JP3790379B2

JP3790379B2 - Variable valve operating device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP3790379B2
Application number: JP02806199A
Authority: JP
Inventors: 信中村; 信一竹村
Original assignee: Hitachi Ltd; Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd; Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1999-02-05
Filing date: 1999-02-05
Publication date: 2006-06-28
Anticipated expiration: 2019-02-05
Also published as: JP2000227012A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば吸気弁あるいは排気弁の特にバルブリフト量を機関運転状態に応じて可変にできる内燃機関の可変動弁装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
この種の従来の可変動弁装置としては、本出願人が先に出願した特願平９−２１２８３１号，特願平１０−２９７７１１号に記載されたものがある。
【０００３】
図１１及び図１２に基づいて概略を説明すれば、この可変動弁装置は、吸気弁側に適用されたもので、クランク軸の回転に同期して回転する駆動軸５１の外周に、軸心Ｙが駆動軸５１の軸心Ｘから偏心した駆動カム５２が設けられていると共に、駆動カム５２の回転力が多節リンク状の伝達機構を介して伝達されて、吸気弁５３の上端部に有するバルブリフター５４の上面をカム面５５が摺接して吸気弁５３をバルブスプリング６５のばね力に抗して開作動させる揺動カム５６を有している。
【０００４】
前記伝達機構は、揺動カム５６の上方に配置されて制御軸５７に揺動自在に支持されたロッカアーム５８と、円環状の一端部５９ａが駆動カム５２の外周面に嵌合しかつ他端部５９ｂがロッカアーム５８の一端部５８ａにピン６０を介して回転自在に連結されたリンクアーム５９と、一端部６１ａがロッカアーム５８の他端部５８ｂにピン６２を介して回転自在に連結され、他端部６１ｂが前記揺動カム５６の端部にピン６３を介して回転自在に連結されたリンクロッド６１とから構成されている。
【０００５】
また、前記制御軸５７の外周面には、軸心Ｐ１が制御軸５７の軸心Ｐ２から所定量αだけ偏心した制御カム６４が固定されている。この制御カム６４は、ロッカアーム５８のほぼ中央に穿設された支持孔５８ｃ内に回転自在に嵌入保持されて、その回転位置に応じてロッカアーム５８の揺動支点を変化させて、揺動カム５６のカム面５５のバルブリフター５４上面に対する転接位置を変化させて、吸気弁５３のバルブリフト量を可変制御するようになっている。
【０００６】
すなわち、機関運転状態が、低回転低負荷域の場合は、図１１に示すように、図外のアクチュエータによって制御軸５７を一方向（時計方向）へ回転させて、制御カム６４も同方向へ位相θ２′まで回転させることにより、ロッカアーム５８の揺動支点位置を駆動軸５１より離れる方向へ移動させる。これにより、ロッカアーム５８とリンクロッド６１との枢支点が上方に移動して揺動カム５６のカムノーズ部側の端部５６ａを引き上げ、これによって揺動カム５６のバルブリフター５４上面上の当接位置がリフト部５５ｃから離れる方向に移動する。したがって、吸気弁５３は、そのバルブリフト量が最小となるように制御される。
【０００７】
したがって、機関運転状態に応じて機関性能を十分に発揮させる、つまり燃費や出力の向上などを図ることができる。
【０００８】
一方、中回転中負荷域から高回転高負荷域へ移行した場合は、図１２に示すように図外のアクチュエータが制御軸５７を介して制御カム６４を白抜き矢印Ｂ方向へ回転させて、制御カム６４を同方向へ回転させるため、図示のように、ロッカアーム５８の揺動支点が駆動軸５１に近づく方向に移動する。これにより、揺動カム５６は、リンクロッド６１などによって端部５６ａが押し下げられて、バルブリフター５４上面の当接位置がリフト部５５ｃ側に移動するため、吸気弁５３のバルブリフト量が増加するように制御される。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、前記従来の可変動弁装置にあっては、制御カム６４の回転位置に応じてロッカアーム５８の揺動支点を変化させることによりバルブリフト量を大小可変にすることができるものの、制御カム６４の回転方向、とりわけ最小バルブリフト制御位置からバルブリフト量を増加させる方向へ制御する際の制御軸５７の回転方向については十分に考慮されていなかった。
【００１０】
すなわち、図１１に示すように、最小バルブリフト制御位置（位相θ２′）から図１２に示すバルブリフト量を増加させる方向に制御する際の制御軸５７の回転方向を揺動カム５６が吸気弁５３を開作動させる回動方向（矢印Ａ方向）とは反対側の矢印Ｂ方向へ回転させるようになっている。このため、制御カム６４は、吸気弁５３の開作動におけるバルブスプリングの大きなばね反力と装置各部の摩擦抵抗力に起因してロッカアーム５８の支持孔５８ｃの内周面から回転方向（矢印Ｂ方向）とは逆方向に大きな摩擦トルクを受ける。このため、矢印Ｂ方向への回転速度が低下して吸気弁５３のバルブリフト量増加側への切換応答性が悪化する。
【００１１】
以下、この制御カム６４の矢印Ｂ方向への回転時における大きな摩擦トルクの発生原因を、図１３及び図１４に基づいて考察すると、まず制御軸５７が図１１に示す最小バルブリフト制御の回転位置から矢印Ｂ方向へ回転して図１２に示す中間バルブリフト制御の回転位置を経てさらに同方向へ回転して最大バルブリフトの回転位置に制御されるわけであるが、この間における制御軸５７に作用するトルク特性は図１３に示す形になる。ここで、特徴的であるのは、リフト上り区間（吸気弁の開作動時）で制御軸５７に非常に大きなピークトルク（矢印Ｂ方向と反対方向）が発生していることである。
【００１２】
この理由は、リフト区間では、装置各部のフリクションにより、図１２に示すように、制御カム６４に作用する荷重Ｆ３ｕが増加し、それに伴い制御カム６４がロッカアーム５８の支持孔５８ｃの内周面から受ける摩擦トルクＭｕも増加するが、この摩擦トルクの方向（Ｍ方向）が制御カム６４をバルブリフトの低減方向（Ｂ方向に対し逆方向）に作用するためである。
【００１３】
具体的に説明すれば、リフト上り区間では、図１２に示すように揺動カム５６がリフトするときにバルブスプリング６５からのばね反力Ｆがバルブリフタ５４を介して揺動カム５６に作用するほかに、バルブリフタ５４と揺動カム５６との間の摩擦力Ｆμｕが抗力として作用する。その結果、揺動カム５６に大きなモーメントが発生し、もってロッカアーム５８とリンクロッド６１の枢支点ＺにＦ２ｕなる大荷重が作用し、制御カム６４にはＦ３ｕなる大荷重が作用する。この制御軸５７の位相では、荷重Ｆ３ｕの制御軸軸心Ｐ２に対するモーメントの腕ｅも比較的長くなっており、Ｆ３ｕそのものによって大きなモーメントＭｆが発生する。
【００１４】
ここで、Ｍｆ＝Ｆ３ｕ×ｅの式が成立し、さらに、この大荷重Ｆ３ｕにより、大きな摩擦モーメントＭｕが制御カム６４の軸心Ｐ１に発生する。
【００１５】
ここで、Ｍｕ＝Ｆ３ｕ×μ×ｒである（ｒは制御カムの半径、μはロッカアームの支持孔と制御カムとの間の摩擦係数）。このＭｕにより軸心Ｐ２回りにも同方向に大きなモーメントが発生する。
【００１６】
このとき、ＭｆとＭｕはともに制御カム６４の図中時計方向、すなわちリフト増大方向（Ｂ方向）とは逆方向に作用し、図１３に示すピークトルクが発生する。
【００１７】
ちなみに、各部（揺動カムとバルブリフタ間、ロッカアームと制御カム間など）の摩擦係数μが０と想定した場合の制御軸５７トルクを図１３の破線で示す。この破線と実線との間のＡ’部がμの存在によって増幅される。このため、前述したピークトルクがリフト増大方向（Ｂ方向）と逆方向に作用して、リフト増大方向の回転速度の低下を招く。
【００１８】
