JP3738526B2 - Variable valve mechanism - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関の吸気弁や排気弁を機関の運転状態に応じたタイミングで開閉制御する、可変動弁機構に関し、特に、入力回転の回転速度を一回転中で増減しながら出力しうる不等速継手を利用した、可変動弁機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
往復動式内燃機関（以下、エンジンという）には、吸気弁や排気弁（以下、これらを総称して機関弁又は単にバルブともいう）がそなえられるが、このようなバルブは、カムの形状や回転位相に応じたバルブリフト状態で駆動されるので、バルブの開閉タイミング及び開放期間（バルブを開放している期間をクランクの回転角度の単位で示した量）も、カムの形状や回転位相に応じることになる。
【０００３】
ところで、エンジンにそなえられた吸気弁や排気弁の場合には、エンジンの負荷状態や速度状態に応じて最適な開閉タイミングや開放期間が異なる。そこで、このようなバルブの開閉タイミングや開放期間を変更できるようにした、所謂可変バルブタイミング装置（可変動弁機構）が各種提案されている。
特に、カムとカムシャフトとの間に、偏心機構を用いた不等速継手を介装し、カムシャフト側回転軸に対してカム側回転軸を偏心した位置に設定することで、カムシャフトが１回転する間にカムをカムシャフトの回転速度に対して増減又は位相変化させうるようにして、偏心機構におけるかかるカム側回転軸の偏心状態（即ち、カム側回転軸の軸心軸位置）を調整することで、バルブの開閉タイミング及び開放期間を調整できるようにした技術も開発されている。
【０００４】
このような不等速継手を用いた技術は、例えば特公昭４７−２０６５４号，特開平３−１６８３０９号，特開平４−１８３９０５号，特開平６−１０６３０号等にて提案されている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、このような不等速継手を用いた可変動弁機構では、偏心機構の回転位相をどのような回転方向で調整するかにより、吸気弁や排気弁の作動タイミングの変化の仕方が異なり、エンジン出力の変化にも影響を与えることになる。
そこで、偏心機構の位相調整をエンジンの出力特性の合わせた回転方向で行ないたいという要望がある。
【０００６】
本発明は、このような課題に鑑み創案されたもので、偏心機構によるバルブタイミングの変更過程において、エンジンの出力特性に適した特性でバルブリフト特性が変更されるようにした、可変動弁機構を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
本発明の可変動弁機構では、内燃機関のクランク軸からカムシャフトに入力された回転駆動力は、カムシャフトに相対回転可能に設けられたカムローブに伝達され、カムローブがカムシャフトに対して不等速で回転する。一方、吸気弁又は排気弁は、カムローブに設けられたカム部により開閉駆動されるが、吸気弁又は排気弁の開弁期間は、カムシャフトとカムローブとの間に介装された制御機構により変更される。すなわち、上記の制御機構によりカムローブの偏心位相を調整することで、カムシャフトとカムローブとの偏心位相が変更され吸気弁又は排気弁の開弁期間が変更される。
【０００８】
内燃機関の運転状態が低速運転から高速運転へ変化する際には、変化過程の初期において、吸気弁の閉弁時期の遅角量及び排気弁の開弁時期の進角量が、吸気弁の開弁時期の進角量及び排気弁の閉弁時期の遅角量よりも大きくなるように、吸気弁又は排気弁の開弁期間が変更される。
そして、このように吸気弁又は排気弁の開弁期間を変更することにより、主に中低速域において内燃機関のドライバビリティが向上する。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、図面により、本発明の一実施形態としての可変動弁機構について説明する。この実施形態にかかる内燃機関は、レシプロ式の内燃機関であり、また、この実施形態にかかる可変動弁機構は、気筒上方に設置された吸気弁又は排気弁（これらを総称して、機関弁又は単にバルブという）を駆動するようにそなえられている。
【００１０】
図３，図４，図５は本可変動弁機構の要部を示す斜視図，断面図，模式的配置図（軸方向端面から見た模式図）であり、図３，図４に示すように、シリンダヘッド１には、図示しない吸気ポート又は排気ポートを開閉すべくバルブ（弁部材）２が装備されており、このバルブ２のステム端部２Ａには、バルブ２を閉鎖側に付勢するバルブスプリング３（図５参照）が設置されている。
【００１１】
さらに、バルブ２のステム端部２Ａには、ロッカアーム８が当接しており、このロッカアーム８にカム６が当接している。そして、カム６の凸部（カム山部分）６Ａによってバルブスプリング３の付勢力に抗するようにしてバルブ２が開方向へ駆動される。本可変動弁機構は、このようなカム６を回動させるためにそなえられている。
【００１２】
本可変動弁機構は、図３，図４に示すように、ベルト（タイミングベルト）４１とプーリ４２とを介して、エンジンのクランク軸（図示略）に連動して回転駆動されるカムシャフト（第１回転軸部材）１１と、このカムシャフト１１の外周に設けられたカムローブ（第２回転軸部材）１２とをそなえ、カム（カム部）６はこのカムローブ１２の外周に突設されている。なお、このカムローブ１２の外周はシリンダヘッド１側の軸受部７によって回転自在に軸支されている。
【００１３】
また、カムシャフト１１はこのカムローブ１２を介して軸受部７に支持されるが、カムシャフト１１の端部は、同一軸心線上に結合された端部部材４３を介してシリンダヘッド１の軸受部１Ａに軸支されている。前述のプーリ４２は、このような端部部材４３に装備されているので、このプーリ４２を装備した端部部材４３を、入力部と称することができる。
【００１４】
なお、軸受部７は、図４，図５に示すように、二つ割れ構造になっており、シリンダヘッド１に形成された軸受下半部７Ａと、この軸受下半部７Ａに上方から接合される軸受キャップ７Ｂと、軸受下半部７Ａに軸受キャップ７Ｂを結合するボルト７Ｃとから構成される。
また、図５に示すように、軸受下半部７Ａと軸受キャップ７Ｂとの接合面７Ｄは、図示しないシリンダの軸心線と直交するようにほぼ水平に設定されており、図４，図５におけるほぼ鉛直方向（上下方向）に向けて締結されるボルト７Ｃによって、軸受下半部７Ａと軸受キャップ７Ｂとがほぼ鉛直方向に強固に結合されている。
【００１５】
また、カムシャフト１１とカムローブ１２との間には不等速継手１３が設けられており、これらカムローブ１２及び不等速継手１３により、バルブ開弁時期を連続的又は段階的に調整しうる弁作動調整手段５０が構成されている。
また、図４中の符号７Ｅ，１１Ａ，１１Ｂは各摺動部へ潤滑油（エンジンオイル）を供給する油穴である。
【００１６】
なお、本可変動弁機構は、多気筒エンジンに適しており、多気筒エンジンに適用した場合には、各気筒毎に、カムローブ１２及び不等速継手１３を設けるようにする。ここでは、一例として本可変動弁機構を直列４気筒エンジンに適用した場合を説明する。
【００１７】
この不等速継手１３は、カムシャフト１１の外周に回動可能に支持されたコントロールディスク（軸支部材）１４と、このコントロールディスク１４に一体的に設けられた偏心部（軸支部）１５と、この偏心部１５の外周に設けられた係合ディスク（中間回転部材）１６と、係合ディスク１６に接続された第１スライダ部材（第１接続部材又はカム軸側ピン部材）１７及び第２スライダ部材（第２接続部材又はカムローブ側ピン部材）１８とをそなえている。なお、係合ディスク１６は、ハーモニックリングともいう。
【００１８】
偏心部１５は、図３に示すように、カムシャフト１１の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ₁ から偏心した位置に回転中心Ｏ₂ を有しており、係合ディスク１６はこの偏心部１５の中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ の回りに回転するようになっている。
第１スライダ部材１７及び第２スライダ部材１８は、図３に示すように、それぞれその先端にスライダ本体部２１，２２をそなえ、その他端側にドライブピン部２３，２４をそなえている。
【００１９】
そして、係合ディスク１６の一面には、図４に示すように、半径方向（ラジアル方向）に、第１スライダ部材１７のスライダ本体部２１が摺動自在に嵌合したスライダ用溝１６Ａと、第２スライダ部材１８のスライダ本体部２２が摺動自在に嵌合したスライダ用溝１６Ａとが形成されている。ここでは、２つのスライダ用溝１６Ａ，１６Ｂが互いに１８０°だけ回転位相をずらせるように同一直径上に配置されている。
【００２０】
また、カムシャフト１１にはドライブアーム１９が設けられ、カムローブ１２にはアーム部２０が設けられ、ドライブアーム１９には、第１スライダ部材１７のドライブピン部２３が回転自在に嵌入する穴部１９Ａが設けられ、アーム部２０には、第２スライダ部材１８のドライブピン部２４が回転自在に嵌入する穴部２０Ａが設けられている。
【００２１】
なお、ドライブアーム１９は、カムローブ１２とコントロールディスク１４との間のアーム部２０を除く空間に、カムシャフト１１から半径方向（ラジアル方向）に突出するように設けられ、ロックピン２５によりカムシャフト１１と一体回転するように結合されている。一方、アーム部２０はカムローブ１２の端部を、係合ディスク１６の一側面に近接する位置まで半径方向（ラジアル方向）及び軸方向へ突出させるように一体形成されている。
【００２２】
ところで、スライダ本体部２１と溝１６Ａとの間では、図５に示すように、スライダ本体部２１の外側平面２１Ｂ，２１Ｃと溝１６Ａの内壁平面２８Ａ，２８Ｂとの間で、溝１６Ｂとスライダ本体部２２との間では、溝１６Ｂの内壁平面２８Ｃ，２８Ｄとスライダ本体部２２の外側平面２２Ｂ，２２Ｃとの間で、それぞれ回転力の伝達が行なわれる。
【００２３】
このように回転を伝達する際に、係合ディスク１６が偏心していることにより、係合ディスク１６はカムシャフト１１に対して先行したり遅延したりすることを繰り返し、また、カムローブ１２は係合ディスク１６に対して先行したり遅延したりすることを繰り返しながら、カムローブ１２がカムシャフト１１とは不等速で回転するようになっている。
【００２４】
例えば図６は、カムローブ１２がカムシャフト１１とは不等速で回転することを説明する図であり、（Ａ１）〜（Ａ３）はカムシャフト１１に対する係合ディスク１６の回転角速度変化を、（Ｂ１）〜（Ｂ３）は係合ディスク１６に対するカムローブ１２の回転角速度変化をそれぞれ説明する図である。
図６（Ａ１）に示すように、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ が、カムシャフト１１の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ₁ に対して上方に偏心しており、この偏心した方向に、スライダ溝１６Ａ及び第１スライダ部材１７に位置した状態を回転基準位置として、カムシャフト１１が時計回りに回転するものとする。
【００２５】
なお、図６（Ａ１），（Ａ２）において、Ｓ１はカムシャフト１１側の基準点（例えば第１スライダ部材１７の中心点）の回転基準位置での位置を示し、Ｈ１は係合ディスク１６側の基準点（例えばスライダ溝１６Ａの基準点）の回転基準位置での位置を示している。
また、Ｓ２〜Ｓ１２はカムシャフト１１側の基準点（第１スライダ部材１７の中心点）が回転基準位置Ｓ１から所定角度（ここでは、３０°）ずつ回転した際の各位置を示し、Ｈ２〜Ｈ１２はこれらのカムシャフト１１側の基準点位置Ｓ２〜Ｓ１２に応じて回転する係合ディスク１６側の基準点（スライダ溝１６Ａの基準点）の各位置を示している。
【００２６】
ここで、カムシャフト１１側の基準点の回転は、第１回転中心軸線Ｏ₁ を中心に、係合ディスク１６側の基準点の回転は、第２回転中心軸線Ｏ₂ を中心に、それぞれ行なわれる。
図６（Ａ２）に示すように、カムシャフト１１側の基準点（第１スライダ部材１７の中心点）がＳ１→Ｓ２へと３０°（∠Ｓ１・Ｏ₁ ・Ｓ２）だけ回転すると、係合ディスク１６側の基準点（スライダ溝１６Ａの基準点）はＨ１→Ｈ２へと∠Ｈ１・Ｏ₂ ・Ｈ２の角度分回転するため、カムシャフト１１側よりも大きな回転角度（∠Ｈ１・Ｏ₂ ・Ｈ２＞∠Ｓ１・Ｏ₁ ・Ｓ２）だけ回転する。即ち、係合ディスク１６側はカムシャフト１１側よりも速い速度で回転する。
【００２７】
ついで、カムシャフト１１側がＳ２→Ｓ３へと３０°（∠Ｓ２・Ｏ₁ ・Ｓ３）だけ回転すると、係合ディスク１６側はＨ２→Ｈ３へと、∠Ｈ２・Ｏ₂ ・Ｈ３の角度分回転するため、ここではカムシャフト１１側よりもやや大きな回転角度（∠Ｈ２・Ｏ₂ ・Ｈ３＞∠Ｓ２・Ｏ₁ ・Ｓ３）だけ回転する。即ち、この間は、係合ディスク１６側はカムシャフト１１側よりもやや速い速度で回転する。
【００２８】
ついで、カムシャフト１１側がＳ３→Ｓ４へと３０°（∠Ｓ３・Ｏ₁ ・Ｓ４）だけ回転すると、係合ディスク１６側はＨ３→Ｈ４へと、∠Ｈ３・Ｏ₂ ・Ｈ４の角度分回転するため、ここではカムシャフト１１側とほぼ等しい回転角度（∠Ｈ３・Ｏ₂ ・Ｈ４≒∠Ｓ３・Ｏ₁ ・Ｓ４）だけ回転する。即ち、この間は、係合ディスク１６側はカムシャフト１１側とほぼ等しい速度で回転する。
【００２９】
ついで、カムシャフト１１側がＳ４→Ｓ５へと３０°（∠Ｓ４・Ｏ₁ ・Ｓ５）だけ回転すると、係合ディスク１６側はＨ４→Ｈ５へと、∠Ｈ４・Ｏ₂ ・Ｈ５の角度分回転するため、ここでもカムシャフト１１側とほぼ等しい回転角度（∠Ｈ４・Ｏ₂ ・Ｈ５≒∠Ｓ４・Ｏ₁ ・Ｓ５）だけ回転する。即ち、この間は、係合ディスク１６側はカムシャフト１１側とほぼ等しい速度で回転する。
