JPH08254110A - Intake-and exhaust valves drive-control device for internal combustion engine - Google Patents

Abstract

PURPOSE: To control the valve timing infinitely and improve the control-response capability of the valve timing to improve the engine performance. CONSTITUTION: A control mechanism connecting a driving shaft to a cam shaft is moved coaxially, eccentrically through a drive mechanism to change the angular speed of the cam shaft to control the operating angle of an intake valve. First to fourth supply holes 66a, etc., respectively communicated with oil pressure chambers are drilled on the cylindrical wall 50a of a rotary vane 50 of the drive mechanism at axially specified intervals and at about 180 degrees opposite positions, and supply passage-holes 79, 80 selectively communicated with the respective supply holes 66a, etc., and 67a, etc., are formed respectively on the peripheral wall of a rotary valve 72 depending on the rotational position.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は、内燃機関の運転状態に
応じて吸気・排気弁の開閉時期を可変制御する吸排気弁
駆動制御装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an intake / exhaust valve drive control device for variably controlling the opening / closing timing of intake / exhaust valves according to the operating state of an internal combustion engine.

【０００２】[0002]

【従来の技術】この種の従来の装置としては種々提供さ
れているが、その一つとして例えば実開昭５７−１９８
３０６号公報等に記載されているものが知られている。2. Description of the Related Art Various conventional devices of this type have been provided, and one of them is, for example, Shoukai 57-198.
Those described in Japanese Patent No. 306, etc. are known.

【０００３】図１５及び図１６に基づいて概略を説明す
れば、図中２はカムシャフト１の外周に相対回転自在に
設けられて、吸気バルブ１６をバルブスプリング１７の
ばね力に抗して開作動させるカムであって、このカム２
はカム軸受用ブラケット３とカムシャフト１にキー４を
介して固設されたフランジ部５とにより軸方向の位置決
めがなされている。また、カム２の一側部にはＵ字溝６
を有するフランジ部７が形成されている一方、前記フラ
ンジ部５にもＵ字溝８が形成され、両フランジ部５，７
間に円環状のディスク９が介装されている。このディス
ク９は、両側の対向位置に前記両Ｕ字溝６，８に係合す
るピン１０，１１が設けられていると共に、外周が制御
環１２に回転自在に支持されている。この制御環１２
は、外周の突起１２ａを介してシリンダヘッド側の支持
孔１３に揺動自在に支持されていると共に、該突起１２
ａの反対側に有する円弧状の歯車部１２ｂがロッカアー
ム１５を軸支するロッカシャフト１４外周に形成された
平歯形の歯車環１４ａに噛合している。The outline will be described with reference to FIGS. 15 and 16. Reference numeral 2 in FIG. 15 is provided on the outer periphery of the camshaft 1 so as to be rotatable relative to it, and the intake valve 16 is opened against the spring force of the valve spring 17. This is the cam to be operated, this cam 2
Is axially positioned by the cam bearing bracket 3 and the flange portion 5 fixed to the cam shaft 1 via the key 4. A U-shaped groove 6 is provided on one side of the cam 2.
While the flange portion 7 having the above is formed, a U-shaped groove 8 is also formed in the flange portion 5,
An annular disk 9 is interposed between them. The disk 9 is provided with pins 10 and 11 that engage with the U-shaped grooves 6 and 8 at opposite positions on both sides, and the outer periphery is rotatably supported by a control ring 12. This control ring 12
Is swingably supported in a support hole 13 on the cylinder head side through a projection 12a on the outer periphery, and the projection 12
An arcuate gear portion 12b provided on the opposite side of a is meshed with a spur toothed gear ring 14a formed on the outer circumference of the rocker shaft 14 which pivotally supports the rocker arm 15.

【０００４】そして、制御環１２は、歯車部１２ｂに噛
合した歯車環１４ａを介して図外の駆動機構により機関
運転状態に応じて一方あるいは他方向へ揺動するように
なっている。即ち、ディスク９の中心Ｘが図１５に示す
位置にある場合は、カムシャフト１とディスク９との回
転中心Ｘ，Ｙが一致し、したがってディスク９は、ピン
１１とＵ字溝８を介してカムシャフト１に同期回転する
一方、カム２はピン１０とＵ字溝６を介してカムシャフ
ト１に同期回転する。The control ring 12 is oscillated in one direction or the other direction according to the engine operating state by a drive mechanism (not shown) via a gear ring 14a meshed with the gear portion 12b. That is, when the center X of the disc 9 is at the position shown in FIG. 15, the rotation centers X and Y of the camshaft 1 and the disc 9 coincide with each other, so that the disc 9 is inserted through the pin 11 and the U-shaped groove 8. While rotating synchronously with the camshaft 1, the cam 2 rotates synchronously with the camshaft 1 via the pin 10 and the U-shaped groove 6.

【０００５】また、機関運転状態の変化に伴い駆動機構
の油圧アクチュエータによってロッカシャフト１４を回
動させると、歯車環１４ａと歯車部１２ｂを介して制御
環１２が突起１２ａを支点として揺動し、これによって
ディスク９の中心Ｘがカムシャフト１の中心Ｙに対し前
記回動方向に偏心する。このため、ピン１０，１１が夫
々Ｕ字溝６，８に沿って移動し、かつ偏心方向にフラン
ジ部５，７をカムシャフト１を中心に回動させる。依っ
て、カムシャフト１の１回転毎に、ディスク９の回転位
相（角速度）がカムシャフト１に対して変化し、同時に
カム２の回転位相もディスク９に対して変化する。した
がって、カム２は、カムシャフト１に対し、ディスク９
のカムシャフト１に対する位相差の２倍の位相差で回転
する。When the rocker shaft 14 is rotated by the hydraulic actuator of the drive mechanism as the engine operating condition changes, the control ring 12 swings around the projection 12a as a fulcrum via the gear ring 14a and the gear portion 12b. As a result, the center X of the disc 9 is eccentric with respect to the center Y of the camshaft 1 in the rotation direction. Therefore, the pins 10 and 11 move along the U-shaped grooves 6 and 8, respectively, and rotate the flange portions 5 and 7 in the eccentric direction about the cam shaft 1. Therefore, the rotational phase (angular velocity) of the disk 9 changes with respect to the camshaft 1 and the rotational phase of the cam 2 also changes with respect to the disk 9 for each rotation of the camshaft 1. Therefore, the cam 2 has the disc 9 with respect to the cam shaft 1.
Rotates with a phase difference twice as large as that of the camshaft 1.

【０００６】この結果、バルブタイミングをカム２の位
相差に応じて可変にすることができる。つまり、機関低
回転時には、ディスク９を偏心させて吸気弁１６の作動
角を小さく制御する一方、機関高回転時には、ディスク
９をカムシャフト１の中心に対して同心制御させて吸気
弁１６の作動角を大きく制御することができる。As a result, the valve timing can be made variable according to the phase difference of the cam 2. That is, when the engine speed is low, the disk 9 is eccentric to control the operating angle of the intake valve 16 to be small, while when the engine speed is high, the disk 9 is concentrically controlled with respect to the center of the camshaft 1 to operate the intake valve 16. The angle can be greatly controlled.

【０００７】[0007]

【発明が解決しようとする課題】然し乍ら、前記従来の
装置にあっては、前述のように駆動機構の油圧アクチュ
エータによる２段切り換えによって制御環１２を揺動さ
せて、ディスク９の中心Ｙをカムシャフト１の中心に対
して同心か最大偏心かの２つの選択をしている。However, in the above-mentioned conventional apparatus, the control ring 12 is swung by the two-stage switching by the hydraulic actuator of the drive mechanism as described above, and the center Y of the disk 9 is cammed. There are two choices: concentric or maximum eccentric with respect to the center of the shaft 1.

【０００８】即ち、バルブの作動角を大小のいずれか一
方に切り換えて、バルブタイミングを最大進角側か最大
遅角側の２段階に制御できるにすぎない。That is, it is only possible to control the valve timing in two steps, that is, the maximum advancing side and the maximum retarding side by switching the operating angle of the valve to either large or small.

【０００９】したがって、機関運転状態の様々な変化に
対応したバルブタイミング制御が不可能となり、機関性
能を十分に発揮させることができず、特に燃費や排気エ
ミッション性能を十分に向上させることができない。Therefore, the valve timing control corresponding to various changes in the engine operating state becomes impossible, the engine performance cannot be fully exhibited, and particularly the fuel consumption and the exhaust emission performance cannot be sufficiently improved.

【００１０】しかも、制御環１２を円弧状歯車部１２ｂ
と平歯形の歯車環１４ａとの噛合回転により揺動させ
る、つまり平歯車として単に回転運動をそのまま並行な
回転運動に変換して揺動させるようにしたため、作動中
にバルブスプリング１７のばね力に起因してカムシャフ
ト１１に発生する正負の回転トルク変動が制御環１２か
ら歯車部１２ｂ及び歯車環１４ａを介してロッカシャフ
ト１４から油圧アクチュエータへ直接的に伝達されてし
まう。このため、油圧アクチュエータの駆動負荷が大き
くなり、制御環１２の揺動に対する制御応答性が低下す
ると共に、耐久性が低下してしまう。したがって、該油
圧アクチュエータの駆動容量を大きくしなければなら
ず、装置全体の大型化や重量の増加が余儀なくされると
共に、製造コストの高騰を招く。Moreover, the control ring 12 is connected to the arcuate gear portion 12b.
And the spur gear 14a are oscillated by the meshing rotation of the gear ring 14a, that is, the spur gear is simply converted into the parallel rotational motion to oscillate, so that the spring force of the valve spring 17 is increased during operation. The positive and negative rotational torque fluctuations that occur in the camshaft 11 due to this are directly transmitted from the rocker shaft 14 to the hydraulic actuator from the control ring 12 via the gear portion 12b and the gear ring 14a. For this reason, the drive load of the hydraulic actuator increases, the control response to the swing of the control ring 12 decreases, and the durability also decreases. Therefore, it is necessary to increase the drive capacity of the hydraulic actuator, which inevitably leads to an increase in the size and weight of the entire apparatus and a rise in manufacturing cost.