一方、リフト下り区間では、ロッカアーム５８と制御カム６４との間のμによる摩擦モーメントの方向がＢ方向となり、リフト増大方向へ付勢するため有利になるが、図１３のＢ’部及び図１４で示すように、リフト下り区間では、制御カム６４に作用する荷重（Ｆ３ｄ）自身が小さくなっているため（Ｆ３ｄ＜Ｆ３ｕ）、摩擦モーメントＭｄも、上り区間のＭｕに対し小さくなっている。その結果、上り区間・下り区間トータルで見れば、Ｍｕの影響がＭｄの影響より大きく、したがって、リフト増加方向への回転速度が遅くなり、応答性が低下する。
【００１９】
なお、ここで、Ｍｄ＝Ｆ３ｄ×μ×ｒである。
【００２０】
リフト下り区間のＦ３ｄが、リフト上り区間のＦ３ｕに対して小さくなるのは、図１２において、リフト下り区間では、揺動カム５６とバルブリフタ５４の接点に作用する摩擦力Ｆμｄが抗力として働くのではなく、揺動カム５６にかかるモーメントを低減する方向に働くためである。これにより、Ｆ２ｕが減少し、Ｆ４ｄやＦ３ｄも減少する。
【００２１】
【課題を解決するための手段】
本発明は、前記従来の可変動弁装置の実情に鑑みて案出されたもので、請求項１記載の発明は、機関のクランク軸に同期して回転し、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、バルブスプリングのばね力に抗して機関弁を開作動させる揺動カムと、一端部が前記駆動カムに連係する一方、他端部が前記揺動カムに連係したロッカアームと、該ロッカアームを偏心制御カムを介して揺動自在に支承する制御軸とを備え、機関運転状態に応じて前記制御軸の回転位置を制御してロッカアームの揺動支点位置を変化させて機関弁のリフト量を可変制御する内燃機関の可変動弁装置において、前記リフト量を増加させる方向へ制御する制御軸の回転方向を、前記揺動カムがロッカアームの揺動力によって機関弁を開作動させる方向と同一に設定すると共に、前記ロッカアームの他端部と揺動カムとをリンク部材によって機械的に連係したことを特徴としている。
請求項２に記載の発明は、機関のクランク軸に同期して回転し、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、バルブスプリングのばね力に抗して機関弁を開作動させる揺動カムと、一端部が前記駆動カムに連係する一方、他端部が前記揺動カムに連係したロッカアームと、該ロッカアームを偏心制御カムを介して揺動自在に支承する制御軸とを備え、機関運転状態に応じて前記制御軸の回転位置を制御してロッカアームの揺動支点位置を変化させて機関弁のリフト量を可変制御する内燃機関の可変動弁装置において、前記リフト量を増加させる方向へ制御する制御軸の回転方向を、前記揺動カムがロッカアームの揺動力によって機関弁を開作動させる方向と同一に設定すると共に、前記ロッカアームの一端部と駆動カムとをリンクアームによって機械的に連係したことを特徴としている。
【００２２】
請求項３に記載の発明は、前記制御カムの外周面と前記ロッカアームに形成されて前記制御カムが嵌合摺動する支持孔の内周面とを面接触するように形成したことを特徴としている。
【００２３】
請求項４に記載の発明は、前記制御軸のリフト増加方向への最大回転位置を規制するストッパ機構を設けたことを特徴としている。
【００２４】
請求項５記載の発明は、前記ロッカアームの一端部と駆動カムとをリンクアームによって機械的に連係したことを特徴としている。
【００２６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の可変動弁装置の実施形態を図面に基づいて詳述する。この実施形態の可変動弁装置は、１気筒あたり２つの吸気弁を備え、かつ吸気弁のバルリフト量を機関運転状態に応じて可変にする可変機構を備えている。
【００２７】
すなわち、この可変動弁装置は、図１，図２に示すようにシリンダヘッド１１に図外のバルブガイドを介して摺動自在に設けられて、バルブスプリング１０，１０によって閉方向に付勢された一対の吸気弁１２，１２と、シリンダヘッド１１上部の軸受１４に回転自在に支持された中空状の駆動軸１３と、該駆動軸１３に圧入等により固設された偏心回転カムである駆動カム１５と、駆動軸１３の外周面１３ａに揺動自在に支持されて、各吸気弁１２，１２の上端部に配設されたバルブリフター１６，１６に摺接して各吸気弁１２，１２を開作動させる２つの揺動カム１７，１７と、駆動カム１５と揺動カム１７，１７との間に連係されて、駆動カム１５の回転力を揺動カム１７，１７の揺動力として伝達する伝達機構１８と、該伝達機構１８の作動位置を可変にする可変機構１９とを備えている。
【００２８】
前記駆動軸１３は、機関前後方向に沿って配置されていると共に、一端部に設けられた図外の従動スプロケットや該従動スプロケットに巻装されたタイミングチェーン等を介して機関のクランク軸から回転力が伝達されており、この回転方向は図１中反時計方向に設定されている。
【００２９】
前記軸受１４は、シリンダヘッド１１の上端部に設けられて駆動軸１３の上部を支持するメインブラケット１４ａと、該メインブラケット１４ａの上端部に設けられて後述する制御軸３２を回転自在に支持するサブブラケット１４ｂとを有し、両ブラケット１４ａ，１４ｂが一対のボルト１４ｃ，１４ｃによって上方から共締め固定されている。
【００３０】
前記駆動カム１５は、図３にも示すように、ほぼリング状を呈し、円環状のカム本体１５ａと、該カム本体１５ａの外端面に一体に設けられた筒状部１５ｂとからなり、内部軸方向に駆動軸挿通孔１５ｃが貫通形成されていると共に、カム本体１５ａの軸心Ｙが駆動軸１３の軸心Ｘから径方向へ所定量だけオフセットしている。また、この各駆動カム１５は、駆動軸１３に対し前記両バルブリフター１６，１６に干渉しない両外側に駆動軸挿通孔１５ｃを介して圧入固定されていると共に、カム本体１５ａの外周面１５ｄが偏心円のカムプロフィールに形成されている。
【００３１】
前記バルブリフター１６，１６は、有蓋円筒状に形成され、シリンダヘッド１１の保持孔内に摺動自在に保持されていると共に、揺動カム１７，１７が摺接する上面１６ａ，１６ａが平坦状に形成されている。
【００３２】
前記揺動カム１７は、図１に示すようにほぼ雨滴状を呈し、ほぼ円環状の基端部２０に駆動軸１３が嵌挿されて回転自在に支持される支持孔２０ａが貫通形成されていると共に、一端部のカムノーズ部２２側にピン孔２１ａが貫通形成されている。また、揺動カム１７の下面には、カム面２２が形成され、基端部２０側の基円面２２ａと該基円面２２ａからカムノーズ部２１側に円弧状に延びるランプ面２２ｂと該ランプ面２２ｂからカムノーズ部２１の先端側に有する最大リフトの頂面２２ｄに連なるリフト面２２ｃとが形成されており、該基円面２２ａとランプ面２２ｂリフト面２２ｃ及び頂面２２ｄとが、揺動カム１７の揺動位置に応じて各バルブリフター１６の上面１６ａ所定位置に当接するようになっている。
【００３３】
すなわち、図４に示すバルブリフト特性からみると、図１に示すように基円面２２ａの所定角度範囲がベースサークル区間θ１１になり、ランプ面２２ｂの前記ベースサークル区間から所定角度範囲がいわゆるランプ区間θ１２となり、さらにランプ面２２ｂのランプ区間から頂面２２ｄまでの所定角度範囲がリフト区間θ１３になるように設定されている。
【００３４】
前記伝達機構１８は、駆動軸１３の上方に配置されたロッカアーム２３と、該ロッカアーム２３の一端部２３ａと駆動カム１５とを連係するリンクアーム２４と、ロッカアーム２３の他端部２３ｂと揺動カム１７とを連係するリンク部材であるリンクロッド２５とを備えている。
【００３５】
前記各ロッカアーム２３は、中央に有する筒状基部が支持孔２３ｄを介して後述する制御カム３３に回転自在に支持されている。また、各筒状基部の各外端に外端部に突設された前記一端部２３ａには、ピン２６が嵌入するピン孔が貫通形成されている一方、各基部の各内端部に夫々突設された前記他端部２３ｂには、各リンクロッド２５の一端部２５ａと連結するピン２７が嵌入するピン孔が形成されている。
【００３６】
また、前記リンクアーム２４は、比較的大径な円環状の基部２４ａと、該基部２４ａの外周面所定位置に突設された突出端２４ｂとを備え、基部２４ａの中央位置には、前記駆動カム１５のカム本体１５ａの外周面に回転自在に嵌合する嵌合孔２４ｃが形成されている一方、突出端２４ｂには、前記ピン２６が回転自在に挿通するピン孔２４ｄが貫通形成されている。
