JP3143272B2 - Intake and exhaust valve drive control device for internal combustion engine - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】この発明は、内燃機関の運転状態
に応じて吸気弁・排気弁の開閉時期や作動角を可変制御
する吸排気弁駆動制御装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an intake / exhaust valve drive control device for variably controlling the opening / closing timing and operating angle of intake / exhaust valves according to the operating state of an internal combustion engine.

【０００２】[0002]

【従来の技術】吸気弁・排気弁の開閉時期や作動角を可
変制御する装置は、従来から種々の形式のものが提供さ
れているが、その一つとして例えば実開昭５７−１９８
３０６号公報に記載されているものがある。2. Description of the Related Art Various types of devices for variably controlling the opening / closing timings and operating angles of intake and exhaust valves have been conventionally provided.
There is one described in Japanese Patent Publication No. 306.

【０００３】図９及び図１０は、この従来の吸排気弁駆
動制御装置を示すもので、その概略を説明すれば、図中
２は駆動軸１の外周に回転自在に設けられて、吸気バル
ブ１６をバルブスプリング１７のばね力に抗して開作動
させるカムであって、この円筒状のカム２はカム軸受用
ブラケット３と駆動軸１にキー４を介して固設されたフ
ランジ部５とにより軸方向の位置決めがなされている。
また、カム２の一側部に係合溝６を有するフランジ部７
が形成されている一方、上記フランジ部５にも係合溝８
が形成され、かつ両フランジ部５，７間に円環状のディ
スク９が介装されている。このディスク９は、両側の対
向位置に上記両係合溝６，８に係合するピン１０，１１
が設けられているとともに、外周が制御環１２に回転自
在に保持されている。この制御環１２は、外周の突起１
２ａを介してシリンダヘッド側の支持孔１３に揺動自在
に支持されているとともに、該突起１２ａの反対側に位
置する歯車部１２ｂがロッカシャフト１４外周の歯車環
１４ａに噛合している。FIG. 9 and FIG. 10 show this conventional intake / exhaust valve drive control apparatus. In brief, an intake valve 2 is provided on the outer periphery of a drive shaft 1 so as to be rotatable. 16 is a cam for opening the valve spring 16 against the spring force of the valve spring 17. The cylindrical cam 2 includes a cam bearing bracket 3 and a flange 5 fixed to the drive shaft 1 via a key 4. Thus, the positioning in the axial direction is performed.
A flange portion 7 having an engagement groove 6 on one side of the cam 2
Is formed, and the engagement groove 8 is also formed in the flange portion 5.
Is formed, and an annular disk 9 is interposed between the flange portions 5 and 7. The disc 9 is provided with pins 10 and 11 which engage with the engagement grooves 6 and 8 at opposing positions on both sides.
Are provided, and the outer periphery is rotatably held by the control ring 12. The control ring 12 is provided on the outer periphery of the projection 1.
The gear portion 12b, which is swingably supported by the support hole 13 on the cylinder head side via 2a, is meshed with a gear ring 14a on the outer periphery of the rocker shaft 14 at a position opposite to the projection 12a.

【０００４】そして、上記制御環１２は、歯車環１４ａ
及び歯車部１２ｂを介して図外の駆動機構により機関運
転状態に応じて一方あるいは他方向へ揺動するようにな
っている。即ち、ディスク９の中心Ｃが図９に示す位置
にある場合は、駆動軸１とディスク９との回転中心が一
致し、したがってディスク９は、ピン１１と係合溝８を
介して駆動軸１に等速で同期回転し、かつカム２はピン
１０と係合溝６を介してディスク９に等速で同期回転す
る。The control ring 12 includes a gear ring 14a.
The drive mechanism (not shown) swings in one or the other direction depending on the operating state of the engine via the gear unit 12b and the gear unit 12b. That is, when the center C of the disk 9 is at the position shown in FIG. 9, the rotation centers of the drive shaft 1 and the disk 9 coincide with each other, so that the disk 9 is driven by the drive shaft 1 via the pin 11 and the engagement groove 8. The cam 2 rotates synchronously with the disk 9 at a constant speed via the pin 10 and the engagement groove 6.

【０００５】また、機関運転状態の変化に伴い駆動機構
によってロッカアーム１５を軸支するロッカシャフト１
４を回動させると、制御環１２が突起１２ａを支点とし
て揺動し、これによってディスク９の中心Ｃが駆動軸１
の中心に対し偏心する。この状態では、係合溝６，８を
有するディスク９とピン１０，１１とによって一種の偏
心軸継手が構成され、カム２が駆動軸１に従動して回転
するものの、両者の回転速度は不等速となる。つまり、
駆動軸１の１回転の間に、ディスク９の回転位相が駆動
軸１に対して変化し、同時にカム２の回転位相もディス
ク９に対して変化する。したがって、カム２は、駆動軸
１に対し、図１１の（ａ）に破線もしくは一点鎖線で示
すように位相差を生じ、この結果、同図（ｂ）のよう
に、実線で示すバルブリフト特性を、破線もしくは一点
鎖線のように変化させることができる。A rocker shaft 1 that supports a rocker arm 15 by a driving mechanism in accordance with a change in the engine operating state.
When the control ring 4 is rotated, the control ring 12 swings around the protrusion 12a, whereby the center C of the disk 9 is
Eccentric to the center of In this state, a kind of eccentric shaft coupling is constituted by the disk 9 having the engaging grooves 6 and 8 and the pins 10 and 11, and the cam 2 rotates following the drive shaft 1, but the rotation speed of both is not high. It becomes constant velocity. That is,
During one rotation of the drive shaft 1, the rotation phase of the disk 9 changes with respect to the drive shaft 1, and at the same time, the rotation phase of the cam 2 also changes with respect to the disk 9. Therefore, the cam 2 generates a phase difference with respect to the drive shaft 1 as shown by a broken line or a dashed line in FIG. 11A, and as a result, as shown in FIG. Can be changed like a broken line or a dashed line.

【０００６】[0006]

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来の装置にあっては、１個のカム２毎にディスク９や制
御環１２を備えた構成となっているため、吸気２弁式機
関のような多弁式内燃機関に適用しようとすると、構成
が非常に複雑になり、かつ摩擦損失等も大きくなるとい
う不具合があった。However, in the above-mentioned conventional apparatus, since one cam 2 is provided with the disk 9 and the control ring 12, each of the cams 2 is similar to an intake two-valve engine. When applied to such a multi-valve internal combustion engine, there has been a problem that the configuration becomes very complicated and friction loss and the like increase.

【０００７】また、上記装置は、単に吸排気特性の可変
制御のみを行うものであり、当然のことながら、吸気多
弁式機関におけるスワールの可変制御や残留ガスのコン
トロール等に利用することはできない。Further, the above-mentioned device merely performs variable control of intake and exhaust characteristics, and cannot be used for variable control of swirl or control of residual gas in a multi-intake intake engine, as a matter of course.

【０００８】さらに上記構成では、各ピン１０，１１と
係合溝６，８との間で滑りを生じるため、各ピン１０，
１１や係合溝６，８の対向内面６ａ〜８ｂが摩耗し易
く、経時的に、両者６，８、１０，１１間に比較的大き
な隙間が発生する。この結果、カムシャフト１の正負の
回転トルク変動に伴い打音が発生したり、バルブタイミ
ングのずれが発生して制御精度が低下するといった問題
を生じる虞れがある。Further, in the above configuration, since slippage occurs between the pins 10, 11 and the engaging grooves 6, 8, each pin 10, 11
11 and the inner inner surfaces 6a to 8b of the engagement grooves 6, 8 are easily worn, and a relatively large gap is generated between the two 6, 8, 10 and 11 with time. As a result, there is a possibility that a tapping sound is generated due to the fluctuation of the positive or negative rotation torque of the camshaft 1 or a deviation of the valve timing is generated, thereby lowering control accuracy.