【００３０】
さらに、カムシャフト１１側がＳ５→Ｓ６へと３０°（∠Ｓ５・Ｏ₁ ・Ｓ６）だけ回転すると、係合ディスク１６側はＨ５→Ｈ６へと、∠Ｈ５・Ｏ₂ ・Ｈ６の角度分回転するため、ここではカムシャフト１１側よりもやや小さな回転角度（∠Ｈ５・Ｏ₂ ・Ｈ６＜∠Ｓ５・Ｏ₁ ・Ｓ６）だけ回転する。即ち、この間は、係合ディスク１６側はカムシャフト１１側よりもやや遅い速度で回転する。
【００３１】
さらに、カムシャフト１１側がＳ６→Ｓ７へと３０°（∠Ｓ６・Ｏ₁ ・Ｓ７）だけ回転すると、係合ディスク１６側はＨ６→Ｈ７へと、∠Ｈ６・Ｏ₂ ・Ｈ７の角度分回転するため、ここではカムシャフト１１側よりも小さな回転角度（∠Ｈ６・Ｏ₂ ・Ｈ７＜∠Ｓ６・Ｏ₁ ・Ｓ７）だけ回転する。即ち、この間は、係合ディスク１６側はカムシャフト１１側よりも遅い速度で回転する。
【００３２】
このように、係合ディスク１６側は位置Ｈ１においてカムシャフト１１側に対して最も速く回転し、この後、カムシャフト１１側がＳ１→Ｓ２→Ｓ３→Ｓ４→Ｓ５→Ｓ６→Ｓ７へと回転する間には、係合ディスク１６側はＨ１→Ｈ２→Ｈ３→Ｈ４→Ｈ５→Ｈ６→Ｈ７へと、次第にカムシャフト１１側に対する速度を減少させ、この間、位置Ｈ３からＨ５の間付近で係合ディスク１６側がカムシャフト１１側とほぼ等しい速度になり、その後は、係合ディスク１６側はカムシャフト１１側よりも遅くなり、位置Ｈ７においてカムシャフト１１側に対して最も遅く回転することになる。
【００３３】
この後、カムシャフト１１側がＳ７→Ｓ８→Ｓ９→Ｓ１０→Ｓ１１→Ｓ１２→Ｓ１へと回転する間には、係合ディスク１６側はＨ７→Ｈ８→Ｈ９→Ｈ１０→Ｈ１１→Ｈ１２→Ｈ１へと、次第にカムシャフト１１側に対する速度を増加させ、この間、位置Ｈ９からＨ１０の間付近で係合ディスク１６側がカムシャフト１１側とほぼ等しい速度になり、その後は、係合ディスク１６側はカムシャフト１１側よりも速くなり、位置Ｈ１においてカムシャフト１１側に対して最も速く回転することになる。
【００３４】
このようなカムシャフト１１側の回転速度に対する係合ディスク１６側の回転速度を、カムシャフト１１の回転角度（位置Ｓ１を０°又は３６０°として上述のような時計回りに回転するものとする）に対応させて示すと、図６（Ａ３）のようになる。この図６（Ａ３）では、カムシャフト１１の回転速度は一定（横軸上）としており、係合ディスク１６側の回転速度は、余弦カーブのような特性で変化する。
【００３５】
このような係合ディスク１６側の回転に対するカムローブ１２側の回転角速度変化は、図６（Ｂ１）〜（Ｂ３）に示すようになる。図６（Ａ１）〜（Ａ３）は図６（Ｂ１）〜（Ｂ３）とそれぞれ対応する。
また、図６（Ｂ１）に示すように、係合ディスク１６側とカムローブ１２側とは、第１スライダ部材１７に対して１８０°だけ回転した位置にあるスライダ溝１６Ｂ及び第２スライダ部材１８を介して回転が伝達される。したがって、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ が、カムシャフト１１の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ₁ に対して偏心した方向にスライダ溝１６Ａ及び第１スライダ部材１７に位置した基準状態〔図６（Ａ１）参照〕では、図６（Ｂ１）に示すように、スライダ溝１６Ｂ及び第２スライダ部材１８は、スライダ溝１６Ａ及び第１スライダ部材１７よりも１８０°だけ回転した位置（図中下方）となり、これを、基準位置とする。
【００３６】
また、図６（Ｂ１），（Ｂ２）において、Ｈ′１は係合ディスク１６側の基準点（例えばスライダ溝１６Ｂの基準点）の回転基準位置での位置を示し、Ｒ１はカムローブ１２側の基準点（例えば第２スライダ部材１８の中心点）の回転基準位置での位置を示している。
また、Ｈ′２〜Ｈ′１２は係合ディスク１６側の第１の基準点（スライダ溝１６Ａの基準点）Ｈ２〜Ｈ１２に対する係合ディスク１６側の第２の基準点（スライダ溝１６Ｂの基準点）を示し、Ｒ２〜Ｒ１２はこれらの係合ディスク１６側の第２の基準点（スライダ溝１６Ｂの基準点）Ｈ′２〜Ｈ′１２に応じて回転するカムローブ１２側の基準点（第２スライダ部材１８の中心点）の各位置を示している。
【００３７】
ここで、係合ディスク１６側の基準点の回転は、第２回転中心軸線Ｏ₂ を中心に、カムローブ１２側の基準点の回転は、第１回転中心軸線Ｏ₁ を中心に、それぞれ行なわれる。
図６（Ｂ２），（Ｂ３）に示すように、カムローブ１２側は、カムシャフト１１側に対する係合ディスク１６側の速度特性をさらに強めた特性で回転し、位置Ｒ１において係合ディスク１６側に対して最も速く回転し、この後、係合ディスク１６側がＨ′１→Ｈ′２→Ｈ′３→Ｈ′４→Ｈ′５→Ｈ′６→Ｈ′７へと回転する間には、カムローブ１２側はＲ１→Ｒ２→Ｒ３→Ｒ４→Ｒ５→Ｒ６→Ｒ７へと、次第に係合ディスク１６側に対する速度を減少させ、この間、位置Ｒ３からＲ４の間付近でカムローブ１２側が係合ディスク１６側とほぼ等しい速度になり、その後は、カムローブ１２側は係合ディスク１６側よりも遅くなり、位置Ｒ７において係合ディスク１６側に対して最も遅く回転することになる。
【００３８】
この後、係合ディスク１６側はＨ′７→Ｈ′８→Ｈ′９→Ｈ′１０→Ｈ′１１→Ｈ′１２→Ｈ′１へと回転する間には、カムローブ１２側がＲ７→Ｒ８→Ｒ９→Ｒ１０→Ｒ１１→Ｒ１２→Ｒ１へと次第に係合ディスク１６側に対する速度を増加させ、この間、位置Ｒ９からＲ１０の間付近でカムローブ１２側が係合ディスク１６側側とほぼ等しい速度になり、その後は、カムローブ１２側は係合ディスク１６側よりも速くなり、位置Ｒ１において係合ディスク１６側に対して最も速く回転することになる。
【００３９】
図６（Ｂ３）は、このようなカムローブ１２側の回転速度特性を係合ディスク１６側の回転速度特性〔図６（Ａ３）に示すものと同様な特性〕に対応させて示しており、カムローブ１２側の回転速度は、係合ディスク１６側の回転速度と同様な余弦カーブのような特性で変化し、しかも係合ディスク１６側の特性を一層増大させた（つまり、振幅を増大させた）ものとなる。すなわち、カムローブ１２側の回転速度は、カムシャフト１１側の回転速度に対して、余弦カーブのような特性で変化する。
【００４０】
このようなカムローブ１２側の回転速度特性に対して、カムローブ１２側の回転位相特性（即ち、カムローブ１２側がカムシャフト１１側よりも進むか遅れるかといった特性）については、図７の中段に記載したグラフ内の曲線ＰＡ１，ＰＡ２に示すようになる。
つまり、図６（Ａ１），（Ｂ１）及び図７（ａ１）に示すように、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ が、カムシャフト１１，カムローブ１２の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ₁ に対して上方に偏心しているもの（高速上方偏心）とする（即ち、カムローブ１２の回転中心が高速側の第２所定位置にある）。そして、回転中心Ｏ₁ ，Ｏ₂ の上方にスライダ溝１６Ａ及び第１スライダ部材１７が位置し、回転中心Ｏ₁ ，Ｏ₂ の下方にスライダ溝１６Ｂ及び第２スライダ部材１８が位置した状態を、基準（カムシャフト回転角度が０）とすると、カムローブ１２側の位相特性は、図７の曲線ＰＡ１に示すようになる。
【００４１】
図７の曲線ＰＡ１に示すように、図７（ａ１）及び図６（Ａ２），（Ｂ２）中の符合Ｓ１，Ｈ１，Ｈ′１，Ｒ１に示すようなカムシャフト回転角度が０のときには、カムローブ１２側はカムシャフト１１側と等しい位相角度となる。
この後のカムシャフト１１の回転角度に応じたカムローブ１２側の回転位相特性、即ち、カムシャフト１１側の回転位相に対するカムローブ１２側の回転位相の進みや遅れの特性は、カムシャフト１１側の回転速度に対するカムローブ１２側の回転速度〔図６（Ｂ３）参照〕を積分した積分値に相当する。
【００４２】
したがって、図７の曲線ＰＡ１に示すように、カムシャフト１１が０°から９０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側に先行してその進み角度が次第に増大するが、カムシャフト１１が９０°となった時点でカムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも最も先行して〔図７（ａ２）参照〕、この後、カムシャフト１１が９０°から１８０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側に先行してはいるがその進み角度は次第に減少して、カムシャフト１１が１８０°になった時点で、カムローブ１２側はカムシャフト１１側と等しい位相角度となる〔図７（ａ３）参照〕。
【００４３】
さらに、カムシャフト１１が１８０°から２７０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側から遅れてその遅れ角度が次第に増大するが、カムシャフト１１が２７０°となった時点でカムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも最も遅れて〔図７（ａ４）参照〕、その後、カムシャフト１１が２７０°から３６０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側に遅れてはいるがその遅れ角度は次第に減少して、カムシャフト１１が３６０°になった時点で、カムローブ１２側はカムシャフト１１側と等しい位相角度となる〔図７（ａ５）参照〕。
【００４４】
ここで、カムシャフト１１が１８０°の位置で、バルブリフトが最大となるように、カム６に対するバルブ２の位置を設定すると、バルブのリフトカーブは、図７の曲線ＶＬ１に示すようになる。なお、図７中の曲線ＶＬ０は、不等速継手１３（係合ディスク１６やコントロールディスク１４等）をそなえずカムローブ１２とカムシャフト１１とが常に等しい位相角度となる場合のバルブのリフトカーブ特性（リフトカーブベース）を示すものである。
【００４５】
曲線ＶＬ１に示すリフトカーブ特性では、バルブの開放タイミング（開放開始時期）ＳＴ１はリフトカーブベースの開放タイミングＳＴ０よりも早くなり、バルブの閉鎖タイミング（開放終了時期）ＥＴ１はリフトカーブベースの閉鎖タイミングＥＴ０よりも遅くなる。バルブの開放タイミングＳＴ１がリフトカーブベースよりも早まるのは、バルブが開放を開始する領域では、カムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも回転位相角度が進んでいるためであり、バルブの閉鎖タイミングＥＴ１がリフトカーブベースよりも遅くなるのは、バルブが開放を終了する領域では、カムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも回転位相角度が遅れているためである。
【００４６】
一方、図７（ｂ１）に示すように、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ が、カムシャフト１１，カムローブ１２の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ₁ に対して下方に偏心（低速下方偏心）していて、回転中心Ｏ₁ ，Ｏ₂ の上方にスライダ溝１６Ａ及び第１スライダ部材１７が位置し、回転中心Ｏ₁ ，Ｏ₂ の下方にスライダ溝１６Ｂ及び第２スライダ部材１８が位置した状態を、基準（カムシャフト回転角度が０）とする（即ち、カムローブ１２の回転中心が低速側の第１所定位置にある）と、カムローブ１２側の位相特性は、図７の曲線ＰＡ２に示すようになる。
【００４７】
つまり、図７の曲線ＰＡ２に示すように、図７（ａ１）に示すようなカムシャフト回転角度が０のときには、カムローブ１２側はカムシャフト１１側と等しい位相角度となり、この後は、カムシャフト１１が０°から９０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側から遅れてその遅れ角度が次第に増大するが、カムシャフト１１が９０°となった時点でカムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも最も遅れて〔図７（ｂ２）参照〕、この後、カムシャフト１１が９０°から１８０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側から遅れてはいるがその遅れ角度は次第に減少して、カムシャフト１１が１８０°になった時点で、カムローブ１２側はカムシャフト１１側と等しい位相角度となる〔図７（ｂ３）参照〕。
【００４８】
さらに、カムシャフト１１が１８０°から２７０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側に先行してその進み角度が次第に増大するが、カムシャフト１１が２７０°となった時点でカムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも最も進んで〔図７（ｂ４）参照〕、その後、カムシャフト１１が２７０°から３６０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側より先行してはいるがその進み角度は次第に減少して、カムシャフト１１が３６０°になった時点で、カムローブ１２側はカムシャフト１１側と等しい位相角度となる〔図７（ｂ５）参照〕。
【００４９】
