JP4706867B2 - Variable valve operating device for internal combustion engine - Google Patents

Description

本発明は、バルブを駆動するバルブ駆動出力を連続的に制御する内燃機関の可変動弁装置に関する。   The present invention relates to a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that continuously controls a valve drive output for driving a valve.

自動車に搭載されるレシプロ式のエンジン（内燃機関）では、エンジンの排出ガスの対策やポンピングロスの改善を図るために、シリンダヘッドに、少なくとも吸気バルブのバルブ特性を連続的に制御する可変動弁装置を搭載することが行われる。
こうした可変動弁装置の多くは、吸入空気量の調整を担うために、バルブリフト量を連続的に変化させる可変動弁機構が用いられる。この可変動弁機構には、カムシャフトに形成されている吸気バルブ用カム（回転カム）のカム変位を受けてバルブ駆動出力を出力させる構造と、得られるバルブ駆動出力（バルブリフト量や開閉タイミングや開弁期間など）を、制御シャフトから入力される回動変位にしたがい連続的に可変させる構造とを組み合わせた装置が用いられる。 In reciprocating engines (internal combustion engines) installed in automobiles, a variable valve that continuously controls at least the valve characteristics of the intake valve at the cylinder head to prevent engine exhaust and improve pumping loss. The device is mounted.
Many of these variable valve operating apparatuses use a variable valve operating mechanism that continuously changes the valve lift amount in order to adjust the intake air amount. This variable valve mechanism has a structure that outputs the valve drive output in response to the cam displacement of the intake valve cam (rotary cam) formed on the camshaft, and the resulting valve drive output (valve lift amount and opening / closing timing). Or a valve opening period) is used in combination with a structure that continuously varies according to the rotational displacement input from the control shaft.

多くは、制御シャフトの操作により、最小の低リフトのとき、吸気バルブ用カムのトップ側のカムプロフィルだけを使用して吸気バルブを駆動し、最大の高リフトのとき、吸気バルブ用カムのトップ部からベース円のまでの全域のカムプロフィルを使用して吸気バルブを駆動するといったように、吸気バルブ用カムのカムプロフィルの各部を使い分けて、低リフト域から高リフト域までを連続的に可変させる構造が用いられる（例えば特許文献１を参照）。
特開２００５−２９９５３６号公報 In many cases, the control shaft operates to drive the intake valve using only the cam profile on the top side of the intake valve cam at the minimum low lift, and at the top of the intake valve cam at the maximum high lift. The cam profile of the intake valve cam is used separately, such as driving the intake valve using the cam profile of the entire area from the base to the base circle, and continuously variable from the low lift range to the high lift range. The structure to be used is used (see, for example, Patent Document 1).
JP 2005-299536 A

ところで、通常、カムシャフトのカムは、図１５に示されるような車両のある特定の要求運転を考慮して、上り区間ａと下り区間ｂとの全体を規定したバルブリフト曲線のカムプロフィルをもつ。
ところが、可変動弁装置を搭載したエンジンは、スロットルバルブの代わりに可変動弁装置が用いられる。このため、可変動弁装置にも、スロットルバルブで得ていた種々の性能が求められる。具体的には、スロットルバルブで吸入空気量を制御するエンジンでは、スロットルバルブを用いて、車両の市街地走行のときは（負荷：小）、安定して性能が発揮されるよう、低・中負荷の変化に俊敏にエンジン出力を追従させることを行ったり、高速走行や山岳路の走行では（負荷：高）、できるだけエンジン出力を高めることを行ったりしていた。 By the way, the cam of the camshaft usually has a cam profile of a valve lift curve that defines the whole of the up section a and the down section b in consideration of a specific required operation of the vehicle as shown in FIG. .
However, an engine equipped with a variable valve device uses a variable valve device instead of a throttle valve. For this reason, the variable valve operating system is also required to have various performances obtained with the throttle valve. Specifically, an engine that controls the amount of intake air with a throttle valve uses a throttle valve, so that when the vehicle is traveling in an urban area (load: small), low / medium load is used to ensure stable performance. The engine output was made to follow the change of the engine quickly, and the engine output was increased as much as possible when driving at high speed and mountain road (load: high).

ところが、通常並みのカムプロファイルとした吸気バルブ用カムを用いた可変動弁装置は、特定の要求運転を考慮したカムのカムプロフィルの各部が使い分けられるだけなので、低・中負荷運転時における低リフトに制御されている際の高応答性が得られず、高負荷運転時における高リフトに制御されている際のエンジン出力特性も十分に得られなかった。   However, a variable valve system using an intake valve cam with a cam profile similar to the normal one can only use different parts of the cam profile of the cam considering specific required operation, so low lift during low / medium load operation High responsiveness when being controlled at high speeds was not obtained, and sufficient engine output characteristics were not obtained when controlled at high lift during high load operation.

そこで、本発明の目的は、車両の低・中負荷運転時の高応答性能と、車両の高負荷運転時の高出力性能との双方が両立可能な内燃機関の可変動弁装置を提供することにある。   Accordingly, an object of the present invention is to provide a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that can achieve both high response performance during low / medium load operation of the vehicle and high output performance during high load operation of the vehicle. It is in.

請求項１に記載の発明は、上記目的を達成するために、吸気バルブ用カムを有するカムシャフトと、吸気バルブ用カムを受けてバルブ駆動出力を出力し、当該バルブ駆動出力を、前記吸気バルブ用カムの同一のカムプロフィルの各部の使い分けにより、低リフト域から高リフト域まで連続的に可変制御する可変動弁機構と、低リフト域に制御されたときの閉弁特性と、高リフト域に制御されたときの閉弁特性とを、車両の要求運転特性にしたがい変更させる閉弁特性変更手段とを有し、閉弁特性変更手段は、吸気バルブ用カムの下り区間を形成するカムプロフィルのうちの低リフト時の閉弁タイミングで用いる低リフト域の勾配をＡとし、同じく高リフト時の閉弁タイミングで用いる高リフト域の勾配をＢとしたとき、勾配Ａ，ＢをＡ＜Ｂに設定させ、低リフト域の勾配Ａは、内燃機関の吸気行程のピストンが下死点に至る以前のタイミングで閉弁が行われる下り区間のカムプロフィルで設定され、高リフト域の勾配Ｂは、内燃機関の吸気行程のピストンが下死点を通過した以降のタイミングで閉弁が行われる下り区間のカムプロフィルで設定され、低リフト域に制御されたときの閉弁速度より高リフト域に制御されたときの閉弁速度を早くすることとした。
同構成により、低リフト時の閉弁や高リフト時の閉弁において車両の要求運転特性に合わせた適切な閉弁特性が得られる。 In order to achieve the above object, the invention according to claim 1 receives a camshaft having an intake valve cam and an intake valve cam, outputs a valve drive output, and outputs the valve drive output to the intake valve. A variable valve mechanism that continuously and variably controls from a low lift range to a high lift range by using different parts of the same cam profile for a cam, valve closing characteristics when controlled to a low lift range, and a high lift range Valve closing characteristic changing means for changing the valve closing characteristic when controlled to the required operating characteristic of the vehicle, and the valve closing characteristic changing means is a cam profile that forms a descending section of the intake valve cam. The gradient of the low lift region used at the valve closing timing at the time of low lift is A, and the gradient of the high lift region used at the valve closing timing at the time of the high lift is B, the gradients A and B are A <B In The slope A of the low lift region is set by the cam profile of the descending section where the valve is closed at the timing before the piston of the intake stroke of the internal combustion engine reaches the bottom dead center, and the slope B of the high lift region is Set in the cam profile of the descending section where the valve is closed at the timing after the piston of the intake stroke of the internal combustion engine passes the bottom dead center, and is controlled to a higher lift range than the valve closing speed when controlled to the low lift range It was decided to increase the valve closing speed when it was done .
With this configuration, it is possible to obtain appropriate valve closing characteristics that match the required driving characteristics of the vehicle when the valve is closed during low lift or during high lift.

好ましくは、閉弁特性は閉弁速度であって、低リフト時の閉弁は、低・中負荷運転に適する遅い閉弁速度の閉弁タイミングで行われ、高リフト時の閉弁は、高負荷運転に適する速い閉弁速度の閉弁タイミングで行える。実際のバルブリフトは複数のカムやロッカアームのてこ比の合成により得られるが、閉弁特性を制御するのはクランクと同調して回転するカムにて最初に設定するのが望ましい。なお、ここでの閉弁速度はバルブのリフトが低下し、バルブシートに着座時点を含む最大バルブリフトの１／３以下のリフト領域の弁速度を指す。   Preferably, the valve closing characteristic is the valve closing speed, and the valve closing at the time of low lift is performed at the closing timing of a slow valve closing speed suitable for low / medium load operation, and the valve closing at the time of high lift is high. It can be done at the closing timing of fast closing speed suitable for load operation. The actual valve lift can be obtained by combining the lever ratios of a plurality of cams and rocker arms, but it is desirable to set the valve closing characteristics first with a cam that rotates in synchronization with the crank. Here, the valve closing speed indicates a valve speed in a lift region equal to or less than 1/3 of the maximum valve lift including the time when the valve lift is lowered and the valve seat is seated.

