【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関に設けられた吸気バルブのバルブ特性を可変とする内燃機関の可変動弁機構に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
近年、吸気バルブの最大リフト量等のバルブ特性を機関運転状態に応じて可変とする可変動弁機構を内燃機関に搭載することが提案されている。この技術によれば、例えば内燃機関の低回転低負荷域では、吸気バルブの最大リフト量を小さくして吸気ポートを通じて各気筒に吸入される空気の量（吸入空気量）を制御する。この制御により、スロットルバルブの開度制御によって生ずるポンピングロスを小さくし、燃費の向上を図ることができる。また、高回転高負荷域では吸気バルブの最大リフト量を大きくし、吸気充填効率の向上により出力の増加を確保することができる。
【０００３】
上記可変動弁機構の１つとして、支持パイプ、コントロールシャフト、入力アーム、出力アーム及びスライダを備えたものがある（特許文献１参照）。この可変動弁機構では、コントロールシャフトが支持パイプに挿通されるとともにアクチュエータに駆動連結されており、このアクチュエータの作動によってコントロールシャフトが軸方向へ往復動させられる。入力アーム及び出力アームは支持パイプ上にそれぞれ揺動可能に設けられている。スライダは、コントロールシャフトと入力アーム及び出力アームとの間に設けられ、ヘリカルスプラインによってそれらの入・出力アームに連結されている。
【０００４】
上記構成の可変動弁機構では、内燃機関の吸気カムシャフトによって入力アームが揺動される。この揺動はスライダを介して出力アームに伝達され、同出力アームが揺動される。そして、この揺動する出力アームにより吸気バルブがバルブスプリングに抗して押下げられる。また、アクチュエータによってコントロールシャフトが軸方向へ移動させられると、ヘリカルスプラインの作用により、その移動に連動してスライダが回転しながら同方向へ変位する。これにより、入力アーム及び出力アームの相対位相差が変化し、それに伴い吸気バルブの最大リフト量が連続的に変更される。
【０００５】
上記可変動弁機構では、図１３に示すように、スライダがその可動範囲の一端（図１３の左端）に位置するとき、入・出力アームの相対位相差が最小となって、吸気バルブの最大リフト量及び吸入空気量が最小となる。スライダが前記一端から他端（図１３の右端）へ向けて変位するに従い、入・出力アームの相対位相差が大きくなって吸気バルブの最大リフト量及び吸入空気量が増大する。そして、スライダが可動範囲の他端に至ると、入・出力アームの相対位相差が最大となって、吸気バルブの最大リフト量及び吸入空気量が最大となる。また、１気筒当りに２つの吸気バルブが設けられた内燃機関にあっては、１気筒当りの吸入空気量は吸気ポート毎の吸入空気量の総和で表される。従って、この吸入空気量もまた同図１３に示すように、スライダの変位量に略比例して変化する。
【０００６】
【特許文献１】
特開２００１−２６３０１５号公報
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、特許文献１に記載された可変動弁機構では、スライダの変位に伴う吸入空気量の変化量が、最大リフト量の領域に拘わらず一定である（最大リフト量が小さい領域から大きい領域にかけて一定である）。これに対し、必要とされる吸入空気量は最大リフト量の大きさに応じて異なる。従って、必要とされる吸入空気量に対し、スライダの変位に伴う吸入空気量の変化量の占める割合（影響度合）が最大リフト量の領域に応じて異なる。特に、この影響度合は、必要とされる吸入空気量の少ないとき、すなわち最大リフト量の小さな領域で大きく、スライダをわずかに軸方向へ変位させただけでも吸入空気量が大きく変化してしまう。そのため、この領域においても必要な吸入空気量を確実に得ようとすると、コントロールシャフトを通じてスライダを軸方向へ高い精度で移動させなければならず、精度の高いアクチュエータ等が必要となって可変動弁機構のコストアップを招くおそれがある。
【０００８】
本発明はこのような実情に鑑みてなされたものであって、その目的は、スライダを軸方向へ高い精度で移動させなくても必要な量の空気を吸入させることのできる内燃機関の可変動弁機構を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について記載する。
請求項１に記載の発明では、内燃機関の吸気カムシャフトとは異なる軸上にそれぞれ揺動可能に設けられた入力アーム及び複数の出力アームと、少なくとも一部がアクチュエータにより軸方向へ変位させられるスライダとを備え、前記吸気カムシャフトによる前記入力アームの揺動を前記スライダを介して前記各出力アームに伝達して対応する吸気バルブを駆動するとともに、前記スライダの変位により前記入力アーム及び前記各出力アームの相対位相差を変更して前記吸気バルブのバルブ特性を変更するようにした内燃機関の可変動弁機構であって、前記スライダを、軸方向に配列され、かつ複数の前記出力アームにそれぞれ対応した複数の分割体により構成し、一部の分割体が所定位置から前記相対位相差が小さくなる方向へ移動するのを規制する規制手段を設けている。