このように、図７の曲線ＰＡ２に示すような回転位相特性でカムローブ１２が回転する場合には、バルブのリフトカーブは、図７の曲線ＶＬ２に示すようになる。
この曲線ＶＬ２に示すリフトカーブ特性では、バルブの開放タイミング（開放開始時期）ＳＴ２はリフトカーブベースの開放タイミングＳＴ０よりも遅くなり、バルブの閉鎖タイミング（開放終了時期）ＥＴ２はリフトカーブベースの閉鎖タイミングＥＴ０よりも早くなる。
【００５０】
このようにバルブの開放タイミングＳＴ２がリフトカーブベースよりも遅くなるのは、バルブが開放を開始する領域では、カムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも回転位相角度が遅れているためである。また、バルブの閉鎖タイミングＥＴ２がリフトカーブベースよりも早くなるのは、バルブが開放を終了する領域では、カムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも回転位相角度が進んでいるためである。
【００５１】
このように、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ 、即ち、係合ディスク１６の偏心位置に応じて、バルブのリフトカーブ特性を変更することができるのである。バルブの開放タイミングが早く閉鎖タイミングが遅い場合には、バルブ開放期間が長くなり、機関の高速回転時に適し、バルブの開放タイミングが遅く閉鎖タイミングが速い場合には、バルブ開放期間が短くなり、機関の高速回転時に適している。
【００５２】
このため、図７（ａ１）に示すように、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ がカムシャフト１１の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ₁ に対して上方（バルブリフトトップを与える回転位相方向と逆方向）にあれば、バルブ開放期間が最も長くなるため、高速用偏心となり、図７（ｂ１）に示すように、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ が、カムシャフト１１の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ₁ に対して下方（バルブリフトトップを与える回転位相方向）にあれば、バルブ開放期間が最も短くなるため、低速用偏心となる。
【００５３】
そして、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ が図７（ａ１）に示す位置と図７（ｂ１）に示す位置との中間的な位置にある場合には、その位置に応じたバルブ特性（バルブの開放タイミングや閉鎖タイミング）でバルブ２を駆動することになる。
つまり、第２回転中心軸線Ｏ₂ を図７（ａ１）に示す上方偏心位置（第２所定位置）から下方位置へずらしていくと、バルブ特性は、曲線ＶＬ１で示すリフトカーブ特性（高速用特性）から曲線ＶＬ０で示すリフトカーブベース特性へと近づいて、第２回転中心軸線Ｏ₂ が第１回転中心軸線Ｏ₁ とほぼ等しい高さになる（上下方向への偏差がなくなる）と、バルブ特性はほぼリフトカーブベース特性に近いものになる。さらに、第２回転中心軸線Ｏ₂ を図７（ｂ１）に示す下方偏心位置（第１所定位置）へ向けてずらしていくと、バルブ特性は、曲線ＶＬ０で示すリフトカーブベース特性から曲線ＶＬ２で示すリフトカーブ特性（低速用特性）へと近づく。
【００５４】
したがって、例えば機関の回転数（回転速度）等の機関の運転状態に応じて、第２回転中心軸線Ｏ₂ の位置を連続的又は段階的に調整すれば、機関の運転状態に常に適した特性でバルブ２を駆動させることができる。
係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ を位置調整するためには、係合ディスク１６を偏心状態に支持する偏心部１５を回転させればよいので、本機構には、偏心部１５を有するコントロールディスク１４を回転させて偏心部１５の偏心位置を調整する偏心位置調整機構３０が設けられている。
【００５５】
この偏心位置調整機構３０は、図３，図４に示すように、コントロールディスク１４の外周に形成された偏心制御ギア３１と、この偏心制御ギア３１と噛合するコントロールギア３５をそなえカムシャフト１１と平行に設置されたギア軸（コントロールシャフト又は制御用部材）３２と、このコントロールシャフト３２を回転駆動するためのアクチュエータ３３とをそなえて構成されており、ＥＣＵ３４を通じて作動を制御するようになっている。
【００５６】
つまり、図３に示すように、ＥＣＵ３４に、エンジン回転数センサ（図示略）からの検出情報（エンジン回転数情報），スロットルポジションセンサからの検出情報（ＴＰＳ情報），エアフローセンサ（図示略）からの検出情報（ＡＦＳ情報）等が入力されるようになっており、偏心位置調整機構３０におけるモータの制御は、これらの情報に基づいて、エンジンの回転速度や負荷状態に応じて行なうようになっている。
【００５７】
そして、例えばエンジンの高速時や高負荷時には、図７中の曲線ＶＬ１のようなバルブリフト特性になるようにコントロールディスク１４の回転位相を調整して、バルブの開放期間を長期間にするように制御する。また、エンジンの低速時や低負荷時には、図７中の曲線ＶＬ２のようなバルブリフト特性になるようにコントロールディスク１４の回転位相を調整して、バルブの開放期間を短期間にするように制御する。一般には、エンジンの速時や負荷に応じて、図７中の曲線ＶＬ１と曲線ＶＬ２との中間的なバルブリフト特性になるようにコントロールディスク１４の回転位相を調整する。
【００５８】
ところで、コントロールシャフト３２にそなえられたコントロールギア３５は、２つのギア３５Ａ，３５Ｂからなるシザースギアであって、一方のギア３５Ａはコントロールシャフト３２に固定されているが、他方のギア３５Ｂはコントロールシャフト３２に対して回転可能に装備されている。つまり、ギア３５Ｂは、ギア３５Ａに当接するように配設されており、コントロールシャフト３２の外周に固定されるジャーナル３６との間に装備されたねじりスプリング３８によって、回転方向への付勢力を受けるように設置され、両ギア３５Ａ，３５Ｂによって、コントロールディスク１４側の偏心制御ギア３１とコントロールギア３５とがガタつくことなく噛合するようになっている。
【００５９】
なお、偏心位置調整機構３０の設置にあたっては、既に設置されているカムシャフト１１外周のコントロールディスク１４側の偏心制御ギア３１に対して、両ギア３５Ａ，３５Ｂを噛合させた上で、ジャーナル３６をコントロールシャフト３２に対して回転させながら軸方向所定位置に配置することで、ギア３５Ｂに軸方向付勢力及び回転方向付勢力を与えておいてから、ジャーナル３６を回り止めピン３６Ａによりコントロールシャフト３２と一体回転するように固定する。
【００６０】
また、本可変動弁機構を多気筒エンジン（ここでは４気筒エンジン）に適用した場合には、各気筒毎にカムローブ１２及び不等速継手１３（即ち、弁作動調整手段５０）を設けるようにすることになるが、ここでは、各気筒に、吸気弁駆動用の可変動弁機構と、排気弁駆動用の可変動弁機構とをそなえている。つまり、図８に示すように、吸気弁用カムシャフト１１_INと排気弁用カムシャフト１１_EXとをそなえ、吸気弁用カムシャフト１１_INにおいても排気弁用カムシャフト１１_EXにおいても、それぞれ各気筒毎にカムローブ１２及び不等速継手１３がそなえられる。
【００６１】
そして、偏心位置調整機構３０は、吸気弁用カムシャフト１１_INに各気筒毎に装備されたコントロールディスク１４側の偏心制御ギア３１と、排気弁用カムシャフト１１_EXにやはり各気筒毎に装備されたコントロールディスク１４側の偏心制御ギア３１と、吸気弁用カムシャフト１１_INに隣接した吸気弁側コントロールシャフト３２と、排気弁用カムシャフト１１_EXに隣接した排気弁側コントロールシャフト３２と、これらの各コントロールシャフト３２において各気筒毎に設置されて各偏心制御ギア３１と噛合するコントロールギア３５及びジャーナル３６及びスプリング３８とをそなえている。
【００６２】
一方、アクチュエータ３３はスプロケット（端部部材）４３と反対側端部の図示しないシリンダヘッド側部分に１つだけそなえられ、ここでは、排気弁用カムシャフト１１_EXの軸端部にアクチュエータ３３がそなえられる。
このアクチュエータ３３は、ジョイント３３Ａを介して排気弁側ドライブギア機構３９Ａに接続されており、アクチュエータ３３の駆動力は、排気弁側ドライブギア機構３９Ａから排気弁側コントロールシャフト３２に伝達され、排気弁用カムシャフト１１_EXの各偏心制御ギア３１の回転駆動が行なわれるようになっている。
【００６３】
この一方、排気弁側ドライブギア機構３９Ａはインタメディエイトギア機構４０を介して吸気弁側ドライブギア機構３９Ｂに接続されており、アクチュエータ３３の駆動力は、排気弁側ドライブギア機構３９Ａ，インタメディエイトギア機構４０，吸気弁側ドライブギア機構３９Ｂを経て吸気弁側コントロールシャフト３２に伝達され、吸気弁用カムシャフト１１_INの各偏心制御ギア３１の回転駆動が行なわれるようになっている。
【００６４】
したがって、図９に示すように、排気弁側（図中ＥＸ参照）では、アクチュエータ３３の駆動力は、ドライブギア機構３９Ａ，排気弁側コントロールシャフト３２及び各コントロールギア３５を介して各偏心制御ギア３１に伝達され、吸気弁側（図中ＩＮ参照）では、アクチュエータ３３の駆動力は、ドライブギア機構３９Ａ，インタメディエイトギア機構４０，ドライブギア機構３９Ｂ，吸気弁側コントロールシャフト３２及び各コントロールギア３５を介して各偏心制御ギア３１に伝達されるようになっている。
【００６５】
また、インタメディエイトギア機構４０は、互いに噛合する２つのギア４０ａ，４０ｂからなり、排気弁側ドライブギア機構３９Ａの軸３９ａの回転を逆方向に同速度で吸気弁側ドライブギア機構３９Ｂの軸３９ａに伝達するようになっている。
なお、各ドライブギア機構３９Ａ，３９Ｂは、図８に示すように、いずれも軸３９ａに固定された固定ギア３９ｂ及び固定ギア３９ｂとの間にスプリング３９ｃを介して装備された可動ギア３９ｄの２枚のギアからなるシザースギア３９ｅと、コントロールシャフト３２の端部に固定されたギア３９ｆとから構成される。シザースギア３９ｅでは、可動ギア３９ｄがスプリング３９ｃにより回転方向に付勢された状態で、固定ギア３９ｂと共にギア３９ｆと噛合しており、ドライブギア機構３９Ａ，３９Ｂにガタが生じないようになっている。
【００６６】
さらに、各ドライブギア機構３９Ａ，３９Ｂのシザースギア３９ｅ（即ち、ギア３９ｂ，３９ｄ）は各偏心制御ギア３１と等しい歯数に設定され、各ドライブギア機構３９Ａ，３９Ｂのギア３９ｆは各コントロールギア３５と等しい歯数に設定されており、アクチュエータ軸の回転角度と偏心制御ギア３１の回転角度とが等しくなるように設定されている。
【００６７】
ところで、上述したように、偏心部１５の回転位相を調整する際には、偏心位置調整機構３０によってコントロールディスク１４が回転駆動されるようになっているが、この時コントロールディスク１４をどちらの方向に回転駆動させて位相調整を行なうかで、バルブ２の作動タイミングの変化の仕方が異なり、エンジン出力の変化にも影響を与えることになる。
【００６８】
つまり、上述したように、偏心部１５及び係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ を図７（ａ１）に示す上方偏心位置から図７（ｂ１）に示す下方偏心位置へ向けてずらしていくと、バルブ特性は、曲線ＶＬ１で示すリフトカーブ特性（高速用特性）から曲線ＶＬ２で示すリフトカーブ特性（低速用特性）へと変化するが、このとき、コントロールディスク１４を図中右回りで回転駆動させて偏心部１５の位相を調整するか、コントロールディスク１４を左回りで回転駆動させて偏心部１５の位相を調整するかにより、偏心部１５の回転中心Ｏ₂ の描く軌跡が異なり、バルブリフトカーブの変化する過程がそれぞれ異なることになるのである。
【００６９】
その一例として、吸気側と排気側との偏心部１５の回転方向（図７に示す低速下方偏心から高速上方偏心への調整方向）をエンジン回転方向と逆回転させた場合の偏心部１５の位相角変化に伴うバルブリフト特性変化を図１０（ａ）〜（ｅ）に示す。この図１０（ａ）〜（ｅ）に示すように、偏心部１５の位相角変化（４５°毎の変化）過程において、最初は、主に吸気側及び排気側の開弁タイミングが早くなる方向（吸気弁と排気弁とのオーバラップが大きくなる方向）へ変化し、その後、主に吸気側及び排気側の閉弁タイミングが遅くなる方向へ変化する。なお、このときバルブリフトの頂点位置は位相変化にともなってバルブ開閉タイミングと同様の動きとなる（バルブリフトの頂点位置の変化は本可変動弁機構及び不等速継手を用いた従来技術における特有の動きである）。
【００７０】
つまり、エンジン回転方向に対する偏心部１５の位相角変化方向の設定の仕方によってバルブ開閉タイミングの変化が異なり、これによりエンジンの出力特性も異なるものとなるのである。なお、この場合には、コントロールディスク１４の回転方向の差異により、バルブタイミングの変化する過程における特性（即ち、開弁時期が先に変更されてから閉弁時期が変更されるのか、あるいは、閉弁時期が先に変更されてから開弁時期が変更されるのかという特性）が異なるのであって、最終的なバルブ２のリフト特性は、どちらの回転方向でコントロールディスク１４を駆動しても勿論同一のものとなる。
【００７１】
そこで、本発明の可変動弁機構では、エンジンの出力特性等を考慮して、エンジンの運転状態が低速運転から高速運転へ変化する際には、最初に吸気弁の閉弁時期を遅らせるとともに排気弁の開弁時期を進角させるように設定されているのである。
