JP3355262B2 - 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]

【発明の属する技術分野】本発明は、例えば自動車用内
燃機関の運転状態に応じて吸気・排気弁の開閉時期を可
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 that variably controls the opening / closing timing of intake / exhaust valves in accordance with, for example, the operating state of an internal combustion engine for an automobile.

【０００２】[0002]

【従来の技術】この種の従来の吸排気弁駆動制御装置と
しては、本出願人が先に出願した特開平６−２５１６号
公報に記載されているものが知られている。2. Description of the Related Art As a conventional intake / exhaust valve drive control device of this type, there is known a device described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-2516 filed by the present applicant.

【０００３】図１１に基づいて概略を説明すれば、機関
のクランク軸から回転力が伝達される駆動軸１と、該駆
動軸１の外周に一定の隙間をもって同軸上に配置され、
かつ各気筒毎に分割されて、外周に図外の吸気弁を作動
するカム２ａを有するカムシャフト２と、該各カムシャ
フト２の端部と駆動軸１との間に設けられて、両者の相
対的な角速度を変化させる可変制御機構３と、該制御機
構３を機関運転状態に応じて偏心動させる作動機構４と
を備えている。[0003] In brief, referring to Fig. 11, a drive shaft 1 to which a rotational force is transmitted from a crankshaft of an engine, and a drive shaft 1 arranged coaxially with a certain clearance around the outer periphery of the drive shaft 1,
And a camshaft 2 having a cam 2a on an outer periphery thereof for operating an intake valve (not shown), provided between an end of each camshaft 2 and the drive shaft 1, and divided into two cylinders. A variable control mechanism 3 for changing the relative angular velocity and an operation mechanism 4 for eccentrically moving the control mechanism 3 according to the engine operating state are provided.

【０００４】前記可変制御機構３は、カムシャフト２の
端部と駆動軸１とに夫々設けられた第１，第２フランジ
部５，６と、該両フランジ部５，６間に設けられて内周
に環状ディスク７を回転自在に保持するディスクハウジ
ング８と、前記環状ディスク７と各フランジ部５，６と
の間に介装されて駆動軸１の回転力を各カムシャフト２
に伝達する摺動自在な係止ピン９，１０とを有してい
る。The variable control mechanism 3 is provided between first and second flange portions 5 and 6 provided at the end of the camshaft 2 and the drive shaft 1, respectively, and between the two flange portions 5 and 6. A disk housing 8 for rotatably holding an annular disk 7 on the inner periphery thereof, and a rotational force of the drive shaft 1 interposed between the annular disk 7 and each of the flange portions 5 and 6 to rotate the camshaft 2
And slidable locking pins 9 and 10 for transmitting the power to the motor.

【０００５】また、作動機構４は、図１０に示すよう
に、ディスクハウジング８の図外の偏心カムに連結され
て、端部にピニオン１１が設けられた制御シャフト４ａ
と、ボディ１２内に摺動自在に設けられて、上面に前記
ピニオン１１と噛合するラック１３が設けられたスライ
ド部材１４と、スライド部材１４の内部に有するシリン
ダ１５内に油圧を給排してピストン１６を介してスライ
ド部材１４を摺動させる油圧回路１７と、該油圧回路１
７の流路を切り換えるスプール弁１８を軸方向に摺動さ
せるリニア型のステッピングモータ１９とを備えてい
る。As shown in FIG. 10, the operating mechanism 4 is connected to an eccentric cam (not shown) of the disk housing 8 and has a control shaft 4a having a pinion 11 at an end.
And a slide member 14 provided slidably in the body 12 and provided on the upper surface with a rack 13 meshing with the pinion 11, and supplying and discharging hydraulic pressure to a cylinder 15 provided inside the slide member 14. A hydraulic circuit 17 for sliding the slide member 14 via the piston 16;
And a linear type stepping motor 19 for sliding a spool valve 18 for switching the flow path 7 in the axial direction.

【０００６】そして、機関運転状態の変化に伴い、コン
トローラ２０からステッピングモータ１９に制御パルス
信号が出力されて、スプール弁１８を作動させ、これに
よってシリンダ１５のピストン１６を挟んだ両受圧室１
５ａ，１５ｂ内に相対的に油圧を給排させる。このた
め、スライダ部材１４が、図１０中左右方向へ摺動する
ことによりラック１３，ピニオン１１を介して制御シャ
フト４ａを回転させて、ディスクハウジング８を揺動さ
せる。これにより、環状ディスク７の中心が、駆動軸１
の軸心と同心あるいは偏心動して駆動軸１と各カムシャ
フト２との相対的な角速度を変化させて、回転位相差を
生じさせる。この結果、吸気弁の開閉時期を機関運転状
態に応じて進遅制御するようになっている。[0006] With a change in the engine operating state, a control pulse signal is output from the controller 20 to the stepping motor 19 to operate the spool valve 18, whereby the two pressure receiving chambers 1 sandwiching the piston 16 of the cylinder 15.
Hydraulic pressure is relatively supplied and discharged into the inside of 5a, 15b. Therefore, the slider member 14 slides in the left-right direction in FIG. 10 to rotate the control shaft 4 a via the rack 13 and the pinion 11 to swing the disk housing 8. Thereby, the center of the annular disk 7 is
Concentrically or eccentrically to change the relative angular velocity between the drive shaft 1 and each camshaft 2 to generate a rotational phase difference. As a result, the opening / closing timing of the intake valve is controlled to advance or retard according to the engine operating state.

【０００７】[0007]

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、前記従
来の装置にあっては、制御機構３を揺動制御する作動機
構４が、スライド部材１４やスプール弁１８等の多くの
構成部品をボディ１２内に一緒に収納したいわゆるメカ
ニカルサーボ機構になっているため、構造が複雑になる
と共に、ピニオン１１の回転距離はスライド部材１４の
左右ストロークと等しく、これに伴って比例ソレノイド
で駆動されるスプール１８のストロークも比較的大きく
設定しなければならない。従って比例ソレノイドを採用
する際には、前記した比較的大きなスプールのストロー
クを得るために大型のソレノイドを使用しなければなら
ない。また前述のように、高価なリニア型のステップモ
ータ１９を用いなければならず、この結果、製造コスト
の高騰が余儀なくされている。However, in the above-mentioned conventional apparatus, the operating mechanism 4 for controlling the swing of the control mechanism 3 includes many components such as the slide member 14 and the spool valve 18 in the body 12. , The structure becomes complicated, and the rotation distance of the pinion 11 is equal to the left and right strokes of the slide member 14, and accordingly, the spool 18 is driven by a proportional solenoid. The stroke must also be set relatively large. Therefore, when employing a proportional solenoid, a large solenoid must be used to obtain the relatively large spool stroke described above. Further, as described above, an expensive linear type step motor 19 must be used, and as a result, the manufacturing cost must be increased.

