JPH0312208B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 〈産業上の利用分野〉 本発明は内燃機関の回転に同期して吸気ポー
ト、或いは排気ポートの開閉を行なう動弁機構に
関し、特に回転速度範囲に応じてその作動時期を
可変とするように弁休止機構により制御されるバ
ルブに対する閉弁方向付勢力の可変装置を具備し
てなる内燃機関の動弁機構に関する。[Detailed Description of the Invention] <Industrial Application Field> The present invention relates to a valve mechanism that opens and closes an intake port or an exhaust port in synchronization with the rotation of an internal combustion engine. The present invention relates to a valve operating mechanism for an internal combustion engine that includes a variable device for applying a biasing force in a valve closing direction to a valve that is controlled by a valve stop mechanism so as to vary the valve closing mechanism.

〈従来の技術〉 燃焼室への混合気の送給、及び燃焼ガスの排出
を所定のサイクルに応じて行なわせるために、４
サイクルエンジンの燃焼室は吸気バルブと排気バ
ルブとを備えており、これら両バルブは、バルブ
ステムを囲繞するように設けられたバルブスプリ
ングにより常時閉弁方向に付勢されている。更に
これら両バルブは、エンジンのクランクシヤフト
からベルト・プーリなどを用いて連結駆動される
カムシヤフトに一体的に設けられたカムにより、
上記したバルブスプリングの付勢力に抗して強制
的に押開けられるようにされている。<Prior art> In order to supply the air-fuel mixture to the combustion chamber and discharge the combustion gas according to a predetermined cycle,
A combustion chamber of a cycle engine includes an intake valve and an exhaust valve, and both valves are normally biased in the closing direction by a valve spring provided so as to surround a valve stem. Furthermore, both of these valves are operated by a cam that is integrated with a camshaft that is connected and driven from the engine's crankshaft using a belt and pulley.
It is forcibly pushed open against the biasing force of the valve spring described above.

一方、気筒毎に複数の吸気バルブ或いは排気バ
ルブを設け、低速運転時には一方の吸気バルブ、
或いは排気バルブを作動させ、高速運転時にはす
べてのバルブを作動させ、同時にこれらバルブの
作動タイミングをエンジンの回転速度に応じて変
化させることにより、広い運転範囲に亘つて燃焼
室への混合気の充填効率を向上させる技術が、本
出願人による特開昭61−19911号公報などに提案
されている。 On the other hand, multiple intake valves or exhaust valves are provided for each cylinder, and during low-speed operation, one intake valve,
Alternatively, by operating the exhaust valves, operating all valves during high-speed operation, and simultaneously changing the operating timing of these valves according to the engine rotation speed, the mixture can be filled into the combustion chamber over a wide operating range. Techniques for improving efficiency have been proposed in Japanese Patent Laid-Open No. 1991-1991 by the present applicant.

〈発明が解決しようとする問題点〉 しかるに、上記したような弁作動時期切換装置
を備えた動弁機構の場合、動弁機構の運動を規制
するバルブスプリングの付勢力の設定が極めて厄
介になる。即ち、高速回転域に適合させてバルブ
スプリングの付勢力を設定すると、低速回転作動
時の動弁系フリクシヨンが不必要に増大すると共
に、カムやロツカアームの摺動面に加わる面圧が
増大し、摩耗や燃費悪化をきたす不都合が生じ、
作動フリクシヨンを低減すべくばね定数を低く設
定すると、高速回転作動時にカムの回転に対して
バルブが追従できず、所謂バルブジヤンプ現象を
引起す。また、バルブタイミングを変化させると
同時にバルブリフト量を増大させると、バルブス
プリングの撓み量の増大に伴つてばね荷重が増大
し、カムに対する面圧が増大することから、カム
摺動面の幅を大きくとらねばならず、軽量化を阻
害する一因ともなつていた。<Problems to be Solved by the Invention> However, in the case of a valve train equipped with a valve operation timing switching device as described above, it is extremely difficult to set the biasing force of the valve spring that regulates the movement of the valve train. . In other words, if the biasing force of the valve spring is set to match the high-speed rotation range, the friction of the valve train will increase unnecessarily during low-speed rotation operation, and the surface pressure applied to the sliding surfaces of the cam and rocker arm will increase. This causes inconveniences such as wear and deterioration of fuel efficiency.
If the spring constant is set low in order to reduce the operating friction, the valve cannot follow the rotation of the cam during high-speed rotation operation, causing a so-called valve jump phenomenon. Additionally, if the valve lift is increased at the same time as the valve timing is changed, the spring load will increase as the amount of deflection of the valve spring increases, and the surface pressure on the cam will increase. It had to be large, which was one of the factors that hindered weight reduction.

このような従来技術の問題点に鑑み、本発明の
主な目的は、開弁作動特性の可変装置を有する動
弁機構に於て、広い運転範囲に亘る良好な動弁系
の追従性を確保すると同時に、カム面圧を好適に
抑制することの可能な内燃機関の動弁機構を提供
することにある。 In view of the problems of the prior art, the main purpose of the present invention is to ensure good followability of the valve train over a wide operating range in a valve train having a variable device for valve opening operation characteristics. At the same time, it is an object of the present invention to provide a valve operating mechanism for an internal combustion engine that can suitably suppress cam surface pressure.

〈問題点を解決するための手段〉 このような目的は、本発明によれば、燃焼室の
吸気ポート或いは排気ポートに設置され、所定の
ばね定数を有するばね手段により常時閉弁付勢さ
れると共に、クランク軸と同期回転するカムによ
り開弁駆動され、かつ回転速度に応じてその開弁
作動特性を可変し得るようにしてなる内燃機関の
動弁機構であつて、前記ばね手段に対して直接
的、或いは間接的に流体圧を作用させることによ
り、所定弁リフト時における前記ばね手段のばね
荷重を変化させるための流体加圧装置を備え、少
なくとも低速作動域におけるばね荷重よりも、高
速作動域におけるばね荷重の方を大きくすべく、
前記ばね手段に作用する流体加圧装置の流体圧
が、高速作動域においてより大きくされることを
特徴とする内燃機関の動弁機構を提供することに
より達成される。<Means for Solving the Problems> According to the present invention, this purpose is to provide a valve that is normally biased to close by a spring means installed at the intake port or exhaust port of the combustion chamber and having a predetermined spring constant. and a valve mechanism for an internal combustion engine, which is driven to open by a cam that rotates in synchronization with the crankshaft, and whose valve opening operating characteristics can be varied according to the rotational speed, wherein A fluid pressurizing device is provided for changing the spring load of the spring means at a predetermined valve lift by applying fluid pressure directly or indirectly, and the spring load is at least higher than the spring load in a low speed operation range. In order to increase the spring load in the area,
This is achieved by providing a valve operating mechanism for an internal combustion engine in which the fluid pressure of the fluid pressurizing device acting on the spring means is increased in a high-speed operating range.

特に、前記開弁作動特性を変化させる第１のエ
ンジン回転速度よりも、前記ばね反力を変化させ
る第２のエンジン回転速度の方を高くすると良
い。 In particular, it is preferable that the second engine rotation speed that changes the spring reaction force is higher than the first engine rotation speed that changes the valve opening operation characteristic.

〈作用〉 このようにすれば、慣性力が比較的低い低速運
転域に於ける閉弁付勢力を小さく設定し得るた
め、カム面圧と同時に、フリクシヨンをも低減す
ることができる。<Operation> In this way, the valve closing biasing force can be set small in the low-speed operating range where the inertia force is relatively low, so that the friction can be reduced as well as the cam surface pressure.

慣性力が増大する高速運転域は、流体加圧装置
により閉弁付勢力を増大させ、これにより高速運
転域に於ける動弁系の追従性をより一層向上し得
る。また、バルブリフト量の最大状態を基準にし
てばね手段の基本ばね荷重を設定しておき、バル
ブスプリングの撓み量が少なくなるバルブリフト
量の最小状態下に於いては、流体圧にてばね荷重
を補正するようにすることができる。 In a high-speed operating range where the inertial force increases, the valve closing biasing force is increased by the fluid pressurizing device, thereby further improving the followability of the valve train in the high-speed operating range. In addition, the basic spring load of the spring means is set based on the maximum state of the valve lift amount, and under the minimum state of the valve lift amount where the amount of deflection of the valve spring is reduced, the spring load is applied by fluid pressure. can be corrected.

〈実施例〉 以下、本発明の好適実施例を添付の図面につい
て詳しく説明する。<Embodiments> Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.

第１図に示されるように、図示されないエンジ
ン本体には、一対の吸気バルブ１ａ，１ｂが設け
られており、これら両吸気バルブ１ａ，１ｂは、
クランクシヤフト（図示せず）の1/2の速度で同
期駆動されるカムシヤフト２に一体的に設けられ
た卵形断面をなす一対の低速用カム３ａ，３ｂ及
び単一の高速用カム４と、これらカム３ａ，３
ｂ，４に係合して揺動運転を行なうカムフオロワ
としての第１〜第３ロツカアーム５〜７との働き
により開閉動作を行なうようにされている。ま
た、本エンジンには、一対の排気バルブ（図示せ
ず）が備えられており、上記した吸気バルブ１
ａ，１ｂと同様に開閉駆動される。 As shown in FIG. 1, the engine body (not shown) is provided with a pair of intake valves 1a, 1b, and these intake valves 1a, 1b are
A pair of low-speed cams 3a, 3b and a single high-speed cam 4 having an oval cross section are integrally provided on a camshaft 2 that is synchronously driven at half the speed of a crankshaft (not shown); These cams 3a, 3
The opening/closing operation is performed by working with the first to third rocker arms 5 to 7 as cam followers that engage with the rocker arms b and 4 to perform rocking operation. Further, this engine is equipped with a pair of exhaust valves (not shown), and the above-mentioned intake valve 1
It is driven to open and close in the same way as a and 1b.

第１〜第３ロツカアーム５〜７は、カムシヤフ
ト２の下方に該カムシヤフト２に平行に固設され
たロツカシヤフト８に揺動自在なように互いに隣
接して枢支されているが、第１及び第３ロツカア
ーム５，７は基本的に同一形状とされ、その基部
がロツカシヤフト８に枢支され、それぞれの遊端
部が両吸気バルブ１ａ，１ｂの上方に延出されて
いる。これら両ロツカアーム５，７の遊端部に
は、各吸気バルブ１ａ，１ｂの上端に当接するタ
ペツトねじ９ａ，９ｂがそれぞれ進退可能なよう
に螺着されており、該タペツトねじはロツクナツ
ト１０ａ，１０ｂにより緩み止めされている。 The first to third rocker arms 5 to 7 are pivotally supported adjacent to each other so as to be swingable on a rocker shaft 8 fixed below the camshaft 2 in parallel with the camshaft 2. The three rocker arms 5, 7 have basically the same shape, their bases are pivotally supported by the rocker shaft 8, and their respective free ends extend above the intake valves 1a, 1b. Tappet screws 9a and 9b that abut the upper ends of the intake valves 1a and 1b are screwed into the free ends of both of these locker arms 5 and 7 so as to be able to move forward and backward, respectively, and the tappet screws are screwed into lock nuts 10a and 10b. It is prevented from loosening.

第２ロツカアーム６は、第１及び第３ロツカア
ーム５，７間でロツカシヤフト７に枢支されれて
いる。この第２ロツカアーム６は、ロツカシヤフ
ト８から両吸気バルブ１ａ，１ｂの中間に向けて
僅かに延出されており、第２図に良く示されてい
るように、その上面には高速用カム４に摺接する
カムスリツパ６ａが形成され、その端部下面に
は、後記する荷重装置１１のリフタ１２の上端面
が当接している。 The second rocker arm 6 is pivotally supported by the rocker shaft 7 between the first and third rocker arms 5 and 7. This second rocker arm 6 extends slightly from the rocker shaft 8 toward the middle of both intake valves 1a, 1b, and as shown in FIG. A cam slipper 6a that comes into sliding contact is formed, and the lower end surface of the cam slipper 6a is in contact with the upper end surface of a lifter 12 of a load device 11, which will be described later.

前記したようにカムシヤフト２は、エンジン本
体の上方に回転自在なように枢支されており、第
１、第３ロツカアーム５，７に対応する低速用カ
ム３ａ，３ｂと、第２ロツカアーム６に対応する
高速用カム４とが一体的に連設されている。そし
て第３図に良く示されているように、低速用カム
３ａ，３ｂは比較的小さな揚程を有し、エンジン
の低速運転時に適合したカムプロフイルに形成さ
れており、第１、第３ロツカアーム５，７の上面
に形成されたカムスリツパ５ａ，７ａにその外周
面を摺接し得るようにされている。高速用カム４
は、低速用カム３ａ，３ｂに比して、より広角度
に亘る大きな揚程を有した高速運転時に適合した
カムプロフイルに形成されており、前記した第２
ロツカアーム６のカムスリツパ６ａにその外周面
を摺接し得るようにされている。尚、第３図に於
て荷重装置１１は図示省略されている。 As mentioned above, the camshaft 2 is rotatably supported above the engine body, and corresponds to the low speed cams 3a, 3b corresponding to the first and third rocker arms 5, 7, and the second rocker arm 6. A high-speed cam 4 is integrally connected to the high-speed cam 4. As clearly shown in FIG. 3, the low-speed cams 3a and 3b have a relatively small lift and are formed with a cam profile suitable for low-speed operation of the engine, and the first and third rocker arms 5 , 7, the outer peripheral surfaces thereof can be slidably contacted with cam slippers 5a, 7a formed on the upper surfaces of the cam slippers 5a, 7a. High speed cam 4
is formed with a cam profile suitable for high-speed operation that has a larger lifting range over a wider angle than the low-speed cams 3a and 3b, and is similar to the second cam profile described above.
The outer circumferential surface of the locking arm 6 can be brought into sliding contact with the cam slipper 6a of the locking arm 6. Note that the loading device 11 is not shown in FIG. 3.

これら第１〜第３ロツカアーム５〜７は、第４
図及び第５図に示すように、各ロツカアーム５〜
７の中央部を貫通してロツカシヤフト８と平行に
穿通された孔内に装着された後記する連結装置１
３により、一体的に揺動し得る状態と、相対変位
し得る状態とを切換可能なようにされている。 These first to third rocker arms 5 to 7 are
As shown in the figure and FIG.
A connecting device 1 (to be described later) is installed in a hole that is penetrated through the center of the shaft 7 and parallel to the rock shaft 8.
3, it is possible to switch between a state in which they can swing integrally and a state in which they can be relatively displaced.

第２図に良く示すように、流体加圧装置として
の荷重装置１１は、シリンダヘツド１４内に両吸
気バルブ１ａ，１ｂ（第２図に於ては図示省略）
の摺動軸線に対して略平行に穿設されたガイド孔
１５と、ガイド孔１５に摺合したリフタ１２と、
リフタ１２を常時上向きに付勢するコイルばね１
６と、該コイルばね１６の下端と、ガイド孔１５
下部の拡径部１５ａの底壁面との間に挾設された
ピストン１７とからなつている。 As clearly shown in FIG. 2, a loading device 11 as a fluid pressurizing device has both intake valves 1a and 1b (not shown in FIG. 2) in the cylinder head 14.
a guide hole 15 bored approximately parallel to the sliding axis of the lifter 12, and a lifter 12 slidably engaged with the guide hole 15;
Coil spring 1 that always biases lifter 12 upward
6, the lower end of the coil spring 16, and the guide hole 15.
It consists of a piston 17 interposed between the bottom wall surface of the lower enlarged diameter portion 15a.

ピストン１７は、ガイド孔の拡径部１５ａに液
密に摺合しており、ガイド孔１５の底壁に開口し
た油圧ポート１８から、油路１９を介して図示さ
れない油圧発生源から供給される圧油の作用によ
り、拡径部１５ａの内周面に沿つて上方に変位し
得るようにされている。 The piston 17 slides fluid-tightly into the enlarged diameter portion 15a of the guide hole, and receives pressure from a hydraulic pressure generation source (not shown) through an oil passage 19 from a hydraulic port 18 opened in the bottom wall of the guide hole 15. Due to the action of oil, it can be displaced upward along the inner circumferential surface of the enlarged diameter portion 15a.

一方、両吸気バルブ１ａ，１ｂの上部には、リ
テーナ２５ａ，２５ｂがそれぞれ設られており、
これらリテーナ２５ａ，２５ｂとエンジン本体と
の間に、両吸気バルブ１ａ，１ｂのステム部を囲
繞するバルブスプリング２６ａ，２６ｂが介装さ
れており、両バルブ１ａ，１ｂを閉弁方向、即ち
第３図に於ける上方に向けて付勢している。 On the other hand, retainers 25a and 25b are provided above the intake valves 1a and 1b, respectively.
Valve springs 26a, 26b surrounding the stems of both the intake valves 1a, 1b are interposed between the retainers 25a, 25b and the engine body, and the valve springs 26a, 26b surround the stems of both the intake valves 1a, 1b. The force is applied upward in the figure.

第４図及び第５図に良く示されているように、
第１ロツカアーム５には、第２ロツカアーム６側
に向けて開放する第１ガイド孔２７が、ロツカシ
ヤフト８に平行して穿設されている。この第１ガ
イド孔２７の底部側は、縮径された小径部２８が
形成され、これに伴い段部２９が形成されてい
る。 As shown well in Figures 4 and 5,
A first guide hole 27 that opens toward the second rocker arm 6 side is bored in the first rocker arm 5 in parallel to the rocker shaft 8 . A reduced diameter portion 28 is formed on the bottom side of the first guide hole 27, and a stepped portion 29 is formed accordingly.

第２ロツカアーム６には、第１ロツカアーム５
の第１ガイド孔２７に連通する第２ガイド孔３０
が両側面間を貫通して穿設されている。 The second locking arm 6 has a first locking arm 5.
A second guide hole 30 communicating with the first guide hole 27 of
is drilled through both sides.

第３ロツカアーム７には、第２ガイド孔３０に
連通する第３ガイド孔３１が穿設されている。こ
の第３ガイド孔３１の底部側は、第１ガイド孔２
７と同様に段部３２と小径部３３とが形成され、
更に第３ガイド孔３１の底壁を貫通する小径の挿
通孔３４が、第３ガイド孔３１と同心にて穿設さ
れている。 A third guide hole 31 communicating with the second guide hole 30 is bored in the third rocker arm 7 . The bottom side of the third guide hole 31 is connected to the first guide hole 2.
Similar to 7, a stepped portion 32 and a small diameter portion 33 are formed,
Furthermore, a small-diameter insertion hole 34 passing through the bottom wall of the third guide hole 31 is formed concentrically with the third guide hole 31 .

これら第１〜第３ガイド孔２７，３０，３１の
内部には、第１及び第２ロツカアーム５，６を連
結する位置及びその連結を解除する位置間で移動
し得る第１ピストン３５と、第２及び第３ロツカ
アーム６，７を連結する位置及びその連結を解除
する位置間で移動可能な第２ピストン３６と、両
ピストン３５，３６の移動を規制するストツパ３
７と、両ピストン３５，３６を連結位置側に付勢
する第１コイルばね３８と、第１コイルばね３８
よりも強い付勢力をもつて両ピストン３５，３６
を連結解除位置側に付勢する第２コイルばね３９
とが装着されている。 Inside these first to third guide holes 27, 30, 31, there is a first piston 35 that can move between a position where the first and second rocker arms 5, 6 are connected and a position where the connection is released. A second piston 36 that is movable between a position where the second and third rocker arms 6 and 7 are connected and a position where the connection is released, and a stopper 3 that restricts movement of both pistons 35 and 36.
7, a first coil spring 38 that urges both pistons 35 and 36 toward the connected position, and a first coil spring 38
both pistons 35, 36 with a stronger biasing force than
a second coil spring 39 that urges the
is installed.

第１ピストン３５は第１ガイド孔２７と第２ガ
イド孔３０に摺合し、これにより第１ガイド孔２
７の底面と第１ピストン３５の端面との間に油圧
室４０が郭成されている。また、ロツカシヤフト
８内には、図示されない油圧供給装置に連通する
油路４１が穿設されており、第１ロツカアーム５
に油圧室４０に連通するように穿設された油路４
２と、ロツカシヤフト８の周壁に穿設された連通
孔４３とを介して、第１ロツカアーム５の揺動状
態の如何に拘らず、常に作動油を油圧室４０内に
供給し得るようにされている。 The first piston 35 slides into the first guide hole 27 and the second guide hole 30, so that the first piston 35 slides into the first guide hole 27 and the second guide hole 30.
A hydraulic chamber 40 is defined between the bottom surface of the piston 7 and the end surface of the first piston 35 . Further, an oil passage 41 is bored in the rocker shaft 8 and communicates with a hydraulic pressure supply device (not shown), and the first rocker arm 5
An oil passage 4 is bored to communicate with the oil pressure chamber 40.
2 and a communication hole 43 formed in the peripheral wall of the rocker shaft 8, hydraulic oil can always be supplied into the hydraulic chamber 40 regardless of the swinging state of the first rocker arm 5. There is.

第１ピストン３５の軸線方向寸法は、その一端
が第１ガイド孔２７内の段部２９に当接した際
に、その他端が第１ロツカアーム５の第２ロツカ
アーム６に臨む側面から突出しないように設定さ
れている。 The axial dimension of the first piston 35 is such that when one end thereof comes into contact with the stepped portion 29 in the first guide hole 27, the other end does not protrude from the side surface of the first rocker arm 5 facing the second rocker arm 6. It is set.

第２ピストン３６は、その軸線方向寸法を第２
ガイド孔３０の全長に等しくされており、第２ガ
イド孔３０と第３ガイド孔３１とに摺合し得るよ
うにされている。 The second piston 36 has a second axial dimension.
The length is made equal to the entire length of the guide hole 30, and is adapted to be able to slide into the second guide hole 30 and the third guide hole 31.

ストツパ３７は、一端に第３ガイド孔３１に摺
合する円板部３７ａが形成され、他端に小径孔３
４に挿通する案内棒４４が形成されている。更に
ストツパ３７の円板部３７ａと第３ガイド孔３１
の小径部３３の底部との間には、案内棒４４を外
囲して前記した第２コイルばね３９が介装されて
いる。 The stopper 37 has a disk portion 37a formed at one end that slides into the third guide hole 31, and a small diameter hole 3 at the other end.
A guide rod 44 is formed to be inserted into the hole 4. Furthermore, the disk portion 37a of the stopper 37 and the third guide hole 31
The aforementioned second coil spring 39 surrounding the guide rod 44 is interposed between the guide rod 44 and the bottom of the small diameter portion 33 .

次に以上説明した本装置の作動の要領について
説明する。 Next, the operation of the apparatus described above will be explained.

先ず、第４，５図を参照して、エンジンの中低
速度域にあつては、連結装置１３の油圧室４０に
は油圧が供給されず、各ピストン３５，３６は第
２コイルばね３９の付勢力により第４図に示すよ
うに各ガイド孔２７，３０内に整合し、従つて各
ロツカアーム５〜７は互いに相対角変位が可能で
ある。 First, referring to FIGS. 4 and 5, in the middle and low speed range of the engine, hydraulic pressure is not supplied to the hydraulic chamber 40 of the coupling device 13, and each piston 35, 36 is operated by the second coil spring 39. Due to the biasing force, the rocker arms 5 to 7 are aligned in the respective guide holes 27 and 30 as shown in FIG. 4, so that the rocker arms 5 to 7 can be angularly displaced relative to each other.

このような連結装置１３の連結解除状態にあつ
ては、カムシヤフト２の回転動作により、第１、
第３ロツカアーム５，７は低速用カム３ａ，３ｂ
との摺接に応じて揺動し、両吸気バルブ１ａ，１
ｂがその開弁時期を遅くすると共に閉弁時期を早
くし、しかもリフト量も小さくして開閉駆動され
る。この時、第２ロツカアーム６は高速用カム４
との摺接により揺動するが、その揺動動作は両吸
気バルブ１ａ，１ｂの作動に何の影響も及ぼさな
い。 When the coupling device 13 is in the uncoupled state, the rotation of the camshaft 2 causes the first,
The third rocker arms 5 and 7 are low speed cams 3a and 3b.
The two intake valves 1a, 1 swing according to the sliding contact with the
The valve b is driven to open and close by retarding the valve opening timing and advancing the valve closing timing, and also by reducing the amount of lift. At this time, the second rocker arm 6 is connected to the high-speed cam 4.
Although it swings due to sliding contact with the valve, the swinging action has no effect on the operation of both intake valves 1a and 1b.

一方、荷重装置１１のピストン１７に対して油
圧は作用せず、ガイド孔１５内に縮設された圧縮
コイルばね１６の初期撓み量も比較的小さくされ
ていることから、第２ロツカアーム６が高速用カ
ム４に向けて常時付勢されているものの、ロツカ
シヤフト２に対するフリクシヨンとしては極めて
小さい範囲に抑えられている（第２図）。 On the other hand, since the hydraulic pressure does not act on the piston 17 of the loading device 11 and the initial deflection amount of the compression coil spring 16 compressed in the guide hole 15 is made relatively small, the second rocker arm 6 moves at high speed. Although it is constantly biased toward the drive cam 4, the friction against the rocker shaft 2 is suppressed to an extremely small range (Fig. 2).

エンジンの高速運転に際しては、連結装置１３
の油圧室４０に作動油圧が供給される。これによ
り、第５図に示されるように、第１ピストン３５
は、第２コイルばね３９の付勢力に抗して第２ロ
ツカアーム６側に移動し、第２ピストン３６は、
第１ピストン３５に押されて第３ロツカアーム７
側に移動する。この結果、ストツパ３７の円板部
３７ａが段部３２に当接するまで第１及び第２ピ
ストン３５，３６が共に移動し、第１ピストン３
５により第１及び第２ロツカアーム５，６が連結
され、第２ピストン３６により第２及び第３ロツ
カアーム６，７が連結される。 When operating the engine at high speed, the coupling device 13
Hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber 40 of. As a result, as shown in FIG. 5, the first piston 35
moves toward the second rocker arm 6 against the biasing force of the second coil spring 39, and the second piston 36
The third rocker arm 7 is pushed by the first piston 35
Move to the side. As a result, the first and second pistons 35 and 36 move together until the disk portion 37a of the stopper 37 comes into contact with the stepped portion 32, and the first piston 3
5 connects the first and second rocker arms 5 and 6, and a second piston 36 connects the second and third rocker arms 6 and 7.

以上のようにして、第１〜第３ロツカアーム５
〜７が連結装置１３により相互に連結された状態
にあつては、高速用カム４に摺接した第２ロツカ
アーム６の揺動量が最も大きくなることから、第
１及び第３ロツカアーム５，７は第２ロツカアー
ム６と共に揺動する。従つて、両吸気弁１ａ，１
ｂが、高速用カム４のカムプロフイルに従つてそ
の開弁時期を早くすると共に閉弁時期をも遅く
し、しかもリフト量も大きくして共に開閉駆動さ
れる。 As described above, the first to third rocker arms 5
- 7 are connected to each other by the connecting device 13, the amount of swing of the second rocker arm 6 in sliding contact with the high-speed cam 4 is the largest, so the first and third rocker arms 5, 7 are It swings together with the second rocker arm 6. Therefore, both intake valves 1a, 1
According to the cam profile of the high-speed cam 4, the valve opening timing is advanced and the valve closing timing is delayed, and the lift amount is also increased, and the cam 4 is driven to open and close at the same time.

低速度域に於ては、バルブ及びロツカアームの
運動速度も比較的低く、閉弁付勢力についても相
対的に小さくて良い。しかしながら、エンジン速
度の増大に従い、第１〜第３ロツカアーム５〜７
を連結させると、バルブ及びロツカアームの運動
速度も高速となる上、これら動弁系全体としての
慣性質量が増大する。その結果、高速度域に於て
は、両吸気バルブ１ａ，１ｂを閉弁させると同時
に、第１〜第３ロツカアーム５〜７を上方へ押上
げるための作用力を増大させる必要が生ずる。 In the low speed range, the movement speeds of the valve and rocker arm are relatively low, and the valve closing force may also be relatively small. However, as the engine speed increases, the first to third rocker arms 5 to 7
If these valves and rocker arms are connected, the movement speed of the valve and rocker arm becomes high, and the inertial mass of these valve train systems as a whole increases. As a result, in a high speed range, it becomes necessary to close both intake valves 1a and 1b and at the same time increase the acting force for pushing the first to third rocker arms 5 to 7 upward.

そこで本発明によれば、例えば速度信号により
開閉駆動される方向切換電磁弁などにより、或る
設定速度以上に於て油路１９を油圧発生源と連通
するようにしている。そして油圧ポート１８より
圧油を導入すると、ピストン１７が、ガイド孔１
５ａを拡径することにより形成された段部１５ｂ
に当接するまで上方に押上げられ、それに伴いコ
イルばね１６が押縮められる結果、第２ロツカア
ーム６に対する上向きの付勢力が増大するように
されている。 Therefore, according to the present invention, the oil passage 19 is communicated with the oil pressure generation source at a speed higher than a certain set speed by using, for example, a directional solenoid valve that is driven to open and close by a speed signal. When pressure oil is introduced from the hydraulic port 18, the piston 17 moves into the guide hole 1.
A stepped portion 15b formed by expanding the diameter of 5a.
As a result of this, the coil spring 16 is compressed and the upward biasing force applied to the second rocker arm 6 is increased.

第６図は上記実施例の制御のタイミングと、カ
ムとカムスリツパ間の面圧の変化とを示してい
る。 FIG. 6 shows the control timing and changes in the surface pressure between the cam and the cam slipper in the above embodiment.

両バルブスプリング２６ａ，２６ｂを全速度域
に対応させたばね定数に設定し、バルブタイミン
グのみを所定回転数N1にて切換えるようにした
場合、第６図に破線にて示したように、低速域に
於ける面圧が比較的高くなると同時に、フリクシ
ヨンの増大をも招くことが解る。 If both valve springs 26a and 26b are set to a spring constant that corresponds to the entire speed range, and only the valve timing is changed at a predetermined rotation speed N1, as shown by the broken line in Fig. 6, the spring constant corresponds to the entire speed range. It can be seen that as the surface pressure becomes relatively high, friction also increases.

カム面圧は速度の増大に従い減少するが、バル
ブタイミングの切換によりバルブリフト量が増大
すると、カム面圧も急激に増大する。この時の最
大面圧P1が高速カム４と第２ロツカアーム６と
に作用することから、この場合、カムとカムスリ
ツパとの接触面積を相対的に大きくとる必要が生
ずる。 The cam surface pressure decreases as the speed increases, but when the valve lift amount increases due to valve timing switching, the cam surface pressure also increases rapidly. Since the maximum surface pressure P1 at this time acts on the high speed cam 4 and the second rocker arm 6, in this case, it is necessary to make the contact area between the cam and the cam slipper relatively large.

第６図に実線にて本実施例による面圧の変化を
示している。 In FIG. 6, the solid line shows the change in surface pressure according to this embodiment.

先ず、両バルブスプリング１ａ，１ｂのばね定
数を中低速度域にのみ対応させて比較的低く設定
することにより、低速度域に於けるカム面圧も低
く抑えられている。従つて、第１のエンジン回転
速度N1にてバルブタイミングを切換えた時の最
大面圧P2も相対的に低く抑えられる。 First, by setting the spring constants of both valve springs 1a, 1b to be relatively low so as to correspond only to the medium and low speed range, the cam surface pressure in the low speed range is also kept low. Therefore, the maximum surface pressure P2 when switching the valve timing at the first engine speed N1 can also be kept relatively low.

次に第２のエンジン回転速度N2にて荷重装置
１１により第２ロツカアーム６に対する付勢力を
付加すると、再びカム面圧が増大するが、バルブ
タイミングの切換時点（N1）に比して面圧の増
大を低いレベルに抑えることができる。 Next, when a biasing force is applied to the second rocker arm 6 by the loading device 11 at the second engine speed N2, the cam surface pressure increases again, but the surface pressure is lower than that at the valve timing switching point (N1). Growth can be kept to a low level.

第７図は第２の実施例として、上記した第１の
実施例に対する変形実施例を示している。以下第
１の実施例に対応する部分には同一の符号を付
し、詳細な説明を省略する。 FIG. 7 shows, as a second embodiment, a modification of the first embodiment described above. Hereinafter, parts corresponding to those in the first embodiment will be denoted by the same reference numerals, and detailed explanations will be omitted.

本実施例に於ては、第１の実施例に於てピスト
ン１７に付与した油圧力に代えて、リフタ１２に
対してガイド孔１５の低壁から、通路２０を介し
て空気圧を付与するようにしている。 In this embodiment, instead of the hydraulic pressure applied to the piston 17 in the first embodiment, air pressure is applied to the lifter 12 from the lower wall of the guide hole 15 through the passage 20. I have to.

本実施例の場合、空気圧がばねとして作用する
ことから、空気の圧縮圧力を変化させることによ
り、ばね定数を適宜に変化させることができる。 In the case of this embodiment, since air pressure acts as a spring, the spring constant can be changed as appropriate by changing the compression pressure of the air.

第８図は本発明に基づく第３の実施例を示して
いる。本実施例は、シリンダヘツド１４のバルブ
スプリング保持部にシリンダ部５０を形成し、バ
ルブステム５１を囲繞して設けられたバルブスプ
リング２６ａ，２６ｂの下端とシリンダ部５０の
底壁との間に、シリンダ部５０に液密に摺合する
スプリングシート５２をバルブステム５１の軸線
に沿つて摺動自在なように設け、スプリングシー
ト５２の下面にシリンダヘツド１４内に形成され
た油路１９を介して油圧を作用させることによ
り、バルブスプリング２６ａ，２６ｂの初期撓み
量が変化するようにされたものである。 FIG. 8 shows a third embodiment based on the present invention. In this embodiment, the cylinder part 50 is formed in the valve spring holding part of the cylinder head 14, and between the lower ends of the valve springs 26a and 26b provided surrounding the valve stem 51 and the bottom wall of the cylinder part 50, A spring seat 52 that slides fluid-tightly into the cylinder portion 50 is provided so as to be slidable along the axis of the valve stem 51. Hydraulic pressure is supplied to the lower surface of the spring seat 52 through an oil passage 19 formed in the cylinder head 14. By applying this, the initial deflection amount of the valve springs 26a, 26b is changed.

本実施例に於ても、第１の実施例に示した荷重
装置１１と同様にして制御され、吸気バルブ１
ａ，１ｂの閉弁付勢力が変化する。 In this embodiment as well, the loading device 11 shown in the first embodiment is controlled in the same manner as the intake valve 1.
The valve closing forces of a and 1b change.

第９図は第４の実施例であり、上側のバルブス
プリングリテーナ５３を、ピストン状に形成した
上でシリンダヘツド１４に形成した内筒面５４に
摺合させ、シリンダヘツド１４内に穿設された通
路２０を介してバルブスプリングリテーナ５３の
内面に空気圧を作用させ、第２の実施例と同様に
して圧縮空気の反発力を、コイルばねからなるバ
ルブスプリング２６ａ，２６ｂに対して付加する
ようにされている。 FIG. 9 shows a fourth embodiment, in which an upper valve spring retainer 53 is formed in the shape of a piston and slid onto an inner cylindrical surface 54 formed in the cylinder head 14, and is bored in the cylinder head 14. Air pressure is applied to the inner surface of the valve spring retainer 53 through the passage 20, and repulsive force of the compressed air is applied to the valve springs 26a and 26b, which are coil springs, in the same manner as in the second embodiment. ing.

第１０図は、第５の実施例であり、リフタガイ
ド５６の下部に穿設された通路２０を介してピス
トン式ダイレクトリフタ５５の内側に空気圧を作
用させることにより、カムシヤフト２によるダイ
レクト駆動に対応可能にしたものである。本実施
例も、上記した第４の実施例と同様な効果が得ら
れる。 FIG. 10 shows a fifth embodiment, which supports direct drive by the camshaft 2 by applying air pressure to the inside of the piston-type direct lifter 55 through a passage 20 bored in the lower part of the lifter guide 56. It made it possible. This embodiment also provides the same effects as the fourth embodiment described above.

尚、本発明は第１の実施例で説明した気筒当り
複数の吸気バルブを有する形式のものについての
みならず、単一のバルブであつても同様に実施す
ることが可能であり、また可変バルブタイミング
のみならず、弁休止機構と組合せて実施すること
もできる。即ち、常時作動側のバルブスプリング
の付勢力を一方のバルブが休止している時には弱
く設定し、両バルブが共に作動する領域では強く
設定することにより、上記と同様な効果を得るこ
とが可能である。 It should be noted that the present invention can be implemented not only with a type having a plurality of intake valves per cylinder as described in the first embodiment, but also with a single valve, and can also be implemented with a variable valve. In addition to the timing, it can also be implemented in combination with a valve stop mechanism. In other words, the same effect as above can be obtained by setting the biasing force of the valve spring on the normally operating side to be weak when one valve is at rest, and to be strong in the region where both valves are operating. be.

また、バルブタイミングの切換回転速度、及び
バルブスプリング荷重の切換回転速度は、エンジ
ンの運転特性に応じて適宜に定めれば良い。 Further, the switching rotational speed of the valve timing and the switching rotational speed of the valve spring load may be determined as appropriate depending on the operating characteristics of the engine.

〈発明の効果〉 このように、本発明によれば、エンジンの運転
速度に応じてバルブタイミングの切換と、バルブ
スプリング付勢力の切換とを適宜行なうものとす
ることにより、カム面圧を低いレベルに抑えるこ
とが可能であることから、カム幅を削減すること
が可能である。しかも、低速域に於けるフリクシ
ヨンの削減と高速域に於ける動弁系の追従性の向
上とを達成することができ、より広範囲に亘るエ
ンジンの運転特性の向上を図る上で大きな効果が
ある。<Effects of the Invention> As described above, according to the present invention, the cam surface pressure can be reduced to a low level by appropriately switching the valve timing and the valve spring biasing force according to the operating speed of the engine. It is possible to reduce the cam width. Furthermore, it is possible to reduce friction in the low speed range and improve the followability of the valve train in the high speed range, which is highly effective in improving the operating characteristics of the engine over a wider range. .

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は本発明に基づく荷重装置が適用された
動弁系回りを一部切除して示す上面図である。第
２図は第１図に於ける−線に沿う断面図であ
る。第３図は第１図に於ける矢視図である。第
４図は低速運転時を示す第３図に於ける−線
に沿う断面図である。第５図は高速運転時を示す
第４図と同様な断面図である。第６図はカム面圧
の変化を示すグラフである。第７図は第２の実施
例を示す第２図と同じ位置から見た部分的な断面
図である。第８図〜第１０図はそれぞれ別の実施
例を示す要部断面図である。 １ａ，１ｂ……吸気バルブ、２……カムシヤフ
ト、２ａ……***部、３……低速用カム、４……
高速用カム、５……第１ロツカアーム、６……第
２ロツカアーム、５ａ，６ａ……カムスリツパ、
７……第３ロツカアーム、７ａ……当接面、８…
…ロツカシヤフト、９ａ，９ｂ……タペツトね
じ、１０ａ，１０ｂ……ロツクナツト、１１……
荷重装置、１２……アーム、１３……連結装置、
１４……シリンダヘツド、１５……ガイド孔、１
５ａ……拡径部、１５ｂ……段部、１６……コイ
ルばね、１７……ピストン、１８……油圧ポー
ト、１９……油路、２０……通路、２５ａ，２５
ｂ……リテーナ、２６ａ，２６ｂ……バルブスプ
リング、２７……第１ガイド孔、２８……小径
部、２９……段部、３０……第２ガイド孔、３１
……第３ガイド孔、３２……段部、３３……小径
部、３４……挿通孔、３５……第１ピストン、３
６……第２ピストン、３７……ストツパ、３７ａ
……円板部、３８……第１コイルばね、３９……
第２コイルばね、４０……油圧室、４１，４２…
…油路、４３……連通孔、４４……案内棒、５０
……シリンダ部、５１……バルブステム、５２…
…スプリングシート、５３……ピストン式バルブ
スプリングリテーナ、５４……内筒面、５５……
ダイレクトリフタ、５６……リフタガイド。 FIG. 1 is a partially cutaway top view showing the vicinity of a valve train to which a loading device according to the present invention is applied. FIG. 2 is a sectional view taken along the - line in FIG. 1. FIG. 3 is a view taken along the arrows in FIG. FIG. 4 is a sectional view taken along the - line in FIG. 3 during low speed operation. FIG. 5 is a cross-sectional view similar to FIG. 4 showing the state of high-speed operation. FIG. 6 is a graph showing changes in cam surface pressure. FIG. 7 is a partial sectional view of the second embodiment seen from the same position as FIG. 2. FIG. FIGS. 8 to 10 are sectional views of main parts showing different embodiments. 1a, 1b...Intake valve, 2...Camshaft, 2a...Protuberance, 3...Low speed cam, 4...
High-speed cam, 5...first rocker arm, 6...second rocker arm, 5a, 6a...cam slipper,
7... Third rocker arm, 7a... Contact surface, 8...
... Lock shaft, 9a, 9b ... Tappet screw, 10a, 10b ... Lock nut, 11 ...
Loading device, 12...arm, 13...coupling device,
14...Cylinder head, 15...Guide hole, 1
5a... Expanded diameter part, 15b... Step part, 16... Coil spring, 17... Piston, 18... Hydraulic port, 19... Oil path, 20... Passage, 25a, 25
b... Retainer, 26a, 26b... Valve spring, 27... First guide hole, 28... Small diameter part, 29... Step part, 30... Second guide hole, 31
...Third guide hole, 32...Step part, 33...Small diameter part, 34...Through hole, 35...First piston, 3
6...Second piston, 37...Stopper, 37a
...Disc part, 38...First coil spring, 39...
Second coil spring, 40... Hydraulic chamber, 41, 42...
...Oil passage, 43...Communication hole, 44...Guide rod, 50
... Cylinder part, 51 ... Valve stem, 52 ...
... Spring seat, 53 ... Piston type valve spring retainer, 54 ... Inner cylinder surface, 55 ...
Direct lifter, 56... Lifter guide.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ 燃焼室の吸気ポート或いは排気ポートに設置
され、所定のばね定数を有するばね手段により常
時閉弁付勢されると共に、クランク軸と同期回転
するカムにより開弁駆動され、かつ回転速度に応
じてその開弁作動特性を可変し得るようにしてな
る内燃機関の動弁機構であつて、 前記ばね手段に対して直接的、或いは間接的に
流体圧を作用させることにより、所定弁リフト時
における前記ばね手段のばね荷重を変化させるた
めの流体加圧装置を備え、 少なくとも低速作動域におけるばね荷重より
も、高速作動域におけるばね荷重の方を大きくす
べく、前記ばね手段に作用する流体加圧装置の流
体圧が、高速作動域においてより大きくされるこ
とを特徴とする内燃機関の動弁機構。 ２ 前記開弁作動特性と前記ばね荷重とが段階的
に変化し得ると共に、前記開弁作動特性を変化さ
せる第１のエンジン回転速度よりも、前記ばね荷
重を変化させる第２のエンジン回転速度の方が高
くされていることを特徴とする特許請求の範囲第
１項に記載の内燃機関の動弁機構。 ３ 前記動弁機構が、前記吸気ポート或いは排気
ポートを開閉可能なバルブと、該バルブに直接設
けられた第１のばねと、該第１のばねとは別個に
設けられた第２のばねとを有し、前記第２のばね
に前記流体加圧装置の流体圧を作用させてばね荷
重を変化させることを特徴とする特許請求の範囲
第１項若しくは第２項に記載の内燃機関の動弁機
構。 ４ 前記動弁機構が、ヘツド部とステム部とを有
するバルブと、前記ステム部を外囲する圧縮コイ
ルばねとを備え、前記コイルばねのいずれか一方
のばね座の端部に前記流体加圧装置の流体圧を作
用させるようにしてなることを特徴とする特許請
求の範囲第１項若しくは第２項に記載の内燃機関
の動弁機構。 ５ 前記流体圧が油圧であることを特徴とする特
許請求の範囲第１項乃至第４項のいずれかに記載
の内燃機関の動弁機構。 ６ 前記流体圧が空気圧であること特徴とする特
許請求の範囲第１項乃至第４項のいずれかに記載
の内燃機関の動弁機構。[Scope of Claims] 1. The valve is installed at the intake port or the exhaust port of the combustion chamber, and is normally biased to close by a spring means having a predetermined spring constant, and is driven to open by a cam rotating in synchronization with the crankshaft, and a valve operating mechanism for an internal combustion engine that is capable of varying its valve opening operation characteristics in accordance with the rotational speed, wherein fluid pressure is applied directly or indirectly to the spring means, a fluid pressurizing device for changing the spring load of the spring means at a predetermined valve lift; A valve operating mechanism for an internal combustion engine, characterized in that the fluid pressure of a fluid pressurizing device is increased in a high-speed operating range. 2. The valve opening operation characteristic and the spring load can be changed stepwise, and the second engine rotation speed at which the spring load is changed is higher than the first engine rotation speed at which the valve opening operation characteristic is changed. The valve operating mechanism for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the valve operating mechanism for an internal combustion engine is made higher. 3. The valve operating mechanism includes a valve capable of opening and closing the intake port or exhaust port, a first spring provided directly on the valve, and a second spring provided separately from the first spring. The internal combustion engine according to claim 1 or 2, wherein the fluid pressure of the fluid pressurizing device is applied to the second spring to change the spring load. Valve mechanism. 4. The valve mechanism includes a valve having a head portion and a stem portion, and a compression coil spring surrounding the stem portion, and the fluid is pressurized at an end of a spring seat of one of the coil springs. The valve operating mechanism for an internal combustion engine according to claim 1 or 2, characterized in that the valve operating mechanism is adapted to apply fluid pressure of the device. 5. The valve operating mechanism for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the fluid pressure is hydraulic pressure. 6. The valve train mechanism for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the fluid pressure is air pressure.