JP5036659B2 - Variable valve operating apparatus for internal combustion engine and actuator of the variable valve operating apparatus - Google Patents
Variable valve operating apparatus for internal combustion engine and actuator of the variable valve operating apparatus Download PDFInfo
- Publication number
- JP5036659B2 JP5036659B2 JP2008219002A JP2008219002A JP5036659B2 JP 5036659 B2 JP5036659 B2 JP 5036659B2 JP 2008219002 A JP2008219002 A JP 2008219002A JP 2008219002 A JP2008219002 A JP 2008219002A JP 5036659 B2 JP5036659 B2 JP 5036659B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- control shaft
- operating apparatus
- variable valve
- rotation
- drive motor
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Images
Landscapes
- Valve-Gear Or Valve Arrangements (AREA)
- Valve Device For Special Equipments (AREA)
Description
本発明は、機関運転状態に応じて吸気弁のピークリフト位相を進角側あるいは遅角側に可変制御する内燃機関の可変動弁装置及び該可変動弁装置のアクチュエータに関する。 The present invention relates to a variable valve system for an internal combustion engine that variably controls a peak lift phase of an intake valve to an advance side or a retard side according to an engine operating state, and an actuator of the variable valve system.
この種の従来の内燃機関の可変動弁装置としては、種々提供されているが、その一つとして本出願人が先に出願した以下の特許文献１、２に記載されたものがある。
Various types of conventional variable valve actuating devices for internal combustion engines of this type are provided, and one of them is described in the following
この可変動弁装置は、駆動カムが一体に設けられた駆動軸と、前記駆動カムの回転により揺動するロッカアームと、該ロッカアームの揺動運動によりリンク部材を介して揺動して吸気弁を開閉作動させる揺動カムとを備えている。また、アクチュエータによって制御軸を正逆回転させることによりサポートアームを上下方向へ回動させ、これによって、前記吸気弁のピークリフト位相と作動角(開弁期間)を可変制御するようになっている。 This variable valve operating apparatus includes a drive shaft integrally provided with a drive cam, a rocker arm that swings by rotation of the drive cam, and swings via a link member by swinging motion of the rocker arm to control the intake valve. And a swing cam for opening and closing. Further, by rotating the control shaft forward and backward by an actuator, the support arm is rotated in the vertical direction, thereby variably controlling the peak lift phase and the operating angle (valve opening period) of the intake valve. .
すなわち、前記制御軸を一方向に回転させると、吸気弁のピークリフト位相が進角側に制御されると共に、作動角が減少する。つまり、吸気弁の開時期(ＩＶＯ)の進角側へ小さく変化すると共に、閉時期(ＩＶＣ)が進角側へ急激に大きく変化してピストンの下死点よりも十分に早くなる。これによって、ポンピングロスが大幅に低減して燃費の向上が図れる。
しかし、前記特許文献１の技術は、前述のように、吸気弁の閉時期(ＩＶＣ)が十分早くなるので、ポンピングロスが大きく低減するものの、有効圧縮比が低下して燃焼が悪化してしまうおそれがある。
However, as described above, the technique of
一方、特許文献２の技術は、制御軸を一方向に回転させて作動角を小さく変化させても吸気弁のピークリフト位相が殆ど変化しないか、あるいは逆方向の遅角側に変化する。
On the other hand, in the technique of
つまり、吸気弁の閉時期(ＩＶＣ)の進角制御が不十分であり、また開時期(ＩＶＯ)が大きく遅角側に制御されてしまうことから、ポンピングロスが十分に低減されず、燃費の向上が十分に得られないといった技術的課題を招来している In other words, the advance control of the intake valve closing timing (IVC) is insufficient, and the opening timing (IVO) is largely controlled to the retarded side, so that the pumping loss is not sufficiently reduced and the fuel consumption is reduced. Inviting technical issues such as insufficient improvement
本発明は、前記従来の可変動弁装置の技術的課題に鑑みて案出されたもので、請求項１に記載の発明は、制御軸の移動位置に応じて吸気弁の少なくともピークリフト位相を変化させる可変機構と、前記制御軸の移動位置を駆動モータの回転により減速機構を介して変化させるアクチュエータとからなり、
前記駆動モータの回転角に対する前記制御軸の移動位置変化の割合が、前記ピークリフト位相の遅角側に対して進角側で小さくなるように設定すると共に、前記可変機構が吸気弁のピークリフト位相を変化させた場合でも、吸気弁の作動角が変化しないように形成したことを特徴としている。
The present invention has been devised in view of the technical problem of the conventional variable valve operating device, and the invention according to
The ratio of the change in the movement position of the control shaft with respect to the rotation angle of the drive motor is set to be smaller on the advance side than the retard side of the peak lift phase , and the variable mechanism is configured to increase the peak lift of the intake valve. It is characterized in that it is formed so that the operating angle of the intake valve does not change even when the phase is changed .
この発明によれば、駆動モータの回転角(θｍ)に対する制御軸の位置変化がピークリフト位相の進角側で相対的に小さくなることから、ピークリフト位相の進角側の制御を相対的に細かくすることができる。このため、ポンピングロスの大幅な低減化が図れ、かつ有効圧縮比の低下を抑制でき、燃焼悪化を抑制できるので燃費を良好にできる。 According to this invention, since the change in the position of the control shaft relative to the rotation angle (θm) of the drive motor is relatively small on the advance side of the peak lift phase, the control on the advance side of the peak lift phase is relatively controlled. Can be fine. For this reason, the pumping loss can be greatly reduced, the reduction in the effective compression ratio can be suppressed, and the deterioration of combustion can be suppressed, so that the fuel consumption can be improved.
以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置及びこれに適用されたアクチュエータの各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つの吸気弁を備えた多気筒内燃機関に適用されている。 Embodiments of a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine and an actuator applied thereto according to the present invention will be described below in detail with reference to the drawings. The variable valve operating apparatus according to this embodiment is applied to a multi-cylinder internal combustion engine having two intake valves per cylinder.
