JP2004278476A

JP2004278476A - Variable valve mechanism of internal combustion engine

Info

Publication number: JP2004278476A
Application number: JP2003073885A
Authority: JP
Inventors: Hiroshi Tada; 博多田
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-03-18
Filing date: 2003-03-18
Publication date: 2004-10-07
Anticipated expiration: 2023-03-18
Also published as: JP4182786B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a variable valve mechanism capable of changing the transition of the lift amount of a valve even if an operating angle is set constant. <P>SOLUTION: The mechanism includes an intake valve 9 or an exhaust valve 10, a camshaft 16 which rotates in synchronization with the rotation of a crankshaft, a rotary cam 13 attached to the camshaft 16, and an intermediate mechanism 11 placed between the rotary cam and the valve. The intermediate mechanism has an input portion 21 receiving a change in a cam crest of the rotary cam and displaced by the cam crest, and output portions 22 and 23 outputting to the valve the lift amount having a given relation with respect to the displacement amount of the input portion that exceeds a given amount to lift the valve. The given relation is such that the output portion outputs only the lift amount which is not zero with respect to the displacement amount of the input portion exceeding the given amount. This relation is variable. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は内燃機関の可変動弁機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、内燃機関の運転状態に応じて、吸気バルブや排気バルブにおける作用角を可変とする可変動弁機構が知られている。このような可変動弁機構においては、例えば、クランクシャフトの回転に同期して回転する回転カムと吸気バルブや排気バルブとの間に揺動カムを設けたものが知られている（特許文献１参照）。この可変動弁機構では、揺動カムは回転カムのカム山の変化が入力される入力部と、吸気バルブや排気バルブをリフトさせる出力部とを有し、入力部と出力部との相対位相を変化させることによって吸気バルブや排気バルブにおける作用角を可変としている。このように作用角を可変とすることで、低速低負荷時などにおいては燃費の向上および安定した運転性を実現し、また高速高負荷時などにおいては吸気の充填効率を向上させて十分な出力を確保することができるようになる。
【０００３】
【特許文献１】
特開２００１−２６３０１５
【特許文献２】
特開平５−６５８１５
【特許文献３】
特開２０００−２４８９１５
【特許文献４】
特開２０００−２５７４１０
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、吸気バルブや排気バルブのリフトは、これらバルブを閉弁するように付勢するバルブスプリングに抗して行われる。したがって、これらバルブのリフト量が大きくなればなるほど、これらバルブをリフトするのに使用されるエネルギが大きくなり、よってエネルギの損失が大きくなってしまう。よって、例えば、バルブのリフト量が小さくても燃焼室内に十分に吸気ガスが吸入され且つポンピングロス等が小さいような場合には、バルブのリフト量は小さい方が好ましい。
【０００５】
ところが、特許文献１に記載の可変動弁機構では、或る作用角に亘るバルブのリフト量の遷移（以下、「リフト量遷移」と称す）は、各作用角毎に定まっており、作用角のみに応じて変わる。したがって、バルブの作用角を一定とすると、開弁中のリフト量遷移を変更することはできない。このため、例えば上述したような場合にリフト量が小さくなるようにバルブのリフト量遷移を変更するためには、作用角自体を変更しなければならない。そこで、例えば、作用角が同一であってもバルブのリフト量遷移を変更することができる可変動弁機構が必要とされている。
【０００６】
上記問題に鑑みて、本発明の目的は、作用角を一定としてもバルブのリフト量遷移を変更することができる可変動弁機構を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するために、第１の発明では、吸気バルブまたは排気バルブと、クランクシャフトの回転に同期して回転するカムシャフトと、該カムシャフトに設けられた回転カムと、該回転カムと上記バルブとの間に配置される中間機構とを具備し、該中間機構は回転カムのカム山の変化が入力されて該カム山によって変位せしめられる入力部と、所定量以上の該入力部の変位量に対して所定の関係をもったリフト量を上記バルブに出力して該バルブをリフトさせる出力部とを有し、上記所定の関係は上記所定量以上の入力部の変位量に対して上記出力部は零ではないリフト量のみを出力する関係であり、上記所定の関係が変更可能である可変動弁機構が提供される。
上記可変動弁機構では、所定量を超えた入力部の変位量に応じてバルブのリフト量が定まる。すなわち、入力部の変位量が所定量以上となった場合には、入力部の変位量から所定量を減算した量（以下、「実質変位量」と称す）に応じて出力部によってバルブがリフトされる。このとき、実質変位量とバルブのリフト量とは所定の関係となるように定められている。この所定の関係は比例関係や、非線形関係等の様々な関係となるように設定されることが可能であるが、実質変位量に対してバルブのリフト量が零となることがないように設定される。すなわち、実質変位量が零よりも大きい場合にはバルブのリフト量も零よりも大きくなるように設定される。
そして、入力部の変位は回転カムのカム山の変化に対応し、上記所定量を変更するとバルブがリフトを開始および終了するタイミングが進角または遅角される。例えば、上記所定量を大きくなるように変更すると、バルブがリフトを開始するタイミングが遅角されると同時にバルブがリフトを終了するタイミングが進角され、結果として作用角が小さくなる。逆に、上記所定量を小さくなるように変更すると、バルブがリフトを開始するタイミングが進角されると同時にバルブがリフトを終了するタイミングが遅角され、作用角が大きくなる。このように、所定量を変更するとバルブの作用角が変更される。
一方、第一の発明によれば、実質変位量とバルブのリフト量との所定の関係を変更することができる。この所定の関係を変更すると実質変位量に対するバルブのリフト量が変更され、したがってバルブのリフト量遷移を変更することができる。特に上記所定量を変更しなければ作用角を変更することなくバルブのリフト量遷移のみを変更することができる。
【０００８】
第２の発明では、第１の発明において、上記中間機構は上記カムシャフトとは別の軸に支持され、上記出力部は上記バルブまたは該バルブと上記出力部との間のリンク機構に摺動するように当接する当接面を有し、該当接面の形状が変わると上記所定の関係が変更されるようになっており、上記所定の関係を変更するときには上記当接面の形状を変えるようにした。
第２の発明によれば、上記出力部またはリンク機構に当接する当接面の形状を変更するだけで所定の関係が変更される。この当接面の形状の変更は、例えば、形状の異なる複数の当接面を有する出力部を予め用意し、実際にバルブまたはリンク機構に当接させる当接面を選択的に変更することによって所定の関係が変更せしめられる。この場合には、出力部は当接面の数だけ異なる所定の関係をもったバルブのリフト量遷移に変更することができる。あるいは、上記当接面を連続的に形状が変化するように形成し、この当接面との当接位置を変更することによって所定の関係を変更することもできる。
【０００９】
第３の発明では、第１の発明において、上記中間機構は上記カムシャフトとは別の軸に支持され、上記入力部は上記回転カムのカム面または該カム面と上記入力部との間のリンク機構に摺動するように当接する当接面を有し、該当接面の形状が変わると上記所定の関係が変更されるようになっており、上記所定の関係を変更するときには上記当接面の形状を変えるようにした。
第３の発明によれば、上記入力部またはリンク機構に当接する当接面の形状を変更するだけで所定の関係が変更される。当接面の形状の変更は第２の発明と同様に行われる。
【００１０】
第４の発明では、第２または第３の発明において、上記出力部は形状の異なる複数の部分出力部を有し、上記当接面の形状を変えるときには使用する部分出力部を変更するようにした。
【００１１】
第５の発明では、第１〜第４のいずれか一つの発明において、上記中間機構は上記所定量を変更可能である。
第５の発明によれば、上述したように所定量を変更することによってバルブの作用角を変更することができる。したがって、第１の発明によりバルブのリフト量遷移を変更することができることにより、第５の発明によれば、バルブの作用角を変更することができると共に各作用角におけるバルブのリフト量の遷移とを自在に変更することができるようになる。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の実施形態について説明する。図１は本発明の可変動弁機構が搭載された火花点火式内燃機関の断面図である。なお、本発明において用いられる可変動弁機構の制御装置は筒内噴射型の火花点火式内燃機関や圧縮自着火式のディーゼル内燃機関にも搭載可能である。
【００１３】
図１を参照すると、機関本体１はシリンダブロック２と、このシリンダブロック２内で往復動するピストン３と、シリンダブロック２上に取付けられたシリンダヘッド４とを具備する。シリンダブロック２には複数の気筒５が形成され、各気筒５内にはシリンダブロック２、ピストン３、シリンダヘッド４によって画成される燃焼室６が形成される。
【００１４】
各燃焼室６はシリンダヘッド４内に形成された複数の吸気ポート７および複数の排気ポート８に通じている。各燃焼室６と各吸気ポート７との間にはそれぞれ吸気バルブ９が配置され、吸気バルブ９は燃焼室６と吸気ポート７との間の流路を開閉している。一方、各燃焼室６と各排気ポート８との間に排気バルブ１０が配置され、排気バルブ１０は燃焼室６と排気ポート８との間の流路を開閉している。吸気バルブ９は、後述する中間機構１１とロッカーアーム１２とを介して吸気カム（回転カム）１３によってリフトされ、排気バルブ１０はロッカーアーム１４を介して排気カム１５によってリフトされる。吸気カム１３は吸気カムシャフト１６に取付けられ、一方、排気カム１５は排気カムシャフト１７に取付けられる。なお、本実施形態では、中間機構１１が吸気バルブ９側のみに設けられているが、排気バルブ１０側に設けられてもよいし、吸気バルブ９側および排気バルブ１０側の両方に設けられてもよい。
【００１５】
次に、図２〜図６を参照して、本発明の可変動弁機構を構成する中間機構１１について説明する。なお、図２は中間機構１１の斜視図を示し、図３および図４は、中間機構１１の内部構成の部分省略斜視図である。また、図５は図２の断面線ＩＩ−ＩＩに沿って見た中間機構１１の断面図であり、図６は可変動弁機構の制御装置を示す図である。
【００１６】