【０００９】[0009]

【課題を解決するための手段】本発明に係る吸排気弁駆
動制御装置は、機関の回転に同期して回転する駆動軸
と、この駆動軸と同軸上に各気筒毎に配設され、かつ１
気筒当たり複数個設けられた吸気弁もしくは排気弁を駆
動するように複数個のカムが外周に形成されたカムシャ
フトと、このカムシャフトの端部に設けられ、かつ半径
方向に沿って係合溝が形成されたフランジ部と、このフ
ランジ部に対向するように上記駆動軸側に設けられ、か
つ半径方向に沿って係合溝が形成されたフランジ部と、
上記両フランジ部の間に配設された揺動自在な環状ディ
スクと、この環状ディスクの両側部に互いに反対方向に
突設されて、上記両フランジ部の各係合溝内に夫々係合
するピンと、上記環状ディスクを機関運転状態に応じて
揺動させる駆動機構と、を備え、上記ピンが環状ディス
クの保持孔内に回転自在に嵌合支持されているととも
に、上記係合溝の内側面に面接触するように、ピンの突
出部分に平面部が形成されていることを特徴としてい
る。An intake / exhaust valve drive control device according to the present invention is provided with a drive shaft that rotates in synchronization with the rotation of an engine, and is disposed coaxially with the drive shaft for each cylinder. 1
A camshaft having a plurality of cams formed on an outer periphery thereof to drive a plurality of intake valves or exhaust valves provided for each cylinder; and an engagement groove provided at an end of the camshaft and extending in a radial direction. And a flange portion provided on the drive shaft side so as to face the flange portion, and having an engagement groove formed in a radial direction,
A swingable annular disk disposed between the two flange portions, and protruding from opposite sides of the annular disk in opposite directions to engage with the respective engagement grooves of the both flange portions. comprising a pin, and a driving mechanism for swinging in accordance with the engine operating condition the annular disc, the pins are circular disc
And is rotatably fitted and supported in the holding hole of the
Of the pin so as to make surface contact with the inner surface of the engagement groove.
It is characterized in that a flat part is formed in the protruding part .

【００１０】また請求項２の発明では、上記カムシャフ
トが、その複数個のカムの中に、リフト特性の異なるカ
ムを含んでいる。[0010] In the second aspect of the present invention, the camshaft includes cams having different lift characteristics among the plurality of cams.

【００１１】また請求項３の発明では、上記カムシャフ
トが吸気弁を開閉駆動するものであり、かつカムの閉弁
時期が異なる時期に設定されている。According to the third aspect of the present invention, the camshaft drives the opening and closing of the intake valve, and the closing timing of the cam is set to a different timing.

【００１２】さらに請求項４の発明では、カムシャフト
の一対のカムのリフト特性が互いに異なるように設定さ
れており、該カムシャフトは、両カム間の第１ジャーナ
ル部および一方のカムと上記フランジ部との間の第２ジ
ャーナル部を有し、かつ上記第１ジャーナル部が、他方
のカムに近接して配置されている。Further, according to the present invention, the lift characteristics of a pair of cams of the camshaft are set to be different from each other, and the camshaft is provided with a first journal portion between both cams and one of the cams and the flange. A second journal portion between the first and second cam portions, and the first journal portion is disposed adjacent to the other cam.

【００１３】[0013]

【００１４】[0014]

【作用】環状ディスクの中心が駆動軸の中心と合致して
いる制御状態では、カムシャフトは上記環状ディスク等
を介して駆動軸に同期して等速で、つまり位相差なしで
回転する。従って、カムのプロフィルに沿って吸排気弁
が開閉する。これに対し、駆動機構によって環状ディス
クが一方向へ揺動した状態では、環状ディスクの中心が
駆動軸の中心から偏心するため、駆動軸とカムシャフト
とが不等速で連動するようになり、回転中に位相差を生
じる。従って、カムのプロフィルを位相差により遅進さ
せたような特性でもって吸排気弁が開閉する。ここで、
本発明では、気筒毎に配設されるカムシャフトが複数個
のカムを有し、１気筒に複数個設けられた吸気弁もしく
は排気弁が１つの機構で駆動される。In a control state in which the center of the annular disk coincides with the center of the drive shaft, the camshaft rotates at a constant speed in synchronization with the drive shaft via the annular disk or the like, that is, without a phase difference. Therefore, the intake and exhaust valves open and close according to the profile of the cam. On the other hand, in a state in which the annular disk is swung in one direction by the drive mechanism, the center of the annular disk is eccentric from the center of the drive shaft, so that the drive shaft and the camshaft interlock at irregular speeds, A phase difference occurs during rotation. Therefore, the intake / exhaust valve opens and closes with the characteristic that the profile of the cam is retarded by the phase difference. here,
In the present invention, a camshaft provided for each cylinder has a plurality of cams, and a plurality of intake valves or exhaust valves provided for one cylinder are driven by one mechanism.

【００１５】上記のように回転中心を偏心させた状態で
は、ピンと係合溝とが摺動するが、上記ピンが環状ディ
スクの保持孔内に回転自在に嵌合支持されているととも
に、係合溝の内側面に面接触するように、ピンの突出部
分に平面部が形成されているので、その摩耗が抑制され
る。In the state where the center of rotation is eccentric as described above, the pin and the engagement groove slide, but the pin is not closed.
It is rotatably fitted and supported in the holding hole of the disc.
The projection of the pin so that it is in surface contact with the inner surface of the engagement groove
Since a flat portion is formed, wear of the flat portion is suppressed.

【００１６】また、複数個のカムの中で一部のカムの閉
弁時期等の特性を異ならせた場合には、回転中心を偏心
させた状態において、その特性の差異が強められ、ある
いは弱められる。従って、例えば多弁式の吸気弁に適用
することで、スワールが可変制御される。When the characteristics such as the valve closing timing of some of the plurality of cams are made different, the difference in the characteristics becomes stronger or weaker when the rotation center is eccentric. Can be Therefore, for example, by applying the present invention to a multi-valve intake valve, the swirl is variably controlled.

【００１７】一方、このようにカムの特性を異ならせる
と、一部のカムのみがバルブスプリング反力を受ける期
間が生じるので、カムシャフトにモーメントが作用する
が、請求項４のようにジャーナル部を配置することで、
ジャーナル部間の距離が大となる。On the other hand, if the characteristics of the cams are changed in this manner, a period occurs in which only some of the cams receive the valve spring reaction force, so that a moment acts on the camshaft. By placing
The distance between the journals increases.

【００１８】[0018]

【実施例】以下、この発明に係る吸排気弁駆動制御装置
の一実施例を図１〜図６に基づいて説明する。図におい
て、２１は図外の機関クランク軸からスプロケットを介
して回転力が伝達される駆動軸、２２は該駆動軸２１の
外周に一定の隙間をもって配置され、かつ駆動軸２１の
中心Ｘと同軸上に設けられた中空円筒状のカムシャフト
である。上記駆動軸２１は、機関前後方向に延設されて
いると共に、中空状に形成されている。またカムシャフ
ト２２は、各気筒毎に分割して構成されている。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS One embodiment of an intake / exhaust valve drive control device according to the present invention will be described below with reference to FIGS. In the drawing, reference numeral 21 denotes a drive shaft to which a rotational force is transmitted from an unillustrated engine crankshaft via a sprocket, and 22 denotes a drive shaft 21 which is disposed at a certain gap around the drive shaft 21 and is coaxial with the center X of the drive shaft 21. It is a hollow cylindrical camshaft provided above. The drive shaft 21 extends in the engine front-rear direction and is formed in a hollow shape. The camshaft 22 is configured to be divided for each cylinder.