【００３７】
さらに、前記リンクロッド２５は、図１にも示すようにロッカアーム２３側が凹状のほぼく字形状に形成され、両端部２５ａ，２５ｂには前記ロッカアーム２３の他端部２３ｂと揺動カム１７のカムノーズ部２１の各ピン孔に圧入した各ピン２７，２８の端部が回転自在に挿通するピン挿通孔２５ｃ，２５ｄが貫通形成されており、前記ピン２８の軸心が揺動カム１７の枢支点になっている。
【００３８】
尚、各ピン２６，２７，２８の一端部には、リンクアーム２４やリンクロッド２５の軸方向の移動を規制するスナップリング２９，３０，３１，が設けられている。
【００３９】
前記可変機構１９は、駆動軸１３の上方位置に同じ軸受１４に回転自在に支持された制御軸３２と、該制御軸３２の外周に固定されてロッカアーム２３支持孔２３ｄに摺動自在に嵌入されて、ロッカアーム２３の揺動支点となる制御カム３３とを備えている。
【００４０】
前記制御軸３２は、駆動軸１３と並行に機関前後方向に配設されていると共に、図２に示すように、一端部に設けられた電磁アクチュエータ３６によって所定回転角度範囲内で回転するようになっている。
【００４１】
また、前記制御カム３３は、円筒状を呈し、図に示すように軸心Ｐ１位置が肉厚部３３ａの分だけ制御軸３２の軸心Ｐ２からα分だけ偏倚している。
【００４２】
そして、前記制御軸３２は、最大バルブリフト制御回転位置から最小バルブリフト制御回転位置までの回転方向が、図５の黒太矢印に示すようにロッカアーム２３が吸気弁１２を閉作動させる回動方向（矢印Ａ１）と同一になるように設定されている一方、最小バルブリフト制御回転位置から最大バルブリフト制御回転位置までの回転方向が図１の白抜き矢印Ｂ２に示すようにロッカアーム２３が吸気弁１２を開作動させる方向（矢印Ａ２方向）と同一になるように設定されている。
【００４３】
また、この制御軸３２は、図２に示すように最大バルブリフト制御時の最大回転位置がストッパ機構３４によって規制されており、このストッパ機構３４は制御軸３２の上端部直径方向から挿通固定されたストッパピン３４ａと、シリンダヘッド１１上端部のロッカカバー３５に固定されてＬ字状に折曲された先端部が制御軸の最大回転位置（位相θ１）でストッパピン３４ａに当接してそれ以上の回転を規制するロッド状のストッパ部材３４ｂとから構成されている。
【００４４】
さらに、前記制御軸３２を前述の最小−最大バルブリフト制御の回転範囲内で回転制御する電磁アクチュエータ３６は、図２に示すように機関の運転状態を検出するコントローラ３７からの制御信号によって駆動するようになっている。このコントローラ３７は、クランク角センサやエアーフローメータ，水温センサ制御軸３２の回転位置検出センサ３８等の各種のセンサからの検出信号に基づいて現在の機関運転状態を演算等により検出して、前記電磁アクチュエータに制御信号を出力している。
【００４５】
以下、本実施形態の作用を説明すれば、まず、機関低速低負荷時には、コントローラからの制御信号によって電磁アクチュエータを介して制御軸３２が図１の回転位置に駆動される。このため、制御カム３３は、軸心Ｐ１が同図に示すように、肉厚部３３ａが駆動軸１３から上方向に離間移動し、制御軸３２の軸心Ｐ２から右上方の回動角度位置（位相θ２）に保持される。これにより、ロッカアーム端部２３ｂとリンクロッドの枢支点は、駆動軸１３に対して上方向へ移動し、このため、各揺動カム１７は、リンクロッド２５を介してカムノーズ部２１側が強制的に引き上げられて全体が反時計方向へ回動する。
【００４６】
したがって、駆動カム１５が回転してリンクアーム２４を介してロッカアーム２３の一端部２３ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド２５を介して揺動カム１７及びバルブリフター１６に伝達されるが、そのリフト量Ｌ１は充分小さくなる。
【００４７】
よって、かかる低速低負荷域では、図７の破線で示すようにバルブリフト量が小さくなることにより、各吸気弁１２の開時期が遅くなり、排気弁とのバルブオーバラップが小さくなる。このため、燃費の向上と機関の安定した回転が得られる。
【００４８】
一方、機関高速高負荷時に移行した場合は、コントローラ３７からの制御信号によって電磁アクチュエータ３６により制御軸３２が図１の時計方向（Ｂ２方向）に回転駆動される。したがって、制御軸３２は、制御カム３３を図１に示す位置から時計方向へ回転させ、軸心Ｐ１（肉厚部３３ａ）が図６Ａ，Ｂに示す下方向（θ１）へ移動する。このため、ロッカアーム２３は、今度は全体が駆動軸１３方向に移動して他端部２３ｂが揺動カム１７のカムノーズ部２１をリンクロッド２５を介して下方へ押圧して該揺動カム１７全体を所定量だけ時計方向へ回動させる。
【００４９】
したがって、揺動カム１７のバルブリフター１６上面１６ａに対するカム面２２の当接位置が、図６Ａに示すように右方向位置（リフト部２２ｄ側）に移動する。このため、吸気弁１２の開作動時に図６Ａに示すように駆動カム１５が回転してロッカアーム２３の一端部２３ａをリンクアーム２４を介して押し上げると、バルブリフター１６に対するそのリフト量Ｌ２は図６Ａに示すように大きくなる。
【００５０】
よって、かかる高速高負荷域では、図７の実線で示すようにバルブリフト量も大きくなると共に、各吸気弁１２の開時期が早くなると共に、閉時期が遅くなる。この結果、吸気充填効率が向上し、十分な出力が確保できる。
【００５１】
そして、かかる制御軸３２が最小バルブリフト制御の回転位置から最大バルブリフト制御へのリフト増加制御時の回転方向（Ｂ２方向）を吸気弁１２の開作動時のロッカアーム２３の回動方向（Ａ２）と同一に設定したことにより、該制御軸３２の回転速度を早くすることができる。
【００５２】
以下、この制御軸３２のＢ２方向への回転中における各部の摩擦トルク特性を考察する。図８は制御軸３２の位相と最大バルブリフト（Ｌｍａｘ）の関係を示しており、制御軸位相がθ２のときのＬｍａｘは前述のようにＬ１になっており、この部分は図１と対応する。また、制御軸位相がθ１のときＬｍａｘは前述のようにＬ２になっており、この部分は図６と対応する。さらに、制御軸位相がθ３のときＬｍａｘは中間リフトＬ３となっており、この部分は後述の図５と対応する。なお、θ２′，θ３′は従来例を説明した図１１，１２とそれぞれ対応する。図９は制御軸３２に作用するトルク特性、図１０は各部の荷重特性を示している。
【００５３】
この図９で特徴的なのは、吸気弁１２の開作動（リフト上り区間）での制御軸３２のトルクが大幅に減少していることである。この理由は、リフト上り区間では装置各部のフリクションにより制御カム３３に作用する荷重Ｆ３ｕが増加し、それに伴い制御カム３３がロッカアーム２３から受ける摩擦モーメントＭｕも増加するが、この摩擦モーメントの方向（Ｍ方向）が、制御カム３３をバルブリフトの増加する方向（Ｂ２方向）に働くためである。
【００５４】
具体的に説明すれば、リフト上り区間では、揺動カム１７がリフト（押し下げられる）する時、バルブスプリング１０からの反力Ｆがバルブリフタ１６を介して揺動カム１７に作用し、バルブリフタ１６と揺動カム１７との間の摩擦力Ｆμｕも作用する。その結果、揺動カム１７には大きなモーメントが発生し、もって、ロッカアーム２３とリンクロッド２５の枢支点ｚにＦ２ｕなる大荷重が作用し、制御カム３３の軸心Ｐ１にはＦ３ｕなる大荷重が作用する。
【００５５】
この制御軸３２の位相では、荷重Ｆ３ｕの制御軸３２の軸心Ｐ２に対するモーメントの腕ｅも比較的長くなっており、Ｆ３ｕそのものによって大きなモーメント（Ｍｆ）が発生し、Ｂ２方向とは逆に作用する。
【００５６】
ここで、Ｍｆ＝Ｆ３ｕ×ｅ
この大荷重Ｆ３ｕにより、大きな摩擦モーメントＭｕが制御カム３３の軸心Ｐ１に発生する。ここで、Ｍｕ＝Ｆ３ｕ×μ×ｒである。
【００５７】
（ｒは制御カムの半径、μはロッカアームと制御カムの間の摩擦係数）このＭｕにより、制御軸３２の軸心Ｐ２にも同方向に大きなモーメントが発生する。
【００５８】
ところが、この摩擦モーメントＭｕは、制御カム３３をリフト増大方向（Ｂ２方向）に作用するため、Ｍｆと相殺し、もって図９に示す様にリフト低下方向（Ｂ２と逆方向）の制御軸トルクが大幅に減少する。
【００５９】
特に、上りリフト区間ではＦ３ｕが大きいので、Ｍｕも大きく、もって、摩擦モーメントによる制御軸トルク低減効果が大きい。