【０００８】また、スライド部材１４の直線運動を制御
シャフト４ａの回転運動に変換するためにバックラッシ
隙間を介して噛合するラック１３とピニオン１１を用い
ている。したがって、制御シャフト４ａから伝達された
トルク変動によりラック・ピニオン１１，１３間に大き
な打音が発生する。即ち、機関の駆動に伴いカムシャフ
ト２には、バルブスプリングのばね力等に起因して正負
の大きな回転トルク変動が生じることは一般に知られて
おり、この回転トルク変動が制御機構３を介して制御シ
ャフト４ａに伝達される。このため、バックラッシ隙間
を有するラック・ピニオン１１，１３の各歯の歯側面が
衝突して打音が発生すると共に、該各歯間に摩耗が生じ
易くなる。この結果、制御シャフト４ａの回転位置制御
精度が低下するおそれがある。In order to convert the linear movement of the slide member 14 into the rotational movement of the control shaft 4a, a rack 13 and a pinion 11 that mesh with each other via a backlash gap are used. Therefore, a loud noise is generated between the rack and pinions 11 and 13 due to the torque fluctuation transmitted from the control shaft 4a. That is, it is generally known that a large positive and negative rotational torque fluctuation occurs in the camshaft 2 due to the spring force of the valve spring and the like due to the driving of the engine. It is transmitted to the control shaft 4a. For this reason, the tooth side surfaces of the teeth of the rack and pinion 11 and 13 having the backlash clearance collide with each other, causing a striking sound and easily causing wear between the teeth. As a result, the rotational position control accuracy of the control shaft 4a may be reduced.

【０００９】また、スライド部材１４の左右ストローク
の方向は、制御シャフト４ａに作用する回転トルク変動
の方向と一致する。このため、スライド部材１４には回
転トルク変動が直接作用することとなり、スライド部材
１４は容易にストロークされ、装置の回転位置制御が頻
繁に行われてしまう。Further, the direction of the left and right strokes of the scan overrided member 14 coincides with the direction of the rotational torque fluctuations acting on the control shaft 4a. Therefore, the fluctuation of the rotational torque acts directly on the slide member 14, and the slide member 14 is easily stroked, and the rotational position of the apparatus is frequently controlled.

【００１０】[0010]

【課題を解決するための手段】本発明は、前記従来の課
題に鑑みて案出されたもので、請求項１記載の発明は、
機関によって回転駆動される駆動軸と、該駆動軸の同軸
上に相対回転自在に設けられ、外周に吸排気弁を作動さ
せるカムを有するカムシャフトと、前記駆動軸の軸心に
対する偏心量を可変制御して駆動軸とカムシャフトとの
相対的な角速度を変化させることにより、前記吸排気弁
の作動角を可変制御する制御機構と、機関運転状態に応
じて前記偏心量を可変にすべく前記制御機構を揺動させ
る作動機構とを備えた吸排気弁駆動制御装置において、
前記作動機構は、前記制御機構に連係して前記偏心量を
制御する制御シャフトと、前記制御シャフトの回転位置
を制御する油圧シリンダと、該油圧シリンダに対して油
圧を給排する油圧回路と、機関運転状態に応じて前記油
圧回路の流路を切り換える切換弁を作動させる比例ソレ
ノイド型の電磁アクチュエータと、該電磁アクチュエー
タを制御するコントローラとを備え、前記制御シャフト
に、コントロールプレートを固定する一方、前記油圧シ
リンダを制御シャフトに対して軸直角方向に配置すると
共に、該油圧シリンダのピストンロッドに、前記コント
ロールプレートに係合するピンを設け、前記ピストンロ
ッドの直線運動を前記ピンとコントロールプレートを介
して回転運動に変換して前記制御シャフトに伝達するよ
うに構成したことを特徴としている。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been devised in view of the above-mentioned conventional problems.
A drive shaft that is rotationally driven by an engine, a cam shaft that is provided coaxially with the drive shaft so as to be relatively rotatable, and has a cam that operates an intake / exhaust valve on the outer periphery, and an amount of eccentricity of the drive shaft with respect to the axis thereof is variable A control mechanism for variably controlling the operating angle of the intake / exhaust valve by changing the relative angular velocity between the drive shaft and the camshaft, and a control mechanism for changing the eccentric amount according to the engine operating state. An intake / exhaust valve drive control device comprising an operating mechanism for swinging the control mechanism,
A control shaft that controls the eccentric amount in cooperation with the control mechanism, a hydraulic cylinder that controls a rotational position of the control shaft, and a hydraulic circuit that supplies and discharges hydraulic pressure to and from the hydraulic cylinder, A proportional solenoid type electromagnetic actuator that operates a switching valve that switches a flow path of the hydraulic circuit according to an engine operating state; and a controller that controls the electromagnetic actuator, wherein the control shaft
While the control plate is fixed,
When the cylinder is placed at right angles to the control shaft,
In both cases, the control rod is attached to the piston rod of the hydraulic cylinder.
Providing a pin for engaging the roll plate,
Linear motion of the pad through the pin and the control plate.
And convert it to rotational motion and transmit it to the control shaft.
It is characterized by having been constituted as follows .

【００１１】請求項２の発明は、前記コントローラは、
前記制御シャフトの回転位置を検出する位置検出センサ
からの情報信号を入力して前記電磁アクチュエータを制
御することを特徴としている。According to a second aspect of the present invention, the controller comprises:
The electromagnetic actuator is controlled by inputting an information signal from a position detection sensor for detecting a rotation position of the control shaft.

【００１２】請求項３の発明は、前記制御シャフトに、
先端側に切割状溝を有するコントロールプレートを固定
する一方、前記油圧シリンダを制御シャフトに対して軸
直角方向に配置すると共に、該油圧シリンダのピストン
ロッドに前記切割状溝に係合するピンを設けたことを特
徴としている。According to a third aspect of the present invention, the control shaft includes:
While fixing a control plate having a cut-out groove on the distal end side, the hydraulic cylinder is disposed in a direction perpendicular to the axis with respect to a control shaft, and a pin is provided on a piston rod of the hydraulic cylinder to engage with the cut-out groove. It is characterized by that.

【００１３】[0013]

【実施の形態】以下、本発明の実施例を図面に基づいて
詳述する。尚、制御機構等の基本構成は従来と同様であ
るから、図２及び図３に基づいて簡単に説明する。Embodiments of the present invention will be described below in detail with reference to the drawings. Note that the basic configuration of the control mechanism and the like is the same as the conventional one, and therefore will be briefly described with reference to FIGS.