【００１０】
上記の構成によれば、内燃機関の吸気カムシャフトが回転すると、可変動弁機構では、その吸気カムシャフトによって入力アームが軸を支点として揺動される。この揺動はスライダを介して各出力アームに伝達され、同出力アームが揺動する。この揺動する出力アームによって、対応する吸気バルブが駆動され、吸気ポートから気筒へ空気が吸入される。この際、各気筒に吸入される空気の総量は、開弁された各吸気ポートから流入する空気量の総和で表される。
【００１１】
また、アクチュエータによってスライダが駆動されて軸方向へ変位すると、その変位に応じて入力アーム及び出力アームの相対位相差が変更され、吸気バルブのバルブ特性が変更される。ここで、バルブ特性が例えば相対位相差に略比例する最大リフト量であるとすると、相対位相差が小さいときには最大リフト量が小さく吸入空気量が少ない。そして、相対位相差の増大に伴い最大リフト量が大きくなって吸入空気量が多くなる。
【００１２】
ところで、前述したスライダを構成する複数の分割体の一部については、所定位置から相対位相差が小さくなる方向へ移動することが規制手段によって規制される。そのため、この規制を受ける領域については入・出力アームの相対位相差が変化せず、移動が規制された分割体に対応した吸気バルブの最大リフト量が変化しない。一方、同領域であっても、移動が規制されていない分割体に対応した吸気バルブの最大リフト量は同分割体の変位に応じて変化する。従って、規制の対象となる領域では、前記のように移動が規制された分割体に対応した吸気バルブの最大リフト量が変化しない分、アクチュエータによるスライダの変位量に対する気筒への総吸入空気量の変化度合が、規制手段による規制を受けない場合に比べて小さくなる。必要とされる吸入空気量に対し、スライダの変位に伴う吸入空気量の変化量の占める割合（影響度合）は最大リフト量の小さな領域で大きくなるが、この領域を規制を受ける領域とすることにより、スライダをわずかに軸方向へ変位させただけで吸入空気量が大きく変化することが抑制される。その結果、スライダを軸方向へ高い精度で移動させなくてもすみ、精度の高いアクチュエータ等を用いなくても必要な量の空気を気筒に吸入させることが可能となる。
【００１３】
請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の発明において、前記相対位相差は前記スライダの変位量に略比例し、前記バルブ特性は、前記相対位相差に略比例する前記吸気バルブの最大リフト量であるとする。
【００１４】
上記の構成によれば、規制手段による規制を受けない分割体については、その分割体が可動範囲の一方の端に位置するときには入・出力アームの相対位相差が最小となる。このときには、吸気バルブの最大リフト量は最小となって吸入空気量が最小となる。分割体が前記位置から離れるほど相対位相差が大きくなり、これに伴い吸気バルブの最大リフト量が大きくなって吸入空気量が多くなる。
【００１５】
また、規制手段による規制を受ける分割体については、その規制を受ける領域において変位することができなくなる。そのため、この規制を受ける領域については、入・出力アームの相対位相差が変化せず、最大リフト量が変化しない。これに対し、前記規制を受ける領域とは異なる領域では、分割体が所定位置から離れるほど相対位相差が大きくなり、これに伴い吸気バルブの最大リフト量が大きくなって吸入空気量が多くなる。従って、前記規制を受ける領域では、アクチュエータによるスライダの変位量に対する気筒への総吸入空気量の変化度合が、規制手段による規制を受けない場合に比べて小さくなる。
【００１６】
請求項３に記載の発明では、請求項２に記載の発明において、前記所定位置は、前記規制手段がない場合に軸方向について前記一部の分割体が変位し得る領域のうち、対応する吸気バルブの最大リフト量を小さくする領域に設定されているとする。
【００１７】
上記の構成によれば、一部の分割体が規制手段による規制を受けて、入・出力アームの相対位相差が変化せずに最大リフト量が変化しない状態では、その分割体に対応する吸気バルブの最大リフト量が小さくなって吸入空気量が少なくなる。そして、最大リフト量の小さな領域において、アクチュエータによるスライダの変位量に対する気筒への総吸入空気量の変化度合が、規制手段による規制を受けない場合に比べて小さくなる。そのため、上記影響度合が大きくなる最大リフト量の小さな領域において、スライダの変位により吸入空気量が大きく変化するのを抑制することができる。
【００１８】
請求項４に記載の発明では、請求項１〜３のいずれか１つに記載の発明において、前記規制手段による規制を受ける分割体は前記アクチュエータに駆動連結されず、前記規制を受けない分割体は前記アクチュエータに駆動連結されているとする。
【００１９】
上記の構成によれば、規制手段による規制を受けない分割体は、アクチュエータの駆動によって軸方向へ変位させられる。この変位により、入・出力アームの相対位相差が変更され、同出力アームによって駆動される吸気バルブのバルブ特性が変更される。
