JP5197501B2 - Variable valve operating device for internal combustion engine - Google Patents
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Description
本発明は、機関運転状態に応じて吸気弁の開閉時期(バルブタイミング)などを可変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 variably controls an opening / closing timing (valve timing) of an intake valve according to an engine operating state.
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、その一つとして以下の特許文献1に記載されたものがある。
Various types of conventional variable valve operating apparatuses for internal combustion engines are provided, and one of them is described in
この可変動弁装置は、変更機構がカムシャフトのクランクシャフトに対する回転位相差を、アクチュエータである電動モータの作動量に応じた変化量を変化させることによって例えば吸気弁の開閉タイミングを変更するようになっている。つまり、前記電動モータのモータ軸がクランクシャフトに同期回転するプーリなどの駆動回転体と同じ回転数である場合は、前記カムシャフトとクランクシャフトの相対回転位相差CAが固定されるようになっている。 In this variable valve device, the change mechanism changes the rotation phase difference of the camshaft with respect to the crankshaft, for example, by changing the change amount according to the operation amount of the electric motor as an actuator, thereby changing the opening / closing timing of the intake valve, for example. It has become. That is, when the motor shaft of the electric motor has the same rotational speed as that of a driving rotating body such as a pulley that rotates synchronously with the crankshaft, the relative rotational phase difference CA between the camshaft and the crankshaft is fixed. Yes.
一方、前記モータ軸の回転数が駆動回転体よりも高いかあるいは低い場合には、その相対回転数(ΔNm)によりカムシャフトとクランクシャフトの相対回転位相差CAを進角あるいは遅角側に制御して、前記吸気弁の開閉タイミングを変更させるようになっている
前記相対回転数(ΔNm)は、ギア機構やリンク機構によって減速されて、カムシャフトとクランクシャフトとの相対回転位相差CAの変化として変換される。
On the other hand, when the rotational speed of the motor shaft is higher or lower than that of the driving rotating body, the relative rotational phase difference CA between the camshaft and the crankshaft is controlled to the advance side or the retard side by the relative rotational speed (ΔNm). Then, the opening / closing timing of the intake valve is changed. The relative rotational speed (ΔNm) is decelerated by a gear mechanism or a link mechanism, and the change in the relative rotational phase difference CA between the camshaft and the crankshaft is changed. Is converted as
ここで、低回転域での相対回転位相差CAの検出精度を高めるために、制御周期毎に実際の相対回転数(ΔNm)を、電動モータの回転角センサなどによって検出し、その瞬間の減速比から位相変化を求め、積算することによって実際の位相差CAを求めるようになっている。 Here, in order to improve the detection accuracy of the relative rotational phase difference CA in the low rotational range, the actual relative rotational speed (ΔNm) is detected by the rotational angle sensor of the electric motor for each control cycle, and the instantaneous deceleration is performed. The actual phase difference CA is obtained by obtaining the phase change from the ratio and integrating the change.
しかしながら、前記特許文献1の技術は、機関の回転中は前記電動モータのモータ軸を常時回転させるようになっていることから、駆動電力が常時消費されている。したがって、オルタネータの発電量を大きくする必要があり、走行燃費の悪化を招いていた。
However, since the technique of
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閉時期を変化させる可変機構と、駆動モータのモータケーシングに対するモータ軸の回転位相を変化させることによって、減速機構を介して前記制御軸の移動位置を変化させると共に、モータケーシングに対するモータ軸の回転位相を固定することによって前記制御軸の移動位置を固定するアクチュエータと、を備え、機関始動時における前記吸気弁の閉時期を最遅角付近に設定すると共に、前記制御軸の移動位置変化に対する前記モータ軸の回転位相変化の割合を、前記吸気弁の閉時期を遅角側に変化させた場合における制御軸の移動位置で大きくなるように設定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 claim 1 changes the closing timing of the intake valve in accordance with the movement position of the control shaft. By changing the rotational phase of the motor shaft relative to the motor casing with respect to the variable mechanism and the drive motor, by changing the movement position of the control shaft via the speed reduction mechanism, and by fixing the rotational phase of the motor shaft relative to the motor casing An actuator for fixing the moving position of the control shaft, and setting the closing timing of the intake valve at the time of engine start to the vicinity of the most retarded angle, and changing the rotational phase of the motor shaft with respect to the moving position of the control shaft Is set so as to increase at the moving position of the control shaft when the closing timing of the intake valve is changed to the retard side .