具体的には、本実施形態では、エンジンの運転状態が低速運転状態から高速運転状態へ変化する際には、図１（ａ），図２に示すような回転方向でドライブギア３９ｅを回転駆動するようになっている。すなわち、この場合は、吸気側のコントロールディスク１４は図中左回り（本実施形態では、この回転方向がエンジン回転方向及びカムシャフト１１の回転方向と一致するものとする）に回転駆動され、また、排気側のコントロールディスク１４は図中右回りに回転駆動されるように構成されているのである。なお、図１（ａ），図２はアクチュエータ３３（図８参照）が配設された側から動弁機構を見た図である。
【００７２】
また、本実施形態では、図２に示すように、インタメディエイトギア機構４０が偶数個のギア（ここでは、２つのギア４０ａ，４０ｂ）により構成されることにより、吸気側のコントロールディスク１４と排気側のコントロールディスク１４とが互いに逆方向に回転駆動されるようになっている。つまり、吸気側のコントロールディスク１４は、アクチュエータ３３から排気側のドライブギア３９ｅ（右回転），ギア４０ａ（左回転），４０ｂ（右回転），吸気側ドライブギア３９ｅ（左回転）及びコントロールシャフト３２（右回転）を介して右回りの回転力が伝達されるのである。なお、排気側のコントロールディスク１４は、アクチュエータ３３から排気側のドライブギア３９ｅ（右回転）及びコントロールシャフト３２（左回転）を介して左回りの回転力が伝達される。
【００７３】
そして、このような場合には、バルブタイミングの変化は、図１（ｂ）に示すような特性となる。なお、図中、横軸はコントロールディスク１４の基準状態に対する位相角、縦軸はクランク角であって、縦軸上方側が遅角側、縦軸下方側が進角側である。また、位相角の変化は、排気側のコントロールディスク１４の回転方向が図１中左回りの場合を正方向に設定しているので、この場合（即ち、アクチュエータ３３の設けられた排気側のコントロールディスク１４が右回りに回転する場合）は、コントロールディスク１４の位相角の変化は、３６０°〜２７０°〜１８０°となる。また、破線は吸気弁のバルブタイミングの変化を示し、実線は排気弁のバルブタイミングの変化を示している。また、図１（ｂ）における位相角３６０°（＝０°）は、図７（ｂ１）に示すような状態、即ち、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ が、カムシャフト１１，カムローブ１２の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ₁ に対して下方に偏心（低速下方偏心）している状態であり、また、位相角１８０°は、図７（ａ１）に示すような状態、即ち、係合ディスク１６の回転中心Ｏ₂ が、カムシャフト１１，カムローブ１２の回転中心Ｏ₁ に対して上方に偏心（高速上方偏心）している状態である。
【００７４】
また、図１（ｃ），（ｄ）はいずれも吸気弁及び排気弁のバルブリフトカーブの変化を模式的に示す概念図であって、図１（ｃ）はコントロールディスク１４の位相角を３６０°から２７０°に変化させたときのバルブリフトカーブを示す概念図、図１（ｄ）はコントロールディスク１４の位相角を２７０°から１８０°に変化させたときのバルブリフトカーブを示す概念図である。
【００７５】
さて、上述のように、吸気側のコントロールディスク１４と排気側のコントロールディスク１４とが逆方向に回転し、且つ吸気側コントロールディスク１４がカムシャフト１１に対して逆方向に回転するように構成した場合のバルブリフトカーブの変化について図１（ｂ）〜（ｄ）を用いて説明する。
ここで、エンジン運転状態が低速側から高速側に変化して、コントロールディスク１４の位相角が、図１（ａ）に示すような回転方向で３６０°（低速下方偏心）から１８０°（高速上方偏心）に調整される場合、その過程を３６０°〜２７０°までの期間と２７０°〜１８０°までの期間に分けて説明する。
【００７６】
まず、コントロールディスク１４の位相角が３６０°から２７０°に調整されると、図１（ｂ）に示すように、吸気弁の開弁時期（図中ＩＯで示す）は、ΔθIOだけ進角し、また、吸気弁の閉弁時期（図中ＩＣで示す）は、ΔθICだけ遅角することになる。ここで、開弁時期変化量ΔθIOは、閉弁時期変化量ΔθICと比べると微小である。
【００７７】
一方、排気弁の閉弁時期（図中ＥＣで示す）は、ΔθECだけ遅角し、また、排気弁の開弁時期（図中ＥＯで示す）は、ΔθEOだけ進角する。この場合は、閉弁時期変化量ΔθECは開弁時期変化量ΔθEOに比べると微小である。
したがって、３６０°〜２７０°までの間は、図１（ｃ）に示すように、相対的に吸気弁の閉弁時期（ＩＣ）が遅角されるとともに、排気弁の開弁時期（ＥＯ）が進角されることになる。
【００７８】
次に、コントロールディスク１４の位相角が２７０°から１８０°に調整されると、図１（ｂ）に示すように、吸気弁の開弁時期（ＩＯ）は、ΔθIO′だけ進角する。また、吸気弁の閉弁時期（ＩＣ）は、ΔθIC′だけ遅角するが、この場合は、開弁時期変化量ΔθIO′の方が閉弁時期変化量ΔθIC′よりも大きい（ΔθIO′＞ΔθIC′）。
【００７９】
一方、排気弁の閉弁時期（ＥＣ）は、ΔθEC′だけ遅角し、排気弁の開弁時期（ＥＯ）は、ΔθEO′だけ進角する。そして、このときには閉弁時期変化量ΔθEC′の方が、開弁時期変化量ΔθEO′よりも大きい（ΔθEC′＞ΔθEO′）。したがって、２７０°〜１８０°までの間では、図１（ｄ）に示すように、相対的に吸気弁の開弁時期（ＩＯ）が進角されるとともに、排気弁の閉弁時期（ＥＣ）が遅角されることになる。
【００８０】
このように、エンジン運転状態が低速側から高速側に変化する際に、コントロールディスク１４の位相角が３６０°（低速下方偏心）から１８０°（高速上方偏心）に調整されると、結果的に吸気弁及び排気弁の開弁期間が増大することになるが、特に、本実施手形態では、図１（ａ），図２に示すような方向で各コントロールディスク１４を回転駆動することにより、まず、最初に吸気弁の閉弁時期が遅角するとともに排気弁の開弁時期が進角し、その後、吸気弁の開弁時期が進角するとともに排気弁の閉弁時期が遅角するのである。
【００８１】
そして、上述のようにコントロールディスク１４の位相調整方向を設定することにより、例えばバルブタイミングの変更開始時の回転数を１０００ｒｐｍ程度の低回転域に設定した場合には、このような低回転域から３０００ｒｐｍ程度の中速回転域にかけて、スムーズなトルクカーブを得ることができ、主に低中速回転領域においてドライバビリティが大幅に向上するのである。
【００８２】
本発明の一実施形態としての可変動弁機構は、上述のように構成されているので、このような可変動弁機構をそなえた内燃機関では、偏心位置調整機構３０を通じて、コントロールディスク１４の回転位相を調整しながら、バルブの開度特性が制御される。
つまり、ＥＣＵ３４において、エンジン回転数情報や吸入空気量情報等に基づき、エンジンの回転速度や負荷状態に応じたコントロールディスク１４の回転位相を設定して、ポジションセンサの検出信号に基づいて、コントロールディスク１４の実際の回転位相が設定された状態になるように、アクチュエータ３３の作動制御を通じてコントロールディスク１４を駆動する。
【００８３】
そして、このＥＣＵ３４によるアクチュエータ３３の作動制御を通じて、偏心部１５を回動させて位相角度を調整し、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ₂ を変位させながら、、例えばエンジンの回転速度やエンジンの負荷が高くなるほど、図７の曲線ＶＬ１に近づけるようにしてバルブ開放期間を長くしていき、逆に、エンジンの回転速度やエンジンの負荷が低くなるほど、図７の曲線ＶＬ２に近づけるようにしてバルブ開放期間を短くしていく。
【００８４】
このようにして、エンジンの運転状態に応じてコントロールディスク１４の回転位相（位置）を制御しながら、エンジンの運転状態に適したバルブ駆動を行なえるようになる。特に、バルブのリフト特性は、連続的に調整することができるので、常にエンジンの運転状態に最適の特性でバルブ駆動を行なえるようになるのである。
【００８５】
この場合、本実施形態では、エンジンの運転状態が低速運転から高速運転へ変化する際には、図１（ａ）に示すように、吸気側のコントロールディスク１４は図中左回りに回転駆動され、また、排気側のコントロールディスク１４は図中右回りに回転駆動される。
これにより、最初に吸気弁の閉弁時期が遅角するとともに排気弁の開弁時期が進角するように開弁期間が変更され、その後、吸気弁の開弁時期が進角するとともに排気弁の閉弁時期が遅角するように開弁期間が変更されるのである。
【００８６】
すなわち、コントロールディスク１４の位相角が、３６０°から２７０°に調整されると、図１（ｃ）に示すように、相対的に吸気弁の閉弁時期（ＩＣ）が遅角されるとともに、排気弁の開弁時期（ＥＯ）が進角されることになる。
また、コントロールディスク１４の位相角が２７０°から１８０°に調整されると、図１（ｄ）に示すように、相対的に吸気弁の開弁時期（ＩＯ）が進角されるとともに、排気弁の閉弁時期（ＥＣ）が遅角され、吸気弁と排気弁とのオーバラップが増大するのである。
【００８７】
このように、本発明の可変動弁機構では、エンジン運転状態が低速運転状態から高速運転状態に変化する際に、コントロールディスク１４の位相角が３６０°（低速下方偏心）から１８０°（高速上方偏心）に調整されると、最初に吸気弁の閉弁時期が遅角するとともに排気弁の開弁時期が進角し、その後、吸気弁と排気弁とのオーバラップが増加するように吸気弁と排気弁との開弁期間が変更されるのである。
【００８８】
そして、バルブタイミング変更時には、上述のようにコントロールディスク１４の位相調整方向を設定することにより、例えばバルブタイミングの変更開始時の回転数を低回転域に設定した場合には、例えば３０００ｒｐｍ程度の中速回転域までの間でスムーズなトルクカーブを得ることができ、主に中低速域においてエンジンのドライバビリティが大幅に向上するという利点がある。
【００８９】
なお、本発明の可変動弁機構は、上述のような実施形態に限定されるものではなく、これ以外にも、本発明の要旨を逸脱しない限り種々の変形が可能である。例えば、本発明の可変動弁機構は、バルブタイミングの変更開始時の回転数を低回転域に設定した場合にのみ適用されるものではなく、本機構の適用されるエンジンの排気量や気筒数やその他の種々の特性に合わせてバルブタイミングの変更開始時の回転数を設定してもよいのは言うまでもない。また、従来技術に示した不等速継手を用いた動弁機構に本発明を適用してもよい。
【００９０】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明の可変動弁機構によれば、バルブタイミングの変更時にはスムーズなトルクカーブを得ることができ、主に低回転領域においてドライバビリティが大幅に向上するという利点がある。特に、バルブタイミングの変更開始時の回転数を比較的低回転に設定した場合には、ドライバビリティがより一層向上するという利点がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態としての可変動弁機構における要部構成及びその動作を説明するための図である。
【図２】本発明の一実施形態としての可変動弁機構における要部構成を示す模式的な構成図である。
【図３】本発明の一実施形態にかかる可変動弁機構の斜視図である。
【図４】本発明の一実施形態にかかる可変動弁機構の要部縦断面図である。
【図５】本発明の一実施形態にかかる可変動弁機構における不等速継手の要部配置を す模式的な断面図である。
【図６】本発明の一実施形態の可変動弁機構における不等速機構の作動原理について示す図である。
【図７】本発明の一実施形態にかかる可変動弁機構の不等速機構についての作動特性を説明する特性図である。
【図８】本発明の一実施形態にかかる可変動弁機構の分解斜視図である。
【図９】本発明の一実施形態にかかる可変動弁機構の偏心位置調整の動力伝達経路を示す図である。
【図１０】本発明の一実施形態としての可変動弁機構におけるバルブリフト特性変化を示す図であって、吸気側と排気側との偏心部の回転方向をエンジン回転方向と逆回転させた場合の偏心部の位相角変化に伴うバルブリフト特性変化を示す図である。
【符号の説明】
１４ コントロールディスク（軸支部材又はハーモニックギア）
３９ｅ ドライブギア（ギア部材、シザースギア）
３９ｆ ギア（ギア部）
４０ インタメディエイトギア機構（伝達機構）
４０ａ，４０ｂ，４０ｃ ギア[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable valve mechanism that controls opening and closing of intake valves and exhaust valves of an internal combustion engine at a timing according to the operating state of the engine, and in particular, can output while increasing or decreasing the rotational speed of an input rotation in one rotation. The present invention relates to a variable valve mechanism using an inconstant velocity joint.