請求項１の発明によれば、低リフトに制御されるときは、低・中負荷運転に適した閉弁特性で閉弁が行え、可変応答性が高められる。高リフトに制御されるときは、高負荷運転に適した閉弁特性で閉弁が行え、出力が高められ、バルブリフト変化は最適化される。
しかも、低リフト域に制御されたときの閉弁速度より高リフト域に制御されたときの閉弁速度を早くすることにより、低リフト域の運転時は、低・中負荷の変化にエンジン出力を応答性よく追従させることができ、高リフト域の運転時は、閉弁速度の増大によりエンジン出力を高めることができる。それ故、車両の低・中負荷運転時の高応答性能と、車両の高負荷運転時の高出力性能との双方を確保することができる。 According to the first aspect of the invention, when controlled to a low lift, the valve can be closed with a valve closing characteristic suitable for low / medium load operation, and the variable responsiveness is enhanced. When controlled to a high lift, the valve can be closed with a valve closing characteristic suitable for high-load operation, the output is increased, and the valve lift change is optimized.
In addition , by increasing the valve closing speed when controlled to a higher lift range than the valve closing speed when controlled to a lower lift range, the engine output is affected by changes in low and medium loads during low lift operation. The engine output can be increased by increasing the valve closing speed during operation in a high lift range. Therefore, it is possible to ensure both high response performance during low / medium load operation of the vehicle and high output performance during high load operation of the vehicle.

そのうえ、吸気バルブ用カムの下り区間のカムプロフィルの各部の勾配（傾斜）を設定するだけで、低リフト域と高リフト域とで閉弁速度を変化させることができ、簡単な構造で、低リフト運転時の高応答性と高リフト運転時の高出力性能を向上させることができる。 Moreover, simply by setting the slope of each section of the cam profile of the down section of the cam intake valve (inclination) in the low lift region and the high lift region Ki out changing the valve closing speed, with easy single structure In addition, high responsiveness during low lift operation and high output performance during high lift operation can be improved.

さらに、ピストンの下死点に相当する地点を基準として吸気バルブ用カムの下り区間のカムプロフィルの勾配を変更させるだけで、簡単に低リフト運転時の高応答性と高リフト運転時の高出力性能を確保することができる。 Furthermore , by simply changing the slope of the cam profile in the descending section of the intake valve cam based on the point corresponding to the bottom dead center of the piston, high response during low lift operation and high output during high lift operation are easily achieved. Performance can be ensured .

以下、本発明を図１〜図１２に示す第１の実施形態にもとづいて説明する。
図１は、内燃機関、例えば直列４気筒レシプロ式ガソリンエンジンの本体の斜視図、図２は図１中のＡ−Ａ線に沿う断面図、図３は図１中のロッカカバー、タイミングチェーンカバーを取り外したエンジンの斜視図、図４は図３中の動弁系を取り外した分解斜視図、図５は図３中のＢ−Ｂ線に沿う可変動弁装置の断面図、図６は図３中のＣ−Ｃ線に沿う可変動弁装置の断面図、図７はバルブリフト性能の線図、図８はカムバルブリフト曲線の線図、図９〜図１２は可変動弁装置の各部の動き示す断面図をそれぞれ示している。 The present invention will be described below based on the first embodiment shown in FIGS.
1 is a perspective view of a main body of an internal combustion engine, for example, an in-line four-cylinder reciprocating gasoline engine, FIG. 2 is a sectional view taken along line AA in FIG. 1, and FIG. 3 is a rocker cover and timing chain cover in FIG. 4 is an exploded perspective view with the valve system in FIG. 3 removed, FIG. 5 is a cross-sectional view of the variable valve system along the line BB in FIG. 3, and FIG. 7 is a cross-sectional view of the variable valve operating device along line CC in FIG. 3, FIG. 7 is a valve lift performance diagram, FIG. 8 is a cam valve lift curve diagram, and FIGS. 9 to 12 are parts of the variable valve operating device. FIG.

図１中１は、エンジン本体を構成するシリンダブロック、２は同じくシリンダブロック１の上部に搭載されたシリンダヘッド、３は同じくシリンダヘッド２の上方を覆うロッカカバー、４は同じくシリンダブロック１の下部に設けられたオイルパン、１ａはシリンダブロック１の前部に設けられたタイミングチェーンカバーである。
シリンダブロック１には、図５に示されるようにエンジンの前後方向に沿って４つの気筒６（一部だけ図示）が形成されている。これら気筒６には、ピストン７がそれぞれ往復動可能に収めてある。これらピストン７が、コンロッド８、クランクピン９ａを介して、シリンダブロック１の前後方向に配設されたクランクシャフト９に連結され、ピストン７から伝わる往復運動が回転運動に変換されながらクランクシャフト９へ出力されるようにしている。 In FIG. 1, 1 is a cylinder block constituting the engine body, 2 is a cylinder head mounted on the cylinder block 1, 3 is a rocker cover that also covers the cylinder head 2, and 4 is a lower portion of the cylinder block 1. 1 is a timing chain cover provided at the front of the cylinder block 1.
As shown in FIG. 5, the cylinder block 1 is formed with four cylinders 6 (only a part of which is shown) along the longitudinal direction of the engine. In these cylinders 6, pistons 7 are housed so as to be reciprocally movable. These pistons 7 are connected to a crankshaft 9 disposed in the front-rear direction of the cylinder block 1 via connecting rods 8 and crankpins 9a, and the reciprocating motion transmitted from the pistons 7 is converted into rotational motions to the crankshaft 9. It is trying to output.

シリンダヘッド２の下面には、図５に示されるように４つの気筒６にならってそれぞれ燃焼室１１が形成されている。これら燃焼室１１の両側には、一対の吸気ポート１２、一対の排気ポート１３（いずれも片側だけ図示）が形成してある。シリンダヘッド２の上部中央は前後方向に渡り凹んでいる。そして、凹部２ａの両側がそれぞれ側方に張り出している。また燃焼室１１の両側には、気筒６毎、吸気ポート１２を開閉する吸気バルブ１４、排気ポート１３を開閉する排気バルブ１５が設けられている。なお、吸気バルブ１４、排気バルブ１５は、いずれもバルブスプリング１６によって閉じる方向へ付勢される常閉式である。   As shown in FIG. 5, combustion chambers 11 are formed on the lower surface of the cylinder head 2 following the four cylinders 6. A pair of intake ports 12 and a pair of exhaust ports 13 (both only one side is shown) are formed on both sides of the combustion chamber 11. The upper center of the cylinder head 2 is recessed in the front-rear direction. And the both sides of the recessed part 2a have protruded to the side, respectively. On both sides of the combustion chamber 11, an intake valve 14 that opens and closes the intake port 12 and an exhaust valve 15 that opens and closes the exhaust port 13 are provided for each cylinder 6. The intake valve 14 and the exhaust valve 15 are both normally closed types that are urged in a closing direction by a valve spring 16.

シリンダヘッド２の上部に形成された凹部２ａには、図２〜図６に示されるようにＳＯＨＣ式の動弁機構で構成される可変動弁装置２０が搭載されている。この可変動弁装置２０はロッカカバー３内に収められている。可変動弁装置２０には、カムシャフト２６と共に、吸気バルブ１４のバルブ特性を連続的に可変する可変動弁機構２１と、排気バルブ１５を通常の一義的に開閉させるロッカアーム機構２２とを１つに集約してユニットにした構造が用いられている。   As shown in FIGS. 2 to 6, a variable valve operating device 20 composed of a SOHC valve operating mechanism is mounted in the recess 2 a formed in the upper part of the cylinder head 2. The variable valve gear 20 is housed in the rocker cover 3. The variable valve operating device 20 includes a camshaft 26, a variable valve mechanism 21 that continuously changes the valve characteristics of the intake valve 14, and a rocker arm mechanism 22 that opens and closes the exhaust valve 15 uniquely. A structure that is integrated into a unit is used.

すなわち、可変動弁装置２０を説明すると、図１〜図６中２５は保持部材、２６はカムシャフト、２７は排気用ロッカシャフト、２８は吸気用ロッカシャフトを兼ねる制御シャフト、２９は支持シャフトである。各シャフト２６〜２９は、いずれもエンジンの前後方向に延びたシャフト部材で形成される。このうちカムシャフト２６には、図５の一部に示されるように気筒毎に、カム群、例えば吸気用カム２６ａ（本願のカム、吸気バルブ用カムに相当）と、その両側に配置された一対の排気用カム２６ｂ（図５に一部だけ図示）といった３つのカムが形成されている。   1 to 6, reference numeral 25 denotes a holding member, 26 denotes a camshaft, 27 denotes an exhaust rocker shaft, 28 denotes a control shaft that also serves as an intake rocker shaft, and 29 denotes a support shaft. is there. Each of the shafts 26 to 29 is formed of a shaft member that extends in the front-rear direction of the engine. Of these, as shown in a part of FIG. 5, the camshaft 26 is arranged on each side of a cam group, for example, an intake cam 26 a (corresponding to the cam of the present application, an intake valve cam), for each cylinder. Three cams such as a pair of exhaust cams 26b (only part of which are shown in FIG. 5) are formed.

保持部材２５は、シリンダヘッド２の上部の各地点、例えば気筒列の最前部、気筒間、最後部にそれぞれ配置される。保持部材２５は、いずれも図６に示されるようにホルダ部３２と、同ホルダ部３２の下端部に組付くキャップ部３３との組み合わせから構成される。そして、カムシャフト２６は、各ホルダ部３２の下端面に形成されたジャーナル面と、キャップ部３３の上面に形成されたジャーナル面との間に挟み込まれて回転自在に支持される。制御シャフト２８は、各ホルダ部３２の中段の吸気側（幅方向一側）で回転自在に支持される。排気用ロッカシャフト２７は、各ホルダ部３２の中段の制御シャフト２８とは反対となる排気側（幅方向他一側）で固定される。さらに支持シャフト２９は、各ホルダ部３２の上部で固定される。各ホルダ部３２の両側には、図６に示されるように排気用ロッカシャフト２７、制御シャフト２８の近辺の地点に位置して、一対の固定座３４が形成される。こうした構造により、シリンダヘッド２に搭載可能なフレーム構造を形成している。   The holding member 25 is disposed at each point on the upper part of the cylinder head 2, for example, at the frontmost part, between the cylinders, and at the rearmost part of the cylinder row. As shown in FIG. 6, the holding member 25 includes a combination of a holder portion 32 and a cap portion 33 that is assembled to the lower end portion of the holder portion 32. The camshaft 26 is sandwiched between a journal surface formed on the lower end surface of each holder portion 32 and a journal surface formed on the upper surface of the cap portion 33 and is rotatably supported. The control shaft 28 is rotatably supported on the intake side (one side in the width direction) of the middle stage of each holder portion 32. The exhaust rocker shaft 27 is fixed on the exhaust side (the other side in the width direction) opposite to the middle control shaft 28 of each holder portion 32. Further, the support shaft 29 is fixed at the upper part of each holder portion 32. As shown in FIG. 6, a pair of fixed seats 34 are formed on both sides of each holder portion 32 at positions near the exhaust rocker shaft 27 and the control shaft 28. With this structure, a frame structure that can be mounted on the cylinder head 2 is formed.