【００１９】上記カムシャフト２２は、一対のジャーナ
ル部つまり第１ジャーナル部２２ａおよび第２ジャーナ
ル部２２ｂを有し、これらがシリンダヘッド上端部のカ
ム軸受５２，５３に回転自在に嵌合して支持されている
と共に、図２に示すように、外周の所定位置に、一対の
吸気弁２３をバルブスプリング２４のばね力に抗してバ
ルブリフター２５を介して開作動させる一対のカム２６
（図１には一方のカムを符号２６Ａ、他方のカムを符号
２６Ｂとして示す）が一体に設けられている。また、カ
ムシャフト２２は、上述したように複数個に分割形成さ
れているが、その一方の分割端部に、フランジ部２７が
設けられている。また、この複数に分割されたカムシャ
フト２２の端部間に、それぞれスリーブ２８と環状ディ
スク２９が配置されている。上記フランジ部２７は、図
４にも示すように、中空部から半径方向に沿った細長い
矩形状の係合溝３０が形成されていると共に、環状ディ
スク２９の一方の表面に摺接するフランジ面２７ａを有
している。上記第１ジャーナル部２２ａは、一対のカム
２６Ａ，２６Ｂの間に位置し、かつ第２ジャーナル部２
２ｂは、一方のカム２６Ｂとフランジ部２７との間に位
置している。そして、第１ジャーナル部２２ａは、一対
のカム２６Ａ，２６Ｂの中央の点からカム２６Ａに近接
した位置に設けられている。The camshaft 22 has a pair of journals, ie, a first journal 22a and a second journal 22b, which are rotatably fitted to and supported by cam bearings 52, 53 at the upper end of the cylinder head. As shown in FIG. 2, a pair of cams 26 are provided at predetermined positions on the outer periphery to open the pair of intake valves 23 via a valve lifter 25 against the spring force of a valve spring 24.
(One cam is indicated by reference numeral 26A and the other cam is indicated by reference numeral 26B in FIG. 1). The camshaft 22 is divided into a plurality of parts as described above, and one of the divided ends is provided with a flange 27. A sleeve 28 and an annular disk 29 are arranged between the ends of the plurality of divided camshafts 22, respectively. As shown in FIG. 4, the flange portion 27 has an elongated rectangular engagement groove 30 formed in a radial direction from the hollow portion, and has a flange surface 27 a slidingly contacting one surface of the annular disk 29. have. The first journal portion 22a is located between the pair of cams 26A, 26B, and the second journal portion 2a.
2b is located between one cam 26B and the flange 27. The first journal portion 22a is provided at a position close to the cam 26A from a center point between the pair of cams 26A and 26B.

【００２０】上記の一対のカム２６Ａ，２６Ｂは、後述
するように、そのリフト特性が互いに異なっている。The pair of cams 26A and 26B have different lift characteristics from each other as described later.

【００２１】上記スリーブ２８は、小径な一端部がカム
シャフト２２の他方の分割端部内に回転自在に挿入され
ている共に、駆動軸２１外周に嵌合しており、かつ直径
方向に貫通した連結ピン３１を介して該駆動軸２１に連
結固定されている。また、スリーブ２８の他端部に設け
られたフランジ部３２は、カムシャフト２２側のフラン
ジ部２７と対向して位置し、かつ図５にも示すように、
半径方向に沿った細長い矩形状の係合溝３３が形成され
ていると共に、外周面に環状ディスク２９の他方の表面
に摺接するフランジ面２８ａを有している。上記係合溝
３３は、カムシャフト２２側フランジ部２７の係合溝３
０と１８０°異なる反対側に配置されている。The sleeve 28 has a small-diameter end rotatably inserted into the other divided end of the camshaft 22, is fitted around the outer periphery of the drive shaft 21, and has a diametrically penetrating connection. It is connected and fixed to the drive shaft 21 via a pin 31. The flange 32 provided at the other end of the sleeve 28 is located opposite the flange 27 on the camshaft 22 side, and as shown in FIG.
An elongated rectangular engaging groove 33 extending in the radial direction is formed, and the outer peripheral surface has a flange surface 28 a that is in sliding contact with the other surface of the annular disk 29. The engagement groove 33 is provided in the engagement groove 3 of the cam shaft 22 side flange 27.
It is located on the opposite side that is 180 ° different from 0.

【００２２】上記環状ディスク２９は、略ドーナツ板状
を呈し、内径がカムシャフト２２の内径と略同径に形成
されていて、駆動軸２１の外周面との間に環状の隙間部
Ｓが形成されていると共に、小巾の外周部２９ａが環状
のベアリングメタル３４を介して制御環３５の内周面に
回転自在に保持されている。また、互いに１８０°異な
る直径線上の対向位置にそれぞれ保持孔２９ｂ，２９ｃ
が貫通形成されており、該保持孔２９ｂ，２９ｃには、
各係合溝３０，３３に係合する一対のピン３６，３７が
嵌合配置されている。この各ピン３６，３７は、互いに
カムシャフト軸方向へ逆向きに突出しており、円筒面か
らなる基部が保持孔２９ｂ，２９ｃ内に回転自在に嵌合
支持されていると共に、環状ディスク２９表面から突出
する先端部に、図４及び図５に示すように、上記係合溝
３０，３３の対向内面３０ａ，３０ｂ、３３ａ，３３ｂ
と当接する２面巾状の平面部３６ａ，３６ｂ、３７ａ，
３７ｂが形成されている。また、上記ピン３６，３７の
軸方向への位置決めは、突出方向については、ピン３
６，３７の円筒面と上記平面部３６ａ，３６ｂ、３７
ａ，３７ｂとの間に生じる段部とフランジ面２７ａ，２
８ａとの当接により、また後退方向については、上記保
持孔２９ｂ，２９ｃを貫通したピン３６，３７の基端面
とフランジ面２８ａ，２７ａとの当接により、それぞれ
行われる。The annular disk 29 has a substantially donut shape and an inner diameter substantially equal to the inner diameter of the camshaft 22, and an annular gap S is formed between the annular disk 29 and the outer peripheral surface of the drive shaft 21. The small-diameter outer peripheral portion 29a is rotatably held on the inner peripheral surface of the control ring 35 via an annular bearing metal 34. Further, the holding holes 29b and 29c are respectively provided at opposing positions on diameter lines different from each other by 180 °.
Are formed through the holding holes 29b and 29c.
A pair of pins 36 and 37 that engage with the respective engagement grooves 30 and 33 are fitted and arranged. The pins 36 and 37 project in opposite directions to each other in the camshaft axial direction. A base formed of a cylindrical surface is rotatably fitted and supported in the holding holes 29b and 29c. As shown in FIG. 4 and FIG. 5, opposed inner surfaces 30 a, 30 b, 33 a, 33 b of the engagement grooves 30, 33 are provided at the protruding distal end.
Plane portions 36a, 36b, 37a,
37b are formed. In addition, the positioning of the pins 36 and 37 in the axial direction is determined by the pin 3
6, 37 and the flat portions 36a, 36b, 37
a, 37b and the flange surface 27a, 2
8a, and the retreating direction is performed by abutment between the base end surfaces of the pins 36, 37 passing through the holding holes 29b, 29c and the flange surfaces 28a, 27a.