【００１１】[0011]

【課題を解決するための手段】本発明は、前記従来の問
題点に鑑みて案出されたもので、まず、請求項１の発明
は、機関によって回転駆動する駆動軸と、該駆動軸の同
軸上に相対回転自在に設けられ、外周に吸排気弁を開作
動させるカムを有するカムシャフトと、駆動軸とカムシ
ャフトとを連繋し、かつ駆動軸の軸心に対して偏心動し
て駆動軸とカムシャフトとの角速度を変化させる制御機
構と、機関運転状態に応じて前記制御機構を制御シャフ
トを介して揺動させる駆動機構とを備え、前記駆動機構
は、前記制御シャフトに連結されてケーシング内を少な
くとも一対の油圧室に隔成する回転ベーンを有する油圧
アクチュエータと、機関運転状態に応じて前記両油圧室
内に油圧を相対的に給排して前記回転ベーンを回転させ
るロータリーバルブを有する電磁アクチュエータとから
構成してなる吸排気弁駆動制御装置において、前記回転
ベーンの中央軸方向に有する筒壁の径方向の同一平面上
の略反対位置に、前記各油圧室に夫々連通する２つの供
給用孔を径方向に沿って貫通形成すると共に、前記ロー
タリーバルブの周壁に、該ロータリーバルブの回転位置
に応じて前記各供給用孔に選択的に連通する単一の供給
通路孔を形成したことを特徴としている。DISCLOSURE OF THE INVENTION The present invention has been devised in view of the above problems of the prior art. First, the invention of claim 1 is a drive shaft which is rotationally driven by an engine, and a drive shaft of the drive shaft. A cam shaft that is coaxially rotatable relative to each other and has a cam that opens and closes the intake and exhaust valves is connected to the drive shaft and the cam shaft, and is driven eccentrically with respect to the axis of the drive shaft. A control mechanism that changes the angular velocity between the shaft and the camshaft; and a drive mechanism that swings the control mechanism via the control shaft according to the engine operating state, and the drive mechanism is connected to the control shaft. A hydraulic actuator having a rotary vane that divides the interior of the casing into at least a pair of hydraulic chambers, and a rotary valve that rotates the rotary vanes by relatively supplying and discharging hydraulic pressure to and from the hydraulic chambers according to an engine operating state. In an intake / exhaust valve drive control device including an electromagnetic actuator having: a hydraulic pressure chamber that communicates with the respective hydraulic chambers at substantially opposite positions on the same plane in the radial direction of the cylindrical wall that has the central axis direction of the rotary vane. Two supply holes are formed so as to penetrate in the radial direction, and a single supply passage hole that selectively communicates with each of the supply holes according to the rotational position of the rotary valve is formed in the peripheral wall of the rotary valve. It is characterized by being formed.

【００１２】請求項２の発明は、機関によって回転駆動
する駆動軸と、該駆動軸の同軸上に相対回転自在に設け
られ、外周に吸排気弁を開作動させるカムを有するカム
シャフトと、駆動軸とカムシャフトとを連繋し、かつ駆
動軸の軸心に対して偏心動して駆動軸とカムシャフトと
の角速度を変化させる制御機構と、機関運転状態に応じ
て前記制御機構を制御シャフトを介して揺動させる駆動
機構とを備え、前記駆動機構は、前記制御シャフトに連
結されてケーシング内を少なくとも一対の油圧室に隔成
する回転ベーンを有する油圧アクチュエータと、機関運
転状態に応じて前記両油圧室内に油圧を相対的に給排し
て前記回転ベーンを回転させるロータリーバルブを有す
る電磁アクチュエータとから構成してなる吸排気弁駆動
制御装置において、前記筒壁の径方向の同一平面上の略
反対位置に、前記各油圧室に夫々連通する２つの排出用
孔を径方向に沿って貫通形成すると共に、前記ロータリ
ーバルブの周壁に、該ロータリーバルブの回転位置に応
じて前記各排出用孔に選択的に連通する単一の排出通路
孔を形成したことを特徴としている。According to a second aspect of the present invention, a drive shaft which is rotationally driven by the engine, a cam shaft which is provided coaxially with the drive shaft and is rotatable relative to the drive shaft, and a cam shaft which has an outer periphery for opening and closing the intake and exhaust valves are driven. A control mechanism that connects the shaft and the camshaft, and eccentrically moves with respect to the axis of the drive shaft to change the angular velocity of the drive shaft and the camshaft; and a control mechanism that controls the control shaft according to the engine operating state. And a drive mechanism for swinging through the drive mechanism, the drive mechanism being connected to the control shaft, the hydraulic actuator having a rotary vane that divides the casing into at least a pair of hydraulic chambers, and the drive mechanism according to an engine operating state. In an intake / exhaust valve drive control device comprising an electromagnetic actuator having a rotary valve for rotating and rotating the rotary vane by supplying / discharging hydraulic pressure to / from both hydraulic chambers. Two discharge holes, which communicate with each of the hydraulic chambers, are formed in the cylindrical wall at substantially opposite positions on the same plane in the radial direction along the radial direction, and the rotary valve is provided on the peripheral wall of the rotary valve. A single discharge passage hole that selectively communicates with each discharge hole is formed in accordance with the rotational position of.

【００１３】請求項３の発明は、機関によって回転駆動
する駆動軸と、該駆動軸の同軸上に相対回転自在に設け
られ、外周に吸排気弁を開作動させるカムを有するカム
シャフトと、駆動軸とカムシャフトとを連繋し、かつ駆
動軸の軸心に対して偏心動して駆動軸とカムシャフトと
の角速度を変化させる制御機構と、機関運転状態に応じ
て前記制御機構を制御シャフトを介して揺動させる駆動
機構とを備え、前記駆動機構は、前記制御シャフトに連
結されてケーシング内を少なくとも一対の油圧室に隔成
する回転ベーンを有する油圧アクチュエータと、機関運
転状態に応じて前記両油圧室内に油圧を相対的に給排し
て前記回転ベーンを回転させるロータリーバルブを有す
る電磁アクチュエータとから構成してなる吸排気弁駆動
制御装置において、前記両油圧室を、ケーシング内に上
下に配置したことを特徴としている。According to a third aspect of the present invention, a drive shaft which is rotationally driven by the engine, a cam shaft which is provided coaxially with the drive shaft and is rotatable relative to the drive shaft, and a cam which has an outer periphery for opening and closing the intake and exhaust valves are driven. A control mechanism that connects the shaft and the camshaft, and eccentrically moves with respect to the axis of the drive shaft to change the angular velocity of the drive shaft and the camshaft; and a control mechanism that controls the control shaft according to the engine operating state. And a drive mechanism for swinging through the drive mechanism, the drive mechanism being connected to the control shaft, the hydraulic actuator having a rotary vane that divides the casing into at least a pair of hydraulic chambers, and the drive mechanism according to an engine operating state. In an intake / exhaust valve drive control device comprising an electromagnetic actuator having a rotary valve for rotating and rotating the rotary vane by supplying / discharging hydraulic pressure to / from both hydraulic chambers. The two hydraulic chambers, is characterized in that arranged vertically in a casing.

【００１４】[0014]

【作用】以下、図１及び図２に示す原理図に基づいて本
発明の作用を説明する。The operation of the present invention will be described below with reference to the principle diagrams shown in FIGS.

【００１５】即ち、例えば機関低回転低負荷時には、図
１に示すように電磁アクチュエータがロータリーバルブ
Ａを破線矢印方向へ最大に回転させると、供給通路孔Ａ
１が回転ベーンＢの筒壁Ｃに有する供給用孔Ｂ１と合致
して一方側の油圧室Ｄ，Ｄに油圧が供給されると同時
に、排出通路孔Ｅが排出用孔Ｆと合致して他方側の油圧
室Ｇ，Ｇの油圧が両孔Ｅ，Ｆを通って外部に排出され
る。このため、一方側油圧室Ｄ，Ｄの内圧が上昇すると
共に、他方側の油圧室Ｇ，Ｇの内圧が低下して回転ベー
ンＢが図中白矢印方向へ最大回動し、制御シャフトを最
大一方向に回動させる。これによって、制御機構をカム
シャフトの軸心に偏心動させ、バルブを小作動角に制御
する。That is, for example, when the engine is running at low speed and low load, when the electromagnetic actuator rotates the rotary valve A to the maximum in the direction of the broken line arrow as shown in FIG.
1 corresponds to the supply hole B1 provided in the cylindrical wall C of the rotary vane B to supply hydraulic pressure to the hydraulic chambers D, D on one side, and at the same time, the discharge passage hole E matches the discharge hole F and the other side. The hydraulic pressure in the hydraulic chambers G, G on the side is discharged to the outside through both holes E, F. For this reason, the internal pressures of the hydraulic chambers D, D on one side rise, and the internal pressures of the hydraulic chambers G, G on the other side decrease, so that the rotary vane B rotates maximally in the direction of the white arrow in the figure, and the control shaft is maximally moved. Rotate in one direction. As a result, the control mechanism is eccentrically moved about the axis of the camshaft, and the valve is controlled to have a small operating angle.

【００１６】一方、機関高回転高負荷時には、図２に示
すように前述と逆の作用によって、両油圧室Ｄ，Ｇの油
圧を相対的に制御して回転ベーンＢを図中白矢印方向へ
最大回動させて制御シャフトを最大他方向に回動させ
る。これにより、制御機構をカムシャフトの軸心と同心
位置に保持し、バルブを大作動角に制御する。On the other hand, at the time of high engine speed and high load, as shown in FIG. 2, by the action opposite to that described above, the hydraulic pressures of the hydraulic chambers D and G are relatively controlled to move the rotary vane B in the direction of the white arrow in the figure. The control shaft is rotated maximally to rotate in the other direction maximally. As a result, the control mechanism is held at a position concentric with the axial center of the camshaft, and the valve is controlled to a large operating angle.

【００１７】そして、機関が所定の中回転域に移行する
と、図１及び図２に示すように、それに応じてロータリ
ーバルブＡが所定の中間位置に回動保持され、供給通路
孔Ａ１が供給用孔Ｂ１に一時的に連通すると同時に、排
出通路孔Ｅも排出用孔Ｆに連通する。したがって、いず
れか一方の油圧室の内圧が上昇すると共に、他方の油圧
室の内圧が低下し、回転ベーンＢが所定方向へ回動する
と、前記供給用孔Ｂ１が供給通路孔Ａ１から位置ずれし
て両者Ａ１，Ｂ１の連通が遮断されると同時に排出用孔
Ｆも排出通路孔Ｅと位置ずれして両者Ｅ，Ｆの連通が遮
断される。When the engine shifts to a predetermined middle speed range, as shown in FIGS. 1 and 2, the rotary valve A is correspondingly rotated and held at a predetermined intermediate position, and the supply passage hole A1 is supplied. At the same time as being temporarily connected to the hole B1, the discharge passage hole E is also connected to the discharge hole F. Therefore, when the internal pressure of one of the hydraulic chambers rises and the internal pressure of the other hydraulic chamber falls and the rotary vane B rotates in a predetermined direction, the supply hole B1 is displaced from the supply passage hole A1. As a result, the communication between the two A1 and B1 is blocked, and at the same time, the discharge hole F is also displaced from the discharge passage hole E, so that the communication between the two E and F is blocked.

【００１８】つまり、各油圧室の圧力変化によりロータ
リーバルブＡの回転位置よりも回転ベーンＢがさらに回
転して各孔の連通が遮断されるのである。このため、両
油圧室Ｄ，Ｇ内の油圧変化が阻止されて回転ベーンＢが
目標の回転位置Ｈに保持されて制御シャフトを所定の回
転位置に保持する。依って、バルブの作動角を任意の中
間作動角に制御することが可能になる。That is, the change in the pressure of each hydraulic chamber causes the rotary vane B to rotate further than the rotational position of the rotary valve A, thereby cutting off the communication between the holes. Therefore, the change in the hydraulic pressure in both hydraulic chambers D and G is blocked, the rotary vane B is held at the target rotational position H, and the control shaft is held at the predetermined rotational position. Therefore, it becomes possible to control the operating angle of the valve to an arbitrary intermediate operating angle.