【００６０】
ちなみに、各部（揺動カムとバルブリフタとの間、ロッカアームと制御カムとの間など）の摩擦係数μが０と想定した時の制御軸トルクを図９の破線で示す。この破線と実線の間のＡ部がμの存在により低減される。このため、前述のようにリフト低減方向（Ｂと逆方向）の制御軸トルクが大幅に低下し、リフト増大方向の応答性が大幅に向上する。
【００６１】
一方、リフト下り区間では、ロッカアーム２３と制御カム３３との間のμによる摩擦モーメントの方向がＢ２と逆方向となり、リフト低減方向へ付勢し、不利になる（図９のＢ部）が、図１０で示すように、リフト下り区間では、制御カム３３に作用する荷重自身（Ｆ３ｄ）が小さくなっているため（Ｆ３ｄ＜Ｆ３ｕ）、摩擦モーメントＭｄも、上り区間のＭｕに対して小さくなっている。その結果、上り区間と下り区間のトータルで見れば、Ｍｕの影響がＭｄ（Ｍｄ＝Ｆ３ｄ×μ×ｒ）の影響より大きく、したがって、リフト増加方向への回転速度が早くなり、応答性が向上する。
【００６２】
なお、リフト下り区間のＦ３ｄが、リフト上り区間のＦ３ｕに対して小さくなるのは、前述のように図５において、リフト下り区間では、揺動カム１７とバルブリフタ１６の接点に作用する摩擦力Ｆμｄが抗力として働くのではなく、揺動カム１７に掛かるモーメントを低減する方向に動くためであり、これにより、Ｆ２ｕが減少し、Ｆ４ｄも減少、Ｆ３ｄも減少するためである。
【００６３】
さらに、ロッカアーム２３と制御カム３３との摺動を、ニードル等を用いたころがり接触ではなく面接触としたため、μが大きく、したがって、摩擦モーメントＭｕも大きくなる。この結果、リフト増加方向への制御軸回転速度を顕著に高めることができる。
【００６４】
一方、この回転速度上昇により、制御軸３２が勢い付いて最大リフト制御軸位相θ１を越えて行き過ぎてしまう懸念がある。これは、特にμにばらつきがある場合に生じ易い。本実施形態では、図２，図５，図６に示すストッパ機構３４を設けることにより、このような過度な回転を防止することができる。
【００６５】
このストッパ機構３４は、最大リフト制御軸位相θ１に設けた例を示したが、必ずしも最大リフトを必要としないエンジンなどに適用する場合においては、ストッパの位置を図８に示す位置からθ２方向へ少しずらすことも可能である。
【００６６】
また、本実施形態では、揺動カム１７とロッカアーム２３がリンクロッド２５によって機械的に連係されており、特に、機関高回転でロッカアーム２３と揺動カム１７の離接による衝突が回避でき、制御軸３２に対する衝突入力の作用が防止されて、常時円滑な制御軸３２の回転作用が得られる。また、駆動カム１５とロッカアーム２３がリンクアーム２４によって機械的に連係されており、特に、高回転域でロッカアーム２３と駆動カム１５の離接による衝突が回避でき、同様な効果が得られる。
【００６７】
本発明は、前記実施形態の構成に限定されるものではなく、可変機構をロッカアームと揺動カムを備えた他構成のものにも適用できると共に、排気弁側に適用することも可能である。また、本実施形態のように、揺動カム１７を駆動軸１３に支持させることにより、部品点数の削減され、コンパクト化が図れるが、揺動カム１７を駆動軸１３と異なる支軸に支持させることも可能である。
【００６８】
【発明の効果】
以上の説明で明らかなように、請求項１又は２に記載の可変動弁装置によれば、リフト量を増加させる方向へ制御する際の制御軸の回転方向を、揺動カムがロッカアームの揺動力によって機関弁を開作動させる方向と同一に設定したため、制御カムが機関弁の開作動時にロッカアームとの摺動部から受ける摩擦モーメントの方向が制御軸のリフト増加回転方向と一致する。この結果、制御軸に作用するモーメントが低減して、小バルブリフトから大バルブリフトへの制御応答性が向上する。
しかも、ロッカアームと揺動カムとの間あるいはロッカアームと駆動カムとの間をリンクアームやリンク部材により機械的に連係させたため、特に機関高回転時において揺動カムとロッカアームの離接あるいは駆動カムとロッカアームの離接による衝突が回避され、したがって、制御軸に衝撃入力が作用するのが防止されて、常時円滑な回転作用が得られる。
【００６９】
請求項３記載の発明によれば、前記請求項１又は２に記載の発明の作用効果に加えて、摩擦モーメントを大きくできるため、小バルブリフトから大バルブリフト側への制御応答性をさらに向上させることができる。
【００７０】
請求項４に記載の発明によれば、前記請求項１又は２に記載の発明の作用効果に加えて、ストッパ機構によって前記摩擦モーメントに起因する制御軸の過度なバルブリフト増加方向への回転を防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態における最小バルブリフト時を示す図２のＡ矢視図。
【図２】実施形態の要部斜視図
【図３】本実施形態に供される駆動カムの斜視図。
【図４】揺動カムのカム面のリフト特性図。
【図５】本実施形態の中間バルブリフト時の作動説明図。
【図６】Ａは本実施形態の最大バルブリフト時の弁開作動状態を示す作動説明図、Ｂは同じく弁開作動状態を示す作動説明図。
【図７】本実施形態のバルブリフト特性図。
【図８】バルブリフト中の制御軸位相変化特性図。
【図９】本実施形態における制御軸トルク特性図
【図１０】本実施形態における各部に作用する荷重特性図
【図１１】先願に係る可変動弁装置を示す断面図。
【図１２】同先願の装置における作動説明図。
【図１３】同先願の装置における制御軸トルクの特性図。
【図１４】同先願の装置における各部に作用する荷重特性図。
【符号の説明】
１１…シリンダヘッド
１２…吸気弁
１３…駆動軸
１５…駆動カム
１６…バルブリフター
１７…揺動カム
１８…伝達機構
１９…可変機構
２３…ロッカアーム
２３ａ，２３ｂ…端部
２３ｄ…支持孔
２４…リンクアーム
２５…リンクロッド
２８…ピン
３２…制御軸
３３…制御カム
Ｐ１…制御カムの軸心
Ｐ２…制御軸の軸心[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that can vary, for example, a valve lift amount of an intake valve or an exhaust valve according to an engine operating state.
[0002]
[Prior art]
As this type of conventional variable valve operating device, there are those described in Japanese Patent Application Nos. 9-212831 and 10-297711 previously filed by the present applicant.
[0003]
11 and 12, the variable valve operating apparatus is applied to the intake valve side, and has a shaft center on the outer periphery of the drive shaft 51 that rotates in synchronization with the rotation of the crankshaft. A drive cam 52 in which Y is eccentric from the axis X of the drive shaft 51 is provided, and the rotational force of the drive cam 52 is transmitted via a multi-node link-like transmission mechanism to the upper end of the intake valve 53. A cam surface 55 is slidably contacted with the upper surface of the valve lifter 54 having the swinging cam 56 that opens the intake valve 53 against the spring force of the valve spring 65.