同フレームには、気筒毎に、可変動弁機構２１とロッカアーム機構２２が組み付いている。可変動弁機構２１には、いずれも例えば図５に示されるようにロッカアーム４０、スイングカム５０、センタロッカアーム６０を組み合わせた構造が用いられている。
すなわち、図３および図４に示されるようにロッカアーム４０は、二股に分かれたアーム部材が用いられる。このアーム部材の中央部が図５に示されるように制御シャフト２８に回動自在に支持され、アーム部材の先端部に設けたアジャストスクリュ部４１をフレームの側方へ張り出させ、アーム部材の基端部に設けたニードルローラ４２を支持シャフト２９側へ配置させている。 In the same frame, a variable valve mechanism 21 and a rocker arm mechanism 22 are assembled for each cylinder. For example, as shown in FIG. 5, the variable valve mechanism 21 has a structure in which a rocker arm 40, a swing cam 50, and a center rocker arm 60 are combined.
That is, as shown in FIG. 3 and FIG. 4, the rocker arm 40 is an arm member divided into two parts. As shown in FIG. 5, the central portion of the arm member is rotatably supported by the control shaft 28, and an adjustment screw portion 41 provided at the distal end portion of the arm member is projected to the side of the frame, A needle roller 42 provided at the base end is disposed on the support shaft 29 side.

スイングカム５０は、図３〜図５に示されるように一端部が支持シャフト２９に回動自在に支持され、他端部がロッカアーム４０のニードルローラ４２に向かって突き出る揺動カム部材で形成される。他端面に形成されているカム面５１は、ニードルローラ４２と転接する。揺動カム部材の下部には滑りローラ５２が回転自在に組み込まれている。
センタロッカアーム６０は、図５に示されるように吸気用カム２６ａ、制御シャフト２８、滑りローラ５２で囲まれる地点に配置される。センタロッカアーム６０は、上方の滑りローラ５２へ向かうアーム部６１と、横方向となる制御シャフト２８直下へ向かうアーム部６２とにより、Ｌ形に形成される。アーム部６１の先端面に形成されている斜面６１ａ（例えば制御シャフト側が低、支持シャフト側が高の面）は、スイングカム５０の滑りローラ５２と転接する。アーム部６１，６２の交差する部分に支持されている滑りローラ６３は、吸気用カム２６ａのカム面と転接し、バルブ駆動出力としての吸気用カム２６ａのカム変位がアーム部６１を通じて、スイングカム５０へ出力されるようにしている。 As shown in FIGS. 3 to 5, the swing cam 50 is formed of a swing cam member having one end rotatably supported by the support shaft 29 and the other end protruding toward the needle roller 42 of the rocker arm 40. The The cam surface 51 formed on the other end surface is in rolling contact with the needle roller 42. A sliding roller 52 is rotatably incorporated in the lower portion of the swing cam member.
As shown in FIG. 5, the center rocker arm 60 is disposed at a point surrounded by the intake cam 26 a, the control shaft 28, and the sliding roller 52. The center rocker arm 60 is formed in an L shape by an arm portion 61 that extends toward the upper sliding roller 52 and an arm portion 62 that extends directly below the control shaft 28 in the lateral direction. A slope 61 a (for example, a surface having a low control shaft side and a high support shaft side) formed on the tip surface of the arm portion 61 is in contact with the sliding roller 52 of the swing cam 50. The sliding roller 63 supported by the intersecting portion of the arm portions 61 and 62 is brought into rolling contact with the cam surface of the intake cam 26a, and the cam displacement of the intake cam 26a as a valve drive output is passed through the arm portion 61 through the swing cam. Output to 50.

アーム部６２端に屈曲自在に支持されているピン部６４は、制御シャフト２８に形成されている通孔６５に回動自在に差し込まれている。この差込みにより、センタロッカアーム６０は、屈曲点を支点として揺動自在に支持される。このセンタロッカアーム６０の組み込み構造により、制御シャフト２８が回動変位すると、センタロッカアーム３５は、吸気用カム２６ａとの転接位置を変更しながら、カムシャフト１６と交差する方向（進角方向や遅角方向）へ変位する。   The pin part 64 supported at the end of the arm part 62 so as to be freely bent is inserted into a through hole 65 formed in the control shaft 28 so as to be freely rotatable. By this insertion, the center rocker arm 60 is swingably supported with the bending point as a fulcrum. When the control shaft 28 is rotationally displaced by the built-in structure of the center rocker arm 60, the center rocker arm 35 changes the direction of contact with the intake cam 26a and the direction intersecting the cam shaft 16 (advance direction or delay). (Angular direction).

この変位により、センタロッカアーム６０から出力されるバルブ駆動出力、例えば吸気バルブ１４のバルブリフト量や開閉タイミングが、同時に連続的に可変される。すなわち、図５に示されるようにカム面５１は、上部側が吸気用カム２６ａのベース円に相当するベース円区間αとし、下部側がベース円区間と連続したリフト区間β（吸気用カム２６ａの上り区間２６ｘと下り区間２６ｙのカムプロフィルとが共通に関与する領域）としてある。   Due to this displacement, the valve drive output output from the center rocker arm 60, for example, the valve lift amount and the opening / closing timing of the intake valve 14 are continuously varied simultaneously. That is, as shown in FIG. 5, the cam surface 51 has a base circle section α corresponding to the base circle of the intake cam 26a on the upper side and a lift section β continuous with the base circle section on the lower side (upward of the intake cam 26a). The area 26x and the cam profile of the descending section 26y are commonly involved).

これにより、センタロッカアーム６０の滑りローラ６３が、吸気用カム２６ａの進角方向あるいは遅角方向へ変位すると、スイングカム５０の姿勢が変化して、ニードルローラ４２が揺動するカム面５１の領域が変化する。つまり、ニードルローラ４２が揺動するベース区間αとリフト区間βの比率が変わる。この進角方向の位相変化、遅角方向の位相変化を伴うベース区間α、リフト区間βの比率の変化により、吸気バルブ１４のバルブリフト量が、例えば図７に示されるように吸気用カム２６ａのトップのカムプロフィルがもたらす低リフトＶ１から、吸気用カム２６ａの頂部から基端部までの全体のカムプロフィルがもたらす高リフトＶ７まで連続的に可変される。また同時に吸気バルブ１４の開閉タイミングは、開弁時期よりも閉弁時期が大きく可変される。   Thereby, when the sliding roller 63 of the center rocker arm 60 is displaced in the advance angle direction or the retard angle direction of the intake cam 26a, the posture of the swing cam 50 changes, and the region of the cam surface 51 where the needle roller 42 swings is changed. Changes. That is, the ratio of the base section α and the lift section β where the needle roller 42 swings changes. Due to the change in the ratio of the base section α and the lift section β that accompanies the phase change in the advance direction and the phase change in the retard direction, the valve lift amount of the intake valve 14 becomes, for example, as shown in FIG. From the low lift V1 provided by the top cam profile to the high lift V7 provided by the entire cam profile from the top to the base end of the intake cam 26a. At the same time, the opening / closing timing of the intake valve 14 is varied more greatly than the opening timing.

つまり、可変動弁機構２１は、低リフト〜高リフトまでをリフト可変範囲として、バルブリフト量や開閉タイミングが連続的に可変できるようにしてある。なお、通孔６５には、ピン部６４の突出し量を調整するためのねじ部材６６が進退可能に螺挿してある（気筒毎のバルブ開閉時期やバルブリフト量の調整のため）。
ロッカアーム機構２２（排気側）は、図５に示されるように一対のロッカアーム６７をもつ（片側しか図示せず）。この一対のロッカアーム６７は、センタロッカアーム３５の両側に位置し、排気用ロッカシャフト２７に回動自在に支持される。そして、一端部に有るローラ部材（図示しない）を排気用カム２６ｂのカム面に転接させ、他端部に有るアジャストスクリュ部６７ａをフレームの側方へ張り出させている。 That is, the variable valve mechanism 21 is configured so that the valve lift amount and the opening / closing timing can be continuously varied with the lift variable range from low lift to high lift. A screw member 66 for adjusting the protruding amount of the pin portion 64 is screwed into the through hole 65 so as to be able to advance and retract (for adjusting the valve opening / closing timing and valve lift amount for each cylinder).
The rocker arm mechanism 22 (exhaust side) has a pair of rocker arms 67 as shown in FIG. 5 (only one side is shown). The pair of rocker arms 67 are positioned on both sides of the center rocker arm 35 and are rotatably supported by the exhaust rocker shaft 27. A roller member (not shown) at one end is brought into rolling contact with the cam surface of the exhaust cam 26b, and an adjusting screw portion 67a at the other end is projected to the side of the frame.