請求項2に記載の発明は、前記吸気弁の閉時期が遅角側に制御されたことに伴って前記吸気弁のバルブリフト量あるいは作動角を増加させることを特徴としている。
The invention according to
この発明によれば、吸気弁の閉時期の遅角側でのバルブタイミングの保持性が良好になることに加え、バルブタイミングを変更する場合にのみ電動モータを回転させるので、電動モータの消費電力を抑制することができる。この結果、車両走行燃費の低減化が図れる。 According to the present invention, the retention of the valve timing on the retard side of the closing timing of the intake valve is improved, and the electric motor is rotated only when the valve timing is changed. Can be suppressed. As a result, the vehicle travel fuel consumption can be reduced.
以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置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。 Hereinafter, embodiments of a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to the present invention will be described 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、一対の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に揺動力(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。
[First Embodiment]
As shown in FIGS. 1 to 4, the variable valve operating apparatus is provided in a
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。
The
前記吸気弁3,3は、バルブスプリング10,10のばね力によって前記各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 first
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31a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35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してモータ軸35aを正逆回転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35aに軸方向から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に示す最大左方向の移動位置で前記制御軸6を矢印方向(時計方向)へ回転させて吸気弁3、3を最小リフト(最小作動角)側に制御し、図6に示す最大右方向の移動位置で制御軸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、アイドリング運転時などの機関低回転域では、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 the low engine speed range such as idling operation, 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、燃費の低減効果が期待できる。
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、この回転に伴って螺子ナット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, when the engine has shifted to the high engine speed 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、最大リフトの方が最小リフトよりβだけ遅角する。これは、最大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遅角するからである。
Here, the angle of the
図8は前記制御軸25を回転させた場合のバルブタイミング変化とdθm/dX変化の特性を示している。ここで、θmは電動モータ35のモータ軸35aの回転角(回転位相)、Xは制御軸25の反時計方向の回転角(回転位相)である。したがって、dθm/dXは、制御軸25の回転位相変化に対するモータ軸35aの回転位相変化の割合であり、減速比といえる。
FIG. 8 shows the characteristics of valve timing change and dθm / dX change when the
前述した吸気弁3,3が最小リフト(Xmin)、閉時期(IVC)が最進角では、図5に示すように、リンク部材40が倒れた姿勢になっているので、電動モータ35のモータ軸35aの回転による螺子ナット29の移動が制御軸25の回転に有効に変換されるので、dθm/dXが小さくなる。
When the
一方、吸気弁3,3が最大リフト(Xmax)、IVCが最遅角では、図6に示すように、リンク部材40が立った姿勢になることから、前記モータ軸35aの回転による螺子ナット29の移動が制御軸25の回転に有効に変換されないので、dθm/dXが大きくなる。
On the other hand, when the
この最大リフトあるいは最大作動角では、前記制御軸25に対する動弁装置からの入力が大きく、また、この大きな入力の掛かる時間が長くなり、前記制御軸25から前記モータ軸35aに過大なトルクが長い時間作用することから該モータ軸35aがばたついてしまうおそれがある。
At this maximum lift or maximum operating angle, the input from the valve operating device to the
しかし、本実施形態では、前述のようにdθm/dXが大きいことから減速比も大きくなり、したがって、電動モータ35に作用するトルクが小さくなるので、該電動モータ35のばたつき(正逆回転振動)の発生が抑制される。この結果、前記制御軸25のばたつきも十分に抑制され、吸気弁3,3のバルブタイミングの保持性、つまり開弁時期(IVO)と閉弁時期(IVC)の保持性が良好になる。
However, in the present embodiment, since dθm / dX is large as described above, the reduction ratio is also large, and therefore the torque acting on the
このとき、同じ電動モータ35のばたつき量に対してdθm/dXが大きいと、制御軸25のばたつき量に変換される比率も低いので、二重にばたつきを抑制することができる。
At this time, if dθm / dX is large with respect to the amount of fluttering of the same
ここで、機関始動時には、始動燃焼に必要な吸気充填効率を確保するために、吸気弁3,3の閉時期(IVC)を最遅角付近あるいは最大作動角(最大リフト)付近に設定される場合が多い。この機関始動時には、動弁装置の潤滑油による潤滑が不十分であり、また、電動モータ35の出力トルクも小さい。このため、吸気弁3,3のバルブタイミングが不安定になりやすく、始動性に影響が出る場合もあった。
Here, when the engine is started, the closing timing (IVC) of the
ところが、本実施形態では、前述のように、バルブタイミングの保持性が向上しているので良好な始動性が得られる。 However, in this embodiment, as described above, the valve timing retention is improved, so that a good startability can be obtained.