【００１４】即ち、図中１は、内部中空状の駆動軸、２
は駆動軸１の外周に同軸上に配置されて各気筒毎に分割
形成されたカムシャフト、３は制御機構である。前記カ
ムシャフト２は、外周にバルブスプリング２３のばね力
に抗してバブルリフター２４を介して吸気弁２５を開作
動させる一気筒当たり２つのカム２ａが設けられてい
る。That is, in the drawing, reference numeral 1 denotes a drive shaft having an inner hollow shape;
Is a camshaft arranged coaxially on the outer periphery of the drive shaft 1 and divided for each cylinder, and 3 is a control mechanism. The camshaft 2 is provided with two cams 2a per cylinder for opening an intake valve 25 via a bubble lifter 24 against the spring force of a valve spring 23 on the outer periphery.

【００１５】前記制御機構３は、第１，第２フランジ部
５，６と、両者５，６間に配置された略円環状のディス
クハウジング８と、ディスクハウジング８の内周に回転
自在に保持された環状ディスク７と、一端が環状ディス
ク７の直径方向位置にカムシャフト軸方向に沿って回転
可能に固定され、先端部が各フランジ部５，６のＵ字状
係合溝５ａ，６ａに摺動自在に係合した係止ピン９，１
０とから主として構成されている。また、ディスクハウ
ジング８は、図３に示すように、一端側のボス部８ａに
形成された支持孔８ｃ内に挿通した支軸２１を支点とし
て他端部が上下方向へ揺動自在に支持されていると共
に、他端側のボス部８ｂに形成されたカム溝８ｄ内に配
置された偏心カム２２の回動によって揺動するようにな
っている。この偏心カム２２は、円環状を呈し、軸方向
に貫通形成された貫通孔２２ａに作動機構４の制御シャ
フト２７の一端部２７ａが固定されている。The control mechanism 3 includes first and second flange portions 5 and 6, a substantially annular disk housing 8 disposed between the first and second flange portions 5 and 6, and rotatably held on the inner periphery of the disk housing 8. And one end is rotatably fixed along the axis of the camshaft at a position in the diametrical direction of the annular disk 7, and the tip ends thereof are in U-shaped engagement grooves 5 a, 6 a of the flange portions 5, 6. Locking pins 9 and 1 slidably engaged
It is mainly configured from 0. As shown in FIG. 3, the other end of the disk housing 8 is pivotally supported in a vertical direction with a support shaft 21 inserted into a support hole 8c formed in a boss 8a at one end as a fulcrum. At the same time, the eccentric cam 22 arranged in the cam groove 8d formed in the boss 8b at the other end swings by the rotation of the eccentric cam 22. The eccentric cam 22 has an annular shape, and one end 27a of the control shaft 27 of the operation mechanism 4 is fixed to a through hole 22a formed to penetrate in the axial direction.

【００１６】前記作動機構４は、図１及び図４に示すよ
うにカムシャフト２と略平行に配設された前記制御シャ
フト２７と、該制御シャフト２７の他端部２７ｂ側に軸
直角方向に沿って設けられた油圧シリンダ２８と、該油
圧シリンダ２８に油圧を給排する油圧回路２９と、油圧
回路２９の途中に設けられて流路を切り換える切換弁３
０と、該切換弁３０を作動させる比例ソレノイド型の電
磁アクチュエータ３１と、制御シャフト２７の他端部２
７ｂに設けられて、該制御シャフト２７の回転位置を検
出する位置検出センサであるポテンショメータ３２と、
機関運転状態を検出すると共に、ポテンショメータ３２
からフィードバックされた情報信号に基づいて電磁アク
チュエータ３１を制御するコントローラ３３とから構成
されている。As shown in FIGS. 1 and 4, the operating mechanism 4 includes the control shaft 27 disposed substantially parallel to the camshaft 2 and the other end 27b of the control shaft 27 in a direction perpendicular to the axis. A hydraulic cylinder 28 provided along the hydraulic cylinder 28, a hydraulic circuit 29 for supplying and discharging hydraulic pressure to and from the hydraulic cylinder 28, and a switching valve 3 provided in the middle of the hydraulic circuit 29 for switching a flow path.
0, a proportional solenoid type electromagnetic actuator 31 for operating the switching valve 30, and the other end 2 of the control shaft 27.
7b, a potentiometer 32 which is a position detection sensor for detecting the rotational position of the control shaft 27;
In addition to detecting the operating state of the engine, the potentiometer 32
The controller 33 controls the electromagnetic actuator 31 based on the information signal fed back from the controller 33.

【００１７】前記制御シャフト２７は、内部中空状に形
成され、他端部２７ｂに略雨滴状のコントロールプレー
ト３４が固定されている。このコントロールプレート３
４は、図５に示すように略円環状の基部中央に有する固
定用孔３４ａを介して他端部２７ｂに圧入固定されてい
ると共に、該基部から下方へ垂下して先端部に制御シャ
フト２７の軸直角方向に沿って切欠された切割状溝３５
と該切割状溝３５に直交する方向から形成された係止用
溝３６が夫々形成されている。The control shaft 27 is formed to be hollow inside, and a control plate 34 having a substantially raindrop shape is fixed to the other end 27b. This control plate 3
5 is press-fitted and fixed to the other end portion 27b through a fixing hole 34a provided at the center of the base of the substantially annular shape as shown in FIG. Notched groove 35 cut out along the direction perpendicular to the axis
And a locking groove 36 formed from a direction perpendicular to the cut-shaped groove 35.

【００１８】前記油圧シリンダ２８は、円筒状を呈し、
前端部がベースプレート３７を介してシリンダヘッド上
部に固定されていると共に、内部に摺動自在に設けられ
たピストン３８によって前後の第１受圧室３９と第２受
圧室４０に隔成されている。また、ピストン３８には、
ベースプレート３７を液密的に貫通したピストンロッド
４１の一端部が連結されている。このピストンロッド４
１は、図５に示すように先端部側が前記係止用溝３６内
に係入する２面巾状の平坦部４１ａが形成されていると
共に、該平坦部４１ａの長手方向の略中央位置に有する
挿通孔４２に前記コントロールプレート３４の切割状溝
３５に係合するピン４３が回転自在に設けられている。
このピン４３は、切割状溝３５に挿通可能な平板状を呈
し、両側面中央位置に前記挿通孔４２に回転自在に支持
される外面円弧状の突部４３ａ，４３ａが形成されて、
横断面円形状に形成されている。尚、ピストンロッド４
１は、先端部が図８に示すように保持部材８０の摺動孔
８０ａ内に保持されている。The hydraulic cylinder 28 has a cylindrical shape.
The front end is fixed to the upper part of the cylinder head via a base plate 37, and is separated into first and second pressure receiving chambers 39 and 40 by a piston 38 provided slidably inside. Also, the piston 38 has
One end of a piston rod 41 penetrating the base plate 37 in a liquid-tight manner is connected. This piston rod 4
As shown in FIG. 5, a flat portion 41a having a two-sided width is formed at the tip end side into the locking groove 36, as shown in FIG. 5, and has a substantially central position in the longitudinal direction of the flat portion 41a. A pin 43 is rotatably provided in the insertion hole 42 so as to be engaged with the split groove 35 of the control plate 34.
The pin 43 has a flat plate shape that can be inserted into the cut-out groove 35, and has arcuate outer protrusions 43 a, 43 a rotatably supported by the insertion holes 42 at the center positions on both side surfaces.
The cross section is formed in a circular shape. The piston rod 4
1 is held in a sliding hole 80a of the holding member 80 as shown in FIG.