【００２０】
これに対し、規制手段による規制を受ける分割体は、直接アクチュエータに連動して変位することがない。従って、規制手段による規制を受けた分割体に対しアクチュエータ側から無理な力が加わることがない。
【００２１】
請求項５に記載の発明では、請求項４に記載の発明において、前記規制手段による規制を受ける分割体は、前記吸気カムシャフト及び前記吸気バルブのバルブスプリングにより前記規制手段に近づく方向へ変位させられる一方、前記規制手段による規制を受けない分割体に押されて、前記規制手段から遠ざかる方向へ変位させられるとする。
【００２２】
上記の構成によれば、規制手段による規制を受ける分割体はアクチュエータに連動しないことから、軸方向へ移動するための駆動手段が別途必要となる。この点、請求項５に記載の発明では、前記分割体は、吸気バルブを駆動する際に吸気カムシャフト及び吸気バルブのバルブスプリングによって規制手段に近づく方向へ変位させられる。これに対し、前記分割体は、規制手段から遠ざかる方向へは、規制手段による規制を受けない分割体によって押されて変位する。従って、駆動手段を別途設けなくても、前記分割体を軸方向の所望位置へ変位させることができる。
【００２３】
請求項６に記載の発明では、請求項１〜５のいずれか１つに記載の発明において、軸方向への移動不能に設けられ、かつ前記軸が挿通された支持パイプをさらに備え、前記規制手段は前記支持パイプに固定されたストッパにより構成されているとする。
【００２４】
上記の構成によれば、複数の分割体の一部は軸方向へ移動して、支持パイプに固定されたストッパに当ると、それ以上相対位相差が小さくなる方向へ移動することが規制される。このように、支持パイプにストッパを固定するという簡単な構成でありながら、規制手段を成立させることができる。
【００２５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の可変動弁機構をガソリンエンジン（以下、単にエンジンという）に適用した一実施形態について、図１〜図１２を参照して説明する。
【００２６】
図１及び図２に示すように、エンジン１１はシリンダヘッド１２と、複数の気筒１３を有するシリンダブロック１４とを備えている。各気筒１３内には、ピストン１５が往復動可能に収容されている。各ピストン１５は、コネクティングロッド（図示略）を介し、出力軸であるクランクシャフト１０（図２参照）に連結されている。各ピストン１５の往復運動は、コネクティングロッドによって回転運動に変換された後、クランクシャフト１０に伝達される。
【００２７】
ピストン１５、気筒１３及びシリンダヘッド１２によって囲まれた空間は燃焼室１６となっている。シリンダヘッド１２には、各燃焼室１６に連通する吸気ポート１７及び排気ポート１８が気筒１３毎に一対ずつ設けられている。
【００２８】
これらの吸・排気ポート１７，１８を開閉するために、シリンダヘッド１２には、気筒１３毎に一対の吸気バルブ２１及び一対の排気バルブ２２がそれぞれ往復動可能に支持されている。吸・排気バルブ２１，２２はバルブスプリング２３によって常に上方へ付勢されている。この付勢方向は、吸・排気ポート１７，１８を閉じる方向（閉弁方向）である。
【００２９】
シリンダヘッド１２における吸気バルブ２１の上方には、気筒１３毎に１つずつの吸気カム２４を有する吸気カムシャフト２０が、立壁部２５，２６により回転可能に支持されている（図２参照）。同様に、シリンダヘッド１２における排気バルブ２２の上方には排気カムシャフト２７が回転可能に支持されている。吸・排気カムシャフト２０，２７は、タイミングチェーン１９等によりクランクシャフト１０に駆動連結されている。そして、クランクシャフト１０の回転がタイミングチェーン１９等を介して吸・排気カムシャフト２０，２７に伝達され、同カムシャフト２０，２７の回転により吸・排気バルブ２１，２２が往復動し、吸・排気ポート１７，１８が開閉される。
【００３０】
吸気ポート１７には吸気通路（図示略）が接続されており、エンジン１１の外部の空気がこの吸気通路及び吸気ポート１７を通過して燃焼室１６に取り込まれる。吸気通路には、燃焼室１６へ向けて燃料を噴射する燃料噴射弁（図示略）が各気筒１３に対応して取付けられている。噴射された燃料は、吸気ポート１７を通って燃焼室１６内に導入される吸入空気と混ざり合って混合気となる。なお、燃料噴射弁を吸気通路に代えてシリンダヘッドに取付け、燃料を燃焼室１６に直接噴射するようにしてもよい。
【００３１】
シリンダヘッド１２には、点火プラグ２８が各気筒１３に対応して取付けられている。そして、前記混合気は点火プラグ２８の電気火花によって着火され、爆発・燃焼する。このときに生じた高温高圧の燃焼ガスによりピストン１５が往復動され、クランクシャフト１０が回転されて、エンジン１１の駆動力（出力トルク）が得られる。
【００３２】
一方、排気ポート１８には排気通路（図示略）が接続されており、燃焼室１６で生じた燃焼ガスが、排気ポート１８、排気通路等を通ってエンジン１１の外部へ排出される。