また、前述のように、機関高回転域でも出力を向上させるために、吸気弁3,3の閉時期(IVC)を最遅角付近に制御する場合が多いが、さらに大作動角、大リフト量に加えて高回転による入力サイクル増加や慣性荷重の増加に伴って前記制御軸25のばたつきが発生し易くなる。
Further, as described above, in order to improve the output even in the high engine speed range, the closing timing (IVC) of the
しかし、前記dθm/dXが大きくなることから、制御軸25のばたつきが抑制されてバルブタイミングが安定して機関の出力を向上させることが可能になる。
However, since dθm / dX increases, fluttering of the
また、dθm/dXが大きくなることから、電動モータ35に作用するトルクが低下し、モータ電流が低下して消費電力も低減できる。さらに、前記制御軸25のばたつきが小さいことから、制御軸25を保持しようとする制御パルスの通電量も低減できるので、消費電力を一層低減できる。
Further, since dθm / dX increases, the torque acting on the
この結果、高回転高負荷域で過大となる電動モータ35の熱的負荷の問題も回避できる。
As a result, the problem of the thermal load of the
一方、前記アイドリング運転や低回転運転などの常用運転域では、吸気弁3,3の閉時期(IVC)が最進角付近に制御されるが、ここではdθm/dXが小さくなっている。これは、制御軸25の回転変換に必要なモータ回転数が少ないことを意味しており、したがって、制御軸25の前記回転変換の切り換え応答性が向上する。
On the other hand, in the normal operation region such as the idling operation and the low rotation operation, the closing timing (IVC) of the
このように、機関常用運転域での切り換え応答性が向上することから、トルクコントロール性などの運転性、過渡燃費性能、過渡エミッション性能の改善を図ることが可能になる。 As described above, since the switching response in the engine normal operation region is improved, it is possible to improve the driving performance such as torque control performance, the transient fuel consumption performance, and the transient emission performance.
図8から明らかなように、dθm/dXが吸気弁3,3閉時期(IVC)の最進角から最遅角まで連続的に増加しており、常用運転域(IVC最進角付近)、高回転域(最遅角付近)、始動時(最遅角付近)などで、前述した作用効果を最大限に得ることができると共に、IVCの中間域でもバランスの良い作用効果が得られる。例えば、機関の中間回転域では、中間リフト量、作動角に制御されて動弁装置への入力はやや小さくなり、要求応答性はやや低くなるので、中間のdθm/dXが適しているのである。
As is apparent from FIG. 8, dθm / dX continuously increases from the most advanced angle to the most retarded angle of the
また、本実施形態では、前記モータ軸35aの回転位相θmを固定することによって制御軸25の回転位相Xを固定し、前記θmを変化させることにより、前記回転位相Xを変化させるようになっている。
In the present embodiment, the rotational phase X of the
つまり、吸気弁3,3のバルブタイミングを変換させるとき(過渡時)にのみ、電動モータ35のモータ軸35aが回転し、バルブタイミングが変換させない場合には、電動モータ35が回転しないため、消費電力が小さくなる。換言すれば、電動モータ35を回転させるための電気エネルギーが小さくなり、保持するだけの小さな消費電力で済むため、車両としての燃費が低減されるのである。これにより、前記公報記載の従来技術のものよりも燃費を低減できる。
In other words, the
特に、高速道路などを一定走行する場合など、前記消費電力の低減状態が維持されるため、燃費低減効果が大きくなる。 In particular, when the vehicle is traveling on a highway or the like, the power consumption reduction state is maintained, so that the fuel consumption reduction effect is increased.