こうした各構造により、カムシャフト２６、可変動弁機構２１、ロッカアーム機構２２を１つに集約させている。このユニット化された可変動弁装置２０の各固定座３４が、図４および図６に示されるように凹部２ａ（シリンダヘッド２）の底面から突き出ているボス部１７に設置される。そして、各固定座３４は、図３および図６に示されるように該固定座３４およびシリンダヘッド２を通じて、シリンダブロック１へねじ込まれるシリンダヘッドボルト１８により、シリンダヘッド２と一緒に固定される（共締め）。なお、最前部、最後部の保持部材２５については、別の固定ボルト１８ａでもシリンダヘッド２に固定してある。   With these structures, the camshaft 26, the variable valve mechanism 21, and the rocker arm mechanism 22 are integrated into one. Each fixed seat 34 of the unitized variable valve apparatus 20 is installed on the boss portion 17 protruding from the bottom surface of the recess 2a (cylinder head 2) as shown in FIGS. Each fixed seat 34 is fixed together with the cylinder head 2 by a cylinder head bolt 18 screwed into the cylinder block 1 through the fixed seat 34 and the cylinder head 2 as shown in FIGS. Tighten together). The foremost and rearmost holding members 25 are also fixed to the cylinder head 2 with other fixing bolts 18a.

この可変動弁装置２０の搭載により、図５に示されるように各ロッカアーム４０（吸気用）のアジャストスクリュ部４１は、シリンダヘッド２に組み付けてある吸気バルブ１４のステム端に配置され、排気用ロッカアーム６７のアジャストスクリュ部６７ａは、シリンダヘッド２に組み付けてある排気バルブ１５のステム端に配置される。なお、６８は、スイングカム５０に組み付くプッシャである。同プッシャ６８は、スイングカム５０を介してセンタロッカアーム６０を吸気用カム２６ａへ押し付ける部品である。   As shown in FIG. 5, the adjustment valve portion 41 of each rocker arm 40 (for intake air) is disposed at the stem end of the intake valve 14 assembled to the cylinder head 2 as shown in FIG. An adjusting screw portion 67 a of the rocker arm 67 is disposed at the stem end of the exhaust valve 15 assembled to the cylinder head 2. A pusher 68 is assembled to the swing cam 50. The pusher 68 is a component that presses the center rocker arm 60 against the intake cam 26 a via the swing cam 50.

またカムシャフト２６の一端部は、例えば図４に示されるようにシリンダヘッド１の凹部２ａを囲う端壁に有る貫通部１ｂを通じて、前方へ突き出る。この突き出たカムシャフト２６の端部には、図１〜図３に示されるようにカムスプロケット７０が設けられる。このカムスプロケット７０とクランクシャフト９の一端部に設けたクランクスプロケット７１間に無端状のタイミングチェーン７２が掛け渡され、カムシャフト２６がクランク出力で回転されるようにしている。   Further, one end portion of the camshaft 26 protrudes forward through a penetrating portion 1b provided on an end wall surrounding the concave portion 2a of the cylinder head 1 as shown in FIG. A cam sprocket 70 is provided at the protruding end of the camshaft 26 as shown in FIGS. An endless timing chain 72 is stretched between the cam sprocket 70 and a crank sprocket 71 provided at one end of the crankshaft 9 so that the camshaft 26 is rotated by crank output.

このカムシャフト２６との連携により、低リフト〜高リフトの範囲において、吸入空気が効果的に気筒６内へ吸い込めるよう、例えば図７中のバルブリフト特性に示されるようにＶ１〜Ｖ３など低リフトや中リフトの閉弁は、吸気行程のピストン７が下死点に至る以前のタイミングで行われ、Ｖ４〜Ｖ６など高リフトの閉弁は、吸気行程のピストン７が下死点を通過した以降のタイミングで行われるようにしている。   By the cooperation with the camshaft 26, the intake air can be effectively sucked into the cylinder 6 in the range of low lift to high lift, for example, as shown by the valve lift characteristics in FIG. The closing of the lift or middle lift is performed at a timing before the piston 7 in the intake stroke reaches the bottom dead center, and the closing of the high lift such as V4 to V6 has passed the bottom dead center of the piston 7 in the intake stroke. It is performed at the following timing.

一方、図３に示されるようにシリンダヘッド１の最前部には、制御シャフト２８を駆動する駆動装置８０が設けられている。駆動装置８０は、可変動弁機構２１と共に可変動弁装置２０を構成する装置で、回転駆動源としての例えば電動モータ８１と、電動モータ８１とは別体な伝達機構、例えばウォームギヤ減速機構８２を組み合わせた構造が用いられる。ウォームギヤ減速機構８２には、例えば扇形のウォームホイールギヤ８３とこれと噛合うウォームシャフトギヤ８４との組み合わせが用いられる。そして、このうちウォームシャフトギヤ８４を含む部分を、ウォームホイールギヤ８３とは別体なウォームシャフトギヤユニット８５としてユニット化してある。   On the other hand, as shown in FIG. 3, a drive device 80 that drives the control shaft 28 is provided at the foremost portion of the cylinder head 1. The drive device 80 is a device that constitutes the variable valve mechanism 20 together with the variable valve mechanism 21, and includes, for example, an electric motor 81 as a rotational drive source, and a transmission mechanism separate from the electric motor 81, for example, a worm gear reduction mechanism 82. A combined structure is used. For the worm gear reduction mechanism 82, for example, a combination of a fan-shaped worm wheel gear 83 and a worm shaft gear 84 meshing therewith is used. Of these, the portion including the worm shaft gear 84 is unitized as a worm shaft gear unit 85 separate from the worm wheel gear 83.

すなわち、扇形のウォームホイールギヤ８３は、図２〜図４に示されるように扇形板状の本体８６の外周縁部に多数のギヤ歯８７を有し、回動中心部に取付座８８を有した板状部品が用いてある。この扇形部品の据付座８８が、最前部のホルダ部３２から前方へ臨む制御シャフト２８の軸端に固定ボルト８９で固定され、ギヤ歯８７をシリンダヘッド２の上方に配置させている。   That is, the fan-shaped worm wheel gear 83 has a large number of gear teeth 87 on the outer peripheral edge portion of the fan-shaped plate-shaped main body 86 as shown in FIGS. A plate-shaped part is used. This fan-shaped component mounting seat 88 is fixed to the shaft end of the control shaft 28 facing forward from the foremost holder portion 32 by a fixing bolt 89, and the gear teeth 87 are arranged above the cylinder head 2.

ウォームシャフトギヤユニット８５は、例えば図２〜図４に示されるようにフレーム９０をもつ。フレーム９０は、シリンダヘッド２の幅方向に延びるベース部９０ａと、同ベース部９０ａの両端部からシリンダヘッド２の前後方向に延びる一対のアーム部９０ｂを有する。アーム部９０ｂの先端部には、それぞれ軸受孔９０ｃ（図２に図示）が形成されている。ウォームシャフトギヤ８４は、中間にウォームギヤ歯８４ａをもつシャフト８４ｂが用いてある。このシャフト８４ｂの両端部がそれぞれ軸受孔９０ｃで回転自在に支持され、一対のアーム部９０ｂ間にウォームギヤ部８４ｂを配置させている。そして、アーム部９０ｂを突き出るシャフト８４ｂの端部には、オルダム継手９１を構成する雄部９１ａおよび雌部９１ｂの一方、例えば雄部９１ａが連結してある。またベース部９０ａの両端部には、シリンダヘッド２に搭載するための設置座９２がそれぞれ形成されている。   The worm shaft gear unit 85 has a frame 90 as shown in FIGS. The frame 90 includes a base portion 90a extending in the width direction of the cylinder head 2 and a pair of arm portions 90b extending in the front-rear direction of the cylinder head 2 from both end portions of the base portion 90a. A bearing hole 90c (shown in FIG. 2) is formed at the tip of the arm portion 90b. As the worm shaft gear 84, a shaft 84b having worm gear teeth 84a in the middle is used. Both end portions of the shaft 84b are rotatably supported by the bearing holes 90c, and the worm gear portion 84b is disposed between the pair of arm portions 90b. Then, one of the male part 91a and the female part 91b constituting the Oldham coupling 91, for example, the male part 91a is connected to the end of the shaft 84b protruding from the arm part 90b. In addition, installation seats 92 for mounting on the cylinder head 2 are formed at both ends of the base portion 90a.

これら設置座９２が、図４に示されるように固定用ボルト９３を用いて、最前部のホルダ部３２の上部に形成された受座９４に設置され、ウォームシャフトギヤユニット８５をシリンダヘッド２に横向きに取り付けている。この際、図２に示されるようにウォームシャフトギヤ８４がウォームホイールギヤ８３と噛合う。
これにより、オルダム継手９１の雄部９１ａから入力される制御回転（バルブリフト量や開閉タイミングの要求バルブ特性を定める回転）が、両ギヤ８３，８４の噛合い部９５を通じて、制御シャフト２８へ伝達されるようにしている。具体的には、例えば図２中の矢印で示されるようにウォームホイールギヤ８３が排気用ロッカシャフト２７側へ向かう方向に回動変位すると、高リフト側へ制御するための制御回転が制御シャフト２８へ伝達され、反対にオルダム継手９１側へ向かう方向に回動変位すると、低リフト側へ制御するための制御回転が制御シャフト２８へ伝達される。 As shown in FIG. 4, these installation seats 92 are installed on a receiving seat 94 formed on the upper portion of the foremost holder portion 32 using a fixing bolt 93, and the worm shaft gear unit 85 is attached to the cylinder head 2. It is installed sideways. At this time, the worm shaft gear 84 meshes with the worm wheel gear 83 as shown in FIG.
Thereby, the control rotation (rotation that determines the valve lift amount and the required valve characteristics of the opening / closing timing) input from the male portion 91a of the Oldham coupling 91 is transmitted to the control shaft 28 through the meshing portion 95 of both the gears 83 and 84. To be. Specifically, for example, when the worm wheel gear 83 is rotationally displaced in the direction toward the exhaust rocker shaft 27 as shown by an arrow in FIG. 2, the control rotation for controlling to the high lift side is controlled by the control shaft 28. On the other hand, when it is rotationally displaced in the direction toward the Oldham coupling 91, the control rotation for controlling to the low lift side is transmitted to the control shaft 28.