〔第１の実施形態〕
前記可変動弁装置は、図１〜図４に示すように、機関本体であるシリンダヘッド１に図外のバルブガイドを介して摺動自在に設けられて、吸気ポートを開閉する一気筒当たり２つの吸気弁３，３と、機関前後方向に沿って配置された内部中空状の駆動軸４と、該駆動軸４の外周に気筒毎に一つずつ固設された駆動カム５と、各吸気弁３，３の上端部に配設されたフォロアである各スイングアーム６、６を介して各吸気弁３，３を開作動させる一対の揺動カム７，７と、駆動カム５と揺動カム７，７との間を連係し、駆動カム５の回転力を揺動運動に変換して揺動カム７，７の揺動力（開弁力）として伝達する伝達機構８と、後述する制御軸２５を回転駆動させて、前記伝達機構８のロッカアーム１５の揺動支点を可変にして各吸気弁３，３のバルブリフト量やピークリフト位相及び作動角を機関運転状態に応じて可変制御する制御機構９とを備えている。なお、前記駆動軸４と駆動カム５、揺動カム７，７及び伝達機構８などによって可変機構が構成されている。
[First Embodiment]
As shown in FIGS. 1 to 4, the variable valve operating device is slidably provided on a
前記吸気弁３，３は、バルブスプリング１０，１０のばね力によって図外の吸気ポートの各開口端を閉塞する方向に付勢されている。
The
前記駆動軸４は、両端部がシリンダヘッド１の上部に設けられた後述する軸受部１１によって回転自在に軸支されていると共に、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シャフトから回転力が伝達されて、図２及び図３の矢印時計方向に回転するようになっている。
Both ends of the
前記駆動カム５は、図３及び図４に示すように、ほぼ円盤状に形成されて、両揺動カム７，７の間に配置されていると共に、外周面が偏心円のカムプロフィールに形成されて、軸心Ｙが駆動軸４の軸心Ｘから径方向へ所定量だけオフセットしており、前記駆動軸５に対し一体的に固定されている。
As shown in FIGS. 3 and 4, the
前記各スイングアーム６は、一端部６ａの凹状下面が前記各吸気弁３のステムエンドに当接していると共に、他端部６ｂの球面状下面がシリンダヘッド１の保持穴１ｃ内に保持された油圧ラッシアジャスタ１３に当接支持されて、この油圧ラッシアジャスタ１３の球状先端部を枢支点として揺動するようになっている。また、スイングアーム６は、中空状のほぼ中央位置に各揺動カム７が当接するローラ１４が回転自在に支持されている。
Each
前記油圧ラッシアジャスタ１３は、その構造が一般的なものであって、前記保持穴１ｃに挿通固定された有底円筒状のボディ１３ａと、該ボディ１３ａ内から上方へ摺動自在に設けられて、球状の先端部が前記スイングアーム６の他端部６ｂに下方から当接したプランジャ１３ｂとを備え、ボディ１３ａの内底部とプランジャ１３ｂの隔壁との間に隔成された図外の高圧室にリザーバ内の油圧を、チェック弁を介して適宜供給することによりプランジャ１３ｂの先端部とスイングアーム６の他端部との間の隙間（揺動カム７のカム面７ｂとローラ１４の間）を常に零にするようになっている。
The
前記各揺動カム７は、図３及び図４に示すように、同一形状のほぼ雨滴状を呈し、基端部７ａ側の支持孔を介して前記駆動軸４の外周面に揺動自在に支持されている。また、各揺動カム７の下面には、前記カム面７ｂがそれぞれ形成され、基端部７ａ側の基円面と、該基円面からカムノーズ部７ｃ側に円弧状に延びるランプ面と、該ランプ面からカムノーズ部７ｃの先端側に有する最大リフトの頂面に連なるリフト面とが形成されている。前記基円面とランプ面、リフト面及び頂面とが、揺動カム７の揺動位置に応じて各スイングアーム６のローラ１４の外周面の変位した位置に当接するようになっている。
As shown in FIGS. 3 and 4, each
また、この各揺動カム７は、ローラ１４との接点が前記カム面７ｂにおけるリフト面側に移動して吸気弁３，３を開作動させるが、この揺動カム７の揺動方向が前記駆動軸４の回転方向と同一に設定されている。
In addition, each
さらに、各揺動カム７の前記カムノーズ部７ｃ側には、後述するリンクロッド１７の他端部と連結するピン２０が挿通されるピン孔が両側面方向へ貫通形成されている。
Further, on each
前記伝達機構８は、図２〜図４に示すように、駆動軸４の上方に機関巾方向に沿って配置されたロッカアーム１５と、該ロッカアーム１５と前記駆動カム５とを連係するリンクアーム１６と、ロッカアーム１５と前記両揺動カム７、７のカムノーズ部７ｃ、７ｃとを連係する一対のリンクロッド１７、１７と、を備えている。
As shown in FIGS. 2 to 4, the
前記ロッカアーム１５は、図２〜図４に示すように、全体が側面ほぼヘ字形状に形成され、一端部１５ａが単一な円筒状に形成されている共に、他端部がほぼ並行な三つ叉状に分岐形成され、中央の第１凸部１５ｂと両側の第２凸部１５ｃ、１５ｃとから構成されている。
As shown in FIGS. 2 to 4, the
前記一端部１５ａは、円筒状に形成されて内部に後述する制御カム２６が回転自在に嵌合する支持孔２１が横方向に貫通形成されている。この支持孔２１は、従来技術のものよりも比較的小さく形成され、したがって、ロッカアーム一端部１５ａの外径も十分小さく形成されている。また、前記支持孔２１は、その内径ｄが後述する制御カム２６やジャーナル部３２の外径よりも僅かに大きく形成されている。
The one
前記各他端部は、第１凸部１５ｂが先端円弧状に形成されていると共に、この両側に所定の隙間を介して配置された第２凸部１５ｃ、１５ｃの先端部がほぼ上下に長い長方体状に形成されていると共に、それぞれ横方向に３つの連結ピン２２ａ、２２ｂ、２２ｂを挿通するピン孔がほぼ同心上に貫通形成され、第２凸部１５ｃ、１５ｃ側のピン孔は上下方向に長い長孔状に形成されている。
In each of the other end portions, the
前記リンクアーム１６は、比較的大径な円環部１６ａと、該円環部１６ａの外周面所定位置に突設された前記突出端１６ｂとを備え、円環部１６ａの中央位置には、前記駆動カム５の外周面を回転自在に嵌合支持する嵌合孔１６ｃが形成されている。また、前記突出端１６ｂは、先端部側が二股状に形成されて、前記ロッカアーム他端部の第１凸部１５ｂを挟み込む状態で配置されていると共に、ピン孔２３ａを介して前記連結ピン２２ａに回転自在に連結されている。
The
前記各リンクロッド１７は、プレス成形によって一体に形成され、横断面ほぼコ字形状に形成されていると共に、内側がコンパクト化を図るために、ほぼ円弧状に折曲形成されている。また、リンクロッド１７は、上側の二股状の各一端部１７ａ、１７ａが前記ロッカアーム他端部の各第２凸部１５ｃ、１５ｃをそれぞれ挟み込む状態で配置されて、前記連結ピン２２ｂ、２２ｂを介して前記ロッカアーム他端部の各第２凸部１５ｃ、１５ｃにそれぞれ回転自在に連結されている。また、リンクロッド１７の各他端部１７ｂ、１７ｂは、各揺動カム７、７のカムノーズ部７ｃ、７ｃを挟み込むように配置されていると共に、横方向から貫通形成された図外の各ピン孔に挿通した前記ピン２０、２０を介して回転自在に連結されている。
Each of the
なお、前記各連結ピン２０，２０，２２ａは、両端部に嵌着されたスナップリングや両端部のカシメ加工などによって抜け止めされている。 The connecting pins 20, 20, 22a are prevented from coming off by snap rings fitted at both ends or caulking processing at both ends.