【００２３】上記制御環３５は、略円環状をなすととも
に、図２に示すように、外周の一部にボス部３５ａを有
し、該ボス部３５ａを貫通した揺動軸３８を支点とし
て、駆動軸２１の軸方向と直交する面に沿って上下に揺
動自在に構成されている。またボス部３５ａと反対側の
外周面にレバー部３５ｂが半径方向に沿って突設されて
おり、該レバー部３５ｂを介して駆動機構３９により揺
動位置が制御されるようになっている。The control ring 35 has a substantially annular shape and, as shown in FIG. 2, has a boss 35a on a part of the outer periphery, and uses a swing shaft 38 passing through the boss 35a as a fulcrum. The drive shaft 21 is configured to be swingable up and down along a plane perpendicular to the axial direction. A lever 35b protrudes from the outer peripheral surface opposite to the boss 35a in the radial direction, and the swing position is controlled by the drive mechanism 39 via the lever 35b.

【００２４】上記駆動機構３９は、図２及び図６に示す
ように、シリンダヘッドの所定部位に互いに対向して形
成された第１，第２シリンダ４０，４１と、各シリンダ
４０，４１内に出没自在に嵌合した油圧ピストン４２及
びリテーナ４３と、上記第１シリンダ４０内に画成され
る油圧室４０ａに油圧を給排して油圧ピストン４２を進
退させる油圧回路４４とを備えている。上記油圧ピスト
ン４２及びリテーナ４３は、互いに対向し、かつ両者の
先端の間で、上記レバー部３５ｂの円弧状先端部を上下
方向から挾持するようになっている。As shown in FIGS. 2 and 6, the driving mechanism 39 includes first and second cylinders 40 and 41 formed at predetermined positions of a cylinder head so as to face each other. It includes a hydraulic piston 42 and a retainer 43 that are fitted to be able to move in and out, and a hydraulic circuit 44 that supplies and discharges hydraulic pressure to and from a hydraulic chamber 40 a defined in the first cylinder 40 to move the hydraulic piston 42 forward and backward. The hydraulic piston 42 and the retainer 43 are opposed to each other, and sandwich the arc-shaped tip of the lever 35b from above and below.

【００２５】上記第２シリンダ４１内に設けられたリテ
ーナ４３は、略有底円筒状に形成され、第２シリンダ４
１内に配設されたコイルスプリング４５のばね力で突出
方向に付勢されている。つまり、油圧により進退する油
圧ピストン４２に従動して上下動するようになってい
る。The retainer 43 provided in the second cylinder 41 has a substantially cylindrical shape with a bottom.
1 is urged in the protruding direction by the spring force of a coil spring 45 disposed in the inside. In other words, it moves up and down following the hydraulic piston 42 which moves forward and backward by the hydraulic pressure.

【００２６】上記油圧回路４４は、一端部が機関のオイ
ルパン４６内に、他端部が油圧室４０ａにそれぞれ連通
した油通路４７と、該油通路４７のオイルパン４６側に
設けられたオイルポンプ４８と、該オイルポンプ４８の
下流側に設けられた３ポート２位置型の電磁切換弁４９
とから主として構成されている。尚、この油圧回路４４
は、一般に機関潤滑系統を利用して構成され、オイルポ
ンプ４８等を機関潤滑系統と共用したものとなる。上記
電磁切換弁４９は、機関回転数や吸入空気量等の運転条
件信号に基づいてコントローラ５０により切換制御され
る。具体的には、該電磁切換弁４９がＯＮ作動すると、
油通路４７が連通して、油圧室４０ａに油圧が供給さ
れ、ＯＦＦ作動すると油通路４７下流部分とドレン通路
５１とが連通して油圧を解放するようになっている。こ
の電磁切換弁４９のＯＮ−ＯＦＦ制御により、機関低速
側では油圧室４０ａに供給される油圧は低くなり、かつ
高速側では油圧が高くなる。尚、機関停止時には、電磁
切換弁４９は、ＯＦＦ状態に保たれる。The hydraulic circuit 44 includes an oil passage 47 having one end in the oil pan 46 of the engine, the other end communicating with the hydraulic chamber 40a, and an oil passage provided on the oil pan 46 side of the oil passage 47. A pump 48 and a three-port two-position electromagnetic switching valve 49 provided on the downstream side of the oil pump 48.
It is mainly composed of The hydraulic circuit 44
Is generally configured using an engine lubrication system, and the oil pump 48 and the like are shared with the engine lubrication system. The switching of the electromagnetic switching valve 49 is controlled by the controller 50 based on operating condition signals such as the engine speed and the amount of intake air. Specifically, when the electromagnetic switching valve 49 is turned ON,
The oil passage 47 communicates with the hydraulic chamber 40a to supply the oil pressure. When the oil passage 47 is turned off, the downstream portion of the oil passage 47 communicates with the drain passage 51 to release the oil pressure. By the ON-OFF control of the electromagnetic switching valve 49, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 40a decreases on the engine low speed side, and increases on the high speed side. When the engine is stopped, the electromagnetic switching valve 49 is kept in the OFF state.

【００２７】次に、上記のように構成された実施例の作
用について説明する。Next, the operation of the embodiment configured as described above will be described.

【００２８】先ず、機関の中速回転領域では、油圧室４
０ａに適宜な中間的な油圧が供給され、制御環３５がリ
テーナ４３の押圧力とのバランスにより中立位置に保た
れる。具体的には、環状ディスク２９の回転中心Ｙと駆
動軸２１の中心Ｘが合致するようになる。この場合は、
環状ディスク２９と駆動軸２１との間に回転位相差は生
じず、またカムシャフト２２の中心と環状ディスク２９
の中心Ｙも合致しているため、両者２２，２９間の回転
位相差も生じない。そのため、駆動軸２１，環状ディス
ク２９およびカムシャフト２２の３者は、ピン３６，３
７を介して等速で同期回転する。この結果、図７の
（Ａ）の実線に示すようなカムプロフィルに沿った基本
的なバルブリフト特性が得られる。また、このときに
は、ピン３６，３７と係合溝３０，３３との間で実質的
に滑りが生じないようになる。First, in the middle speed region of the engine, the hydraulic chamber 4
An appropriate intermediate oil pressure is supplied to the valve 0a, and the control ring 35 is maintained at the neutral position by a balance with the pressing force of the retainer 43. Specifically, the rotation center Y of the annular disk 29 and the center X of the drive shaft 21 match. in this case,
There is no rotational phase difference between the annular disc 29 and the drive shaft 21, and the center of the camshaft 22 and the annular disc 29
, The rotational phase difference between the two 22 and 29 does not occur. Therefore, the drive shaft 21, the annular disk 29, and the camshaft 22 are connected to the pins 36, 3
7 and synchronously rotate at a constant speed. As a result, a basic valve lift characteristic along the cam profile as shown by the solid line in FIG. 7A is obtained. At this time, substantially no slippage occurs between the pins 36, 37 and the engagement grooves 30, 33.