【００１９】以上のように、電磁アクチュエータは、ロ
ータリーバルブＡを駆動するだけで装置の作動角変換を
行うことができる。As described above, the electromagnetic actuator can change the operating angle of the device simply by driving the rotary valve A.

【００２０】また、制御シャフトに伝達されたカムシャ
フトの回転トルク変動を両油圧室の油圧で吸収する。Further, fluctuations in the rotational torque of the cam shaft transmitted to the control shaft are absorbed by the hydraulic pressures in both hydraulic chambers.

【００２１】更に、請求項１及び２の発明は、各油圧室
に夫々連通する筒壁の各供給用孔並びに各排出用孔を互
いに約１８０°の反位位置つまり十分離間した位置に形
成できるため、該各供給用孔並びに各排出用孔の各開口
面積を十分に大きく設定することができる。一方、ロー
タリーバルブの供給通路孔並びに排出通路孔を夫々単一
化したため、該供給通路孔及び排出通路孔の各開口面積
も十分に大きく設定できる。したがって、ロータリーバ
ルブの回転に伴う例えば供給通路孔と供給用孔との連通
速度が早くなり、この結果、制御時間の短縮化が図れ、
制御応答性が向上する。Further, according to the first and second aspects of the present invention, each supply hole and each discharge hole of the cylinder wall which communicates with each hydraulic chamber can be formed at an inverted position of about 180 °, that is, at a sufficiently separated position. Therefore, the opening areas of the supply holes and the discharge holes can be set sufficiently large. On the other hand, since the supply passage hole and the discharge passage hole of the rotary valve are unified, the opening areas of the supply passage hole and the discharge passage hole can be set sufficiently large. Therefore, the communication speed between the supply passage hole and the supply hole is increased due to the rotation of the rotary valve, and as a result, the control time can be shortened.
Control response is improved.

【００２２】また、請求項３の発明によれば、両油圧室
が上下に配置されていることにより、機関停止時に作動
油が下側の油圧室内に充満した状態になる。このため、
該下側油圧室内の作動油がダンパー機能を発揮して、機
関再始動時における回転ベーンとケーシング内の仕切壁
との衝突を緩和することができる。According to the third aspect of the invention, since the two hydraulic chambers are arranged vertically, the hydraulic oil in the lower hydraulic chamber is filled with the hydraulic oil when the engine is stopped. For this reason,
The hydraulic oil in the lower hydraulic chamber exerts a damper function, and it is possible to mitigate the collision between the rotary vane and the partition wall in the casing when the engine is restarted.

【００２３】[0023]

【実施例】図３〜図１２は本発明に係る吸排気弁駆動制
御装置を多気筒機関の吸気側に適用した一実施例を示し
ている。3 to 12 show an embodiment in which the intake / exhaust valve drive control device according to the present invention is applied to the intake side of a multi-cylinder engine.

【００２４】即ち、図８〜図１０に示す２１は図外の機
関のクランク軸からスプロケットを介して回転駆動する
駆動軸、２２は該駆動軸２１の外周に一定の隙間をもっ
て同軸上に配置され、かつ駆動軸２１と相対回転自在な
カムシャフト、２３は駆動軸２１とカムシャフト２２と
の間に介装されて、両者２１，２２を連繋する制御機
構、２４は該制御機構２３を揺動させる駆動機構であ
る。That is, reference numeral 21 shown in FIGS. 8 to 10 is a drive shaft which is rotationally driven from a crankshaft of an engine (not shown) through a sprocket, and 22 is coaxially arranged on the outer periphery of the drive shaft 21 with a constant gap. The drive shaft 21 is rotatable relative to the cam shaft 23. The control shaft 23 is interposed between the drive shaft 21 and the cam shaft 22 to connect the drive shaft 21 and the drive shaft 22. Reference numeral 24 swings the control mechanism 23. It is a drive mechanism that makes it.

【００２５】前記駆動軸２１は、機関前後方向へ延設さ
れていると共に、軽量化を図るために内部中空状に形成
されている。The drive shaft 21 extends in the front-rear direction of the engine and is formed in an inner hollow shape for weight reduction.

【００２６】前記カムシャフト２２は、長手方向の所定
位置で各気筒毎に軸直角方向から分割形成されており、
夫々がシリンダヘッド２０上端部に有するカムブラケッ
ト２０ａ，２０ａに回転自在に支持されていると共に、
外周の所定位置に吸気弁２５をバルブスプリング２５ａ
のばね力に抗してバルブリフター２５ｂを介して開作動
させる夫々一対のカム２６が一体に設けられている。The camshaft 22 is divided and formed in a predetermined position in the longitudinal direction from the direction perpendicular to the axis for each cylinder.
Each is rotatably supported by cam brackets 20a, 20a provided on the upper end of the cylinder head 20, and
The intake valve 25 is attached to a predetermined position on the outer circumference of the valve spring 25a.
A pair of cams 26 that are opened against each other through the valve lifters 25b against the spring force of the above are integrally provided.

【００２７】前記制御機構２３は、各カムシャフト２２
の一端部に一体に設けられた第１フランジ部２７と、駆
動軸２１の所定外周にスリーブ２８を介して設けられ、
前記第１フランジ部２７と対向する第２フランジ部３２
と、該両フランジ部２９，３２の間に介装された環状デ
ィスク２９と、該環状ディスク２９を支持孔３４ａの内
周面にベアリング３５を介して回転自在に支持するディ
スクハウジング３４とから主として構成されている。The control mechanism 23 controls each camshaft 22.
A first flange portion 27 integrally provided at one end of the drive shaft 21 and a sleeve 28 on a predetermined outer periphery of the drive shaft 21.
A second flange portion 32 facing the first flange portion 27.
And an annular disc 29 interposed between the flange portions 29 and 32, and a disc housing 34 that rotatably supports the annular disc 29 on the inner peripheral surface of the support hole 34a via a bearing 35. It is configured.

【００２８】前記第１フランジ部２７は、図１１にも示
すように中空部から半径方向に沿った細長い矩形状の係
合溝３０が形成されており、また、その外側面に円周方
向に環状ディスク２９の一側面に摺接する突起面２７ａ
が一体に設けられている。一方、第２フランジ部３２
は、図１２に示すようにスリーブ２８の機関後端側に一
体に設けられ、前記係合溝３０と１８０°の反対位置に
半径方向に沿った細長い矩形状の係合溝３３が形成され
ており、また、外側面に環状ディスク２９の他側面に摺
接する突起面３２ａが一体に設けられている。As shown in FIG. 11, the first flange portion 27 is formed with an elongated rectangular engaging groove 30 extending in the radial direction from the hollow portion, and the outer surface thereof is circumferentially extended. Projecting surface 27a that slidably contacts one side surface of the annular disk 29
Are provided integrally. On the other hand, the second flange portion 32
As shown in FIG. 12, the sleeve 28 is integrally provided on the engine rear end side, and an elongated rectangular engaging groove 33 extending in the radial direction is formed at a position opposite 180 ° from the engaging groove 30. In addition, a protrusion surface 32a that is in sliding contact with the other side surface of the annular disk 29 is integrally provided on the outer side surface.

【００２９】前記スリーブ２８は、小径な一端部２８ｂ
が各カムシャフト２２の前記他方側の分割端部内に回転
自在に挿入している共に、略中央位置に直径方向に貫通
した連結軸３１を介して駆動軸２１に連結固定されてい
る。The sleeve 28 has a small diameter one end portion 28b.
Is rotatably inserted into the other divided end of each camshaft 22, and is fixedly connected to the drive shaft 21 via a connecting shaft 31 penetrating diametrically at a substantially central position.

【００３０】前記環状ディスク２９は、略ドーナツ板状
を呈し、内径がカムシャフト２２の内径と略同径に形成
されて、駆動軸２１の外周面との間に環状の隙間部Ｓが
形成されており、また、直径線上の対向位置に貫通形成
されたピン孔２９ｂ，２９ｃには、各係合溝３０，３３
に係合する一対のピン３６，３７が設けられている。こ
の各ピン３６，３７は、互いにカムシャフト軸方向へ逆
向きに突出しており、基部がピン孔２９ｂ，２９ｃ内に
回転自在に支持されていると共に、先端部の両側縁に図
１１及び図１２に示すように前記係合溝３０，３３の対
向内面３０ａ，３０ｂ、３３ａ，３３ｂと当接する２面
巾状の平面部３６ａ，３６ｂ、３７ａ，３７ｂが形成さ
れている。The annular disk 29 has a substantially donut plate shape, an inner diameter of which is substantially the same as the inner diameter of the cam shaft 22, and an annular clearance S is formed between the annular disk 29 and the outer peripheral surface of the drive shaft 21. Also, the pin holes 29b and 29c formed at the opposite positions on the diametrical line have respective engagement grooves 30 and 33.
Is provided with a pair of pins 36 and 37 that engage with the. The pins 36 and 37 project in opposite directions to each other in the axial direction of the camshaft, the base portions are rotatably supported in the pin holes 29b and 29c, and the both side edges of the tip portions are shown in FIGS. As shown in FIG. 3, flat surface portions 36a, 36b, 37a, 37b having a two-face width are formed so as to abut the facing inner surfaces 30a, 30b, 33a, 33b of the engaging grooves 30, 33.

【００３１】前記ディスクハウジング３４は、図１０に
示すように略円環状を呈し、外周の上端両側部に有する
ボス部３４ｂ，３４ｃの一方側に第１カム孔３８がカム
シャフト２２軸方向に貫通形成されていると共に、他方
側に第２カム孔３９が貫通形成されている。そして、前
記第１カム孔３８内には、支軸４０に支持された第１偏
心カム４１が回動自在に設けられている一方、第２カム
孔３９内には、制御シャフト４２に固定用孔４３ａを介
して固定された第２偏心カム４３が回動自在に設けられ
ている。したがって、ディスクハウジング３４は、第１
偏心カム４１を介して支軸４０に揺動自在に支持されて
いると共に、第２偏心カム４３によって揺動するように
なっている。As shown in FIG. 10, the disk housing 34 has a substantially annular shape, and a first cam hole 38 penetrates in the axial direction of the camshaft 22 on one side of the bosses 34b and 34c provided on both sides of the upper end of the outer circumference. While being formed, the second cam hole 39 is formed so as to penetrate the other side. A first eccentric cam 41 supported by a support shaft 40 is rotatably provided in the first cam hole 38, while a control shaft 42 is fixed in the second cam hole 39. A second eccentric cam 43 fixed via a hole 43a is rotatably provided. Therefore, the disc housing 34 is
It is swingably supported by the support shaft 40 via the eccentric cam 41, and is swingable by the second eccentric cam 43.

【００３２】即ち、前記支軸４０は、図９に示すように
その基部がシリンダヘッド２０の上端部に固定されたブ
ラケット４４に有する固定孔４４ａ内に圧入固定されて
いる一方、先端部が第１偏心カム４１の挿通孔４１ａ内
に摺動自在に挿通して、該第１偏心カム４１を回動自在
に支持している。また、第１偏心カム４１は、図１０に
示すようにリング状を呈し、外径が第１カム孔３８の内
径より若干小さく設定されていると共に、周方向の肉厚
は薄肉部４１ｂと対向する部位が最大厚肉部４１ｃとな
るように漸次変化している。また、その中心Ｐ１が支軸
４０の軸心Ｑ１から所定量ε１偏倚している。尚、この
第１偏心カム４１は、支軸４０の先端部外周に嵌着され
たスナップリング４５によって該支軸４０からの抜け出
しが防止されるようになっている。That is, as shown in FIG. 9, the support shaft 40 has its base portion press-fitted and fixed in a fixing hole 44a provided in a bracket 44 fixed to the upper end portion of the cylinder head 20, while the tip end portion thereof is The first eccentric cam 41 is rotatably supported by being slidably inserted into the insertion hole 41a of the first eccentric cam 41. Further, the first eccentric cam 41 has a ring shape as shown in FIG. 10, the outer diameter is set to be slightly smaller than the inner diameter of the first cam hole 38, and the wall thickness in the circumferential direction faces the thin wall portion 41b. The portion to be changed is gradually changed to the maximum thick portion 41c. Further, the center P1 thereof is deviated from the axis Q1 of the support shaft 40 by a predetermined amount ε1. The first eccentric cam 41 is adapted to be prevented from slipping out of the support shaft 40 by a snap ring 45 fitted to the outer periphery of the tip end portion of the support shaft 40.

【００３３】更に、前記第２偏心カム４３は、第１偏心
カム４１と同形及び同一径に設定されていると共に、そ
の回動位置も同一に配置されて、その中心Ｐ２が制御シ
ャフト４２の軸心Ｑ２から所定量ε２偏倚しており、第
１偏心カム４１の偏倚量ε１と同一になっている。ま
た、制御シャフト４２は、支軸４０と並行に機関の前後
方向に沿って延設されて、所定部位がシリンダヘッド２
０上の図外の軸受に支持されていると共に、前記駆動機
構２４によって回転制御されるようになっている。Further, the second eccentric cam 43 is set to have the same shape and the same diameter as the first eccentric cam 41, and the rotational positions thereof are also arranged so that the center P2 thereof is the axis of the control shaft 42. It is deviated from the center Q2 by a predetermined amount ε2, which is the same as the deviation amount ε1 of the first eccentric cam 41. In addition, the control shaft 42 extends in the front-rear direction of the engine in parallel with the support shaft 40, and has a predetermined portion at the cylinder head 2
0 is supported by a bearing (not shown) on the upper side, and rotation is controlled by the drive mechanism 24.

【００３４】前記駆動機構２４は、図３〜図７に示すよ
うに制御シャフト４２の一端部に連結された油圧アクチ
ュエータ４６と、該油圧アクチュエータ４６を作動させ
る電磁アクチュエータ４７とから構成されている。The drive mechanism 24 comprises a hydraulic actuator 46 connected to one end of the control shaft 42 and an electromagnetic actuator 47 for operating the hydraulic actuator 46, as shown in FIGS.

【００３５】前記油圧アクチュエータ４６は、シリンダ
ヘッド２０上に固定されたベースプレート４８に機関前
後方向に沿って配置固定された円筒状のケーシング４９
と、該ケーシング４９の内部に回転自在に収納された回
転ベーン５０と、該回転ベーン５０によって隔成された
４つの油圧室５１，５１、５２，５２（図５〜図７参
照）とを備えている。The hydraulic actuator 46 is a cylindrical casing 49 which is fixed to a base plate 48 fixed on the cylinder head 20 along the longitudinal direction of the engine.
And a rotary vane 50 rotatably housed inside the casing 49, and four hydraulic chambers 51, 51, 52, 52 (see FIGS. 5 to 7) separated by the rotary vane 50. ing.

【００３６】前記ケーシング４９は、前後両端部が円板
状のフロントカバー５３とリアカバー５４によって液密
的に閉止されていると共に、リアカバー５４を介してベ
ースプレート４８にボルト５５によって固定されてい
る。また、ケーシング４９の内周面の図中左右対向位
置、つまり直径方向の左右対向位置には、膨出状の一対
の仕切壁５６，５７が径方向から螺着したボルト５８に
よって固定されている。この仕切壁５６，５７は、ケー
シング４９の軸方向長さより若干短く設定されていると
共に、頂部の嵌合溝にコ字形状のゴム製シール部材５
９，６０と該各シール部材５９，６０の外端面に固着さ
れたテフロン製の摺動部材６１，６２が設けられてい
る。また、仕切壁５６，５７は、両側に回転ベーン５０
の両側面が当接するテーパ面５６ａ，５６ｂ、５７ａ，
５７ｂが形成されている。The front and rear ends of the casing 49 are liquid-tightly closed by a disc-shaped front cover 53 and a rear cover 54, and are fixed to the base plate 48 by bolts 55 via the rear cover 54. Further, a pair of bulging partition walls 56, 57 are fixed to the inner peripheral surface of the casing 49 at left-right opposed positions in the drawing, that is, at left-right opposed positions in the diametrical direction by bolts 58 screwed from the radial direction. . The partition walls 56 and 57 are set to be slightly shorter than the axial length of the casing 49, and have a U-shaped rubber seal member 5 in the fitting groove at the top.
9, 60 and sliding members 61, 62 made of Teflon fixed to the outer end surfaces of the sealing members 59, 60 are provided. In addition, the partition walls 56 and 57 have rotating vanes 50 on both sides.
Taper surfaces 56a, 56b, 57a, which contact both side surfaces of
57b is formed.

【００３７】前記回転ベーン５０は、中央軸方向に有す
る筒壁５０ａと、該筒壁５０ａの外面に一体に有し、ケ
ーシング４９の内部直径方向に延設された２枚の羽根部
５０ｂ，５０ｂとから構成され、羽根部５０ｂ，５０ｂ
は長手方向の長さがケーシング４９の軸方向長さより若
干短く設定されていると共に、各外端部に形成された嵌
合溝内にゴム製のシール部材６３，６３とケーシング４
９の内周面に摺接するテフロン製の摺動部材６４，６４
が設けられている。The rotary vane 50 has a cylindrical wall 50a having a central axial direction and two blades 50b, 50b integrally formed on the outer surface of the cylindrical wall 50a and extending in the inner diameter direction of the casing 49. And the blade portions 50b, 50b.
The length in the longitudinal direction is set to be slightly shorter than the axial length of the casing 49, and the rubber seal members 63, 63 and the casing 4 are provided in the fitting grooves formed at the outer ends.
Sliding members 64, 64 made of Teflon that slidably contact the inner peripheral surface of
Is provided.

【００３８】そして、前記仕切壁５６，５７を介して回
転ベーン５０によって隔成された各油圧室５１，５１、
５２，５２は、ケーシング４９内部の上下に配置されて
いる。つまり、各羽根部５０ｂ，５０ｂを介して隣接す
る油圧室５１，５２と油圧室５１，５２が上下に配置さ
れている。The hydraulic chambers 51, 51 separated by the rotary vane 50 via the partition walls 56, 57,
52 and 52 are arranged above and below inside the casing 49. That is, the hydraulic chambers 51 and 52 and the hydraulic chambers 51 and 52 which are adjacent to each other via the respective blade portions 50b and 50b are arranged vertically.

【００３９】一方、筒壁５０ａはフロントカバー５３の
中央孔５３ａを貫通して前方に延設された一端部５０ｃ
が制御シャフト４２の一端部４２ａに連結されていると
共に、中央孔５３ａに対応する内周面に強度を確保する
ための隔壁５０ｄが一体に形成されている。また、筒壁
５０ａは、内部軸方向に制御シャフト４２の内部と連続
した油圧供給通路６５が形成されている。さらに、筒壁
５０ａは、図４，図５Ａ〜図７Ａに示すように制御シャ
フト４２側つまり前端側の位置の径方向の同一平面上
に、油圧供給通路６５と上側の第１油圧室５１と下側の
第２油圧室５２とを夫々連通する第１，第２供給用孔６
６ａ，６７ａが各羽根部５０ｂ，５０ｂの図中右側の基
部に一部が掛かるように径方向に沿って貫通形成されて
いる。On the other hand, the cylindrical wall 50a penetrates through the central hole 53a of the front cover 53 and has one end 50c extending forward.
Is connected to one end 42a of the control shaft 42, and a partition wall 50d for ensuring strength is integrally formed on the inner peripheral surface corresponding to the central hole 53a. Further, the cylinder wall 50a is formed with a hydraulic pressure supply passage 65 which is continuous with the inside of the control shaft 42 in the inner axial direction. Further, as shown in FIGS. 4, 5A to 7A, the cylindrical wall 50a is provided with the hydraulic pressure supply passage 65 and the upper first hydraulic chamber 51 on the same radial plane on the control shaft 42 side, that is, on the front end side. First and second supply holes 6 communicating with the lower second hydraulic chamber 52, respectively.
6a and 67a are formed so as to partially penetrate the blades 50b and 50b on the right-hand side bases in the drawing so as to penetrate therethrough in the radial direction.

【００４０】また、筒壁５０ａの前端側から中央寄りの
位置の径方向の同一平面上にも、図５Ｂ〜図７Ｂに示す
ように油圧供給通路６５と下側の第１油圧室５１と上側
の第２油圧室５２とを連通する第３，第４供給用孔６６
ｂ，６７ｂが各羽根部５０ｂ，５０ｂの図中左側の基部
の一部が掛かるように径方向に沿って貫通形成されてい
る。Further, as shown in FIGS. 5B to 7B, the hydraulic pressure supply passage 65, the first hydraulic chamber 51 on the lower side, and the upper side on the upper side are arranged on the same plane in the radial direction at a position closer to the center from the front end side of the cylindrical wall 50a. Third and fourth supply holes 66 communicating with the second hydraulic chamber 52 of
b and 67b are formed so as to penetrate along the radial direction so that a part of the base portion on the left side of the blade portions 50b and 50b in the figure hangs.

【００４１】更に、筒壁５０ａの各供給用孔６６ａ〜６
７ｂよりも後方の所定位置には、図４，図５Ｃ〜図７Ｃ
並びに図５Ｄ〜図７Ｄに示すように夫々が径方向の同一
平面上に油圧排出通路６８と上側第１油圧室５１及び下
側第２油圧室５２、並びに下側第１油圧室５１及び上側
第２油圧室５２と夫々連通する第１，第２排出用孔６９
ａ，７０ａ、第３，第４排出用孔６９ｂ〜７０ｂが各供
給用孔６６ａ〜６７ｂと同様な形態で形成されている。Further, the supply holes 66a-6 of the cylindrical wall 50a.
4C, 5C to 7C at a predetermined position behind 7b.
Further, as shown in FIGS. 5D to 7D, the hydraulic discharge passage 68, the upper first hydraulic chamber 51 and the lower second hydraulic chamber 52, and the lower first hydraulic chamber 51 and the upper first hydraulic chamber are arranged on the same plane in the radial direction. The first and second discharge holes 69 that communicate with the second hydraulic chamber 52, respectively.
a, 70a, and the third and fourth discharge holes 69b to 70b are formed in the same manner as the supply holes 66a to 67b.

【００４２】このように、各供給用孔６６ａ〜６７ｂ及
び排出用孔６９ａ〜７０ｂを同一平面上で約１８０°の
反対位置に互いに十分離間して形成したため、該各孔の
開口面積を周方向へ沿って大きく設定できる。尚、各供
給用孔６６ａ〜６７ｂ、各排出用孔６９ａ〜７０ｂは、
円形状に形成されている。As described above, since the supply holes 66a to 67b and the discharge holes 69a to 70b are formed sufficiently spaced from each other at the opposite positions of about 180 ° on the same plane, the opening area of each of the holes is circumferential. You can set a large value along. The supply holes 66a to 67b and the discharge holes 69a to 70b are
It is formed in a circular shape.

【００４３】また、前記油圧供給通路６５は、図３及び
図４に示すように制御シャフト４２の周壁に半径方向に
沿って貫通形成された通孔６５ａ及び軸受け用ブラケッ
ト８４の連通孔６８ｂを介して図外のオイルポンプにオ
イルメインギャラリを介して連通している。一方、油圧
排出通路６８は、筒壁５０ａの内部に貫通配置された後
述のロータリーバルブ７２後端側の環状溝６８ａと、ベ
ースプレート４８内周側の空間部６８ｂとからなり、前
記環状溝６８ａはロータリーバルブ７２によって油圧吸
気通路６５とは液密的に隔成されている。また、空間部
６８ｂは、ベースプレート４８に形成された図外のドレ
ン孔を介してシリンダヘッド２０の上部に連通してい
る。Further, the hydraulic pressure supply passage 65 is provided with a through hole 65a formed through the peripheral wall of the control shaft 42 along the radial direction and a communicating hole 68b of the bearing bracket 84, as shown in FIGS. It communicates with an oil pump (not shown) through an oil main gallery. On the other hand, the hydraulic pressure discharge passage 68 is composed of an annular groove 68a on the rear end side of a rotary valve 72, which will be described later, penetratingly arranged inside the cylindrical wall 50a, and a space portion 68b on the inner peripheral side of the base plate 48. The rotary valve 72 is liquid-tightly separated from the hydraulic intake passage 65. Further, the space portion 68b communicates with the upper portion of the cylinder head 20 via a drain hole (not shown) formed in the base plate 48.

【００４４】前記アクチュエータ４７は、図３及び図４
に示すようにステップモータ部７１と、該ステップモー
タ部７１の駆動ロッド７６の先端部に固定されて、前記
筒壁５０ａの内部に回転自在に収納配置されたロータリ
ーバルブ７２とから構成されている。該ステップモータ
部７１は、一般的な構造を具備し、前端板８５を介して
ベースプレート４８にボルト８６により固定されたボデ
ィ７３内に電磁コイル７４や回転子７５等が収納されて
いると共に、該回転子７５に駆動ロッド７６の基端が固
定されている。この駆動ロッド７６は、ボディ７３の後
部及び前端板８５の中央に設けられたボールベアリング
７７，７８によって回転自在に支持されていると共に、
先端部がロータリーバルブ７２の内周面に一体に有する
壁部の固定用孔に圧入固定されている。The actuator 47 is shown in FIGS.
As shown in FIG. 5, it comprises a step motor portion 71 and a rotary valve 72 which is fixed to the tip end portion of the drive rod 76 of the step motor portion 71 and is rotatably housed inside the cylindrical wall 50a. . The step motor section 71 has a general structure. The electromagnetic coil 74, the rotor 75, etc. are housed in the body 73 fixed to the base plate 48 by the bolts 86 via the front end plate 85. The base end of the drive rod 76 is fixed to the rotor 75. The drive rod 76 is rotatably supported by ball bearings 77 and 78 provided in the center of the rear portion of the body 73 and the front end plate 85.
The tip portion is press-fitted and fixed in a fixing hole of a wall portion integrally provided on the inner peripheral surface of the rotary valve 72.

【００４５】前記ロータリーバルブ７２は、略円筒状を
呈し、壁部より前側周壁の前端部に図４，図５Ａ〜図７
Ａに示すように前記第１，第２供給用孔６６ａ，６７ａ
と適宜連通する単一の第１供給通路孔７９が形成されて
いると共に、前側周壁の後端部に図５Ｂ〜図７Ｂに示す
ように前記第３，第４供給用孔６６ｂ，６７ｂと適宜連
通する単一の第２供給通路孔８０が形成されている。ま
た、壁部より後側周壁には、図５Ｃ〜図７Ｃに示すよう
に前記各排出用孔６９ａ，７０ａ、６９ｂ，７０ｂに適
宜連通する夫々単一の第１，第２排出通路孔８１，８２
が貫通形成されている。つまり、この各排出通路孔８
１，８２は、径方向の同一平面上に夫々１個形成されて
いる。更に、ロータリーバルブ７２は、各第１，第２供
給通路孔７９，８０や第１，第２排出通路孔８１，８２
以外の周壁部は、回転ベーン５０の回動位置に応じて各
供給用孔６６ａ〜６７ｂや排出用孔６９ａ〜７０ｂに対
する遮断弁として機能する。そして、前記各供給通路孔
７９，８０及び各排出通路孔８１，８２は、径方向の同
一平面上に夫々１つだけ設けたため、各孔の開口面積を
周方向に沿って長方形状に大きく設定してある。The rotary valve 72 has a substantially cylindrical shape and is provided at the front end portion of the peripheral wall on the front side of the wall portion as shown in FIGS. 4 and 5A to 7.
As shown in A, the first and second supply holes 66a, 67a
A single first supply passage hole 79 is formed which communicates with the first and second supply holes 66b, 67b at the rear end of the front peripheral wall as shown in FIGS. 5B to 7B. A single second supply passage hole 80 that communicates is formed. Further, as shown in FIGS. 5C to 7C, a single first and second discharge passage hole 81, which communicates with the discharge holes 69a, 70a, 69b, and 70b, respectively, is provided on the peripheral wall on the rear side of the wall portion. 82
Are formed through. That is, each discharge passage hole 8
One and one 82 are formed on the same plane in the radial direction. Further, the rotary valve 72 includes the first and second supply passage holes 79 and 80 and the first and second discharge passage holes 81 and 82.
The peripheral wall portion other than the above functions as a shutoff valve for the supply holes 66a to 67b and the discharge holes 69a to 70b according to the rotational position of the rotary vane 50. Since only one supply passage hole 79, 80 and one discharge passage hole 81, 82 are provided on the same radial plane, the opening area of each hole is set large in a rectangular shape along the circumferential direction. I am doing it.

【００４６】前記ステップモータ部７１の電磁コイル７
４には、クランク角センサやエアーフローメータ，スロ
ットル弁スイッチ，水温センサ等の各種センサ類に基づ
いて現在の機関運転状態を検出するコントロールユニッ
ト８３からの制御信号（制御電流）が出力されるように
なっている。Electromagnetic coil 7 of the step motor section 71
A control signal (control current) from a control unit 83 for detecting the current engine operating state based on various sensors such as a crank angle sensor, an air flow meter, a throttle valve switch, a water temperature sensor, etc. It has become.

【００４７】以下、本実施例の作用について説明する。The operation of this embodiment will be described below.

【００４８】まず、機関低回転低負荷時には、コントロ
ールユニット８３からステップモータ部７１に制御信号
が出力されて、駆動ロッド７６が図５Ａ〜図５Ｄの反時
計位置から時計方向へ所定量回転してロータリーバルブ
７２を図５Ａ〜図５Ｄに示す位置に回転させる。これに
よって、第１，第２供給通路孔７９，８０が一時的に第
１供給用孔６６ａ，６６ｂに連通して油圧供給通路６５
から上下の第１油圧室５１，５１内に油圧が供給され
る。同時に、第１，第２排出通路孔８１，８２が図５
Ｃ，Ｄに示すように第２排出用孔７０ａ，７０ｂに夫々
連通して上下の第２油圧室５２，５２内の油圧が環状溝
６８ａ，空間部６８ｂ，ドレン孔を通ってシリンダヘッ
ド２０上に排出される。このとき、第２，第４供給用孔
６７ａ，６７ｂは、図５Ａ，Ｂに示すようにロータリー
バルブ７２の周壁部によって閉成状態に維持され、第
１，２供給通路孔７９，８０との連通が遮断されてい
る。First, when the engine is running at low speed and low load, a control signal is output from the control unit 83 to the step motor section 71, and the drive rod 76 rotates a predetermined amount in the clockwise direction from the counterclockwise position in FIGS. 5A to 5D. Rotate the rotary valve 72 to the position shown in FIGS. 5A-5D. As a result, the first and second supply passage holes 79 and 80 temporarily communicate with the first supply holes 66a and 66b, and the hydraulic pressure supply passage 65 is formed.
Is supplied to the upper and lower first hydraulic chambers 51, 51. At the same time, the first and second discharge passage holes 81 and 82 are shown in FIG.
As shown in C and D, the hydraulic pressures in the upper and lower second hydraulic chambers 52, 52 are communicated with the second discharge holes 70a, 70b, respectively, and the hydraulic pressure in the upper and lower second hydraulic chambers 52, 52 passes through the annular groove 68a, the space 68b, and the drain hole, so that the cylinder head 20 is above the cylinder head 20. Is discharged to. At this time, the second and fourth supply holes 67a and 67b are maintained in a closed state by the peripheral wall portion of the rotary valve 72 as shown in FIGS. Communication is blocked.

【００４９】したがって、第１油圧室５１，５１の内圧
が上昇する一方、第２油圧室５２，５２の内圧が低下
し、回転ベーン５０は図中反時計方向に回転して図示の
位置に停止する。即ち、ロータリーバルブ７２は、図５
に示す位置まで回動するが、その後は、第１油圧室５
１，５１の内圧の上昇に伴い回転ベーン５０のみが回転
して第１，第２供給通路孔７９，８０と第１，第３供給
用孔６６ａ，６６ｂの合致位置がずれて、やがて第１，
第３供給用孔６６ａ，６６ｂがロータリーバルブ７２の
周壁部で閉成される位置まで回転する。この位置では、
両羽根部５０ｂ，５０ｂの一側面が各仕切壁５６，５７
の一方側テーパ面５６ａ，５７ａに当接してそれ以上の
回転が規制される。Therefore, while the internal pressures of the first hydraulic chambers 51, 51 increase, the internal pressures of the second hydraulic chambers 52, 52 decrease, and the rotary vane 50 rotates counterclockwise in the figure and stops at the position shown. To do. That is, the rotary valve 72 is shown in FIG.
Although it rotates to the position shown in FIG.
Only the rotary vane 50 rotates as the internal pressure of 1, 51 increases, and the matching positions of the first and second supply passage holes 79 and 80 and the first and third supply holes 66a and 66b shift, and eventually the first vane. ，
The third supply holes 66a and 66b rotate to a position where they are closed by the peripheral wall portion of the rotary valve 72. In this position,
One side surface of both blade portions 50b, 50b is a partition wall 56, 57.
The one side tapered surfaces 56a, 57a are brought into contact with each other to prevent further rotation.

【００５０】このため、制御シャフト４２も回転ベーン
５０と同方向へ回転し、第２偏心カム４３を図８に示す
ように図中反時計方向へθ角度まで回転させて最大厚肉
部４３ｃが図中左側から右側に移動する。Therefore, the control shaft 42 also rotates in the same direction as the rotary vane 50, and the second eccentric cam 43 is rotated counterclockwise in FIG. Move from left to right in the figure.

【００５１】依って、ディスクハウジング３４は、第１
カム孔３８及び第１偏心カム４１を介して支軸４０を支
点としてε１，ε２の量だけ揺動し、環状ディスク２９
の中心Ｙが駆動軸２１（カムシャフト２２）の中心Ｘと
偏心する。つまり、第２偏心カム４３の回動に伴い第１
偏心カム４１も同一方向へ同期回動して、環状ディスク
２９の中心Ｙを駆動軸２１の中心Ｘから図中右方向へ所
定量Ｅだけ偏心動させる。したがって、第２フランジ部
３２の係止溝３３とピン３７並びに第１フランジ部２７
の係止溝３０とピン３６との摺動位置が駆動軸２１の１
回転毎に移動し、環状ディスク２９の角速度が変化して
不等角速度回転になる。このため、カムシャフト２２
は、駆動軸２１に対して、部分的に２重に増速された状
態になる。Accordingly, the disc housing 34 has the first
Through the cam hole 38 and the first eccentric cam 41, the support shaft 40 is swung as the fulcrum by the amounts of ε1 and ε2, and the annular disc 29
Is eccentric with the center X of the drive shaft 21 (cam shaft 22). That is, as the second eccentric cam 43 rotates,
The eccentric cam 41 also rotates synchronously in the same direction to eccentrically move the center Y of the annular disk 29 from the center X of the drive shaft 21 in the right direction in the drawing by a predetermined amount E. Therefore, the locking groove 33 of the second flange portion 32, the pin 37, and the first flange portion 27.
The sliding position between the locking groove 30 and the pin 36 of the drive shaft 21 is 1
It moves with each rotation, and the angular velocity of the annular disk 29 changes, resulting in unequal angular velocity rotation. Therefore, the camshaft 22
Becomes a state in which the speed is partially doubled with respect to the drive shaft 21.

【００５２】つまり、カムシャフト２２の角速度が相対
的に大きい場合は、駆動軸２１に対する回転位相は両者
２１，２２が等速になるまで進み、やがてカムシャフト
２２の角速度が相対的に小さくなると回転位相は両者２
１，２２が等速になるまで遅れる。そして、回転位相差
の最大，最小点の途中に同位相点が存在し、同位相点よ
りも前の吸気弁２３の開弁時期が遅れ、同位相点より後
の閉弁時期は進み、弁の作動角が図１３の実線で示すよ
うに小さくなる。したがって、前記のように機関低速低
負荷域では、吸気弁２５の作動角が小さくなり、開時期
が少し遅れ、閉時期が早くなる。これによって、吸排気
弁のバルブオーバラップが小さくなり、燃焼室の残留ガ
スが減少し、安定した燃焼により燃費の向上が図れる。
また、早い閉時期により、吸気充填効率が向上し、低速
トルクを高めることができる。That is, when the angular velocity of the camshaft 22 is relatively high, the rotational phase with respect to the drive shaft 21 advances until both the speeds 21 and 22 become constant, and eventually when the angular velocity of the camshaft 22 becomes relatively low. Phase is both 2
Delay until 1 and 22 become constant speed. The same phase point exists in the middle of the maximum and minimum points of the rotational phase difference, the opening timing of the intake valve 23 before the same phase point is delayed, and the closing timing after the same phase point is advanced, The operating angle of is smaller as shown by the solid line in FIG. Therefore, as described above, in the low engine speed and low load region, the operating angle of the intake valve 25 becomes small, the opening timing is slightly delayed, and the closing timing is advanced. As a result, the valve overlap of the intake and exhaust valves is reduced, the residual gas in the combustion chamber is reduced, and stable combustion improves fuel efficiency.
Further, the early closing timing improves the intake charging efficiency and can increase the low speed torque.

【００５３】一方、機関が高回転域に移行した場合は、
前述の作用とは逆に、コントロールユニット８３からの
制御信号によって駆動ロッド７６を同方向に回転させ
て、ロータリーバルブ７２を図６に示す位置に回転させ
る。これによって、今度は、第１，第２供給通路孔７
９，８０が一時的に第２，第４供給用孔６７ａ，６７ｂ
に連通して油圧供給通路６５から第２油圧室５２，５２
内に油圧が供給される。同時に、第１，第２排出通路孔
８１，８２が図６Ｃ，Ｄに示すように第１，第３排出用
孔６９ａ，６９ｂに連通して第１油圧室５１，５１内の
油圧が排出通路６８からシリンダヘッド２０上に排出さ
れる。このとき、第１，第３供給用孔６６ａ，６６ｂ
は、図６Ａ，Ｂに示すようにロータリーバルブ７２の周
壁部によって閉成状態が維持され、第１，第２供給通路
孔７９，８０との連通が遮断されている。On the other hand, when the engine shifts to the high speed range,
Contrary to the above operation, the drive rod 76 is rotated in the same direction by the control signal from the control unit 83, and the rotary valve 72 is rotated to the position shown in FIG. As a result, the first and second supply passage holes 7
9, 80 are temporarily the second and fourth supply holes 67a, 67b.
From the hydraulic pressure supply passage 65 to the second hydraulic chambers 52, 52.
Hydraulic pressure is supplied inside. At the same time, the first and second discharge passage holes 81 and 82 communicate with the first and third discharge holes 69a and 69b as shown in FIGS. It is discharged from 68 onto the cylinder head 20. At this time, the first and third supply holes 66a and 66b
As shown in FIGS. 6A and 6B, the closed state is maintained by the peripheral wall portion of the rotary valve 72, and the communication with the first and second supply passage holes 79 and 80 is cut off.

【００５４】したがって、第２油圧室５２，５２の内圧
が上昇する一方、第１油圧室５１，５１の内圧が低下
し、回転ベーン５０は図中時計方向に回転して図７Ａ〜
図７Ｄに示す位置に停止する。つまり、この場合も、ロ
ータリーバルブ７２は、図６に示す位置まで回動する
が、その後は、上下第２油圧室５２，５２の内圧上昇に
伴い回転ベーン５０のみが回転して第１，第２供給通路
孔７９，８０と第２，第４供給用孔６７ａ，６７ｂの合
致がずれて、やがて第２，第４供給用孔６７ａ，６７ｂ
がロータリーバルブ７２の周壁部で閉成される位置まで
回転する（図７参照）。この位置で両羽根部５０ｂ，５
０ｂの各他側面が他方側テーパ面５６ｂ，５７ｂに当接
してそれ以上の回転が規制される。Therefore, while the internal pressures of the second hydraulic chambers 52, 52 rise, the internal pressures of the first hydraulic chambers 51, 51 decrease, and the rotary vane 50 rotates clockwise in the figure to rotate the vanes 50 of FIG.
Stop at the position shown in FIG. 7D. That is, in this case as well, the rotary valve 72 rotates to the position shown in FIG. 6, but thereafter, only the rotary vane 50 rotates as the internal pressure of the upper and lower second hydraulic chambers 52, 52 increases, and the first and first rotary valves 72 rotate. The two supply passage holes 79, 80 and the second and fourth supply holes 67a, 67b are misaligned, and eventually the second, fourth supply holes 67a, 67b.
Rotates to a position where it is closed by the peripheral wall of the rotary valve 72 (see FIG. 7). At this position, both blade parts 50b, 5
Each of the other side surfaces of 0b abuts on the other side tapered surfaces 56b and 57b, and further rotation is restricted.

【００５５】このため、制御シャフト４２も同方向へ回
転して第２偏心カム４３を図１０に示すように時計方向
へ回転させて原状位置に復帰させる。これによってディ
スクハウジング３４も第１偏心カム４１の時計方向の回
動を介して元の位置に揺動し、環状ディスク２９の中心
Ｙが駆動軸２１の中心Ｘと合致する。Therefore, the control shaft 42 also rotates in the same direction to rotate the second eccentric cam 43 in the clockwise direction as shown in FIG. 10 to return it to the original position. As a result, the disc housing 34 also swings to the original position through the clockwise rotation of the first eccentric cam 41, and the center Y of the annular disc 29 coincides with the center X of the drive shaft 21.

【００５６】依って、この場合は、環状ディスク２９と
駆動軸２１との間に回転位相は生じず、またカムシャフ
ト２２の中心と環状ディスク２９の中心Ｙも合致してい
るため、両者２２，２９間の回転位相差も生じない。し
たがって、駆動軸２１の回転に伴い連結軸３１を介して
スリーブ２８が同期回転すると共に、係止溝３３とピン
３７，環状ディスク２９，ピン３６，係止溝３０を介し
てカムシャフト２２も同期回転する。したがって、図１
３の破線で示すように作動角が大きくなり、開時期が早
くなると共に、閉時期が遅くなるため、吸気慣性力を利
用した吸気充填効率が向上し、高出力化が図れる。Therefore, in this case, no rotational phase is generated between the annular disc 29 and the drive shaft 21, and the center of the camshaft 22 and the center Y of the annular disc 29 are also coincident with each other. The rotational phase difference between 29 does not occur either. Therefore, as the drive shaft 21 rotates, the sleeve 28 rotates synchronously via the connecting shaft 31, and the camshaft 22 also synchronizes via the locking groove 33 and the pin 37, the annular disk 29, the pin 36, and the locking groove 30. Rotate. Therefore, FIG.
As indicated by the broken line 3 in FIG. 3, the operating angle becomes large, the opening timing becomes early, and the closing timing becomes late, so that the intake charging efficiency using the intake inertial force is improved and the output can be increased.

【００５７】そして、機関が例えば低回転域から所定の
中間運転域に移行した場合は、コントロールユニット８
３からの制御信号によって駆動ロッド７６を介してロー
タリーバルブ７２が図５の位置から所定の中間回転位置
まで時計方向へ回転する。このため、第１，第２供給通
路孔７９，８０が第２，第４供給用孔６７ａ，６７ｂに
一時的に連通すると同時に、第１，第２排出通路孔８
１，８２も第１，第３排出用孔６９ａ，６９ｂに連通す
る。したがって、第２油圧室５２，５２の内圧が上昇す
る一方、第１油圧室５１，５１の内圧が低下し、回転ベ
ーン５０が図５に示す位置から時計方向へ回転して各孔
６７ａ，６７ｂ、７９，８０の合致位置がずれて第１，
第３排出用孔６９ａ，６９ｂがロータリーバルブ７２の
周壁部によって閉成されると同時に、第２，第４排出用
孔７０ａ，７０ｂも閉成されて各油圧室５１，５２内の
油圧の給排が停止される。尚、このとき、第１，第３供
給用孔６６ａ，６６ｂは、ロータリーバルブ７２の周壁
部によって常時閉成されていることは前述と同様であ
る。When the engine shifts from, for example, the low speed region to a predetermined intermediate operating region, the control unit 8
The rotary valve 72 rotates in the clockwise direction from the position shown in FIG. 5 to a predetermined intermediate rotation position via the drive rod 76 by the control signal from 3. Therefore, the first and second supply passage holes 79 and 80 temporarily communicate with the second and fourth supply holes 67a and 67b, and at the same time, the first and second discharge passage holes 8 are formed.
1, 82 also communicate with the first and third discharge holes 69a, 69b. Therefore, while the internal pressure of the second hydraulic chambers 52, 52 rises, the internal pressure of the first hydraulic chambers 51, 51 decreases, and the rotary vane 50 rotates clockwise from the position shown in FIG. , 79, 80 are shifted from the matching position
At the same time that the third discharge holes 69a and 69b are closed by the peripheral wall portion of the rotary valve 72, the second and fourth discharge holes 70a and 70b are also closed to supply the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 51 and 52. Excretion is stopped. Incidentally, at this time, the first and third supply holes 66a and 66b are always closed by the peripheral wall portion of the rotary valve 72, as described above.

【００５８】これによって、制御シャフト４２が回転ベ
ーン５０を介して目標の回転位置に保持される。このた
め、吸気弁２５の作動角を図１３の一点鎖線で示すよう
に任意の中間作動角に制御することが可能になる。As a result, the control shaft 42 is held at the target rotational position via the rotary vane 50. Therefore, it becomes possible to control the operating angle of the intake valve 25 to an arbitrary intermediate operating angle as shown by the alternate long and short dash line in FIG.

【００５９】したがって、ディスクハウジング３４を介
して環状ディスク２９を駆動軸２１の軸心Ｘに対して任
意の偏心位置にも揺動させることができるため、バルブ
タイミングを機関運転状態の変化に応じて無段階に制御
することができる。Therefore, since the annular disc 29 can be swung to an arbitrary eccentric position with respect to the axis X of the drive shaft 21 via the disc housing 34, the valve timing can be changed according to changes in the engine operating state. It can be controlled steplessly.

【００６０】しかも、カムシャフト２２から制御シャフ
ト４２に伝達された回転トルク変動を各油圧室５１，５
２内の油圧ダンパー作用によって吸収することが可能に
なる。このため、制御シャフト４２に固定された第２偏
心カム４３の外周面と第２カム孔３９の内周面間の作動
時における打音や摩耗等の発生が防止される。Moreover, the rotational torque fluctuations transmitted from the camshaft 22 to the control shaft 42 are transferred to the hydraulic chambers 51, 5 respectively.
It becomes possible to absorb by the action of the hydraulic damper in 2. For this reason, it is possible to prevent the occurrence of tapping noise, wear, and the like during operation between the outer peripheral surface of the second eccentric cam 43 fixed to the control shaft 42 and the inner peripheral surface of the second cam hole 39.

【００６１】さらに、電磁アクチュエータ４７は、前記
回転トルク変動の伝達が遮断されると共に、単にロータ
リーバルブ７２を回転駆動するだけであるからステップ
モータ部７１の駆動負荷を十分に小さくすることが可能
となり、駆動機構２４全体の小型化が図れる。Furthermore, since the electromagnetic actuator 47 cuts off the transmission of the rotational torque fluctuation and simply drives the rotary valve 72 to rotate, it is possible to sufficiently reduce the drive load of the step motor section 71. The overall size of the drive mechanism 24 can be reduced.

【００６２】また、各供給用孔６６ａ〜６７ｂと供給通
路孔７９，８０並びに各排出用孔６９ａ〜６９ｂと排出
通路孔８１，８２の開口面積を周方向に沿って夫々大き
く設定できるため、ロータリーバルブ７２の回転に伴う
各対応する孔、例えば第１，第３供給用孔６６ａ，６６
ｂと供給通路孔７９，８０及び第２，第４排出用孔７０
ａ，７０ｂと排出通路孔８１，８２との重なり合う時間
が短縮化され、つまり連通するまでの速度が早くなる。
この結果、環状ディスク２９の駆動軸２１に対する前述
の偏心制御時間あるいは同心制御時間が十分に短縮化さ
れて、該制御応答性が向上する。特に、各油圧室５１，
５１、５２，５２に対する油圧の供給側と排出側の両方
の制御時間を短縮化できるので、応答性が著しく向上す
る。Further, since the opening areas of the supply holes 66a-67b and the supply passage holes 79, 80 and the discharge holes 69a-69b and the discharge passage holes 81, 82 can be set to be large in the circumferential direction, respectively, the rotary Corresponding holes associated with the rotation of the valve 72, for example, the first and third supply holes 66a, 66.
b, supply passage holes 79 and 80, and second and fourth discharge holes 70
The time during which the a, 70b and the discharge passage holes 81, 82 overlap with each other is shortened, that is, the speed of communication is increased.
As a result, the eccentricity control time or the concentricity control time for the drive shaft 21 of the annular disc 29 is sufficiently shortened, and the control response is improved. In particular, each hydraulic chamber 51,
Since it is possible to shorten the control time on both the supply side and the discharge side of the hydraulic pressure for 51, 52, 52, the responsiveness is significantly improved.

【００６３】さらに、各油圧室５１〜５２を仕切壁５
６，５７を中心に上下に配置したため、機関停止時に各
油圧室５１〜５２への油圧の供給が停止されると、図１
４に示すように油圧回路内の残油０が下側の油圧室５１
あるいは５２に流入して略充満状態になる。このため、
下側油圧室５１あるいは５２内の作動油がダンパ機能を
発揮して、機関再始動時における回転ベーン５０の羽根
部５０ｂ，５０ｂと仕切壁５６，５７との衝突を緩和す
る。したがって衝突打音の発生が確実に防止される。Further, the hydraulic chambers 51 to 52 are separated from each other by the partition wall 5.
6 and 57 are arranged above and below the center, and when the supply of hydraulic pressure to the hydraulic chambers 51 to 52 is stopped when the engine is stopped,
As shown in FIG. 4, the residual oil 0 in the hydraulic circuit is the lower hydraulic chamber 51.
Alternatively, it flows into 52 and becomes almost full. For this reason,
The hydraulic oil in the lower hydraulic chamber 51 or 52 exerts a damper function to mitigate the collision between the blade portions 50b, 50b of the rotary vane 50 and the partition walls 56, 57 when the engine is restarted. Therefore, the collision hammering sound is surely prevented.

【００６４】本発明は、前記実施例の構成に限定される
ものではなく、例えば油圧アクチュエータに前記特異な
構成の前記供給用孔等や排出用孔等を一緒に形成する必
要はなく夫々単独に形成することも可能である。The present invention is not limited to the structure of the above-described embodiment, and it is not necessary to form the supply hole and the discharge hole having the peculiar structure together in the hydraulic actuator. It is also possible to form.

【００６５】[0065]

【発明の効果】以上の説明で明らかなように、本発明に
よれば、バルブタイミングを機関運転状態に対応して無
段階に制御することができるため、機関性能を十分に発
揮することが可能になり、特に、燃費や排気エミッショ
ン性能を向上することが可能になる。As is apparent from the above description, according to the present invention, the valve timing can be controlled steplessly in accordance with the engine operating state, so that the engine performance can be sufficiently exhibited. In particular, it becomes possible to improve fuel economy and exhaust emission performance.

【００６６】しかも、制御シャフトに伝達されたカムシ
ャフトの回転トルク変動を油圧アクチュエータの油圧ダ
ンパ作用によって効果的に吸収できる。したがって、制
御シャフトの作動の安定化が図れる。また、電磁アクチ
ュエータは、回転ベーンを回転させるロータリーバルブ
を駆動させるだけであるから、電磁アクチュエータの駆
動負荷を十分に小さくすることができる。したがって、
駆動機構の小型化が図れ、機関への搭載性が向上する。Moreover, the fluctuation of the rotational torque of the camshaft transmitted to the control shaft can be effectively absorbed by the hydraulic damper action of the hydraulic actuator. Therefore, the operation of the control shaft can be stabilized. Further, since the electromagnetic actuator only drives the rotary valve that rotates the rotary vane, the driving load of the electromagnetic actuator can be sufficiently reduced. Therefore,
The drive mechanism can be downsized, and the mountability on the engine is improved.

【００６７】さらに、請求項１及び２の発明によれば、
供給用孔や供給通路孔並びに排出用孔や排出通路孔を十
分に大きく設定することができるため、ロータリーバル
ブの回転に伴う対応する各孔の連通性が良好となる。こ
の結果、前述のバルブタイミングの制御応答性が向上す
る。Further, according to the inventions of claims 1 and 2,
Since the supply hole and the supply passage hole and the discharge hole and the discharge passage hole can be set sufficiently large, the communication between the corresponding holes due to the rotation of the rotary valve becomes good. As a result, the control response of the valve timing described above is improved.

【００６８】また、請求項３の発明によれば、機関停止
時には、下側の油圧室内に作動油が充満するため、機関
再始動時における回転ベーンとケーシング内の仕切壁と
の衝突打音の発生が防止される。According to the third aspect of the present invention, when the engine is stopped, the lower hydraulic chamber is filled with hydraulic oil. Therefore, when the engine is restarted, a collision striking sound between the rotating vane and the partition wall in the casing is generated. Occurrence is prevented.

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

【図１】本発明の原理を示す説明図。FIG. 1 is an explanatory diagram showing the principle of the present invention.

【図２】本発明の原理を示す説明図。FIG. 2 is an explanatory diagram showing the principle of the present invention.

【図３】本発明の一実施例に供される駆動機構の縦断面
図。FIG. 3 is a vertical sectional view of a drive mechanism used in an embodiment of the present invention.

【図４】同駆動機構の斜視図。FIG. 4 is a perspective view of the drive mechanism.

【図５】本実施例の環状ディスクを偏心動させた油圧ア
クチュエータの作用を示し、Ａは図３のＡ−Ａ線断面
図、Ｂは同図のＢ−Ｂ線断面図、Ｃは同図のＣ−Ｃ線断
面図、Ｄは同図のＤ−Ｄ線断面図である。5A and 5B show the operation of the hydraulic actuator in which the annular disk of this embodiment is eccentrically moved, where A is a sectional view taken along the line AA of FIG. 3, B is a sectional view taken along the line BB of FIG. 6 is a sectional view taken along the line CC of FIG. 6, and D is a sectional view taken along the line DD of FIG.

【図６】環状ディスクを偏心状態から同心動させるため
にロータリーバルブを他方向へ回転させた状態を示し、
Ａは図３のＡ−Ａ線断面図、Ｂは同図のＢ−Ｂ線断面
図、Ｃは同図のＣ−Ｃ線断面図、Ｄは同図のＤ−Ｄ線断
面図である。FIG. 6 shows a state in which the rotary valve is rotated in the other direction to move the annular disc concentrically from the eccentric state,
3A is a sectional view taken along line AA in FIG. 3, B is a sectional view taken along line BB in FIG. 3, C is a sectional view taken along line CC in FIG. 3, and D is a sectional view taken along line DD in FIG.

【図７】環状ディスクを同心動させた油圧アクチュエー
タの作用を示し、Ａは図３のＡ−Ａ線断面図、Ｂは同図
のＢ−Ｂ線断面図、Ｃは同図のＣ−Ｃ線断面図、Ｄは同
図のＤ−Ｄ線断面図である。7A and 7B show the operation of the hydraulic actuator in which the annular disc is moved concentrically, A is a sectional view taken along the line AA of FIG. 3, B is a sectional view taken along the line BB of FIG. A line sectional view, D is a sectional view taken along the line D-D of the figure.

【図８】本発明の一実施例を示す要部縦断面図。FIG. 8 is a longitudinal sectional view of an essential part showing an embodiment of the present invention.

【図９】本実施例の要部平面図。FIG. 9 is a plan view of a main part of this embodiment.

【図１０】図８のＥ−Ｅ線断面図。10 is a cross-sectional view taken along the line EE of FIG.

【図１１】図９のＦ−Ｆ線断面図。11 is a cross-sectional view taken along the line FF of FIG.

【図１２】図９のＧ−Ｇ線断面図。12 is a sectional view taken along line GG of FIG.

【図１３】本実施例の吸気弁の作動角を示す特性図。FIG. 13 is a characteristic diagram showing the operating angle of the intake valve of the present embodiment.

【図１４】機関停止時に下側の油圧室に作動油が溜まっ
た状態を示す油圧アクチュエータの横断面図。FIG. 14 is a cross-sectional view of a hydraulic actuator showing a state in which hydraulic oil is accumulated in a lower hydraulic chamber when the engine is stopped.

【図１５】従来の吸排気弁駆動制御装置の断面図。FIG. 15 is a sectional view of a conventional intake / exhaust valve drive control device.

【図１６】図１４のＨ−Ｈ線断面図。16 is a cross-sectional view taken along line HH of FIG.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

２１…駆動軸 ２２…カムシャフト ２３…制御機構 ２４…駆動機構 ２５…吸気弁 ４２…制御シャフト ４６…油圧アクチュエータ ４７…電磁アクチュエータ ４９…ケーシング ５０…回転ベーン ５０ａ…筒壁 ５１…第１油圧室 ５２…第２油圧室 ６６ａ，６６ｂ…第１，第３供給用孔 ６７ａ，６７ｂ…第２，第４供給用孔 ６９ａ，６９ｂ…第１，第３排出用孔 ７０ａ，７０ｂ…第２，第４排出用孔 ７２…ロータリーバルブ ７９，８０…第１，第２供給通路孔 ８１，８２…第１，第２排出通路孔 21 ... Drive shaft 22 ... Cam shaft 23 ... Control mechanism 24 ... Drive mechanism 25 ... Intake valve 42 ... Control shaft 46 ... Hydraulic actuator 47 ... Electromagnetic actuator 49 ... Casing 50 ... Rotary vane 50a ... Cylinder wall 51 ... First hydraulic chamber 52 ... 2nd hydraulic chamber 66a, 66b ... 1st, 3rd supply hole 67a, 67b ... 2nd, 4th supply hole 69a, 69b ... 1st, 3rd discharge hole 70a, 70b ... 2nd, 4th Discharge hole 72 ... Rotary valve 79, 80 ... First and second supply passage holes 81, 82 ... First and second discharge passage hole

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 竹村 信一 神奈川県横浜市神奈川区宝町２番地 日産 自動車株式会社内 ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Inventor Shinichi Takemura 2 Takaracho, Kanagawa-ku, Yokohama, Kanagawa Nissan Motor Co., Ltd.

Claims (3)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 機関によって回転駆動する駆動軸と、該
駆動軸の同軸上に相対回転自在に設けられ、外周に吸排
気弁を開作動させるカムを有するカムシャフトと、駆動
軸とカムシャフトとを連繋し、かつ駆動軸の軸心に対し
て偏心動して駆動軸とカムシャフトとの角速度を変化さ
せる制御機構と、機関運転状態に応じて前記制御機構を
制御シャフトを介して揺動させる駆動機構とを備え、前
記駆動機構は、前記制御シャフトに連結されてケーシン
グ内を少なくとも一対の油圧室に隔成する回転ベーンを
有する油圧アクチュエータと、機関運転状態に応じて前
記両油圧室内に油圧を相対的に給排して前記回転ベーン
を回転させるロータリーバルブを有する電磁アクチュエ
ータとから構成してなる吸排気弁駆動制御装置におい
て、 前記回転ベーンの中央軸方向に有する筒壁の径方向の同
一平面上の略反対位置に、前記各油圧室に夫々連通する
２つの供給用孔を径方向に沿って貫通形成すると共に、
前記ロータリーバルブの周壁に、該ロータリーバルブの
回転位置に応じて前記各供給用孔に選択的に連通する単
一の供給通路孔を形成したことを特徴とする内燃機関の
吸排気弁駆動制御装置。1. A drive shaft which is rotationally driven by an engine, a cam shaft which is provided coaxially with the drive shaft and is rotatable relative to the drive shaft, and a cam shaft which has an outer periphery for opening and closing intake and exhaust valves, a drive shaft and a cam shaft. And a control mechanism that eccentrically moves with respect to the axis of the drive shaft to change the angular velocity of the drive shaft and the cam shaft, and the control mechanism is swung via the control shaft in accordance with the engine operating state. A hydraulic actuator having a rotary vane that is connected to the control shaft and divides the casing into at least a pair of hydraulic chambers; and a hydraulic pressure in both hydraulic chambers according to an engine operating state. An intake / exhaust valve drive control device comprising an electromagnetic actuator having a rotary valve for rotating the rotary vane by relatively supplying and discharging the rotary vane. In substantially opposite positions on the radial coplanar cylindrical wall having a central axis, with penetrating formed along the two supply holes respectively communicating to the each hydraulic chamber in the radial direction,
An intake / exhaust valve drive control device for an internal combustion engine, wherein a single supply passage hole that selectively communicates with each of the supply holes according to a rotational position of the rotary valve is formed on a peripheral wall of the rotary valve. . 【請求項２】 機関によって回転駆動する駆動軸と、該
駆動軸の同軸上に相対回転自在に設けられ、外周に吸排
気弁を開作動させるカムを有するカムシャフトと、駆動
軸とカムシャフトとを連繋し、かつ駆動軸の軸心に対し
て偏心動して駆動軸とカムシャフトとの角速度を変化さ
せる制御機構と、機関運転状態に応じて前記制御機構を
制御シャフトを介して揺動させる駆動機構とを備え、前
記駆動機構は、前記制御シャフトに連結されてケーシン
グ内を少なくとも一対の油圧室に隔成する回転ベーンを
有する油圧アクチュエータと、機関運転状態に応じて前
記両油圧室内に油圧を相対的に給排して前記回転ベーン
を回転させるロータリーバルブを有する電磁アクチュエ
ータとから構成してなる吸排気弁駆動制御装置におい
て、 前記筒壁の径方向の同一平面上の略反対位置に、前記各
油圧室に夫々連通する２つの排出用孔を径方向に沿って
貫通形成すると共に、前記ロータリーバルブの周壁に、
該ロータリーバルブの回転位置に応じて前記各排出用孔
に選択的に連通する単一の排出通路孔を形成したことを
特徴とする内燃機関の吸排気弁駆動制御装置。2. A drive shaft which is rotationally driven by an engine, a cam shaft which is provided coaxially with the drive shaft and is rotatable relative to the drive shaft, and a cam shaft which has an outer periphery for opening and closing an intake / exhaust valve, a drive shaft and a cam shaft. And a control mechanism that eccentrically moves with respect to the axis of the drive shaft to change the angular velocity of the drive shaft and the cam shaft, and the control mechanism is swung via the control shaft in accordance with the engine operating state. A hydraulic actuator having a rotary vane that is connected to the control shaft and divides the casing into at least a pair of hydraulic chambers; and a hydraulic pressure in both hydraulic chambers according to an engine operating state. In an intake / exhaust valve drive control device comprising an electromagnetic actuator having a rotary valve for rotating and rotating the rotary vane by relatively supplying and discharging Of the substantially opposite positions on the same plane, the respectively communicating with two discharge holes with penetrating formed along the radial direction to the hydraulic chamber, the peripheral wall of the rotary valve,
An intake / exhaust valve drive control device for an internal combustion engine, wherein a single exhaust passage hole is formed which selectively communicates with each of the exhaust holes according to the rotational position of the rotary valve. 【請求項３】 機関によって回転駆動する駆動軸と、該
駆動軸の同軸上に相対回転自在に設けられ、外周に吸排
気弁を開作動させるカムを有するカムシャフトと、駆動
軸とカムシャフトとを連繋し、かつ駆動軸の軸心に対し
て偏心動して駆動軸とカムシャフトとの角速度を変化さ
せる制御機構と、機関運転状態に応じて前記制御機構を
制御シャフトを介して揺動させる駆動機構とを備え、前
記駆動機構は、前記制御シャフトに連結されてケーシン
グ内を少なくとも一対の油圧室に隔成する回転ベーンを
有する油圧アクチュエータと、機関運転状態に応じて前
記両油圧室内に油圧を相対的に給排して前記回転ベーン
を回転させるロータリーバルブを有する電磁アクチュエ
ータとから構成してなる吸排気弁駆動制御装置におい
て、 前記両油圧室を、ケーシング内に上下に配置したことを
特徴とする内燃機関の吸排気弁駆動制御装置。3. A drive shaft which is rotationally driven by an engine, a cam shaft which is rotatably provided coaxially with the drive shaft, and has a cam on the outer periphery for opening and closing intake and exhaust valves, a drive shaft and a cam shaft. And a control mechanism that eccentrically moves with respect to the axis of the drive shaft to change the angular velocity of the drive shaft and the cam shaft, and the control mechanism is swung via the control shaft in accordance with the engine operating state. A hydraulic actuator having a rotary vane that is connected to the control shaft and divides the casing into at least a pair of hydraulic chambers; and a hydraulic pressure in both hydraulic chambers according to an engine operating state. In an intake / exhaust valve drive control device comprising an electromagnetic actuator having a rotary valve for rotating and rotating the rotary vane by relatively supplying and discharging Intake and exhaust valve drive control device for an internal combustion engine, characterized in that arranged vertically in a casing.