また、前記ロッカアーム他端部の第２凸部１５ｃ、１５ｃと各リンクロッド１７、１７の一端部１７ａ、１７ａとの間には、組立時になどにおいて、前記各吸気弁３，３のリフト量を微調整するリフト調整機構が設けられている。
Also, the lift amount of each
このリフト調整機構は、前記ロッカアーム他端部の第２凸部１５ｃ、１５ｃの上下方向に前記ピン孔を横断する形で形成された雌ねじ孔と、該雌ねじ孔の下方から螺着された図外の調整ねじと、雌ねじ孔の上方から螺着されたロックねじ２４とから構成されている。そして、前記各調整ねじのねじ込み量によって前記連結ピン２２ｂ、２２ｂを上下移動させてロッカアーム他端部に対するリンクロッド１７、１７の回動支点位置を調整して各吸気弁３，３のリフト量を微調整するようになっている。すなわち、前記連結ピン２２ｂ、２２ｂは、連結ピン２２ａとほぼ同心であるが、かかるリフト調整機構によって長孔であるピン孔の範囲内を微調整可能になっている。
The lift adjustment mechanism includes a female screw hole formed so as to cross the pin hole in the vertical direction of the second
前記軸受部１１は、図２、図３に示すように、シリンダヘッド１のアッパデッキ上面に載置固定された支持枠(ロアーラダー)２と、該支持枠２の上面に機関前後方向の等間隔位置に載置固定されたメインブラケット(アッパラダー)２８と、該各メインブラケット２８の上面にそれぞれ載置固定されたサブブラケット(キャップ)２９とを備えている。また、前記各メインブラケット２８とサブブラケット２９とは、左右の前記ボルト挿通孔にそれぞれ挿通された複数の軸受ボルト３０によって共締めにより支持枠２上に重合状態に固定されており、該支持枠２とメインブラケット２８との間に、互いに半円弧状の軸受溝を介して前記駆動軸４を回転自在に支持している。
As shown in FIGS. 2 and 3, the bearing
前記制御機構９は、図１、図２に示すように、駆動軸４の上方位置に該駆動軸４と平行に配置された制御軸２５と、該制御軸２５の外周に一体に固定されてロッカアーム１５の揺動支点となる制御カム２６と、前記制御軸２５を回転制御するアクチュエータ２７と、を備えている。
As shown in FIGS. 1 and 2, the
前記制御軸２５は、図１に示すように、３６０°未満の回転範囲内で回転制御され、比較的小径に形成された軸部３１と、外周の軸方向の所定位置に一体に形成された複数のジャーナル部３２と、を備え、該各ジャーナル部３２が前記軸受部１１のメインブラケット２８とサブブラケット２９との間に回転自在に支持されている。なお、前記制御カム２６も制御軸２５の一部を構成している。
As shown in FIG. 1, the
前記軸部３１は、その外径が後述する制御カム２６やジャーナル部３２の各外径よりも小径に形成されていると共に、内部軸心位置に油通路４１が軸方向に沿って形成されている。
The
前記ジャーナル部３２は、図１〜図４に示すように、外径が軸部３１よりも大径に形成されて、その軸心Ｚが軸部３１の軸心よりも一方向へ偏心している。また、ジャーナル部３２の軸方向の幅Ｔ１は、前記ロッカアーム１５の一端部１５ａの幅長さＷよりも僅かに大きく形成されている。
As shown in FIGS. 1 to 4, the
また、最前端側のジャーナル部３２には、前記アクチュエータ２７側との連係部である連係軸３３が軸方向から一体にジャーナル部３２と同軸に連結されている。この連係軸３３は、外径がジャーナル部３２の外径よりも小さく設定されていると共に、先端部には、フランジ状のアーム部材である連係アーム３４が固定されている。
Further, a
一方、前記制御カム２６は、軸方向の幅長さＴ２が前記ジャーナル部３２の幅長さＴ１とほぼ同一の円柱状に形成されていると共に、その外径ｄがジャーナル部３２の外径とほぼ同じ大きさであり、前記ロッカアーム１５の支持孔２１の内周面との間に微小隙間を介して摺動し得る大きさに設定されている。また、制御カム２６は、中心である軸心が前記軸部３１の軸心を挟んでジャーナル部３２の軸心Ｚと反対側に偏心しており、したがって、前記ジャーナル部３２の軸心Ｚから前記偏心量に対して約２倍の大きな偏心量をもって偏心している。この大きな偏心量はロッカアーム１５の揺動中心を任意の位置に大きく移動させたい場合に必要となる。これにより、ピークリフト位相を大きく変化できる。
On the other hand, the
また、前記各ジャーナル部３２と各制御カム２６との間の距離(スパン)Ｓは、図１に示すように、いずれの箇所もほぼ同一に設定されていると共に、前記ロッカアーム１５の一端部１５ａの巾Ｗよりも大きく設定されている。
Further, as shown in FIG. 1, the distances (spans) S between the
前記アクチュエータ２７は、図１及び図５、図６に示すように、シリンダヘッド１の後端部に固定された駆動モータである電動モータ３５と、該電動モータ３５の回転駆動力を前記制御軸２５に伝達する減速機構である螺子伝達機構３６と、前記電動モータ３３の回転を制御するコントロールユニット３７と、から構成されている。
As shown in FIGS. 1, 5, and 6, the
前記電動モ−タ３５は、比例型のＤＣモータによって構成され、機関の運転状態を検出する前記コントロールユニット３７からの制御信号によって駆動するようになっている。
The
前記コントロールユニット３７は、機関回転数を検出するクランク角センサや、吸入空気量を検出するエアーフローメータ、機関の水温を検出する水温センサ及び制御軸２５の回転位置を検出するポテンショメータ５０等の各種のセンサからの検出信号をフィードバックして現在の機関運転状態を演算などにより検出して、前記電動モータに制御信号を出力している。
The
前記螺子伝達機構３６は、電動モータ３５のモータ軸に連結されて回転力が伝達される出力軸である螺子軸３８と、該螺子軸３８の外周に螺合状態に設けられて、螺子軸３８の正逆回転に伴って軸方向へ直線移動する移動部材である螺子ナット３９と、から主として構成され、前記螺子ナット３９は、リンク部材４０を介して前記連係アーム３４に回動自在に連結されている。
The
前記螺子軸３８は、ハウジング４１内で前記制御軸６にほぼ垂直でかつ前記電動モータ３５のモータ軸３５ａとほぼ同軸上に配置されて、両端部を除く外周面全体に螺合部である雄ねじ部３８ａが連続して形成されていると共に、両端部がボールベアリング４２、４３によって回転自在に軸受けされている。
The
さらに、螺子軸３８は、一端部の先端小径軸と電動モータ３５のモータ軸３５ａの先端小径部が円筒状の連結部材４４によって同軸上で軸方向移動可能にセレーション結合されている。
Further, the
前記螺子ナット３９は、ほぼ円筒状に形成され、内周面全体に前記雄ねじ部３８ａに螺合して螺子軸３８の回転力を軸方向への移動力に変換する雌ねじ部３９ａが形成されている。
The
そして、螺子ナット３９は、図５に示す最大右方向の移動位置で前記制御軸６を矢印方向(反時計方向)へ回転させて吸気弁３、３を最小リフト(最小作動角)側に制御し、図６に示す最大左方向の移動位置で制御軸６を矢印方向(時計方向)へ回転させて吸気弁３，３を最大リフト(最大作動角)側に制御するようになっている。
The
また、前記ハウジング４１の側壁の内側には、前記連係アーム３４を介して制御軸２５の左右の最大回転位置を規制する２つの第１、第２ストッパピン４５，４６が設けられている。
In addition, two first and second stopper pins 45 and 46 for restricting the left and right maximum rotational positions of the
さらに、前記ハウジング４１の内部には、前記螺子ナット３９の軸方向の前後端に対応する位置に、コイルスプリング４７、４８がそれぞれ設けられている。この各コイルスプリング４７，４８は、ほぼ截頭円錐状に形成され、前記連係アーム３４が左右方向へ最大に回転して第１、第２ストッパピン４５、４６に当接する直前に先端側の小径部が螺子ナット３９の各前後端面に当接して該螺子ナット３９にばね力を付与するようになっている。