[0002]
[Prior art]
A reciprocating internal combustion engine (hereinafter referred to as an engine) is provided with an intake valve or an exhaust valve (hereinafter collectively referred to as an engine valve or simply a valve). Since the valve is driven in a valve lift state corresponding to the rotation phase, the valve opening / closing timing and the opening period (the amount of time the valve is opened in units of the crank rotation angle) also depends on the cam shape and rotation phase. Will respond.
[0003]
By the way, in the case of an intake valve or an exhaust valve provided in an engine, the optimum opening / closing timing and opening period differ depending on the load state and speed state of the engine. Therefore, various so-called variable valve timing devices (variable valve mechanisms) have been proposed that can change the opening / closing timing and opening period of such valves.
In particular, an inconstant-velocity joint using an eccentric mechanism is interposed between the cam and the camshaft, and the camshaft is set at a position that is eccentric with respect to the camshaft-side rotating shaft. The cam can be increased, decreased, or phase-changed with respect to the rotational speed of the camshaft during one rotation so that the eccentric state of the cam-side rotating shaft in the eccentric mechanism (that is, the axial center position of the cam-side rotating shaft). A technique has also been developed in which the opening / closing timing and opening period of the valve can be adjusted by adjustment.
[0004]
Techniques using such an inconstant velocity joint have been proposed in, for example, Japanese Patent Publication No. 47-20654, Japanese Patent Application Laid-Open No. 3-168309, Japanese Patent Application Laid-Open No. 4-183905, and Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-10630.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the variable valve mechanism using such an inconstant velocity joint, the way of changing the operation timing of the intake valve and the exhaust valve differs depending on the rotation direction in which the rotation phase of the eccentric mechanism is adjusted, It will also affect changes in engine output.
Therefore, there is a demand for adjusting the phase of the eccentric mechanism in the rotational direction that matches the output characteristics of the engine.
[0006]
The present invention has been devised in view of such problems, and in the process of changing the valve timing by the eccentric mechanism, a variable valve mechanism that changes the valve lift characteristics with characteristics suitable for the engine output characteristics. The purpose is to provide.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In the variable valve mechanism of the present invention, the rotational driving force input from the crankshaft of the internal combustion engine to the camshaft is transmitted to a cam lobe provided so as to be relatively rotatable on the camshaft, and the cam lobe is unequal to the camshaft. Rotates at high speed. On the other hand, the intake valve or exhaust valve is opened and closed by a cam portion provided in the cam lobe, but the opening period of the intake valve or exhaust valve is changed by a control mechanism interposed between the cam shaft and the cam lobe. Is done. That is, by adjusting the eccentric phase of the cam lobe by the above control mechanism, the eccentric phase of the cam shaft and the cam lobe is changed, and the valve opening period of the intake valve or the exhaust valve is changed.
[0008]
When the operating state of the internal combustion engine changes from low speed operation to high speed operation, at the initial stage of the change process, the retard amount of the intake valve closing timing and the advance amount of the exhaust valve opening timing are The valve opening period of the intake valve or the exhaust valve is changed so as to be larger than the advance amount of the valve opening timing and the retard amount of the exhaust valve closing timing.
And by changing the valve opening period of the intake valve or the exhaust valve in this way, the drivability of the internal combustion engine is improved mainly in the medium-low speed range.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a variable valve mechanism as an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. The internal combustion engine according to this embodiment is a reciprocating internal combustion engine, and the variable valve mechanism according to this embodiment includes an intake valve or an exhaust valve (generally referred to as an engine valve) installed above a cylinder. Or simply called a valve).
[0010]
3, 4, and 5 are a perspective view, a cross-sectional view, and a schematic layout view (schematic view seen from the axial end surface) showing the main part of the variable valve mechanism, as shown in FIGS. 3 and 4. Further, the cylinder head 1 is equipped with a valve (valve member) 2 for opening and closing an unillustrated intake port or exhaust port, and the valve end of the valve 2 is biased toward the closing side. A valve spring 3 (see FIG. 5) is installed.
[0011]
Further, the rocker arm 8 is in contact with the stem end 2 </ b> A of the valve 2, and the cam 6 is in contact with the rocker arm 8. Then, the valve 2 is driven in the opening direction so as to resist the urging force of the valve spring 3 by the convex portion (cam crest portion) 6 </ b> A of the cam 6. This variable valve mechanism is provided for rotating such a cam 6.
[0012]
As shown in FIGS. 3 and 4, the variable valve mechanism is a camshaft (rotated and driven in conjunction with an engine crankshaft (not shown) via a belt (timing belt) 41 and a pulley 42. A first rotating shaft member) 11 and a cam lobe (second rotating shaft member) 12 provided on the outer periphery of the cam shaft 11 are provided, and a cam (cam portion) 6 projects from the outer periphery of the cam lobe 12. . The outer periphery of the cam lobe 12 is rotatably supported by a bearing portion 7 on the cylinder head 1 side.
[0013]
The camshaft 11 is supported by the bearing portion 7 via the cam lobe 12. The end portion of the camshaft 11 is connected to the bearing portion of the cylinder head 1 via an end member 43 coupled on the same axis. 1A is pivotally supported. Since the aforementioned pulley 42 is mounted on such an end member 43, the end member 43 equipped with this pulley 42 can be referred to as an input unit.
[0014]
As shown in FIGS. 4 and 5, the bearing portion 7 has a split structure, and is joined to the bearing lower half portion 7 </ b> A formed in the cylinder head 1 and the bearing lower half portion 7 </ b> A from above. The bearing cap 7B is composed of a bearing cap 7B and a bolt 7C that couples the bearing cap 7B to the lower bearing half 7A.
As shown in FIG. 5, the joint surface 7D between the bearing lower half portion 7A and the bearing cap 7B is set substantially horizontally so as to be orthogonal to the axis of the cylinder (not shown). The lower half portion 7A of the bearing and the bearing cap 7B are firmly joined in the substantially vertical direction by a bolt 7C that is fastened in the substantially vertical direction (vertical direction).
[0015]
Further, a constant velocity joint 13 is provided between the camshaft 11 and the cam lobe 12, and the valve opening timing can be adjusted continuously or stepwise by the cam lobe 12 and the constant velocity joint 13. An operation adjusting means 50 is configured.
Reference numerals 7E, 11A, and 11B in FIG. 4 are oil holes for supplying lubricating oil (engine oil) to the sliding portions.
[0016]
The variable valve mechanism is suitable for a multi-cylinder engine. When the variable valve mechanism is applied to a multi-cylinder engine, a cam lobe 12 and a constant velocity joint 13 are provided for each cylinder. Here, the case where this variable valve mechanism is applied to an in-line four-cylinder engine will be described as an example.
[0017]
The inconstant velocity joint 13 includes a control disk (shaft support member) 14 rotatably supported on the outer periphery of the camshaft 11, and an eccentric portion (shaft support portion) 15 provided integrally with the control disk 14. An engagement disk (intermediate rotating member) 16 provided on the outer periphery of the eccentric portion 15, a first slider member (first connection member or cam shaft side pin member) 17 connected to the engagement disk 16, and a second A slider member (second connecting member or cam lobe side pin member) 18 is provided. The engagement disk 16 is also called a harmonic ring.
[0018]
As shown in FIG. 3, the eccentric portion 15 has a rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11. ₁ The center of rotation O ₂ The engaging disk 16 has a center (second rotation center axis) O of the eccentric portion 15. ₂ It is designed to rotate around.
As shown in FIG. 3, the first slider member 17 and the second slider member 18 have slider main bodies 21 and 22 at their tips, and drive pin portions 23 and 24 at the other ends.
[0019]
As shown in FIG. 4, on one surface of the engagement disk 16, a slider groove 16A in which the slider body 21 of the first slider member 17 is slidably fitted in the radial direction (radial direction), A slider groove 16A in which the slider main body 22 of the second slider member 18 is slidably fitted is formed. Here, the two slider grooves 16A and 16B are arranged on the same diameter so as to shift the rotational phase by 180 ° from each other.
[0020]
The camshaft 11 is provided with a drive arm 19, the cam lobe 12 is provided with an arm portion 20, and the drive arm 19 has a hole portion 19 </ b> A into which the drive pin portion 23 of the first slider member 17 is rotatably fitted. The arm portion 20 is provided with a hole portion 20A into which the drive pin portion 24 of the second slider member 18 is rotatably fitted.
[0021]
The drive arm 19 is provided in a space excluding the arm portion 20 between the cam lobe 12 and the control disk 14 so as to protrude from the cam shaft 11 in the radial direction (radial direction). And are coupled to rotate together. On the other hand, the arm portion 20 is integrally formed so that the end portion of the cam lobe 12 protrudes in the radial direction (radial direction) and the axial direction to a position close to one side surface of the engagement disk 16.
[0022]
By the way, between the slider main body 21 and the groove 16A, as shown in FIG. 5, between the outer flat surfaces 21B and 21C of the slider main body 21 and the inner wall planes 28A and 28B of the groove 16A, the groove 16B and the slider main body. Rotational force is transmitted between the inner wall planes 28C and 28D of the groove 16B and the outer planes 22B and 22C of the slider main body 22, respectively.
[0023]
When the rotation is transmitted in this way, the engagement disk 16 is eccentric, so that the engagement disk 16 repeatedly moves forward and backward with respect to the camshaft 11, and the cam lobe 12 is engaged. The cam lobe 12 rotates at an unequal speed with respect to the camshaft 11 while repeating the preceding and delaying with respect to the disk 16.
[0024]
For example, FIG. 6 is a diagram for explaining that the cam lobe 12 rotates at an inconstant speed with respect to the cam shaft 11, and (A 1) to (A 3) show the change in the rotational angular velocity of the engagement disk 16 with respect to the cam shaft 11 ( B1) to (B3) are diagrams for explaining the change in the rotational angular velocity of the cam lobe 12 with respect to the engagement disk 16. FIG.
As shown in FIG. 6 (A1), the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disc 16 ₂ Is the rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11. ₁ It is assumed that the camshaft 11 rotates in the clockwise direction, with the state positioned in the slider groove 16A and the first slider member 17 as the rotation reference position in this eccentric direction.
[0025]
6A1 and 6A2, S1 indicates the position of the reference point on the camshaft 11 side (for example, the center point of the first slider member 17) at the rotation reference position, and H1 indicates the engagement disk 16 side. The reference position (for example, the reference point of the slider groove 16A) at the rotation reference position is shown.
S2 to S12 indicate respective positions when the reference point on the camshaft 11 side (the center point of the first slider member 17) is rotated by a predetermined angle (here, 30 °) from the rotation reference position S1, and H2 H12 indicates each position of the reference point (reference point of the slider groove 16A) on the engagement disk 16 side that rotates according to the reference point positions S2 to S12 on the camshaft 11 side.
[0026]
Here, the rotation of the reference point on the camshaft 11 side is the first rotation center axis O. ₁ The rotation of the reference point on the engagement disc 16 side about the second rotation center axis O ₂ It is performed around each.
As shown in FIG. 6A2, the reference point on the camshaft 11 side (the center point of the first slider member 17) is 30 ° from S1 to S2 (∠S1 · O ₁ When the rotation is performed by S2), the reference point on the engagement disk 16 side (reference point of the slider groove 16A) is changed from H1 to H2 by H1 · O ₂ ・ Because it rotates by the angle of H2, the rotation angle larger than the camshaft 11 side (∠H1 · O ₂ ・ H2> ∠S1 ・ O ₁ ・ Rotate only S2). That is, the engagement disk 16 side rotates at a faster speed than the camshaft 11 side.
