in both the base circle section and the lift section. R1 part. On the other hand, when the valve operating angle is relatively large, for example, during high load operation, the contact point is a portion of radius R1 in the base circle section as shown in FIG. In the section, as shown in FIG. 11B, the contact point is a portion having a radius R2.
図１に示す可変動弁機構において、バルブ作動角を相対的に小さくすると、バルブリフト量も相対的に小さくなる。そのため、図示しないバルブスプリングの反力が相対的に小さくなり、接触点荷重が相対的に小さくなる。したがって、揺動カム６と接触する部分のカムフォロア１６の曲率が小さいためにレバー比が相対的に大きくても、リフト量が相対的に大きい場合と比べれば、カム軸駆動トルクは小さくなる。一方、揺動カム６と接触する部分のカムフォロア１６の曲率が相対的に小さければ、曲率が相対的に大きい場合に比べて接触部分の面圧が小さくなるので、揺動カム６とカムフォロア１６とのフリクションが低減し、また、摩耗が抑制される。 In the variable valve mechanism shown in FIG. 1, when the valve operating angle is relatively small, the valve lift amount is also relatively small. Therefore, the reaction force of a valve spring (not shown) is relatively small, and the contact point load is relatively small. Therefore, since the curvature of the cam follower 16 at the portion in contact with the swing cam 6 is small, the camshaft driving torque is small even when the lever ratio is relatively large as compared with the case where the lift amount is relatively large. On the other hand, if the curvature of the cam follower 16 at the portion in contact with the swing cam 6 is relatively small, the surface pressure at the contact portion is smaller than that when the curvature is relatively large, so the swing cam 6 and the cam follower 16 Friction is reduced, and wear is suppressed.
一般的な走行においては、低中負荷領域での運転が多くなるので、バルブ作動角が相対的に小さい状態での運転が多くなる。また、カムフォロア１６のリフト区間初期の接触点近傍が摩耗すると、気筒間でのリフト量のバラツキによるアイドリング性能の悪化や、振動増大といった問題が生ずる。これらの問題を回避するために、本実施形態による小作動角時のフリクションの低減や摩耗の抑制は有効である。 In general traveling, since the operation in the low and medium load region increases, the operation in a state where the valve operating angle is relatively small increases. Further, when the vicinity of the contact point in the initial lift section of the cam follower 16 is worn, problems such as deterioration in idling performance due to variations in lift amount between cylinders and increase in vibration occur. In order to avoid these problems, it is effective to reduce friction and suppress wear at a small operating angle according to this embodiment.
また、バルブ作動角が相対的に大きい場合については、第１実施形態と同様に、カム軸駆動トルクの低減、カムとラベルの低減、レバー比の抑制等の効果を得ることができる。 In the case where the valve operating angle is relatively large, effects such as a reduction in camshaft driving torque, a reduction in cam and label, and a suppression of the lever ratio can be obtained as in the first embodiment.
以上のように本実施形態では、第１実施形態と同様の効果に加え、さらに次のような効果を得ることができる。
（１）吸気バルブ１８のリフト特性・作動角を連続的に変更可能な可変動弁機構を備え、バルブ作動角が相対的に小さい場合には、カムフォロア１６の曲率が相対的に小さい部分のみが揺動カム６と接触するので、バルブ作動角が相対的に小さい場合のカムフォロア１６と揺動カム６との間のフリクションを低減し、カムフォロア１６の摩耗を抑制することができる。また、バルブ作動角が相対的に大きい場合のカム軸駆動トルク、接触点荷重の低減を図ることができる。
As described above, in the present embodiment, in addition to the same effects as those of the first embodiment, the following effects can be further obtained.
(1) A variable valve mechanism capable of continuously changing the lift characteristics and operating angle of the intake valve 18 is provided. When the valve operating angle is relatively small, only the portion of the cam follower 16 having a relatively small curvature is provided. Since it contacts with the swing cam 6, friction between the cam follower 16 and the swing cam 6 when the valve operating angle is relatively small can be reduced, and wear of the cam follower 16 can be suppressed. Further, it is possible to reduce the camshaft driving torque and the contact point load when the valve operating angle is relatively large.
なお、本発明は上記の実施の形態に限定されるわけではなく、特許請求の範囲に記載の技術的思想の範囲内で様々な変更を成し得ることは言うまでもない。 The present invention is not limited to the above-described embodiments, and it goes without saying that various modifications can be made within the scope of the technical idea described in the claims.
１ 駆動軸
２ 偏心カム
３ リンクアーム
４ 可変動弁用ロッカーアーム
５ リンク部材
６ 揺動カム
７ 制御軸
８ 偏心カム部
１２ 位相可変機構
１３ リフト・作動角可変機構
１４ リフト・作動角制御用油圧アクチュエータ
１５ バルブ駆動用ロッカーアーム（ロッカーアーム）
１６ カムフォロア
１７ バルブフォロア
１８ 吸気バルブ
１９ 支持部
２０ スプロケット
２１ 位相制御用アクチュエータ
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Drive shaft 2 Eccentric cam 3 Link arm 4 Variable valve rocker arm 5 Link member 6 Oscillating cam 7 Control shaft 8 Eccentric cam part 12 Phase variable mechanism 13 Lift / operating angle variable mechanism 14 Hydraulic actuator for lift / operating angle control 15 Rocker arm for driving valve (Rocker arm)
16 Cam Follower 17 Valve Follower 18 Intake Valve 19 Support 20 Sprocket 21 Phase Control Actuator
Claims (6)
一方の端部付近には支持部、他方の端部付近には機関弁と接触する弁接触部を備え、前記揺動カムに接触するカムフォロア部を前記支持部と前記弁接触部との間に備えるロッカーアームと、
を備え、
前記揺動カムのカム面は揺動軸に対して前記支持部側に突出しており、
前記カムフォロア部は少なくとも２つ以上の異なる曲率の円弧からなるプロフィルを有し、かつ前記支持部側の方が前記弁接触部側よりも曲率が大きいことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 A swing cam that swings in synchronization with the rotation of the engine;
A support portion is provided in the vicinity of one end portion, and a valve contact portion that is in contact with the engine valve is provided in the vicinity of the other end portion. A cam follower portion that is in contact with the swing cam is provided between the support portion and the valve contact portion. A rocker arm, and
With
The cam surface of the swing cam protrudes toward the support portion with respect to the swing shaft,
The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, wherein the cam follower portion has a profile formed of at least two arcs having different curvatures, and the support portion side has a larger curvature than the valve contact portion side. .
前記機関弁の作動角が相対的に小さい場合には、前記カムフォロア部の曲率が相対的に小さい部分のみが前記カム面と接触することを特徴とする請求項１から４のいずれか一つに記載の内燃機関の動弁装置。 Equipped with a variable valve mechanism that can continuously change the lift characteristics and operating angle of engine valves,
5. The method according to claim 1, wherein when the operating angle of the engine valve is relatively small, only a portion where the curvature of the cam follower portion is relatively small contacts the cam surface. A valve operating apparatus for an internal combustion engine as described.
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