Furthermore, coil springs 47 and 48 are respectively provided in the
以下、可変動弁装置の作動について説明すると、例えば、機関のアイドリング運転時などの低回転域では、コントロールユニット３７からの制御信号によって電動モータ３５が回転駆動し、この回転トルクが螺子軸３８に伝達されて、螺子ナット３９を介して連係アーム３４及び連係軸３３が回転してジャーナル部３２に伝達されて、このジャーナル部３２が一方向へ所定量回転駆動される。
Hereinafter, the operation of the variable valve operating apparatus will be described. For example, in a low rotation range such as during idling operation of the engine, the
したがって、ジャーナル部３２と制御カム２６が、図３Ａ、Ｂに示すように偏心状態で一緒に同方向へ回動して図示の位置に保持され、制御カム２６の軸心がジャーナル部３２の軸心Ｚの回りを同一半径で回転して、制御カム２６のジャーナル部３２の外径から突出した外端部が駆動軸４から左上方向に離間移動する。
Therefore, as shown in FIGS. 3A and 3B, the
これにより、ロッカアーム１５の全体が、図３Ａ、Ｂに示すように、駆動軸４の軸心Ｘとジャーナル部３２の軸心Ｚを通る直線Ｃに対して左方向へ傾く。よって、ロッカアーム１５の他端部と各リンクロッド１７、１７の枢支点であるピン２２、２２は、駆動軸４に対して上方向へ移動する。このため、各揺動カム７は、各リンクロッド１７を介して各カムノーズ部７ｃ側が強制的に引き上げられる。
As a result, the
これによって、駆動カム５が回転してリンクアーム１６を介してロッカアーム１５の他端部の第１凸部１５ｂを引き下げて吸気弁３を開弁させると、図３Ｂに示すように、そのカムリフト量がリンクロッド１７を介して揺動カム７からスイングアーム６のニードルローラ１４に伝達され、そのバルブリフト量が十分小さくなる。
As a result, when the
したがって、かかる機関の低回転領域では、各吸気弁３のバルブリフト量Ｌと作動角が図７に示すように十分に小さなリフトカーブ特性となる。このピークリフトの瞬間は、駆動カム５の軸心Ｙ方向とリンクアーム１６の軸間方向が一致した瞬間(図３Ｂ参照)となり、図７に示す最大ピーク点ａとなる。
Therefore, in such a low engine speed range, the valve lift amount L and the operating angle of each
よって、各吸気弁３の閉時期が十分に早くなり、ポンピングロスが大幅に低下する。このため、燃費の向上が期待できる。
Therefore, the closing timing of each
さらに、例えば、機関高回転領域に移行した場合は、コントロールユニット３７からの制御信号によって電動モータ３５が逆回転してボール螺子軸３８を同方向へ回転させると、この回転に伴ってボールナット３９が他方向へ移動する。これにより、図４に示すように、ジャーナル部３２を介して軸部３１及び制御カム２６を他方向(反時計方向)へ回転させて、該制御カム２６の軸心を右下方向(駆動軸４側)へ移動させてほぼ前記直線Ｃ近傍に位置させる。
Further, for example, in the case of shifting to the high engine rotation region, when the
このため、ロッカアーム１５は、図４Ａ、Ｂに示すように、今度は全体が右方向に回動して、ロッカアーム１５の他端部によって各揺動カム７のカムノーズ部７ｃを、各リンクロッド１７を介して下方へ押圧して該揺動カム７全体を所定量だけ時計方向へ回動させる。
For this reason, as shown in FIGS. 4A and 4B, the
したがって、各揺動カム７のスイングアーム６のローラ１３に対するカム面７ｂの当接位置がカムノーズ部７ｃ側（リフト部側）に移動する。このため、吸気弁３の開作動時に駆動カム５が回転してロッカアーム１５の他端部を、リンクアーム１６を介して引き下げると、スイングアーム６の揺動量は十分に大きくなる。
Therefore, the contact position of the
よって、かかる高回転領域では、図７に示すように、バルブリフト量Ｌ１及び作動角が最大のリフトカーブ特性となる。このピークリフトの瞬間は、駆動カム５の軸心Ｙ方向とリンクアーム１６の軸間方向が一致した瞬間となり(図４Ｂ参照)、図７に示す最大ピーク点ｂとなる。
Therefore, in such a high rotation region, as shown in FIG. 7, the valve lift amount L1 and the operating angle have the maximum lift curve characteristics. This moment of peak lift is the moment when the direction of the axis Y of the
したがって、各吸気弁３の開時期が早くなり、排気弁とのオーバーラップが大きくなると共に、閉時期が遅くなる。この結果、吸気充填効率が向上して十分な出力が確保できる。
Therefore, the opening timing of each
ここで、前記ピークリフト時のリンクアーム１６の角度であるが、最大リフトの図４Ｂに示す角度、すなわち図７のピーク点ｂと、最小リフトの図３Ｂに示す角度、すなわちピーク点ａとでは位相が異なっており、最小リフトの方のピーク点ａが反時計方向に位相がずれている。したがって、駆動カム４の回転方向が図３、図４に示すように時計方向であることを考えると、ピークリフトとなる駆動軸４(駆動カム５)の位相は、最小リフトの方が最大リフトよりβだけ進角する。これは、最小リフトの方がリンクアーム１６の角度が駆動軸４の回転方向に対して進角するからである。
Here, the angle of the
図８は前記電動モータ３５の１回転当たりの制御軸２５の回転角の特性(ｄθｃｓ／ｄθｍ)を示している。ここで、θｃｓは制御軸２５の回転角、θｍは電動モータ３５のモータ軸３５ａの回転角であって、ｄθｃｓ／ｄθｍが小さいと、電動モータ３５の単位角度当たりの制御軸２５の変換角度が小さいことを意味し、より細かな制御軸２５の駆動制御が可能になる。
FIG. 8 shows the characteristics (dθcs / dθm) of the rotation angle of the
前述した吸気弁３，３が小作動角になると、ｄθｃｓ／ｄθｍが小さくなるのは、図５から分かるように、リンク部材４０が立った姿勢になることから、電動モータ３５の回転に伴って螺子ナット３９が軸方向に移動しても制御軸２５の回転には変換されにくくなるからである
逆に大作動角になると、図６に示すように、リンク部材４０が倒れて寝てくるようになることから、電動モータ３５の回転に伴って螺子ナット２９が軸方向に移動する場合に、制御軸２５の回転に有効に変換され易くなり、この結果、ｄθｃｓ／ｄθｍが大きくなるのである。
When the
一方、既に説明したが、前記最大リフトＬ１から最小リフトＬまで連続的に変化するピークリフト位相ｂ−ａ特性や吸気弁３，３の開時期(ＩＶＯ)と閉時期(ＩＶＣ)の特性を、図８に基づいて具体的に説明する。
On the other hand, as already described, the peak lift phase ba characteristic continuously changing from the maximum lift L1 to the minimum lift L and the characteristics of the opening timing (IVO) and the closing timing (IVC) of the
すなわち、最大リフト(最大作動角)から最小リフト(最小作動角)に変化するにつれて吸気弁３，３の開時期(ＩＶＯ)の変化は小さく、閉時期(ＩＶＣ)の変化は急激に進角するようになっている。このようにＩＶＣがピストン下死点よりも十分に早くなることから、ポンピングロスが大幅に低減して燃費低減が期待することができる。