【００１９】前記油圧回路２９は、図４に示すように図
外のオイルポンプから油圧が圧送されるオイルメインギ
ャラリ４４に連通する油圧供給通路４５と、該油圧供給
通路４５の下流側に形成された後述する弁孔４６を介し
て分岐されて一端部が第１，第２受圧室３９，４０に連
通する第１，第２油通路４７，４８と、弁孔４６の前端
部と後端部に接続されたドレン通路４９，５０とから主
として構成されている。The hydraulic circuit 29 is formed, as shown in FIG. 4, with a hydraulic supply passage 45 communicating with an oil main gallery 44 to which hydraulic pressure is supplied from an oil pump (not shown), and at a downstream side of the hydraulic supply passage 45. First and second oil passages 47 and 48, which are branched through a valve hole 46 to be described later and have one end communicating with the first and second pressure receiving chambers 39 and 40, and a front end and a rear end of the valve hole 46. And the drain passages 49 and 50 connected to the main body.

【００２０】前記切換弁３０は、図４及び図５に示すよ
うに油圧シリンダ２８の側部に固定された有底矩形筒状
のバルブボディ５１と、該バルブボディ５１内に固定さ
れた筒状部５２内に有する前記弁孔４６内に摺動自在に
設けられたスプール弁体５３とを備えている。As shown in FIGS. 4 and 5, the switching valve 30 has a bottomed rectangular tubular valve body 51 fixed to the side of the hydraulic cylinder 28, and a cylindrical tubular body fixed inside the valve body 51. And a spool valve element 53 slidably provided in the valve hole 46 provided in the portion 52.

【００２１】前記バルブボディ５１は、一側部に油圧供
給通路４５と弁孔４６とを連通する供給孔５４が形成さ
れていると共に、他側部に第１，第２油通路４７，４８
と弁孔４６とを連通する第１，第２連通孔５５，５６が
形成されている。また、一側部の後端部及び前端側底壁
に第１，第２ドレン通路４９，５０と弁孔４６とを連通
する第１，第２ドレン孔５７，５８が形成されている。
前記筒状部５２は、一端部が電磁アクチュエータ３１の
ケーシング５９に固定されていると共に、バルブボディ
５１の各供給孔５４や各連通孔５５，５６等に対応する
位置に通孔６０〜６４が形成されている。The valve body 51 has a supply hole 54 formed on one side for communicating the hydraulic supply passage 45 and the valve hole 46, and first and second oil passages 47, 48 on the other side.
The first and second communication holes 55 and 56 are formed to communicate the valve and the valve hole 46. In addition, first and second drain holes 57 and 58 for communicating the first and second drain passages 49 and 50 and the valve hole 46 are formed in the rear end portion and the front end side bottom wall of one side portion.
One end of the cylindrical portion 52 is fixed to the casing 59 of the electromagnetic actuator 31, and through holes 60 to 64 are provided at positions corresponding to the supply holes 54 and the communication holes 55 and 56 of the valve body 51. Is formed.

【００２２】前記スプール弁体５２は、図６及び図７に
も示すように、略中央の外周面に供給孔５４と各第１，
第２連通孔５５，５６とを通孔５３，６１を介して適宜
連通する環状溝６５が形成されていると共に、前後端外
周に各ドレン孔５７，５８と各連通孔５５，５６を相対
的に開閉する弁部６６，６７が形成されている。また、
筒状部５２の前端に固定されたリテーナ６８に弾持され
たコイルスプリング６９のばね力で図中右方向つまり弁
部６６，６７で供給孔５４と第１連通孔５５を連通し、
第２連通孔５６と第２ドレン孔５０とを連通する位置に
付勢されるようになっている。As shown in FIGS. 6 and 7, the spool valve element 52 has a supply hole 54 and a
An annular groove 65 is formed to communicate with the second communication holes 55 and 56 via the holes 53 and 61 as appropriate, and the respective drain holes 57 and 58 and the respective communication holes 55 and 56 are formed on the outer periphery of the front and rear ends. Valve parts 66 and 67 which open and close are formed. Also,
With the spring force of a coil spring 69 held by a retainer 68 fixed to the front end of the cylindrical portion 52, the supply hole 54 and the first communication hole 55 communicate with each other in the right direction in the drawing, that is, the valve portions 66 and 67,
The second communication hole 56 and the second drain hole 50 are urged to communicate with each other.

【００２３】前記電磁アクチュエータ３１は、バルブボ
ディ５１に固定されたケーシング７０の内部に電磁コイ
ル７１と固定コア７２，可動コア７３等の各構成部品が
収納されていると共に、可動コア７３の先端に、先端部
７４ａがスプール弁体５４の端部中央を押圧する駆動ロ
ッド７４が設けられている。The electromagnetic actuator 31 includes an electromagnetic coil 71, a fixed core 72, a movable core 73, and other components contained in a casing 70 fixed to the valve body 51. A drive rod 74 is provided, the leading end 74a of which presses the center of the end of the spool valve element 54.

【００２４】前記ポンテンショメータ３２は、図１に示
すように制御シャフト２７の他端部２７ｂにボルト７５
によって固定されたカム７６のカム面７６ａに摺動ロッ
ド７７が当接し、カム７６の回動位置に応じて進退する
摺動ロッド７７の摺動位置によって抵抗電圧を変化させ
るようになっている。As shown in FIG. 1, a bolt 75 is attached to the other end 27b of the control shaft 27.
The sliding rod 77 comes into contact with the cam surface 76a of the cam 76 fixed by the above, and the resistance voltage is changed by the sliding position of the sliding rod 77 which advances and retreats according to the turning position of the cam 76.

【００２５】そして、前記コントローラ３３は内部のコ
ンピュータが図外のクランク角センサやエアーフローメ
ータ，水温センサ，スロットルバルブ開度センサ等の各
種センサ類からの情報信号を入力して現在の機関運転状
態を検出すると共に、前記ポンテンショメータ３２から
の制御シャフト２７回転位置情報信号を入力して電磁ア
クチュエータ３１に制御パルス信号を出力するようにな
っている。また、このコントローラ３３は、ポンテンシ
ョメータ３２からの情報信号に基づいてカムシャフト２
のカム作動角を推定するようになっている。The controller 33 receives information signals from various sensors such as a crank angle sensor, an air flow meter, a water temperature sensor, a throttle valve opening sensor, etc., which are not shown in the figure. And outputs a control pulse signal to the electromagnetic actuator 31 by inputting a rotational position information signal of the control shaft 27 from the pontension meter 32. The controller 33 also controls the camshaft 2 based on an information signal from the pontensometer 32.
The cam operating angle is estimated.