ここで、バルブ反力は、可変動弁機構２１の各部の組み付きや設定により、制御シャフト２８に対して、一方の回転方向にしか作用しないようにしてある。ここでは、例えば低リフト方向へだけ、吸気バルブ１４のバルブ反力が作用されるようにしてある。つまり、ウォームシャフトギヤ８４には、軸方向の一方向に対してだけスラスト方向のバルブ反力が作用する。このスラスト方向のバルブ反力を受けるため、図２〜図４に示されるようにウォームシャフトギヤ８４のシャフト部分、例えばオルダム継手９１側のシャフト部分に、１つだけスラスト受け９６が設けてある。   Here, the valve reaction force acts on the control shaft 28 only in one rotational direction by assembling or setting each part of the variable valve mechanism 21. Here, for example, the valve reaction force of the intake valve 14 is applied only in the low lift direction. That is, the valve reaction force in the thrust direction acts on the worm shaft gear 84 only in one axial direction. In order to receive the valve reaction force in the thrust direction, as shown in FIGS. 2 to 4, only one thrust receiver 96 is provided on the shaft portion of the worm shaft gear 84, for example, the shaft portion on the Oldham coupling 91 side.

他方、電動モータ８１は、図２および図３に示されるように回転子と固定子（図示しない）とを組み合わせた電動機本体８１ａが用いられている。すなわち、電動モータ８１には、先端部に円柱形の差込み部８１ｄを有し、胴部に取付用ブラケット８１ｂが取り付けられた電動機部８１ａが用いられる。この電動機部８１ａのモータ軸８１ｃが差込み部８１ｄの中央を貫通して前方へ延びている。この前方へ延びたモータ軸８１ｃの先端部には、オルダム継手９１の残る片側の部品、すなわち雌部９１ｂが装着してある。取付け用ブラケット８１ｂは、シリンダヘッド２の側部に形成されたモータ取付面２ｂ（図２に図示）に対し、取り付け可能なＬ字形のブラケット部材から形成される。また差込み部８１ｄは、図１および図２に示されるようにロッカカバー３の側壁に形成された円筒形の差込み口部３ａに差込み可能な形状をなしている。差込み部８１ｄの外周面には、外周面から外側へ突き出るように環状のオイルシール部材９８が装着されている。   On the other hand, as shown in FIGS. 2 and 3, the electric motor 81 uses an electric motor body 81a in which a rotor and a stator (not shown) are combined. That is, the electric motor 81 includes an electric motor portion 81a having a cylindrical insertion portion 81d at the tip and a mounting bracket 81b attached to the body. The motor shaft 81c of the electric motor portion 81a extends forward through the center of the insertion portion 81d. The remaining part of the Oldham coupling 91, that is, the female portion 91b is attached to the front end portion of the motor shaft 81c extending forward. The mounting bracket 81b is formed of an L-shaped bracket member that can be attached to a motor mounting surface 2b (shown in FIG. 2) formed on the side of the cylinder head 2. Moreover, the insertion part 81d has comprised the shape which can be inserted in the cylindrical insertion port part 3a formed in the side wall of the rocker cover 3, as FIG.1 and FIG.2 shows. An annular oil seal member 98 is attached to the outer peripheral surface of the insertion portion 81d so as to protrude outward from the outer peripheral surface.

これらの構造を用いて、電動モータ８１はウォームシャフトギヤユニット８５に着脱可能に組み付けてある。具体的には、電動モータ８１は、図１および図２に示されるように差込み口部３ａへ差込み部８１ｄを差し込んで、同差込み口部３ａをガイドとして先端の雌部９１ｂをウォームシャフトギヤユニット８５の雄部９１ａに噛合わせ、その後、取付け用ブラケット８１ｂをシリンダヘッド２のモータ取付け面２ｂにボルト止めすることによって、制御シャフト２８と交差する向きに組み付けられる。但し、差込み部８１ｄは、差込み口部３ａへ差し込むと、オイルシール部材９８だけが差込み口部３ａの内面と弾接し、他の外周面部分は差込み口部３ａの内面から離れる（図２）。   Using these structures, the electric motor 81 is detachably assembled to the worm shaft gear unit 85. Specifically, as shown in FIGS. 1 and 2, the electric motor 81 includes an insertion portion 81d inserted into the insertion portion 3a, and the female portion 91b at the tip is used as a guide for the worm shaft gear unit. Then, the mounting bracket 81b is bolted to the motor mounting surface 2b of the cylinder head 2 to be assembled in a direction crossing the control shaft 28. However, when the insertion portion 81d is inserted into the insertion port portion 3a, only the oil seal member 98 is brought into elastic contact with the inner surface of the insertion port portion 3a, and the other outer peripheral surface portion is separated from the inner surface of the insertion port portion 3a (FIG. 2).

吸入空気量の調整を担う可変動弁装置２０には、スロットルバルブを用いたときのような車両の低・中負荷運転時における応答性や、車両の高負荷運転時におけるエンジン出力性を向上させる工夫が採用されている。同工夫には、吸気バルブ１４が低リフト域に制御されるときの閉弁タイミングと、高リフト域に制御されるときの閉弁タイミングとを、車両の要求運転特性にしたがい変更する技術が用いられている。   The variable valve operating apparatus 20 responsible for adjusting the intake air amount improves responsiveness during low / medium load operation of the vehicle, such as when a throttle valve is used, and engine output performance during high load operation of the vehicle. Ingenuity is adopted. The same technique is used to change the valve closing timing when the intake valve 14 is controlled to the low lift range and the valve closing timing when the intake valve 14 is controlled to the high lift range according to the required driving characteristics of the vehicle. It has been.

この技術には、図５に示されるように吸気用カム２６ａの下り区間２６ｙのカムプロフィルの一部を変更させた構造が用いられる。具体的には、吸気用カム２６ａの下り区間２６ｙを形成するカムプロフィルのち、低リフト時の閉弁タイミングで用いる低リフト域Ｓ１のカムプロフィル部分と、高リフト時の閉弁タイミングで用いる高リフト域Ｓ２のカムプロフィル部分との勾配を異ならせた構造が採用されている。   In this technique, as shown in FIG. 5, a structure in which a part of the cam profile of the descending section 26y of the intake cam 26a is changed is used. Specifically, after the cam profile forming the descending section 26y of the intake cam 26a, the cam profile portion in the low lift region S1 used at the valve closing timing at the time of low lift and the high lift used at the valve closing timing at the time of high lift. A structure is adopted in which the gradient with the cam profile portion of the region S2 is different.

吸気用カム２６ａのバルブリフト曲線を用いて、この勾配の点を説明すると、これには図８で示すような勾配の設定の仕方が用いられている。
すなわち、図８で示される線図には、境界線となるＺ線で、低リフトの閉弁タイミングで用いられる低リフト域Ｓ１と、高リフトの閉弁タイミングで用いられる高リフト域Ｓ２とを分けた吸気用カム２６ａのバルブリフト曲線が示されている。 The point of the gradient will be described using the valve lift curve of the intake cam 26a. The gradient setting method shown in FIG. 8 is used for this.
That is, the diagram shown in FIG. 8 includes a low lift region S1 used at the low lift valve closing timing and a high lift region S2 used at the high lift valve closing timing on the Z line as the boundary line. A valve lift curve of the divided intake cam 26a is shown.

勾配の設定には、図８に示されるように吸気用カム２６ａの下り区間２６ｙを形成するカムプロフィルのうち、低リフトの閉弁タイミングで用いる低リフト域Ｓ１の勾配Ｅ１（本願の勾配Ａに相当）を、二点鎖線で示す通常の吸気用カムのときより（図１５の線図に相当）、なだらかにし、反対に、高リフトの閉弁タイミングで用いる高リフト域Ｓ２の勾配Ｅ２（本願の勾配Ｂに相当）を、二点鎖線で示す通常の吸気用カムのときより（図１５の線図に相当）、急な傾斜にする構造が用いられている。これで、低リフト域Ｓ１、高リフト域Ｓ２は、勾配Ｅ１＜Ｅ２となる関係にしてある。   In setting the gradient, as shown in FIG. 8, among the cam profiles forming the descending section 26y of the intake cam 26a, the gradient E1 of the low lift region S1 used at the timing of closing the low lift (in the gradient A of the present application). The slope E2 of the high lift region S2 used at the valve closing timing of the high lift is made gentler than that of the normal intake cam indicated by the two-dot chain line (corresponding to the diagram of FIG. 15). Is equivalent to the gradient B of FIG. 15), compared to a normal intake cam indicated by a two-dot chain line (corresponding to the diagram of FIG. 15). Thus, the low lift region S1 and the high lift region S2 have a relationship of gradient E1 <E2.

さらに述べれば、所定の地点は図７に示される吸気行程のピストン７が下死点に到達するタイミングと合致する、低リフト域Ｓ１と高リフト域Ｓ２との境界のカムプロフィル上の地点を基準の点Ｇとして、同基準点Ｇを境に低リフト域Ｓ１の傾斜を、例えば通常の吸気用カムのカムプロフィルに対しθ１だけ、なだらかにする。また基準点Ｇを境に高リフト域Ｓ２の傾斜を、例えば通常の吸気用カムのカムプロフィルに対しθ２だけ立ち上げて急勾配にしてある。つまり、勾配Ｅ１＜Ｅ２は、可変動弁装置２０の特有の動きを考慮して、下死点相当の点を基準に定めてある。   More specifically, the predetermined point is based on a point on the cam profile at the boundary between the low lift region S1 and the high lift region S2, which coincides with the timing when the piston 7 in the intake stroke shown in FIG. 7 reaches the bottom dead center. As the point G, the inclination of the low lift region S1 with respect to the reference point G is made gentle by, for example, θ1 with respect to the cam profile of a normal intake cam. Further, the slope of the high lift region S2 with respect to the reference point G is set to be steep by, for example, rising by θ2 with respect to the cam profile of a normal intake cam. That is, the gradient E1 <E2 is determined based on a point corresponding to the bottom dead center in consideration of the specific movement of the variable valve gear 20.