That is, as the maximum lift (maximum operating angle) changes to the minimum lift (minimum operating angle), the change in the opening timing (IVO) of the
ところが、前記ＩＶＣが十分に早くなることから、有効圧縮比が低減して燃焼の悪化が発生し易くなる。ここで、ＩＶＣを燃焼が悪化する直前まで進角できれば良好な燃費を実現できるが、ＩＶＣの進角が不十分であれば、燃費効果が小さくなり、ＩＶＣの過度な進角であれば燃焼悪化を招くおそれがある。 However, since the IVC is sufficiently fast, the effective compression ratio is reduced, and deterioration of combustion is likely to occur. Here, if the IVC can be advanced to just before the combustion worsens, good fuel efficiency can be realized, but if the IVC advance is insufficient, the fuel efficiency is reduced, and if the IVC is excessively advanced, the combustion worsens. May be incurred.
そこで、本実施形態では、電動モータ３５の回転角(θｍ)に対する制御軸２５の回転位置(θｃｓ)変化、つまりｄθｃｓ／ｄθｍがピークリフト位相進角側で相対的に小さくなるので、ピークリフト位相の進角側の制御を相対的に細かくすることができる。すなわち、実質のθｃｓ制御分解を細かくすることができ、したがって、この細かな制御によって、燃焼の悪化を抑制しつつＩＶＣを最大限進角させて燃費を可及的に良好にすることが可能になる。
Therefore, in the present embodiment, the change in the rotational position (θcs) of the
特に、吸気弁３，３のＩＶＯの変化を抑制しつつＩＶＣを大きく進角変化させることができるので、ポンピングロスを十分に低減しながら燃費も十分に低減できる。しかも、吸気弁３，３のＩＶＣの制御性がよく、このＩＶＣの過進角による燃焼悪化を抑制しつつ進角させることができるので、燃費を極限まで低減させることが可能になる。
In particular, since the IVC can be greatly advanced while suppressing the change in the IVO of the
また、前記第１、第２コイルスプリング４７，４８のばね力によって螺子ナット３９の最大軸方向の移動位置時に、該螺子ナット３９に反力を付与するようになっている。すなわち、第１コイルスプリング４７によって螺子ナット３９が最小作動角(最小リフト)より僅かに大きな作動角(リフト)方向へ機械的に付勢されるため、モータ制御が困難な例えば冷機始動時などで機械的に最小作動角より僅かに大きな作動角に安定するので、始動に必要な吸入空気量を確保し、もって良好な始動性などを得ることができる。
Further, a reaction force is applied to the
一方、第２コイルスプリング４８も同じく螺子ナット３９が最大作動角(最大リフト)より僅かに小さな作動角(リフト)方向へ機械的に付勢されるため、過度な動弁フリクションによる機関回転の不安定を防止して、冷機始動時などで良好な始動性などを得ることができる。
On the other hand, the
〔第２の実施形態〕
図９及び図１０は第２の実施形態を示し、例えば特開２００１−２４８４１０号公報に記載された遊星歯車を用いたバルブタイミング制御機構、つまり吸気弁３，３の開閉時期(ピークリフト位相)を可変にする可変機構に、図１、図５、図６に示す制御機構９の制御軸２５やアクチュエータ２７を適用したものである。
[Second Embodiment]
9 and 10 show a second embodiment, for example, a valve timing control mechanism using a planetary gear described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-248410, that is, the opening / closing timing (peak lift phase) of the
構造を簡単に説明すると、外周側に配置された円環状のプーリ５１は、外周にタイミングベルトの歯５１ａを有すると共に、内周に平歯車状の内歯５１ｂが形成されている。この内歯５１ｂには、キャリア５２に軸５２ａを介して取り付けられた２個の遊星歯車５３が噛み合わされていると共に、この各遊星歯車５３には、中央に位置するサンギア５４が噛み合わされている。
The structure will be briefly described. An
前記キャリア５２は出力軸５５に結合されている一方、前記サンギア５４は前記制御軸２５が軸方向から結合されている。前記出力軸５５は、外周に一気筒当たり２つの駆動カム５７ａが設けられたカムシャフト５７が軸方向から結合されている。
The
前記各遊星歯車５３は、外周に前記内歯５１ｂに噛合する外歯５３ａが形成されている一方、前記サンギア５４の外周には、前記外歯５３ａに噛み合う外周歯５４ａが形成されている。
Each of the
したがって、前記プーリ５１が図外のタイミングベルトによってクランクシャフトから回転力が伝達されて回転すると、各遊星歯車５３が外歯５３ａに噛み合った内歯５１ｂとサンギア５４の内周歯５４ａの噛み合いに拘束されつつ回転して、前記キャリア５２を回転させる。このキャリア５２の回転に伴い出力軸５５を介してカムシャフト５７(駆動カム５７ａ)が回転して吸気弁３、３を開閉作動させる。
Therefore, when the
前記制御軸２５は、第１の実施形態と同じアクチュエータ２７によって回転制御されるようになっており、前記サンギア５４と一体となってプーリ５１とカムシャフト５７の相対回転位相を変換するようになっており、前記制御軸２５の回転よってサンギア５４の回転位置を制御して前記キャリア５２を介してカムシャフト５７をプーリ５１に対して増減速を行い吸気弁３，３の開閉時期を図１１に示すように最大進角側から最大遅角側まで連続に制御するようになっている。ここで、作動角は不変のままピークリフト位相が制御される。
The rotation of the
すなわち、電動モータ３５が一方向へ回転して螺子ナット３９が図５に示す右方向位置になると、図９に示す制御軸２５を時計方向に回転させる。そうすると、キャリア５２が時計方向(プーリ５１の回転方向)に回転することから、吸気弁３，３のピークリフト位相は進角する(図１１の実線)。
That is, when the
一方、電動モータ３５が他方向に回転して螺子ナット３９が図６に示す左方向位置になると、図９に示す制御軸２５を反時計方向に回転させる。そうすると、キャリア５２が反時計方向(プーリ５１と逆回転方向)に回転することから、前記ピークリフト位相は遅角する(図１１の破線)。
On the other hand, when the
図１２は制御軸２５の回転角度位相と吸気弁３，３のバルブタイミング及び電動モータ３５の回転角(θｍ)に対する制御軸２５の回転位置変化、つまりｄθｃｓ／ｄθｍの特性を示す。
FIG. 12 shows the change in the rotational position of the
吸気弁３，３のピークリフト位相が進角すると、ＩＶＯも進角するので排気弁とのオーバーラップが増加する。そうすると、内部ＥＧＲが増加するので、ポンピングロスが減少して燃費が向上する。一方、過度にＩＶＯが進角すると、過度の内部ＥＧＲによって燃焼の悪化が発生するおそれがある。
When the peak lift phase of the
しかし、本実施形態でも進角側のｄθｃｓ／ｄθｍが減少するため、制御軸２５の回転角位相を細かに制御できるので、第１の実施形態と同様に、燃焼悪化を抑制しつつ最大限燃費を向上させることが可能になる。