[0027]
Next, the camshaft 11 side is 30 ° from S2 → S3 (∠S2 · O ₁ ・ When rotated only by S3), the engagement disk 16 side moves from H2 to H3, ∠H2 · O ₂ ・ Because it rotates by the angle of H3, here it is slightly larger than the camshaft 11 side (∠H2 · O ₂ ・ H3> ∠S2 ・ O ₁ ・ Rotate only S3). That is, during this time, the engagement disk 16 side rotates at a slightly higher speed than the camshaft 11 side.
[0028]
Next, the camshaft 11 side is 30 ° from S3 → S4 (∠S3 · O ₁ ・ When only S4) is rotated, the engagement disk 16 side moves from H3 to H4, ∠H3 · O ₂ -Since it rotates by the angle of H4, here it is almost the same rotation angle (・ H3 · O ₂ ・ H4 ≒ ∠S3 ・ O ₁ ・ Rotate only S4). That is, during this time, the engagement disk 16 side rotates at a speed substantially equal to that of the camshaft 11 side.
[0029]
Next, the camshaft 11 side is 30 ° from S4 to S5 (∠S4 · O ₁ ・ When only S5) is rotated, the engagement disk 16 side moves from H4 to H5, ∠H4 · O ₂ -Since it rotates by the angle of H5, the rotation angle (∠H4 · O ₂ ・ H5 ≒ ∠S4 ・ O ₁ ・ Rotate only S5). That is, during this time, the engagement disk 16 side rotates at a speed substantially equal to that of the camshaft 11 side.
[0030]
Further, the camshaft 11 side is 30 ° from S5 to S6 (∠S5 · O ₁ ・ When only S6) is rotated, the engagement disk 16 side moves from H5 to H6, ∠H5 · O ₂ ・ Because it rotates by the angle of H6, here it is slightly smaller than the camshaft 11 side (∠H5 · O ₂ ・ H6 <∠S5 ・ O ₁ ・ Rotate only S6). That is, during this time, the engagement disk 16 side rotates at a slightly slower speed than the camshaft 11 side.
[0031]
Further, the camshaft 11 side is 30 ° from S6 to S7 (∠S6 · O ₁ ・ When only S7) is rotated, the engagement disk 16 side moves from H6 to H7, ∠H6 · O ₂ -Since it rotates by the angle of H7, here it is smaller than the camshaft 11 side (∠H6 · O ₂ ・ H7 <∠S6 ・ O ₁ ・ Rotate only S7). That is, during this time, the engagement disk 16 side rotates at a slower speed than the camshaft 11 side.
[0032]
In this way, the engagement disk 16 side rotates the fastest with respect to the camshaft 11 side at the position H1, and thereafter the camshaft 11 side rotates from S1, S2, S3, S4, S5, S6, and S7. The engaging disk 16 side gradually decreases the speed with respect to the camshaft 11 side in the order of H1->H2->H3->H4->H5->H6-> H7. The speed becomes substantially equal to the camshaft 11 side, and thereafter, the engagement disk 16 side becomes slower than the camshaft 11 side, and rotates most slowly with respect to the camshaft 11 side at the position H7.
[0033]
After that, while the camshaft 11 side rotates from S7 → S8 → S9 → S10 → S11 → S12 → S1, the engagement disk 16 side changes from H7 → H8 → H9 → H10 → H11 → H12 → H1. The speed with respect to the camshaft 11 side is gradually increased, and during this time, the engagement disk 16 side becomes substantially equal to the camshaft 11 side in the vicinity of the position H9 to H10, and thereafter, the engagement disk 16 side becomes the camshaft 11 side. Faster than the camshaft 11 side at the position H1.
[0034]
The rotational speed on the engagement disk 16 side with respect to the rotational speed on the camshaft 11 side is defined as the rotational angle of the camshaft 11 (the position S1 is set to 0 ° or 360 ° to rotate clockwise as described above). 6 corresponds to (A3) in FIG. In FIG. 6 (A3), the rotational speed of the camshaft 11 is constant (on the horizontal axis), and the rotational speed on the engagement disk 16 side changes with characteristics such as a cosine curve.
[0035]
Such a change in the rotational angular velocity on the cam lobe 12 side with respect to the rotation on the engagement disk 16 side is as shown in FIGS. 6 (B1) to (B3). 6A1 to 6A3 correspond to FIGS. 6B1 to 6B3, respectively.
Further, as shown in FIG. 6 (B1), the engagement disk 16 side and the cam lobe 12 side have the slider groove 16B and the second slider member 18 at positions rotated by 180 ° with respect to the first slider member 17. Rotation is transmitted through. Therefore, the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 ₂ Is the rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11. ₁ In the reference state (see FIG. 6A1) positioned in the slider groove 16A and the first slider member 17 in the direction eccentric to the slider groove 16B and the second slider member 18 as shown in FIG. 6B1. Is a position (lower in the figure) rotated by 180 ° relative to the slider groove 16A and the first slider member 17, and this is taken as a reference position.
[0036]
6 (B1) and 6 (B2), H′1 indicates the position of the reference point on the engagement disk 16 side (for example, the reference point of the slider groove 16B) at the rotation reference position, and R1 indicates the cam lobe 12 side. The position at the rotation reference position of the reference point (for example, the center point of the second slider member 18) is shown.
H′2 to H′12 are first reference points on the engaging disk 16 side (reference points of the slider groove 16A) and second reference points on the engaging disk 16 side (reference of the slider groove 16B) with respect to H2 to H12. R2 to R12 denote the second reference points on the side of the engagement disk 16 (reference points of the slider groove 16B), and reference points on the cam lobe 12 that rotate in accordance with H'2 to H'12 (first points). 2 shows the positions of the slider member 18 at the center point).
[0037]
Here, the rotation of the reference point on the engagement disc 16 side is the second rotation center axis O. ₂ , The rotation of the reference point on the cam lobe 12 side is the first rotation center axis O ₁ It is performed around each.
As shown in FIGS. 6B2 and 6B3, the cam lobe 12 side rotates with a characteristic that further increases the speed characteristic of the engagement disk 16 side with respect to the cam shaft 11 side, and moves toward the engagement disk 16 side at the position R1. In the meantime, while the engagement disk 16 side rotates from H′1 → H′2 → H′3 → H′4 → H′5 → H′6 → H′7, The cam lobe 12 side gradually reduces the speed with respect to the engagement disk 16 side from R1 → R2 → R3 → R4 → R5 → R6 → R7. After that, the cam lobe 12 side becomes slower than the engaging disk 16 side, and rotates at the position R7 latest with respect to the engaging disk 16 side.
[0038]
Thereafter, while the engagement disk 16 side rotates from H′7 → H′8 → H′9 → H′10 → H′11 → H′12 → H′1, the cam lobe 12 side is R7 → R8. → R9 → R10 → R11 → R12 → R1 The speed with respect to the engagement disk 16 side is gradually increased, and during this time, the cam lobe 12 side becomes substantially equal to the engagement disk 16 side in the vicinity of between the positions R9 and R10. Thereafter, the cam lobe 12 side becomes faster than the engagement disk 16 side, and the cam lobe 12 rotates faster than the engagement disk 16 side at the position R1.
[0039]
FIG. 6B3 shows the rotational speed characteristic on the cam lobe 12 side in correspondence with the rotational speed characteristic on the engagement disk 16 side [characteristic similar to that shown in FIG. 6A3]. The rotation speed on the 12th side changes with a characteristic like a cosine curve similar to the rotation speed on the engagement disk 16 side, and the characteristic on the engagement disk 16 side is further increased (that is, the amplitude is increased). It will be a thing. That is, the rotational speed on the cam lobe 12 side changes with a characteristic like a cosine curve with respect to the rotational speed on the camshaft 11 side.
[0040]
With respect to the rotational speed characteristic on the cam lobe 12 side, the rotational phase characteristic on the cam lobe 12 side (that is, the characteristic on whether the cam lobe 12 advances or lags behind the cam shaft 11 side) is described in the middle of FIG. As shown in curves PA1 and PA2 in the graph.
That is, as shown in FIGS. 6A1 and 6B1 and FIG. 7A1, the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 is obtained. ₂ Is the rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11 and cam lobe 12. ₁ Is eccentric (high-speed upward eccentricity) (that is, the rotational center of the cam lobe 12 is at the second predetermined position on the high-speed side). And the rotation center O ₁ , O ₂ The slider groove 16A and the first slider member 17 are located above the rotation center O. ₁ , O ₂ If the slider groove 16B and the second slider member 18 are positioned below the reference (camshaft rotation angle is 0), the phase characteristic on the cam lobe 12 side is as shown by a curve PA1 in FIG.
[0041]
As shown by the curve PA1 in FIG. 7, when the camshaft rotation angle as shown by the symbols S1, H1, H′1, and R1 in FIGS. 7A1 and 6A2 and B2 is 0, The cam lobe 12 side has the same phase angle as the cam shaft 11 side.
The rotational phase characteristics on the cam lobe 12 side corresponding to the rotational angle of the cam shaft 11 after that, that is, the characteristics of the advance or delay of the rotational phase on the cam lobe 12 side with respect to the rotational phase on the cam shaft 11 side, This corresponds to an integrated value obtained by integrating the rotational speed on the cam lobe 12 side with respect to the speed [see FIG. 6 (B3)].
[0042]
Therefore, as shown by the curve PA1 in FIG. 7, when the camshaft 11 rotates from 0 ° to 90 °, the cam lobe 12 side precedes the camshaft 11 side, and the advance angle gradually increases. When the camshaft 11 becomes 90 °, the cam lobe 12 side comes first in advance of the camshaft 11 side (see FIG. 7 (a2)), and then the camshaft 11 rotates from 90 ° to 180 °. In this case, the cam lobe 12 side precedes the cam shaft 11 side, but the advance angle gradually decreases, and when the cam shaft 11 reaches 180 °, the cam lobe 12 side is equal to the cam shaft 11 side. The phase angle is obtained (see FIG. 7 (a3)).
[0043]
Further, when the camshaft 11 rotates from 180 ° to 270 °, the cam lobe 12 side is delayed from the camshaft 11 side and the delay angle gradually increases. However, when the camshaft 11 becomes 270 °, The cam lobe 12 side is most delayed from the cam shaft 11 side (see FIG. 7 (a4)). Thereafter, when the cam shaft 11 rotates from 270 ° to 360 °, the cam lobe 12 side becomes the cam shaft 11 side. Although delayed, the delay angle gradually decreases, and when the camshaft 11 reaches 360 °, the cam lobe 12 side has the same phase angle as the camshaft 11 side (see FIG. 7 (a5)).
[0044]
Here, when the position of the valve 2 with respect to the cam 6 is set so that the valve lift becomes maximum when the camshaft 11 is at a position of 180 °, the valve lift curve becomes as shown by a curve VL1 in FIG. A curve VL0 in FIG. 7 indicates a lift curve characteristic of the valve in the case where the constant velocity joint 13 (engagement disk 16, control disk 14, etc.) is not provided and the cam lobe 12 and the camshaft 11 always have the same phase angle. (Lift curve base) is shown.
[0045]
In the lift curve characteristic shown by the curve VL1, the valve opening timing (opening start timing) ST1 is earlier than the lift curve base opening timing ST0, and the valve closing timing (opening end timing) ET1 is the lift curve base closing timing ET0. Will be slower. The valve opening timing ST1 is earlier than the lift curve base because the rotational phase angle is advanced on the cam lobe 12 side than the camshaft 11 side in the region where the valve starts to open, and the valve closing timing ET1. Is slower than the lift curve base because the rotational phase angle of the cam lobe 12 side is delayed from the cam shaft 11 side in the region where the valve finishes opening.
[0046]
On the other hand, as shown in FIG. 7 (b1), the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 is obtained. ₂ Is the rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11 and cam lobe 12. ₁ Is eccentric downward (low-speed downward eccentricity), and the center of rotation O ₁ , O ₂ The slider groove 16A and the first slider member 17 are located above the rotation center O. ₁ , O ₂ The state in which the slider groove 16B and the second slider member 18 are located below the reference (cam shaft rotation angle is 0) (that is, the rotation center of the cam lobe 12 is at the first predetermined position on the low speed side) The phase characteristic on the cam lobe 12 side is as shown by a curve PA2 in FIG.
[0047]
That is, as shown by a curve PA2 in FIG. 7, when the camshaft rotation angle as shown in FIG. 7A1 is 0, the cam lobe 12 side has the same phase angle as the camshaft 11 side, and thereafter, the camshaft When 11 rotates from 0 ° to 90 °, the cam lobe 12 side is delayed from the cam shaft 11 side, and the delay angle gradually increases, but when the cam shaft 11 reaches 90 °, the cam lobe 12 side When the camshaft 11 is rotated from 90 ° to 180 ° after this, the camlobe 12 side is delayed from the camshaft 11 side (see FIG. 7 (b2)). However, the delay angle gradually decreases, and when the camshaft 11 reaches 180 °, the cam lobe 12 side has the same phase angle as the camshaft 11 side (FIG. 7 (b3 Reference].