また、前記制御軸25の回転位置は、前記ポテンショメータに50によって直接検出するだけであるから、前記従来技術のように低回転でも制御周期を長くしないで済むため、制御精度を高められる。さらに、位相検出する上で積算が不要になるので演算負荷が減少し、また、電動モータ35の消費電力を抑制でき駆動回路の負荷を低減できる。したがって、前記コントローラ37の負荷を低減できる。
Further, since the rotational position of the
さらに、前記ポテンショメータ50を用いれば、クランクシャフトが回転しない機関停止時でも制御軸25の回転位置を検出できるので、前記可変機構を機関始動時のクランキング初期から開始時点から制御できるため、始動性能をより高めることが可能になる。
Furthermore, if the
〔第2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)を可変にするいわゆるVTCである可変機構に、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に示す左方向位置から図6に示す右方向位置に変化する場合、図9に示す制御軸25をXmaxまで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の逆回転方向)に回転することから、吸気弁3,3のピークリフト位相は最遅角する(図11の破線)。
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5に示す左方向位置に戻ると、図9に示す制御軸25をXminまで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と回転方向)に回転することから、前記ピークリフト位相は最進角する(図11の実線)。
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)の変化に対する制御軸25の回転位置の変化、つまりdθm/dXの特性を示す。この特性は前記第1の実施形態と同じであって、吸気弁3,3の閉時期(IVC)の最遅角で最大になる。したがって、第1の実施形態と同様の始動時の作用効果が得られる。
FIG. 12 shows the change of the rotational position of the
つまり、始動に起因した動弁装置からの大きな入力が制御軸25を介して前記モータ軸35aに大きなトルクとして作用するが、特に本実施形態のような位相可変型の可変機構では、大きな交番トルクとして作用してモータ軸35aがばたついてしまうおそれがある。
That is, a large input from the valve gear resulting from the start acts as a large torque on the
しかし、本実施形態では、dθm/dXが大きいので、減速比が大きくなり、電動モータ35に作用する交番トルクが小さくなる。したがって、モータ軸35aのばたつきが抑制され、この結果、制御軸25のばたつきも抑制される。よってバルブタイミングの保持性が良好になるのである。
However, in this embodiment, since dθm / dX is large, the reduction ratio is large, and the alternating torque that acts on the
このとき、同じモータ軸35aのばたつき量に対してdθm/dXが大きいと、制御軸25のばたつき量に変換される比率も低いので、二重にばたつきが低減されることになる。
At this time, if dθm / dX is large with respect to the amount of fluttering of the
ここで、機関始動時には、始動燃焼に必要な吸気充填効率を確保するために、吸気弁3,3の閉時期(IVC)を最遅角付近に設定される場合が多い。この機関始動時には、動弁装置の潤滑油による潤滑が不十分であり、また、電動モータ35の出力トルクも小さい。このため、吸気弁3,3のバルブタイミングが不安定になりやすく、始動性に影響が出る場合もあった。
Here, at the time of engine start, in order to ensure the intake charge efficiency required for start-up combustion, the closing timing (IVC) of the
ところが、本実施形態では、前述のように、バルブタイミングの保持性が向上しているので良好な始動性が得られる。 However, in this embodiment, as described above, the valve timing retention is improved, so that a good startability can be obtained.
また、前述のように、機関高回転域でも出力を向上させるために、吸気弁3,3の閉時期(IVC)を最遅角付近に制御する場合が多い上に、高回転による入力サイクル増加や慣性荷重の増加に伴って前記制御軸25のばたつきが発生し易くなり、電動モータ35に作用する交番トルクも一層増加する。
In addition, as described above, in order to improve the output even in the high engine speed range, the closing timing (IVC) of the
しかし、前記dθm/dXが大きくなることから、大きな減速比により電動モータ35に作用する交番トルクが減少し、電動モータ35保持性が向上し、また、電動モータ35のばたつき量に対する制御軸25のばたつき量への変換比率も低下するので、二重に制御軸25のばたつきが抑制されてバルブタイミングが安定して機関の出力を向上させることが可能になる。
However, since the dθm / dX increases, the alternating torque acting on the
また、dθm/dXが大きくなって電動モータ35のトルクが低下すると、モータ電流が低下して消費電力も低減できる。さらに、前記制御軸25のばたつきが小さいことから、制御軸25を保持しようとする制御パルスの通電量も低減できるので、消費電力を一層低減できる。
Further, when dθm / dX increases and the torque of the
この結果、高回転高負荷域で過大となる電動モータ35の熱的負荷の問題も回避できる。
As a result, the problem of the thermal load of the
一方、暖機アイドリング運転や低回転運転などの常用運転域では、吸気弁3,3の閉時期(IVC)が最進角付近に制御されるが、ここではdθm/dXが小さくなっているので、前述のように、制御軸25の前記回転変換の切り換え応答性が向上する。このように、機関常用運転域での切り換え応答性が向上することから、トルクコントロール性などの運転性、過渡燃費性能、過渡エミッション性能の改善を図ることが可能になる。
On the other hand, in the normal operation range such as warm-up idling operation and low rotation operation, the closing timing (IVC) of the
また、前記モータ軸35aの回転位相θmを固定することによって制御軸25の回転位相Xを固定し、前記θmを変化させることにより、前記回転位相Xを変化させるようになっている。
Further, the rotational phase X of the
つまり、吸気弁3,3のバルブタイミングを変換させるとき(過渡時)にのみ、電動モータ35のモータ軸35aが回転し、バルブタイミングが変換させない場合には、電動モータ35が回転しないため、消費電力が小さくなる。換言すれば、電動モータ35を回転させるための電気エネルギーが小さくなり、保持するだけの小さな消費電力で済むため、車両としての燃費が低減されるのである。これにより、前記公報記載の従来技術のものよりも燃費を低減できる。
In other words, the
特に、高速道路などを一定走行する場合など、前記消費電力の低減状態が維持されるため、燃費低減効果が大きくなる。 In particular, when the vehicle is traveling on a highway or the like, the power consumption reduction state is maintained, so that the fuel consumption reduction effect is increased.