However, since the dθcs / dθm on the advance side also decreases in this embodiment, the rotational angle phase of the
さらに、前記アクチュエータ２７が回転作動するのは、位相変化制御する場合のみであるので、一定走行の位相保持の場合は回転作動が抑制されるので、電動モータ３５の消費電力を抑制することができる。したがって、この点からも燃費の向上が図れる。
Further, since the
〔第３の実施形態〕
図１３及び図１４は第３の実施形態を示し、これは特開２０００−８０９０７号公報に記載されたバルブリフト可変機構を用いて吸気弁３，３のピークリフト位相を変化させるもので、外周に３次元カム６１、６１が設けられたカムシャフト６０を軸方向へ左右に移動させることによって球面ピボット６２，６２とバルブリフタ６３、６３を介して各吸気弁３，３のリフト量及びバルブタイミングを可変にするようになっている。
[Third Embodiment]
13 and 14 show a third embodiment, which changes the peak lift phase of the
前記カムシャフト６０は、図外のプーリなどを介してクランクシャフトから伝達された回転力によって回転駆動されるようになっている。
The
前記各３次元カム６１、６１は、図１５に示すように、外周面に小リフトカム面６１ａと大リフトカム面６１ｂが形成されてこれらが連続的に繋がっている。
As shown in FIG. 15, each of the three-
また、前記制御軸２５は、カムシャフト６０に対して複数の係止用ボール６４を介して軸方向から連結されて、カムシャフト６０を軸方向へ移動させるようになっていると共に、前記係止用ボール６４によってカムシャフト６０の回転を阻害しないようになっている。
The
アクチュエータ２７から制御軸２５の伝達経路は、図１４に示すように構成されている。すなわち、前記制御軸２５と直交する方向へ配置されて回動可能に設けられた伝達軸７１と、該伝達軸７１と制御軸２５との間に介装されて、伝達軸７１の回転運動を軸方向の直線運動に変換して前記制御軸２５に伝達する伝達アーム７２とを備えている。
The transmission path from the
前記伝達軸７１は、機関の幅方向に配設されて、一端部が前記連係アーム３４に圧入固定されていると共に、伝達アーム７２が配置された部位の両側部に図外の軸受に回転自在に支持されるジャーナル部７１ａ、７１ａが形成されている。
The
前記伝達アーム７２は、側面からみてほぼ雨滴状に形成されて、前記制御軸２５の先端部に径方向から突設されたピン２５ａが係合するスリット状の係合溝７２ａが形成されている。
The
そして、図１３に示すように、伝達軸７１がアクチュエータ２７によって反時計方向に回転して実線の図示位置に回転制御されると、伝達アーム７２を介して制御軸２５が図示のような最大右方向の位置に移動する。これによってカムシャフト６０が球面ピボット６２，６２を介して右方向へ移動する。そうすると、３次元カム６１，６１の大リフトカム面６１ｂ、６１ｂで各吸気弁３，３を開閉作動させることになり、そのバルブリフト特性が大リフト、大作動角になる。
Then, as shown in FIG. 13, when the
逆に、伝達軸７１がアクチュエータ２７によって時計方向に回転して一点鎖線の図示位置に回転制御されると、伝達アーム７２を介して制御軸２５が図示のような最大左方向の位置に移動する。これによってカムシャフト６０が球面ピボット６２，６２を介して左方向へ移動する。そうすると、３次元カム６１，６１の小リフトカム面６１ａ、６１ａで各吸気弁３，３を開閉作動させることになり、そのバルブリフト特性が小リフト、小作動角になる。
On the contrary, when the
そして、図１５(図１３の矢視Ｂ)に示すように、前記小リフトカム面６１ａ、６１ａのピークリフト部は、大リフトカム面６１ｂ、６１ｂのピークリフト部に対してカムシャフト６０の回転方向(矢印方向)に進角している。図１６のピークリフト位相に示すように、小作動角(小リフト)に向かうにつれて進角する特性になっている。したがって、前記第１の実施形態と同様になっている。
As shown in FIG. 15 (arrow B in FIG. 13), the peak lift portions of the small lift cam surfaces 61a and 61a are rotated in the rotational direction of the
また、前記アクチュエータ２７は、第１の実施形態と同様にピークリフト位相進角側で前記電動モータ３５の回転に対する伝達軸７１の変換角度が小さくなっている。
Further, the
さらに、伝達軸７１の変換角度と制御軸２５の軸方向位置Ｌｃｓとの関係をみてみる。図１３に示すように、最遅角側では、伝達アーム７２が立った状態になっており、伝達軸７１の位相変換は有効にＬｃｓの移動に変換されるが、最進角側では伝達アーム７２が傾倒しているので、Ｌｃｓの移動がしにくくなっている。
Further, the relationship between the conversion angle of the
したがって、本実施形態におけるｄＬｃｓ／ｄθｍは、進角側でアクチュエータ２７及び伝達機構により２重に小さくなることになり、図１６に示すｄＬｃｓ／ｄθｍ特性となる。つまり、進角側で制御軸２５の変換量が十分小さくなるので、ピークリフト位相の進角側の制御を一層細かにでき、燃焼の悪化を抑制しつつ燃費をさらに良好にすることが可能になる。
Therefore, dLcs / dθm in the present embodiment is doubled by the
本発明は、各実施形態の構成に限定されるものではなく、制御軸の位置(位相や軸方向の移動量)を変換する可変機構であれば、いずれのものにも適用できる。また、前記減速機構の螺子伝達機構は雌雄ねじ溝間にボールを介在させるボール螺子機構としてもよい。 The present invention is not limited to the configuration of each embodiment, and can be applied to any variable mechanism that converts the position of the control shaft (phase or movement amount in the axial direction). The screw transmission mechanism of the speed reduction mechanism may be a ball screw mechanism in which a ball is interposed between male and female screw grooves.
さらに、各実施形態では、制御軸の位置を検出するポジションセンサとして、該制御軸の回転位相の検出、あるいは制御軸の軸方向位置と対応する伝達軸の回転位相を検出するものを示したが、他の方式であってもよい。例えば、電動モータのモータ軸の回転を一定角度毎に回転方向とパルスを検出して、カウンターを併用してモータ軸の総回転角度を検出し、それを制御軸の位置に換算するものであってもよい。この場合、ピークリフト位相が進角側で、同一制御軸位置変換量に対するパルス数が増加するので、制御軸の位置センシング精度も進角側で向上する、したがって、進角側においてより細かな制御が可能になる。 