【００３３】
図２に示すように、エンジン１１には、クランクシャフト１０に対する吸気カムシャフト２０の相対回転位相を調節して吸気バルブ２１のバルブタイミング（開閉期間）を進角又は遅角させるバルブタイミング可変機構２９が設けられている。このバルブタイミング可変機構２９の概略について説明すると、同機構２９はハウジング及びロータを備えている。ハウジングは吸気カムシャフト２０に相対回転可能に支持されるとともに、タイミングチェーン１９等によってクランクシャフト１０に駆動連結されている。ロータは外周に複数のベーンを有し、ハウジング内に収容された状態で吸気カムシャフト２０に一体回転可能に取付けられている。ハウジング内部において、各ベーンの回転方向についての前後両側にはそれぞれ圧力室が形成されている。そして、エンジン１１の運転状態に応じて、同エンジン１１の作動油が各圧力室に供給又は排出されることにより、ロータがハウジングに対して相対回転し、クランクシャフト１０に対する吸気カムシャフト２０の回転位相が変化する。なお、前記とは異なるタイプのバルブタイミング可変機構が用いられてもよい。
【００３４】
また、エンジン１１には、各吸気バルブ２１の最大リフト量及び作用角を連続的に可変とし、かつ前記バルブタイミング可変機構２９とともに可変動弁機構を構成する最大リフト量可変機構３１が設けられている。ここで、作用角は、吸気カム２４の回転について、吸気バルブ２１が開弁を開始してから閉弁するまでの角度範囲である。最大リフト量可変機構３１は、気筒１３毎に設けられた仲介駆動機構３２と、全仲介駆動機構３２にそれぞれ共通する１本の支持パイプ３３、軸としての１本のコントロールシャフト３４及び１つのリフト量可変アクチュエータ３５とを備えている。
【００３５】
支持パイプ３３は気筒配列方向（図２の左右方向）へ延びるように配置され、前述した立壁部２５に貫通固定されている。なお、この方向について、特に区別する必要のない場合には「軸方向」といい、区別する必要のある場合には矢印Ｆ方向又は矢印Ｒ方向というものとする。矢印Ｆ方向は、前述したタイミングチェーン１９から遠ざかる方向であり、矢印Ｒ方向はタイミングチェーン１９に近づく方向である。前記貫通固定により、支持パイプ３３は軸方向（矢印Ｆ方向及び矢印Ｒ方向）への移動が不能であり、しかも回転不能である。
【００３６】
コントロールシャフト３４は、支持パイプ３３内に軸方向への往復動可能に挿通されている。リフト量可変アクチュエータ３５はモータ、油圧シリンダ等により構成されており、コントロールシャフト３４に連結されている。そして、このリフト量可変アクチュエータ３５によって、コントロールシャフト３４を軸方向へ変位させるとともに、その軸方向における位置を調整するようにしている。
【００３７】
各仲介駆動機構３２は、吸気カムシャフト２０と、これに対応する一対の吸気バルブ２１との間に設けられている。各仲介駆動機構３２は、図３及び図５に示すように、入力アーム３６と、その軸方向についての両側に配置された第１出力アーム４１及び第２出力アーム４２とを備えている。第１出力アーム４１及び入力アーム３６は、それらの相対向する端部において嵌合により連結されている。同様に、第２出力アーム４２及び入力アーム３６は、それらの相対向する端部において嵌合により連結されている。各仲介駆動機構３２の入力アーム３６及び両出力アーム４１，４２は立壁部２５，２５間に配置されており、軸方向への動きが両立壁部２５，２５によって規制されている。
【００３８】
入力アーム３６は一対の支持片３７を備えており、両支持片３７の先端には、軸３８によりローラ３９が支持されている。また、第１出力アーム４１及び第２出力アーム４２は、いずれもベース円部４３と、略三角形状をなし、かつ凹状に湾曲するカム面４４ａを有するノーズ４４とを備えている。
【００３９】
図３〜図６に示すように、支持パイプ３３と、入力アーム３６及び両出力アーム４１，４２との間には、動力伝達用のスライダ４５が配置されている。このスライダ４５は、互いに軸方向に配置された第１分割体４６及び第２分割体４７に分割されている。両分割体４６，４７は略円筒状をなし、支持パイプ３３上に回動可能かつ軸方向への移動可能に支持されている。
【００４０】
第１分割体４６をコントロールシャフト３４に動力伝達可能に連結するために、同第１分割体４６の内周面には、周方向に延びる溝部４８が形成されている。この溝部４８は、本実施形態では内周面の全周にわたって形成されて円環状をなしているが、全周にわたらず円弧状をなすものであってもよい。溝部４８は、第１分割体４６に設けられた貫通孔４９によって、同第１分割体４６の外部に連通している（図６参照）。また、支持パイプ３３において、各仲介駆動機構３２に対応する箇所には、軸方向へ延びる長孔５１が形成されている。これらの溝部４８及び長孔５１には、前述した貫通孔４９を通じて挿入された係止ピン５２が配置され、その一端部がコントロールシャフト３４に圧入固定されている。また、溝部４８内に位置する係止ピン５２の他端部にはブッシュ５３が固定されている。ブッシュ５３は略四角板状をなし、かつ前記溝部４８に対応して湾曲形成されている。
