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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