Furthermore, in each embodiment, as the position sensor for detecting the position of the control shaft, a sensor that detects the rotational phase of the control shaft or the rotational phase of the transmission shaft corresponding to the axial position of the control shaft is shown. Other schemes may be used. For example, the rotation of the motor shaft of an electric motor is detected at a certain angle, and the rotation direction and pulse are detected, and the total rotation angle of the motor shaft is detected using a counter together, and converted to the position of the control shaft. May be. In this case, since the peak lift phase is advanced and the number of pulses for the same control axis position conversion amount is increased, the position sensing accuracy of the control axis is also improved on the advanced side, and therefore finer control is performed on the advanced side. Is possible.
１…シリンダヘッド
２…吸気弁
３…駆動軸
４…駆動カム
５…駆動カム
７…揺動カム
８…伝達機構
９…制御機構
２５…制御軸
２６…制御カム
２７…アクチュエータ
３４…連係アーム(アーム部材)
３５…電動モータ(駆動モータ)
３６…螺子伝達機構(減速機構)
３７…コントローラ
３８…螺子軸(出力軸)
３９…螺子ナット
４０…リンク部材
DESCRIPTION OF
35 ... Electric motor (drive motor)
36 ... Screw transmission mechanism (deceleration mechanism)
37 ...
39 ...
Claims (9)
前記制御軸の移動位置を駆動モータの回転により減速機構を介して変化させるアクチュエータとからなり、
前記駆動モータの回転角に対する前記制御軸の移動位置変化の割合が、前記ピークリフト位相の遅角側に対して進角側で小さくなるように設定すると共に、
前記可変機構が吸気弁のピークリフト位相を変化させた場合でも、吸気弁の作動角が変化しないように形成したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 A variable mechanism that changes at least the peak lift phase of the intake valve according to the movement position of the control shaft;
An actuator that changes the movement position of the control shaft through a reduction mechanism by rotation of a drive motor;
The ratio of the movement position change of the control shaft to the rotation angle of the drive motor is set to be smaller on the advance side than the retard side of the peak lift phase, and
The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, wherein the variable mechanism is formed so that the operating angle of the intake valve does not change even when the peak lift phase of the intake valve is changed .
前記可変機構が吸気弁のピークリフト位相を進角側へ制御した場合には、吸気弁の作動角が減少するように形成したことを特徴とする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,
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, characterized in that when the variable mechanism controls the peak lift phase of the intake valve to the advance side, the operating angle of the intake valve decreases.
前記制御軸の移動する位置は、前記駆動モータの回転に対する前記制御軸の回転角であることを特徴とする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 ,
The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine , wherein the position of movement of the control shaft is a rotation angle of the control shaft with respect to rotation of the drive motor .
前記制御軸の移動位置を駆動モータの回転により減速機構を介して変化させるアクチュエータとからなり、
前記駆動モータの回転角に対する前記制御軸の移動位置変化の割合が、前記ピークリフト位相の遅角側に対して進角側で小さくなるように設定すると共に、
前記制御軸の移動する位置は、前記駆動モータの回転に対する制御軸の軸方向の移動量であることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 A variable mechanism that changes at least the peak lift phase of the intake valve according to the movement position of the control shaft;
An actuator that changes the movement position of the control shaft through a reduction mechanism by rotation of a drive motor;
The ratio of the movement position change of the control shaft to the rotation angle of the drive motor is set to be smaller on the advance side than the retard side of the peak lift phase, and
The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine , wherein the position of movement of the control shaft is an amount of movement of the control shaft in the axial direction with respect to rotation of the drive motor .
前記可変機構が吸気弁のピークリフト位相を進角側へ制御した場合には、吸気弁の作動角が減少するように形成したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 4,
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, characterized in that when the variable mechanism controls the peak lift phase of the intake valve to the advance side, the operating angle of the intake valve decreases .