【００４１】
従って、前述したように支持パイプ３３がシリンダヘッド１２（立壁部２５）に固定されているが、コントロールシャフト３４の軸方向への移動に伴い、係止ピン５２が支持パイプ３３の長孔５１内を移動することで、ブッシュ５３を介して第１分割体４６を軸方向へ移動させることが可能である。さらに、第１分割体４６自体は、周方向へ延びる溝部４８にて係止ピン５２及びブッシュ５３に係止されていることから、係止ピン５２及びブッシュ５３にて軸方向の位置は決定されるが、軸周りについては回動可能である。
【００４２】
一方、第２分割体４７については、前述した第１分割体４６とは異なり溝部４８が設けられておらず、また、係止ピン５２によってコントロールシャフト３４に連結されてもいない。従って、コントロールシャフト３４の軸方向の動きが第２分割体４７に直接伝達されることはない。
【００４３】
入力アーム３６及び第１分割体４６間で動力を伝達するために、入力アーム３６の内周面には、第１出力アーム４１側ほど時計回り方向へねじれたヘリカルスプライン３６ａが形成されている。これに対応して図４に示すように、第１分割体４６の外周面の第２分割体４７側の端部には、同方向へねじれたヘリカルスプライン４６ａが形成され、前述した入力アーム３６のヘリカルスプライン３６ａに噛合わされている。
【００４４】
また、第１出力アーム４１及び第１分割体４６間で動力を伝達するために、第１出力アーム４１の内周面には、前記入力アーム３６のヘリカルスプライン３６ａとは逆方向、すなわち入力アーム３６から離れるほど反時計回り方向へねじれたヘリカルスプライン４１ｂが形成されている。これに対応して、第１分割体４６の外周面の第２分割体４７とは反対側の端部には同方向へねじれたヘリカルスプライン４６ｂが形成され、前記第１出力アーム４１のヘリカルスプライン４１ｂに噛合わされている。このようにヘリカルスプライン３６ａ，４６ａと、ヘリカルスプライン４１ｂ，４６ｂとは逆方向へねじれている。そのため、コントロールシャフト３４の軸方向の移動に連動して第１分割体４６が同方向へ変位しながら回転することにより、入力アーム３６と第１出力アーム４１とに対し互いに逆方向のねじり力が付与され、入・出力アーム３６，４１の相対位相差が変化する。また、前記ヘリカルスプライン３６ａ，４６ａ，４１ｂ，４６ｂのねじれ方向の設定により、両アーム３６，４１の相対位相差は第１分割体４６が矢印Ｆ方向へ変位するに従い小さくなる。
【００４５】
入力アーム３６及び第２分割体４７間で動力を伝達するために、第２分割体４７の外周面の第１分割体４６側の端部には、同第１分割体４６側ほど時計回り方向へねじれたヘリカルスプライン４７ａが形成されており、前述した入力アーム３６のヘリカルスプライン３６ａに噛合わされている。
【００４６】
また、第２出力アーム４２及び第２分割体４７間で動力を伝達するために、第２出力アーム４２の内周面には、入力アーム３６側ほど反時計回り方向へねじれたヘリカルスプライン４２ｃが形成されている。これに対応して、第２分割体４７において第１分割体４６とは反対側の端部には同方向へねじれたヘリカルスプライン４７ｃが形成され、前記第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃに噛合わされている。このようにヘリカルスプライン３６ａ，４７ａと、ヘリカルスプライン４２ｃ，４７ｃとは逆方向へねじれている。そのため、第２分割体４７が軸方向へ変位しながら回転することにより、入力アーム３６と第２出力アーム４２とに対し互いに逆方向のねじり力が付与され、両アーム３６，４２の相対位相差が変化する。この際、前記ヘリカルスプライン３６ａ，４７ａ及び４２ｃ，４７ｃのねじれ方向の設定により、両アーム３６，４２の相対位相差は第２分割体４７が矢印Ｆ方向へ変位するに従い小さくなる。
【００４７】
さらに、仲介駆動機構３２には第２分割体４７が、所定位置から前記相対位相差が小さくなる方向（矢印Ｆ方向）へ移動するのを規制する規制手段が設けられている。この規制手段として、本実施形態ではピンからなるストッパ５６が支持パイプ３３に固定されている。また、第１分割体４６のストッパ５６に対応する箇所（図５及び図６の下部）には、前述した溝部４８と第１分割体４６の第２分割体４７側（図５の右側）の端面とを連通させる連通部５７が設けられている。連通部５７は、第１分割体４６の矢印Ｒ方向への変位がストッパ５６によって規制されないようにするためのものであり、第１分割体４６が矢印Ｒ方向へ変位する過程で、ストッパ５６が連通部５７を通じて溝部４８内に入り込む。
【００４８】
なお、支持パイプ３３とコントロールシャフト３４との間には潤滑油の通路５９が設けられている。さらに、支持パイプ３３において各出力アーム４１，４２の支持部分には潤滑油の供給口６０が開けられている。そして、通路５９を流れる潤滑油の一部が各供給口６０を通じて、各出力アーム４１，４２の支持パイプ３３に対する支持部分に供給されるようになっている。
【００４９】