【００２９】次に、機関低速側の領域では、上述したよ
うに、油圧室４０ａの油圧は低く制御される。これによ
り、油圧ピストン４２が後退し、リテーナ４３の押圧力
により制御環３５が図２の一点鎖線のように上方に移動
する。従って、環状ディスク２９の中心Ｙが第２図に
Ｙ′として示すように駆動軸２１の中心Ｘから偏心す
る。この状態では、スリーブ２８の係合溝３３とピン３
７並びにカムシャフト２２の係合溝３０とピン３６との
摺動位置が駆動軸２１の１回転毎に移動し、環状ディス
ク２９の角速度が変化する不等速回転になる。Next, in the low-speed region of the engine, as described above, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 40a is controlled to be low. As a result, the hydraulic piston 42 retreats, and the control ring 35 moves upward as shown by the dashed line in FIG. 2 by the pressing force of the retainer 43. Accordingly, the center Y of the annular disk 29 is eccentric from the center X of the drive shaft 21, as shown as Y 'in FIG. In this state, the engagement groove 33 of the sleeve 28 and the pin 3
7 and the sliding position between the engaging groove 30 of the camshaft 22 and the pin 36 are moved for each rotation of the drive shaft 21, and the annular disk 29 is rotated at an irregular speed.

【００３０】特に、一方の係合溝３３とピン３７の摺動
位置が駆動軸２１の中心Ｘに接近する角度領域では、他
方の係合溝３０とピン３６の摺動位置が中心Ｘから離れ
る関係になる。この場合は、環状ディスク２９は、駆動
軸２１に対して角速度が小さくなり、さらに環状ディス
ク２９に対しカムシャフト２２の角速度も小さくなる。
したがって、カムシャフト２２の角速度は、駆動軸２１
に対して２重に減速された状態になる。逆に、一方の係
合溝３３とピン３７の摺動位置が駆動軸２１の中心Ｘか
ら離間する角度領域では、他方の係合溝３０とピン３６
の摺動位置が中心Ｘに接近する関係になる。この場合
は、環状ディスク２９は、駆動軸２１に対して角速度が
大きくなり、さらに環状ディスク２９に対しカムシャフ
ト２２の角速度も大きくなる。したがって、カムシャフ
ト２２の角速度は、駆動軸２１に対して２重に増速され
た状態になる。[0030] Particularly, in the angular region sliding position of one of the engaging groove 33 and the pin 37 approaches the center X of the drive shaft 21, the sliding position of the other engaging groove 30 and the pin 36 moves away from the center X Become a relationship. In this case, the angular velocity of the annular disk 29 with respect to the drive shaft 21 decreases, and the angular velocity of the camshaft 22 with respect to the annular disk 29 also decreases.
Therefore, the angular velocity of the camshaft 22 is
Is decelerated twice. Conversely, one clerk
In the angular region where the sliding position of the engaging groove 33 and the pin 37 is separated from the center X of the drive shaft 21, the other engagement groove 30 and the pin 36
Is closer to the center X. In this case, the angular velocity of the annular disk 29 with respect to the drive shaft 21 increases, and the angular velocity of the camshaft 22 with respect to the annular disk 29 also increases. Therefore, the angular velocity of the camshaft 22 is doubled with respect to the drive shaft 21.

【００３１】これにより、図７の（Ｂ）に一点鎖線で示
すように、駆動軸２１とカムシャフト２２との間で比較
的大きな位相差が与えられる。また、回転位相差の最
大，最小点の途中に同位相点（Ｐ点）が存在する。尚、
図７（Ｂ）の特性図では、カムシャフト２２が相対的に
進む方向の位相差を正に、相対的に遅れる方向の位相差
を負にしてある。そして、カムシャフト２２が相対的に
遅れ側となる領域（Ｐ１点以前の領域およびＰ２〜Ｐ３
の領域）に位置する吸気弁２３の開弁時期は、上記位相
差に伴って遅れることになる。逆に、カムシャフト２２
が相対的に進み側となる領域（Ｐ１〜Ｐ２の領域）に位
置する吸気弁２３の閉弁時期は、位相差に伴って進むこ
とになる。従って、図７の（Ａ）に一点鎖線で示すよう
なバルブリフト特性が得られ、その作動角は小さくな
る。As a result, a relatively large phase difference is provided between the drive shaft 21 and the camshaft 22 as shown by a dashed line in FIG. 7B. Further, an in-phase point (point P) exists midway between the maximum and minimum points of the rotational phase difference. still,
In the characteristic diagram of FIG. 7B, the phase difference in the direction in which the camshaft 22 relatively advances is positive, and the phase difference in the direction in which the camshaft 22 is relatively slow is negative. The area where the camshaft 22 is relatively delayed (the area before the point P1 and the areas P2 to P3)
The opening timing of the intake valve 23 located in the region (2) is delayed due to the phase difference. Conversely, the camshaft 22
The valve closing timing of the intake valve 23 located in the region (region of P1 to P2) on the relatively advanced side advances with the phase difference. Therefore, the valve lift characteristic shown by the dashed line in FIG. 7A is obtained, and the operating angle is reduced.

【００３２】一方、機関高速側の領域では、上述したよ
うに、油圧室４０ａの油圧は高く制御される。これによ
り、油圧ピストン４２が突出し、リテーナ４３の押圧力
に抗して制御環３５が図２の二点鎖線のように下方に移
動する。従って、環状ディスク２９の中心Ｙが第２図に
Ｙ″として示すように駆動軸２１の中心Ｘから偏心す
る。この状態では、やはりスリーブ２８の係合溝３３と
ピン３７並びにカムシャフト２２の係合溝３０とピン３
６との摺動位置が駆動軸２１の１回転毎に移動し、環状
ディスク２９の角速度が変化する不等速回転になる。On the other hand, in the high-speed region of the engine, as described above, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 40a is controlled to be high. As a result, the hydraulic piston 42 protrudes, and the control ring 35 moves downward as shown by the two-dot chain line in FIG. 2 against the pressing force of the retainer 43. Accordingly, the center Y of the annular disk 29 is eccentric from the center X of the drive shaft 21 as indicated by Y "in Fig. 2. In this state, the engagement groove 33 of the sleeve 28 and the pin 37 and the cam shaft 22 are also engaged. Mating groove 30 and pin 3
The sliding position of the annular disk 29 moves at every rotation of the drive shaft 21, and the annular disk 29 changes at an irregular speed.

【００３３】特に、一方の係合溝３３とピン３７の摺動
位置が駆動軸２１の中心Ｘに接近する角度領域では、他
方の係合溝３０とピン３６の摺動位置が中心Ｘから離れ
る関係になる。この場合は、環状ディスク２９は、駆動
軸２１に対して角速度が小さくなり、さらに環状ディス
ク２９に対しカムシャフト２２の角速度も小さくなる。
したがって、カムシャフト２２の角速度は、駆動軸２１
に対して２重に減速された状態になる。逆に、一方の係
合溝３３とピン３７の摺動位置が駆動軸２１の中心Ｘか
ら離間する角度領域では、他方の係合溝３０とピン３６
の摺動位置が中心Ｘに接近する関係になる。この場合
は、環状ディスク２９は、駆動軸２１に対して角速度が
大きくなり、さらに環状ディスク２９に対しカムシャフ
ト２２の角速度も大きくなる。したがって、カムシャフ
ト２２の角速度は、駆動軸２１に対して２重に増速され
た状態になる。[0033] Particularly, in the angular region sliding position of one of the engaging groove 33 and the pin 37 approaches the center X of the drive shaft 21, the sliding position of the other engaging groove 30 and the pin 36 moves away from the center X Become a relationship. In this case, the angular velocity of the annular disk 29 with respect to the drive shaft 21 decreases, and the angular velocity of the camshaft 22 with respect to the annular disk 29 also decreases.
Therefore, the angular velocity of the camshaft 22 is
Is decelerated twice. Conversely, one clerk
In the angular region where the sliding position of the engaging groove 33 and the pin 37 is separated from the center X of the drive shaft 21, the other engagement groove 30 and the pin 36
Is closer to the center X. In this case, the angular velocity of the annular disk 29 with respect to the drive shaft 21 increases, and the angular velocity of the camshaft 22 with respect to the annular disk 29 also increases. Therefore, the angular velocity of the camshaft 22 is doubled with respect to the drive shaft 21.