つぎに、可変動弁装置２０の作用を通して、上記勾配Ｅ１、Ｅ２の設定から、車両の低・中負荷運転時における高応答性と、車両の高負荷運転時における高エンジン出力性とが確保される点を述べる。
今、カムシャフト２６が、図１および図２中の矢印方向に示されるようにタイミングチェーン７２から伝達されるクランクシャフト９の軸出力によって駆動（回転）されるとする。 Next, through the action of the variable valve device 20, the setting of the gradients E1 and E2 ensures high response during low / medium load operation of the vehicle and high engine output during high load operation of the vehicle. Describe the points.
Now, it is assumed that the camshaft 26 is driven (rotated) by the shaft output of the crankshaft 9 transmitted from the timing chain 72 as shown in the direction of the arrow in FIGS.

このとき、図５に示されるようにセンタロッカアーム６０の滑りローラ６３は、吸気用カム２６ａのカム変位を受けている。これにより、センタロッカアーム６０からは、バルブ駆動出力が出力される。つまり、センタロッカアーム６０は、カム変位にしたがい、ピン部６４を支点として、上下方向へ揺動する。
スイングカム５０の滑りローラ５２は、同滑りローラ５２と転接する斜面６１ａを通じて、センタロッカアーム６０の揺動変位を受けている。このため、スイングカム５０は、斜面６１ａを転がりながら、該斜面６１ａで押し上げられたり下降したりする揺動運動を繰り返す。このスイングカム５０の揺動により、スイングカム６０のカム面５１は上下方向へ往復動する。 At this time, as shown in FIG. 5, the sliding roller 63 of the center rocker arm 60 receives the cam displacement of the intake cam 26a. As a result, a valve drive output is output from the center rocker arm 60. That is, the center rocker arm 60 swings in the vertical direction with the pin portion 64 as a fulcrum according to the cam displacement.
The sliding roller 52 of the swing cam 50 receives the swinging displacement of the center rocker arm 60 through an inclined surface 61 a that is in rolling contact with the sliding roller 52. For this reason, the swing cam 50 repeats the swinging motion that is pushed up or lowered by the slope 61a while rolling on the slope 61a. As the swing cam 50 swings, the cam surface 51 of the swing cam 60 reciprocates in the vertical direction.

このとき、カム面５１は、ロッカアーム４０のニードルローラ４２と転接しているから、カム面５１でニードルローラ４２を周期的に押圧する。この押圧を受けてロッカアーム４０は、制御シャフト２８を支点に揺動され、一対の吸気バルブ１４を開閉させる。
一方、各排気用ロッカアーム６７は、それぞれ排気用カム２６ｂを受けていて、同カム２６ｂのカムプロフィルにならい駆動される。これにより、各排気用ロッカアーム６７は、排気用ロッカシャフト２７を支点に揺動して、それぞれ排気バルブ１５を開閉させる。 At this time, since the cam surface 51 is in rolling contact with the needle roller 42 of the rocker arm 40, the cam surface 51 periodically presses the needle roller 42. In response to this pressing, the rocker arm 40 is swung with the control shaft 28 as a fulcrum to open and close the pair of intake valves 14.
On the other hand, each exhaust rocker arm 67 receives the exhaust cam 26b and is driven in accordance with the cam profile of the cam 26b. Accordingly, each exhaust rocker arm 67 swings around the exhaust rocker shaft 27 as a fulcrum, and opens and closes the exhaust valve 15, respectively.

このとき、図示しない制御部の指令により、高リフト量にするべく、電動モータ８１が作動したとする。すると、同電動モータ８１の回転が、オルダム継手９１を通じて、ウォームシャフトギヤ８４へ伝わり、同ウォームシャフトギヤ８４と噛合う扇形のウォームホイールギヤ８３を回動変位させる（図２中の高リフト方向）。これにより、電動モータ８１の回転は、減速されながら制御シャフト２８へ伝わり、制御シャフト２８を要求バルブリフトの地点まで回動させる。   At this time, it is assumed that the electric motor 81 is actuated to increase the lift amount according to a command from a control unit (not shown). Then, the rotation of the electric motor 81 is transmitted to the worm shaft gear 84 through the Oldham coupling 91, and the fan-shaped worm wheel gear 83 engaged with the worm shaft gear 84 is rotationally displaced (in the high lift direction in FIG. 2). . Thereby, the rotation of the electric motor 81 is transmitted to the control shaft 28 while being decelerated, and the control shaft 28 is rotated to the point of the required valve lift.

この回動変位により、センタロッカアーム６０の位置は変位する。これにより、センタロッカアーム６０の滑りローラ６３は、吸気用カム２６ａ上を回転方向に沿って変位し、図９および図１０に示されるようにスイングカム５０のカム面５１を垂直に近い角度となる姿勢に位置決める。
このカム面５１の姿勢により、カム面５１のニードルローラ４２が行き交う領域（比率）は、高リフト量をもたらす領域に設定される。つまり、短いベース円区間αと長いリフト区間βとなる比率に設定され、この区間α、βをニードルローラ４２が行き交う。 Due to this rotational displacement, the position of the center rocker arm 60 is displaced. As a result, the sliding roller 63 of the center rocker arm 60 is displaced along the rotational direction on the intake cam 26a, and the cam surface 51 of the swing cam 50 has an angle close to vertical as shown in FIGS. Position the posture.
Due to the posture of the cam surface 51, the region (ratio) of the cam surface 51 where the needle roller 42 crosses is set to a region that provides a high lift amount. That is, the ratio is set to a short base circle section α and a long lift section β, and the needle roller 42 crosses the sections α and β.

これにより、例えば吸気バルブ１４は、図７中のＶ５やＶ６やＶ７などの特性に示されるように高リフト量に駆動されるとともに、最大リフト時とほぼ同じ開弁時期から開弁するタイミングを保ちつつ、吸気行程の下死点を通過した以降のタイミングで閉弁が行われる。
ここでの閉弁タイミングで用いられる吸気用カム２６ａの高リフト域Ｓ２は、図８に示されるように、勾配が大きいから（傾斜：大）、吸気バルブ１４は閉弁速度が稼げる。この閉弁速度の増大から、吸気バルブ１４は、閉弁位置の直近まで高リフトを保ちながら瞬時に閉じる。 As a result, for example, the intake valve 14 is driven at a high lift amount as shown in the characteristics such as V5, V6, and V7 in FIG. 7, and the opening timing is substantially the same as that at the maximum lift. The valve is closed at a timing after passing the bottom dead center of the intake stroke while maintaining.
Since the high lift region S2 of the intake cam 26a used at the valve closing timing here has a large gradient (inclination: large) as shown in FIG. 8, the intake valve 14 can increase the valve closing speed. Due to this increase in the valve closing speed, the intake valve 14 is instantaneously closed while maintaining a high lift up to the immediate vicinity of the valve closing position.

つまり、勾配Ｅ２がもたらす閉弁速度の増大により、吸気バルブ１４は、高リフトに保たれている状態を長く稼いで、吸入空量を増大させるから、エンジン出力を増大させることができる。
これにより、高リフトが多用される高速走行や山岳走行など高負荷運転では、高エンジン出力を得ることができる。特に閉弁速度が速まると、吸気バルブ１４は、エンジンの慣性吸気や吸気脈動のタイミングに合わせた閉弁タイミングで素早い閉弁速度で閉弁が行えるから、エンジン回転領域全般にわたり、過給効果が高められ、エンジン出力の増大が期待できる。 That is, due to the increase in the valve closing speed caused by the gradient E2, the intake valve 14 earns a state where it is kept at a high lift for a long time and increases the intake air amount, so that the engine output can be increased.
Thereby, a high engine output can be obtained in high load driving such as high speed driving and mountain driving in which high lift is frequently used. In particular, when the valve closing speed is increased, the intake valve 14 can be closed at a quick closing speed in accordance with the timing of the inertia intake of the engine and the intake pulsation, so that the supercharging effect can be achieved over the entire engine rotation range. The engine output can be expected to increase.

一方、低リフト量にする。このときは、高リフトのときとは反対方向へ電動モータ８１を作動させ、要求バルブリフトを出力する。すると、同電動モータ８１の回転が、オルダム継手９１を通じて、ウォームシャフトギヤ８４へ伝わり、扇形のウォームホイールギヤ８３を反対の方向へ回動変位させる（図２中の低リフト方向）。これにより、電動モータ８１の回転は、減速されながら制御シャフト２８へ伝わり、制御シャフト２８を要求されたバルブ駆動出力、例えば低バルブリフトの地点まで回動させる。   On the other hand, a low lift amount is used. At this time, the electric motor 81 is actuated in the opposite direction to that of the high lift, and the required valve lift is output. Then, the rotation of the electric motor 81 is transmitted to the worm shaft gear 84 through the Oldham coupling 91, and the fan-shaped worm wheel gear 83 is rotationally displaced in the opposite direction (low lift direction in FIG. 2). Thereby, the rotation of the electric motor 81 is transmitted to the control shaft 28 while being decelerated, and the control shaft 28 is rotated to a required valve drive output, for example, a point of low valve lift.