各仲介駆動機構３２のローラ３９は、図１に示すように吸気カムシャフト２０の吸気カム２４に接触しており、同吸気カムシャフト２０の回転に伴い吸気カム２４による略下向きの力がローラ３９に加えられる。また、支持片３７及びシリンダヘッド１２間にはスプリング５８が圧縮状態で配置されており、このスプリング５８によりローラ３９が常に吸気カム２４に押付けられている。そして、吸気カム２４のカムプロフィールに応じて変化する略下向きの力と、スプリング５８による上向きの力とがつり合うように入力アーム３６が支持パイプ３３を支点として上下に揺動する。
【００５０】
一方、吸気バルブ２１及び出力アーム４１，４２間にはロッカーアーム６１が配置され、同ロッカーアーム６１を介して出力アーム４１，４２の揺動が両吸気バルブ２１に伝達される。すなわち、各ロッカーアーム６１は、その基端部（図１の右端部）６１ａにおいてアジャスタ６２にて揺動可能に支持され、先端部（図１の左端部）６１ｂにおいて吸気バルブ２１に接触している。そして、バルブスプリング２３の付勢力が吸気バルブ２１を通じてロッカーアーム６１の先端部６１ｂに加わり、同ロッカーアーム６１のローラ６３が両出力アーム４１，４２のベース円部４３又はノーズ４４に接触している。
【００５１】
前記のようにして構成された本実施形態によると、吸気カムシャフト２０が回転すると、最大リフト量可変機構３１では、吸気カム２４によって入力アーム３６がコントロールシャフト３４を支点として揺動される。この揺動は第１分割体４６を介して第１出力アーム４１に伝達されるとともに、第２分割体４７を介して第２出力アーム４２に伝達され、両出力アーム４１，４２が揺動する。これらの揺動する出力アーム４１，４２によって、対応する吸気バルブ２１が駆動されて開弁する。この開弁に伴い吸気ポート１７から燃焼室１６へ空気が吸入される。この際、各燃焼室１６に吸入される空気の総量は、開弁された各吸気ポート１７から流入する空気量の和で表される。
【００５２】
また、リフト量可変アクチュエータ３５によってコントロールシャフト３４の軸方向における位置が調整されることで、入・出力アーム３６，４１，４２の揺動方向について、入力アーム３６及び第１出力アーム４１の相対位相差と、入力アーム３６及び第２出力アーム４２の相対位相差とがそれぞれ変更される。これらの変更に伴い、図９〜図１１に示すように各吸気バルブ２１のバルブ特性（最大リフト量及び作用角）が連続的に変化する。両分割体４６，４７が矢印Ｆ方向へ最大量変位して相対位相差が小さいときには最大リフト量及び作用角が小さく、１気筒当りの吸入空気量が少ない。そして、両分割体４６，４７の矢印Ｒ方向への移動に伴って相対位相差が増大すると、最大リフト量及び作用角が大きくなって吸入空気量が多くなる。
【００５３】
また、図１及び図４に示すように仲介駆動機構３２においては、吸気カム２４により入力アーム３６のローラ３９に略下向きの力が加わる。この力はヘリカルスプライン３６ａ，４６ａ，４７ａを通じて第１分割体４６及び第２分割体４７に伝達される。前述したように両ヘリカルスプライン３６ａ，４６ａ，４７ａが第１出力アーム４１側ほど時計回り方向へねじれている。このねじれ方向と、吸気カム２４からの力とにより決定されるスラスト方向の力として、両分割体４６，４７には矢印Ｆ方向の荷重が作用する。
【００５４】
一方、バルブスプリング２３により、吸気バルブ２１、ロッカーアーム６１等を介して両出力アーム４１，４２に略上向きの力が加わる。この力はヘリカルスプライン４１ｂ，４６ｂ及び４２ｃ，４７ｃを通じて両分割体４６，４７に伝達される。前述したようにこれらのヘリカルスプライン４１ｂ，４６ｂ及び４２ｃ，４７ｃが前記ヘリカルスプライン３６ａ，４６ａ，４７ａとは逆方向へねじれている。これらのねじれ方向と、バルブスプリング２３からの力とにより決定されるスラスト力として、両分割体４６，４７には矢印Ｆ方向の荷重が作用する。
【００５５】
このように、入力アーム３６側から作用する荷重と、両出力アーム４１，４２側から作用する荷重とにより、両分割体４６，４７は矢印Ｆ方向へ移動しようとする。
【００５６】
なお、図９及び図１０は、第２出力アーム４２が対応する吸気バルブ２１を駆動する機構を示しているが、第１出力アーム４１が対応する吸気バルブ２１を駆動する機構についても同様であるので、第１出力アーム４１の符号も併記して説明する。
【００５７】
図９（ａ）及び図９（ｂ）は、リフト量可変アクチュエータ３５によってコントロールシャフト３４を図５の矢印Ｒ方向へ最大量移動させたときの仲介駆動機構３２の状態を示している。第１分割体４６が可動範囲における矢印Ｒ方向の端に位置し、これに押された第２分割体４７もまた可動範囲における矢印Ｒ方向の端に位置している。このときには、入力アーム３６と第１出力アーム４１との相対位相差も、同入力アーム３６と第２出力アーム４２との相対位相差も最大となっている。
【００５８】
特に、図９（ａ）は、吸気カム２４がそのベース円部２４ａにおいて、仲介駆動機構３２のローラ３９に接触している状態を示している。この状態では、両出力アーム４１，４２のベース円部４３においてノーズ４４に近い部分がロッカーアーム６１のローラ６３に接触している。このため、両吸気バルブ２１は閉弁状態（リフト量が零）となる。
