JP5309856B2 - Variable valve operating device for internal combustion engine - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To downsize an actuator and reduce consumption energy by making a rotary torque acting on a control axis 3 an alternating torque in which the rotary torque turns in a reverse direction in the middle of a lift. <P>SOLUTION: In a state where the control axis 3 is in a maximum operating angle position, the control axis 3 is subjected to a torque T1 in the counterclockwise direction, due to an upward load (F3U) acting on a point O4 along an upward rocker arm load line L3 (L3U) defined by each point at a start of the lift. The control axis 3 is subjected to a torque T2 in the clockwise direction, due to a downward load (F3D) acting on the point O4 along a downward rocker arm load line L3 (L3D) defined by each point at the end of the lift. Thus, a direction of the torque is reversed during the lift, and an average torque is reduced. This requires a point O3 as the center of the control axis 3 to be positioned within a range of &theta;1. <P>COPYRIGHT: (C)2010,JPO&amp;INPIT

Description

この発明は、内燃機関の吸気弁もしくは排気弁（両者を総称して吸排気弁と記す）のリフトおよび作動角を連続的に変更することができる可変動弁装置に関する。   The present invention relates to a variable valve operating apparatus capable of continuously changing the lift and operating angle of an intake valve or an exhaust valve (generally referred to as an intake / exhaust valve) of an internal combustion engine.

特許文献１，２等に示されているように、本出願人は、内燃機関の吸排気弁のリフト・作動角を同時にかつ連続的に拡大，縮小可能な可変動弁装置を種々提案している。これは、吸排気弁を押圧する揺動カムの初期の姿勢を変化させることで、リフト・作動角を変化させるようにしたものであって、内燃機関の回転に同期して回転するとともに、駆動偏心カムを備えた駆動軸と、この駆動偏心カムの外周に回転可能に嵌合したリンクアームと、アクチュエータによって回転角度が制御されるとともに、制御偏心カムを備えた制御軸と、この制御偏心カムに回転可能に装着されるとともに、上記リンクアームに連結され、該リンクアームにより揺動されるロッカアームと、上記駆動軸に回転自在に支持されるとともに、上記ロッカアームにリンク部材を介して連結され、該ロッカアームに伴って揺動することにより吸排気弁を押圧する揺動カムと、を主に備えている。   As shown in Patent Documents 1 and 2, etc., the present applicant has proposed various variable valve operating devices that can simultaneously and continuously expand and contract the lift and operating angle of the intake and exhaust valves of the internal combustion engine. Yes. This is to change the lift / operating angle by changing the initial posture of the swing cam that presses the intake / exhaust valve, which rotates in synchronization with the rotation of the internal combustion engine and is driven A drive shaft provided with an eccentric cam, a link arm rotatably fitted on the outer periphery of the drive eccentric cam, a control shaft provided with a control eccentric cam while the rotation angle is controlled by an actuator, and the control eccentric cam A rocker arm connected to the link arm and pivoted by the link arm, and rotatably supported by the drive shaft, and connected to the rocker arm via a link member, And a swing cam that presses the intake / exhaust valve by swinging with the rocker arm.

そして、上記アクチュエータにより上記制御軸の制御偏心カムの回転位置を変化させることで、吸排気弁のリフトがその作動角とともに増減変化する。
特開２００１−２５６９０５号公報 特開２００２−８９３４１号公報 Then, the lift of the intake / exhaust valve changes with the operating angle by changing the rotational position of the control eccentric cam of the control shaft by the actuator.
JP 2001-256905 A JP 2002-89341 A

この可変動弁機構は、上記のように一種のリンク機構として構成されているが、リフト・作動角の変化量を大きく得る（特に開弁時期をあまり変化させずにリフト・作動角を大きく変化させる）ためには、基本的に、制御軸における制御偏心カムの偏心量（制御軸中心から制御偏心カム中心までの距離）を大きく設定する必要がある。しかし、これに伴い、制御軸のアクチュエータに要求されるトルクが増大し、アクチュエータの大型化や消費エネルギ（例えばモータの消費電流）の増加といった問題が生じる。   This variable valve mechanism is configured as a kind of link mechanism as described above, but it can obtain a large amount of change in lift and operating angle (particularly, the lift and operating angle can be greatly changed without much change in valve opening timing). In order to achieve this, basically, the amount of eccentricity of the control eccentric cam in the control shaft (the distance from the center of the control shaft to the center of the control eccentric cam) needs to be set large. However, along with this, the torque required for the actuator of the control shaft increases, causing problems such as an increase in the size of the actuator and an increase in energy consumption (for example, current consumption of the motor).

本発明は、制御軸等の各部の配置を適切なものとすることで、アクチュエータに作用する平均トルクを低減するようにしたものである。   According to the present invention, the average torque acting on the actuator is reduced by appropriately arranging each part such as the control shaft.

すなわち、本発明の内燃機関の可変動弁装置は、内燃機関本体に回転自在に支持され、かつ内燃機関の回転に同期して回転するとともに、駆動偏心カムを備えた駆動軸と、上記駆動偏心カムの外周に回転可能に嵌合したリンクアームと、内燃機関本体に回転自在に支持され、かつアクチュエータによって回転角度が制御されるとともに、制御偏心カムを備えた制御軸と、上記制御偏心カムに回転可能に装着されるとともに、上記リンクアームに連結され、該リンクアームにより揺動されるロッカアームと、上記駆動軸に回転自在に支持されるとともに、上記ロッカアームにリンク部材を介して連結され、該ロッカアームに伴って揺動することにより吸排気弁を押圧する揺動カムと、を備えており、上記制御軸の制御偏心カムの回転位置によって吸排気弁のリフトがその作動角とともに増減変化するように構成されている。そして、
上記駆動軸の回転中心および上記揺動カムの揺動中心を点Ｏ１、
上記駆動偏心カムの中心を点Ｏ２、
上記制御軸の中心を点Ｏ３、
上記ロッカアームの揺動中心（＝制御偏心カムの中心）を点Ｏ４、
上記ロッカアームと上記リンクアームとの連結点を点Ｏ５、
上記リンク部材と上記ロッカアームとの連結点を点Ｏ６、
上記リンク部材と上記揺動カムとの連結点を点Ｏ７、
点Ｏ６と点Ｏ７とを通る直線を線Ｌ１、
点Ｏ５と点Ｏ２とを通る直線を線Ｌ２、
この線Ｌ１と線Ｌ２との交点を点Ｏ１２、
この点Ｏ１２と点Ｏ４とを通る直線をロッカアーム荷重線Ｌ３、としたときに、
上記制御軸が最大作動角位置にある状態において、リフト開始時の各点により定まる上り時ロッカアーム荷重線Ｌ３（Ｌ３Ｕ）に沿って点Ｏ４に作用する上り時荷重（Ｆ３Ｕ）と、リフト終了時の各点により定まる下り時ロッカアーム荷重線Ｌ３（Ｌ３Ｄ）に沿って点Ｏ４に作用する下り時荷重（Ｆ３Ｄ）とが、点Ｏ３を中心として互いに反対の回転方向に作用するように、上記点Ｏ３が位置している。
そして、上記上り時荷重（Ｆ３Ｕ）が上記制御軸の作動角増加方向に作用し、上記下り時荷重（Ｆ３Ｄ）が上記制御軸の作動角減少方向に作用する。 That is, the variable valve operating apparatus for an internal combustion engine of the present invention is rotatably supported by the internal combustion engine body and rotates in synchronization with the rotation of the internal combustion engine, and has a drive eccentric cam and the drive eccentricity. A link arm rotatably fitted to the outer periphery of the cam, a rotation shaft that is rotatably supported by the internal combustion engine body and controlled by an actuator, a control shaft having a control eccentric cam, and the control eccentric cam A rocker arm that is rotatably mounted, is coupled to the link arm and is pivoted by the link arm, is rotatably supported by the drive shaft, and is coupled to the rocker arm via a link member, And a swing cam that presses the intake / exhaust valve by swinging along with the rocker arm, depending on the rotational position of the control eccentric cam of the control shaft. Lift of the intake and exhaust valves are configured to increase or decrease varies with the operating angle. And
The rotation center of the drive shaft and the swing center of the swing cam are point O1,
The center of the drive eccentric cam is point O2,
The center of the control axis is point O3,
The rocking center of the rocker arm (= center of the control eccentric cam) is point O4,
A connection point between the rocker arm and the link arm is a point O5,
A connection point between the link member and the rocker arm is a point O6,
A connection point between the link member and the swing cam is a point O7,
A straight line passing through the point O6 and the point O7 is a line L1,
A straight line passing through the point O5 and the point O2 is a line L2,
The intersection of this line L1 and line L2 is the point O12,
When a straight line passing through the points O12 and O4 is a rocker arm load line L3,
In the state where the control shaft is at the maximum operating angle position, the upward load (F3U) acting on the point O4 along the upward rocker arm load line L3 (L3U) determined by each point at the start of the lift, and the lift end The point O3 is such that the downward load (F3D) acting on the point O4 along the downward rocker arm load line L3 (L3D) determined by each point acts in the opposite rotation directions around the point O3. positioned.
The upward load (F3U) acts in the direction of increasing the operating angle of the control shaft, and the downward load (F3D) acts in the direction of decreasing the operating angle of the control shaft.