この回動変位により、図１１および図１２に示されるようにセンタロッカアーム６０の支点位置（ピン部６４）は吸気用カム２６ａへ接近する方向に回動変位する。すると、センタロッカアーム６０の滑りローラ６３は、吸気用カム２６ａ上を吸気用カム２６ａの回転方向とは逆側へ変位する。これにより、センタロッカアーム６０と吸気用カム２６ａとの転接位置は、吸気用カム２６ａ上を進角する方向へずれる。   With this rotational displacement, as shown in FIGS. 11 and 12, the fulcrum position (pin portion 64) of the center rocker arm 60 is rotationally displaced in a direction approaching the intake cam 26a. Then, the sliding roller 63 of the center rocker arm 60 is displaced on the intake cam 26a in the direction opposite to the rotation direction of the intake cam 26a. As a result, the rolling contact position between the center rocker arm 60 and the intake cam 26a is shifted in the direction of advance on the intake cam 26a.

この転接位置の可変により、バルブリフト曲線のトップ位置が進角方向へ移動する。また斜面６３も、センタロッカアーム６０の移動を受けて進角方向へ変位する。このセンタロッカアーム６０の移動により、図１１および図１２に示されるようにスイングカム５０は、カム面５１が下側へ傾く姿勢に変わる。傾きが大きくなるにしたがい、ニードルローラ４２が行き交うカム面５１の領域は、ベース円区間αが次第に長く、リフト区間βが次第に短くなる比率に変わる。この比率の変化により、吸気バルブ１４は、吸気用カム２６ａの全域を用いた駆動から、次第にカムトップでの限定的な駆動に変わる。   By changing the rolling contact position, the top position of the valve lift curve moves in the advance direction. The slope 63 is also displaced in the advance direction in response to the movement of the center rocker arm 60. By the movement of the center rocker arm 60, the swing cam 50 changes to a posture in which the cam surface 51 is inclined downward as shown in FIGS. As the inclination increases, the area of the cam surface 51 where the needle rollers 42 come and go changes to a ratio in which the base circle section α is gradually longer and the lift section β is gradually shortened. Due to the change in the ratio, the intake valve 14 gradually changes from driving using the entire area of the intake cam 26a to limited driving at the cam top.

これにより、例えば吸気バルブ１４は、図７中のＶ１やＶ２やＶ３などのバルブリフト特性に示されるように低リフトに駆動される。と共に吸気バルブ１４は、最大リフト時とほぼ同じ開弁時期から開弁するタイミングを保ちつつ、吸気行程の下死点以前のタイミングで閉弁される。つまり、車両の低・中負荷運転に適したバルブ特性に制御される。
ここでの閉弁タイミングで用いられる吸気用カム２６ａの低リフト域Ｓ１は、図８に示されるように、勾配が小さい（傾斜：小）。この勾配Ｅ１により、吸気バルブ１４は、図８中の二点鎖線で示されるように吸気用カムのときより閉弁速度は遅くなる。 Thereby, for example, the intake valve 14 is driven to a low lift as shown by the valve lift characteristics such as V1, V2, and V3 in FIG. At the same time, the intake valve 14 is closed at a timing before the bottom dead center of the intake stroke while maintaining the timing at which the valve is opened from substantially the same timing as the maximum lift. That is, the valve characteristics are controlled to be suitable for low / medium load operation of the vehicle.
The low lift region S1 of the intake cam 26a used at the valve closing timing here has a small gradient (inclination: small) as shown in FIG. Due to the gradient E1, the valve closing speed of the intake valve 14 becomes slower than that of the intake cam as shown by a two-dot chain line in FIG.

すなわち、図８中の例えば低リフトで閉弁タイミングがＣ０で運転したときを例に挙げると、緩加速などの何らかの運転状況の変化に追従するために、空気量をわずかに増やすために閉弁タイミングを少し遅らせるために、図示しない制御部の指令により制御シャフトを要求バルブのリフト地点までδ回動すると、図８中の二点鎖線で示されるような下り勾配ではＣ１に閉弁タイミングが変化する。しかし、勾配Ｅ１をなだらかにしたことで、それよりも遅いＣ２に閉弁タイミング変化が確保され、制御応答性が高くなる。すなわち、ドライバーの要求や制御部の指令に素早く対応して、空気量をコントロールすることができ、車両のレスポンス向上だけでなく、刻々と変わる運転環境の変化に伴うエンジン回転の不安定も抑制することができる。さらには、バルブの着座速度が低いので着座騒音も低減され、低・中負荷運転時の静粛性も向上する。   That is, for example, when the operation is performed at a low lift and the closing timing C0 in FIG. 8, the valve closing is performed to slightly increase the air amount in order to follow a change in some operating conditions such as slow acceleration. In order to delay the timing slightly, when the control shaft is rotated by δ to the lift point of the required valve in response to a command from a control unit (not shown), the valve closing timing changes to C1 in the downward gradient shown by the two-dot chain line in FIG. To do. However, by making the gradient E1 gentle, a change in the valve closing timing is secured at C2 later than that, and the control responsiveness becomes high. In other words, the air volume can be controlled quickly in response to driver requests and control unit commands, which not only improves vehicle response, but also suppresses engine rotation instability caused by ever-changing driving environments. be able to. Furthermore, since the seating speed of the valve is low, the seating noise is reduced, and the quietness during low / medium load operation is improved.

かくして、連続可変時のバルブリフト変化は最適化され、可変動弁装置２０だけで、低・中負荷運転時の高応答性能と、高負荷運転時の高出力性能との双方を確保することができる。しかも、これら性能は、吸気バルブ用カム１４の下り区間２６ｙのカムプロフィルの各部の勾配Ｅ１，Ｅ２（傾斜）を設定するだけで確保できるから、簡単な構造ですむ。特に勾配Ｅ１，Ｅ２は、ピストン７の下死点に相当する地点Ｇを基準として吸気バルブ用カムの下り区間のカムプロフィルの勾配を変更させるだけで、簡単に低リフト運転時の高応答性と高リフト運転時の高出力性能とが確保できる。   Thus, the valve lift change at the time of continuously variable is optimized, and it is possible to ensure both high response performance at low / medium load operation and high output performance at high load operation with only the variable valve device 20. it can. In addition, since these performances can be ensured only by setting the gradients E1 and E2 (inclinations) of the cam profile portions of the descending section 26y of the intake valve cam 14, a simple structure is sufficient. In particular, the gradients E1 and E2 can be easily obtained by changing the cam profile gradient in the descending section of the intake valve cam with reference to the point G corresponding to the bottom dead center of the piston 7 so that high responsiveness during low lift operation can be easily achieved. High output performance during high lift operation can be ensured.

そのうえ、吸気バルブ用カム１４の勾配を変える構造は、吸気バルブ用カム１４の上り区間２６ｘと下り区間２６ｙを一種類のスイングカム５０のカム面５１に置き換える可変動弁装置２０に適用すると、バルブリフトや開弁期間を変える主要な構造を変更せずにすむ。このため、スイング式の可変動弁装置２０には負担が少なく最適である。
すなわち、吸気カム２６ａに図１５に示される従来相当のカムプロファイルが適用されると、低リフト時の閉弁が図１５のカムのＬ域で、高リフト時の閉弁がＨ域となり、Ｌ域のカムプロファイル速度がＨ域のカムプロファイル速度よりも速くなり、本願の提案とは逆となる。 Moreover, the structure for changing the gradient of the intake valve cam 14 is applied to the variable valve operating apparatus 20 in which the up section 26x and the down section 26y of the intake valve cam 14 are replaced with the cam surface 51 of one kind of swing cam 50. There is no need to change the main structure that changes the lift and valve opening periods. For this reason, the swing-type variable valve device 20 is optimal with less burden.
That is, when the cam profile corresponding to the prior art shown in FIG. 15 is applied to the intake cam 26a, the valve closing at the time of low lift is the L region of the cam of FIG. The cam profile speed in the region becomes faster than the cam profile speed in the H region, which is the reverse of the proposal of the present application.

図１３は、別の発明の実施形態を示す。
本実施形態は、制御シャフト２８の単位制御角当たりの閉弁タイミング変化量に着目して、当該閉弁タイミングを変えることによって、第１の実施形態と同様、低リフト域Ｓ１では閉弁速度を遅らせて吸入空気量を稼ぎ、高リフト域Ｓ２では閉弁速度を早めて吸入空気量を稼ごうとしたものである。 FIG. 13 shows another embodiment of the invention .
In the present embodiment, focusing on the amount of change in the valve closing timing per unit control angle of the control shaft 28, the valve closing speed is changed in the low lift region S1 by changing the valve closing timing as in the first embodiment. The intake air amount is increased by delaying, and in the high lift range S2, the valve closing speed is increased to increase the intake air amount.

本実施形態は、例えば電動モータ８１の作動の仕方を変えたり、ウォームホイールギヤ８３とウォームシャフトギヤ８４の送り量を変えたりするなどといった手段を講じて、第１の実施形態と同様の閉弁タイミングを得ようとしたものである。
すなわち、図１３に示されるように例えば制御シャフト２８の単位制御角デルタΔ１当たりの低リフト域Ｓ１における閉弁タイミング変化量、具体的には下死点以前の閉弁タイミング変化量Ｃを、通常の閉弁タイミング変化量より多くし、制御シャフト２８の単位制御角デルタΔ１当たりの高リフト域Ｓ２における閉弁タイミング変化量、具体的には下死点以降の閉弁タイミング量Ｄを、通常の閉弁タイミング変化量より少なくして、閉弁タイミング変化量Ｃと閉弁タイミング変化量ＤとをＣ＞Ｄの関係に設定したものである。 In the present embodiment, for example, by changing the operation of the electric motor 81, or by changing the feed amount of the worm wheel gear 83 and the worm shaft gear 84, the same valve closing as in the first embodiment is performed. I'm trying to get timing.
That is, as shown in FIG. 13, for example, the amount of change in valve closing timing in the low lift region S1 per unit control angle delta Δ1 of the control shaft 28, specifically, the amount of change in valve closing timing C before the bottom dead center, The valve closing timing change amount in the high lift region S2 per unit control angle delta Δ1 of the control shaft 28, specifically, the valve closing timing amount D after the bottom dead center, The valve closing timing change amount C and the valve closing timing change amount D are set to have a relationship of C> D by making it smaller than the valve closing timing change amount.