[0004]
The transmission mechanism includes a rocker arm 58 that is disposed above the swing cam 56 and is swingably supported by the control shaft 57, and an annular one end 59a that fits to the outer peripheral surface of the drive cam 52 and the other end. The link arm 59 is rotatably connected to one end 58a of the rocker arm 58 via a pin 60, and the one end 61a is rotatably connected to the other end 58b of the rocker arm 58 via a pin 62. The end portion 61 b is constituted by a link rod 61 that is rotatably connected to the end portion of the swing cam 56 via a pin 63.
[0005]
A control cam 64 is fixed to the outer peripheral surface of the control shaft 57. The control cam 64 has an axis P1 decentered from the axis P2 of the control shaft 57 by a predetermined amount α. The control cam 64 is rotatably fitted and held in a support hole 58c drilled at substantially the center of the rocker arm 58, and the rocking fulcrum of the rocker arm 58 is changed in accordance with the rotation position to thereby swing the rocking cam 56. The valve lift amount of the intake valve 53 is variably controlled by changing the rolling position of the cam surface 55 with respect to the upper surface of the valve lifter 54.
[0006]
That is, when the engine operating state is in the low rotation and low load range, as shown in FIG. 11, the control shaft 57 is rotated in one direction (clockwise) by an actuator not shown, and the control cam 64 is also moved in the same direction. By rotating to the phase θ2 ′, the rocking fulcrum position of the rocker arm 58 is moved away from the drive shaft 51. As a result, the pivot point of the rocker arm 58 and the link rod 61 moves upward to pull up the end 56a of the swing cam 56 on the cam nose side, and thereby the contact position of the swing cam 56 on the upper surface of the valve lifter 54 Moves in a direction away from the lift portion 55c. Therefore, the intake valve 53 is controlled so that the valve lift amount is minimized.
[0007]
Therefore, the engine performance can be sufficiently exhibited according to the engine operating state, that is, the fuel efficiency and output can be improved.
[0008]
On the other hand, when shifting from the middle rotation middle load region to the high rotation high load region, as shown in FIG. 12, the actuator (not shown) rotates the control cam 64 in the white arrow B direction via the control shaft 57, In order to rotate the control cam 64 in the same direction, the rocking fulcrum of the rocker arm 58 moves in a direction approaching the drive shaft 51 as shown in the figure. As a result, the end portion 56a of the swing cam 56 is pushed down by the link rod 61 or the like, and the contact position of the upper surface of the valve lifter 54 moves toward the lift portion 55c, so that the valve lift amount of the intake valve 53 increases. To be controlled.
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional variable valve operating apparatus, the amount of valve lift can be made variable by changing the rocking fulcrum of the rocker arm 58 according to the rotational position of the control cam 64, but the control cam 64 In particular, the rotational direction of the control shaft 57 when controlling from the minimum valve lift control position to the direction of increasing the valve lift amount has not been sufficiently considered.
[0010]
In other words, as shown in FIG. 11, the swing cam 56 changes the rotation direction of the control shaft 57 when the control valve 57 is rotated from the minimum valve lift control position (phase θ2 ′) to the direction of increasing the valve lift amount shown in FIG. It is made to rotate in the arrow B direction on the opposite side to the rotation direction (arrow A direction) which opens 53. For this reason, the control cam 64 rotates from the inner peripheral surface of the support hole 58c of the rocker arm 58 in the rotational direction (in the direction of arrow B) due to the large spring reaction force of the valve spring and the frictional resistance force of each part in the opening operation of the intake valve 53. ) Receives a large friction torque in the opposite direction. For this reason, the rotational speed in the direction of the arrow B decreases, and the switching response to the valve lift amount increasing side of the intake valve 53 is deteriorated.
[0011]
Hereinafter, the cause of the generation of a large friction torque when the control cam 64 rotates in the direction of arrow B will be considered based on FIGS. 13 and 14. First, the control shaft 57 is rotated at the rotational position of the minimum valve lift control shown in FIG. 12 to rotate in the direction of the arrow B, and further rotate in the same direction through the rotational position of the intermediate valve lift control shown in FIG. 12, and the rotational position of the maximum valve lift is controlled. The torque characteristics to be performed are as shown in FIG. Here, what is characteristic is that a very large peak torque (in the direction opposite to the arrow B direction) is generated on the control shaft 57 in the lift up section (when the intake valve is opened).
[0012]
This is because, in the lift section, as shown in FIG. 12, the load F3u acting on the control cam 64 increases due to the friction of each part of the apparatus, and the control cam 64 moves from the inner peripheral surface of the support hole 58c of the rocker arm 58 accordingly. The friction torque Mu to be received also increases because the direction of the friction torque (M direction) acts on the control cam 64 in the valve lift reduction direction (opposite to the B direction).
[0013]
Specifically, in the lift up section, the spring reaction force F from the valve spring 65 acts on the swing cam 56 via the valve lifter 54 when the swing cam 56 lifts as shown in FIG. In addition, the frictional force Fμu between the valve lifter 54 and the swing cam 56 acts as a drag force. As a result, a large moment is generated in the swing cam 56, so that a large load of F2u acts on the pivot point Z of the rocker arm 58 and the link rod 61, and a large load of F3u acts on the control cam 64. In the phase of the control shaft 57, the moment arm e of the load F3u with respect to the control axis P2 is also relatively long, and a large moment Mf is generated by F3u itself.
[0014]
Here, the formula of Mf = F3u × e is established, and a large friction moment Mu is generated in the axis P1 of the control cam 64 due to the large load F3u.
[0015]
Here, Mu = F3u × μ × r (r is the radius of the control cam, μ is the coefficient of friction between the support hole of the rocker arm and the control cam). Due to this Mu, a large moment is generated around the axis P2 in the same direction.
[0016]
At this time, both Mf and Mu act in the direction opposite to the clockwise direction of the control cam 64, that is, the lift increasing direction (B direction), and the peak torque shown in FIG. 13 is generated.
[0017]
Incidentally, the torque of the control shaft 57 when the friction coefficient μ of each part (between the swing cam and the valve lifter, between the rocker arm and the control cam, etc.) is assumed to be 0 is indicated by a broken line in FIG. The A ′ portion between the broken line and the solid line is amplified by the presence of μ. For this reason, the peak torque described above acts in the direction opposite to the lift increasing direction (B direction), leading to a decrease in the rotational speed in the lift increasing direction.
[0018]
  On the other hand, in the lift down section, the direction of the frictional moment due to μ between the rocker arm 58 and the control cam 64 is the B direction, which is advantageous because it is biased in the lift increasing direction. In the lift down section, since the load (F3d) itself acting on the control cam 64 is small (F3d <F3u), the friction moment Md is also small with respect to the up section Mu. As a result, the effect of Mu was greater than the effect of Md when viewed in the up and down sections.ScratchThe rotational speed in the lift increasing direction becomes slow, and the responsiveness decreases.
[0019]
Here, Md = F3d × μ × r.
[0020]
F3d in the lift down section is smaller than F3u in the lift up section. In FIG. 12, the frictional force Fμd acting on the contact point between the swing cam 56 and the valve lifter 54 acts as a drag in the lift down section. This is because the moment applied to the swing cam 56 is reduced. As a result, F2u decreases and F4d and F3d also decrease.
[0021]
[Means for Solving the Problems]
  The present invention has been devised in view of the actual situation of the conventional variable valve gear, and the invention according to claim 1 rotates in synchronization with the crankshaft of the engine and is provided with a drive cam on the outer periphery. A drive shaft, a swing cam that opens the engine valve against a spring force of a valve spring, a rocker arm having one end linked to the drive cam and the other end linked to the swing cam; And a control shaft for swingably supporting the rocker arm via an eccentric control cam, and controlling the rotational position of the control shaft according to the engine operating state to change the rocker arm swing fulcrum position to lift the engine valve In a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that variably controls the amount, the rotation direction of the control shaft that controls the lift amount to be increased is the same as the direction in which the swing cam opens the engine valve by the swinging force of the rocker arm. Set toAnd the other end of the rocker arm and the swing cam are mechanically linked by a link member.It is characterized by that.