また、前記制御軸25の回転位置は、前記ポテンショメータに50によって直接検出するだけであるから、前記従来技術のように低回転でも制御周期を長くしないで済むため、制御精度を高められる。さらに、位相検出する上で積算が不要になるので演算負荷が減少し、また、電動モータ35の消費電力を抑制でき駆動回路の負荷を低減できる。したがって、前記コントローラ37の負荷を低減できる。
Further, since the rotational position of the
さらに、前記ポテンショメータ50を用いれば、クランクシャフトが回転しない機関停止時でも制御軸25の回転位置を検出できるので、前記可変機構を機関始動時のクランキング初期から開始時点から制御できるため、始動性能をより高めることが可能になる。
Furthermore, if the
〔第3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7に示す第1実施形態におけるピークリフト位相と同じように、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、図16に示すように制御軸25の軸方向位置Xminでは最小作動角(IVC最進角)であり、Xmaxでは最大作動角(IVC最遅角)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吸気弁3,3の閉時期遅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。ここでいうXは、制御軸25方向の位置であり、他の実施形態のような制御軸25の位相位置ではない。
Further, in the
次に、図13に基づいてdθm/dX特性について考察する。前記Xminでは、伝達アーム72(係合溝72a)が傾倒していることから、伝達アームの回転が有効に制御軸25の軸方向の移動(X)に変換されないので、電動モータ35は多くの回転数が必要になり、dθm/dX特性は第1の実施形態に対して増加傾向を示す。
Next, the dθm / dX characteristic will be considered based on FIG. In Xmin, since the transmission arm 72 (
一方、Xmaxでは伝達アーム72が制御軸25に対してほぼ直交する位置になるため、伝達アーム72の回転が効率良く制御軸25の軸方向への移動(X)に変換されるので、電動モータ35の少ない回転数で済む。このため、dθm/dX特性は第1実施形態に対して減少傾向を示す。よって、図16に示すように、直線(リニア)に近いdθm/dX特性になるので、位置決め制御の制御性が向上する。
On the other hand, at Xmax, the
〔第4実施形態〕
図17A〜Cは第4の実施形態を示し、主として減速機構である螺子伝達機構36の連係アーム34とリンク部材40の構造や長さを変更し、つまり、前記第2実施形態に対してアクチュエータ27のリンクジオメトリーを変更して、dθm/dX特性を変更したものである。ここでXは、制御軸25の位相位置である。
[Fourth Embodiment]
FIGS. 17A to 17C show a fourth embodiment, in which the structure and length of the
すなわち、前記連係アーム34は、両側面が平面の肉厚な板状に形成され、ほぼ半円状の基部34aが中央に形成された図外の固定用孔を介して前記制御軸25の一端部にボルト65により連結されていると共に、該基部34aの径方向に突出した先端部34bに形成されたピン孔に挿通したピン66によって前記リンク部材40の一端部に回転自在に連結されている。また、この先端部34bは、先端の軸方向中央が肉抜きされており、螺子軸38との干渉が回避されるようになっている。