【００３４】これにより、図７の（Ｂ）に二点鎖線で示
すように、駆動軸２１とカムシャフト２２との間で低速
時と逆方向の位相差が与えられる。また、回転位相差の
最大，最小点の途中には同位相点（Ｐ点）が存在する。
従って、カムシャフト２２が相対的に進み側となる領域
（Ｐ１点以前の領域およびＰ２〜Ｐ３の領域）に位置す
る吸気弁２３の開弁時期は、上記位相差に伴って進むこ
とになる。逆に、カムシャフト２２が相対的に遅れ側と
なる領域（Ｐ１〜Ｐ２の領域）に位置する吸気弁２３の
閉弁時期は、位相差に伴って遅れることになる。従っ
て、図７の（Ａ）に二点鎖線で示すようなバルブリフト
特性が得られ、その作動角は大きくなる。As a result, as shown by a two-dot chain line in FIG. 7B, a phase difference is provided between the drive shaft 21 and the camshaft 22 in a direction opposite to that at the time of low speed. Further, an in-phase point (point P) exists midway between the maximum and minimum points of the rotational phase difference.
Therefore, the valve opening timing of the intake valve 23 located in the region where the camshaft 22 is relatively advanced (the region before the point P1 and the region between P2 and P3) advances with the phase difference. Conversely, the closing timing of the intake valve 23 located in a region where the camshaft 22 is relatively delayed (regions P1 and P2) is delayed according to the phase difference. Therefore, the valve lift characteristic shown by the two-dot chain line in FIG. 7A is obtained, and the operating angle becomes large.

【００３５】尚、吸気弁２３の開弁時期は、Ｐ点に近い
ので、低速，高速のいずれの場合でも、その変化の程度
は、閉弁時期の変化に比べて小さい。Since the valve opening timing of the intake valve 23 is close to the point P, the degree of the change is smaller than that of the valve closing timing in both low speed and high speed cases.

【００３６】このように、低速側の領域で一点鎖線のよ
うな特性となることにより、低速域での充填効率が向上
し、低速トルクが増大する。しかも、開弁時期が遅れる
ことで、バルブオーバーラップが小さくなり、アイドル
時の燃費が良好になるとともに、アイドル安定性が向上
する。As described above, the characteristics as indicated by the one-dot chain line in the low-speed region improve the filling efficiency in the low-speed region and increase the low-speed torque. In addition, the delay in the valve opening timing reduces the valve overlap, improves fuel economy during idling, and improves idle stability.

【００３７】逆に、高速側の領域では、相対的に作動角
が大きく、閉弁時期が遅いため、高速域での充填効率が
向上する。しかも、バルブオーバーラップ増大による排
気効率向上により、高速域でのトルク，出力が向上す
る。Conversely, in the high speed region, the operating angle is relatively large and the valve closing timing is late, so that the filling efficiency in the high speed region is improved. In addition, torque and output in a high-speed range are improved by improving exhaust efficiency by increasing valve overlap.

【００３８】そして、上記構成では、一つのカムシャフ
ト２２でもって一対の吸気弁２３が同時に開閉駆動され
るので、環状ディスク２９等の構成の複雑化が最小限に
抑制される。しかも、各ピン３６，３７が回転自在であ
るとともに、その両側縁が平面部３６ａ，３６ｂ，３７
ａ，３７ｂに形成されているため、各係合溝３０，３３
の対向内面３０ａ，３０ｂ、３３ａ，３３ｂと常に面接
触状態で当接し、経時的な摩耗が抑制される。In the above configuration, the pair of intake valves 23 are simultaneously opened and closed by one camshaft 22, thereby minimizing the complexity of the configuration of the annular disc 29 and the like. Moreover, each of the pins 36 and 37 is rotatable, and both side edges thereof are flat portions 36a, 36b and 37.
a, since it is formed in 37b, the engaging grooves 30 and 33
And the inner surfaces 30a, 30b, 33a, 33b of the first and second surfaces are always in surface contact with each other, and wear over time is suppressed.

【００３９】尚、上述した中心Ｙ点の上下の移動は、厳
密には直線的ではなく、揺動軸３８を中心として円弧状
に変位することになるため、低速側の状態での同位相点
Ｐと高速側の領域での同位相点Ｐとは、厳密には若干異
なる位置となるが、揺動軸３８からＹ点までの揺動半径
がある程度大きければ、その影響は無視できるので、図
７ではＰ点を同一位置に示してある。Note that the above-mentioned vertical movement of the center Y point is not strictly linear, but is displaced in an arc around the swing shaft 38. Although the position of P and the in-phase point P in the high-speed side region are strictly slightly different from each other, if the swing radius from the swing shaft 38 to the Y point is large to some extent, the effect can be ignored. 7, point P is shown at the same position.

【００４０】ところで、上記実施例では、前述したよう
に、各カムシャフト２２における一対のカム２６Ａ，２
６Ｂのリフト特性が互いに異なっているが、これによる
作用を図８を参照して詳細に説明する。図８の（ａ）
は、第２カム２６Ｂにより開閉される吸気弁２３のバル
ブリフト特性を示し、（ｂ）は第１カム２６Ａにより開
閉される吸気弁２３のバルブリフト特性を示す。また
（ｃ）は、第７図（Ｂ）と同じく低速域（一点鎖線）お
よび高速域（二点鎖線）での位相差を示す。In the above-described embodiment, as described above, the pair of cams 26A,
Although the lift characteristics of 6B are different from each other, the operation due to this will be described in detail with reference to FIG. (A) of FIG.
Shows the valve lift characteristics of the intake valve 23 opened and closed by the second cam 26B, and (b) shows the valve lift characteristics of the intake valve 23 opened and closed by the first cam 26A. (C) shows the phase difference in the low-speed range (dashed-dotted line) and the high-speed range (dashed-dotted line) as in FIG. 7 (B).