  The invention described in claim 2A drive shaft that rotates in synchronization with the crankshaft of the engine and is provided with a drive cam on the outer periphery, a swing cam that opens the engine valve against the spring force of the valve spring, and one end portion of the drive cam A rocker arm whose other end is linked to the swing cam and a control shaft that swingably supports the rocker arm via an eccentric control cam, and rotates the control shaft according to the engine operating state. In a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that controls the position to change the rocking fulcrum position of the rocker arm to variably control the lift amount of the engine valve, the rotational direction of the control shaft that controls the lift amount to be increased The rocking cam is set in the same direction as the opening of the engine valve by the rocking force of the rocker arm, and one end of the rocker arm and the drive cam are mechanically linked by a link arm.It is characterized by that.
[0022]
  Claim3The invention described inThe outer peripheral surface of the control cam and the inner peripheral surface of the support hole that is formed on the rocker arm and engages and slides are formed in surface contact.It is a feature.
[0023]
  Claim4The invention described inA stopper mechanism is provided for restricting the maximum rotation position of the control shaft in the lift increasing direction.It is characterized by that.
[0024]
  Claim5The described inventionOne end of the rocker arm and the drive cam are mechanically linked by a link arm.It is characterized by that.
[0026]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the variable valve operating apparatus of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. The variable valve operating apparatus according to this embodiment includes two intake valves per cylinder, and includes a variable mechanism that varies the valve lift amount of the intake valves in accordance with the engine operating state.
[0027]
That is, this variable valve operating apparatus is slidably provided on the cylinder head 11 via a valve guide (not shown) as shown in FIGS. 1 and 2, and is biased in the closing direction by the valve springs 10 and 10. A pair of intake valves 12 and 12, a hollow drive shaft 13 rotatably supported by a bearing 14 above the cylinder head 11, and a drive which is an eccentric rotary cam fixed to the drive shaft 13 by press fitting or the like. A cam 15 and an outer peripheral surface 13a of the drive shaft 13 are swingably supported, and are slidably contacted with valve lifters 16 and 16 disposed at upper ends of the intake valves 12 and 12, respectively. Linked between the two swing cams 17 and 17 to be opened and the drive cam 15 and the swing cams 17 and 17, the rotational force of the drive cam 15 is transmitted as the swing force of the swing cams 17 and 17. Transmission mechanism 18 and transmission mechanism 1 And a variable mechanism 19 to vary the operating position.
[0028]
The drive shaft 13 is arranged along the longitudinal direction of the engine and is rotated from the crankshaft of the engine via a driven sprocket (not shown) provided at one end, a timing chain wound around the driven sprocket, and the like. The force is transmitted, and the rotation direction is set in the counterclockwise direction in FIG.
[0029]
The bearing 14 is provided at the upper end portion of the cylinder head 11 to support the upper portion of the drive shaft 13, and the bearing 14 is provided at the upper end portion of the main bracket 14a to rotatably support a control shaft 32 described later. The brackets 14a and 14b are fastened together from above by a pair of bolts 14c and 14c.
[0030]
As shown in FIG. 3, the drive cam 15 has a substantially ring shape, and includes an annular cam body 15a and a cylindrical portion 15b integrally provided on the outer end surface of the cam body 15a. A drive shaft insertion hole 15c is formed through in the axial direction, and the axis Y of the cam body 15a is offset from the axis X of the drive shaft 13 by a predetermined amount in the radial direction. The drive cams 15 are press-fitted and fixed to the drive shaft 13 through drive shaft insertion holes 15c on both outer sides that do not interfere with the valve lifters 16 and 16, and the outer peripheral surface 15d of the cam body 15a is fixed. An eccentric cam profile is formed.
[0031]
The valve lifters 16 and 16 are formed in a cylindrical shape with a lid, are slidably held in the holding holes of the cylinder head 11, and upper surfaces 16 a and 16 a to which the swing cams 17 and 17 are slidably contacted are flat. Is formed.
[0032]
As shown in FIG. 1, the swing cam 17 has a substantially raindrop-like shape, and a support hole 20a that is rotatably supported by the drive shaft 13 being inserted into a substantially annular base end portion 20 is formed therethrough. In addition, a pin hole 21a is formed through the one end of the cam nose 22 side. Further, a cam surface 22 is formed on the lower surface of the swing cam 17, and a base circle surface 22a on the base end portion 20 side, a ramp surface 22b extending from the base circle surface 22a to the cam nose portion 21 side in an arc shape, and the lamp A lift surface 22c is formed from the surface 22b to the top surface 22d of the maximum lift on the distal end side of the cam nose portion 21, and the base surface 22a, the ramp surface 22b, the lift surface 22c, and the top surface 22d swing. The upper surface 16a of each valve lifter 16 is brought into contact with a predetermined position according to the swing position of the cam 17.
[0033]
That is, from the viewpoint of the valve lift characteristics shown in FIG. 4, as shown in FIG. 1, the predetermined angular range of the base circle surface 22a is the base circle section θ11, and the predetermined angular range from the base circle section of the ramp surface 22b is a so-called ramp. The predetermined angle range from the ramp section of the ramp surface 22b to the top surface 22d is set to be the lift section θ13.
[0034]
The transmission mechanism 18 includes a rocker arm 23 disposed above the drive shaft 13, a link arm 24 that links the one end 23 a of the rocker arm 23 and the drive cam 15, the other end 23 b of the rocker arm 23, and a swing cam. 17 is provided with a link rod 25 that is a link member that links 17.
[0035]
Each rocker arm 23 is rotatably supported by a control cam 33 (to be described later) through a support hole 23d. In addition, a pin hole into which the pin 26 is fitted is formed through the one end portion 23a projecting from the outer end portion of each cylindrical base portion, while the inner end portion of each base portion is respectively formed. A pin hole into which a pin 27 connected to one end portion 25a of each link rod 25 is fitted is formed in the projecting other end portion 23b.
[0036]
The link arm 24 includes an annular base 24a having a relatively large diameter and a projecting end 24b projecting at a predetermined position on the outer peripheral surface of the base 24a. A fitting hole 24c is formed in the outer peripheral surface of the cam main body 15a of the cam 15 so as to be rotatably fitted. On the protruding end 24b, a pin hole 24d through which the pin 26 is rotatably inserted is formed. Yes.
[0037]
Further, as shown in FIG. 1, the link rod 25 is formed in a substantially square shape having a concave shape on the rocker arm 23 side, and the other end portion 23b of the rocker arm 23 and the cam nose of the swing cam 17 are provided at both end portions 25a and 25b. Pin insertion holes 25c and 25d through which end portions of the pins 27 and 28 press-fitted into the pin holes of the portion 21 are rotatably inserted are formed, and the axis of the pin 28 is a pivot point of the swing cam 17 It has become.
[0038]
In addition, snap rings 29, 30, 31 for restricting the axial movement of the link arm 24 and the link rod 25 are provided at one end of each pin 26, 27, 28.
[0039]
The variable mechanism 19 is rotatably mounted on the same bearing 14 at a position above the drive shaft 13, and is fixed to the outer periphery of the control shaft 32 and is slidably fitted into the rocker arm 23 support hole 23d. And a control cam 33 serving as a rocking fulcrum of the rocker arm 23.
[0040]
The control shaft 32 is arranged in the longitudinal direction of the engine in parallel with the drive shaft 13 and, as shown in FIG. 2, is rotated within a predetermined rotation angle range by an electromagnetic actuator 36 provided at one end. It has become.
[0041]
Further, the control cam 33 has a cylindrical shape, and the position of the axis P1 is deviated from the axis P2 of the control shaft 32 by α as shown in the figure.
[0042]
The rotation direction of the control shaft 32 from the maximum valve lift control rotation position to the minimum valve lift control rotation position is the rotation direction in which the rocker arm 23 closes the intake valve 12 as shown by the thick arrow in FIG. While the rotation direction from the minimum valve lift control rotation position to the maximum valve lift control rotation position is indicated by a white arrow B2 in FIG. 12 is set to be the same as the direction in which 12 is opened (arrow A2 direction).