That is, the
前記リンク部材40は、側面ほぼL字形状に形成されて、一端側が一対のプレート状に形成されていると共に、他端部40aが二股状に形成され、前記一端側が連係アーム34の先端部34bを挟持状態に嵌合しつつ前記ピン66によって揺動自在に連結されている。一方、他端部48a側は、先端側の螺子ナット39の両側部を挟んだ状態で配置されて、折曲部位にそれぞれ有するピン孔に前記各ピン67を介して螺子ナット39に回転自在に連結されている。
The
したがって、このリンク部材40は、図17A〜Cに示すように、前記螺子ナット39が螺子軸45の左右軸方向に沿って移動するに伴ってその姿勢を変化させながら前記連係アーム34を介して制御軸25に正逆の回転力を伝達するようになっている。
Accordingly, as shown in FIGS. 17A to 17C, the
すなわち、前記螺子ナット39が、図17Aに示すように、軸方向の最大左端側に移動している場合には、ピン67の枢支点で螺子ナット39に軸支されているリンク部材40は、ピン66の軸支点を介して連係アーム34を時計方向の最大位置まで回動させる。これによって、前記制御軸25は、軸心を中心に時計方向の最大位置に回転して、前記伝達手段の作動に基づいて吸気弁3,3が最小作動角、最小リフトに制御され、吸気弁3,3の閉時期(IVC)が最進角(Xmin)になる。
That is, as shown in FIG. 17A, when the
また、螺子ナット39が右方向に移動して図17AからBに示す位置になると、前記リンク部材40は、螺子軸38に対してほぼ並行、あるいはやや下向きの姿勢となり、連係アーム34を介して前記制御軸25を図中右方向(反時計方向)へ回転させる。そして、この時点での制御軸25の回転位置による吸気弁2,2の作動角は、比較的大きな中間作動角、中間リフト量になるように制御され、吸気弁3,3の閉時期(IVC)が中間位置(Xp)になる。
When the
さらに前記螺子ナット39が、図17BからCに示すように、図中右方向へ移動するとリンク部材40が右方向へ傾動しながら連係アーム34を介して制御軸25をさらに反時計方向へ回転させる。つまり、螺子ナット39が、図17Cに示すように、軸方向の最大右端側に移動している場合には、リンク部材40は軸支点を介して連係アーム34を反時計方向の最大位置まで回動させる。これによって、前記制御軸25は、軸心を中心に反時計方向の最大位置に回転する。したがって、前記伝達手段の後述する作動に基づいて吸気弁2,2が最大作動角、最大リフトに制御され、吸気弁3,3の閉時期(IVC)が最遅角(Xmax)になる。
Further, as shown in FIGS. 17B to 17C, when the
そして、図17Cに示す前記吸気弁3,3の閉時期が最遅角(Xmax)では、リンク部材40が立っているので、螺子ナット39の動きが有効に制御軸25の回転に変換されにくい。このため、螺子ナット39の移動量に対して電動モータ35が多くの回転数が必要となり、dθm/dX特性は図18に示すように、大きな減速比(dθm/dX)である。
When the closing timing of the
図17Aに示す吸気弁3,3の閉時期が最進角(Xmin)になった場合は、リンク部材40が傾倒しているため、螺子ナット39の動きが制御軸25の回転に有効に変換されることから、電動モータ35は少ない回転数で済み、dθm/dX特性は図18に示すように小さな減速比G1を示す。
When the closing timing of the
したがって、G1<G2となるので、第2実施形態と同様な作用効果が得られる。 Therefore, since G1 <G2, the same effect as the second embodiment can be obtained.