【００４１】この実施例では、Ｘ点とＹ点との同心状態
における基本的な特性として、第１カム２６Ａによる吸
気弁２３の閉弁時期が上死点後２２５°（これをα０と
する）に、第２カム２６Ｂによる吸気弁２３の閉弁時期
が上死点後１７５°（これをα０′とする）に設定され
ている。また、同位相点Ｐは、それぞれ上死点後２０°
に設定されている。従って、例えば低速域で、図８
（ｃ）の一点鎖線のように位相差を与えるとすると、一
方の吸気弁２３の閉弁時期である上死点後２２５°にお
ける位相差ａと、他方の吸気弁２３の閉弁時期である上
死点後１７５°における位相差ａ′とが略等しくなる。
例えば、この位相差ａ（＝ａ′）を１０５°とすると、
図８の（ａ），（ｂ）に示すように、低速時の閉弁時期
は、第１カム２６Ａで１２０°（これをα１とする）、
第２カム２６Ｂで７０°（これをα１′とする）とな
る。同様に、高速域で、図８（ｃ）の二点鎖線のように
位相差を与えるとすると、やはり上死点後２２５°にお
ける位相差ｂと、上死点後１７５°における位相差ｂ′
とが略等しくなる。この位相差を、例えば２８°とする
と、高速時の閉弁時期は、第１カム２６Ａで２５３°
（これをα２とする）、第２カム２６Ｂで２０３°（こ
れをα２′とする）となる。In this embodiment, as a basic characteristic in the concentric state between the point X and the point Y, the closing timing of the intake valve 23 by the first cam 26A is 225 ° after the top dead center (this is defined as α0). In addition, the closing timing of the intake valve 23 by the second cam 26B is set to 175 ° after the top dead center (this is set to α0 ′). In addition, the in-phase points P are respectively 20 ° after the top dead center.
Is set to Therefore, for example, in a low speed region, FIG.
(C) Assuming that a phase difference is given as shown by a dashed line, the phase difference a at 225 ° after the top dead center, which is the closing timing of one intake valve 23, and the closing timing of the other intake valve 23 are shown. The phase difference a ′ at 175 ° after the top dead center becomes substantially equal.
For example, if this phase difference a (= a ′) is 105 °,
As shown in FIGS. 8A and 8B, the valve closing timing at the time of low speed is 120 ° by the first cam 26A (this is α1),
The angle is 70 ° (this is α1 ′) with the second cam 26B. Similarly, if a phase difference is given in the high-speed region as shown by a two-dot chain line in FIG. 8C, the phase difference b at 225 ° after the top dead center and the phase difference b ′ at 175 ° after the top dead center are also obtained.
Becomes approximately equal. If this phase difference is, for example, 28 °, the valve closing timing at high speed is 253 ° at the first cam 26A.
(This is α2), which is 203 ° (this is α2 ′) with the second cam 26B.

【００４２】ここで、第１，第２カム２６Ａ，２６Ｂの
閉弁時期の比を、同心時および各偏心時とで比べてみる
と、次の（１）式のような関係が成立する。Here, when the ratio of the valve closing timing of the first and second cams 26A, 26B is compared between the concentric and the eccentric times, the following equation (1) is established.

【００４３】[0043]

【数１】 （α１／α１′）＞（α０／α０′）＞（α２／α２′） …（１） つまり、位相差により閉弁時期が進み、あるいは遅れる
ことに伴って、一対のカム２６Ａ，２６Ｂの特性の違
い、詳しくは閉弁時期の差異が、増幅されたり、逆に縮
小されたりするという作用が得られるのである。(Α1 / α1 ′)> (α0 / α0 ′)> (α2 / α2 ′) (1) That is, as the valve closing timing advances or delays due to the phase difference, the pair of cams 26A , 26B, more specifically, the difference in the valve closing timing is amplified or conversely reduced.

【００４４】この結果、上記実施例では、機関低速域に
おいて、一方の吸気弁２３を通る吸気流量と他方の吸気
弁２３を通る吸気流量との比が大となり、強いスワール
効果を得ることができる。そのため、低速域での燃焼改
善が図れ、燃費が向上する。特に、本実施例のように、
吸気弁２３の閉弁時期を下死点よりも早めると、ポンピ
ングロスの低減により一層の燃費向上が可能であるが、
これに伴って、実圧縮比が低下し、燃焼温度が低下して
燃焼が悪化しがちとなるが、強いスワールを与えること
により、このような燃焼悪化を抑制できる。As a result, in the above embodiment, the ratio of the flow rate of the intake air passing through one intake valve 23 to the flow rate of the intake air passing through the other intake valve 23 becomes large in the low engine speed range, and a strong swirl effect can be obtained. . Therefore, combustion can be improved in a low speed range, and fuel efficiency is improved. In particular, as in this embodiment,
If the valve closing timing of the intake valve 23 is advanced earlier than the bottom dead center, the fuel efficiency can be further improved by reducing the pumping loss.
Accompanying this, the actual compression ratio decreases, the combustion temperature tends to decrease, and the combustion tends to deteriorate. By giving a strong swirl, such deterioration of the combustion can be suppressed.

【００４５】また機関高速域では、スワールが最小限に
抑制され、トルク，出力の向上が図れる。In the high engine speed range, the swirl is suppressed to a minimum, and the torque and the output can be improved.

【００４６】尚、上記の説明では、ａ＝ａ′となるよう
に、同位相点Ｐを設定してあるが、ａ≒ａ′あるいはａ
＞ａ′の関係があれば、上記（１）式の関係が成立する
ので、同様の作用効果が得られる。In the above description, the in-phase point P is set so that a = a '.
If there is a relation of> a ', the relation of the above equation (1) is established, and the same operation and effect can be obtained.

【００４７】また、上記の説明は吸気弁２３の閉弁時期
について述べたが、同位相点Ｐを図８の例よりも９０°
程度遅らせて上死点後１１０°程度に設定すると、偏心
時の閉弁時期の変化は小さくなり、逆に開弁時期の変化
が大きくなる。従って、吸気弁２３の開弁時期を２弁で
異ならせておけば、その開弁時期の特性の違いを増幅し
たり縮小したりすることができる。これにより、残留ガ
スのコントロールが可能となり、エミッション低減や燃
費低減が可能となる。In the above description, the closing timing of the intake valve 23 has been described.
If it is set to about 110 ° after the top dead center with a delay of about a degree, the change of the valve closing timing at the time of eccentricity becomes small, and conversely, the change of the valve opening timing becomes large. Therefore, if the valve opening timing of the intake valve 23 is made different between the two valves, the difference in the characteristics of the valve opening timing can be amplified or reduced. This makes it possible to control the residual gas, thereby reducing emissions and fuel consumption.

【００４８】さらに、各気筒一対の排気弁の開閉駆動に
適用しても、残留ガスコントロールが可能である。Further, residual gas control is possible even when applied to the opening / closing drive of a pair of exhaust valves of each cylinder.

【００４９】ところで、上記のように一対のカム２６
Ａ，２６Ｂのリフト特性を異ならせると、その一方のみ
がリフトし、バルブスプリング２４の反力を受けるとい
う期間が発生する。このように、カム２６Ａ，２６Ｂの
一方のみにバルブスプリング２４の反力が作用すると、
カムシャフト２２にその軸線を傾かせるようなモーメン
トが発生し、その軸受部分の摩耗やフリクションの増大
が問題となる。このような問題に対し、上記実施例の構
成では、図１において説明したように、カムシャフト２
２が第１ジャーナル部２２ａおよび第２ジャーナル部２
２ｂの２点で軸受されているとともに、第１ジャーナル
部２２ａが、一対のカム２６Ａ，２６Ｂの中央の点から
カム２６Ａに近接した位置に設けられているので、軸受
部となる２点間の距離を大きく確保することができ、バ
ルブスプリング反力によるモーメントを効果的に支承す
ることができる。そのため、フリクションや摩耗を抑制
できる。By the way, as described above, the pair of cams 26
When the lift characteristics of A and 26B are made different, only one of them lifts, and a period occurs in which the valve spring receives the reaction force. Thus, when the reaction force of the valve spring 24 acts on only one of the cams 26A and 26B,
A moment is generated in the camshaft 22 so as to tilt the axis of the camshaft 22, and wear and friction of the bearing portion are increased. In order to solve such a problem, in the configuration of the above embodiment, as described in FIG.
2 is the first journal section 22a and the second journal section 2
2b, and the first journal portion 22a is provided at a position close to the cam 26A from the center point of the pair of cams 26A, 26B. A large distance can be secured, and the moment due to the valve spring reaction force can be effectively supported. Therefore, friction and wear can be suppressed.