こうすると、第１の実施形態のバルブリフト曲線と同じ特性、すなわち低リフト域Ｓ１は閉弁速度を遅らせ、高リフト域Ｓ２は閉弁速度を早める特性が得られる。
このように制御シャフト２８の単位制御角当たりの閉弁タイミング変化量を変えるという手法を用いても、第１の実施形態で用いた勾配の技術と同様となり、容易に有効な閉弁タイミングを得ることができる。 In this way, the same characteristic as the valve lift curve of the first embodiment, that is, the low lift region S1 delays the valve closing speed, and the high lift region S2 has the characteristic of increasing the valve closing speed.
Thus, even if the method of changing the valve closing timing change amount per unit control angle of the control shaft 28 is used, it is the same as the gradient technique used in the first embodiment, and an effective valve closing timing is easily obtained. be able to.

図１４は、異なる別の発明の実施形態を示す。
本実施形態は、吸気用カム２６ａの下り区間２６ｙのカムプロフィルがもたらす加速度に着目して、第１の実施形態と同様の閉弁タイミングを得ようとしたものである。
すなわち、吸気用カム２６ａの下り区間２６ｙを形成するカムプロフィルは、図１４に示されるように吸気用カム２６ａが回動変位したとき、当該吸気用カム２６ａのトップで生ずるピークの負加速度値Ｑ１が低リフトの閉弁タイミングで用いられる低リフト域Ｓ１のとき減じ、該低リフト域Ｓ１と高リフトの閉弁タイミングで用いられる高リフト域Ｓ２の境界で再び増え、その後の高リフト域Ｓ２で再び減じる特性をなす曲線を採用した。 FIG. 14 shows another different embodiment of the invention .
In the present embodiment, focusing on the acceleration caused by the cam profile in the descending section 26y of the intake cam 26a, an attempt is made to obtain the same valve closing timing as in the first embodiment.
That is, the cam profile forming the descending section 26y of the intake cam 26a has a peak negative acceleration value Q1 generated at the top of the intake cam 26a when the intake cam 26a is rotationally displaced as shown in FIG. Decreases at the low lift region S1 used at the closing timing of the low lift, increases again at the boundary between the low lift region S1 and the high lift region S2 used at the closing timing of the high lift, and thereafter at the high lift region S2. The curve which makes the characteristic which decreases again was adopted.

こうした図１５に示す通常の吸気用カムの加速度曲線とは異なる、負方向に２つ突き出る特性のカム加速度を採用すると、図１８のバルブリフト曲線に示されるように低リフト域Ｓ１には閉弁速度を遅らせる勾配Ｅ１が形成され、高リフト域Ｓ２には閉弁速度を早める勾配Ｅ２が形成されるから、第１の実施形態で用いた勾配の技術と同様となる。
それ故、第２の実施形態と同様、容易に有効な閉弁タイミングを得ることができる。 When a cam acceleration having two characteristics protruding in the negative direction, which is different from the acceleration curve of the normal intake cam shown in FIG. 15, is adopted, the valve is closed in the low lift region S1 as shown in the valve lift curve of FIG. Since the gradient E1 for reducing the speed is formed and the gradient E2 for increasing the valve closing speed is formed in the high lift region S2, it is the same as the gradient technique used in the first embodiment.
Therefore, as in the second embodiment, an effective valve closing timing can be easily obtained.

なお、本発明は上述した第１の実施形態に限定されるものではなく、本発明の主旨を逸脱しない範囲内で種々変更して実施しても構わない。例えば上述した第１の実施形態では、ロッカアーム、スイングカム、センタロッカアームを用いて構成されるカム式の可変動弁装置を用いたが、これに限らず、他の部品の組み合わせで構成される連続可変可能な可変動弁装置に本発明を適用してもよい。 The present invention is not limited to the first embodiment described above, and various modifications may be made without departing from the spirit of the present invention. For example, in the above-described first embodiment, the cam type variable valve operating apparatus configured by using the rocker arm, the swing cam, and the center rocker arm is used. The present invention may be applied to a variable valve gear that can be varied .

本発明の第１の実施形態に係る内燃機関の概観を示す斜視図。1 is a perspective view showing an overview of an internal combustion engine according to a first embodiment of the present invention. 図１中のＡ−Ａ線に沿う断面図。Sectional drawing which follows the AA line in FIG. ロッカカバーやタイミングチェーンカバーを取り外して可変動弁装置を露出させた内燃機関の斜視図。The perspective view of the internal combustion engine which removed the rocker cover and the timing chain cover, and exposed the variable valve apparatus. 同可変動弁装置をシリンダヘッドから取り外した斜視図。The perspective view which removed the variable valve apparatus from the cylinder head. 図３中のＢ−Ｂ線に沿う可変動弁装置の断面図。Sectional drawing of the variable valve apparatus which follows the BB line in FIG. 図３中のＣ−Ｃ線に沿う可変動弁装置の断面図。Sectional drawing of the variable valve apparatus which follows the CC line in FIG. 連続可変特性を説明するための線図。The diagram for demonstrating a continuous variable characteristic. 低リフト域および高リフト域とで閉弁速度を変えるカムプロフィルを説明する線図。The diagram explaining the cam profile which changes valve closing speed in a low lift area and a high lift area. 可変動弁装置の高リフト時の動きを説明するための断面図。Sectional drawing for demonstrating the motion at the time of the high lift of a variable valve apparatus. 同じく断面図。Similarly sectional drawing. 可変動弁装置の低リフト時の動きを説明するための断面図。Sectional drawing for demonstrating the motion at the time of the low lift of a variable valve apparatus. 同じく断面図。Similarly sectional drawing. 別の発明の実施形態の要部の技術を説明する線図。 The diagram explaining the technique of the principal part of embodiment of another invention . 異なる別の発明の実施形態の要部の技術を説明する線図。 The diagram explaining the technique of the principal part of embodiment of another different invention . 通常のエンジンに用いられるカムの特性を説明する線図。The diagram explaining the characteristic of the cam used for a normal engine.

符号の説明Explanation of symbols

２ シリンダヘッド
１４ 吸気バルブ（バルブ）
２０ 可変動弁装置
２１ 可変動弁機構
２６ カムシャフト
２６ａ吸気用カム（吸気バルブ用カム）
２６ｙ下り区間
２８ 制御シャフト
Ｅ１，Ｅ２ 勾配（閉弁特性変更手段）
Ｓ１ 低リフト域
Ｓ２ 高リフト域。 2 Cylinder head 14 Intake valve (valve)
20 Variable valve operating device 21 Variable valve operating mechanism 26 Camshaft 26a Intake cam (Intake valve cam)
26y descending section 28 Control shaft E1, E2 Gradient (valve closing characteristic changing means)
S1 Low lift area S2 High lift area.

Claims (1)

吸気バルブ用カムを有するカムシャフトと、
前記吸気バルブ用カムを受けてバルブ駆動出力を出力し、当該バルブ駆動出力を、前記吸気バルブ用カムの同一のカムプロフィルの各部の使い分けにより、低リフト域から高リフト域まで連続的に可変制御する可変動弁機構と、
前記低リフト域に制御されたときの閉弁特性と、前記高リフト域に制御されたときの閉弁特性とを、車両の要求運転特性にしたがい変更させる閉弁特性変更手段とを有し、
前記閉弁特性変更手段は、前記吸気バルブ用カムの下り区間を形成するカムプロフィルのうちの前記低リフト時の閉弁タイミングで用いる低リフト域の勾配をＡとし、同じく前記高リフト時の閉弁タイミングで用いる高リフト域の勾配をＢとしたとき、前記勾配Ａ，ＢをＡ＜Ｂに設定させ、
前記低リフト域の勾配Ａは、内燃機関の吸気行程のピストンが下死点に至る以前のタイミングで閉弁が行われる下り区間のカムプロフィルで設定され、前記高リフト域の勾配Ｂは、内燃機関の吸気行程のピストンが下死点を通過した以降のタイミングで閉弁が行われる下り区間のカムプロフィルで設定され、
前記低リフト域に制御されたときの閉弁速度より前記高リフト域に制御されたときの閉弁速度を早くすることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 A camshaft having an intake valve cam ;
Receives the intake valve cam and outputs a valve drive output. The valve drive output is continuously variable from a low lift range to a high lift range by using different parts of the same cam profile of the intake valve cam. A variable valve mechanism to
A valve closing characteristic changing means for changing the valve closing characteristic when controlled to the low lift range and the valve closing characteristic when controlled to the high lift range according to the required driving characteristics of the vehicle ,
The valve closing characteristic changing means sets A as the gradient of the low lift region used at the valve closing timing at the time of the low lift, among the cam profiles forming the descending section of the cam for the intake valve, and is also closed at the time of the high lift. When the gradient of the high lift region used in the valve timing is B, the gradients A and B are set to A <B,
The slope A of the low lift region is set by a cam profile in a descending section where the valve is closed before the piston of the intake stroke of the internal combustion engine reaches bottom dead center, and the slope B of the high lift region is It is set with the cam profile of the descending section where the valve is closed at the timing after the piston of the intake stroke of the engine passes the bottom dead center,
The variable valve device for an internal combustion engine, characterized that you quickly closing speed when it is controlled to the high lift region than closing speed when it is controlled to the low lift region.

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