[0043]
Further, as shown in FIG. 2, the control shaft 32 is restricted by a stopper mechanism 34 at the maximum rotational position at the time of maximum valve lift control, and the stopper mechanism 34 is inserted and fixed from the diameter direction of the upper end portion of the control shaft 32. The stopper pin 34a and the tip end fixed to the rocker cover 35 at the upper end of the cylinder head 11 and bent in an L shape abut on the stopper pin 34a at the maximum rotation position (phase θ1) of the control shaft and beyond. And a rod-shaped stopper member 34b that restricts rotation of the lens.
[0044]
Further, the electromagnetic actuator 36 for controlling the rotation of the control shaft 32 within the rotation range of the aforementioned minimum-maximum valve lift control is driven by a control signal from a controller 37 for detecting the operating state of the engine as shown in FIG. It is like that. The controller 37 detects the current engine operating state by calculation based on detection signals from various sensors such as a crank angle sensor, an air flow meter, and a rotational position detection sensor 38 of the water temperature sensor control shaft 32, and the above-mentioned A control signal is output to the electromagnetic actuator.
[0045]
Hereinafter, the operation of this embodiment will be described. First, at the time of engine low speed and low load, the control shaft 32 is driven to the rotational position of FIG. 1 via the electromagnetic actuator by a control signal from the controller. For this reason, the control cam 33 has the thick portion 33a moved upwardly away from the drive shaft 13 so that the shaft center P1 is shown in FIG. It is held at (phase θ2). As a result, the pivotal support point of the rocker arm end 23b and the link rod moves upward with respect to the drive shaft 13, so that each swing cam 17 is forcibly moved to the cam nose 21 side via the link rod 25. When pulled up, the whole rotates counterclockwise.
[0046]
Therefore, when the drive cam 15 rotates and pushes up the one end portion 23a of the rocker arm 23 via the link arm 24, the lift amount is transmitted to the swing cam 17 and the valve lifter 16 via the link rod 25. The lift amount L1 is sufficiently small.
[0047]
Therefore, in such a low-speed and low-load region, as shown by the broken line in FIG. 7, the valve lift amount is reduced, so that the opening timing of each intake valve 12 is delayed and the valve overlap with the exhaust valve is reduced. For this reason, improvement in fuel consumption and stable rotation of the engine can be obtained.
[0048]
On the other hand, when the engine speed is high and the load is high, the control shaft 32 is rotated in the clockwise direction (B2 direction) in FIG. Therefore, the control shaft 32 rotates the control cam 33 clockwise from the position shown in FIG. 1, and the shaft center P1 (thick portion 33a) moves downward (θ1) shown in FIGS. 6A and 6B. For this reason, the entire rocker arm 23 is moved in the direction of the drive shaft 13 and the other end 23b presses the cam nose portion 21 of the swing cam 17 downward via the link rod 25 so that the entire swing cam 17 is moved. Is rotated clockwise by a predetermined amount.
[0049]
Therefore, the contact position of the cam surface 22 with respect to the upper surface 16a of the valve lifter 16 of the swing cam 17 moves to the right position (lift portion 22d side) as shown in FIG. 6A. Therefore, when the drive cam 15 rotates as shown in FIG. 6A when the intake valve 12 is opened to push up the one end portion 23a of the rocker arm 23 via the link arm 24, the lift amount L2 relative to the valve lifter 16 is as shown in FIG. 6A. As shown in the figure.
[0050]
Therefore, in such a high-speed and high-load region, the valve lift amount increases as shown by the solid line in FIG. 7, the opening timing of each intake valve 12 is advanced, and the closing timing is delayed. As a result, the intake charging efficiency is improved and a sufficient output can be secured.
[0051]
The rotation direction (B2 direction) of the control shaft 32 during the lift increase control from the rotation position of the minimum valve lift control to the maximum valve lift control is the rotation direction (A2) of the rocker arm 23 when the intake valve 12 is opened. , The rotational speed of the control shaft 32 can be increased.
[0052]
Hereinafter, the friction torque characteristics of each part during the rotation of the control shaft 32 in the B2 direction will be considered. FIG. 8 shows the relationship between the phase of the control shaft 32 and the maximum valve lift (Lmax). When the control shaft phase is θ2, Lmax is L1 as described above, and this portion corresponds to FIG. . When the control axis phase is θ1, Lmax is L2 as described above, and this portion corresponds to FIG. Further, when the control axis phase is θ3, Lmax is an intermediate lift L3, which corresponds to FIG. 5 described later. Note that θ2 ′ and θ3 ′ correspond to FIGS. 11 and 12, respectively, illustrating the conventional example. 9 shows torque characteristics acting on the control shaft 32, and FIG. 10 shows load characteristics of each part.
[0053]
The characteristic of FIG. 9 is that the torque of the control shaft 32 during the opening operation (lift up section) of the intake valve 12 is greatly reduced. The reason for this is that in the lift up section, the load F3u acting on the control cam 33 increases due to the friction of each part of the apparatus, and the friction moment Mu received by the control cam 33 from the rocker arm 23 increases accordingly. This is because the control cam 33 works in the direction in which the valve lift increases (direction B2).
[0054]
Specifically, in the lift up section, when the swing cam 17 is lifted (pressed down), the reaction force F from the valve spring 10 acts on the swing cam 17 via the valve lifter 16, and the valve lifter 16 A frictional force Fμu with the swing cam 17 also acts. As a result, a large moment is generated in the swing cam 17, so that a large load of F2u acts on the pivot point z of the rocker arm 23 and the link rod 25, and a large load of F3u is applied to the axis P 1 of the control cam 33. Works.
[0055]
In this phase of the control shaft 32, the arm e of the moment of the load F3u with respect to the axis P2 of the control shaft 32 is also relatively long, and a large moment (Mf) is generated by F3u itself, acting opposite to the B2 direction. To do.
[0056]
Where Mf = F3u × e
Due to the large load F3u, a large friction moment Mu is generated at the axis P1 of the control cam 33. Here, Mu = F3u × μ × r.
[0057]
(R is the radius of the control cam, μ is the coefficient of friction between the rocker arm and the control cam) Due to this Mu, a large moment is also generated in the axis P2 of the control shaft 32 in the same direction.
[0058]
However, since this friction moment Mu acts on the control cam 33 in the lift increasing direction (B2 direction), it cancels out Mf, and as shown in FIG. 9, the control shaft torque in the lift decreasing direction (the opposite direction to B2) is increased. Decrease significantly.
[0059]
In particular, since F3u is large in the uplift section, Mu is also large, and thus the control shaft torque reduction effect by the friction moment is large.
[0060]
Incidentally, the control shaft torque when the friction coefficient μ of each part (between the swing cam and the valve lifter, between the rocker arm and the control cam, etc.) is assumed to be 0 is indicated by a broken line in FIG. The portion A between the broken line and the solid line is reduced by the presence of μ. For this reason, as described above, the control shaft torque in the lift reducing direction (the direction opposite to B) is greatly reduced, and the response in the lift increasing direction is greatly improved.
[0061]
On the other hand, in the lift down section, the direction of the frictional moment due to μ between the rocker arm 23 and the control cam 33 is opposite to B2 and is biased in the lift reduction direction, which is disadvantageous (part B in FIG. 9). As shown in FIG. 10, in the lift down section, the load itself (F3d) acting on the control cam 33 is small (F3d <F3u), so the friction moment Md is also small with respect to Mu in the up section. Yes. As a result, when viewed in total in the up and down sections, the influence of Mu is greater than the influence of Md (Md = F3d × μ × r), and therefore the rotational speed in the direction of increasing the lift becomes faster and the responsiveness is improved. To do.
[0062]
Note that F3d in the lift down section is smaller than F3u in the lift up section in FIG. 5, as described above, in the lift down section, the frictional force Fμd acting on the contact point between the swing cam 17 and the valve lifter 16 in FIG. This is because it does not act as a drag force but moves in a direction to reduce the moment applied to the swing cam 17, whereby F2u decreases, F4d decreases, and F3d also decreases.
[0063]
Further, since the sliding between the rocker arm 23 and the control cam 33 is not a rolling contact using a needle or the like but a surface contact, μ is large, and therefore the friction moment Mu is also large. As a result, the control shaft rotation speed in the lift increasing direction can be significantly increased.