【００５０】[0050]

【発明の効果】以上の説明で明らかなように、この発明
に係る内燃機関の吸排気弁駆動制御装置によれば、各気
筒毎に分割して配設されるカムシャフトが複数のカムを
有し、各気筒の複数個の吸気弁もしくは排気弁を開閉駆
動できるので、環状ディスクやその駆動機構等の構成が
比較的簡単なものとなる。しかも、ピンと係合溝とが常
に面接触状態で摺動するため、経時的な摩耗が抑制され
る。また、その複数個のカムの中にリフト特性の異なる
カムを設けることにより、吸気スワールの可変制御や残
留ガスのコントロールを実現できる。As is apparent from the above description, according to the intake / exhaust valve drive control apparatus for an internal combustion engine according to the present invention, the camshaft divided for each cylinder has a plurality of cams. Since a plurality of intake valves or exhaust valves of each cylinder can be driven to open and close, the configuration of the annular disk and its driving mechanism is relatively simple. In addition, the pin and the engagement groove are always
Slidably in contact with the surface
You. Further, by providing cams having different lift characteristics among the plurality of cams, variable control of intake swirl and control of residual gas can be realized.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明の一実施例の要部を示す一部破断図。FIG. 1 is a partially cutaway view showing a main part of an embodiment of the present invention.

【図２】図１のＡ矢視図。FIG. 2 is a view taken in the direction of arrow A in FIG.

【図３】本実施例の要部を示す平面図。FIG. 3 is a plan view showing a main part of the embodiment.

【図４】図３のＢ−Ｂ線断面図。FIG. 4 is a sectional view taken along line BB of FIG. 3;

【図５】図３のＣ−Ｃ線断面図。FIG. 5 is a sectional view taken along line CC of FIG. 3;

【図６】駆動機構の構成を示す概略図。FIG. 6 is a schematic diagram showing a configuration of a driving mechanism.

【図７】駆動軸とカムシャフトとの回転位相差の特性お
よびバルブリフト特性を対比して示す特性図。FIG. 7 is a characteristic diagram showing a characteristic of a rotational phase difference between a drive shaft and a cam shaft and a valve lift characteristic in comparison.

【図８】カムリフト特性の異なる一対のカムを用いた場
合のバルブリフト特性を回転位相差の特性とともに示す
特性図。FIG. 8 is a characteristic diagram showing valve lift characteristics together with rotational phase difference characteristics when a pair of cams having different cam lift characteristics are used.

【図９】従来の吸排気弁駆動制御装置の断面図。FIG. 9 is a sectional view of a conventional intake and exhaust valve drive control device.

【図１０】図９のＤ−Ｄ線断面図。FIG. 10 is a sectional view taken along line DD of FIG. 9;

【図１１】従来の吸排気弁駆動制御装置の回転位相差特
性およびバルブリフト特性を示す特性図。FIG. 11 is a characteristic diagram showing a rotational phase difference characteristic and a valve lift characteristic of a conventional intake and exhaust valve drive control device.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

２１…駆動軸 ２２…カムシャフト ２６Ａ，２６Ｂ…カム ２７…フランジ部 ３２…フランジ部 ２９…環状ディスク ３０，３３…係合溝 ３６，３７…ピン ３９…駆動機構。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 21 ... Drive shaft 22 ... Cam shaft 26A, 26B ... Cam 27 ... Flange part 32 ... Flange part 29 ... Annular disk 30, 33 ... Engagement groove 36, 37 ... Pin 39 ... Drive mechanism.

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭63−1707（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F01L 13/00 301 F02B 31/02 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continuation of the front page (56) References JP-A-63-1707 (JP, A) (58) Fields investigated (Int. Cl. ⁷ , DB name) F01L 13/00 301 F02B 31/02

Claims (4)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】 機関の回転に同期して回転する駆動軸
と、 この駆動軸と同軸上に各気筒毎に配設され、かつ１気筒
当たり複数個設けられた吸気弁もしくは排気弁を駆動す
るように複数個のカムが外周に形成されたカムシャフト
と、 このカムシャフトの端部に設けられ、かつ半径方向に沿
って係合溝が形成されたフランジ部と、 このフランジ部に対向するように上記駆動軸側に設けら
れ、かつ半径方向に沿って係合溝が形成されたフランジ
部と、 上記両フランジ部の間に配設された揺動自在な環状ディ
スクと、 この環状ディスクの両側部に互いに反対方向に突設され
て、上記両フランジ部の各係合溝内に夫々係合するピン
と、 上記環状ディスクを機関運転状態に応じて揺動させる駆
動機構と、 を備え、 上記ピンが環状ディスクの保持孔内に回転自在に嵌合支
持されているとともに、上記係合溝の内側面に面接触す
るように、ピンの突出部分に平面部が形成されているこ
とを特徴とする 内燃機関の吸排気弁駆動制御装置。1. A drive shaft that rotates in synchronization with the rotation of an engine, and drives a plurality of intake valves or exhaust valves provided for each cylinder coaxially with the drive shaft and provided for each cylinder. A camshaft having a plurality of cams formed on the outer periphery thereof, a flange provided at an end of the camshaft and having an engagement groove formed in a radial direction, and facing the flange. A flange portion provided on the drive shaft side and having an engagement groove formed in a radial direction, a swingable annular disk disposed between the two flange portions, and both sides of the annular disk. are projected in opposite directions in section, with a pin respectively engaged within the engaging groove of the flange portions, and a drive mechanism for swinging in accordance with the annular disc to the engine operating condition, the said pin Is in the holding hole of the annular disc Rolling freely Hamago支
And is in surface contact with the inner surface of the engagement groove.
Make sure that the pin has a flat
An intake and exhaust valve drive control device for an internal combustion engine , characterized in that: 【請求項２】 上記カムシャフトは、その複数個のカム
の中に、リフト特性の異なるカムを含むことを特徴とす
る請求項１記載の内燃機関の吸排気弁駆動制御装置。2. The intake / exhaust valve drive control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the camshaft includes cams having different lift characteristics among the plurality of cams. 【請求項３】 上記カムシャフトが吸気弁を開閉駆動す
るものであり、かつカムの閉弁時期が異なる時期に設定
されていることを特徴とする請求項２記載の内燃機関の
吸排気弁駆動制御装置。3. The drive of an intake / exhaust valve of an internal combustion engine according to claim 2, wherein the camshaft drives the opening and closing of the intake valve, and the closing timing of the cam is set at different times. Control device. 【請求項４】 カムシャフトの一対のカムのリフト特性
が互いに異なるように設定されており、該カムシャフト
は、両カム間の第１ジャーナル部および一方のカムと上
記フランジ部との間の第２ジャーナル部を有し、かつ上
記第１ジャーナル部が、他方のカムに近接して配置され
ていることを特徴とする請求項２または請求項３に記載
の内燃機関の吸排気弁駆動制御装置。4. A lift characteristic of a pair of cams of the camshaft is set so as to be different from each other, and the camshaft has a first journal portion between both cams and a first journal portion between one cam and the flange portion. 4. An intake / exhaust valve drive control device for an internal combustion engine according to claim 2, wherein the first journal portion has two journal portions, and the first journal portion is arranged close to the other cam. .