一方、図17Bに示す吸気弁3,3の閉時期が中間位相(Xp)になった場合は、連係アーム34とリンク部材40との連結支点が螺子軸38の軸線Oより僅かに下がり、再びリンク部材40が逆方向に立ってくると共に、前記軸線Oに対して連係アーム34がほぼ直角になって螺子ナット39の動きに対する制御軸25の変換角の量が減少して、dθm/dXはピーク値となる。
On the other hand, when the closing timing of the
これによって、耐熱的に厳しい登坂走行では中間位相の吸気弁3,3閉時期(IVC)となるのが通常であり、その際に、dθm/dXが大きいと、電動モータ35への通電量も減少し、該電動モータ35の発熱を抑制することができるので、電動モータ35などの耐熱性が向上する。
As a result, when the hill climbing is severe in terms of heat resistance, it is normal that the
その後、Xpを越えると連係アーム34の姿勢が傾斜してくるので、再び減速比は低下し、Xqで極小値Gqになり、さらにXが増加していくと、前述のように、Xmaxで大きなG2を示すのである。
After that, when Xp is exceeded, the attitude of the
〔第5実施形態〕
図19は第5実施形態を示し、可変装置や電動モータ35及び制御軸25などは第1の実施形態と同じであるが、前記電動モータ35の回転力を一定減速比とする図外の一定減速比の減速機構と図19に示す歯車機構からなる別異の減速機構60を介して制御軸25を回転させるものである。また、前記第4実施形態と同様のdθm/dX特性を持っている。
[Fifth Embodiment]
FIG. 19 shows a fifth embodiment, and the variable device, the
すなわち、この減速機構60は、2つの平歯車を用いたもので、前記電動モータ35の回転力が前記一定減速機構により減速されて伝達される入力軸61と、該入力軸61の外周に設けられて、特殊なピッチ円軌跡(入力歯車ピッチ円軌跡)をもつ入力歯車62と、前記制御軸32が連結された出力軸63と、該出力軸63の外周に設けられて、前記入力歯車62に噛み合う特殊なピッチ円軌跡(出力歯車ピッチ円軌跡)をもつ出力歯車64と、とから構成されている。
That is, the
前記両歯車62、64は、それぞれ外周に有する外歯が小ピッチに形成されていると共に、これら外歯62a、64aの歯数が多く滑らかな噛み合いを実現している。
Both the
図19に示す噛み合い状態は、吸気弁3,3のIVCが最遅角の位置になっており、これは、前述した図17Cに示すIVC最遅角(Xmax)に対応している。
In the meshing state shown in FIG. 19, the IVC of the
そして、前記両歯車62,64が噛み合う場合の動径比を変化させることによって前記第4実施形態と同様のdθm/dX特性を実現している。
Then, the dθm / dX characteristic similar to that of the fourth embodiment is realized by changing the radius vector ratio when the
すなわち、吸気弁3,3のIVCの最遅角位置では、入力歯車62の2'と出力歯車64の2が噛み合っているが、入力歯車62の動径R2'は比較的小さく、出力歯車64の動径R2は比較的大きい。したがって、dθm/dX特性は大きくなっている。
That is, at the most retarded position of the IVC of the
吸気弁3,3のIVCの最進角位置では、入力歯車62の1'と出力歯車64の1が噛み合うが、その際、入力歯車62の動径R1'は比較的大きく、出力歯車64の動径R1は比較的小さい。したがって、dθm/dX特性は小さくなっている。
At the most advanced IVC position of the
また、吸気弁3,3のIVCの中間位相では、入力、出力歯車62,64のP'、Pの噛み合いではdθm/dX特性は極大値(ピーク値)を示し、Q'、Q噛み合いでは極小値を示す。
Also, in the intermediate phase of IVC of the
本実施形態ではdθm/dX特性の自由度が高く、前記ピッチ円軌跡を変化させるだけで、減速比特性を容易に変化させることができる
本発明は、前記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。
In the present embodiment, the degree of freedom of the dθm / dX characteristic is high, and the reduction ratio characteristic can be easily changed simply by changing the pitch circle locus. The present invention is limited to the configuration of each of the above embodiments. Instead, any variable mechanism that converts the position of the control axis (phase or movement amount in the axial direction) can be applied.
また、前記減速機構としては、雌雄ねじ溝間にボールを介在させるボール螺子機構でも良く、また歯車機構のものなどであっても良く、モータハウジングに対してモータ軸が回転した場合にバルブリフト特性が変化するものであれば、例えば特開平11−107718号に記載された機構のように、モータハウジングがプーリに固定されたものにも広く適用が可能である。 Further, the speed reduction mechanism may be a ball screw mechanism in which a ball is interposed between male and female screw grooves, or may be a gear mechanism or the like. When the motor shaft rotates with respect to the motor housing, the valve lift characteristics Can be widely applied to a motor housing fixed to a pulley, such as a mechanism described in JP-A-11-107718.