[0064]
On the other hand, there is a concern that due to the increase in the rotational speed, the control shaft 32 may become overwhelmed and exceed the maximum lift control shaft phase θ1. This is particularly likely to occur when there is a variation in μ. In the present embodiment, such an excessive rotation can be prevented by providing the stopper mechanism 34 shown in FIGS.
[0065]
Although the stopper mechanism 34 has been shown as being provided at the maximum lift control axis phase θ1, in the case of application to an engine that does not necessarily require the maximum lift, the position of the stopper is shifted from the position shown in FIG. It is possible to shift a little.
[0066]
In this embodiment, the rocking cam 17 and the rocker arm 23 are mechanically linked by the link rod 25, and in particular, collision due to the rocker arm 23 and the rocking cam 17 being separated can be avoided at high engine speeds. The action of collision input to the shaft 32 is prevented, and a smooth rotating operation of the control shaft 32 is always obtained. In addition, the drive cam 15 and the rocker arm 23 are mechanically linked by the link arm 24. In particular, a collision due to the separation and contact of the rocker arm 23 and the drive cam 15 can be avoided in a high rotation range, and the same effect can be obtained.
[0067]
The present invention is not limited to the configuration of the above-described embodiment, and the variable mechanism can be applied to other configurations including a rocker arm and a swing cam, and can also be applied to the exhaust valve side. Further, as in this embodiment, by supporting the swing cam 17 on the drive shaft 13, the number of parts can be reduced and the size can be reduced, but the swing cam 17 is supported on a support shaft different from the drive shaft 13. It is also possible.
[0068]
【The invention's effect】
  As is clear from the above explanation,Claim 1 or 2With this variable valve device, the rotation direction of the control shaft when controlling in the direction to increase the lift amount is set to be the same as the direction in which the rocking cam opens the engine valve by the rocking force of the rocker arm. The direction of the friction moment that the cam receives from the sliding portion with the rocker arm when the engine valve is opened coincides with the direction in which the lift of the control shaft increases. As a result, the moment acting on the control shaft is reduced, and the control response from the small valve lift to the large valve lift is improved.
  In addition, since the rocker arm and the rocking cam or the rocker arm and the driving cam are mechanically linked by the link arm and the link member, the rocking cam and the rocker arm are separated from each other or the drive cam, especially at high engine speed. Collision due to the rocker arm being separated is avoided, so that an impact input is prevented from acting on the control shaft, and a smooth rotating action is always obtained.
[0069]
  Claim3According to the described invention,In addition to the function and effect of the invention according to claim 1 or 2,Since the friction moment can be increased, the control response from the small valve lift to the large valve lift can be further improved.
[0070]
  Claim4According to the invention described inIn addition to the function and effect of the invention according to claim 1 or 2,The stopper mechanism can prevent the control shaft from rotating excessively in the valve lift increasing direction due to the frictional moment.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a view as seen from an arrow A in FIG. 2 showing a minimum valve lift in an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a perspective view of a main part of the embodiment.
FIG. 3 is a perspective view of a drive cam used in the present embodiment.
FIG. 4 is a lift characteristic diagram of a cam surface of a swing cam.
FIG. 5 is an operation explanatory diagram of the intermediate valve lift according to the present embodiment.
FIG. 6A is an operation explanatory diagram showing a valve opening operation state at the time of the maximum valve lift of this embodiment, and B is an operation explanatory diagram showing the valve opening operation state.
FIG. 7 is a valve lift characteristic diagram of the present embodiment.
FIG. 8 is a control axis phase change characteristic diagram during valve lift.
FIG. 9 is a control shaft torque characteristic diagram according to the present embodiment.
FIG. 10 is a load characteristic diagram acting on each part in the present embodiment.
FIG. 11 is a cross-sectional view showing a variable valve operating apparatus according to a previous application.
FIG. 12 is an operation explanatory diagram of the apparatus of the prior application.
FIG. 13 is a characteristic diagram of control shaft torque in the apparatus of the prior application.
FIG. 14 is a characteristic diagram of load acting on each part in the apparatus of the prior application.
[Explanation of symbols]
11 ... Cylinder head
12 ... Intake valve
13 ... Drive shaft
15 ... Driving cam
16 ... Valve lifter
17 ... Oscillating cam
18 ... Transmission mechanism
19 ... Variable mechanism
23 ... Rocker arm
23a, 23b ... end
23d ... support hole
24 ... Link arm
25 ... Link rod
28 ... pin
32 ... Control axis
33 ... Control cam
P1: Control cam shaft center
P2: Control shaft axis

Claims

機関のクランク軸に同期して回転し、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、バルブスプリングのばね力に抗して機関弁を開作動させる揺動カムと、一端部が前記駆動カムに連係する一方、他端部が前記揺動カムに連係したロッカアームと、該ロッカアームを偏心制御カムを介して揺動自在に支承する制御軸とを備え、機関運転状態に応じて前記制御軸の回転位置を制御してロッカアームの揺動支点位置を変化させて機関弁のリフト量を可変制御する内燃機関の可変動弁装置において、
前記リフト量を増加させる方向へ制御する制御軸の回転方向を、前記揺動カムがロッカアームの揺動力によって機関弁を開作動させる方向と同一に設定すると共に、前記ロッカアームの他端部と揺動カムとをリンク部材によって機械的に連係したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。A drive shaft that rotates in synchronization with the crankshaft of the engine and is provided with a drive cam on the outer periphery, a swing cam that opens the engine valve against the spring force of the valve spring, and one end portion of the drive cam A rocker arm whose other end is linked to the swing cam and a control shaft that swingably supports the rocker arm via an eccentric control cam, and rotates the control shaft according to the engine operating state. In a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that variably controls the lift amount of the engine valve by changing the rocking fulcrum position of the rocker arm by controlling the position,
The rotation direction of the control shaft for controlling the lift amount to be increased is set to be the same as the direction in which the swing cam opens the engine valve by the swinging force of the rocker arm, and swings with the other end of the rocker arm. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, wherein the cam is mechanically linked by a link member .

機関のクランク軸に同期して回転し、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、バルブスプリングのばね力に抗して機関弁を開作動させる揺動カムと、一端部が前記駆動カムに連係する一方、他端部が前記揺動カムに連係したロッカアームと、該ロッカアームを偏心制御カムを介して揺動自在に支承する制御軸とを備え、機関運転状態に応じて前記制御軸の回転位置を制御してロッカアームの揺動支点位置を変化させて機関弁のリフト量を可変制御する内燃機関の可変動弁装置において、
前記リフト量を増加させる方向へ制御する制御軸の回転方向を、前記揺動カムがロッカアームの揺動力によって機関弁を開作動させる方向と同一に設定すると共に、前記ロッカアームの一端部と駆動カムとをリンクアームによって機械的に連係したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 A drive shaft that rotates in synchronization with the crankshaft of the engine and is provided with a drive cam on the outer periphery, a swing cam that opens the engine valve against the spring force of the valve spring, and one end portion of the drive cam A rocker arm whose other end is linked to the swing cam and a control shaft that swingably supports the rocker arm via an eccentric control cam, and rotates the control shaft according to the engine operating state. In a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that variably controls the lift amount of the engine valve by changing the rocking fulcrum position of the rocker arm by controlling the position,
The rotational direction of the control shaft that controls the lift amount to be increased is set to be the same as the direction in which the rocking cam opens the engine valve by the rocking force of the rocker arm, and one end of the rocker arm and the drive cam A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, wherein the two are mechanically linked by a link arm .

前記制御カムの外周面と前記ロッカアームに形成されて前記制御カムが嵌合摺動する支持孔の内周面とを面接触するように形成したことを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関の可変動弁装置。 The outer peripheral surface of the control cam and the inner peripheral surface of a support hole formed on the rocker arm and engaged with the control cam are formed in surface contact with each other. A variable valve operating device for an internal combustion engine.

前記制御軸のリフト増加方向への最大回転位置を規制するストッパ機構を設けたことを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関の可変動弁装置。 The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1 or 2 , further comprising a stopper mechanism for restricting a maximum rotational position of the control shaft in the lift increasing direction .

前記ロッカアームの一端部と駆動カムとをリンクアームによって機械的に連係したことを特徴とする請求項１，３または４のいずれかに記載の内燃機関の可変動弁装置。5. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein one end of the rocker arm and a drive cam are mechanically linked by a link arm.