【００２６】以下、本実施例の作用を図９のコントロー
ラ３３の制御フローに基づいて説明する。まず、セクシ
ョンＳ１では、クランク角センサからのクランク軸の回
転数Ｎとエアーフローメータからの吸入空気量Ｑ及びス
ロットル開度センサからのスロットル開度θ_Tを夫々読
み込む。次に、セクションＳ２で、前記各情報信号に基
づいて図外の燃料噴射弁の基本噴射量Ｔ_Pを演算し、さ
らにセクションＳ３では、Ｎ，Ｔ_Pによって予め設定さ
れているマップからバルブタイミングの作動角の目標値
Ｓ_Tを読み取る。続いて、セクションＳ４では、ポンテ
ンショメータ３２からの情報信号に基づいて現在のカム
シャフト２のカムシャフト作動角つまり駆動軸１に対す
る作動角Ｓを推定する。尚、このカムシャフト作動角Ｓ
は、クランク回転信号Ｋ_Pとセンサにより検出されたカ
ムシャフト２の回転位置信号Ｃ_Pとによって演算により
求めることも可能である。The operation of this embodiment will be described below with reference to the control flow of the controller 33 shown in FIG. First, in the section S1, the rotational speed N of the crankshaft from the crank angle sensor, the intake air amount Q from the air flow meter, and the throttle opening θ _T from the throttle opening sensor are read, respectively. Next, in section S2, on the basis of the respective information signal and calculates the basic injection quantity T _P in an unshown fuel injection valve, the further section S3, N, from a map that is set in advance by T _P of the valve timing It reads the target value S _T of the operating angle. Subsequently, in section S4, the current camshaft operating angle of the camshaft 2, that is, the operating angle S with respect to the drive shaft 1, is estimated based on the information signal from the pontension meter 32. The camshaft operating angle S
_Can be calculated by using the crank rotation signal K _P and the rotation position signal C _P of the camshaft 2 detected by the sensor.

【００２７】さらに、セクションＳ５では作動角目標値
Ｓ_Tからカムシャフト作動角Ｓを減算して差値△Ｓを求
める。続いて、セクションＳ６では、差値△Ｓが所定値
α以下か否かを判別し、以下ではない場合は、セクショ
ンＳ７で差値△Ｓが０より大きいか否か、つまり正か負
かを判別する。ここで、差値△Ｓが負の場合つまりカム
シャフト作動角Ｓが目標値Ｓ_Tを超えている場合は、例
えば低回転低負荷域であるから、セクションＳ８におい
てデューティ比を０％にする処理を行い、電磁アクチュ
エータ３１の電磁力を零に制御する。Furthermore, obtaining the difference value △ S by subtracting a camshaft operating angle S from operating angle target value S _T Section S5. Subsequently, in a section S6, it is determined whether or not the difference value ΔS is equal to or smaller than a predetermined value α. If not, it is determined in a section S7 whether or not the difference value ΔS is larger than 0, that is, whether the difference value is positive or negative. Determine. Here, if the difference value △ S when is negative i.e. where the cam shaft operating angle S is greater than the target value S _T, for example because it is a low-speed low-load range, the duty ratio to 0% in the section S8 treatment To control the electromagnetic force of the electromagnetic actuator 31 to zero.

【００２８】したがって、スプール弁体５３は、図６の
上半分で示すようにコイルスプリング６９のばね力によ
って図中右方向に付勢されて、弁部６６，６７が供給孔
５４と第１連通孔５５を連通すると共に、第２連通孔５
６と第２ドレン孔５８を連通する。Therefore, as shown in the upper half of FIG. 6, the spool valve element 53 is urged rightward in the figure by the spring force of the coil spring 69 so that the valve portions 66 and 67 are in first communication with the supply hole 54. The hole 55 communicates with the second communication hole 5.
6 communicates with the second drain hole 58.

【００２９】このため、第２受圧室４０内の作動油が排
出されて低圧状態になると共に、オイルポンプから圧送
された作動油が第１受圧室３９に供給されて高圧状態に
なり、これによってピストン３８を図８に示すように最
大左方向位置に摺動させる。したがって、ピストンロッ
ド４１がピン４３を介してコントロールプレート３４を
図示のように左方向へ傾動させ、これによって制御シャ
フト２７は図中時計方向へ最大に回転し、偏心カム２２
を同方向へ回転させる。As a result, the hydraulic oil in the second pressure receiving chamber 40 is discharged to a low pressure state, and the hydraulic oil fed from the oil pump is supplied to the first pressure receiving chamber 39 to a high pressure state. The piston 38 is slid to the maximum left position as shown in FIG. Therefore, the piston rod 41 tilts the control plate 34 to the left as shown in the figure via the pin 43, whereby the control shaft 27 rotates clockwise to the maximum in the drawing, and the eccentric cam 22 rotates.
Is rotated in the same direction.

【００３０】したがって、ディスクハウジング８は、図
３に示すようにカム溝８ｄを介して支持軸２１を支点と
して上方に揺動し、環状ディスク７の中心Ｙが駆動軸１
の中心Ｘから最大に偏心する。よって、各係止ピン９，
１０等を介して環状ディスク７の角速度が変化して不等
角速度回転になる。これにより、カムシャフト２は、駆
動軸１に対して部分的に増速された状態になり、吸気弁
は小作動角に制御される。したがって、前記低速低負荷
域には、吸気弁２５と排気弁とのバルブオーバラップが
小さくなって燃費の向上と、早い閉時期に伴う吸気充填
効率の向上によって出力トルクを高めることができる。Accordingly, the disk housing 8 swings upward about the support shaft 21 as a fulcrum via the cam groove 8d as shown in FIG.
From the center X of Therefore, each locking pin 9,
The angular velocity of the annular disk 7 changes via 10 and the like, resulting in rotation at an irregular angular velocity. As a result, the camshaft 2 is partially accelerated relative to the drive shaft 1, and the intake valve is controlled to a small operating angle. Accordingly, in the low-speed and low-load region, the valve overlap between the intake valve 25 and the exhaust valve is reduced, so that the fuel consumption is improved, and the output torque can be increased by improving the intake charging efficiency accompanying the early closing timing.