あるいは、上記制御軸が最大作動角位置にある状態において、リフト開始時の各点により定まる点Ｏ１２と、リフト終了時の各点により定まる点Ｏ１２とが、点Ｏ３と点Ｏ４とを結ぶ直線に直交しかつ点Ｏ４を通る法線Ｌ４を挟んで、互いに反対側に位置するように構成されている。   Alternatively, in a state where the control shaft is at the maximum operating angle position, a point O12 determined by each point at the start of the lift and a point O12 determined by each point at the end of the lift are a straight line connecting the points O3 and O4. They are configured to be located on opposite sides of a normal line L4 that is orthogonal and passes through the point O4.

吸排気弁が揺動カムにより押圧されて開弁しているときに、ロッカアームにおける力の釣り合いを考えると、バルブスプリング反力（Ｆ１）がリンク部材つまり線Ｌ１に沿って点Ｏ６に作用し、吸排気弁を開くようにリンクアームから加えられる力（Ｆ２）が、上記の反力（Ｆ１）と概ね反対方向へ向かうように、線Ｌ２に沿って点Ｏ５に作用する。そして、これらのＦ１，Ｆ２と釣り合うように、上記ロッカアーム荷重線Ｌ３に沿って点Ｏ４に力つまり荷重（Ｆ３）が作用する。この点Ｏ４に作用する荷重（Ｆ３）は、点Ｏ３を中心として制御軸に回転トルクとして作用する。   When the intake / exhaust valve is pressed by the swing cam and opened, considering the balance of force in the rocker arm, the valve spring reaction force (F1) acts on the point O6 along the link member, that is, the line L1, The force (F2) applied from the link arm so as to open the intake / exhaust valve acts on the point O5 along the line L2 so as to be directed in a direction substantially opposite to the reaction force (F1). A force, that is, a load (F3) acts on the point O4 along the rocker arm load line L3 so as to balance these F1 and F2. The load (F3) acting on this point O4 acts as rotational torque on the control shaft around the point O3.

上記のような構成では、少なくとも最大作動角に制御されている状態において、開弁期間の前半側の区間と後半側の区間とで、点Ｏ３を中心として制御軸に作用するトルクの方向が互いに異なるものとなる。つまり、リフトの途中で方向が逆転する交番トルクとなる。従って、アクチュエータに作用する平均トルクが低減する。   In the configuration as described above, at least in the state where the maximum operating angle is controlled, the directions of the torques acting on the control shaft around the point O3 in the first-half section and the second-half section of the valve opening period are mutually It will be different. That is, an alternating torque whose direction reverses in the middle of the lift is obtained. Accordingly, the average torque acting on the actuator is reduced.

特に、バルブスプリング反力は基本的にリフト・作動角に伴って大となり、アクチュエータに作用するトルクも相対的に大となるので、上記のように作動角の大きな条件のときに、リフトの途中で方向が逆転する交番トルクとすることで、アクチュエータの大幅な小型化が可能となる。   In particular, the valve spring reaction force basically increases with the lift and operating angle, and the torque acting on the actuator also increases relatively. Therefore, when the operating angle is large as described above, By using an alternating torque that reverses the direction, the actuator can be significantly reduced in size.

また、多気筒内燃機関においては、作動角がある程度大きいときに、各気筒の開弁期間が部分的に重なり合う。つまり、ある気筒の開弁期間の後半の一部区間が他の気筒の開弁期間の前半の一部区間と重なり合うことになり、このとき、それぞれの区間でのトルクの方向が逆方向となることから、アクチュエータに要求されるトルクが一層低減する。   In a multi-cylinder internal combustion engine, the valve opening periods of the cylinders partially overlap when the operating angle is large to some extent. That is, a part of the second half of the valve opening period of a certain cylinder overlaps with a part of the first half of the valve opening period of another cylinder, and at this time, the direction of torque in each section is opposite. Therefore, the torque required for the actuator is further reduced.

さらに、本発明では、上記制御軸が最小作動角位置にある状態において、リフト開始時の各点により定まる上り時ロッカアーム荷重線Ｌ３（Ｌ３Ｕ）に沿って点Ｏ４に作用する上り時荷重（Ｆ３Ｕ）と、リフト終了時の各点により定まる下り時ロッカアーム荷重線Ｌ３（Ｌ３Ｄ）に沿って点Ｏ４に作用する下り時荷重（Ｆ３Ｄ）とが、点Ｏ３を中心として互いに同じ回転方向に作用するように、上記点Ｏ３の位置を定めることができる。   Further, in the present invention, when the control shaft is at the minimum operating angle position, the upward load (F3U) acting on the point O4 along the upward rocker arm load line L3 (L3U) determined by each point at the start of lift. And the downward load (F3D) acting on the point O4 along the downward rocker arm load line L3 (L3D) determined by each point at the end of the lift so that they act in the same rotational direction around the point O3. The position of the point O3 can be determined.

このような構成では、少なくとも最小作動角に制御されている状態において、制御軸に作用するトルクは交番トルクとならず、開弁期間の間、制御軸に対し同じ回転方向に作用する。つまり、大作動角側では交番トルクとなり、小作動角側では一定方向のトルクとなる。これにより、小作動角側では、各部のバックラッシュによる衝突ひいては異音の発生を回避できる。最小作動角のような小作動角は、一般に、アイドル回転数を含む低速回転時に用いられるが、このような全体的な騒音レベルが低い低速回転時には、特にバックラッシュによる異音が目立つものとなり、またバルブスプリング反力が小さいことから、アクチュエータに必要なトルクそのものが小さくなるので、交番トルクとする必要性が低い。   In such a configuration, at least in the state of being controlled to the minimum operating angle, the torque acting on the control shaft does not become an alternating torque but acts in the same rotational direction on the control shaft during the valve opening period. That is, the torque is alternating on the large operating angle side, and the torque is in a fixed direction on the small operating angle side. As a result, on the small operating angle side, collision due to backlash of each part and generation of abnormal noise can be avoided. A small operating angle such as the minimum operating angle is generally used during low speed rotation including the idling speed, but abnormal noise due to backlash becomes particularly noticeable during low speed rotation with such a low overall noise level. Further, since the valve spring reaction force is small, the torque required for the actuator itself is small, so the necessity for the alternating torque is low.

この発明によれば、少なくとも最大作動角に制御されている状態においては、制御軸に作用するトルクの方向がリフトの途中で逆転する交番トルクとなり、アクチュエータに作用する平均トルクが低減するため、アクチュエータの小型化ならびにその消費エネルギの抑制が図れる。   According to the present invention, at least in the state where the maximum operating angle is controlled, the direction of the torque acting on the control shaft becomes an alternating torque that reverses in the middle of the lift, and the average torque acting on the actuator is reduced. Can be reduced in size and energy consumption can be reduced.

以下、この発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。   Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１および図２は、この発明に係る可変動弁装置の基本的な構成を示している。この可変動弁装置は、シリンダヘッド（図示せず）に回転自在に支持され、かつ内燃機関のクランクシャフトにより駆動される駆動軸１と、この駆動軸１に固定された円盤状の駆動偏心カム２と、同じくシリンダヘッドに回転自在に支持された制御軸３と、この制御軸３に設けられた制御偏心カム４と、を備えている。ここで、上記制御偏心カム４は、制御軸３の本体部分に対し一対のクランクアーム部４ａを介して連結されたクランクピン状をなし、つまり、制御軸３は、全体としてクランクシャフト状をなしている。なお、上記駆動軸１および制御軸３は、例えば直列に配置された複数気筒に共通のものとなっており、シリンダの上下方向を基準とすると、制御軸３の方が駆動軸１よりも上方（より具体的には斜め上方の位置）に位置している。また上記制御軸３の一端には、図示せぬアクチュエータ（電動モータ、油圧式アクチュエータなど）が連結されており、上記制御偏心カム４の位置を制御している。   1 and 2 show a basic configuration of a variable valve operating apparatus according to the present invention. This variable valve operating apparatus is rotatably supported by a cylinder head (not shown) and driven by a crankshaft of an internal combustion engine, and a disc-shaped drive eccentric cam fixed to the drive shaft 1. 2, and a control shaft 3 that is also rotatably supported by the cylinder head, and a control eccentric cam 4 provided on the control shaft 3. Here, the control eccentric cam 4 has a crank pin shape connected to the main body portion of the control shaft 3 via a pair of crank arm portions 4a, that is, the control shaft 3 has a crank shaft shape as a whole. ing. The drive shaft 1 and the control shaft 3 are common to, for example, a plurality of cylinders arranged in series, and the control shaft 3 is higher than the drive shaft 1 with respect to the vertical direction of the cylinder. (More specifically, it is located obliquely above). In addition, an actuator (an electric motor, a hydraulic actuator, etc.) (not shown) is connected to one end of the control shaft 3 to control the position of the control eccentric cam 4.

上記駆動偏心カム２の外周には、リンクアーム６の環状部６ａが回転自在に嵌合しており、この環状部６ａの一部からアーム部６ｂが延びている。上記制御偏心カム４の外周には、ロッカアーム７の基部７ａが回転自在に取り付けられている。このロッカアーム７の基部７ａは、ベアリングキャップ７ｂが別部品となったいわゆる２つ割り状に形成され、該ベアリングキャップ７ｂを一対のボルト８で締結することにより、クランクピン状の制御偏心カム４に取り付けられている。また、上記基部７ａから一方の側へ長短２つのアーム部７ｃ，７ｄが延びており、その短い方のアーム部７ｄの先端のピン部７ｅに、上記リンクアーム６のアーム６ｂが回転自在に連結されている。   An annular portion 6a of the link arm 6 is rotatably fitted to the outer periphery of the drive eccentric cam 2, and the arm portion 6b extends from a part of the annular portion 6a. A base portion 7a of the rocker arm 7 is rotatably attached to the outer periphery of the control eccentric cam 4. The base 7 a of the rocker arm 7 is formed in a so-called split shape in which the bearing cap 7 b is a separate part. By fastening the bearing cap 7 b with a pair of bolts 8, the crank eccentric control cam 4 is formed. It is attached. Further, two long and short arm portions 7c and 7d extend from the base portion 7a to one side, and the arm 6b of the link arm 6 is rotatably connected to a pin portion 7e at the tip of the shorter arm portion 7d. Has been.

揺動カムスリーブ１１は円筒状をなし、上記駆動偏心カム２に隣接する形で上記駆動軸１の外周に回転自在に嵌合している。この揺動カムスリーブ１１は、１気筒当たり２つの吸排気弁を同時に開閉するように２つの揺動カム１２を備えており、その一方の揺動カム１２と上記ロッカアーム７のアーム部７ｃとが、上下に概ね直線状に延びたリンク部材１３によって連結されている。このリンク部材１３は、ロッカアーム７および揺動カム１２を両側から挟むように、金属板を略Ｕ字形断面に折り曲げて構成されており、その上端がピン１４を介してロッカアーム７のアーム部７ｃに回転自在に連結され、下端がピン１５を介して揺動カム１２に回転自在に連結されている。従って、一対の揺動カム１２は、ロッカアーム７の揺動に伴って揺動し、例えばタペット１６（図２参照）を介して吸排気弁を押し開く。   The swing cam sleeve 11 has a cylindrical shape and is rotatably fitted to the outer periphery of the drive shaft 1 so as to be adjacent to the drive eccentric cam 2. The swing cam sleeve 11 includes two swing cams 12 so as to open and close two intake / exhaust valves per cylinder at the same time. One swing cam 12 and the arm portion 7c of the rocker arm 7 are connected to each other. They are connected by a link member 13 extending substantially linearly up and down. The link member 13 is configured by bending a metal plate into a substantially U-shaped cross section so as to sandwich the rocker arm 7 and the swing cam 12 from both sides, and the upper end thereof is connected to the arm portion 7c of the rocker arm 7 via a pin 14. The lower end is rotatably connected to the swing cam 12 via a pin 15. Accordingly, the pair of swing cams 12 swings as the rocker arm 7 swings, and pushes the intake / exhaust valves through, for example, the tappet 16 (see FIG. 2).

上記の構成において、制御偏心カム４の回転位置に応じて吸排気弁のリフト・作動角が連続的に変化する基本的な原理は、上述した特許文献１等のものと変わりがないが、特に、この実施例では、リフト・作動角を増減変化させたときに、主に閉弁時期が大きく変化し、開弁時期はほぼ一定に維持される特性となっている。また、特許文献１等の公知の構成と異なり、この実施例では、制御偏心カム４を中心としてロッカアーム７の一方の側にリンクアーム６およびリンク部材１３の双方が連結されており、駆動偏心カム２のカム作用によりリンクアーム６がロッカアーム７を下方へ引き下げることで、リンク部材１３が揺動カム１２を下方へ押し下げる構成となっている。   In the above configuration, the basic principle that the lift and operating angle of the intake / exhaust valve continuously change in accordance with the rotational position of the control eccentric cam 4 is the same as that of the above-mentioned Patent Document 1, etc. In this embodiment, when the lift / operating angle is increased or decreased, the valve closing timing largely changes and the valve opening timing is maintained almost constant. In addition, unlike the known configuration of Patent Document 1 and the like, in this embodiment, both the link arm 6 and the link member 13 are connected to one side of the rocker arm 7 with the control eccentric cam 4 as the center, and the drive eccentric cam The link arm 6 lowers the rocker arm 7 downward by the cam action of 2 so that the link member 13 pushes the swing cam 12 downward.

次に、本発明の要部である制御軸３や制御偏心カム４等のより具体的な配置について説明する。   Next, a more specific arrangement of the control shaft 3, the control eccentric cam 4, and the like, which are the main parts of the present invention, will be described.

図３は、上記可変動弁装置のリンク構成をいわゆるスケルトン図として示したものであり、特に、制御軸３が最大作動角の制御位置にあり、かつ吸排気弁のリフトが開始する瞬間（つまり上り時）における各部品の位置ならびに反力の関係を示している。ここで、図中の各符号は、下記のように各点や線を示している。   FIG. 3 shows the link structure of the variable valve system as a so-called skeleton diagram. In particular, the moment when the control shaft 3 is in the control position of the maximum operating angle and the lift of the intake and exhaust valves starts (that is, The relationship between the position and reaction force of each component at the time of ascending) Here, each symbol in the figure indicates each point or line as follows.

点Ｏ１…駆動軸１の回転中心および揺動カム１２の揺動中心、
点Ｏ２…駆動偏心カム２の中心、
点Ｏ３…制御軸３の中心、
点Ｏ４…ロッカアーム７の揺動中心（＝制御偏心カム４の中心）、
点Ｏ５…ロッカアーム７とリンクアーム６との連結点、
点Ｏ６…リンク部材１３とロッカアーム７との連結点、
点Ｏ７…リンク部材１３と揺動カム１２との連結点、
線Ｌ１…点Ｏ６と点Ｏ７とを通る直線、
線Ｌ２…点Ｏ５と点Ｏ２とを通る直線、
点Ｏ１２…線Ｌ１と線Ｌ２との交点、
線Ｌ３…点Ｏ１２と点Ｏ４とを通る直線（これをロッカアーム荷重線と呼ぶこととする）。 Point O1... Rotation center of the drive shaft 1 and oscillating center of the oscillating cam 12.
Point O2 ... the center of the drive eccentric cam 2,
Point O3: the center of the control axis 3,
Point O4: rocking center of rocker arm 7 (= center of control eccentric cam 4),
Point O5: Connection point between the rocker arm 7 and the link arm 6,
Point O6: Connection point between the link member 13 and the rocker arm 7,
Point O7: Connection point between the link member 13 and the swing cam 12,
Line L1 ... a straight line passing through points O6 and O7,
Line L2 ... A straight line passing through points O5 and O2,
Point O12: intersection of line L1 and line L2,
Line L3 ... A straight line passing through points O12 and O4 (this will be referred to as a rocker arm load line).

また、駆動軸１は、矢印ωの方向へ回転する。   Further, the drive shaft 1 rotates in the direction of the arrow ω.

吸排気弁が揺動カム１２により押圧されて開弁している状態でのロッカアーム７における力の釣り合いを考えると、バルブスプリング反力（Ｆ１）がリンク部材１３つまり線Ｌ１に沿って点Ｏ６に作用し、一方、吸排気弁を開くようにリンクアーム６から加えられる力（Ｆ２）が、上記の反力（Ｆ１）と概ね反対方向へ向かうように、線Ｌ２に沿って点Ｏ５に作用する。そして、これらの２つの力Ｆ１，Ｆ２と釣り合うように、ロッカアーム荷重線Ｌ３に沿って点Ｏ４に力つまり荷重（Ｆ３）が作用する。この点Ｏ４に作用する荷重（Ｆ３）は、点Ｏ３を中心として制御軸３に回転トルクとして作用する。制御軸３の中心である点Ｏ３が図３の位置にあるとすれば、制御軸３は、反時計回り方向のトルクＴ１を受ける。なお、ここでは、線Ｌ１と線Ｌ２との交点である点Ｏ１２は、下方に位置する。   Considering the balance of force in the rocker arm 7 when the intake / exhaust valve is pressed by the swing cam 12 and opened, the valve spring reaction force (F1) is at the point O6 along the link member 13, that is, the line L1. On the other hand, the force (F2) applied from the link arm 6 so as to open the intake / exhaust valve acts on the point O5 along the line L2 so as to be directed in a direction almost opposite to the reaction force (F1). . A force, that is, a load (F3) acts on the point O4 along the rocker arm load line L3 so as to balance these two forces F1 and F2. The load (F3) acting on this point O4 acts as a rotational torque on the control shaft 3 around the point O3. If the point O3 that is the center of the control shaft 3 is at the position shown in FIG. 3, the control shaft 3 receives the torque T1 in the counterclockwise direction. Here, the point O12 that is the intersection of the line L1 and the line L2 is located below.

一方、図４は、制御軸３が同じく最大作動角の制御位置にあり、かつ吸排気弁のリフトが終了する瞬間（つまり下り時）における各部品の位置ならびに反力の関係を示している。リフトが開始する瞬間とリフトが終了する瞬間とでは、リフト量は互いに等しい（実質的に０）ので、揺動カム１２、ロッカアーム７およびリンク部材１３の姿勢は、図３のものと全く同じである。しかし、駆動軸１の回転に伴って駆動偏心カム２の中心の点Ｏ２が移動しており、リンクアーム６の姿勢つまり線Ｌ２の傾きが変わるため、線Ｌ１と線Ｌ２との交点である点Ｏ１２は、上方に位置し、この点Ｏ１２と点Ｏ４とで規定されるロッカアーム荷重線Ｌ３に沿って、図３とは異なる方向に荷重（Ｆ３）が作用する。従って、制御軸３の中心である点Ｏ３が図４の位置（これは図３の位置と同じ位置である）にあるとすれば、制御軸３は、時計回り方向のトルクＴ２を受ける。   On the other hand, FIG. 4 shows the relationship between the position of each component and the reaction force at the moment when the control shaft 3 is also in the control position of the maximum operating angle and the lift of the intake / exhaust valve ends (that is, when descending). Since the lift amount is the same (substantially 0) at the moment when the lift starts and when the lift ends, the postures of the swing cam 12, the rocker arm 7 and the link member 13 are exactly the same as those in FIG. is there. However, since the center point O2 of the drive eccentric cam 2 is moved with the rotation of the drive shaft 1 and the posture of the link arm 6, that is, the inclination of the line L2 changes, the point is the intersection of the line L1 and the line L2. O12 is located above, and a load (F3) acts in a direction different from FIG. 3 along the rocker arm load line L3 defined by the points O12 and O4. Therefore, if the point O3 that is the center of the control shaft 3 is at the position shown in FIG. 4 (this is the same position as that shown in FIG. 3), the control shaft 3 receives the torque T2 in the clockwise direction.

このように、上記構成では、最大作動角に制御されている状態において、開弁期間の前半側の区間では、制御軸３が反時計回り方向のトルクＴ１を受け、開弁期間の後半側の区間では、制御軸３が時計回り方向のトルクＴ２を受ける。つまり、リフトの途中で方向が逆転する交番トルクとなる。従って、アクチュエータに作用する平均トルクが低減する。なお、図示例では、制御軸３が時計回り方向へ回動するとリフト・作動角が減少し、逆に反時計回り方向へ回動するとリフト・作動角が増大する。   Thus, in the above configuration, in the state where the maximum operating angle is controlled, in the first half of the valve opening period, the control shaft 3 receives the torque T1 in the counterclockwise direction, and the second half of the valve opening period. In the section, the control shaft 3 receives the clockwise torque T2. That is, an alternating torque whose direction reverses in the middle of the lift is obtained. Accordingly, the average torque acting on the actuator is reduced. In the illustrated example, when the control shaft 3 rotates in the clockwise direction, the lift / operation angle decreases, and conversely, when the control shaft 3 rotates in the counterclockwise direction, the lift / operation angle increases.

図５は、図３のスケルトン図と図４のスケルトン図とを重ね合わせたものであり、リフトが開始する瞬間および終了する瞬間における各点や力の関係を同時に示している。なお、両者を識別するために、リフトが開始する瞬間の点Ｏや力Ｆの各符号には、上り時であることを示す符号「Ｕ」を付し、リフトが終了する瞬間の点Ｏや力Ｆの各符号には、下り時であることを示す符号「Ｄ」を付してある。   FIG. 5 is an overlay of the skeleton diagram of FIG. 3 and the skeleton diagram of FIG. 4, and simultaneously shows the relationship between points and forces at the moment when the lift starts and ends. In order to identify both, the point O at the moment when the lift starts and the sign of the force F are given a symbol “U” indicating that the lift is up, and the point O or the moment when the lift ends. Each code of the force F is given a code “D” indicating that it is at the time of going down.

この図５に明らかなように、リフトが開始する瞬間（これはリフト初期の力の関係を代表している）には、リフト開始時の各点により定まる上り時ロッカアーム荷重線Ｌ３Ｕに沿って上り時荷重Ｆ３Ｕが点Ｏ４に作用し、リフトが終了する瞬間（これはリフト後期の力の関係を代表している）には、リフト終了時の各点により定まる下り時ロッカアーム荷重線Ｌ３Ｄに沿って下り時荷重Ｆ３Ｄが点Ｏ４に作用する。従って、制御軸３の中心である点Ｏ３が、２つのロッカアーム荷重線Ｌ３Ｕ，Ｌ３Ｄに挟まれた角度θ１の範囲内にあれば、制御軸３が受けるトルクは、リフトの途中で方向が逆転する交番トルクとなり、アクチュエータに作用する平均トルクが低減する。   As is apparent from FIG. 5, at the moment when the lift starts (this represents the relationship of the force at the initial stage of the lift), the lift moves along the rocker arm load line L3U at the time of ascent determined by the points at the start of the lift. At the moment when the hourly load F3U acts on the point O4 and the lift ends (this is representative of the force relationship in the latter half of the lift), along the descending rocker arm load line L3D determined by each point at the end of the lift The downward load F3D acts on the point O4. Therefore, if the point O3 which is the center of the control shaft 3 is within the range of the angle θ1 sandwiched between the two rocker arm load lines L3U and L3D, the torque received by the control shaft 3 reverses in the middle of the lift. It becomes an alternating torque, and the average torque acting on the actuator is reduced.

なお、図５に例示した点Ｏ３の位置は、図３，４における点Ｏ３の位置と同じであるが、図３に示すリフト開始時の各点により定まる点Ｏ１２と、図４に示すリフト終了時の各点により定まる点Ｏ１２とが、図３，４に示すように、点Ｏ３と点Ｏ４とを結ぶ直線に直交しかつ点Ｏ４を通る法線Ｌ４を挟んで、互いに反対側に位置するようになっている。このような関係を満たせば、やはり、制御軸３が受けるトルクは、リフトの途中で方向が逆転する交番トルクとなる。   The position of the point O3 illustrated in FIG. 5 is the same as the position of the point O3 in FIGS. 3 and 4, but the point O12 determined by each point at the start of lift shown in FIG. 3 and the lift end shown in FIG. As shown in FIGS. 3 and 4, the point O12 determined by each point of time is located on the opposite side of the normal line L4 that is orthogonal to the straight line connecting the point O3 and the point O4 and passes through the point O4. It is like that. If such a relationship is satisfied, the torque received by the control shaft 3 is an alternating torque whose direction is reversed in the middle of the lift.

ここで、交番トルクのトルクの方向としては、図３に示すように、リフト初期における上り時荷重Ｆ３Ｕが制御軸３の作動角増加方向（反時計回り方向）に作用し、図４に示すように、リフト後期における下り時荷重Ｆ３Ｄが制御軸３の作動角減少方向（時計回り方向）に作用することが望ましい。このように設定することで、制御軸３の捩れによるリフト・作動角の減少が抑制され、開弁速度および閉弁速度の双方が向上する。   Here, as the direction of the alternating torque, as shown in FIG. 3, the upward load F3U in the initial stage of the lift acts in the increasing direction of the operating angle (counterclockwise direction) of the control shaft 3, as shown in FIG. In addition, it is desirable that the downward load F3D in the latter half of the lift acts in the operating angle decreasing direction (clockwise direction) of the control shaft 3. By setting in this way, a decrease in lift and operating angle due to twisting of the control shaft 3 is suppressed, and both the valve opening speed and the valve closing speed are improved.

次に、図６は、制御軸３が最小作動角に制御されている状態を示し、図５と同様に、リフトが開始する瞬間およびリフトが終了する瞬間の双方における各点の位置や力の方向を重ね合わせて同時に示している。   Next, FIG. 6 shows a state in which the control shaft 3 is controlled to the minimum operating angle. Like FIG. 5, the position and force of each point at both the moment when the lift starts and the moment when the lift ends. Overlapping directions are shown simultaneously.

この場合も、前述したように、リフトが開始する瞬間（これはリフト初期の力の関係を代表している）には、リフト開始時の各点により定まる上り時ロッカアーム荷重線Ｌ３Ｕに沿って上り時荷重Ｆ３Ｕが点Ｏ４に作用し、リフトが終了する瞬間（これはリフト後期の力の関係を代表している）には、リフト終了時の各点により定まる下り時ロッカアーム荷重線Ｌ３Ｄに沿って下り時荷重Ｆ３Ｄが点Ｏ４に作用する。図６に例示した点Ｏ３の位置は、図３〜５における点Ｏ３の位置と同じであるが、このように制御軸３の中心である点Ｏ３が、２つのロッカアーム荷重線Ｌ３Ｕ，Ｌ３Ｄに挟まれた角度θ２の範囲内にあれば、制御軸３が受けるトルクは、常に同じ回転方向（図では時計回り方向）となり、リフトの途中で交番することがない。従って、最小作動角を含む小作動角側の制御状態においては、交番トルクとすることによるバックラッシュに起因した異音発生が回避される。   Also in this case, as described above, at the moment when the lift starts (this is representative of the relationship of the initial force of the lift), the lift moves along the rocker arm load line L3U at the uphill determined by the points at the start of the lift. At the moment when the hourly load F3U acts on the point O4 and the lift ends (this is representative of the force relationship in the latter half of the lift), along the descending rocker arm load line L3D determined by each point at the end of the lift The downward load F3D acts on the point O4. The position of the point O3 illustrated in FIG. 6 is the same as the position of the point O3 in FIGS. 3 to 5, but the point O3 that is the center of the control shaft 3 is thus sandwiched between the two rocker arm load lines L3U and L3D. If the angle is within the range of the angle θ2, the torque received by the control shaft 3 is always in the same rotational direction (clockwise direction in the figure) and does not alternate during the lift. Therefore, in the control state on the small operating angle side including the minimum operating angle, generation of abnormal noise due to backlash due to the alternating torque is avoided.

従って、図５に示した条件と図６に示した条件とを同時に満たすようにすれば、リフト・作動角の可変制御に伴い、アクチュエータに作用するトルクが基本的に大となる大作動角側の領域では、リフトの途中で方向が逆転する交番トルクとなって、アクチュエータに要求される容量が低減し、一方、アクチュエータに作用するトルクが基本的に小さく、かつアイドル時などで異音が目立ちやすい小作動角側の領域では、交番トルクとならずに一方向トルクとなってバックラッシュに起因する異音発生が抑制されることとなる。   Therefore, if the condition shown in FIG. 5 and the condition shown in FIG. 6 are satisfied at the same time, the torque acting on the actuator will basically increase with the variable control of the lift and the operating angle. In this area, the torque is reversed in the middle of the lift, and the required capacity of the actuator is reduced. On the other hand, the torque acting on the actuator is basically small, and abnormal noise is noticeable when idling. In the region on the small operating angle side where it tends to occur, the generation of abnormal noise due to backlash is suppressed by the unidirectional torque instead of the alternating torque.

図７は、図５と図６とを重ね合わせた図に相当し、最大作動角時の２つのロッカアーム荷重線Ｌ３Ｕ，Ｌ３Ｄ（図７では、Ｌ３ＵＭＡＸ，Ｌ３ＤＭＡＸと表記する）および最小作動角時の２つのロッカアーム荷重線Ｌ３Ｕ，Ｌ３Ｄ（図７では、Ｌ３ＵＭＩＮ，Ｌ３ＤＭＩＮと表記する）によって定まる領域Ａ，Ｂの範囲内に点Ｏ３があれば、上記のように、作動角の可変制御に伴って、交番トルクと一方向トルクとが切り換えられる。   FIG. 7 corresponds to a view obtained by superimposing FIGS. 5 and 6, and shows two rocker arm load lines L3U and L3D at the maximum operating angle (indicated as L3UMAX and L3DMAX in FIG. 7) and at the minimum operating angle. If there is a point O3 within the range of regions A and B determined by two rocker arm load lines L3U and L3D (indicated as L3UMIN and L3DMIN in FIG. 7), as described above, along with variable control of the operating angle, The alternating torque and the one-way torque are switched.

次に、図８は、図５と同様に最大作動角時におけるスケルトン図であるが、点Ｏ４を通って２つのロッカアーム荷重線Ｌ３Ｕ，Ｌ３Ｄの間に加えた直線Ｌ５は、点Ｏ３の位置として、１回のリフト期間中において、制御軸３の反時計回り方向（作動角増加方向）へ作用するトルクＴ１の総和（リフト期間中の積算値）と、制御軸３の時計回り方向（作動角減少方向）へ作用するトルクＴ２の総和と、が互いに等しくなる線を示している。つまり、仮に、点Ｏ３がこの線Ｌ５の上にあれば、交番トルクにおける一方へのトルクの総和と他方へのトルクの総和とが互いに等しい。ここで、本実施例では、上記直線Ｌ５よりも上り時ロッカアーム荷重線Ｌ３Ｕに近い側に、つまり作動角減少方向へのトルクＴ２の総和の方が相対的に大となるように、点Ｏ３の位置が定められている。なお、図示例の点Ｏ３の位置は、図３〜図６に例示した位置と同じである。   Next, FIG. 8 is a skeleton diagram at the maximum operating angle similarly to FIG. 5, but a straight line L5 added between the two rocker arm load lines L3U and L3D through the point O4 is the position of the point O3. During one lift period, the sum of torques T1 acting in the counterclockwise direction (increase in operating angle) of the control shaft 3 (integrated value during the lift period) and the clockwise direction (operating angle of the control shaft 3). A line in which the sum of the torques T2 acting in the (decreasing direction) becomes equal to each other is shown. That is, if the point O3 is on the line L5, the sum of torques to one side and the sum of torques to the other side of the alternating torque are equal to each other. Here, in this embodiment, the point O3 is set so that the sum of the torques T2 in the direction closer to the ascending rocker arm load line L3U than the straight line L5, that is, in the direction of decreasing the operating angle, is relatively large. The position is fixed. Note that the position of the point O3 in the illustrated example is the same as the position illustrated in FIGS.

従って、交番トルクを受けている間も、平均的には作動角減少方向へトルクを受けることになり、万一のアクチュエータの故障などの際に、自然にリフト・作動角を縮小させることができる。なお、トルクＴ１の総和とトルクＴ２の総和との比は、交番トルクとすることによる利点が損なわれない範囲で、かつフリクションを考慮して適宜に設定する必要がある。   Therefore, while receiving alternating torque, the torque is received in the direction of decreasing the operating angle on average, and the lift / operating angle can be reduced naturally in the event of an actuator failure. . It should be noted that the ratio of the sum of the torques T1 and the sum of the torques T2 needs to be set as appropriate within a range where the advantages of using the alternating torque are not impaired and in consideration of friction.

次に、図９は、多気筒内燃機関に上記可変動弁装置を適用した場合の利点を説明するものであり、各気筒のバルブリフト曲線（Ｃ１）と、これに伴いアクチュエータが受けるトルクの特性（Ｃ２）と、を重ね合わせて示している。また、上段のグラフが大作動角、中段のグラフが中作動角、下段のグラフが小作動角のときの様子を示している。ここで、大作動角のときには、各気筒のリフト毎には、曲線Ｃ３で示すような交番トルクが理論上発生するが、作動角が大きいことから、各気筒の開弁期間が部分的に重なり合う。つまり、ある気筒の開弁期間の後半の一部区間が次に開く気筒の開弁期間の前半の一部区間と重なり合うことになり、このとき、それぞれの区間でのトルクの方向が逆方向となることから、アクチュエータに実際に作用するトルクが、曲線Ｃ２のように、より一層低減する。   Next, FIG. 9 explains the advantages of applying the variable valve operating system to a multi-cylinder internal combustion engine. The valve lift curve (C1) of each cylinder and the characteristics of the torque received by the actuator accompanying this are shown. (C2) is shown superimposed. Further, the upper graph shows the large operating angle, the middle graph shows the medium operating angle, and the lower graph shows the small operating angle. Here, when the operating angle is large, an alternating torque as shown by a curve C3 is theoretically generated for each lift of each cylinder. However, since the operating angle is large, the valve opening periods of the cylinders partially overlap. . In other words, a part of the latter half of the valve opening period of a certain cylinder overlaps with a part of the first half of the valve opening period of the next opened cylinder, and at this time, the direction of torque in each section is opposite to the reverse direction. Therefore, the torque actually acting on the actuator is further reduced as shown by the curve C2.

また、小作動角では、既に説明したように、一方向へのトルクとなる。そして、ある中作動角のときに、交番トルクから一方向トルクへと切り換わるが、この実施例では、制御軸３が共通の気筒数をＮとしたときに、作動角（開弁期間）が７２０°ＣＡ／Ｎに制御されているときに、中段のグラフに示すように、一方向トルクに切り換わる。つまり、複数気筒の開弁期間が重なり合うことなく連続するときに、図１０に示すように、リフト開始時の各点により定まる上り時ロッカアーム荷重線Ｌ３Ｕの線上に点Ｏ３が位置し、制御軸３は回転トルクを受けない。図９は、最も好適な直列３気筒機関あるいはＶ型６気筒機関のように３つの気筒に制御軸３が共通である場合の特性例を示しており、中段のグラフは、開弁期間が２４０°ＣＡである。そして、図１０は、開弁期間が２４０°ＣＡのときの状態を示している。   Further, at a small operating angle, as already described, the torque is in one direction. Then, the alternating torque is switched to the unidirectional torque at a certain operating angle. In this embodiment, when the control shaft 3 has N as the common number of cylinders, the operating angle (valve opening period) is When controlled to 720 ° CA / N, the torque is switched to one-way torque as shown in the middle graph. That is, when the valve opening periods of a plurality of cylinders continue without overlapping, as shown in FIG. 10, the point O3 is positioned on the ascending rocker arm load line L3U determined by each point at the start of lift, and the control shaft 3 Does not receive rotational torque. FIG. 9 shows an example of characteristics when the control shaft 3 is common to three cylinders as in the most preferable in-line three-cylinder engine or V-type six-cylinder engine. The middle graph shows a valve opening period of 240. ° CA. FIG. 10 shows a state when the valve opening period is 240 ° CA.

この発明に係る可変動弁装置の構成を示す斜視図。The perspective view which shows the structure of the variable valve apparatus which concerns on this invention. 図２の矢印Ａ方向から見た側面図。The side view seen from the arrow A direction of FIG. 最大作動角におけるリフト開始の瞬間のスケルトン図。The skeleton figure of the moment of the lift start in the maximum working angle. 最大作動角におけるリフト終了の瞬間のスケルトン図。A skeleton diagram at the moment of lift end at the maximum operating angle. 両者を重ね合わせて示したスケルトン図。Skeleton diagram showing both superimposed. 最小作動角における図５と同様のスケルトン図。FIG. 6 is a skeleton diagram similar to FIG. 5 at the minimum operating angle. 点Ｏ３が位置する領域を示したスケルトン図。The skeleton figure which showed the area | region where the point O3 is located. 作動角減少方向へのトルクの総和が大となるようにした実施例を示すスケルトン図。The skeleton figure which shows the Example which made the total of the torque to a working angle decreasing direction become large. 多気筒内燃機関におけるバルブリフト特性とアクチュエータが受けるトルクの特性とを示した特性図。The characteristic view which showed the valve lift characteristic in the multicylinder internal combustion engine, and the characteristic of the torque which an actuator receives. ３気筒の可変動弁装置において開弁期間が２４０°ＣＡであるときのスケルトン図。The skeleton figure when a valve opening period is 240 degree CA in the variable valve apparatus of 3 cylinders.

符号の説明Explanation of symbols

１…駆動軸
２…駆動偏心カム
３…制御軸
４…制御偏心カム
６…リンクアーム
７…ロッカアーム
１２…揺動カム
１３…リンク部材
Ｏ１…駆動軸１の回転中心および揺動カム１２の揺動中心
Ｏ２…駆動偏心カム２の中心
Ｏ３…制御軸３の中心
Ｏ４…ロッカアーム７の揺動中心
Ｏ５…ロッカアーム７とリンクアーム６との連結点
Ｏ６…リンク部材１３とロッカアーム７との連結点
Ｏ７…リンク部材１３と揺動カム１２との連結点
Ｌ１…点Ｏ６と点Ｏ７とを通る直線
Ｌ２…点Ｏ５と点Ｏ２とを通る直線
Ｏ１２…線Ｌ１と線Ｌ２との交点
Ｌ３…点Ｏ１２と点Ｏ４とを通る直線 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Drive shaft 2 ... Drive eccentric cam 3 ... Control shaft 4 ... Control eccentric cam 6 ... Link arm 7 ... Rocker arm 12 ... Swing cam 13 ... Link member O1 ... Rotation center of the drive shaft 1 and rocking of the swing cam 12 Center O2 ... Center of drive eccentric cam 2 O3 ... Center of control shaft 3 O4 ... Swing center of rocker arm 7 O5 ... Connection point between rocker arm 7 and link arm 6 O6 ... Connection point between link member 13 and rocker arm 7 O7 ... Link point 13 of link member 13 and swing cam 12 L1 ... Line passing through point O6 and point O7 L2 ... Line passing through point O5 and point O2 O12 ... Intersection of line L1 and line L2 L3 ... Point O12 and point Straight line through O4

Claims (8)

内燃機関本体に回転自在に支持され、かつ内燃機関の回転に同期して回転するとともに、駆動偏心カムを備えた駆動軸と、
上記駆動偏心カムの外周に回転可能に嵌合したリンクアームと、
内燃機関本体に回転自在に支持され、かつアクチュエータによって回転角度が制御されるとともに、制御偏心カムを備えた制御軸と、
上記制御偏心カムに回転可能に装着されるとともに、上記リンクアームに連結され、該リンクアームにより揺動されるロッカアームと、
上記駆動軸に回転自在に支持されるとともに、上記ロッカアームにリンク部材を介して連結され、該ロッカアームに伴って揺動することにより吸排気弁を押圧する揺動カムと、
を備え、上記制御軸の制御偏心カムの回転位置によって吸排気弁のリフトがその作動角とともに増減変化するように構成された内燃機関の可変動弁装置において、
上記駆動軸の回転中心および上記揺動カムの揺動中心を点Ｏ１、
上記駆動偏心カムの中心を点Ｏ２、
上記制御軸の中心を点Ｏ３、
上記ロッカアームの揺動中心を点Ｏ４、
上記ロッカアームと上記リンクアームとの連結点を点Ｏ５、
上記リンク部材と上記ロッカアームとの連結点を点Ｏ６、
上記リンク部材と上記揺動カムとの連結点を点Ｏ７、
点Ｏ６と点Ｏ７とを通る直線を線Ｌ１、
点Ｏ５と点Ｏ２とを通る直線を線Ｌ２、
この線Ｌ１と線Ｌ２との交点を点Ｏ１２、
この点Ｏ１２と点Ｏ４とを通る直線をロッカアーム荷重線Ｌ３、としたときに、
上記制御軸が最大作動角位置にある状態において、リフト開始時の各点により定まる上り時ロッカアーム荷重線Ｌ３（Ｌ３Ｕ）に沿って点Ｏ４に作用する上り時荷重（Ｆ３Ｕ）と、リフト終了時の各点により定まる下り時ロッカアーム荷重線Ｌ３（Ｌ３Ｄ）に沿って点Ｏ４に作用する下り時荷重（Ｆ３Ｄ）とが、点Ｏ３を中心として互いに反対の回転方向に作用するように、上記点Ｏ３が位置しており、
上記上り時荷重（Ｆ３Ｕ）が上記制御軸の作動角増加方向に作用し、上記下り時荷重（Ｆ３Ｄ）が上記制御軸の作動角減少方向に作用することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 A drive shaft that is rotatably supported by the internal combustion engine body and that rotates in synchronization with the rotation of the internal combustion engine, and that includes a drive eccentric cam;
A link arm rotatably fitted to the outer periphery of the drive eccentric cam;
A control shaft that is rotatably supported by the internal combustion engine body and whose rotation angle is controlled by an actuator, and a control eccentric cam;
A rocker arm that is rotatably attached to the control eccentric cam, is connected to the link arm, and is rocked by the link arm;
A swing cam that is rotatably supported by the drive shaft, is connected to the rocker arm via a link member, and swings along with the rocker arm to press the intake and exhaust valves;
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine configured such that the lift of the intake / exhaust valve varies with the operating angle according to the rotational position of the control eccentric cam of the control shaft.
The rotation center of the drive shaft and the swing center of the swing cam are point O1,
The center of the drive eccentric cam is point O2,
The center of the control axis is point O3,
The rocker arm swing center is point O4,
A connection point between the rocker arm and the link arm is a point O5,
A connection point between the link member and the rocker arm is a point O6,
A connection point between the link member and the swing cam is a point O7,
A straight line passing through the point O6 and the point O7 is a line L1,
A straight line passing through the point O5 and the point O2 is a line L2,
The intersection of this line L1 and line L2 is the point O12,
When a straight line passing through the points O12 and O4 is a rocker arm load line L3,
In the state where the control shaft is at the maximum operating angle position, the upward load (F3U) acting on the point O4 along the upward rocker arm load line L3 (L3U) determined by each point at the start of the lift, and the lift end The point O3 is such that the downward load (F3D) acting on the point O4 along the downward rocker arm load line L3 (L3D) determined by each point acts in the opposite rotation directions around the point O3. It is located,
The variable valve for an internal combustion engine, wherein the upward load (F3U) acts in the direction of increasing the operating angle of the control shaft, and the downward load (F3D) acts in the direction of decreasing the operating angle of the control shaft. apparatus. １回のリフト期間中において、上記ロッカアーム荷重線Ｌ３に沿って制御軸の作動角増加方向へ作用するトルクの総和が、制御軸の作動角減少方向へ作用するトルクの総和よりも小さくなるように、上記点Ｏ３が位置することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置。 During one lift period, the sum of torques acting in the direction of increasing the operating angle of the control shaft along the rocker arm load line L3 is made smaller than the sum of torques acting in the direction of decreasing the operating angle of the control shaft. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the point O3 is located. 上記制御軸が最小作動角位置にある状態において、リフト開始時の各点により定まる上り時ロッカアーム荷重線Ｌ３（Ｌ３Ｕ）に沿って点Ｏ４に作用する上り時荷重（Ｆ３Ｕ）と、リフト終了時の各点により定まる下り時ロッカアーム荷重線Ｌ３（Ｌ３Ｄ）に沿って点Ｏ４に作用する下り時荷重（Ｆ３Ｄ）とが、点Ｏ３を中心として互いに同じ回転方向に作用するように、上記点Ｏ３が位置することを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関の可変動弁装置。 In the state where the control shaft is at the minimum operating angle position, the upward load (F3U) acting on the point O4 along the upward rocker arm load line L3 (L3U) determined by each point at the start of the lift, and at the end of the lift The point O3 is positioned so that the downward load (F3D) acting on the point O4 along the downward rocker arm load line L3 (L3D) determined by each point acts in the same rotational direction around the point O3. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1 or 2 , characterized in that: 上記ロッカアームは、点Ｏ４から一方へ延びており、点Ｏ５および点Ｏ６が、吸排気弁に向かって上下の同じ方向へ揺動することを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関の可変動弁装置。 The rocker arm extends to one direction from the point O4, the point O5 and point O6 is, according to claim 1 to 3, characterized in that swings in the same direction of the upper and lower toward the intake and exhaust valves according to any one A variable valve operating device for an internal combustion engine. 上記制御軸が共通の複数の気筒について、各気筒のリフト期間が重なり始める作動角よりも大作動角側で、両荷重（Ｆ３Ｕ、Ｆ３Ｄ）が点Ｏ３を中心として互いに反対の回転方向に作用し、小作動角側で、互いに同じ回転方向に作用するように、上記点Ｏ３が位置することを特徴とする請求項３に記載の内燃機関の可変動弁装置。 For a plurality of cylinders having a common control axis, both loads (F3U, F3D) act in opposite directions of rotation around the point O3 on the larger operating angle side than the operating angle at which the lift periods of the cylinders begin to overlap. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 3 , wherein the point O3 is positioned so as to act in the same rotational direction on the small operating angle side. 上記制御軸がＮ個の気筒で共通であり、作動角が７２０°ＣＡ／Ｎに制御されているときに、リフト開始時の各点により定まる上り時ロッカアーム荷重線Ｌ３（Ｌ３Ｕ）の線上に上記点Ｏ３が位置することを特徴とする請求項３に記載の内燃機関の可変動弁装置。 When the control shaft is common to N cylinders and the operating angle is controlled to 720 ° CA / N, the above-mentioned rocker arm load line L3 (L3U) is determined by the points at the start of lift. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 3 , wherein the point O3 is located. 上記制御軸が３個の気筒で共通であることを特徴とする請求項５または６に記載の内燃機関の可変動弁装置。 The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 5 or 6 , wherein the control shaft is common to three cylinders. 内燃機関本体に回転自在に支持され、かつ内燃機関の回転に同期して回転するとともに、駆動偏心カムを備えた駆動軸と、
上記駆動偏心カムの外周に回転可能に嵌合したリンクアームと、
内燃機関本体に回転自在に支持され、かつアクチュエータによって回転角度が制御されるとともに、制御偏心カムを備えた制御軸と、
上記制御偏心カムに回転可能に装着されるとともに、上記リンクアームに連結され、該リンクアームにより揺動されるロッカアームと、
上記駆動軸に回転自在に支持されるとともに、上記ロッカアームにリンク部材を介して連結され、該ロッカアームに伴って揺動することにより吸排気弁を押圧する揺動カムと、
を備え、上記制御軸の制御偏心カムの回転位置によって吸排気弁のリフトがその作動角とともに増減変化するように構成された内燃機関の可変動弁装置において、
上記駆動軸の回転中心および上記揺動カムの揺動中心を点Ｏ１、
上記駆動偏心カムの中心を点Ｏ２、
上記制御軸の中心を点Ｏ３、
上記ロッカアームの揺動中心を点Ｏ４、
上記ロッカアームと上記リンクアームとの連結点を点Ｏ５、
上記リンク部材と上記ロッカアームとの連結点を点Ｏ６、
上記リンク部材と上記揺動カムとの連結点を点Ｏ７、
点Ｏ６と点Ｏ７とを通る直線を線Ｌ１、
点Ｏ５と点Ｏ２とを通る直線を線Ｌ２、
この線Ｌ１と線Ｌ２との交点を点Ｏ１２、
この点Ｏ１２と点Ｏ４とを通る直線をロッカアーム荷重線Ｌ３、としたときに、
上記制御軸が最大作動角位置にある状態において、リフト開始時の各点により定まる点Ｏ１２と、リフト終了時の各点により定まる点Ｏ１２とが、
点Ｏ３と点Ｏ４とを結ぶ直線に直交しかつ点Ｏ４を通る法線Ｌ４を挟んで、互いに反対側に位置しており、
リフト開始時の各点により定まる上り時ロッカアーム荷重線Ｌ３（Ｌ３Ｕ）に沿って点Ｏ４に作用する上り時荷重（Ｆ３Ｕ）が上記制御軸の作動角増加方向に作用し、リフト終了時の各点により定まる下り時ロッカアーム荷重線Ｌ３（Ｌ３Ｄ）に沿って点Ｏ４に作用する下り時荷重（Ｆ３Ｄ）が上記制御軸の作動角減少方向に作用することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 A drive shaft that is rotatably supported by the internal combustion engine body and that rotates in synchronization with the rotation of the internal combustion engine, and that includes a drive eccentric cam;
A link arm rotatably fitted to the outer periphery of the drive eccentric cam;
A control shaft that is rotatably supported by the internal combustion engine body and whose rotation angle is controlled by an actuator, and a control eccentric cam;
A rocker arm that is rotatably attached to the control eccentric cam, is connected to the link arm, and is rocked by the link arm;
A swing cam that is rotatably supported by the drive shaft, is connected to the rocker arm via a link member, and swings along with the rocker arm to press the intake and exhaust valves;
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine configured such that the lift of the intake / exhaust valve varies with the operating angle according to the rotational position of the control eccentric cam of the control shaft.
The rotation center of the drive shaft and the swing center of the swing cam are point O1,
The center of the drive eccentric cam is point O2,
The center of the control axis is point O3,
The rocker arm swing center is point O4,
A connection point between the rocker arm and the link arm is a point O5,
A connection point between the link member and the rocker arm is a point O6,
A connection point between the link member and the swing cam is a point O7,
A straight line passing through the point O6 and the point O7 is a line L1,
A straight line passing through the point O5 and the point O2 is a line L2,
The intersection of this line L1 and line L2 is the point O12,
When a straight line passing through the points O12 and O4 is a rocker arm load line L3,
In a state where the control shaft is at the maximum operating angle position, a point O12 determined by each point at the start of lift and a point O12 determined by each point at the end of lift are
Are located on opposite sides of a normal line L4 perpendicular to the straight line connecting the point O3 and the point O4 and passing through the point O4 ,
An upward load (F3U) acting on the point O4 along the upward rocker arm load line L3 (L3U) determined by each point at the start of lift acts in the direction of increasing the operating angle of the control shaft, and each point at the end of the lift. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, wherein a downward load (F3D) acting on the point O4 along the downward rocker arm load line L3 (L3D) determined by

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