[0048]
Further, when the camshaft 11 is rotated from 180 ° to 270 °, the cam lobe 12 side precedes the camshaft 11 side and the advance angle gradually increases, but when the camshaft 11 becomes 270 °. Then, the cam lobe 12 side is the most advanced than the cam shaft 11 side (see FIG. 7 (b4)). Thereafter, when the cam shaft 11 rotates from 270 ° to 360 °, the cam lobe 12 side is the cam shaft 11 side. Although more advanced, the advance angle gradually decreases, and when the camshaft 11 reaches 360 °, the cam lobe 12 side has the same phase angle as the camshaft 11 side (see FIG. 7 (b5)). .
[0049]
Thus, when the cam lobe 12 rotates with the rotational phase characteristic as shown by the curve PA2 in FIG. 7, the lift curve of the valve becomes as shown by the curve VL2 in FIG.
In the lift curve characteristic indicated by the curve VL2, the valve opening timing (opening start timing) ST2 is later than the lift curve base opening timing ST0, and the valve closing timing (opening end timing) ET2 is the lift curve base closing timing. It will be faster than ET0.
[0050]
The reason why the valve opening timing ST2 is later than the lift curve base is that the rotational phase angle of the cam lobe 12 is delayed from the camshaft 11 in the region where the valve starts to open. The reason why the valve closing timing ET2 is earlier than the lift curve base is that the cam lobe 12 side is more advanced than the camshaft 11 side in the region where the valve finishes opening.
[0051]
In this way, the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disc 16 is obtained. ₂ That is, the lift curve characteristic of the valve can be changed according to the eccentric position of the engagement disk 16. When the opening timing of the valve is early and the closing timing is late, the valve opening period becomes longer, which is suitable for high-speed rotation of the engine.When the opening timing of the valve is late and the closing timing is fast, the valve opening period is shortened and the engine Suitable for high speed rotation.
[0052]
For this reason, as shown in FIG. 7 (a1), the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 is obtained. ₂ Is the rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11. ₁ If it is above (opposite to the rotational phase direction giving the valve lift top), the valve opening period will be the longest, so that the eccentricity for high speed will occur, and as shown in FIG. Center of rotation (second rotation center axis) O ₂ Is the rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11. ₁ If it is below (the rotational phase direction giving the valve lift top), the valve opening period becomes the shortest, and therefore, the eccentricity for low speed is obtained.
[0053]
Then, the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 ₂ Is at an intermediate position between the position shown in FIG. 7 (a1) and the position shown in FIG. 7 (b1), the valve 2 is controlled with valve characteristics (valve opening timing and closing timing) according to the position. Will drive.
That is, the second rotation center axis O ₂ Is shifted from the upper eccentric position (second predetermined position) shown in FIG. 7 (a1) to the lower position, the valve characteristic changes from the lift curve characteristic (high speed characteristic) shown by the curve VL1 to the lift curve base shown by the curve VL0. Approaching the characteristics, the second rotation center axis O ₂ Is the first rotation center axis O ₁ When the height is substantially equal to (there is no deviation in the vertical direction), the valve characteristics are almost similar to the lift curve base characteristics. Further, the second rotation center axis O ₂ Is shifted toward the downward eccentric position (first predetermined position) shown in FIG. 7 (b1), the valve characteristic changes from the lift curve base characteristic indicated by the curve VL0 to the lift curve characteristic indicated by the curve VL2 (low speed characteristic). Approaching.
[0054]
Therefore, for example, according to the engine operating state such as the engine speed (rotational speed), the second rotation center axis O ₂ If the position of the valve 2 is adjusted continuously or stepwise, the valve 2 can be driven with characteristics that are always suitable for the operating state of the engine.
Rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 ₂ In order to adjust the position of the eccentric portion 15, the eccentric portion 15 that supports the engaging disc 16 in an eccentric state may be rotated. Therefore, in this mechanism, the control disc 14 having the eccentric portion 15 is rotated to rotate the eccentric portion 15. An eccentric position adjusting mechanism 30 that adjusts the eccentric position is provided.
[0055]
As shown in FIGS. 3 and 4, the eccentric position adjusting mechanism 30 includes an eccentric control gear 31 formed on the outer periphery of the control disk 14 and a control gear 35 that meshes with the eccentric control gear 31. A gear shaft (control shaft or control member) 32 installed in parallel and an actuator 33 for rotationally driving the control shaft 32 are provided, and the operation is controlled through the ECU 34. .
[0056]
That is, as shown in FIG. 3, the ECU 34 is supplied with detection information (engine speed information) from an engine speed sensor (not shown), detection information (TPS information) from a throttle position sensor, and an airflow sensor (not shown). Detection information (AFS information) and the like are input, and the control of the motor in the eccentric position adjustment mechanism 30 is performed according to the rotational speed of the engine and the load state based on such information. ing.
[0057]
Then, for example, when the engine is at a high speed or a high load, the rotational phase of the control disk 14 is adjusted so that the valve lift characteristic as shown by the curve VL1 in FIG. Control. Further, when the engine is running at a low speed or at a low load, the rotation phase of the control disk 14 is adjusted so that the valve lift characteristic as shown by the curve VL2 in FIG. To do. In general, the rotational phase of the control disk 14 is adjusted so as to achieve an intermediate valve lift characteristic between the curve VL1 and the curve VL2 in FIG. 7 according to the engine speed and load.
[0058]
Incidentally, the control gear 35 provided on the control shaft 32 is a scissor gear made up of two gears 35A and 35B. One gear 35A is fixed to the control shaft 32, while the other gear 35B is the control shaft 32. Equipped to be rotatable against. That is, the gear 35B is disposed so as to contact the gear 35A, and receives a biasing force in the rotational direction by the torsion spring 38 provided between the journal 35 fixed to the outer periphery of the control shaft 32. The eccentric control gear 31 and the control gear 35 on the control disk 14 side mesh with each other without rattling by both the gears 35A and 35B.
[0059]
When the eccentric position adjusting mechanism 30 is installed, the gears 35A and 35B are engaged with the eccentric control gear 31 on the control disk 14 side on the outer periphery of the camshaft 11, and the journal 36 is moved. By disposing the journal 36 at a predetermined position in the axial direction while rotating with respect to the control shaft 32, the journal 35 is connected to the control shaft 32 by the rotation prevention pin 36 </ b> A after giving the axial biasing force and the rotational biasing force to the gear 35 </ b> B. Fix so that it rotates as a unit.
[0060]
When this variable valve mechanism is applied to a multi-cylinder engine (in this case, a four-cylinder engine), the cam lobe 12 and the inconstant velocity joint 13 (that is, the valve operation adjusting means 50) are provided for each cylinder. However, here, each cylinder is provided with a variable valve mechanism for driving an intake valve and a variable valve mechanism for driving an exhaust valve. That is, as shown in FIG. _IN And exhaust valve camshaft 11 _EX Inlet valve camshaft 11 _IN Also in the exhaust valve camshaft 11 _EX Also, the cam lobe 12 and the non-uniform joint 13 are provided for each cylinder.
[0061]
The eccentric position adjusting mechanism 30 is provided with the intake valve camshaft 11. _IN And an eccentric control gear 31 on the control disk 14 side provided for each cylinder and an exhaust valve camshaft 11. _EX Also, the eccentric control gear 31 on the control disk 14 side provided for each cylinder and the intake valve camshaft 11. _IN The intake valve side control shaft 32 adjacent to the exhaust valve camshaft 11 _EX The exhaust valve side control shaft 32 adjacent to the control shaft 32, and the control gear 35, the journal 36, and the spring 38, which are installed for each cylinder in the control shafts 32 and mesh with the eccentric control gears 31, respectively.
[0062]
On the other hand, only one actuator 33 is provided in a cylinder head side portion (not shown) at the end opposite to the sprocket (end member) 43. Here, the exhaust valve camshaft 11 is provided. _EX An actuator 33 is provided at the shaft end.
The actuator 33 is connected to the exhaust valve side drive gear mechanism 39A via a joint 33A, and the driving force of the actuator 33 is transmitted from the exhaust valve side drive gear mechanism 39A to the exhaust valve side control shaft 32, and the exhaust valve side Camshaft 11 _EX Each eccentric control gear 31 is rotationally driven.
[0063]
On the other hand, the exhaust valve side drive gear mechanism 39A is connected to the intake valve side drive gear mechanism 39B via the intermediate gear mechanism 40, and the driving force of the actuator 33 is the exhaust valve side drive gear mechanism 39A, intermediate medium. It is transmitted to the intake valve side control shaft 32 via the eight gear mechanism 40 and the intake valve side drive gear mechanism 39B, and the intake valve camshaft 11 _IN Each eccentric control gear 31 is rotationally driven.
[0064]
Therefore, as shown in FIG. 9, on the exhaust valve side (see EX in the figure), the driving force of the actuator 33 is supplied to each eccentric control gear via the drive gear mechanism 39 </ b> A, the exhaust valve side control shaft 32, and each control gear 35. 31, the drive force of the actuator 33 on the intake valve side (see IN in the figure) is a drive gear mechanism 39A, an intermediate gear mechanism 40, a drive gear mechanism 39B, an intake valve side control shaft 32, and each control gear. It is transmitted to each eccentric control gear 31 via 35.
[0065]
The intermediate gear mechanism 40 includes two gears 40a and 40b meshing with each other, and the shaft 39a of the exhaust valve side drive gear mechanism 39A is rotated in the reverse direction at the same speed in the reverse direction at the shaft of the intake valve side drive gear mechanism 39B. 39a is transmitted.
As shown in FIG. 8, each of the drive gear mechanisms 39A and 39B includes a fixed gear 39b fixed to the shaft 39a and a movable gear 39d mounted between the fixed gear 39b via a spring 39c. The scissors gear 39e is composed of a single piece of gear, and the gear 39f is fixed to the end of the control shaft 32. The scissor gear 39e meshes with the gear 39f together with the fixed gear 39b in a state where the movable gear 39d is urged in the rotational direction by the spring 39c, so that the drive gear mechanisms 39A and 39B do not play.
[0066]
Further, the scissor gears 39e (that is, the gears 39b and 39d) of the drive gear mechanisms 39A and 39B are set to have the same number of teeth as the eccentric control gears 31, and the gears 39f of the drive gear mechanisms 39A and 39B are connected to the control gears 35, respectively. The number of teeth is set to be equal, and the rotation angle of the actuator shaft and the rotation angle of the eccentric control gear 31 are set to be equal.
[0067]
By the way, as described above, when the rotational phase of the eccentric portion 15 is adjusted, the control disk 14 is driven to rotate by the eccentric position adjusting mechanism 30. At this time, the control disk 14 is moved in either direction. Depending on whether or not the phase adjustment is performed by rotationally driving the valve 2, the operation timing of the valve 2 is changed differently, which also affects the change in the engine output.
[0068]
That is, as described above, the center of rotation (second rotation center axis) O of the eccentric portion 15 and the engagement disk 16. ₂ Is shifted from the upper eccentric position shown in FIG. 7 (a1) toward the lower eccentric position shown in FIG. 7 (b1), the valve characteristic changes from the lift curve characteristic (high speed characteristic) shown by the curve VL1 to the curve VL2. In this case, the control disk 14 is rotated clockwise in the figure to adjust the phase of the eccentric portion 15, or the control disk 14 is rotated counterclockwise. Depending on whether the phase of the eccentric portion 15 is adjusted, the rotation center O of the eccentric portion 15 is determined. ₂ The trajectory drawn by is different, and the process of changing the valve lift curve is different.
[0069]
As an example, the phase of the eccentric portion 15 when the rotational direction of the eccentric portion 15 between the intake side and the exhaust side (adjustment direction from the low-speed downward eccentricity to the high-speed upward eccentricity shown in FIG. 7) is reversed from the engine rotational direction. FIG. 10A to FIG. 10E show changes in valve lift characteristics that accompany changes in the angle. As shown in FIGS. 10A to 10E, in the process of changing the phase angle of the eccentric portion 15 (change every 45 °), the valve opening timing mainly at the intake side and the exhaust side is initially accelerated. (The direction in which the overlap between the intake valve and the exhaust valve increases), and then the valve closing timing mainly changes in the intake side and the exhaust side. At this time, the top position of the valve lift becomes the same movement as the valve opening / closing timing in accordance with the phase change (the change in the top position of the valve lift is peculiar in the prior art using the variable valve mechanism and the constant velocity joint). ).
[0070]
That is, the change in the valve opening / closing timing differs depending on the setting method of the phase angle change direction of the eccentric portion 15 with respect to the engine rotation direction, and the output characteristics of the engine also differ accordingly. In this case, the characteristics in the process of changing the valve timing due to the difference in the rotation direction of the control disk 14 (that is, whether the valve closing timing is changed after the valve opening timing is changed first, or the valve closing timing is changed). The characteristic of whether the valve opening timing is changed after the valve timing is changed first) is different, and the final lift characteristic of the valve 2 is, of course, whichever direction of rotation the control disk 14 is driven. It will be the same.
[0071]
Therefore, in the variable valve mechanism according to the present invention, when the engine operating state changes from the low speed operation to the high speed operation in consideration of the output characteristics of the engine, the valve closing timing of the intake valve is first delayed and the exhaust gas is exhausted. The valve opening timing is set to advance.