【００３１】また、セクションＳ７で、差値△Ｓが正で
あると判別した場合、つまりカムシャフト作動角Ｓが目
標値Ｓ_Tに達していない場合は、高回転高負荷域である
からセクションＳ９で電磁アクチュエータ３１へのデュ
ーティ比を１００％に増加する処理を行い、電磁力を増
加させて、駆動ロッド７４を最大に進出させる。このた
め、スプール弁体５３は、図６の下半分に示すようにコ
イルスプリング６９のばね力に抗して最大左方向に移動
し、弁部６６，６７が第１連通孔５５と第１ドレン孔５
７を連通し、第２連通孔５６と供給孔５４を夫々連通す
る。Further, in section S7, if the difference value △ S is determined to be positive, that is, when the cam shaft operating angle S does not reach the target value S _T, Section S9 because the high rotation and high load region To increase the duty ratio to the electromagnetic actuator 31 to 100%, thereby increasing the electromagnetic force and causing the drive rod 74 to advance to the maximum. As a result, the spool valve element 53 moves at the maximum leftward direction against the spring force of the coil spring 69 as shown in the lower half of FIG. 6, and the valve portions 66 and 67 are moved to the first communication hole 55 and the first drain hole. Hole 5
7 and the second communication hole 56 and the supply hole 54 are respectively connected.

【００３２】したがって、今度は第１受圧室３９内の作
動油が排出されて低圧となり、第２受圧室４０内に作動
油が供給されて高圧になり、これによって、ピストン３
８は、図８の最大右方向へ移動し、ピストンロッド４１
がピン４３を介してコントロールプレート３４を一点鎖
線で示すように最大右方向へ傾動させる。このため、制
御シャフト４１は、図中反時計方向へ最大に回転し、偏
心カム２２を同方向へ回転させる。Accordingly, the hydraulic oil in the first pressure receiving chamber 39 is discharged to a low pressure, and the hydraulic oil is supplied to the second pressure receiving chamber 40 to a high pressure.
8 moves to the maximum right direction in FIG.
Causes the control plate 34 to tilt to the maximum right as shown by the dashed line via the pin 43. For this reason, the control shaft 41 rotates maximally in the counterclockwise direction in the figure, and rotates the eccentric cam 22 in the same direction.

【００３３】したがって、ディスクハウジング８は、下
方に揺動し、環状ディスク７の中心Ｙが駆動軸１の中心
Ｘから前述とは逆の方向へ偏心する。このため、環状デ
ィスク７に対し、カムシャフト２の角速度が前述とは反
対に小さくなり、カムシャフト２は駆動軸１に対して部
分的に減速された状態になり、吸気弁は大作動角に制御
される。よって、バルブオーバラップが大きくなって、
吸気充填効率が向上して高出力トルク等が得られる。Therefore, the disk housing 8 swings downward, and the center Y of the annular disk 7 is eccentric from the center X of the drive shaft 1 in a direction opposite to the above. For this reason, the angular velocity of the camshaft 2 with respect to the annular disk 7 becomes smaller, contrary to the above, the camshaft 2 is partially decelerated with respect to the drive shaft 1, and the intake valve is set to a large operating angle. Controlled. Therefore, the valve overlap increases,
The intake charging efficiency is improved, and high output torque and the like can be obtained.

【００３４】そして、前記セクションＳ６において、差
値△Ｓが所定値以下であると判別した場合は、現在の機
関運転状態にカムシャフト作動角Ｓが略合致している場
合であるから、セクションＳ１０に移行する。ここで
は、デューティ比を５０％に固定する処理を行う。この
ため、スプール弁体５３は、図７に示すように弁孔４６
の略中間位置に保持されて各弁部６６，６７が各連通孔
５５，５６を閉止する。したがって、各受圧室２９，４
０への作動油の供給や排出が阻止されて、ピストン３８
を所定の任意の移動位置に保持する。この結果、制御シ
ャフト２７及び制御機構３を介して吸気弁２５を略中間
の作動角に制御することが可能になる。If it is determined in the section S6 that the difference value ΔS is equal to or smaller than the predetermined value, it means that the camshaft operating angle S substantially matches the current engine operating state. Move to Here, processing for fixing the duty ratio to 50% is performed. Therefore, as shown in FIG.
And the valve portions 66 and 67 close the communication holes 55 and 56, respectively. Therefore, each pressure receiving chamber 29, 4
Supply and discharge of hydraulic oil to the piston 38
Is held at a predetermined arbitrary moving position. As a result, the intake valve 25 can be controlled to a substantially intermediate operating angle via the control shaft 27 and the control mechanism 3.

【００３５】また、各受圧室３９，４０から不用意に作
動油がリークしてしまった場合でも、制御シャフト２７
の回転位置がポテンショメータ３２からコントローラ３
３に常にフィードバックされるため、制御機構３の揺動
位置を補正することが可能になる。この結果、吸気弁２
５の高精度な作動角制御が得られる。Even if the operating oil leaks from the pressure receiving chambers 39 and 40 carelessly, the control shaft 27
Rotation position of the controller 3 from the potentiometer 32
3, the swing position of the control mechanism 3 can be corrected. As a result, the intake valve 2
5, a highly accurate operating angle control can be obtained.

【００３６】さらに、本実施例では、従来のようにスラ
イド部材等を用いたメカニカルサーボ機構ではなく、単
に油圧シリンダ２８等を利用しているだけであるから、
構造が簡素化できると共に、ピストン３８のストローク
を十分に小さくすることが可能になる。この結果、比較
的安価な比例ソレノイド型の電磁アクチュエータ３１を
用いることができるので、製造コストの低廉化が図れ
る。また、構造の簡素化に伴い全体のシール機構も簡単
になるので、シール性能が向上する。Further, in the present embodiment, a hydraulic cylinder 28 or the like is simply used instead of a mechanical servo mechanism using a slide member or the like as in the prior art.
The structure can be simplified, and the stroke of the piston 38 can be made sufficiently small. As a result, a relatively inexpensive proportional solenoid type electromagnetic actuator 31 can be used, so that the manufacturing cost can be reduced. In addition, since the overall sealing mechanism is simplified with the simplification of the structure, the sealing performance is improved.

【００３７】しかも、油圧シリンダ２８の作動をラック
ピニオンではなく、単にピストンロッド４１のピン４３
とコントロールプレート３４によって直線運動から回転
運動に変換させることが可能となり、両者３４，４３間
の隙間を十分に小さく設定できるので、カムシャフト２
から制御シャフト２７に伝達された回転トルク変動によ
る衝突打音の発生を確実に防止できる。特に、ピン４３
の平坦な前後端部がコントロールプレート３４の切割状
溝３５に挟まれて固定され、ピン４３は突物４３ａ，４
３ａを介して挿通孔４２内で回転するようになっている
ため、両者間の隙間はほとんど存在しない。Further, the operation of the hydraulic cylinder 28 is not performed by the rack and pinion, but simply by the pin 43 of the piston rod 41.
And the control plate 34 can convert the linear motion to the rotary motion, and the gap between the two can be set sufficiently small.
Can reliably prevent the impact noise caused by the fluctuation of the rotational torque transmitted to the control shaft 27 from the vehicle. In particular, the pin 43
The flat front and rear end portions of the control plate 34 are fixed by being sandwiched between the split grooves 35 of the control plate 34, and the pins 43 are
Since it rotates in the insertion hole 42 via 3a, there is almost no gap between them.