図２に示した作用角変更機構１１は内燃機関の一つの気筒５に対応する。作用角変更機構１１は中空の円筒形の基礎部分２１ａを有する入力部２１と、この入力部２１の軸線方向において入力部２１の両側にそれぞれ配置される第一出力部２２および第二出力部２３とを具備する。各出力部２２、２３はそれぞれ一つのロッカーアーム１２に対応する。また、各出力部２２、２３は、それぞれ入力部２１の軸線方向において入力部２１に隣接して配置された第一揺動カム２４、２５と、この第一揺動カム２４に対して入力部２１の反対側に配置された第二揺動カム２６、２７とを具備する。これら揺動カム２４〜２７はそれぞれ中空の円筒形の基礎部分２４ａ〜２７ａを有する。入力部２１、揺動カム２４〜２７は、これらの基礎部分２４ａ〜２７ａの軸線を中心として軸線方向に延びる支持パイプ２８に支持され、それぞれ支持パイプ２８を中心に回動することができる。支持パイプ２８はシリンダブロック４に固定される。また、支持パイプ２８はその軸線を中心として軸線方向に延びる円筒状の貫通孔を有し、この貫通孔を制御シャフト２９が貫通する。制御シャフト２９は支持パイプ２８の貫通孔内で、支持パイプ２８の軸線方向に摺動可能である。さらに、制御シャフト２９はその軸線を中心として軸線方向に延びるシャフト内貫通孔３０を有し、このシャフト内貫通孔３０はシャフト内貫通孔３０内で作動油が流動することができるようになっている。
【００１７】
入力部２１の基礎部分２１ａの外周面からはこの基礎部分２１ａの径方向に向かってアーム２１ｂ、２１ｃが延び、これらアーム２１ｂ、２１ｃの間にローラ２１ｄが配置される。ローラ２１ｄは、図１に示したように吸気カム１３のカム面１３ａに当接し、これにより入力部２１はカム面１３ａの形状に応じて支持パイプ２８を中心として回動する。一方、揺動カム２４〜２７の基礎部分２４ａ〜２７ａからはこれら基礎部分２４ａ〜２７ａの径方向に向かってノーズ２４ｂ〜２７ｂが延び、一方、揺動カム２４〜２７の基礎部分２４ａ〜２７ａに対してノーズ２４ｂ〜２７ｂの反対側には突出部２４ｃ〜２７ｃが延びる。本発明の可変動弁機構が作動中である場合、ノーズ２４ｂ〜２７ｂはロッカーアーム１２に当接可能であるが、突出部２４ｃ〜２７ｃはロッカーアーム１２に当接することはない。
【００１８】
図３に示したように、入力部２１の基礎部分２１ａおよび第一揺動カム２４、２５の基礎部分２４ａ、２５ａと支持パイプ２８との間にはスライダギア３１が収容されている。スライダギア３１は中空の円筒状の基礎部分３１ａを具備し、このスライダギア３１の基礎部分３１ａは支持パイプ２８を中心として回転可能に且つ支持パイプ２８の軸線方向に摺動可能に支持パイプ２８に支持される。スライダギア３１の基礎部分３１ａの軸線方向中央付近外周には、右ネジの螺旋状に形成された入力用ヘリカルスプライン３１ｂが形成される。この入力用ヘリカルスプライン３１ｂは、入力部２１の内面に設けられた入力部ヘリカルスプライン２１ｅと噛合する。一方、スライダギア３１の基礎部分３１ａの外周において、上記入力用ヘリカルスプライン３１ｂの軸線方向両側には、この入力用ヘリカルスプライン３１ｂから離間されて左ネジの螺旋状に形成された出力用ヘリカルスプライン３１ｃ、３１ｄがそれぞれ配置される。これら出力用ヘリカルスプライン３１ｃ、３１ｄはそれぞれ第一揺動カム２４、２５の内面に設けられた揺動カムヘリカルスプライン２４ｄ、２５ｄと噛合する。
【００１９】
上述したようにスライダギア３１は、入力部２１および第一揺動カム２４、２５内において、支持パイプ２８の軸線方向に摺動することができる。このようにスライダギア３１が摺動すると、入力用ヘリカルスプライン３１ｂと、出力用ヘリカルスプライン３１ｃ、３１ｄとの螺旋の方向が異なることにより、入力部２１と第一揺動カム２４、２５とが互いに対して反対方向に支持パイプ２８を中心に回動する。このため、スライダギア３１が支持パイプ２８の軸線方向のうちの一方の方向に摺動すると、図３に示したように入力部２１のローラ２１ｄと第一揺動カム２４、２５のノーズ２４ｂ、２５ｂとの相対角度（相対位相）α（図１参照）が大きくなり、逆に、スライダギア３１が支持パイプ２８の軸線方向のうちの上記一方の方向と反対方向に摺動すると、図４に示したように入力部２１のローラ２１ｄと第一揺動カム２４、２５のノーズ２４ｂ、２５ｂとの相対角度（相対位相）α（図１参照）が小さくなる。
【００２０】
スライダギア３１の基礎部分３１ａには長孔３１ｅが設けられ、この長孔３１ｅ内には制御シャフト２９から径方向に延びると共に支持パイプ２８を貫通する係合ピン２９ａが係合する。したがって、支持パイプ２８内で制御シャフト２９が摺動すると、これに応じてスライダギア３１が摺動する。よって、図３に示したように、制御シャフト２９を支持パイプ２８の軸線方向のうち方向Ｄ_１に移動させると、入力部２１のローラ２１ｄと第一揺動カム２４、２５のノーズ２４ｂ、２５ｂとの相対角度が大きくなり、逆に、制御シャフト２９を支持パイプ２８の軸線方向のうち上記方向Ｄ_１とは反対向きの方向Ｄ_２に移動させると、入力部２１のローラ２１ｄと第一揺動カム２４、２５のノーズ２４ｂ、２５ｂとの相対角度αが小さくなる。
【００２１】
なお、本明細書において、ローラ２１ｄとノーズ２４ｂ〜２７ｂとの相対角度αとは、支持シャフト２８の軸線からローラ２１ｄの軸線へ延びる直線と、支持シャフトの軸線からノーズ２４ｂ〜２７ｂのロッカーアーム１２と接触する接触面２４ｅ〜２７ｅが基礎部分２４ａ〜２７ａから隆起する地点（以下、「隆起開始地点」と称す）２４ｆ〜２７ｆまで延びる直線との間の角度αを意味する（図１および図７、図８参照）。
【００２２】
図５に示したように、第一揺動カム２４、２５の突出部２４ｃ、２５ｃ内には第一ピン穴３２が設けられ、第二揺動カム２６、２７の突出部２６ｃ、２７ｃ内には第二ピン穴３３が設けられる。これらピン穴３２、３３内には摺動ピン３４が配置され、摺動ピン３４は、摺動ピン３４が第一ピン穴３２と第二ピン穴３３とに亘って位置している第一位置（図５参照）と、摺動ピン３４が第一ピン穴３２内に完全に収容されている第二位置（図示せず）との間で摺動可能である。摺動ピン３４が図５に示したように第一位置にある場合には、摺動ピン３４によって第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７とが連結され、よって第一揺動カム２４、２５の支持パイプ２８を中心とした回動に合わせて第二揺動カム２６、２７も支持パイプ２８を中心として回動する。一方、摺動ピン３４が第二位置にある場合には、第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７とは連結されずに切離され、よって第一揺動カム２４、２５が支持パイプ２８周りで回動しても第二揺動カム２６、２７は回動せずに静止している。
【００２３】
第一ピン穴３２の底面と摺動ピン３４の一方の側面との間には付勢バネ３５が配置され、この付勢バネ３５は摺動ピン３４が図５に示した第一位置に位置するように摺動ピン３４を付勢する。一方、第二揺動カム２６、２７に形成された第二ピン穴３３の底面には流体通路３６が連結され、この流体通路３６は、支持パイプ２８に形成された貫通孔２８ａと、制御シャフト２９に形成された貫通孔２９ｂとを介して、シャフト内貫通孔３０に通じる。このため、シャフト内貫通孔３０で流通している作動油に高い油圧が加えられると、摺動ピン３４の一方の側面に高い油圧が加わり、摺動ピン３４は上記付勢バネ３５の付勢力に抗して第二位置へと移動する。したがって、シャフト内貫通孔３０内の作動油に高い油圧が加えられると、第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７とは共に回動するが、シャフト内貫通孔３０内の作動油に油圧が加えられないと、第一揺動カム２４のみが回動して、第二揺動カム２６、２７は回動しない。
【００２４】
また、図６に示したように、制御シャフト２９の一方の端部には電動アクチュエータ４０が連結されている。この電動アクチュエータ４０は電子制御ユニット（ＥＣＵ）４１に接続されている。電子制御ユニット４１は、リードオンリメモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）、マイクロプロセッサ（ＣＰＵ）、入力ポート、出力ポートを相互に双方向性バスで接続した公知の構成のマイクロコンピュータとして構成される。制御シャフト２９の他方の端部近傍には、制御シャフト２９の軸線方向の位置を検出するための位置センサ４２が配置される。この位置センサ４２により制御シャフト２９の位置および制御シャフト２９の移動速度を検出することができる。
【００２５】
制御シャフト２９はバネ等（図示せず）によりその軸線方向のうちの一方の方向へ付勢されており、また、電動アクチュエータ４０はＥＣＵ４１からの制御パルス信号を入力し、この制御パルス信号に応じてバッテリ４３への接続がオンとオフの間で切り替えられ、これに応じて制御シャフト２９を上記バネ等による付勢力に抗して上記一方の方向とは反対方向へ移動させる。例えば、ＥＣＵ４１からの制御パルス信号がオンになると、電動アクチュエータ４０にバッテリ４３から電力が供給され、電動アクチュエータ４０が制御シャフト２９を図２の方向Ｄ_２に移動させ、これによりローラ２１ｄとノーズ２４ｂ、２５ｂとの相対角度αが小さくなる。また、ＥＣＵ４１からの制御パルス信号がオフになると、電動アクチュエータ４０へのバッテリ４３からの電力の供給が遮断され、電動アクチュエータ４０が制御シャフト２９を図２の方向Ｄ_１に移動させ、これによりローラ２１ｄとノーズ２４ｂ、２５ｂとの相対角度αが大きくなる。ＥＣＵ４１は、上記制御パルス信号のオン・オフデューティ比（信号がオンになっている時間とオフになっている時間との合計に占める信号オン時間の割合。以下、デューティ比と称す）を変化させることによりローラ２１ｄとノーズ２４ｂ、２５ｂとの間の相対角度αを変化させる。
【００２６】
一方、シャフト内貫通孔３０は、切替弁４４を介して油圧ポンプ４５に接続される。切替弁４４は、ＥＣＵ４１からの信号を受信し、油圧ポンプ４５からシャフト内貫通路３０への通路を開閉する。切替弁４４によって通路が開かれると、シャフト内貫通路３０内の作動油に高い油圧がかかり、第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７とがそれぞれ切離されて、第一揺動カム２４、２５のみが支持シャフト２８周りで回動する。一方、切替弁４４によって通路が閉じられると、シャフト内貫通路３０内の作動油には高い油圧がかからず、よって第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７とがそれぞれ連結されて、第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７とが共に回動する。
【００２７】
次に、図７〜図９を参照して、本発明の第一実施形態の可変動弁機構の作動について説明する。まず、図７に示した場合には、ローラ２１ｄとノーズ２４ｂ〜２７ｂとの相対角度が角度α_１になるように電動アクチュエータ４０によって制御シャフト２９が位置決めされており、さらに、切替弁４４が開かれて第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７とが連結されている。
【００２８】
図７（ａ）においては、中間機構１１の入力部２１のローラ２１ｄは吸気カム１３のカム山部１３ｂ以外のカム面１３ａと当接している。このとき、入力部２１は回動可能な角度範囲のうち一方の側（図７（ａ）における最も時計回り側）に回動された状態である。以下、本実施形態では、このような状態にある場合の入力部２１の位置から入力部２１が回動された角度を入力部２１の回動量（変位量）とする。そして、入力部２１のローラ２１ｄが吸気カム１３のカム山部１３ｂのカム面１３ａと当接すると、カム山部１３ｂの高さに応じて入力部２１は図７（ａ）において半時計回りに回動せしめられる。
【００２９】
また、図７（ａ）から分かるように、第一揺動カム２４、２５の隆起開始地点２４ｅ、２５ｅと第二揺動カム２６、２７の隆起開始地点２６ｅ、２７ｅとは、ローラ２１に対して互いに等しい相対角度α_１に位置する。そして、吸気カム１３による入力部２１の回動に伴って第一揺動カム２４、２５が回動する。図７に示した場合では、第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７とが連結されているため第一揺動カム２４、２５の回動に伴って第二揺動カム２６、２７も回動する。ここで、図７に示したように、第二揺動カム２６、２７の接触面２６ｅ、２７ｅの傾斜は第一揺動カム２４、２５の接触面２４ｅ、２５ｅの傾斜よりも勾配が急であるため、入力部２１の回動に伴って第一揺動カム２４、２５および第二揺動カム２６、２７が共に回動すると、図７（ｂ）に示したように第二揺動カム２６、２７のみがロッカーアーム１２と接触してローカーアーム１２を押し下げ、吸気バルブ９をリフトさせる。すなわち、第二揺動カム２６、２７のノーズ２６ｂ、２７ｂのみが吸気バルブ９のリフトに寄与し、第一揺動カム２４、２５のノーズ２４ｂ、２５ｂは吸気バルブ９のリフトに寄与しない。図７に示した場合におけるクランク角（または、カムシャフトの回転角度）に対する吸気バルブ９のリフト量は、図１０の曲線ａのようになる。
【００３０】
図８に示した場合には、ローラ２１ｄとノーズ２４ｂ〜２７ｂとの相対角度が図７に示した場合と同様にα_１になるように制御シャフト２９が位置決めされており、さらに、切替弁４４が閉じられて第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７とが切離されている。
【００３１】