Specifically, in this embodiment, when the engine operating state changes from the low speed operating state to the high speed operating state, the drive gear 39e is rotationally driven in the rotational direction as shown in FIGS. It is supposed to be. That is, in this case, the control disk 14 on the intake side is rotationally driven counterclockwise in the drawing (in this embodiment, this rotational direction coincides with the engine rotational direction and the camshaft 11 rotational direction), and The control disk 14 on the exhaust side is configured to be rotated clockwise in the figure. FIGS. 1A and 2 are views of the valve mechanism as viewed from the side where the actuator 33 (see FIG. 8) is disposed.
[0072]
Further, in this embodiment, as shown in FIG. 2, the intermediate gear mechanism 40 is configured by an even number of gears (here, two gears 40a and 40b), so that the control disk 14 on the intake side and The exhaust-side control disk 14 is driven to rotate in opposite directions. That is, the intake-side control disk 14 is connected to the exhaust-side drive gear 39e (right rotation), the gears 40a (left rotation), 40b (right rotation), the intake-side drive gear 39e (left rotation) and the control shaft 32 from the actuator 33. A clockwise rotational force is transmitted via (right rotation). The exhaust-side control disk 14 receives a counterclockwise rotational force from the actuator 33 via the exhaust-side drive gear 39e (right rotation) and the control shaft 32 (left rotation).
[0073]
In such a case, the change in the valve timing has a characteristic as shown in FIG. In the figure, the horizontal axis is the phase angle with respect to the reference state of the control disk 14, the vertical axis is the crank angle, the upper side of the vertical axis is the retard side, and the lower side of the vertical axis is the advance side. Further, since the change of the phase angle is set to the positive direction when the rotation direction of the exhaust-side control disk 14 is counterclockwise in FIG. 1, in this case (that is, the exhaust-side control provided with the actuator 33). When the disk 14 rotates clockwise), the change in the phase angle of the control disk 14 is 360 ° to 270 ° to 180 °. A broken line indicates a change in the valve timing of the intake valve, and a solid line indicates a change in the valve timing of the exhaust valve. Further, the phase angle 360 ° (= 0 °) in FIG. 1B is in the state shown in FIG. 7B1, that is, the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16. ₂ Is the rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11 and cam lobe 12. ₁ The phase angle 180 ° is in a state as shown in FIG. 7 (a1), that is, the rotation center O of the engagement disk 16. ₂ Is the rotation center O of the camshaft 11 and the cam lobe 12. ₁ In this state, it is eccentric upward (high-speed upward eccentricity).
[0074]
FIGS. 1C and 1D are conceptual diagrams schematically showing changes in the valve lift curves of the intake valve and the exhaust valve. FIG. 1C shows the phase angle of the control disk 14 by 360. FIG. 1D is a conceptual diagram showing a valve lift curve when the phase angle of the control disk 14 is changed from 270 ° to 180 °. is there.
[0075]
As described above, the intake-side control disk 14 and the exhaust-side control disk 14 rotate in the opposite directions, and the intake-side control disk 14 rotates in the opposite direction with respect to the camshaft 11. The change of the valve lift curve in this case will be described with reference to FIGS.
Here, the engine operating state changes from the low speed side to the high speed side, and the phase angle of the control disk 14 changes from 360 ° (low-speed downward eccentricity) to 180 ° (high-speed upward) in the rotational direction as shown in FIG. In the case of being adjusted to (eccentric), the process will be described by dividing it into a period from 360 ° to 270 ° and a period from 270 ° to 180 °.
[0076]
First, when the phase angle of the control disk 14 is adjusted from 360 ° to 270 °, the intake valve opening timing (indicated by IO in the figure) is advanced by ΔθIO as shown in FIG. Further, the closing timing of the intake valve (indicated by IC in the figure) is retarded by ΔθIC. Here, the valve opening timing change amount ΔθIO is minute compared to the valve closing timing change amount ΔθIC.
[0077]
On the other hand, the exhaust valve closing timing (indicated by EC in the figure) is retarded by ΔθEC, and the exhaust valve opening timing (indicated by EO in the figure) is advanced by ΔθEO. In this case, the valve closing timing change amount ΔθEC is smaller than the valve opening timing change amount ΔθEO.
Therefore, between 360 ° and 270 °, as shown in FIG. 1C, the closing timing (IC) of the intake valve is relatively retarded and the opening timing (EO) of the exhaust valve is relatively delayed. Will be advanced.
[0078]
Next, when the phase angle of the control disk 14 is adjusted from 270 ° to 180 °, as shown in FIG. 1B, the valve opening timing (IO) of the intake valve is advanced by ΔθIO ′. Further, the valve closing timing (IC) of the intake valve is retarded by ΔθIC ′. In this case, the valve opening timing change amount ΔθIO ′ is larger than the valve closing timing change amount ΔθIC ′ (ΔθIO ′> ΔθIC). ′).
[0079]
On the other hand, the exhaust valve closing timing (EC) is retarded by ΔθEC ′, and the exhaust valve opening timing (EO) is advanced by ΔθEO ′. At this time, the valve closing timing variation ΔθEC ′ is larger than the valve opening timing variation ΔθEO ′ (ΔθEC ′> ΔθEO ′). Accordingly, between 270 ° and 180 °, as shown in FIG. 1D, the intake valve opening timing (IO) is relatively advanced and the exhaust valve closing timing (EC) is relatively advanced. Will be delayed.
[0080]
Thus, when the engine operating state changes from the low speed side to the high speed side, the phase angle of the control disk 14 is adjusted from 360 ° (low speed downward eccentricity) to 180 ° (high speed upward eccentricity). Although the valve opening period of the intake valve and the exhaust valve will increase, in particular, in the present embodiment, by rotating each control disk 14 in the direction as shown in FIGS. 1 (a) and 2, First, the intake valve closing timing is retarded and the exhaust valve opening timing is advanced, and then the intake valve opening timing is advanced and the exhaust valve closing timing is retarded. is there.
[0081]
Then, by setting the phase adjustment direction of the control disk 14 as described above, for example, when the rotation speed at the start of the change of the valve timing is set to a low rotation range of about 1000 rpm, from such a low rotation range. A smooth torque curve can be obtained over a medium speed range of about 3000 rpm, and drivability is greatly improved mainly in a low and medium speed range.
[0082]
Since the variable valve mechanism as an embodiment of the present invention is configured as described above, in an internal combustion engine equipped with such a variable valve mechanism, the rotation of the control disk 14 is performed through the eccentric position adjusting mechanism 30. The valve opening characteristic is controlled while adjusting the phase.
That is, the ECU 34 sets the rotation phase of the control disk 14 according to the engine speed and the load state based on the engine speed information, the intake air amount information, etc., and based on the detection signal of the position sensor, the control disk 14 The control disk 14 is driven through the operation control of the actuator 33 so that the actual rotational phase of 14 is set.
[0083]
Then, through the operation control of the actuator 33 by the ECU 34, the eccentric portion 15 is rotated to adjust the phase angle, and the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 is adjusted. ₂ For example, the higher the engine speed and the engine load, the longer the valve opening period is made closer to the curve VL1 in FIG. 7, and conversely, the engine speed and the engine load The lower the valve opening period, the closer to the curve VL2 in FIG. 7, the shorter the valve opening period.
[0084]
In this manner, valve driving suitable for the engine operating state can be performed while controlling the rotational phase (position) of the control disk 14 in accordance with the engine operating state. In particular, since the lift characteristics of the valve can be continuously adjusted, the valve can be driven with characteristics that are always optimal for the operating state of the engine.
[0085]
In this case, in this embodiment, when the engine operating state changes from the low speed operation to the high speed operation, as shown in FIG. 1A, the intake-side control disk 14 is rotationally driven counterclockwise in the drawing. Further, the exhaust-side control disk 14 is driven to rotate clockwise in the figure.
As a result, the valve opening period is changed so that the valve closing timing of the intake valve is first delayed and the valve opening timing of the exhaust valve is advanced, and then the valve opening timing of the intake valve is advanced and the exhaust valve is advanced. The valve opening period is changed so that the valve closing timing is delayed.
[0086]
That is, when the phase angle of the control disk 14 is adjusted from 360 ° to 270 °, the closing timing (IC) of the intake valve is relatively retarded as shown in FIG. The valve opening timing (EO) of the exhaust valve is advanced.
When the phase angle of the control disk 14 is adjusted from 270 ° to 180 °, the intake valve opening timing (IO) is relatively advanced as shown in FIG. The valve closing timing (EC) of the valve is retarded, and the overlap between the intake valve and the exhaust valve increases.
[0087]
Thus, in the variable valve mechanism of the present invention, when the engine operating state changes from the low speed operating state to the high speed operating state, the phase angle of the control disk 14 is changed from 360 ° (low speed downward eccentricity) to 180 ° (high speed upward). When the intake valve is adjusted to be eccentric, the intake valve is initially delayed, the exhaust valve is opened, and the overlap between the intake and exhaust valves is increased thereafter. And the opening period of the exhaust valve is changed.
[0088]
When the valve timing is changed, by setting the phase adjustment direction of the control disk 14 as described above, for example, when the rotation speed at the start of the valve timing change is set to a low rotation range, for example, about 3000 rpm. A smooth torque curve can be obtained up to the high speed range, and there is an advantage that the drivability of the engine is greatly improved mainly in the middle and low speed range.
[0089]
The variable valve mechanism of the present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made without departing from the gist of the present invention. For example, the variable valve mechanism of the present invention is not applied only when the rotation speed at the start of the change of the valve timing is set to a low rotation range, but the engine displacement and the number of cylinders to which this mechanism is applied. Needless to say, the rotational speed at the start of the change of the valve timing may be set in accordance with various other characteristics. Further, the present invention may be applied to a valve operating mechanism using an inconstant velocity joint shown in the prior art.
[0090]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the variable valve mechanism of the present invention, a smooth torque curve can be obtained when the valve timing is changed, and there is an advantage that drivability is greatly improved mainly in a low rotation region. . In particular, when the rotational speed at the start of changing the valve timing is set to a relatively low speed, there is an advantage that drivability is further improved.
[Brief description of the drawings]
BRIEF DESCRIPTION OF DRAWINGS FIG. 1 is a diagram for explaining a main configuration and operation of a variable valve mechanism according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing a main configuration of a variable valve mechanism according to an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a perspective view of a variable valve mechanism according to an embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a longitudinal sectional view of an essential part of a variable valve mechanism according to an embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a schematic cross-sectional view showing the arrangement of main parts of the inconstant velocity joint in the variable valve mechanism according to the embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a diagram illustrating an operating principle of an inconstant velocity mechanism in a variable valve mechanism according to an embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a characteristic diagram illustrating operating characteristics of the inconstant speed mechanism of the variable valve mechanism according to the embodiment of the present invention.
FIG. 8 is an exploded perspective view of a variable valve mechanism according to an embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a diagram showing a power transmission path for adjusting the eccentric position of the variable valve mechanism according to the embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a diagram showing a change in valve lift characteristics in the variable valve mechanism according to an embodiment of the present invention, in the case where the rotation direction of the eccentric portion between the intake side and the exhaust side is rotated in the direction opposite to the engine rotation direction; It is a figure which shows the valve lift characteristic change accompanying the phase angle change of this eccentric part.
[Explanation of symbols]
14 Control disk (shaft support member or harmonic gear)
39e Drive gear (gear member, scissor gear)
39f Gear (gear part)
40 Intermediate gear mechanism (transmission mechanism)
40a, 40b, 40c Gear

Claims (1)

内燃機関のクランク軸から回転駆動力が伝達されるカムシャフトと、
該内燃機関の吸気弁又は排気弁を駆動するカム部を有し該カムシャフトに相対回転可能に設けられたカムローブと、
該カムシャフトと該カムローブとの間に介装され機関運転状態に応じて該カムローブの偏心位相を変化させて該吸気弁又は該排気弁の開弁期間を可変とする制御機構とを有する可変動弁機構であって、
該可変動弁機構が、該内燃機関の吸気弁側及び排気弁側の両方に設けられ、
該内燃機関の運転状態が低速運転から高速運転へ変化する際には、変化過程の初期において、該吸気弁の閉弁時期の遅角量及び該排気弁の開弁時期の進角量が該吸気弁の開弁時期の進角量及び該排気弁の閉弁時期の遅角量よりも大きくなるように設定されている
ことを特徴とする、可変動弁機構。A camshaft to which rotational driving force is transmitted from the crankshaft of the internal combustion engine;
A cam lobe provided with a cam portion for driving an intake valve or an exhaust valve of the internal combustion engine and relatively rotatable on the camshaft;
A variable motion having a control mechanism that is interposed between the camshaft and the cam lobe and changes the eccentric phase of the cam lobe according to the engine operating state to vary the valve opening period of the intake valve or the exhaust valve. A valve mechanism,
The variable valve mechanism is provided on both the intake valve side and the exhaust valve side of the internal combustion engine,
When the operating state of the internal combustion engine changes from low speed operation to high speed operation, at the initial stage of the change process, the retard amount of the intake valve closing timing and the advance amount of the exhaust valve opening timing are A variable valve mechanism that is set to be larger than an advance amount of the intake valve opening timing and a retard amount of the exhaust valve closing timing.

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