【００５９】
吸気カムシャフト２０が回転すると、ノーズ２４ｂによってローラ３９が押下げられて、入力アーム３６が下方へ揺動する。この揺動が第１分割体４６を介して第１出力アーム４１に伝達されるとともに、第２分割体４７を介して第２出力アーム４２に伝達されて、両出力アーム４１，４２が下方へ揺動する。これらの揺動により、ノーズ４４のカム面４４ａが直ちにロッカーアーム６１のローラ６３に接触して、図９（ｂ）に示すように、カム面４４ａの略全範囲を使用してローラ６３を押下げる。この押下げにより、ロッカーアーム６１が基端部６１ａを支点として下方へ揺動し、ロッカーアーム６１の先端部６１ｂが大きく吸気バルブ２１を押下げ、両吸気ポート１７が大きく開放（開弁）される。両吸気バルブ２１が最も下方まで移動（リフト）したときの移動量である最大リフト量は最大となる。図８に示すように、吸気バルブ２１の開弁に伴い各吸気ポート１７から燃焼室１６に流入する空気量は最大となる。それらの吸入空気量の総量、すなわち１気筒当りの吸入空気量も最大となる。
【００６０】
ここで、リフト量可変アクチュエータ３５によってコントロールシャフト３４を図５の矢印Ｆ方向へ移動させると、そのコントロールシャフト３４に連動して第１分割体４６が回転しながら同方向へ変位する。第１分割体４６の回転により入力アーム３６及び第１出力アーム４１に対し互いに逆方向のねじり力が付与され、両アーム３６，４１の相対位相差が変化する。この相対位相差は、第１分割体４６の変位量が大きくなるほど小さくなる。この際、第２分割体４７は、吸気カム２４による略下向きの力、バルブスプリング２３による略上向きの力、ヘリカルスプライン４７ａ，４７ｃのねじれ方向により決定される方向（矢印Ｆ方向）の荷重を受ける。このため、第２分割体４７はコントロールシャフト３４によって直接駆動されることはないが、前記荷重により前記第１分割体４６に接した状態で回転しながら矢印Ｆ方向へ変位する。第２分割体４７の回転により入力アーム３６及び第２出力アーム４２に対し互いに逆方向のねじり力が付与され、両アーム３６，４２の相対位相差が変化する。この相対位相差は、第２分割体４７の変位量が大きくなるほど小さくなる。
【００６１】
吸気カム２４のベース円部２４ａが、仲介駆動機構３２のローラ３９に接触するときに、出力アーム４１，４２のベース円部４３についてロッカーアーム６１のローラ６３との接触箇所がノーズ４４から遠ざかる。このため、出力アーム４１，４２が揺動しても、しばらくはロッカーアーム６１のローラ６３はノーズ４４のカム面４４ａに接触することなくベース円部４３に接触し続ける。
【００６２】
その後、カム面４４ａがローラ６３を押下げて、ロッカーアーム６１を基端部６１ａを支点として下方へ揺動させるが、ローラ６３が当初、ノーズ４４から離れている分、カム面４４ａの使用範囲が少なくなる。その結果、ロッカーアーム６１の揺動角度が小さくなり、ロッカーアーム６１の先端部６１ｂによる吸気バルブ２１の押下げ量（最大リフト量）が小さくなる。こうして、吸気バルブ２１は最大時よりも小さな最大リフト量にて吸気ポート１７を開放状態にする。図８に示すように、吸気バルブ２１の開弁に伴い各吸気ポート１７から燃焼室１６に流入する空気量は、両分割体４６，４７の矢印Ｆ方向への変位量に応じて少なくなる。１気筒当りの吸入空気量も同様の傾向で変化する（少なくなる）。
【００６３】
上述した矢印Ｆ方向への変位の途中で第１分割体４６が所定位置（図８参照）に至ると、第２分割体４７は図７に示すようにストッパ５６に当接し、それ以上矢印Ｆ方向へ移動することが規制される。図１０（ａ）及び図１０（ｂ）は、このときの仲介駆動機構３２の状態を示している。
【００６４】
特に、図１０（ａ）は吸気カム２４がそのベース円部２４ａにおいて、入力アーム３６のローラ３９に接触している状態を示している。この状態では、第２出力アーム４２のベース円部４３においてノーズ４４からかなり離れた部分がロッカーアーム６１のローラ６３に接触している。このため、吸気バルブ２１は閉弁状態（リフト量が零）となる。
【００６５】
前記の状態から第２出力アーム４２が揺動を開始しても、しばらくはロッカーアーム６１のローラ６３はノーズ４４のカム面４４ａに接触することなくベース円部４３に接触し続ける。その後、カム面４４ａがローラ６３に接触して、図１０（ｂ）に示すようにロッカーアーム６１のローラ６３を押下げる。この押下げにより、ロッカーアーム６１は基端部６１ａを支点として下方へ揺動する。しかし、ローラ６３が当初、ノーズ４４からかなり離れている分、カム面４４ａの使用範囲が少なくなってロッカーアーム６１の揺動角度はさらに小さくなり、ロッカーアーム６１の先端部６１ｂによる吸気バルブ２１の押下げ量（最大リフト量）はかなり少なくなる。こうして吸気バルブ２１は最大量よりもかなり小さな最大リフト量にて吸気ポート１７を開放状態とする。
【００６６】