【００３８】また、図８に示す通り、制御シャフト２７
に作用するバルブスプリングのばね力に起因した正負の
回転トルク変動Ｔ１はコントロールプレート３４の回転
力に変換される。Further, as shown in FIG.
The positive and negative rotational torque fluctuations T1 caused by the spring force of the valve spring acting on the control plate 34 are converted into the rotational force of the control plate 34.

【００３９】本発明の作動機構４は油圧室３８の直線運
動をピン４３，コントロールプレート３４の切割状溝３
５を介して制御シャフト２７の回転力に変換する構成で
あることから、前記回転トルク変動Ｔ１が油圧シリンダ
３８に作用するときは制御シャフト２７の作動角度に対
する分力Ｔ２となって作用する。The actuating mechanism 4 of the present invention controls the linear movement of the hydraulic chamber 38 with the pin 43 and the split groove 3 of the control plate 34.
5, the torque is converted into the rotational force of the control shaft 27, so that when the rotational torque fluctuation T1 acts on the hydraulic cylinder 38, it acts as a component T2 with respect to the operating angle of the control shaft 27.

【００４０】したがって、回転トルク変動によって制御
シャフト２７の作動角制御の保持位置が変化することを
可能な限り防止できる。Therefore, it is possible to prevent the change of the holding position of the operating angle control of the control shaft 27 due to the fluctuation of the rotation torque as much as possible.

【００４１】また、制御シャフト２７の作動角制御位置
が変化することにより、頻繁に装置のフィードバック制
御を行う必要がない。Further, since the operation angle control position of the control shaft 27 changes, it is not necessary to frequently perform feedback control of the device.

【００４２】ところで、前記ピストン３８には、本実施
例の特有の現象として制御シャフト４１からコントロー
ルプレート３４を介して前述のようなトルク変動荷重が
作用するが、このトルク変動荷重は制御シャフト２７が
一体に駆動する機関の気筒数Ｓと、機関回転数Ｎとに関
係し、本実施例のような例えば４ストローク機関では次
式の周波数ｆ_Rを有する。The above-mentioned torque fluctuation load acts on the piston 38 from the control shaft 41 via the control plate 34 as a peculiar phenomenon of the present embodiment. In relation to the number of cylinders S of the engine that is driven integrally and the number of engine revolutions N, for example, a four-stroke engine such as this embodiment has a frequency f _{R of the} following equation.

【００４３】 本実施例においては、油圧制御を行うスプール弁体５３
をデューティ制御する比例ソレノイド型電磁アクチュエ
ータ３１を用いる構成のため、前記変動荷重周波数とデ
ューティ制御周波数が一致した場合に、スプール弁体５
３が共振現象を起こし、作動が不安定になる可能性があ
る。[0043] In the present embodiment, the spool valve element 53 that performs hydraulic control
Is configured to use the proportional solenoid type electromagnetic actuator 31 for duty control of the spool valve element 5 when the variable load frequency and the duty control frequency match.
3 may cause a resonance phenomenon and the operation may become unstable.

【００４４】したがって、デューティ制御の周波数ｆｄ
は、常にｆ_Rに対して異なる値にする必要がある。ここ
で、ｆ_R＞ｆｄとすると、機関低回転時にｆｄが小さく
なるための、デューティ制御による電磁アクチュエータ
３１の電磁コイル７１への印加電流の変動がスプール弁
体５３の振動に現れ、ひいては制御シャフト２７が変動
してしまうおそれがある。このため、ｆｄは常にｆ_R＜
ｆｄになるような可変デューティ制御することにより、
前記共振現象を回避することができる。Therefore, the duty control frequency fd
Must always be different for f _R. Here, when f _R> fd, for fd is small at the time of engine low rotation, appeared in the vibration change of current applied to the electromagnetic Coil le 71 of the electromagnetic actuator 31 of the spool valve body 53 by duty control, thus The control shaft 27 may fluctuate. For this reason, fd is always f _R <
By performing variable duty control such that fd is obtained,
The resonance phenomenon can be avoided.

【００４５】尚、予め最高機関回転数Ｎ_mを想定し、ｆ
Ｒ_m＝Ｎ _m Ｓ／１２０＜ｆｄとなる固定ディーティ制御と
してもよい。[0045] Incidentally, assuming in advance the maximum engine speed N _m, f
Fixed duty control that satisfies R _m = N _m S / 120 <fd may be used.

【００４６】[0046]

【発明の効果】以上の説明で明らかなように、本発明に
係る吸排気弁駆動制御装置によれば、とりわけ制御機構
を制御する作動機構の構造が従来のメカニカルサーボ機
構に比較して簡素化される。つまり、従来のボディ内に
スライド部材やピストン、スプール弁等を一体に構成す
るのではなく、油圧シリンダと切換弁及び電磁アクチュ
エータを別個に設けることができるので、それぞれの構
造が簡素化できる。したがって、製造作業能率の向上と
製造コストの低廉化が図れると共に、全体構造の簡素化
に伴いシール構造も簡素化できるため、シール性能の向
上が図れる。As is apparent from the above description, according to the intake / exhaust valve drive control apparatus of the present invention, the structure of the operating mechanism for controlling the control mechanism is particularly simplified as compared with the conventional mechanical servo mechanism. Is done. That is, since the hydraulic cylinder, the switching valve, and the electromagnetic actuator can be separately provided instead of integrally forming the slide member, the piston, the spool valve, and the like in the conventional body, each structure can be simplified. Therefore, the efficiency of the manufacturing operation can be improved and the manufacturing cost can be reduced, and the sealing structure can be simplified with the simplification of the overall structure, so that the sealing performance can be improved.

【００４７】また、従来のようにメカニカルサーボ機構
のスライド部材全体を摺動させるのではなく、単に油圧
シリンダのピストンを移動させるために切換弁によって
油圧回路の流路を切り換えるだけであるから、切換弁の
スプール弁体のストロークを十分に小さくすることがで
きる。この結果、従来のような大きなストロークを確保
するために高価なステッピングモータを用いる必要がな
く、比較的安価な比例ソレノイド型の電磁アクチュエー
タを用いることができる。したがって、この点でも製造
コストの低廉化が図れる。Also, instead of sliding the entire slide member of the mechanical servo mechanism as in the prior art, the flow path of the hydraulic circuit is merely switched by the switching valve in order to move the piston of the hydraulic cylinder. The stroke of the spool valve element of the valve can be made sufficiently small. As a result, there is no need to use an expensive stepping motor to secure a large stroke as in the related art, and a relatively inexpensive proportional solenoid type electromagnetic actuator can be used. Therefore, the manufacturing cost can be reduced at this point as well.

【００４８】しかも、油圧シリンダの直線運動を、従来
のようにラックピニオンによって回転運動に変換するの
ではなく、コントロールプレートとピンによって変換す
るため、該両者間の隙間を十分に小さくすることが可能
になる。したがって、カムシャフトから伝達されたトル
ク変動による衝突打音や摩耗の発生が防止される。すな
わち、作動機構は油圧室の直線運動をピン及びコントロ
ールプレートを介して制御シャフトの回転力に変換する
構成であることから、前記トルク変動が油圧シリンダに
作用するときは制御シャフトの作動角度に対する分力と
なって作用する。したがって、回転トルク変動によって
制御シャフトの作動角制御の保持位置が変化することを
可能な限り防止できる。また、制御シャフトの作動角制
御位置が変化することにより、頻繁に装置のフィードバ
ック制御を行う必要がない。 [0048] Moreover, the linear motion of the hydraulic cylinder, instead of converting the rotational motion by a conventional rack-pinion as, for conversion by the control plate and the pin, to be sufficiently small clearance between the both's Will be possible. Therefore, it is possible to prevent the impact noise and wear caused by the fluctuation of the torque transmitted from the camshaft. sand
In other words, the operating mechanism uses the pin and control
To the rotational force of the control shaft via the
With the configuration, the torque fluctuation is applied to the hydraulic cylinder.
When acting, the component force for the operating angle of the control shaft and
It works. Therefore, due to fluctuations in rotational torque
Check that the holding position of the operating angle control of the control shaft changes.
Can be prevented as much as possible. Also, the operating angle of the control shaft
As the position changes, the feedback
There is no need to perform lock control.

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

【図１】本発明の実施例に供される作動機構を示す斜視
図。FIG. 1 is a perspective view showing an operation mechanism provided in an embodiment of the present invention.

【図２】本実施例の要部断面図。FIG. 2 is a sectional view of a main part of the embodiment.

【図３】図２のＡ−Ａ線断面図。FIG. 3 is a sectional view taken along line AA of FIG. 2;

【図４】作動機構の一部を示す断面図。FIG. 4 is a sectional view showing a part of the operation mechanism.

【図５】作動機構の要部斜視図。FIG. 5 is a perspective view of a main part of an operation mechanism.

【図６】作動機構の切換弁と電磁アクチュエータの作用
を示す断面図。FIG. 6 is a sectional view showing the operation of the switching valve and the electromagnetic actuator of the operating mechanism.

【図７】同切換弁と電磁アクチュエータの別の作用を示
す断面図。FIG. 7 is a sectional view showing another operation of the switching valve and the electromagnetic actuator.

【図８】作動機構の作用を示す説明図。FIG. 8 is an explanatory view showing the operation of the operation mechanism.

【図９】本実施例のコントローラの制御フローチャート
図。FIG. 9 is a control flowchart of the controller according to the embodiment.

【図１０】従来の作動機構を示す断面図。FIG. 10 is a sectional view showing a conventional operation mechanism.

【図１１】従来の吸排気弁駆動制御装置を示す要部断面
図。FIG. 11 is a sectional view of a main part showing a conventional intake and exhaust valve drive control device.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１…駆動軸 ２…カムシャフト ３…制御機構 ４…作動機構 ２５…吸気弁 ２７…制御シャフト ２８…油圧シリンダ ２９…油圧回路 ３０…切換弁 ３１…電磁アクチュエータ ３２…ポテンショメータ ３３…コントローラ ３４…コントロールプレート ３５…切割状溝 ３６…係合用溝 ４３…ピン DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Drive shaft 2 ... Camshaft 3 ... Control mechanism 4 ... Operating mechanism 25 ... Intake valve 27 ... Control shaft 28 ... Hydraulic cylinder 29 ... Hydraulic circuit 30 ... Switching valve 31 ... Electromagnetic actuator 32 ... Potentiometer 33 ... Controller 34 ... Control plate 35: split groove 36: engagement groove 43: pin

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 平６−2516（ＪＰ，Ａ) 特開 平５−33617（ＪＰ，Ａ) 特開 平２−148451（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F01L 13/00 301 ────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (56) References JP-A-6-2516 (JP, A) JP-A-5-33617 (JP, A) JP-A-2-148451 (JP, A) (58) Field (Int. Cl. ⁷ , DB name) F01L 13/00 301

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】 機関によって回転駆動される駆動軸と、
該駆動軸の同軸上に相対回転自在に設けられ、外周に吸
排気弁を作動させるカムを有するカムシャフトと、前記
駆動軸の軸心に対する偏心量を可変制御して駆動軸とカ
ムシャフトとの相対的な角速度を変化させることによ
り、前記吸排気弁の作動角を可変制御する制御機構と、
機関運転状態に応じて前記偏心量を可変にすべく前記制
御機構を揺動させる作動機構とを備えた吸排気弁駆動制
御装置において、 前記作動機構は、前記制御機構に連係して前記偏心量を
制御する制御シャフトと、前記制御シャフトの回転位置
を制御する油圧シリンダと、該油圧シリンダに対して油
圧を給排する油圧回路と、機関運転状態に応じて前記油
圧回路の流路を切り換える切換弁を作動させる比例ソレ
ノイド型の電磁アクチュエータと、該電磁アクチュエー
タを制御するコントローラとを備え、前記制御シャフトに、コントロールプレートを固定する
一方、前記油圧シリンダを制御シャフトに対して軸直角
方向に配置すると共に、該油圧シリンダのピストンロッ
ドに、前記コントロールプレートに係合するピンを設
け、前記ピストンロッドの直線運動を前記ピンとコント
ロールプレートを介して回転運動に変換して前記制御シ
ャフトに伝達するように構成した ことを特徴とする内燃
機関の吸排気弁駆動制御装置。A drive shaft rotatably driven by an engine;
A camshaft, which is provided on the same axis as the drive shaft so as to be relatively rotatable, and has a cam on its outer periphery for actuating an intake / exhaust valve, and A control mechanism for variably controlling the operating angle of the intake and exhaust valves by changing the relative angular velocity;
An intake / exhaust valve drive control device comprising: an operating mechanism that swings the control mechanism so as to vary the eccentric amount in accordance with an engine operating state; wherein the operating mechanism is linked to the control mechanism to control the eccentric amount. , A hydraulic cylinder that controls the rotational position of the control shaft, a hydraulic circuit that supplies and discharges hydraulic pressure to and from the hydraulic cylinder, and a switch that switches the flow path of the hydraulic circuit according to the engine operating state. A proportional solenoid type electromagnetic actuator for operating a valve, and a controller for controlling the electromagnetic actuator, wherein a control plate is fixed to the control shaft.
On the other hand, the hydraulic cylinder is perpendicular to the control shaft.
And the piston lock of the hydraulic cylinder.
Pins that engage the control plate.
Control the linear motion of the piston rod with the pin.
The control system converts the rotational motion to a rotational motion via a roll plate.
An intake / exhaust valve drive control device for an internal combustion engine, wherein the control device is configured to transmit the drive signal to a shaft.