前記制御軸の移動する位置は、前記駆動モータの回転に対する前記制御軸の回転角であることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 4 or 5 ,
The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine , wherein the position of movement of the control shaft is a rotation angle of the control shaft with respect to rotation of the drive motor .
前記駆動モータの回転角に対する前記制御軸の移動位置変化の割合が、前記ピークリフト位相の遅角側に対して進角側で小さくなるように設定すると共に、
前記可変機構が吸気弁のピークリフト位相を変化させた場合でも、吸気弁の作動角が変化しないように形成したことを特徴とする可変動弁装置のアクチュエータ。 In the actuator of the variable valve operating apparatus that changes at least the peak lift phase of the intake valve by moving the control shaft through the speed reduction mechanism by the rotation of the drive motor,
The ratio of the movement position change of the control shaft to the rotation angle of the drive motor is set to be smaller on the advance side than the retard side of the peak lift phase, and
An actuator for a variable valve operating apparatus, wherein the operating mechanism of the intake valve does not change even when the variable mechanism changes the peak lift phase of the intake valve .
前記駆動モータの回転角に対する前記制御軸の移動位置変化の割合が、前記ピークリフト位相の遅角側に対して進角側で小さくなるように設定すると共に、 The ratio of the movement position change of the control shaft to the rotation angle of the drive motor is set to be smaller on the advance side than the retard side of the peak lift phase, and
前記制御軸の移動する位置は、前記駆動モータの回転に対する制御軸の軸方向の移動量であることを特徴とする可変動弁装置のアクチュエータ。 The position of the control shaft to move is the amount of movement of the control shaft in the axial direction with respect to the rotation of the drive motor.
前記減速機構は、 The deceleration mechanism is
前記駆動モータに連係されて、外周にねじ部が形成された出力軸と、 An output shaft linked to the drive motor and having a threaded portion formed on the outer periphery;
前記出力軸の外周に設けられて、該出力軸の回転に伴い前記ねじ部を介して軸方向へ移動する移動部材と、 A moving member that is provided on the outer periphery of the output shaft and moves in the axial direction via the threaded portion as the output shaft rotates;
一端部が前記移動部材に揺動自在に連係されたリンク部材と、 A link member having one end portion pivotably linked to the moving member;
一端部が前記リンク部材の他端部に回転自在に連係し、他端部が前記制御軸に連係したアーム部材と、 An arm member having one end portion rotatably linked to the other end portion of the link member and the other end portion linked to the control shaft;
を備え、 With
前記移動部材の最大一方向の移動位置で前記吸気弁のピークリフト位相が最進角側に制御され、最大他方向の移動位置で最遅角側に制御されることを特徴とする可変動弁装置のアクチュエータ。 The variable valve mechanism characterized in that the peak lift phase of the intake valve is controlled to the most advanced angle side at the maximum one-way movement position of the moving member, and is controlled to the most retarded angle side at the maximum other-direction movement position. The actuator of the device.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2008219002A JP5036659B2 (en) | 2008-08-28 | 2008-08-28 | Variable valve operating apparatus for internal combustion engine and actuator of the variable valve operating apparatus |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2008219002A JP5036659B2 (en) | 2008-08-28 | 2008-08-28 | Variable valve operating apparatus for internal combustion engine and actuator of the variable valve operating apparatus |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2010053761A JP2010053761A (en) | 2010-03-11 |
| JP5036659B2 true JP5036659B2 (en) | 2012-09-26 |
Family
ID=42069943
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2008219002A Expired - Fee Related JP5036659B2 (en) | 2008-08-28 | 2008-08-28 | Variable valve operating apparatus for internal combustion engine and actuator of the variable valve operating apparatus |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP5036659B2 (en) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP5197501B2 (en) * | 2009-06-11 | 2013-05-15 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | Variable valve operating device for internal combustion engine |
| JP5652013B2 (en) * | 2010-06-11 | 2015-01-14 | 日産自動車株式会社 | Variable valve operating device for internal combustion engine |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP4012445B2 (en) * | 2002-08-13 | 2007-11-21 | 株式会社日立製作所 | Variable valve operating device for internal combustion engine |
| JP4423136B2 (en) * | 2004-08-20 | 2010-03-03 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | Cylinder stop control device for internal combustion engine |
-
2008
- 2008-08-28 JP JP2008219002A patent/JP5036659B2/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2010053761A (en) | 2010-03-11 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US7305946B2 (en) | Variable valve operating apparatus for internal combustion engine | |
| JP4827865B2 (en) | Variable valve operating device for internal combustion engine | |
| JP5036651B2 (en) | Actuator device | |
| US8061315B2 (en) | Variable valve actuating apparatus for internal combustion engine and control shaft for variable valve actuating apparatus | |
| JP4483637B2 (en) | Internal combustion engine | |
| JP2006152926A (en) | Variable valve gear in internal combustion engine | |
| JP4668257B2 (en) | Variable valve operating apparatus for internal combustion engine and drive mechanism thereof | |
| JP4012445B2 (en) | Variable valve operating device for internal combustion engine | |
| JP5036659B2 (en) | Variable valve operating apparatus for internal combustion engine and actuator of the variable valve operating apparatus | |
| JP5119233B2 (en) | Variable valve operating device for internal combustion engine | |
| JP4878594B2 (en) | Variable valve operating device for internal combustion engine | |
| JP4136824B2 (en) | Valve operating device for internal combustion engine and lift adjusting method for the valve operating device | |
| JP2017166365A (en) | Variable valve gear of internal combustion engine | |
| JP5188998B2 (en) | Variable valve operating device for internal combustion engine | |
| JP2007170322A (en) | Variable valve device of internal combustion engine | |
| JP2011122546A (en) | Variable valve system of internal combustion engine | |
| JP5197501B2 (en) | Variable valve operating device for internal combustion engine | |
| JP5119180B2 (en) | Variable valve operating device for internal combustion engine | |
| JP2006291913A (en) | Variable valve device for internal combustion engine | |
| JP4571172B2 (en) | Variable valve operating apparatus for internal combustion engine and controller for variable valve operating apparatus for internal combustion engine | |
| JP2007285308A (en) | Variable valve gear of internal combustion engine and drive mechanism used therefor | |
| JP2006144551A (en) | Actuator of variable valve gear | |
| JP2009281164A (en) | Variable valve gear of internal combustion engine | |
| JP2006233830A (en) | Valve gear of internal combustion engine | |
| JP5741848B2 (en) | Variable valve operating device for internal combustion engine |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20100831 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20110914 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20111004 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20111128 |
|
| RD02 | Notification of acceptance of power of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7422 Effective date: 20111128 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20120612 |
|
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20120703 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20150713 Year of fee payment: 3 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |