JPH0431608A - Valve drive method of internal combustion engine - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To control the output torque of an internal combustion engine for reducing resistance in a flow passage of fresh air and pumping loss and thereby improving fuel cost and output by closing an intake valve before a piston reaches the bottom dead point in the intake stroke during partial load operation, and thereby controlling the intake amount of fresh air. CONSTITUTION:During partial load operation of an internal combustion engine, the base circle of a cam 25a is in contact with the slipper face 26a of a locker arm 11a at a point Po. When a cam shaft support member swings to the outside in the direction shown by an arrow B during full load operation, the base circle of the cam 25a is brought into contact with the slipper face 26a. In this case, the rotation directions of an idler gear 22 and a cam gear 25a are set respectively in the directions shown by arrows (p, q). Consequently, due to the swing B of cam shaft support member to the outside, a cam gear 24a which rolls along the outer circumference of the idler gear 22 rotates counterclockwise as shown by the arrow (q) and the phase is delayed. Accordingly, the phase of the cam 25a is delayed so that the valve timing of intake valve is delayed.

Description

【発明の詳細な説明】 Ａ０発明の目的 （１）産業上の利用分野 本発明は、吸気弁と排気弁を備えた４サイクル内燃機関
において、少なくとも前記吸気弁のバルブタイミングお
よびバルブリフトを可変制御する弁駆動方法に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION A0 Object of the Invention (1) Industrial Application Field The present invention provides a four-stroke internal combustion engine equipped with an intake valve and an exhaust valve, in which at least the valve timing and valve lift of the intake valve are variably controlled. The present invention relates to a valve driving method.

（２）従来の技術 ４サイクル内燃機関における吸気弁と排気弁のバルブタ
イミングおよびバルブリフトは、その内燃機関の性能を
左右する大きな要因となることが知られている。(2) Prior Art It is known that the valve timing and valve lift of the intake valve and exhaust valve in a four-stroke internal combustion engine are major factors that affect the performance of the internal combustion engine.

本出願人は既に特願平１−２６５９６４号において、内
燃機関のカムシャフトをアイドラギヤと同軸に枢支した
カムシャフト支持腕の先端に装着し、内燃機関の回転数
変化に応じて支持腕駆動機構で前記カムシャフト支持腕
を揺動させ、カムの位相角とロッカアームのレバー比を
変えることにより、吸気弁と排気弁のバルブタイミング
およびバルブリフトをそれぞれ変化させるようにした弁
駆動方法を提案している。この弁駆動方法によれば、カ
ムシャフト支持腕を揺動させると、カムシャフトに固着
したカムギヤがアイドラギヤに噛合して回転し、これに
よりカムの位相角が変わって吸気弁と排気弁のバルブタ
イミングを変更することができ、同時に、前記カムシャ
フト支持腕の揺動によりロッカアームとカムの当接部の
位置が変わり、このロッカアームのレバー比が変化して
バルブリフトを増減することができる。而して、内燃機
関のバルブタイミングとバルブリフトの両方が同時に制
御され、バルブオーバーラツプの時間面積のコントロー
ルも可能となる。その結果、回転数変化に応じて吸気弁
の閉じ位置を下死点を過ぎた範囲でコントロールするこ
とにより、吸気慣性効果を最大限に発揮させて体積効率
の向上を図ることができるだけでなく、排気弁の閉じ位
置をコントロールすることにより、バルブオーバーラツ
プの時間面積を変更して排気系の脈動効果を有効に利用
することができ、これにより機関の高出力化とトルクの
フラット化を同時に実現することができる。また、前記
バルブオーバーラツプの時間面積を減少させることによ
り、通過新気を減少させて排気ガス中の有害成分を減少
させるとともに、排気圧力の吸気系への回り込みを防止
して騒音を低下させることができる。The present applicant has already disclosed in Japanese Patent Application No. 1-265964 that the camshaft of an internal combustion engine is attached to the tip of a camshaft support arm that is coaxially supported with an idler gear, and a support arm drive mechanism is provided that responds to changes in the rotational speed of the internal combustion engine. A valve driving method is proposed in which the valve timing and valve lift of the intake valve and exhaust valve are respectively changed by swinging the camshaft support arm and changing the phase angle of the cam and the lever ratio of the rocker arm. There is. According to this valve driving method, when the camshaft support arm is swung, the cam gear fixed to the camshaft meshes with the idler gear and rotates, which changes the phase angle of the cam and changes the valve timing of the intake and exhaust valves. At the same time, the swing of the camshaft support arm changes the position of the contact portion between the rocker arm and the cam, and the lever ratio of the rocker arm changes, thereby increasing or decreasing the valve lift. Thus, both the valve timing and valve lift of the internal combustion engine are controlled simultaneously, and the time area of valve overlap can also be controlled. As a result, by controlling the closing position of the intake valve in a range past bottom dead center in response to changes in rotational speed, it is possible not only to maximize the intake inertia effect and improve volumetric efficiency. By controlling the closing position of the exhaust valve, the time area of the valve overlap can be changed and the pulsation effect of the exhaust system can be effectively used. This allows for high engine output and flat torque at the same time. It can be realized. In addition, by reducing the time area of the valve overlap, the amount of fresh air passing through is reduced and harmful components in the exhaust gas are reduced, and the exhaust pressure is prevented from flowing into the intake system, reducing noise. be able to.

（３）発明が解決しようとする課題 ところで、スロットル弁が閉じられる部分負荷運転時に
おける吸気行程で、新気が前記閉じ位置にあるスロット
ル弁を通過する際の流路抵抗によりポンピングロスが増
大し、これが機関の高効率化の妨げになることが知られ
ている。(3) Problems to be Solved by the Invention By the way, during the intake stroke during partial load operation when the throttle valve is closed, pumping loss increases due to flow path resistance when fresh air passes through the throttle valve in the closed position. , this is known to be a hindrance to increasing the efficiency of the institution.

本発明は、前述の事情に鑑みてなされたもので、内燃機
関のクランクシャフトにより駆動されるカムシャフトに
追従して開閉する吸入弁および排気弁を備え、その吸気
弁と排気弁のうち少なくとも吸入弁のバルブタイミング
とバルブリフトを可変制御する内燃機関において、部分
負荷運転時のポンピングロスを低減することを目的とす
る。The present invention has been made in view of the above-mentioned circumstances, and includes an intake valve and an exhaust valve that open and close following a camshaft driven by a crankshaft of an internal combustion engine. The purpose is to reduce pumping loss during partial load operation in internal combustion engines that variably control valve timing and valve lift.

Ｂ６発明の構成 （１）　　課題を解決するための手段 前記目的を達成するために、本発明は、クランクシャフ
トにより駆動されるカムシャフトに追従して開閉する吸
気弁および排気弁を備え、その吸気弁と排気弁のうち少
なくとも吸気弁のバルブタイミングとバルブリフトを可
変制御する内燃機関において、前記内燃機関の部分負荷
運転時に前記吸気弁の閉じ時期を下死点前に移行させる
ことを特徴とする。B6 Structure of the Invention (1) Means for Solving the Problems In order to achieve the above object, the present invention includes an intake valve and an exhaust valve that open and close following a camshaft driven by a crankshaft. In an internal combustion engine in which valve timing and valve lift of at least an intake valve among a valve and an exhaust valve are variably controlled, the closing timing of the intake valve is shifted to before bottom dead center during partial load operation of the internal combustion engine. .

（２）作　用 前述の構成を備えた内燃機関の弁駆動方法によれば、部
分負荷運転時における吸気行程で、ピストンが下死点に
達する前に吸気弁を閉じることによって新気の吸入量が
コントロールされるので、前記部分負荷運転時にスロッ
トル弁を開弁状態に保ったまま内燃機関の出力トルクを
制御することができる。その結果、吸入行程において前
記スロットル弁を通過する新気の流路抵抗が減少してポ
ンピングロスが減少する。(2) Effect According to the valve driving method for an internal combustion engine having the above-mentioned configuration, the intake amount of fresh air is reduced by closing the intake valve before the piston reaches the bottom dead center during the intake stroke during partial load operation. is controlled, so the output torque of the internal combustion engine can be controlled while the throttle valve is kept open during the partial load operation. As a result, the flow path resistance of fresh air passing through the throttle valve during the intake stroke is reduced, and pumping loss is reduced.

（３）実施例 以下、図面に基づいて本発明の詳細な説明する。(3) Examples Hereinafter, the present invention will be described in detail based on the drawings.

第１図〜第７図は、本発明の第１実施例を示すもので、
第１図はその弁駆動装置の断面図、第２図は第１図の■
−■線断面図、第３図は本発明の制御機構を示す図、第
４図は作用の説明図、第５図は弁特性を示すグラフ、第
６図はバルブタイミングとバルブリフトを変化させる原
理の説明図、第７図はＰ−Ｖ線図である。1 to 7 show a first embodiment of the present invention,
Figure 1 is a cross-sectional view of the valve drive device, and Figure 2 is
-■ Line sectional view, Figure 3 is a diagram showing the control mechanism of the present invention, Figure 4 is an explanatory diagram of the action, Figure 5 is a graph showing valve characteristics, Figure 6 is a diagram showing changes in valve timing and valve lift. An explanatory diagram of the principle, FIG. 7 is a PV diagram.

第１図および第２図に示すように、ダブルオーバーヘッ
ドカムシャフト型の４サイクル内燃機関Ｅは、ピストン
１が摺合するシリンダブロック２上に接合されるシリン
ダヘッド３と、その上部を覆うヘッドカバー４を備えて
いる。As shown in FIGS. 1 and 2, a double overhead camshaft type four-stroke internal combustion engine E includes a cylinder head 3 joined to a cylinder block 2 with which a piston 1 slides, and a head cover 4 covering the top of the cylinder head 3. We are prepared.

シリンダヘッド３にはピストン１の頂面に対向するよう
に燃焼室５が形成されており、この燃焼室５に開口する
各一対の吸気ボート６と排気ポート７には各々一対の吸
気弁８ａと排気弁８ｂが装着されている。吸気弁８ａお
よび排気弁８ｂは弁バネ９ａ、９ｂによって閉弁方向に
付勢されており、その上端に前記シリンダヘッド３に軸
支した吸気側ロッカアーム軸１０ａおよび排気側ロッカ
アーム軸ｌＯｂに揺動自在に軸支した吸気側ロッカアー
ムｌｌａと排気側ロッカアームｌｌｂのタペットクリア
ランス調整ネジ１２ａ、１２ｂが当接している。A combustion chamber 5 is formed in the cylinder head 3 so as to face the top surface of the piston 1. Each pair of intake boats 6 and exhaust ports 7 opening into the combustion chamber 5 has a pair of intake valves 8a, respectively. An exhaust valve 8b is attached. The intake valve 8a and the exhaust valve 8b are biased in the valve closing direction by valve springs 9a and 9b, and are swingable around an intake rocker arm shaft 10a and an exhaust rocker arm shaft lOb, which are pivotally supported on the cylinder head 3 at their upper ends. The tappet clearance adjustment screws 12a and 12b of the intake side rocker arm lla and the exhaust side rocker arm llb, which are pivotally supported on the shaft, are in contact with each other.

シリンダヘッド３の一側にボルト１４で固着したボス］
６にはクランクシャフトに連動して回転するアイドラギ
ヤ２２がボールベアリング２３を介して支持されており
、このアイドラギヤ２２には後述の吸気側力ムシャフ）
２１ａに固着した吸気側カムギヤ２４ａおよび排気側カ
ムシャフト２１ｂに固着した排気側カムギヤ２４ｂが噛
合している。Boss fixed to one side of cylinder head 3 with bolt 14]
6, an idler gear 22 that rotates in conjunction with the crankshaft is supported via a ball bearing 23.
An intake cam gear 24a fixed to the camshaft 21a and an exhaust cam gear 24b fixed to the exhaust camshaft 21b are in mesh with each other.

シリンダヘッド１３の上面に固着した左右一対ノカイト
部材３１．３２の対向面には、前記アイドラギヤ２２の
回転中心と同心の円弧より成るガイド溝３３．３４がそ
れぞれ形成されており、このガイド溝３３．３４にカム
シャフト支持部材１７が摺動自在に支持されている。す
なわち、カムシャフト支持部材１７は２個の略円弧状の
側板１８．１９と、両側板１８．１９の上部を連結する
２本の連結部材２０から成り、その側板１８．１９の下
端に形成したガイド溝３５．３６が前記ガイド部材３１
．３２に形成したガイド溝３３，３４に噛み合って摺動
自在に係合している。Guide grooves 33 and 34 each having an arc concentric with the rotation center of the idler gear 22 are formed on opposing surfaces of a pair of right and left nokite members 31 and 32 fixed to the upper surface of the cylinder head 13, respectively. The camshaft support member 17 is slidably supported at 34 . That is, the camshaft support member 17 consists of two substantially arc-shaped side plates 18.19 and two connecting members 20 that connect the upper parts of the side plates 18.19. The guide grooves 35 and 36 are connected to the guide member 31.
．． The guide grooves 33 and 34 formed in the guide grooves 32 are meshed and slidably engaged with each other.

カムシャフト支持部材１７の側板１８，１９間には前記
吸気側カムシャフト２１ａと排気側力ムシャフ）２１ｂ
が回転自在に架設されており、前記ボス１６に支持した
アイドラギヤ２２が、前記吸気側カムシャフト２１ａに
固着した吸気側カムギヤ２４ａおよび排気側力ムシャフ
）２１ｂに固着した排気側カムギヤ２４ｂに噛合してい
る。吸気側カムシャフト２１ａに設けた吸気側カム２５
ａは前記吸気側ロッカアームｌｌａに形成した前記アイ
ドラギヤ２と同心の円弧状のスリッパ面２６ａに当接す
るとともに、排気側カムシャフト２■ｂに設けた排気側
カム２５ｂは前記排気側ロッカアームｌｌｂに形成した
同じく同心の円弧状のスリッパ面２５ｂに当接している
。第１図がら明らかなように、両口ツカアーム軸１０ａ
、１０ｂは両カムシャフ）２１ａ、２１ｂに対して同一
側（同図において右側）に設けられており、且つ両カム
シャフト２１ａ、２１ｂはいずれも反時計方向に駆動さ
れる。Between the side plates 18 and 19 of the camshaft support member 17 are the intake side camshaft 21a and the exhaust side camshaft 21b.
is rotatably installed, and an idler gear 22 supported by the boss 16 meshes with an intake cam gear 24a fixed to the intake camshaft 21a and an exhaust cam gear 24b fixed to the exhaust side camshaft 21b. There is. Intake side cam 25 provided on the intake side camshaft 21a
a is in contact with an arcuate slipper surface 26a concentric with the idler gear 2 formed on the intake rocker arm lla, and an exhaust cam 25b provided on the exhaust camshaft 2b is formed on the exhaust rocker arm llb. It is in contact with a similarly concentric arcuate slipper surface 25b. As is clear from FIG. 1, the double-ended hook arm shaft 10a
, 10b are provided on the same side (on the right side in the figure) with respect to both camshafts 21a and 21b, and both camshafts 21a and 21b are driven counterclockwise.

ヘッドカバー４の上部にはパルスモータ等のサーボモー
タ２７に接続されて回転するウオームギヤシャフト２８
が軸支されており、その外周に形成したウオームギヤ２
９は前記カムシャフト支持腕１７の一方の側板１９に形
成したセクタギヤ３０に噛合している。これにより、前
記サーボモータ２７を駆動してウオームギヤ２９を回転
させると、２本のカムシャフト２１ａ、２１ｂを担持す
るカムシャフト支持部材１７がガイド部材３１゜３２に
沿って摺動する。At the top of the head cover 4 is a worm gear shaft 28 that is connected to a servo motor 27 such as a pulse motor and rotates.
is pivotally supported, and a worm gear 2 formed on its outer periphery
9 meshes with a sector gear 30 formed on one side plate 19 of the camshaft support arm 17. Accordingly, when the servo motor 27 is driven to rotate the worm gear 29, the camshaft support member 17 supporting the two camshafts 21a and 21b slides along the guide members 31 and 32.

第３図に示すように、電子制御ユニッ）Ｕの中央処理装
置３７には内燃機関Ｅの回転速度信号、クランクアング
ル信号、負荷信号が入力され、その回転速度信号、クラ
ンクアングル信号に基づいて点火コイル３８に接続する
点火ユニット３９が制御される。また、電子制御ユニッ
）Ｕの記憶部４０には内燃機関Ｅの負荷とカムシャフト
支持部材１７の位相の関係を与えるマツプが記憶されて
おり、このマツプと前記負荷信号を中央処理装置３７に
おいて演算処理することにより前記サーボモータ２７が
駆動される。すなわち、中央処理装置３７に接続された
モータドライブユニット４１によって駆動されるサーボ
モータ２７には回転速度検出器４２とパルスジェネレー
タ４３が設けられており、その回転速度検出器４２の出
力する速度信号、およびパルスジェネレータ４３の出力
するカム軸位相のフィードバックパルスをパルス処理部
４４および信号処理部４５で処理したものが、前記モー
タドライブユニット４１にフィードバックされてサーボ
モータ２７が制御される。As shown in FIG. 3, the rotation speed signal, crank angle signal, and load signal of the internal combustion engine E are input to the central processing unit 37 of the electronic control unit (U), and the ignition is started based on the rotation speed signal and the crank angle signal. An ignition unit 39 connected to the coil 38 is controlled. Further, a map giving the relationship between the load of the internal combustion engine E and the phase of the camshaft support member 17 is stored in the storage unit 40 of the electronic control unit (U), and this map and the load signal are used for calculation in the central processing unit 37. The servo motor 27 is driven by the processing. That is, the servo motor 27 driven by a motor drive unit 41 connected to the central processing unit 37 is provided with a rotation speed detector 42 and a pulse generator 43, and a speed signal output from the rotation speed detector 42, A camshaft phase feedback pulse output from the pulse generator 43 is processed by a pulse processing section 44 and a signal processing section 45 and is fed back to the motor drive unit 41 to control the servo motor 27.

次に、前述の構成を備えた本発明の実施例の作用につい
て説明する。Next, the operation of the embodiment of the present invention having the above-described configuration will be explained.

機関Ｅの運転に伴ってクランクシャフトの回転に連動す
るγイドラギャ２２の回転は一対のカムギヤ２４ａ、２
４ｂを介してカムシャフト２１ａ。The rotation of the γ idler gear 22, which is linked to the rotation of the crankshaft as the engine E operates, is controlled by a pair of cam gears 24a, 2.
camshaft 21a via 4b.

２１ｂに伝達され、このカムシャフト２１ａ、２１ｂを
クランクシャフトの１／２の回転速度で駆動する。カム
シャフト２１ａ、２１ｂと共に回転するカム２５ａ、２
５ｂに当接するロッカアーム１１ａ、ｌｌｂはロッカア
ーム軸１（ｌａ、ＩＱＩ）まわりに揺動し、このロッカ
アーム１１ａ、Ｉｌｂに押圧された吸気弁８ａおよび排
気弁８ｂは、クランクシャフトの２回転につき１度ずつ
開弁する。このとき、吸気側カム２５ａと排気側カム２
５ｂはいずれも第１図において反時計方向に回転するが
、排気側カム２５ｂの位相角は吸気側カム２５ａの位相
角よりも約９０°進んでおり、これにより排気弁８ａの
開弁期間が先行し、それに続いて吸気弁８ａの開弁期間
が生じるようになっている。そして、排気弁８ｂの開弁
期間と吸気弁８ａの開弁期間は僅かに重複し、そこで排
気弁８ｂと吸気弁８ａが共に開弁するバルブオーバーラ
ツプ期間が形成される。21b, and drives the camshafts 21a and 21b at 1/2 the rotational speed of the crankshaft. Cams 25a, 2 rotating together with camshafts 21a, 21b
The rocker arms 11a and llb that are in contact with the rocker arms 11a and llb swing around the rocker arm shaft 1 (la, IQI), and the intake valve 8a and the exhaust valve 8b that are pressed by the rocker arms 11a and lb swing once every two rotations of the crankshaft. Open the valve. At this time, the intake side cam 25a and the exhaust side cam 2
5b rotate counterclockwise in FIG. 1, but the phase angle of the exhaust side cam 25b is approximately 90° ahead of the phase angle of the intake side cam 25a, and as a result, the opening period of the exhaust valve 8a is extended. This is preceded by a period in which the intake valve 8a is opened. The opening period of the exhaust valve 8b and the opening period of the intake valve 8a slightly overlap, forming a valve overlap period in which both the exhaust valve 8b and the intake valve 8a are opened.

さて、第４図（ａ）に示すように、電子制御ユニッ）Ｕ
に人力される負荷信号が小さいとき、すなわち内燃機関
Ｅの部分負荷運転時には、サーボモータ２７が駆動され
てウオームシャフト２８が回転し、ウオームギヤ２９お
よびセクタギヤ３゜を介してカムシャフト支持部材１７
がガイド部材３１．３２に案内されて反時計方向に移動
する。Now, as shown in Fig. 4(a), the electronic control unit) U
When the load signal manually applied to the internal combustion engine E is small, that is, when the internal combustion engine E is operated under partial load, the servo motor 27 is driven to rotate the worm shaft 28, and the camshaft support member 17 is rotated through the worm gear 29 and the sector gear 3°.
is guided by guide members 31 and 32 and moves counterclockwise.

これにより、両カム２５ａ、２５ｂはロッカアーム１１
ａ、１１ｂの先端側（図中左側）に接触し、この状態で
は、ロッカアーム軸１０ａ、１０ｂから前記カム２５ａ
、２５ｂとロッカアームｌｌａ。As a result, both cams 25a and 25b are connected to the rocker arm 11.
a, 11b (on the left side in the figure), and in this state, the cam 25a is moved from the rocker arm shafts 10a, 10b.
, 25b and rocker arm lla.

１１ｂの接触点までの距離が大きくなるた杓、該ロッカ
アームｌｌａ、ｌｌｂの揺動角が減少し、その結果吸気
弁８ａと排気弁８ｂのバルブリフトは第５図のグラフに
実線で示すように共に小さくなる。As the distance to the contact point of the lever 11b increases, the swing angle of the rocker arms lla and llb decreases, and as a result, the valve lifts of the intake valve 8a and the exhaust valve 8b become as shown by the solid line in the graph of FIG. Both become smaller.

内燃機関Ｅの全負荷運転時には負荷信号の増大によって
サーボモータ２７が駆動され、カムシャフト支持部材１
７がガイド部材３１．３２に案内されて第４図（ｂ）の
位置へ時計方向に移動する。During full load operation of the internal combustion engine E, the servo motor 27 is driven by an increase in the load signal, and the camshaft support member 1
7 is guided by the guide members 31 and 32 and moves clockwise to the position shown in FIG. 4(b).

これにより、カムシャフト支持部材１７に架設した吸気
側カムシャフト２１ａと排気側カムシャフト２１ｂが一
体に揺動して両カム２５ａ、２５ｂとロッカアームＩｌ
ａ、Ｉｌｂの接触点がロツヵアーム軸１０ａ、１０ｂ側
に移動するため、該ロッカアームｌｌａ、Ｉｌｂの揺動
角が増加して吸気弁８ａと排気弁８ｂのバルブリフトは
第５図破線に示すように共に増加し、更にバルブオーバ
ーラツプの時間面積も部分負荷運転時に比べて増加する
。同時に、前記カムシャフト支持部材１７の時計方向へ
の揺動により、アイドラギヤ２２に噛合する吸気側カム
ギヤ２４ａと排気側カムギヤ２４ｂが時計方向、すなわ
ちカムシャフト　２１　ａ。As a result, the intake-side camshaft 21a and the exhaust-side camshaft 21b, which are installed on the camshaft support member 17, swing together, causing both the cams 25a, 25b and the rocker arm Il to swing together.
Since the contact points of a and Ilb move toward the rocker arm shafts 10a and 10b, the swing angles of the rocker arms Ila and Ilb increase, and the valve lifts of the intake valve 8a and exhaust valve 8b become as shown by the broken line in FIG. Furthermore, the time area of valve overlap also increases compared to during partial load operation. At the same time, as the camshaft support member 17 swings clockwise, the intake cam gear 24a and the exhaust cam gear 24b, which mesh with the idler gear 22, move clockwise, that is, the camshaft 21a.

２１ｂの駆動方向と逆方向に僅かに回転するため、吸気
側カム２５ａと排気側カム２５ｂの位相角が遅れ側に移
動してバルブタイミングに遅れが生じる。つまり、部分
負荷運転時には全負荷運転時に比べてバルブリフトが減
少するとともに、バルブタイミングが早まることになる
。21b rotates slightly in the opposite direction to the driving direction of the valve 21b, the phase angle between the intake cam 25a and the exhaust cam 25b moves to the lag side, causing a delay in valve timing. In other words, during partial load operation, valve lift is reduced and valve timing is advanced compared to full load operation.

次に、カムシャフト支持部材１７の揺動によってバルブ
タイミングとバルブリフトが変化する原理を、吸気弁８
ａ側を例にとって詳細に説明する。Next, the principle of changing the valve timing and valve lift due to the rocking of the camshaft support member 17 will be explained.
A detailed explanation will be given taking the a side as an example.

第６図において、２２はアイドラギヤ、２４ａはカムギ
ヤ、２１ａはカムシャフト、２５ａはカム、ｌｌａはロ
ッカアームを示しており、更に、Ｏはアイドラギヤ２２
中心、Ｒ３はアイドラギヤ２２のピッチ円半径、Ｃはカ
ムギヤ２４ａ中心、Ｒ２はカムギヤ２４ａのピッチ円半
径、Ｒ３はカムシャフト２１ａのベース円半径、Ｒはロ
ッカアームｌｌａのスリッパ面２６ａの曲率半径（Ｒ＝
Ｒ，＋Ｒ２−Ｒ３）　、Ｑは０ツカアームｌｌａの支点
中心、Ｓはアイドラギヤ２２中心０とロッカアームｌｌ
ａの支点中心Ｑの距離を示している。In FIG. 6, 22 is an idler gear, 24a is a cam gear, 21a is a camshaft, 25a is a cam, lla is a rocker arm, and O is an idler gear 22.
center, R3 is the pitch radius of the idler gear 22, C is the center of the cam gear 24a, R2 is the pitch radius of the cam gear 24a, R3 is the base radius of the camshaft 21a, R is the radius of curvature of the slipper surface 26a of the rocker arm lla (R=
R, +R2-R3), Q is the center of the fulcrum of the 0-tsuka arm lla, and S is the center of the idler gear 22 center 0 and the rocker arm lla.
It shows the distance from the fulcrum center Q of a.

さて、図示の部分負荷運転時にはカム２５ａのベース円
は点Ｐ。においでロッカアームｌｌａのスリッパ面２６
ａに当接しており、全負荷運転時にカムシャフト支持部
材１７が外側（矢印Ｂ方向）に揺動すると、カム２５ａ
のベース円は点Ｐ、においてロッカアームｌｌａのスリ
ブ”面２６ａに当接するようになる。このとき、アイド
ラギヤ２２とカムギヤ２５ａの回転方向はそれぞれ矢印
ｐ方向と矢印ｑ方向に設定されているため、前記カムシ
ャフト支持部材１７の外側への揺動によりアイドラギヤ
２２の外周を転勤するカムギヤ２４ａは反矢印ｑ方向に
回転し、その位相は遅れることになる。すなわち、カム
ギヤ２４ａの位相の変化をψとすると、 ψＲｓ＝θＩＲＩ の関係から ψ＝　（Ｒ，／Ｒ２）θ１ だけカムギヤ２４ａ、すわなちカム２５ａの位相が遅れ
、吸気弁８ａのバルブタイミングが遅れることになる。Now, during the partial load operation shown in the figure, the base circle of the cam 25a is at point P. Smell rocker arm lla slipper surface 26
When the camshaft support member 17 swings outward (in the direction of arrow B) during full load operation, the cam 25a
The base circle of comes into contact with the sleeve surface 26a of the rocker arm lla at point P.At this time, since the rotational directions of the idler gear 22 and the cam gear 25a are set in the direction of the arrow p and the direction of the arrow q, respectively, Due to the outward swinging of the camshaft support member 17, the cam gear 24a that rotates around the outer periphery of the idler gear 22 rotates in the opposite direction of arrow q, and its phase is delayed. That is, if the change in the phase of the cam gear 24a is ψ, then , ψRs=θIRI, the phase of the cam gear 24a, that is, the cam 25a, is delayed by ψ=(R,/R2)θ1, and the valve timing of the intake valve 8a is delayed.

ｔだ、カムシャフト支持部材１７の外側（矢印Ｂ方向）
への揺動に伴い、カム２５ａのベース円とロッカアーム
ｌｌａのスリッパ面２６ａの当接点がＰ。からＰｌに移
動するため、ロッカアーム１１ａのレバー比はＱＰＯか
らＱＰ、に減少する。t, outside of the camshaft support member 17 (direction of arrow B)
As the cam 25a swings to , the contact point between the base circle of the cam 25a and the slipper surface 26a of the rocker arm lla reaches P. Since the lever ratio of the rocker arm 11a decreases from QPO to QP, the lever ratio of the rocker arm 11a decreases from QPO to QP.

これにより、ロッカアームｌｌａの揺動角が大きくなり
、吸気弁８ａのバルブリフトが増加する。As a result, the rocking angle of the rocker arm lla increases, and the valve lift of the intake valve 8a increases.

すなわち、レバー比の比率ηは η＝ＱＰ、／ＱＰ。In other words, the lever ratio ratio η is η=QP, /QP.

で表され、上式に三角形ＱＯＰ、および三角形ＱＯＰ、
についての余弦定理を適用するととなり、θ１の増加（
すなわちカムシャフト支持部材すの外側への揺動）に伴
ってレバー比の比率ηが減少することが理解される。In the above formula, triangle QOP and triangle QOP,
Applying the cosine theorem for , we get that the increase in θ1 (
In other words, it is understood that the ratio η of the lever ratio decreases as the camshaft support member (oscillates outward).

さて、以上の説明から明らかなように、第５図において
部分負荷運転時に吸気弁８ａおよび排気弁８ｂのバルブ
リフトが減少するとともに、そのバルブタイミングが早
給られる。このバルブタイミングの変化により、全負荷
運転時に吸気弁８ａの有効閉じ時期が下死点の後にあっ
たものが、部分負荷運転時には下死点の前に移動すると
ともに、排気弁８ｂの有効閉じ時期も部分負荷運転時に
は上死点の前に移動することになる。このように、部分
負荷運転時に吸気弁と排気弁の有効閉じ時期を早めるこ
とにより、部分負荷運転時のポンピングロスが減少して
内燃機関Ｅの効率向上を図ることができる。以下、その
理由を第７図に基づいて説明する。なお、上記吸気弁８
ａおよび排気弁８ｂの有効閉じ時期とは、バルブリフト
が所定量に達するまで実際にガスの流動が行われないこ
とに基づいて、多弁８ａ、８ｂのバルブリフトが約１ｍ
ｍに達して実質的にガスの流動が行われる時点でのバル
ブタイミングとして定義される。Now, as is clear from the above explanation, during partial load operation in FIG. 5, the valve lifts of the intake valve 8a and the exhaust valve 8b are reduced, and the valve timings thereof are adjusted earlier. Due to this change in valve timing, the effective closing timing of the intake valve 8a, which was after bottom dead center during full load operation, moves to before bottom dead center during partial load operation, and the effective closing timing of the exhaust valve 8b will also move before top dead center during partial load operation. In this manner, by advancing the effective closing timing of the intake valve and exhaust valve during partial load operation, pumping loss during partial load operation is reduced, and the efficiency of the internal combustion engine E can be improved. The reason for this will be explained below based on FIG. Note that the intake valve 8
The effective closing timing of the exhaust valves 8a and 8b is based on the fact that gas does not actually flow until the valve lift reaches a predetermined amount.
It is defined as the valve timing at which time m is reached and substantial gas flow occurs.

第７図（ａ）は部分負荷運転時にスロットル弁を絞る従
来の４サイクル内燃機関のＰ−Ｖ線図を示すもので、か
かる内燃機関は１２３４５６７１の特性を有するオツト
ーサイクル機関となることが知られている。このオツト
ーサイクル機関では、ピストンが上死点から下死点に向
けて下降しなから新気を取り入れる吸気行程（７→１）
において、前記絞られたスロットル弁による流路抵抗に
よりシリンダ内圧Ｐ、が大気圧Ｐ、よりも大幅に低くな
るため、斜線で示すポンピングロスが増大して燃費の悪
化等機関効率の低下による不都合が発生する。FIG. 7(a) shows a P-V diagram of a conventional four-stroke internal combustion engine that throttles the throttle valve during partial load operation, and it is known that such an internal combustion engine becomes an automatic cycle engine with the characteristics of 12345671. It is being In this automatic cycle engine, the piston moves downward from top dead center to bottom dead center and then takes in fresh air during the intake stroke (7→1).
In this case, the cylinder internal pressure P becomes significantly lower than the atmospheric pressure P due to the flow path resistance caused by the throttle valve, which increases the pumping loss shown by the diagonal line, causing problems such as a decrease in fuel efficiency and a decrease in engine efficiency. Occur.

しかるに、本発明によれば、前述のように吸気弁８ａの
閉じ時期を部分負荷運転時に下死点よりも早めることに
より、吸気行程において取り入れる新気量を制御するこ
とが可能であるため、部分負荷運転時にスロットル弁を
全開位置に保持しても内燃機関の出力トルクを制御する
ことができる。However, according to the present invention, as described above, by bringing the closing timing of the intake valve 8a earlier than the bottom dead center during partial load operation, it is possible to control the amount of fresh air taken in during the intake stroke. The output torque of the internal combustion engine can be controlled even if the throttle valve is held at the fully open position during load operation.

これにより、部分負荷運転時にスロットル弁を通過する
新気の流路抵抗が減少してシリンダ内圧は大気圧Ｐ、に
ほぼ近い値Ｐｂｌまで増大し、そのＰ−■特性は第７図
（ｂ）に１２３４５６７．８１で示すミラーサイクルと
なる。而して、斜線で示すポンピングロスは前述のオツ
トーサイクルに比べて大幅に減少することが理解される
。As a result, the flow path resistance of fresh air passing through the throttle valve during partial load operation is reduced, and the cylinder internal pressure increases to a value Pbl that is almost close to the atmospheric pressure P, and its P-■ characteristic is shown in Figure 7 (b). The mirror cycle is shown as 1234567.81. Therefore, it is understood that the pumping loss indicated by diagonal lines is significantly reduced compared to the above-mentioned Otto cycle.

また、部分負荷運転時には、バルブリフトの低下によっ
てバルブ駆動に伴うメカ騒音やブローダウンの圧力低下
による排気騒音の低減が可能になるとともに、バブル駆
動に伴うフリクションの低減も可能となる。更に、前記
バルブリフトの低下に伴ってバルブオーバーラツプの時
間面積が減少するので、通過新気が減少して排気ガスの
クリーン化が可能になるばかりか、排気圧力の吸気系へ
の回り込みが減少して吸気騒音が低下する。Furthermore, during partial load operation, the reduction in valve lift makes it possible to reduce mechanical noise associated with valve drive and exhaust noise due to a drop in blowdown pressure, and it also becomes possible to reduce friction associated with bubble drive. Furthermore, as the valve lift decreases, the time area of valve overlap decreases, which not only reduces the amount of fresh air passing through and makes the exhaust gas cleaner, but also prevents the exhaust pressure from flowing into the intake system. intake noise.

また、全負荷運転時に、吸気弁の閉じ位置を下死点を過
ぎた範囲でコントロールすることにより、吸気慣性効果
を最大限に発揮させて体積効率の向上を図ることができ
るだけでなく、排気弁の閉じ位置をコントロールするこ
とにより、バルブオーバーラツプの時間面積を変更して
排気系の脈動効果を有効に利用することができ、これに
より機関の高出力化とトルクのフラット化を同時に実現
することができる。In addition, by controlling the closing position of the intake valve to a range past bottom dead center during full-load operation, it is possible to maximize the intake inertia effect and improve volumetric efficiency. By controlling the closing position of the valve, it is possible to change the time area of valve overlap and effectively utilize the pulsation effect of the exhaust system, thereby simultaneously achieving high engine output and flat torque. be able to.

第８図〜第１０図は本発明の第２実施例を示すもので、
第８図はその弁駆動装置の断面図、第９図は第８図のＩ
Ｘ−ＩＸ線断面図、第１０図は作用の説明図である。こ
の実施例において、前記第１実施例の部材に対応する部
材には同一の符号が付しである。8 to 10 show a second embodiment of the present invention,
Fig. 8 is a sectional view of the valve drive device, and Fig. 9 is I of Fig. 8.
A sectional view taken along the line X-IX and FIG. 10 are explanatory diagrams of the operation. In this embodiment, members corresponding to those in the first embodiment are given the same reference numerals.

この実施例は、カムシャフト２１ａ、２１ｂをチェーン
駆動とした点に特徴を有している。すなわち、シリンダ
へラド３にボルト１３．１４で固着した一対のボス１５
．１６には側面視扇型のカムシャフト支持部材１７が揺
動自在に枢支され、その２枚の側板１８．１９の外周部
には吸気側カムシャフト２１ａと排気側カムシャフト２
１ｂが回転自在に架設されている。一方のボス１６には
ボールベアリング２３を介してアイドラスプロケット４
６が軸支されており、このアイドラスプロケット４６は
前記両カムシャフ）２１ａ、２１ｂに固着したカムスプ
ロケット４７ａ、４７ｂにタイミングチェン４８で接続
されている。そして、先の実施例ではカムシャフト２１
ａ、２１ｂの回転方向が反時計方向に設定されていたの
に対し、本実施例ではその回転方向が時計方向に設定さ
れている。This embodiment is characterized in that the camshafts 21a and 21b are chain-driven. In other words, a pair of bosses 15 are fixed to the cylinder rod 3 with bolts 13 and 14.
．． A camshaft support member 17 having a fan shape in side view is swingably supported on the camshaft support member 16, and an intake camshaft 21a and an exhaust camshaft 2 are mounted on the outer peripheries of the two side plates 18 and 19.
1b is rotatably installed. An idler sprocket 4 is connected to one boss 16 via a ball bearing 23.
6 is pivotally supported, and this idler sprocket 46 is connected by a timing chain 48 to cam sprockets 47a and 47b fixed to the camshafts 21a and 21b. In the previous embodiment, the camshaft 21
Whereas the rotation directions of a and 21b were set counterclockwise, in this embodiment, the rotation directions are set clockwise.

この実施例によれば、負荷の増大に伴ってウオームギヤ
２９とセクタギヤ３０によりカムシャフト支持部材１７
を第１０図（ａ）の位置から（ｂ）に位置に揺動させる
と、両カム２５ａ、２５ｂとロッカアームｌｌａ、ｌｌ
ｂの当接点がロッカアーム軸１０ａ、１０ｂに近づき、
その結果吸気弁８ａと排気弁８ｂのバルブリフトが共に
増加する。また、カムシャフト支持部材１７の揺動によ
り、タイミングチェン４８を介して両カムシャフ）２１
ａ、２１ｂが反時計方向に僅かに回転する（第１実施例
と反対方向）。ところが、このとき力ムシャフ）２１ａ
、２１ｂの駆動方向が時計方向であるため、先の実施例
と同様に高負荷運転時のバルブタイミングが部分負荷運
転時に比べて遅れることになる。而して、本実施例によ
っても前述と同様の効果を得ることができ、しかも、カ
ムシャフト２１ａ、２１ｂをチェン駆動としたことによ
り、その駆動機構のコンパクト化が可能となる。この実
施例において、チェーン駆動をタイミングベルト駆動と
しても同様である。According to this embodiment, as the load increases, the worm gear 29 and the sector gear 30 cause the camshaft support member 17 to
When the cams 25a and 25b and the rocker arms lla and ll are swung from the position of FIG. 10(a) to the position of FIG.
The contact point of b approaches the rocker arm shafts 10a, 10b,
As a result, the valve lifts of both the intake valve 8a and the exhaust valve 8b increase. Also, due to the swinging of the camshaft support member 17, both camshafts) 21
a and 21b are slightly rotated counterclockwise (in the opposite direction to the first embodiment). However, at this time, the power of force) 21a
, 21b are clockwise, the valve timing during high load operation is delayed compared to during partial load operation, as in the previous embodiment. Thus, the same effects as described above can be obtained also in this embodiment, and furthermore, by using chain drives for the camshafts 21a and 21b, the drive mechanism can be made more compact. In this embodiment, the same effect can be achieved even if the chain drive is replaced by a timing belt drive.

第１１図〜第１３図は、本発明の第３実施例を示すもの
で、第１１図はその弁駆動装置の断面図、第１２図は第
１１図のｘｍ−ｘｎ線断面図、第１３図は作用の説明図
である。この実施例において、前記第１実施例の部材に
対応する部材には同一の符号が付しである。11 to 13 show a third embodiment of the present invention, in which FIG. 11 is a cross-sectional view of the valve drive device, FIG. 12 is a cross-sectional view taken along the line xm-xn in FIG. 11, and FIG. The figure is an explanatory diagram of the action. In this embodiment, members corresponding to those in the first embodiment are given the same reference numerals.

この実施例は９本発明をブツシュロッド式の弁駆動機構
に適用したもので、クランクシャフト４９と同軸に枢支
したカムシャフト支持部材１７の基端と先端には、それ
ぞれ小径の駆動スプロケット５０と大径の従動スプロケ
ット５１が軸支されており、両スプロケット５０．５１
はタイミングチェン５２で連結されている。従動スプロ
ケット５１が固着された１本のカムシャフト２１には吸
気側カム２５ａと排気側２５ｂが固着されており、両カ
ム２５ａ、２５ｂは偏心した枢軸５３に枢支した吸気側
および排気側カムフォロワ５４ａ、５４ｂに当接してい
る。そして、シリンダへラド３上部に１本のロッカアー
ム軸１０を介して枢支した吸気側ロッカアームｌｌａと
排気側ロッカアームｌｌｂは、前記カムフォロワ５４ａ
、５４ｂにそれぞれブツシュロッド５５ａ、５５ｂを介
して連結されている。そして、枢軸５３を回転させるこ
とにより、カムフォロワ５４ａ、５４ｂとカムシャフト
２１との間隙を、カムシャフト支持部材１７のどの位置
でも一定となるように調整することができる。In this embodiment, the present invention is applied to a bush rod type valve drive mechanism, and a small-diameter drive sprocket 50 and a large-diameter drive sprocket 50 and a large A driven sprocket 51 of the diameter is pivotally supported, and both sprockets 50.51
are connected by a timing chain 52. An intake side cam 25a and an exhaust side cam 25b are fixed to one camshaft 21 to which a driven sprocket 51 is fixed, and both cams 25a, 25b are connected to intake and exhaust side cam followers 54a which are pivoted on an eccentric pivot 53. , 54b. The intake side rocker arm lla and the exhaust side rocker arm llb, which are pivotally supported on the upper part of the cylinder head 3 via one rocker arm shaft 10, are connected to the cam follower 54a.
, 54b via bushing rods 55a, 55b, respectively. By rotating the pivot shaft 53, the gap between the cam followers 54a, 54b and the camshaft 21 can be adjusted to be constant at any position on the camshaft support member 17.

而して、本実施例によっても、ウオームギヤ２９とセク
タギヤ３０によってカムシャフト支持部材１７が時計方
向に揺動すると、バルブリフトを増大させるとともにバ
ルブタイミング遅らせることができ、逆にカムシャフト
支持部材１７が反時計方向に揺動すると、バルブリフト
を減少させるとともにバルブタイミングを早めることが
できる。According to this embodiment as well, when the camshaft support member 17 is rocked clockwise by the worm gear 29 and the sector gear 30, the valve lift can be increased and the valve timing can be delayed; Swinging counterclockwise can reduce valve lift and advance valve timing.

第１４図〜第１６図は、本発明の第４実施例を示すもの
で、第１４図はその弁駆動装置の断面図、第１５図は第
１４図（７）ＸＶ−ＸＶＩＩ断面図、第１６図は作用の
説明図である。この実施例において、前記第１実施例の
部材に対応する部材には同一の符号が付しである。14 to 16 show a fourth embodiment of the present invention, in which FIG. 14 is a cross-sectional view of the valve drive device, FIG. 15 is a cross-sectional view of FIG. 14 (7) XV-XVII, and FIG. FIG. 16 is an explanatory diagram of the action. In this embodiment, members corresponding to those in the first embodiment are given the same reference numerals.

この実施例は、吸気弁８ａだけのバルブリフトとバルブ
タイミングを変更する点に特徴を有している。すなわち
、一対のボス１５．１６に枢支したカムシャフト支持部
材１７は半径方向に延びるアーム状に形成され、その先
端に吸気側カムギヤ２４ａと吸気側カム２５ａを有する
吸気側力ムシャフ）２１ａが支持されている。This embodiment is characterized in that the valve lift and valve timing of only the intake valve 8a are changed. That is, the camshaft support member 17 pivotally supported by a pair of bosses 15 and 16 is formed into an arm shape extending in the radial direction, and is supported by an intake side force shaft 21a having an intake side cam gear 24a and an intake side cam 25a at its tip. has been done.

而してこの実施例によれば、排気弁８ｂのバルブリフト
とバルブタイミングを一定に保ったまま、部分負荷運転
時に吸気弁８ａのバルブリフトが減少させ、且つバルブ
タイミングが早めることができるので、第７図（ｂ）の
Ｐ−Ｖ線図に示すミラーサイクルに極めて近い特性を得
ることができる。According to this embodiment, while keeping the valve lift and valve timing of the exhaust valve 8b constant, the valve lift of the intake valve 8a can be reduced and the valve timing can be advanced during partial load operation. Characteristics extremely close to the Miller cycle shown in the PV diagram of FIG. 7(b) can be obtained.

以上、本発明の実施例を詳述したが、本発明は、前記実
施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載
された本発明を逸脱することなく、種々の小設計変更を
行うことが可能である。Although the embodiments of the present invention have been described above in detail, the present invention is not limited to the embodiments described above, and various small design changes may be made without departing from the scope of the invention described in the claims. It is possible to do so.

例えば、カムシャフト支持部材１７の駆動は必ずしも電
気的に行う必要はなく、油圧駆動とすることも可能であ
る。また、ロッカアーム１１ａ。For example, the camshaft support member 17 does not necessarily need to be driven electrically, but may also be driven hydraulically. Also, a rocker arm 11a.

１１ｂのスリッパ面２６ａ、２６ｂをアイドラギヤ２２
と同心の円弧面で形成する代わりに、このスリッパ面２
６ａ、２６ｂの曲率中心をアイドラギヤ２２の中心から
ずらすことにより、低速回転時と高速回転時の弁クリア
ランスを変化させることができる。更に、吸気弁８ａと
排気弁８ｂの数は必ずしも２個ずつである必要はなく、
それぞれ１個ずつであってもよく、また一方が１個、他
方が２個であってもよい。そして、クランクシャフトか
らアイドラギヤ２２への動力伝達は、ギヤ、チェーン、
またはタイミングベルトのいずれを介して行うことも可
能である。The slipper surfaces 26a and 26b of 11b are connected to the idler gear 22.
Instead of forming an arcuate surface concentric with , this slipper surface 2
By shifting the centers of curvature of the valves 6a and 26b from the center of the idler gear 22, the valve clearance during low speed rotation and high speed rotation can be changed. Furthermore, the number of intake valves 8a and exhaust valves 8b does not necessarily have to be two each;
There may be one piece each, or one piece may be one piece and the other side may be two pieces. The power is transmitted from the crankshaft to the idler gear 22 using gears, chains,
Alternatively, it is also possible to perform it via a timing belt.

Ｃ０発明の効果 以上のように、本発明によれば、部分負荷運転時におけ
る吸気行程で、ピストンが下死点に達する前に吸気弁を
閉じることによって新気の吸入量をコントロールしてい
るので、前記部分負荷運転時にスロットル弁を開弁状態
に保ったまま内燃機関の出力トルクを制御することがで
きる。これにより、吸入行程において前記スロットル弁
を通過する新気の流路抵抗が減少してボンピングロスが
低減し、その結果、内燃機関の燃費および出力の向上が
可能となる。Effects of the C0 Invention As described above, according to the present invention, the intake amount of fresh air is controlled by closing the intake valve before the piston reaches bottom dead center during the intake stroke during partial load operation. The output torque of the internal combustion engine can be controlled while the throttle valve is kept open during the partial load operation. As a result, the flow path resistance of fresh air passing through the throttle valve during the intake stroke is reduced, and the pumping loss is reduced. As a result, it is possible to improve the fuel efficiency and output of the internal combustion engine.

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

第１図〜第７図は、本発明の第１実施例を示すもので、
第１図はその弁駆動装置の断面図、第２図は第１図の■
−■線断面図、第３図は本発明の制御機構を示す図、第
４図は作用の説明図、第５図は弁特性を示すグラフ、第
６図はバルブタイミングとバルブリフトを変化させる原
理の説明図、第７図はＰ−Ｖ線図、第８図〜第１０図は
本発明の第２実施例を示すもので、第８図はその弁駆動
装置の断面図、第９図は第８図のＩＸ−ＩＸ線断面図、
第１０図は作用の説明図、第１１図〜第１３図は本発明
の第３実施例を示すもので、第１１図はその弁駆動装置
の断面図、第１２図は第１１図のＸＩＩ−ＸＩＩ線断面
図、第１３図は作用の説明図、第１４図〜第１６図は本
発明の第４実施例を示すもので、第１４図はその弁駆動
装置の断面図、第１５図は第１４図のｘｖ−ｘｖ線断面
図、第１６図は作用の説明図である。 ８ａ・・・吸気弁、８ｂ・・・排気弁、２１ａ、２１ｂ
　； ２１・・・カムシャフト 特 許 出 願 人 本田技研工業株式会社1 to 7 show a first embodiment of the present invention,
Figure 1 is a cross-sectional view of the valve drive device, and Figure 2 is
-■ Line sectional view, Figure 3 is a diagram showing the control mechanism of the present invention, Figure 4 is an explanatory diagram of the action, Figure 5 is a graph showing valve characteristics, Figure 6 is a diagram showing changes in valve timing and valve lift. An explanatory diagram of the principle, Fig. 7 is a PV diagram, Figs. 8 to 10 show a second embodiment of the present invention, Fig. 8 is a sectional view of the valve driving device, and Fig. 9 is a sectional view taken along the line IX-IX in Fig. 8,
FIG. 10 is an explanatory diagram of the operation, FIGS. 11 to 13 show a third embodiment of the present invention, FIG. 11 is a sectional view of the valve driving device, and FIG. -XII line sectional view, FIG. 13 is an explanatory diagram of the operation, FIGS. 14 to 16 show a fourth embodiment of the present invention, FIG. 14 is a sectional view of the valve driving device, and FIG. 15 is a sectional view taken along line xv-xv in FIG. 14, and FIG. 16 is an explanatory diagram of the action. 8a...Intake valve, 8b...Exhaust valve, 21a, 21b
; 21...Camshaft patent applicant Honda Motor Co., Ltd.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 クランクシャフトにより駆動されるカムシャフト（２１
ａ，２１ｂ；２１）に追従して開閉する吸気弁（８ａ）
および排気弁（８ｂ）を備え、その吸気弁（８ａ）と排
気弁（８ａ）のうち少なくとも吸気弁（８ａ）のバルブ
タイミングとバルブリフトを可変制御する内燃機関にお
いて、 前記内燃機関の部分負荷運転時に前記吸気弁（８ａ）の
閉じ時期を下死点前に移行させることを特徴とする、内
燃機開の弁駆動方法。[Claims] A camshaft (21
Intake valve (8a) that opens and closes following a, 21b; 21)
and an exhaust valve (8b), and in which the valve timing and valve lift of at least the intake valve (8a) of the intake valve (8a) and the exhaust valve (8a) are variably controlled, wherein partial load operation of the internal combustion engine is provided. A valve driving method for opening an internal combustion engine, characterized in that the closing timing of the intake valve (8a) is shifted to before the bottom dead center.