図８（ａ）においては、中間機構１１の状態は基本的に図７（ａ）に示した中間機構１１の状態と同様であるが、図７（ａ）に示した状態では摺動ピン３４（図５参照）が第一位置にあったのに対して、図８（ａ）に示した状態では摺動ピン３４は第二位置にある（図８には図示せず）。このため第二揺動カム２６、２７は第一揺動カム２４、２５から切離されており、入力部２１のローラ２１ｄが吸気カム１３のカム山部ｂのカム面ａと当接して入力部２１が回動すると、その入力部２１の回動に伴って第一揺動カム２４、２５のみが回動し、第二揺動カム２６、２７は回動しない。
【００３２】
したがって、第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７とが切離されている場合には、図８（ｂ）に示したように、第一揺動カム２４、２５のみがロッカーアーム１２と接触してロッカーアーム１２を押し下げ、吸気バルブ９をリフトさせる。上述したように、第一揺動カム２４、２５の接触面２４ｅ、２５ｅの傾斜は第二揺動カム２６、２７の接触面２６ｅ、２７ｅの傾斜よりも勾配が穏やかであるため、吸気カム１６の回転位相が同一であるときにおいては図７に示した場合よりも図８に示した場合の方が吸気バルブ９のリフト量が小さい。
【００３３】
ただし、揺動カムが回動し始めてから、ノーズ２４ｂ〜２７ｂの隆起開始地点２４ｆ〜２７ｆとロッカーアーム１２のローラ１２ａとが当接するまでに揺動カムが回動する角度βは、図８のように第一揺動カム２４、２５とローラ１２ａとが接触する場合と、図７のように第二揺動カム２６、２７とローラ１２ａとが接触する場合とで同じである。すなわち、入力部２１が回動してもロッカーアーム１２のローラ１２ａがノーズ２４ｂ〜２７ｂと接触せずに基礎部分２４ａ〜２７ａと接触している間の入力部２１の回動量は、図７に示した場合と図８に示した場合とで同じである。よって、図８に示した場合における吸気バルブ９が開弁および閉弁するタイミングおよび吸気バルブ９が閉弁および閉弁するタイミングは、図７に示した場合におけるこれらタイミングと同じである。以上のことから、入力部２１のローラ２１ｄとノーズ２４ｂ〜２７ｂとの相対角度が一定であれば、吸気バルブ９が開いている間にクランクシャフトが回転する角度（以下、「作用角」と称す）は一定である。したがって、図８に示した場合におけるクランク角（または、カムシャフトの回転角度）に対する吸気バルブ９のリフト量は、図１０の破線ｂのようになる。
【００３４】
図９に示した場合には、入力部２１のローラ２１ｄとノーズ２４ｂ〜２７ｂとの相対角度が上記角度α_１よりも小さい角度α_２になるように制御シャフト２９が位置決めされており、さらに、切替弁４４が開かれて第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７とは連結されている。
【００３５】
図９（ａ）に示したように、入力部２１のローラ２１ｄとノーズ２４ｂ〜２７ｂとの相対角度をα_２にすると、揺動カムが回転し始めてから、ノーズ２４ｂ〜２７ｂの隆起開始地点２４ｆ〜２７ｆとロッカーアーム１２のローラ１２ａとが当接するまでに揺動カムが回転する角度βが、図７および図８に示した相対角度がα_１の場合よりも大きくなる。すなわち、入力部２１が回動してもロッカーアーム１２のローラ１２ａがノーズ２４ｂ〜２７ｂと接触せずに基礎部分２４ａ〜２７ａと接触している間の入力部２１の回動量は、図７および図８に示した場合よりも図９に示した場合の方が大きい。よって、相対角度がα_２の場合における吸気バルブ９が開弁するタイミングは、図７および図８に示した相対角度がα_２の場合における吸気バルブ９が開弁するタイミングよりも遅くなり、一方、吸気バルブ９が閉弁するタイミングは、相対角度がα_２の場合における吸気バルブ９が閉弁するタイミングよりも早くなる。以上のことから、制御シャフト２９を移動させて入力部２１のローラ２１ｄとノーズ２４ｂ〜２７ｂとの相対角度αを小さくすると作用角が小さくなり、逆に、この相対角度αを大きくすると作用角が大きくなる。したがって、図９に示した場合におけるクランク角（または、カムシャフトの回転角度）に対する吸気バルブ９のリフト量は、図１０の曲線ｃのようになる。
【００３６】
以上のことから、入力部２１のローラ２１ｄとノーズ２４ｂ〜２７ｂとの相対角度αを変更することによって、ロッカーアーム１２のローラ１２ａとノーズ２４ｂ〜２７ｂの隆起開始地点２４ｆ〜２７ｆとが接触するとき、すなわちローラ１２ａとノーズ２４ｂ〜２７ｂの接触面２４ｅ〜２７ｅとが接触を開始するときの入力部２１の回動角度（入力部２１の変位量。以下、「接触開始回動角度」と称す）が変わり、よって吸気バルブ９の作用角が変更される。一方、第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７との連結または切離しを行うことによって、接触開始回動量以上の入力部の回動量に対するリフト量が変更される。換言すると、接触開始回動量以上の入力部の回動量とバルブのリフト量との関係が変更される。
【００３７】
特に、第一揺動カム２４、２５によって吸気バルブ９をリフトさせる場合における接触開始回動角度以上の入力部２１の回動角度と吸気バルブ９のリフト量との関係は例えば図１１の曲線ｄに示す通りであり、一方、第二揺動カム２６、２７によって吸気バルブ９をリフトさせる場合における接触開始回動角度以上の入力部２１の回動角度と吸気バルブのリフト量との関係は例えば図１１の曲線ｅに示す通りである。図から分かるように、第二揺動カム２６、２７を用いた場合の方が接触開始回動角度以上の入力部２１の回動角度に対する吸気バルブ９のリフト量よりも大きい。なお、図１１における横軸は接触開始回動角度からの入力部２１の回動角度、縦軸は吸気バルブ９のリフト量を示している。
【００３８】
なお、上述したように相対角度αを変更することによって吸気バルブ９の作用角を変更することができるが、この場合、作用角の変更に伴って吸気バルブ９のリフト量遷移も変更される。ただし、このときのリフト量遷移は、或る作用角に対して一義的に決まるものである。そこで、本明細書では、「作用角の変更」という用語は、実際の作用角だけでなく作用角を変更することによるリフト量遷移の変更をも意味し、「リフト量遷移の変更」という用語は作用角を変更することなくリフト量遷移のみを変更することを意味する。
【００３９】
また、上記第一実施形態では、出力部２２、２３は第一揺動カム２４、２５および第二揺動カム２６、２７の二種類の揺動カムのみを有しているが、それ以上の揺動カムを有してもよい。上記第一実施形態のように揺動カムが二種類である場合には、吸気バルブ９のリフト量を二段階にしか変更できなかったが、揺動カムがそれ以上であれば吸気バルブ９のリフト量をそれ以上の段階で変更することができる。あるいは、揺動カムを支持パイプの軸線方向に形状の異なる連続的な接触面を有する三次元カムとし、この三次元カムを支持パイプの軸線方向に摺動させるようにしてもよい。この場合、吸気バルブの作用角を変更することなくリフト量を連続的に変更することができるようになる。
【００４０】
さらに、上記第一実施形態のように中間機構１１によって吸気バルブ９の作用角およびリフト量を変更することに加えて、後述するような位相角変更機構によって吸気バルブ９の位相角（開弁時期）を変更するようにしてもよい。このように本発明の可変動弁機構に位相角変更機構を加えることによって、吸気バルブ９を自在に制御することができるようになる。
【００４１】
また、第一揺動カム２４、２５にノーズ２４ｂ、２５ｂを設けないことも可能である。こうすることにより、第一揺動カム２４、２５が支持シャフト２８周りで回動しても第一揺動カム２４、２５がロッカーアーム１２を押し下げることがない。すなわち、摺動ピン３４により第一揺動カム２４、２５と第二揺動カム２６、２７とが連結されている場合には、第二揺動カム２６、２７によってロッカーアーム１２が押し下げられて吸気バルブ９がリフトされるが、これら揺動カムが連結されていない場合には、ロッカーアーム１２は押し下げられず、吸気バルブ９はリフトしない。このようにして、吸気バルブ９のリフトを瞬時に切り替えることができる。
【００４２】
さらに、リフト量に応じて燃焼室６内に流入する吸気流を変更するような吸気ポート形状や燃焼室形状にして、リフト量を変更することによって吸気流を変更するようにしてもよい。例えば、リフト量が多いときにはタンブル流が発生し、逆にリフト量が少ないときにはスワール流が発生するような吸気ポート形状または燃焼室形状とし、タンブル流が必要な機関運転状態においてはリフト量を大きくし、スワール流が必要な機関運転状態においてはリフト量を小さくするようにしてもよい。
【００４３】
また、上記実施形態では、入力部がローラで、出力部が接触面を有する揺動カムであったが、入力部を接触面を有する揺動カムとし且つ入力部をローラとしてもよい。さらに、上記実施形態では、揺動カムの出力部とバルブとの間にリンク機構としてロッカーアームが設けられているが、このようなリンク機構を吸気カムと入力部の接触面との間に配置してもよい。
【００４４】
次に、図１２を参照して位相角変更機構５０について簡単に説明する。図中、５０は位相角変更機構、５１はオイルコンロールバルブ（油圧アクチュエータ。以下、ＯＣＶと称す）、５２は作動油ポンプである。
【００４５】
位相角変更機構５０は、いわゆるベーン式位相角変更機構であり、内燃機関のクランク軸（図示せず）からベルトにより回転駆動されるタイミングプーリ５３と、そのタイミングプーリ５３と一体になって回転駆動されるハウジング５４と、このハウジング５４内に回動可能に配置され、ハウジング５４内に進角油圧室５５と遅角油圧室５６とを区画形成する、カムシャフト１６に連結されたベーン体５７とを備えている。ベーン式位相角変更機構５０では、上記進角油圧室５５と遅角油圧室５６とに作動油を供給することにより、ハウジング５４とベーン体５７とを相対的に回動させてクランクシャフトとカムシャフト１６との回転位相を変化させて吸気バルブ９の位相角を変更する。すなわち、進角油圧室５５に作動油を供給するとともに遅角油圧室５６から作動油を排出することにより、ベーン体５７をハウジング５４に対して位相角が進角する側に相対回動させ、遅角油圧室５６に作動油を供給し進角油圧室５５から作動油を排出することにより、ベーン体５７をハウジング５４に対して位相角が遅角する方向に相対回動させる。また、位相角を一定の位相角に維持する場合には進角油圧室５５と遅角油圧室５６との内部の作動油圧力を同じ圧力に制御することにより、ハウジング５４とベーン体５７との相対位置を一定に保持する。
【００４６】
このような各油圧室５５、５６内の作動油圧力の制御、すなわちこれら油圧室５５、５６への作動油の供給制御はＯＣＶ５１によって行われる。ＯＣＶ５１は、スプール５８を有するスプール弁であり、このスプール５８をＥＣＵ４１から信号を受信するアクチュエータ５９によって図１２において左右に移動させることにより、進角油圧室５５に作動油を供給して遅角油圧室５６から作動油を排出したり、遅角油圧室５６に作動油を供給して進角油圧室５５から作動油を排出したりする。こうして、クランクシャフトとカムシャフト１６との回転位相を変化させて吸気バルブ９の位相角が変更される。
【００４７】
次に、図１３〜１７を参照して、本発明の第二実施形態について説明する。図１３〜図１７は、第二実施形態の可変動弁機構を示している。図１３〜図１７において、第一実施形態と同様な構成要素には同じ参照番号を付する。
【００４８】
第二実施形態の中間機構は、二つの駆動アーム６１、６２と、仲介ローラ６３と、ロッド６４とを具備する。駆動アーム６１、６２は第一軸線６５周りで揺動可能である。第一駆動アーム６１は吸気カム１３のカム面１３ａに接触するように配置され、一方、第二駆動アーム６２はカム面１３ａに接触しないように配置される。第一駆動アーム６１および第二駆動アーム６２は、第一実施形態における摺動ピン３４のような連結・切離し機構（図示せず）によって互いに連結されたり、互いから切離されたりする。仲介ローラ６３は、駆動アーム６１、６２の底部の外壁面（出力部）６１ｂ、６２ｂに接触するように配置され、ロッド６４を介してディスク６６に接続されている。ロッド６４は第二軸線６７においてディスク６６に接続されている。したがって、仲介ローラ６３は、第二軸線６７周りで揺動可能である。
【００４９】
ロッカーアーム６９は仲介ローラ６３の外周壁面に接触するように配置され、第三軸線６８周りで揺動可能である。仲介ローラ６３が接触する側のロッカーアーム６９の外壁面６９ａの形状は、第一軸線６５を中心とした半径ｒ２の円弧形状である。また、ディスク６６はロッカーアーム６９に第三軸線６８周りで回転可能に保持されている。なお、ディスク６６には油圧システムまたは電動モータ（図示せず）が接続されており、ディスク６６はこれら油圧システムまたは電動モータによって回転せしめられる。吸気バルブ９は、ロッカーアーム６９の先端の外壁面６９ｂに接触するように配置される。
【００５０】
図１３は、第二実施形態の可変動弁機構が大リフトモードまたは小リフトモードにあって、第一駆動アーム６１の外壁面（入力部）６１ａが吸気カム１３のカム山部１３ｂ以外のカム面１３ａに接触しているときの可変動弁機構の様子を示している。一方、図１４および図１５は、可変動弁機構がそれぞれ大リフトモードおよび小リフトモードにあって、第一駆動アーム６１の外壁面６１ａが吸気カム１３のカム山部１３ｂにおけるカム面１３ａに接触しているときの可変動弁機構の様子を示している。
【００５１】