前記本発明の技術的思想に基づく前記実施形態から導かれる構成及び作用効果を以下に掲げる。
(イ)クランクシャフトの回転に同期回転する駆動回転体と、
制御軸の移動位置に応じてカムシャフトを前記駆動回転体に対して進角側あるいは遅角側へ制御する可変機構と、
駆動モータのモータケーシングに対するモータ軸の回転位相を変化させることによって、減速機構を介して前記制御軸の移動位置を変化させると共に、モータケーシングに対するモータ軸の回転位相を固定することによって前記制御軸の移動位置を固定するアクチュエータと、
前記制御軸の移動位置を検出する位置検出機構と、
を備えたことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
Configurations and operational effects derived from the embodiment based on the technical idea of the present invention will be listed below.
(A) a drive rotor that rotates in synchronization with the rotation of the crankshaft;
A variable mechanism for controlling the camshaft to the advance side or the retard side with respect to the drive rotating body according to the movement position of the control shaft;
By changing the rotational phase of the motor shaft with respect to the motor casing of the drive motor, the movement position of the control shaft is changed via a speed reduction mechanism, and the rotational phase of the control shaft is fixed by fixing the rotational phase of the motor shaft with respect to the motor casing. An actuator for fixing the moving position;
A position detection mechanism for detecting a movement position of the control shaft;
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, comprising:
この発明によれば、制御軸の移動位置を直接検出するだけなので、機関が低回転でも制御周期を長くしないで済むため、制御精度を高められる。さらに、位相差を検出するために積算が不要になることから、演算負荷を減少させることができる。また、電動モータの消費電力を抑制することができ、駆動回路の負荷を低減できる。これらの作用によって結果的にコントローラの負担を軽減できる。
(ロ)(イ)に記載した内燃機関の可変動弁装置において、
前記制御軸の移動位置変化に対する前記モータ軸の回転位相変化の割合を、前記吸気弁の閉時期の遅角側で大きくなるように設定したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
According to the present invention, since only the movement position of the control shaft is directly detected, it is not necessary to lengthen the control cycle even when the engine is running at a low speed, so that the control accuracy can be improved. Furthermore, since integration is not required to detect the phase difference, the calculation load can be reduced. Further, the power consumption of the electric motor can be suppressed, and the load on the drive circuit can be reduced. As a result, the burden on the controller can be reduced.
(B) In the variable valve operating apparatus for an internal combustion engine described in (a),
The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, wherein a ratio of a change in rotational phase of the motor shaft to a change in movement position of the control shaft is set so as to increase on the retard side of the closing timing of the intake valve.
この発明によれば、吸気弁の閉時期の遅角側でのバルブタイミング保持性が良好になり、さらに、電動モータの負荷を低減することが可能になる。 According to this invention, the valve timing retention on the retard side of the closing timing of the intake valve is improved, and the load on the electric motor can be reduced.
1…シリンダヘッド
3…吸気弁
4…駆動軸
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
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
39…螺子ナット
40…リンク部材
41…ハウジング
50…ポテンショメータ
DESCRIPTION OF
36 ... Screw transmission mechanism (deceleration mechanism)
37 ...
Claims (2)
駆動モータのモータケーシングに対するモータ軸の回転位相を変化させることによって、減速機構を介して前記制御軸の移動位置を変化させると共に、モータケーシングに対するモータ軸の回転位相を固定することによって前記制御軸の移動位置を固定するアクチュエータと、
を備え、
機関始動時における前記吸気弁の閉時期を最遅角付近に設定すると共に、
前記制御軸の移動位置変化に対する前記モータ軸の回転位相変化の割合を、前記吸気弁の閉時期を遅角側に変化させた場合における制御軸の移動位置で大きくなるように設定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 the closing timing of the intake valve according to the movement position of the control shaft;
By changing the rotational phase of the motor shaft with respect to the motor casing of the drive motor, the movement position of the control shaft is changed via a speed reduction mechanism, and the rotational phase of the control shaft is fixed by fixing the rotational phase of the motor shaft with respect to the motor casing. An actuator for fixing the moving position;
With
While setting the closing timing of the intake valve at the time of engine start around the most retarded angle,
The ratio of the rotation phase change of the motor shaft to the change of the movement position of the control shaft is set so as to increase at the movement position of the control shaft when the closing timing of the intake valve is changed to the retard side. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine.
前記吸気弁の閉時期が遅角側に制御されたことに伴って前記吸気弁のバルブリフト量あるいは作動角を増加させ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,
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, wherein the valve lift amount or operating angle of the intake valve is increased in accordance with the closing timing of the intake valve being controlled to the retard side.
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