図１３に示した大リフトモードまたは小リフトモードにおいて、駆動アーム６１の外壁面６１ａが吸気カム１３のカム山部１３ｂ以外のカム面１３ａに接触しているときには、駆動アーム６１、仲介ローラ６３、および、ロッカーアーム６９は、それぞれの基準位置にあり、このときには、吸気バルブ９のリフト量は零である。ここで、図１３〜図１７において、参照番号０で示した一点鎖線は、吸気バルブ９のリフト量が零であるときにおける吸気バルブ９の上端の位置を示している。
【００５２】
一方、吸気カム１３が回転せしめられ、吸気カム１３のカム山部１３ｂのカム面１３ａが第一駆動アーム６１の外壁面６１ａに接触するようになると、第一駆動アーム６１が、図１４および図１５に示したように、第一軸線６５周りでその基準位置から揺動せしめられる。すなわち、第一駆動アーム６１は、吸気カム１３の回転によって揺動せしめられる。
【００５３】
図１４に示したように、第一駆動アーム６１と第二揺動アーム６２とが連結・切離し機構によって連結されている場合には、第一駆動アーム６１が揺動せしめられると、第二駆動アーム６２も第一駆動アーム６１と共に揺動する。図１３〜図１７から分かるように、第二駆動アーム６２の底面（当接面）６２ｂは、部分的に第一駆動アーム６１の底面（当接面）６１ｂよりも下方に突出するように形成されている。したがって、両駆動アーム６１、６２が共に揺動するときには、仲介ローラ６３は第二駆動アーム６２のみによって第二軸線６７周りでその基準位置から揺動せしめられる。そして、この仲介ローラ６３の揺動によってロッカーアーム６９が第三軸線６８周りでその基準位置から揺動せしめられる。これにより、吸気バルブ９がリフトせしめられる。このときの吸気バルブ９のリフト量は、本発明の可変動弁機構において可能なリフト量において、最も大きい量である。
【００５４】
また、図１５に示したように、第一駆動アーム６１と第二駆動アーム６２とが連結・切離し機構によって連結されていない場合には、第一駆動アーム６１が揺動せしめられても、第二駆動アーム６２は揺動しない。したがって、仲介ローラ６３は第一駆動アーム６１のみによって第二軸線６７周りでその基準位置から揺動せしめられ、これによりロッカーアーム６９が第三軸線６８周りでその基準位置から揺動せしめられる。こうして、吸気バルブ９がリフトされるが、図１５に示した場合における吸気バルブ９のリフト量は図１４に示した場合における吸気バルブ９のリフト量よりも小さい。
【００５５】
すなわち、第一駆動アーム６１と第二駆動アーム６２とを連結・切離し機構によって連結したり切離したりすることによって、吸気バルブ９のリフト量遷移を変更することができる。
【００５６】
ところで、ディスク６６が第三軸線６８周りで回転せしめられ、図１６に示した位置に位置決めされると、仲介ローラ６３がロッド６４を介してロッカーアーム６９の外壁面６９ａ上にて移動せしめられる。ここで、図１６は、可変動弁機構が零リフトモードにあって、第一駆動アーム６１の外壁面６１ａが吸気カム１３のカム山部１３ｂ以外のカム面１３ａに接触しているときの可変動弁機構の様子を示している。一方、図１７は、可変動弁機構が同じく零リフトモードにあって、第一駆動アーム６１の外壁面６１ａが吸気カム１３のカム山部１３ｂにおけるカム面１３ａのうち最も突出量の大きい部分に接触しているときの可変動弁機構の様子を示している。
【００５７】
図１６に示した零リフトモードにおいて、駆動アーム６１の外壁面６１ａが吸気カム１３のカム山部１３ｂ以外のカム面１３ａに接触しているときには、駆動アーム６１、および、ロッカーアーム６９は、それぞれの基準位置にあり、仲介ローラ６３は図１３に示した基準位置とは異なる第二の基準位置にあり、このときには、吸気バルブ９のリフト量は零である。
【００５８】
さて、吸気カム１３が回転せしめられ、吸気カム１３のカム山部１３ｂにおけるカム面１３ａが駆動アーム６１の外壁面６１ａに接触するようになると、第一駆動アーム６１（第一駆動アーム６１と第二駆動アーム６２とが連結・切離し機構によって連結されている場合には両駆動アーム６１、６２。以下、両駆動アーム６１、６２が連結されている場合について示すが、連結されていない場合についても同様である。）が、図１７に示したように、第一軸線６５周りでその基準位置から揺動せしめられる。
【００５９】
ここで、駆動アーム６１、６２が基準位置から図１７に示した位置まで揺動する間に、駆動アーム６１、６２の底部の外壁面６１ｂ、６２ｂのうち仲介ローラ６３と接触する範囲（第一軸線６５を中心として角度θに亘る範囲）の外壁面６１ｃ、６２ｃの形状は、第一軸線６５を中心とした半径ｒ１の円弧の形状となっている。このため、可変動弁機構が零リフトモードにあるときには、駆動アーム６１、６２が揺動せしめられたとしても、仲介ローラ６３は第二軸線６７周りでは揺動されない。したがって、ロッカーアーム６９も第三軸線６８周りでは揺動されず、このときの吸気バルブ９のリフト量は零である。
【００６０】
すなわち、本発明の第二実施形態の可変動弁機構によれば、ディスク６６の位置が図１３に示した位置にあるときには、吸気バルブ９のリフト量は最大である。一方、ディスク６６の位置が図１６に示した位置にあるときには、吸気バルブ９のリフト量は零である。そして、本発明では、ディスク６６の位置が図１３に示した位置と図１６に示した位置との間で調節され、したがって、仲介ローラ６３の位置が図１３に示した位置と図１６に示した位置との間で調節されることによって、吸気バルブ９のリフト量は連続的に変化せしめられる。
【００６１】
このように第二実施形態の可変動弁機構によれば、仲介ローラ６３がロッカーアーム６９の外壁面６９ａに沿って移動せしめられると、駆動アーム６１が揺動したときに、駆動アーム６１の底面（当接面）６１ｂと仲介ローラ６３の外周壁面とが接触する範囲が変動し、吸気バルブ９の作用角が零から最大作用角の間で連続して変更可能である。もちろん、吸気バルブ９の作用角の変更に伴ってリフト量遷移も変更される。更に、第一駆動アーム６１と第二駆動アーム６２とを連結したり切離したりすることによって、出力部として作用する当接面の形状が変更されるため、同じ作用角にあるときの吸気バルブ９のリフト量遷移を変更することができる。
【００６２】
なお、駆動アーム６１、６２の底部の外壁面６１ｃ、６２ｃから当該外壁面６１ｃ、６２ｃを除いた外壁面６１ｂ、６２ｂへと移り変わる領域（以下、「遷移領域」と称す）において、駆動アーム６１、６２の底部の外壁面６１ｂ、６２ｂは滑らかに変化する。また、揺動アーム６１、６２が吸気カム１３によって揺動した場合において、仲介ローラ６３が外壁面６１ｃ、６２ｃと接触している状態から当該外壁面６１ｃ、６２ｃを除いた外壁面６１ｂ、６２ｂと接触している状態へと移り変わるときには、仲介ローラ６３が遷移領域と接触したときに吸気バルブ９がリフトし始め、逆に外壁面６１ｃ、６２ｃを除いた外壁面６１ｂ、６２ｂと接触している状態から外壁面６１ｃ、６２ｃと接触している状態へ移り変わるときには、仲介ローラ６３が遷移領域と接触したときに吸気バルブ９が閉弁される。
【００６３】
さらに、駆動アーム６１、６２の底部の外壁面６１ｂ、６２ｂは、駆動アーム６１が揺動される間において、仲介ローラ６３が駆動アーム６１、６２の底部の外壁面６１ｂ、６２ｂとロッカーアーム６９の外壁面６９ａとの両方に常に接触している形状とされている。また、上述した実施形態では、ロッカーアーム６９の揺動軸線とディスク６６の回転軸線６８とは、同一軸線であるが、これら軸線が同一軸線でなく、別々の軸線であってもよい。
【００６４】
また、上記第二実施形態では、出力部として作用する駆動アーム６１、６２の底部の外壁面（当接面）６１ｂ、６２ｂの形状が異なり、これらを選択的に使用することで吸気バルブ９のリフト量遷移を変更しているが、互いに形状の異なる駆動アーム６１、６２の外壁面６１ａ、６２ａを選択的に吸気カム１３と接触させることによって吸気バルブ９のリフト量遷移を変更してもよい。さらに、上記第二実施形態では、二つの駆動アーム６１、６２が設けられているが、これより多い駆動アーム６１、６２を設けてもよいし、連続的に形状が変化する底部の外壁面を有する駆動アームを設けて、吸気バルブ９のリフト量遷移を連続的に変更するようにしてもよい。
【００６５】
なお、本明細書において、吸気バルブ９の位相角とは吸気バルブ９が最も開いているときのクランクシャフトの回転位相を意味するものであり、開弁時期、バルブタイミングとほぼ同義である。
【００６６】
【発明の効果】
本発明によれば、作用角に影響を及ぼす所定量を減算した実質変位量とバルブのリフト量との所定の関係を変更することができるので、作用角を一定としてもバルブのリフト量遷移を変更することができる可変動弁機構が提供される。
【００６７】
第５の発明によれば、バルブの作用角およびリフト量遷移を自在に変更することができるようになるため、バルブの開閉弁特性を自在に操作することができるようになる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の可変動弁機構が搭載された内燃機関の断面図である。
【図２】第一実施形態の中間機構の斜視図である。
【図３】中間機構１１の内部構成の部分省略斜視図である。
【図４】中間機構１１の内部構成の部分省略斜視図である。
【図５】図２の断面線ＩＩ−ＩＩに沿って見た中間機構１１の断面図である。
【図６】可変動弁機構の制御装置を示す図である。
【図７】第一実施形態の中間機構の作動状態を示す図である。
【図８】第一実施形態の中間機構の作動状態を示す図である。
【図９】第一実施形態の中間機構の作動状態を示す図である。
【図１０】第一実施形態の中間機構を用いた場合におけるクランク角とリフト量との関係を示す図である。
【図１１】接触開始回動角度からの入力部の回動角度とリフト量との関係を示す図である。
【図１２】本発明の可変動弁機構に用いられる位相角変更機構を示す図である。
【図１３】大リフトモードまたは小リフトモードにある第二実施形態の中間機構の作動状態を示す図である。
【図１４】大リフトモードにある第二実施形態の中間機構の作動状態を示す図である。
【図１５】小リフトモードにある第二実施形態の中間機構の作動状態を示す図である。
【図１６】零リフトモードにある第二実施形態の中間機構の作動状態を示す図である。
【図１７】零リフトモードにある第二実施形態の中間機構の作動状態を示す図である。
【符号の説明】
１…内燃機関
９…吸気弁
１１…中間機構
１２…ロッカーアーム
１３…吸気カム
２１…入力部
２２、２３…出力部
２８…支持パイプ
２９…制御シャフト
３０…シャフト内貫通孔[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable valve mechanism for an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, there has been known a variable valve mechanism that varies the operating angle of an intake valve or an exhaust valve according to an operating state of an internal combustion engine. As such a variable valve mechanism, for example, a variable valve mechanism in which a swing cam is provided between a rotary cam that rotates in synchronization with the rotation of a crankshaft and an intake valve or an exhaust valve is known (Patent Document 1). reference). In this variable valve mechanism, the oscillating cam has an input section to which a change in the cam lobe of the rotating cam is input, and an output section to lift the intake valve and the exhaust valve, and a relative phase between the input section and the output section. The operating angle at the intake valve and the exhaust valve is made variable by changing By making the operating angle variable in this way, improved fuel efficiency and stable driving performance can be achieved at low speeds and low loads, and sufficient intake output can be achieved at high speeds and high loads by improving intake air charging efficiency. Can be secured.
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-2001-263015
[Patent Document 2]
JP-A-5-65815
[Patent Document 3]
JP 2000-248915
[Patent Document 4]
JP 2000-257410
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, the intake valve and the exhaust valve are lifted against a valve spring which urges the valves to close. Thus, the greater the lift of these valves, the greater the energy used to lift these valves, and thus the greater the energy loss. Therefore, for example, when the intake gas is sufficiently sucked into the combustion chamber and the pumping loss or the like is small even if the valve lift is small, the valve lift is preferably small.
[0005]
However, in the variable valve mechanism described in Patent Literature 1, transition of the valve lift amount over a certain operating angle (hereinafter, referred to as “lift amount transition”) is determined for each operating angle, and the operating angle is determined. Only depends on. Therefore, if the operating angle of the valve is fixed, the transition of the lift amount during opening of the valve cannot be changed. For this reason, for example, in order to change the lift amount of the valve so as to reduce the lift amount in the case described above, the operating angle itself must be changed. Therefore, for example, there is a need for a variable valve mechanism capable of changing the valve lift change even if the operating angle is the same.
[0006]
In view of the above problem, an object of the present invention is to provide a variable valve mechanism capable of changing a valve lift change even when the operating angle is constant.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, in a first aspect, an intake valve or an exhaust valve, a camshaft that rotates in synchronization with rotation of a crankshaft, a rotation cam provided on the camshaft, An intermediate mechanism disposed between the valve and the valve, wherein the intermediate mechanism receives an input of a change in the cam peak of the rotating cam and is displaced by the cam peak; An output unit that outputs a lift amount having a predetermined relationship to the displacement amount to the valve to lift the valve, and the predetermined relationship is with respect to the displacement amount of the input unit equal to or more than the predetermined amount. The output section is configured to output only a non-zero lift amount, and a variable valve mechanism in which the predetermined relation can be changed is provided.
In the above variable valve mechanism, the lift amount of the valve is determined in accordance with the displacement amount of the input portion exceeding a predetermined amount. That is, when the displacement of the input unit is equal to or larger than the predetermined amount, the valve is lifted by the output unit according to the amount obtained by subtracting the predetermined amount from the displacement of the input unit (hereinafter, referred to as “substantial displacement”). Is done. At this time, the actual displacement amount and the valve lift amount are determined so as to have a predetermined relationship. This predetermined relation can be set to be various relations such as a proportional relation and a non-linear relation, but is set so that the valve lift amount does not become zero with respect to the substantial displacement amount. Is done. That is, when the actual displacement is larger than zero, the valve lift is set to be larger than zero.
The displacement of the input portion corresponds to a change in the cam peak of the rotary cam. When the predetermined amount is changed, the timing at which the valve starts and ends the lift is advanced or retarded. For example, if the predetermined amount is changed to be larger, the timing at which the valve starts to lift is retarded, and at the same time, the timing at which the valve ends lifting is advanced, and as a result, the operating angle is reduced. Conversely, if the predetermined amount is changed to be smaller, the timing at which the valve starts lifting is advanced, and at the same time, the timing at which the valve ends lifting is delayed, and the operating angle is increased. Thus, changing the predetermined amount changes the operating angle of the valve.
On the other hand, according to the first invention, the predetermined relationship between the substantial displacement amount and the valve lift amount can be changed. When this predetermined relationship is changed, the lift amount of the valve with respect to the substantial displacement amount is changed, and therefore, the transition of the lift amount of the valve can be changed. In particular, if the predetermined amount is not changed, it is possible to change only the valve lift amount transition without changing the operating angle.
[0008]
In a second aspect based on the first aspect, the intermediate mechanism is supported by a shaft different from the camshaft, and the output portion slides on the valve or a link mechanism between the valve and the output portion. The predetermined relationship is changed when the shape of the contact surface changes, and when the predetermined relationship is changed, the shape of the contact surface is changed. I did it.
According to the second aspect, the predetermined relationship is changed only by changing the shape of the contact surface that contacts the output portion or the link mechanism. The shape of the contact surface can be changed by, for example, preparing an output unit having a plurality of contact surfaces having different shapes in advance and selectively changing the contact surface to be actually brought into contact with the valve or the link mechanism. The predetermined relationship is changed. In this case, the output portion can be changed to a valve lift amount transition having a predetermined relationship different by the number of contact surfaces. Alternatively, the predetermined relationship can be changed by forming the contact surface so that the shape changes continuously and changing the contact position with the contact surface.
[0009]
In a third aspect based on the first aspect, the intermediate mechanism is supported on a shaft different from the camshaft, and the input portion is provided on a cam surface of the rotating cam or between the cam surface and the input portion. A contact surface that comes into contact with the link mechanism so as to slide, and when the shape of the contact surface changes, the predetermined relationship is changed. When the predetermined relationship is changed, the contact is changed. The shape of the surface was changed.
According to the third aspect, the predetermined relationship is changed only by changing the shape of the contact surface that contacts the input unit or the link mechanism. The shape of the contact surface is changed in the same manner as in the second invention.
[0010]
In a fourth aspect based on the second or third aspect, the output section has a plurality of partial output sections having different shapes, and the partial output section used when changing the shape of the contact surface is changed. did.
[0011]
In a fifth aspect based on any one of the first to fourth aspects, the intermediate mechanism can change the predetermined amount.
According to the fifth aspect, the valve operating angle can be changed by changing the predetermined amount as described above. Therefore, according to the fifth aspect of the present invention, the transition of the valve lift can be changed according to the first aspect of the present invention. Can be freely changed.
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a sectional view of a spark ignition type internal combustion engine equipped with a variable valve mechanism according to the present invention. The control device of the variable valve mechanism used in the present invention can be mounted on a direct injection type spark ignition type internal combustion engine or a compression self ignition type diesel internal combustion engine.
[0013]
Referring to FIG. 1, an engine body 1 includes a cylinder block 2, a piston 3 reciprocating in the cylinder block 2, and a cylinder head 4 mounted on the cylinder block 2. A plurality of cylinders 5 are formed in the cylinder block 2, and a combustion chamber 6 defined by the cylinder block 2, the piston 3, and the cylinder head 4 is formed in each cylinder 5.
[0014]
Each combustion chamber 6 communicates with a plurality of intake ports 7 and a plurality of exhaust ports 8 formed in the cylinder head 4. An intake valve 9 is arranged between each combustion chamber 6 and each intake port 7, and the intake valve 9 opens and closes a flow path between the combustion chamber 6 and the intake port 7. On the other hand, an exhaust valve 10 is arranged between each combustion chamber 6 and each exhaust port 8, and the exhaust valve 10 opens and closes a flow path between the combustion chamber 6 and the exhaust port 8. The intake valve 9 is lifted by an intake cam (rotating cam) 13 via an intermediate mechanism 11 and a rocker arm 12, which will be described later, and the exhaust valve 10 is lifted by an exhaust cam 15 via a rocker arm 14. The intake cam 13 is attached to an intake camshaft 16, while the exhaust cam 15 is attached to an exhaust camshaft 17. In the present embodiment, the intermediate mechanism 11 is provided only on the intake valve 9 side, but may be provided on the exhaust valve 10 side, or provided on both the intake valve 9 side and the exhaust valve 10 side. Is also good.
[0015]
Next, the intermediate mechanism 11 that constitutes the variable valve mechanism of the present invention will be described with reference to FIGS. 2 is a perspective view of the intermediate mechanism 11, and FIGS. 3 and 4 are partially omitted perspective views of the internal structure of the intermediate mechanism 11. FIG. 5 is a cross-sectional view of the intermediate mechanism 11 taken along a cross-sectional line II-II of FIG. 2, and FIG. 6 is a diagram illustrating a control device of the variable valve mechanism.
[0016]
The operating angle changing mechanism 11 shown in FIG. 2 corresponds to one cylinder 5 of the internal combustion engine. The operating angle changing mechanism 11 includes an input portion 21 having a hollow cylindrical base portion 21a, and a first output portion 22 and a second output portion 23 disposed on both sides of the input portion 21 in the axial direction of the input portion 21. And Each of the output units 22 and 23 corresponds to one rocker arm 12. Each of the output units 22 and 23 includes a first swing cam 24 and 25 arranged adjacent to the input unit 21 in the axial direction of the input unit 21, and an input unit for the first swing cam 24. And second swing cams 26 and 27 arranged on the opposite side of the first swing cam 21. These rocking cams 24 to 27 have hollow cylindrical base portions 24a to 27a, respectively. The input portion 21 and the swing cams 24 to 27 are supported by a support pipe 28 extending in the axial direction about the axis of the base portions 24a to 27a, and can rotate around the support pipe 28, respectively. The support pipe 28 is fixed to the cylinder block 4. The support pipe 28 has a cylindrical through-hole extending in the axial direction about the axis thereof, and the control shaft 29 passes through this through-hole. The control shaft 29 is slidable in the axial direction of the support pipe 28 in the through hole of the support pipe 28. Further, the control shaft 29 has a through hole 30 in the shaft extending in the axial direction about the axis of the control shaft 29. The through hole 30 in the shaft allows the hydraulic oil to flow in the through hole 30 in the shaft. I have.
[0017]
Arms 21b and 21c extend from the outer peripheral surface of the base portion 21a of the input section 21 in the radial direction of the base portion 21a, and a roller 21d is disposed between the arms 21b and 21c. The roller 21d abuts on the cam surface 13a of the intake cam 13 as shown in FIG. 1, whereby the input unit 21 rotates about the support pipe 28 according to the shape of the cam surface 13a. On the other hand, nose portions 24b to 27b extend from the base portions 24a to 27a of the swing cams 24 to 27 toward the radial direction of the base portions 24a to 27a, while the nose portions 24a to 27a extend to the base portions 24a to 27a of the swing cams 24 to 27. On the other hand, protruding portions 24c to 27c extend on the side opposite to the nose 24b to 27b. When the variable valve mechanism of the present invention is in operation, the nose portions 24b to 27b can contact the rocker arm 12, but the protrusions 24c to 27c do not contact the rocker arm 12.
[0018]
As shown in FIG. 3, a slider gear 31 is accommodated between the support pipe 28 and the base portion 21a of the input portion 21 and the base portions 24a, 25a of the first swing cams 24, 25. The slider gear 31 has a hollow cylindrical base portion 31a. The base portion 31a of the slider gear 31 is rotatable about the support pipe 28 and slidable in the axial direction of the support pipe 28. Supported. A helical input helical spline 31b formed in a right-handed spiral shape is formed on the outer periphery of the base portion 31a of the slider gear 31 near the center in the axial direction. The input helical spline 31b meshes with the input unit helical spline 21e provided on the inner surface of the input unit 21. On the other hand, on the outer periphery of the base portion 31a of the slider gear 31, on both sides in the axial direction of the input helical spline 31b, an output helical spline 31c formed in a helical left-hand thread and separated from the input helical spline 31b. , 31d are arranged respectively. These output helical splines 31c and 31d mesh with swing cam helical splines 24d and 25d provided on the inner surfaces of the first swing cams 24 and 25, respectively.
[0019]
As described above, the slider gear 31 can slide in the axial direction of the support pipe 28 in the input section 21 and the first swing cams 24 and 25. When the slider gear 31 slides in this manner, the input helical spline 31b and the output helical splines 31c, 31d have different spiral directions, so that the input portion 21 and the first swing cams 24, 25 are mutually moved. On the other hand, it rotates about the support pipe 28 in the opposite direction. Therefore, when the slider gear 31 slides in one of the axial directions of the support pipe 28, the roller 21d of the input unit 21 and the nose 24b of the first swing cams 24 and 25, as shown in FIG. When the relative angle (relative phase) α (see FIG. 1) with respect to the support gear 25b increases, and the slider gear 31 slides in the direction opposite to the above-mentioned one of the axial directions of the support pipe 28, FIG. As shown, the relative angle (relative phase) α (see FIG. 1) between the roller 21d of the input unit 21 and the nose 24b, 25b of the first swing cams 24, 25 decreases.
[0020]
An elongated hole 31e is provided in the base portion 31a of the slider gear 31, and an engaging pin 29a extending in the radial direction from the control shaft 29 and penetrating through the support pipe 28 is engaged in the elongated hole 31e. Therefore, when the control shaft 29 slides in the support pipe 28, the slider gear 31 slides accordingly. Therefore, as shown in FIG. 3, the control shaft 29 is moved in the direction D in the axial direction of the support pipe 28. ₁ , The relative angle between the roller 21d of the input unit 21 and the nose 24b, 25b of the first swing cam 24, 25 increases, and conversely, the control shaft 29 is moved in the axial direction of the support pipe 28 in the above-described direction. D ₁ Direction D opposite to ₂ , The relative angle α between the roller 21d of the input unit 21 and the nose 24b, 25b of the first swing cams 24, 25 becomes smaller.
[0021]
In this specification, the relative angle α between the roller 21d and the nose 24b to 27b is defined as a straight line extending from the axis of the support shaft 28 to the axis of the roller 21d, and the rocker arm 12 of the nose 24b to 27b from the axis of the support shaft. And the straight line extending to the point where the contact surfaces 24e to 27e that come into contact with the base portions 24a to 27e protrude from the base portions 24a to 27a (hereinafter, referred to as “protrusion start points”) 24f to 27f (see FIGS. 1 and 7). , FIG. 8).
[0022]
As shown in FIG. 5, a first pin hole 32 is provided in the projections 24c and 25c of the first swing cams 24 and 25, and in the projections 26c and 27c of the second swing cams 26 and 27. Is provided with a second pin hole 33. A sliding pin 34 is disposed in each of the pin holes 32 and 33. The sliding pin 34 is located at a first position where the sliding pin 34 is located between the first pin hole 32 and the second pin hole 33. (See FIG. 5) and a second position (not shown) in which the sliding pin 34 is completely accommodated in the first pin hole 32. When the slide pin 34 is at the first position as shown in FIG. 5, the first swing cams 24 and 25 and the second swing cams 26 and 27 are connected by the slide pin 34, and The second rocking cams 26 and 27 also rotate about the support pipe 28 in accordance with the rotation of the rocking cams 24 and 25 about the support pipe 28. On the other hand, when the sliding pin 34 is at the second position, the first swing cams 24 and 25 and the second swing cams 26 and 27 are disconnected without being connected, and thus the first swing cam 24 , 25 rotate around the support pipe 28, the second swing cams 26, 27 do not rotate and remain stationary.
[0023]
An urging spring 35 is disposed between the bottom surface of the first pin hole 32 and one side surface of the sliding pin 34, and the urging spring 35 is positioned when the sliding pin 34 is at the first position shown in FIG. The sliding pin 34 is urged to perform the operation. On the other hand, a fluid passage 36 is connected to the bottom surfaces of the second pin holes 33 formed in the second swing cams 26 and 27, and the fluid passage 36 is provided with a through hole 28a formed in the support pipe 28 and a control shaft. Through the through hole 29b formed in the through hole 29, it communicates with the through hole 30 in the shaft. For this reason, when a high oil pressure is applied to the hydraulic oil flowing through the through hole 30 in the shaft, a high oil pressure is applied to one side surface of the slide pin 34, and the slide pin 34 is biased by the urging spring 35. Move to the second position against Therefore, when a high oil pressure is applied to the hydraulic oil in the through hole 30 in the shaft, the first swing cams 24 and 25 and the second swing cams 26 and 27 rotate together, but the inside of the through hole 30 in the shaft If no hydraulic pressure is applied to the hydraulic oil, only the first swing cam 24 rotates and the second swing cams 26 and 27 do not rotate.
[0024]
Further, as shown in FIG. 6, an electric actuator 40 is connected to one end of the control shaft 29. This electric actuator 40 is connected to an electronic control unit (ECU) 41. The electronic control unit 41 is configured as a microcomputer having a known configuration in which a read-only memory (ROM), a random access memory (RAM), a microprocessor (CPU), an input port, and an output port are connected to each other via a bidirectional bus. You. Near the other end of the control shaft 29, a position sensor 42 for detecting the position of the control shaft 29 in the axial direction is arranged. The position sensor 42 can detect the position of the control shaft 29 and the moving speed of the control shaft 29.
[0025]
The control shaft 29 is urged by a spring or the like (not shown) in one of its axial directions, and the electric actuator 40 receives a control pulse signal from the ECU 41 and responds to the control pulse signal. Accordingly, the connection to the battery 43 is switched between on and off, and accordingly, the control shaft 29 is moved in the direction opposite to the one direction against the urging force of the spring or the like. For example, when the control pulse signal from the ECU 41 is turned on, electric power is supplied from the battery 43 to the electric actuator 40, and the electric actuator 40 moves the control shaft 29 in the direction D in FIG. ₂ , Thereby reducing the relative angle α between the roller 21d and the nose 24b, 25b. When the control pulse signal from the ECU 41 is turned off, the supply of power from the battery 43 to the electric actuator 40 is cut off, and the electric actuator 40 moves the control shaft 29 in the direction D in FIG. ₁ , Thereby increasing the relative angle α between the roller 21d and the nose 24b, 25b. The ECU 41 changes the ON / OFF duty ratio of the control pulse signal (the ratio of the signal ON time to the total of the ON time and the OFF time of the signal; hereinafter, referred to as the duty ratio). This changes the relative angle α between the roller 21d and the nose 24b, 25b.
[0026]
On the other hand, the through-hole 30 in the shaft is connected to a hydraulic pump 45 via a switching valve 44. The switching valve 44 receives a signal from the ECU 41 and opens and closes a passage from the hydraulic pump 45 to the through passage 30 in the shaft. When the passage is opened by the switching valve 44, a high oil pressure is applied to the hydraulic oil in the through passage 30 in the shaft, and the first swing cams 24 and 25 are separated from the second swing cams 26 and 27, respectively. Only the first swing cams 24 and 25 rotate around the support shaft 28. On the other hand, when the passage is closed by the switching valve 44, a high oil pressure is not applied to the hydraulic oil in the through passage 30 in the shaft, so that the first swing cams 24 and 25 and the second swing cams 26 and 27 are separated. The first oscillating cams 24 and 25 and the second oscillating cams 26 and 27 are rotated together.
[0027]
Next, an operation of the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. First, in the case shown in FIG. 7, the relative angle between the roller 21d and the nose 24b to 27b is the angle α. ₁ Thus, the control shaft 29 is positioned by the electric actuator 40, and the switching valve 44 is opened to connect the first swing cams 24, 25 and the second swing cams 26, 27.
[0028]
7A, the roller 21d of the input section 21 of the intermediate mechanism 11 is in contact with the cam surface 13a of the intake cam 13 other than the cam ridge 13b. At this time, the input unit 21 is in a state of being rotated to one side (most clockwise in FIG. 7A) in the rotatable angle range. Hereinafter, in the present embodiment, the angle at which the input unit 21 is rotated from the position of the input unit 21 in such a state is referred to as the rotation amount (displacement amount) of the input unit 21. When the roller 21d of the input unit 21 comes into contact with the cam surface 13a of the cam ridge 13b of the intake cam 13, the input unit 21 rotates counterclockwise in FIG. 7A according to the height of the cam ridge 13b. It is turned.
[0029]
Also, as can be seen from FIG. 7A, the rising start points 24 e and 25 e of the first swing cams 24 and 25 and the rising start points 26 e and 27 e of the second swing cams 26 and 27 are Relative angle α equal to each other ₁ Located in. Then, the first swing cams 24 and 25 rotate with the rotation of the input unit 21 by the intake cam 13. In the case shown in FIG. 7, since the first swing cams 24 and 25 and the second swing cams 26 and 27 are connected, the second swing cam is rotated with the rotation of the first swing cams 24 and 25. The cams 26 and 27 also rotate. Here, as shown in FIG. 7, the inclination of the contact surfaces 26e and 27e of the second swing cams 26 and 27 is steeper than the inclination of the contact surfaces 24e and 25e of the first swing cams 24 and 25. Therefore, when the first rocking cams 24, 25 and the second rocking cams 26, 27 rotate together with the rotation of the input section 21, the second rocking cams as shown in FIG. Only 26 and 27 contact the rocker arm 12 to push down the rocker arm 12 and lift the intake valve 9. That is, only the nose 26b, 27b of the second swing cam 26, 27 contributes to the lift of the intake valve 9, and the nose 24b, 25b of the first swing cam 24, 25 does not contribute to the lift of the intake valve 9. The lift amount of the intake valve 9 with respect to the crank angle (or the rotation angle of the camshaft) in the case shown in FIG. 7 is as shown by a curve a in FIG.
[0030]
In the case shown in FIG. 8, the relative angle between the roller 21d and the nose 24b to 27b is α as in the case shown in FIG. ₁ , The switching valve 44 is closed, and the first swing cams 24, 25 and the second swing cams 26, 27 are separated.
[0031]
In FIG. 8A, the state of the intermediate mechanism 11 is basically the same as the state of the intermediate mechanism 11 shown in FIG. 7A, but in the state shown in FIG. 8A was in the first position, whereas the sliding pin 34 was in the second position in the state shown in FIG. 8A (not shown in FIG. 8). For this reason, the second swing cams 26 and 27 are separated from the first swing cams 24 and 25, and the roller 21d of the input unit 21 is brought into contact with the cam surface a of the cam ridge b of the intake cam 13 to perform input. When the unit 21 rotates, only the first swing cams 24 and 25 rotate with the rotation of the input unit 21, and the second swing cams 26 and 27 do not rotate.
[0032]
Therefore, when the first swing cams 24 and 25 are separated from the second swing cams 26 and 27, only the first swing cams 24 and 25 are provided as shown in FIG. Makes contact with the rocker arm 12 and pushes down the rocker arm 12 to lift the intake valve 9. As described above, the inclination of the contact surfaces 24e, 25e of the first swing cams 24, 25 is gentler than the inclination of the contact surfaces 26e, 27e of the second swing cams 26, 27. When the rotation phases are the same, the lift amount of the intake valve 9 is smaller in the case shown in FIG. 8 than in the case shown in FIG.
[0033]
However, the angle β at which the rocking cam rotates between the time when the rocking cam starts to rotate and the time when the ridges 24b to 27b of the nose 24b to 27b come into contact with the roller 12a of the rocker arm 12 is the angle β in FIG. The case where the first swing cams 24 and 25 contact the roller 12a as described above is the same as the case where the second swing cams 26 and 27 contact the roller 12a as shown in FIG. That is, even when the input unit 21 rotates, the amount of rotation of the input unit 21 while the roller 12a of the rocker arm 12 is in contact with the base parts 24a to 27a without contacting the nose 24b to 27b is shown in FIG. The case shown is the same as the case shown in FIG. Therefore, the timing at which the intake valve 9 opens and closes and the timing at which the intake valve 9 closes and closes in the case shown in FIG. 8 are the same as those in the case shown in FIG. From the above, if the relative angle between the roller 21d of the input unit 21 and the nose 24b to 27b is constant, the angle at which the crankshaft rotates while the intake valve 9 is open (hereinafter referred to as the "working angle"). ) Is constant. Therefore, the lift amount of the intake valve 9 with respect to the crank angle (or the rotation angle of the camshaft) in the case shown in FIG. 8 is as shown by the broken line b in FIG.
[0034]
In the case shown in FIG. 9, the relative angle between the roller 21d of the input unit 21 and the nose 24b to 27b is the angle α ₁ Smaller angle α ₂ , And the switching valve 44 is opened to connect the first swing cams 24 and 25 and the second swing cams 26 and 27.
[0035]
As shown in FIG. 9A, the relative angle between the roller 21d of the input unit 21 and the nose 24b to 27b is α ₂ The angle β at which the rocking cam rotates after the rocking cam starts rotating and before the ridges 24b to 27b start to protrude 24f to 27f and the roller 12a of the rocker arm 12 is contacted with each other, as shown in FIGS. The relative angle shown in FIG. ₁ It becomes larger than the case. That is, even when the input unit 21 rotates, the amount of rotation of the input unit 21 while the roller 12a of the rocker arm 12 is in contact with the base parts 24a to 27a without contacting the nose 24b to 27b is shown in FIG. The case shown in FIG. 9 is larger than the case shown in FIG. Therefore, the relative angle is α ₂ The timing at which the intake valve 9 opens in the case of (1) is determined by the relative angle α shown in FIGS. ₂ In this case, the timing at which the intake valve 9 opens is later than the timing at which the intake valve 9 closes. ₂ Is earlier than the timing at which the intake valve 9 closes. From the above, when the control shaft 29 is moved to reduce the relative angle α between the roller 21d of the input unit 21 and the nose 24b to 27b, the working angle decreases. Conversely, when the relative angle α increases, the working angle increases. growing. Therefore, the lift amount of the intake valve 9 with respect to the crank angle (or the rotation angle of the camshaft) in the case shown in FIG. 9 is as shown by a curve c in FIG.
[0036]
From the above, when the relative angle α between the roller 21d of the input unit 21 and the nose 24b to 27b is changed, the roller 12a of the rocker arm 12 comes into contact with the bulge start point 24f to 27f of the nose 24b to 27b. That is, the rotation angle of the input unit 21 when the roller 12a and the contact surfaces 24e to 27e of the nose 24b to 27b start contact (the displacement amount of the input unit 21; hereinafter, referred to as "contact start rotation angle"). Is changed, so that the operating angle of the intake valve 9 is changed. On the other hand, by connecting or disconnecting the first oscillating cams 24, 25 and the second oscillating cams 26, 27, the lift amount with respect to the rotation amount of the input unit that is equal to or more than the contact start rotation amount is changed. In other words, the relationship between the rotation amount of the input unit that is equal to or more than the contact start rotation amount and the lift amount of the valve is changed.
[0037]
In particular, when the intake valve 9 is lifted by the first swing cams 24 and 25, the relationship between the rotation angle of the input unit 21 that is equal to or larger than the contact start rotation angle and the lift amount of the intake valve 9 is, for example, a curve d in FIG. On the other hand, when the intake valve 9 is lifted by the second swing cams 26 and 27, the relationship between the rotation angle of the input unit 21 that is equal to or larger than the contact start rotation angle and the lift amount of the intake valve is, for example, This is as shown by a curve e in FIG. As can be seen from the drawing, when the second swing cams 26 and 27 are used, the lift amount of the intake valve 9 with respect to the rotation angle of the input unit 21 that is equal to or larger than the contact start rotation angle is larger. Note that the horizontal axis in FIG. 11 indicates the rotation angle of the input unit 21 from the contact start rotation angle, and the vertical axis indicates the lift amount of the intake valve 9.
[0038]
The operating angle of the intake valve 9 can be changed by changing the relative angle α as described above. In this case, the change in the lift amount of the intake valve 9 is changed with the change in the operating angle. However, the lift amount transition at this time is uniquely determined for a certain operating angle. Therefore, in the present specification, the term “change in operating angle” means not only the actual operating angle but also the change in the lift amount transition by changing the operating angle, and the term “change in the lift amount transition” Means that only the lift amount transition is changed without changing the operating angle.
[0039]
In the first embodiment, the output units 22 and 23 have only two types of rocking cams, the first rocking cams 24 and 25 and the second rocking cams 26 and 27. A swing cam may be provided. When the swing cam is of two types as in the first embodiment, the lift amount of the intake valve 9 can be changed only in two stages. The lift can be changed at further stages. Alternatively, the swing cam may be a three-dimensional cam having continuous contact surfaces having different shapes in the axial direction of the support pipe, and the three-dimensional cam may be slid in the axial direction of the support pipe. In this case, the lift amount can be continuously changed without changing the operating angle of the intake valve.
[0040]
Further, in addition to changing the operating angle and the lift amount of the intake valve 9 by the intermediate mechanism 11 as in the first embodiment, the phase angle of the intake valve 9 (the valve opening timing ) May be changed. Thus, by adding the phase angle changing mechanism to the variable valve operating mechanism of the present invention, the intake valve 9 can be freely controlled.
[0041]
It is also possible that the first swing cams 24, 25 do not have the nose 24b, 25b. By doing so, even if the first swing cams 24 and 25 rotate around the support shaft 28, the first swing cams 24 and 25 do not push down the rocker arm 12. That is, when the first swing cams 24 and 25 and the second swing cams 26 and 27 are connected by the sliding pins 34, the rocker arm 12 is pushed down by the second swing cams 26 and 27. The intake valve 9 is lifted, but when these swing cams are not connected, the rocker arm 12 is not pushed down and the intake valve 9 does not lift. In this way, the lift of the intake valve 9 can be instantaneously switched.
[0042]
Furthermore, an intake port shape or a combustion chamber shape that changes the intake air flowing into the combustion chamber 6 according to the lift amount may be used, and the intake flow may be changed by changing the lift amount. For example, when the lift amount is large, a tumble flow is generated, and conversely, when the lift amount is small, a swirl flow is generated in an intake port shape or a combustion chamber shape.In an engine operating state where a tumble flow is required, the lift amount is increased. However, the lift amount may be reduced in an engine operating state that requires a swirl flow.
[0043]
In the above embodiment, the input unit is a roller and the output unit is a swing cam having a contact surface. However, the input unit may be a swing cam having a contact surface and the input unit may be a roller. Further, in the above embodiment, the rocker arm is provided as a link mechanism between the output section of the swing cam and the valve. However, such a link mechanism is disposed between the intake cam and the contact surface of the input section. May be.
[0044]
Next, the phase angle changing mechanism 50 will be briefly described with reference to FIG. In the figure, 50 is a phase angle changing mechanism, 51 is an oil control valve (hydraulic actuator, hereinafter referred to as OCV), and 52 is a hydraulic oil pump.
[0045]
The phase angle changing mechanism 50 is a so-called vane type phase angle changing mechanism, and includes a timing pulley 53 driven by a belt from a crankshaft (not shown) of the internal combustion engine, and a rotational drive integrally with the timing pulley 53. And a vane body 57 connected to the camshaft 16, which is rotatably disposed in the housing 54 and defines an advance hydraulic chamber 55 and a retard hydraulic chamber 56 in the housing 54. It has. In the vane type phase angle changing mechanism 50, the housing 54 and the vane body 57 are relatively rotated by supplying hydraulic oil to the advance hydraulic chamber 55 and the retard hydraulic chamber 56, and the crankshaft and the cam are rotated. The phase angle of the intake valve 9 is changed by changing the rotation phase with the shaft 16. That is, by supplying the hydraulic oil to the advance hydraulic chamber 55 and discharging the hydraulic oil from the retard hydraulic chamber 56, the vane body 57 is relatively rotated to the side where the phase angle is advanced with respect to the housing 54, By supplying hydraulic oil to the retard hydraulic chamber 56 and discharging hydraulic oil from the advance hydraulic chamber 55, the vane body 57 is relatively rotated with respect to the housing 54 in a direction in which the phase angle is retarded. When the phase angle is maintained at a constant phase angle, the hydraulic oil pressure in the advance hydraulic chamber 55 and the retard hydraulic chamber 56 is controlled to the same pressure, so that the housing 54 and the vane body 57 Keep the relative position constant.
[0046]
The control of the hydraulic oil pressure in each of the hydraulic chambers 55, 56, that is, the supply control of the hydraulic oil to the hydraulic chambers 55, 56 is performed by the OCV 51. The OCV 51 is a spool valve having a spool 58. The spool 58 is moved left and right in FIG. 12 by an actuator 59 which receives a signal from the ECU 41, thereby supplying hydraulic oil to the advance hydraulic chamber 55 and causing a retard hydraulic pressure. The hydraulic oil is discharged from the chamber 56, or the hydraulic oil is supplied to the retard hydraulic chamber 56 to discharge the hydraulic oil from the advance hydraulic chamber 55. Thus, the phase angle of the intake valve 9 is changed by changing the rotation phase between the crankshaft and the camshaft 16.
[0047]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 13 to 17 show a variable valve mechanism according to the second embodiment. 13 to 17, the same components as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals.
[0048]
The intermediate mechanism according to the second embodiment includes two drive arms 61 and 62, an intermediate roller 63, and a rod 64. The drive arms 61 and 62 can swing around a first axis 65. The first drive arm 61 is arranged so as to contact the cam surface 13a of the intake cam 13, while the second drive arm 62 is arranged so as not to contact the cam surface 13a. The first drive arm 61 and the second drive arm 62 are connected or disconnected from each other by a connection / disconnection mechanism (not shown) such as the slide pin 34 in the first embodiment. The mediation roller 63 is arranged so as to come into contact with outer wall surfaces (output portions) 61 b and 62 b at the bottom of the drive arms 61 and 62, and is connected to the disk 66 via the rod 64. Rod 64 is connected to disk 66 at a second axis 67. Therefore, the intermediate roller 63 can swing around the second axis 67.
[0049]
The rocker arm 69 is arranged so as to be in contact with the outer peripheral wall surface of the intermediate roller 63, and can swing around the third axis 68. The shape of the outer wall surface 69a of the rocker arm 69 on the side where the mediation roller 63 contacts is an arc shape with a radius r2 around the first axis 65. The disk 66 is held by a rocker arm 69 so as to be rotatable around a third axis 68. The disk 66 is connected to a hydraulic system or an electric motor (not shown), and the disk 66 is rotated by the hydraulic system or the electric motor. The intake valve 9 is arranged so as to contact the outer wall surface 69b at the tip of the rocker arm 69.
[0050]
FIG. 13 shows that the variable valve mechanism of the second embodiment is in the large lift mode or the small lift mode, and the outer wall surface (input portion) 61 a of the first drive arm 61 is a cam other than the cam ridge 13 b of the intake cam 13. The state of the variable valve mechanism when in contact with the surface 13a is shown. 14 and 15 show that the variable valve mechanism is in the large lift mode and the small lift mode, respectively, and the outer wall surface 61a of the first drive arm 61 contacts the cam surface 13a of the cam ridge 13b of the intake cam 13. 2 shows the state of the variable valve mechanism during the operation.
[0051]
In the large lift mode or the small lift mode shown in FIG. 13, when the outer wall surface 61a of the drive arm 61 is in contact with the cam surface 13a other than the cam ridge 13b of the intake cam 13, the drive arm 61, the intermediate roller 63, The rocker arms 69 are at the respective reference positions, and at this time, the lift amount of the intake valve 9 is zero. Here, in FIGS. 13 to 17, the dashed line indicated by reference numeral 0 indicates the position of the upper end of the intake valve 9 when the lift amount of the intake valve 9 is zero.
[0052]
On the other hand, when the intake cam 13 is rotated and the cam surface 13a of the cam ridge 13b of the intake cam 13 comes into contact with the outer wall surface 61a of the first drive arm 61, the first drive arm 61 is moved to the position shown in FIGS. As shown in FIG. 15, it is swung about its first axis 65 from its reference position. That is, the first drive arm 61 is swung by the rotation of the intake cam 13.
[0053]
As shown in FIG. 14, when the first drive arm 61 and the second swing arm 62 are connected by the connection / disconnection mechanism, when the first drive arm 61 is swung, the second drive arm 61 is swung. The arm 62 also swings with the first drive arm 61. As can be seen from FIGS. 13 to 17, the bottom surface (contact surface) 62 b of the second drive arm 62 is formed so as to partially project below the bottom surface (contact surface) 61 b of the first drive arm 61. Have been. Therefore, when both the drive arms 61 and 62 swing, the intermediate roller 63 is swung from the reference position around the second axis 67 only by the second drive arm 62. Then, the rocker arm 69 is rocked around the third axis 68 from its reference position by the rocking of the intermediate roller 63. As a result, the intake valve 9 is lifted. The lift amount of the intake valve 9 at this time is the largest lift amount that is possible in the variable valve mechanism of the present invention.
[0054]
As shown in FIG. 15, when the first drive arm 61 and the second drive arm 62 are not connected by the connection / disconnection mechanism, even if the first drive arm 61 is swung, The two drive arms 62 do not swing. Therefore, the intermediate roller 63 is swung from its reference position around the second axis 67 by only the first drive arm 61, whereby the rocker arm 69 is swung from its reference position around the third axis 68. Thus, the intake valve 9 is lifted, but the lift amount of the intake valve 9 in the case shown in FIG. 15 is smaller than the lift amount of the intake valve 9 in the case shown in FIG.
[0055]
That is, the transition of the lift amount of the intake valve 9 can be changed by connecting and disconnecting the first drive arm 61 and the second drive arm 62 by the connection / disconnection mechanism.
[0056]
By the way, when the disk 66 is rotated around the third axis 68 and is positioned at the position shown in FIG. 16, the intermediate roller 63 is moved on the outer wall surface 69a of the rocker arm 69 via the rod 64. Here, FIG. 16 shows a case where the variable valve mechanism is in the zero lift mode and the outer wall surface 61a of the first drive arm 61 is in contact with the cam surface 13a other than the cam ridge 13b of the intake cam 13. 2 shows a state of a variable valve mechanism. On the other hand, FIG. 17 shows that the variable valve mechanism is also in the zero lift mode, and the outer wall surface 61a of the first drive arm 61 is located on the cam surface 13a of the cam ridge 13b of the intake cam 13 where the protrusion amount is the largest. The state of the variable valve mechanism at the time of contact is shown.
[0057]
In the zero lift mode shown in FIG. 16, when the outer wall surface 61a of the drive arm 61 is in contact with the cam surface 13a other than the cam ridge 13b of the intake cam 13, the drive arm 61 and the rocker arm 69 are respectively The intermediate roller 63 is at a second reference position different from the reference position shown in FIG. 13, and at this time, the lift amount of the intake valve 9 is zero.
[0058]
Now, when the intake cam 13 is rotated and the cam surface 13a of the cam crest 13b of the intake cam 13 comes into contact with the outer wall surface 61a of the drive arm 61, the first drive arm 61 (the first drive arm 61 and the The two drive arms 61 and 62 when the two drive arms 62 are connected by a connection / disconnection mechanism.Hereinafter, the case where both drive arms 61 and 62 are connected is shown, but the case where they are not connected is also shown. Same as above), but is swung about its first axis 65 from its reference position, as shown in FIG.
[0059]
Here, while the drive arms 61 and 62 swing from the reference position to the position shown in FIG. 17, of the outer wall surfaces 61 b and 62 b at the bottom of the drive arms 61 and 62, the range (first The outer wall surfaces 61c and 62c (in a range extending over the angle θ about the axis 65) have an arc shape with a radius r1 about the first axis 65. For this reason, when the variable valve mechanism is in the zero lift mode, the intermediate roller 63 is not swung around the second axis 67 even if the drive arms 61 and 62 are swung. Therefore, the rocker arm 69 is not swung around the third axis 68, and the lift amount of the intake valve 9 at this time is zero.
[0060]
That is, according to the variable valve mechanism of the second embodiment of the present invention, when the position of the disk 66 is at the position shown in FIG. 13, the lift amount of the intake valve 9 is the maximum. On the other hand, when the position of the disk 66 is at the position shown in FIG. 16, the lift amount of the intake valve 9 is zero. Then, in the present invention, the position of the disk 66 is adjusted between the position shown in FIG. 13 and the position shown in FIG. 16, and therefore, the position of the mediating roller 63 is adjusted to the position shown in FIG. The lift amount of the intake valve 9 is continuously changed by adjusting the intake valve 9 between the above positions.
[0061]
As described above, according to the variable valve mechanism of the second embodiment, when the intermediate roller 63 is moved along the outer wall surface 69a of the rocker arm 69, when the drive arm 61 swings, the bottom surface of the drive arm 61 The range of contact between the (contact surface) 61b and the outer peripheral wall surface of the intermediate roller 63 varies, and the operating angle of the intake valve 9 can be continuously changed between zero and the maximum operating angle. Of course, the change in the lift amount is also changed in accordance with the change in the operating angle of the intake valve 9. Further, by connecting and disconnecting the first drive arm 61 and the second drive arm 62, the shape of the contact surface acting as the output portion is changed, so that the intake valve 9 at the same working angle is changed. Can be changed.
[0062]
In a region where the outer wall surfaces 61c and 62c at the bottom of the drive arms 61 and 62 transition to the outer wall surfaces 61b and 62b excluding the outer wall surfaces 61c and 62c (hereinafter, referred to as a “transition region”), Outer wall surfaces 61b, 62b at the bottom of 62 change smoothly. When the swing arms 61 and 62 are swung by the intake cam 13, the outer wall surfaces 61b and 62b are formed by removing the outer wall surfaces 61c and 62c from the state where the intermediate roller 63 is in contact with the outer wall surfaces 61c and 62c. When the state changes to the contact state, the intake valve 9 starts to lift when the transfer roller 63 comes into contact with the transition area, and on the contrary, the intake valve 9 is in contact with the outer wall surfaces 61b, 62b excluding the outer wall surfaces 61c, 62c. When the air conditioner changes to a state in which the intermediate roller 63 is in contact with the outer wall surfaces 61c and 62c, the intake valve 9 is closed when the intermediate roller 63 comes into contact with the transition region.
[0063]
Further, during the swinging of the drive arm 61, the intermediate rollers 63 move the outer wall surfaces 61 b, 62 b of the bottom of the drive arms 61, 62 and the rocker arm 69 between the bottom outer wall surfaces 61 b, 62 b of the drive arms 61, 62. It has a shape that is always in contact with both the outer wall surface 69a. In the above-described embodiment, the swing axis of the rocker arm 69 and the rotation axis 68 of the disk 66 are the same axis, but these axes may be different axes instead of the same axis.
[0064]
In the second embodiment, the shape of the outer wall surfaces (contact surfaces) 61b and 62b at the bottoms of the drive arms 61 and 62 acting as the output portions is different. Although the change in the lift amount is changed, the change in the lift amount of the intake valve 9 may be changed by selectively bringing the outer wall surfaces 61a, 62a of the drive arms 61, 62 having different shapes into contact with the intake cam 13. . Further, in the second embodiment, the two drive arms 61 and 62 are provided. However, more drive arms 61 and 62 may be provided, and the outer wall surface of the bottom whose shape continuously changes may be provided. May be provided to continuously change the lift amount transition of the intake valve 9.
[0065]
Note that, in this specification, the phase angle of the intake valve 9 means the rotational phase of the crankshaft when the intake valve 9 is most open, and has substantially the same meaning as the valve opening timing and the valve timing.
[0066]
【The invention's effect】
According to the present invention, the predetermined relationship between the actual displacement amount obtained by subtracting the predetermined amount affecting the operating angle and the valve lift amount can be changed, so that the valve lift amount transition can be performed even when the operating angle is constant. A variable valve mechanism that can be changed is provided.
[0067]
According to the fifth aspect, the valve operating angle and the transition of the lift amount can be freely changed, so that the opening / closing valve characteristics of the valve can be freely operated.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of an internal combustion engine equipped with a variable valve mechanism according to the present invention.
FIG. 2 is a perspective view of an intermediate mechanism according to the first embodiment.
FIG. 3 is a partially omitted perspective view of an internal configuration of the intermediate mechanism 11.
FIG. 4 is a partially omitted perspective view of an internal configuration of the intermediate mechanism 11.
FIG. 5 is a sectional view of the intermediate mechanism 11 taken along a section line II-II in FIG. 2;
FIG. 6 is a diagram showing a control device for a variable valve mechanism.
FIG. 7 is a view showing an operation state of the intermediate mechanism of the first embodiment.
FIG. 8 is a view showing an operation state of the intermediate mechanism of the first embodiment.
FIG. 9 is a diagram showing an operation state of the intermediate mechanism of the first embodiment.
FIG. 10 is a diagram illustrating a relationship between a crank angle and a lift amount when the intermediate mechanism according to the first embodiment is used.
FIG. 11 is a diagram illustrating a relationship between a rotation angle of the input unit and a lift amount from a contact start rotation angle.
FIG. 12 is a view showing a phase angle changing mechanism used for the variable valve mechanism of the present invention.
FIG. 13 is a diagram illustrating an operation state of the intermediate mechanism according to the second embodiment in a large lift mode or a small lift mode.
FIG. 14 is a diagram illustrating an operation state of the intermediate mechanism of the second embodiment in a large lift mode.
FIG. 15 is a diagram illustrating an operation state of the intermediate mechanism of the second embodiment in a small lift mode.
FIG. 16 is a diagram showing an operation state of the intermediate mechanism of the second embodiment in a zero lift mode.
FIG. 17 is a diagram illustrating an operation state of the intermediate mechanism of the second embodiment in the zero lift mode.
[Explanation of symbols]
1. Internal combustion engine
9 ... intake valve
11 ... Intermediate mechanism
12. Rocker arm
13 ... intake cam
21 ... Input unit
22, 23 ... output unit
28 ... Support pipe
29 ... Control shaft
30 ... Through-hole in shaft

Claims

An intake valve or an exhaust valve, a camshaft that rotates in synchronization with rotation of a crankshaft, a rotation cam provided on the camshaft, and an intermediate mechanism disposed between the rotation cam and the valve. In addition, the intermediate mechanism is configured to input a change in the cam peak of the rotary cam and to displace the input portion by the cam peak, and a lift amount having a predetermined relationship with respect to a displacement amount of the input portion that is equal to or more than a predetermined amount. An output unit that outputs to the valve to lift the valve, wherein the predetermined relationship is that the output unit outputs only a non-zero lift amount with respect to a displacement amount of the input unit equal to or more than the predetermined amount. A variable valve mechanism for an internal combustion engine, wherein the predetermined relationship can be changed.

The intermediate mechanism is supported on a shaft different from the camshaft, and the output section has a contact surface that slides on the valve or a link mechanism between the valve and the output section, 2. The internal combustion engine according to claim 1, wherein the predetermined relationship changes when the shape of the contact surface changes, and the shape of the contact surface changes when the predetermined relationship changes. Variable valve mechanism.

The intermediate mechanism is supported on a shaft different from the camshaft, and the input portion abuts on the cam surface of the rotary cam or a link mechanism between the cam surface and the input portion so as to slide. 2. The method according to claim 1, wherein the predetermined relationship is changed when the shape of the contact surface is changed, and the shape of the contact surface is changed when the predetermined relationship is changed. A variable valve mechanism for an internal combustion engine according to claim 1.

4. The variable valve of an internal combustion engine according to claim 2, wherein the output section has a plurality of partial output sections having different shapes, and the partial output section to be used is changed when the shape of the contact surface is changed. mechanism.

The variable valve mechanism of an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the intermediate mechanism is capable of changing the predetermined amount.