前記のようにストッパ５６によって第２分割体４７の矢印Ｆ方向への変位が規制された状態でも、第１分割体４６はコントロールシャフト３４に連動して同方向へ変位可能である。この変位に伴い第１分割体４６は第２分割体４７から矢印Ｆ方向へ遠ざかってゆく。第１分割体４６が、前記所定位置と矢印Ｆ方向の端の位置との間の領域で変位するときには、その変位に応じて入力アーム３６と第１出力アーム４１との相対位相差が変化する。第１分割体４６が矢印Ｆ方向へ変位するに従い前記相対位相差が小さくなり、図８に示すように一方の吸気ポート１７から燃焼室１６に流入する空気量が少なくなる。一方、この領域では、前述したように第２分割体４７はそれ以上矢印Ｆ方向へ変位できない。このことから、入力アーム３６と第２出力アーム４２との相対位相差が前記所定位置のときの相対位相差から変わらず、他方の吸気ポート１７から燃焼室１６に流入する空気量が変化しない。そのため、両吸気ポート１７から燃焼室１６に流入する空気量の総量、すなわち１気筒当りの吸入空気量は、ストッパ５６による規制を受けない場合よりも少なくなる。これに伴い、第１分割体４６の変位量に対する燃焼室１６への総吸入空気量の変化度合が、ストッパ５６による規制を受けない場合に比べて小さくなる。
【００６７】
図１１（ａ）及び図１１（ｂ）は、リフト量可変アクチュエータ３５によってコントロールシャフト３４を図７の矢印Ｆ方向へ最大量移動させたときの仲介駆動機構３２の状態を示している。第１分割体４６は可動範囲における矢印Ｆ方向の端に位置している。このときには、入力アーム３６と第１出力アーム４１との相対位相差は最小となっており、同入力アーム３６と第２出力アーム４２との相対位相差は最小よりも若干大きくなっている。
【００６８】
特に、図１１（ａ）は吸気カム２４がそのベース円部２４ａにおいて、入力アーム３６のローラ３９に接触している状態を示している。この状態では、第１出力アーム４１のベース円部４３においてノーズ４４から最も離れた部分がロッカーアーム６１のローラ６３に接触している。このため、吸気バルブ２１は閉弁状態（リフト量が零）となる。
【００６９】
前記の状態から第１出力アーム４１が揺動しても、その揺動の全期間にわたり、ロッカーアーム６１のローラ６３はノーズ４４のカム面４４ａに接触することなくベース円部４３に接触し続ける。すなわち、図１１（ｂ）に示すように、吸気カム２４のノーズ２４ｂが入力アーム３６のローラ３９を最大に押下げても、カム面４４ａはロッカーアーム６１のローラ６３を押下げるために使用されることはない。その結果、ロッカーアーム６１は基端部６１ａを支点として揺動することがなくなり、ロッカーアーム６１の先端部６１ｂによる吸気バルブ２１の押下げ量（最大リフト量）が零となる。こうして吸気バルブ２１は吸気ポート１７の閉鎖状態を維持する。
【００７０】
このように、リフト量可変アクチュエータ３５によってコントロールシャフト３４を通じて第１分割体４６の位置を調整することにより、図１２のグラフに示すリフト量パターンの間で、第１出力アーム４１によって駆動される吸気バルブ２１のリフト量及び作用角を連続的に調整することが可能である。
【００７１】
以上詳述した本実施形態によれば、以下の効果が得られる。
（１）入・出力アーム３６，４１，４２の相対位相差をスライダ４５の変位量に略比例させ、吸気バルブ２１の最大リフト量及び作用角を相対位相差に略比例させるようにした最大リフト量可変機構３１において、スライダ４５を第１分割体４６及び第２分割体４７に分割している。また、第２分割体４７が、所定位置から相対位相差が小さくなる方向（矢印Ｆ方向）へ移動するのを規制するストッパ５６を設けている。所定位置を、ストッパ５６がないとしたならば軸方向について第２分割体４７が変位し得る領域のうち、対応する吸気バルブ２１の最大リフト量を小さくする領域に設定している。
【００７２】
そのため、第２分割体４７がストッパ５６による規制を受ける領域（図８参照）では第２分割体４７が変位できなくなり、入力アーム３６及び第２出力アーム４２の相対位相差が小さなまま変化しない。対応する吸気バルブ２１の最大リフト量及び吸入空気量が少ないまま変化しない。一方、同領域であっても、移動が規制されていない第１分割体４６に対応した吸気バルブ２１の最大リフト量は同第１分割体４６の変位に応じて変化する。規制の対象となる領域では、第２分割体４７に対応した吸気バルブ２１の最大リフト量が変化しない分、リフト量可変アクチュエータ３５による第１分割体４６の変位量に対する燃焼室１６への総吸入空気量の変化度合が、ストッパ５６による規制を受けない場合に比べて小さくなる。
【００７３】
従って、必要とされる吸入空気量に対し、スライダ４５の変位に伴う吸入空気量の変化量の占める割合（影響度合）は最大リフト量が小さくて吸入空気量が少ない領域で大きくなるが、この領域においてスライダ４５をわずかに軸方向へ変位させただけで吸入空気量が大きく変化するのを抑制することができる。この領域は、一般に吸入空気量を緻密に制御することで燃費向上を図ることが要求される領域である。そのため、上記影響度合が大きくなる最大リフト量及び作用角の小さな領域において、スライダ４５の変位により吸入空気量が大きく変化するのを抑制することができ、コントロールシャフト３４及びスライダ４５を軸方向へ高い精度で移動させなくてもすむようになる。これに伴い、精度の高いリフト量可変アクチュエータ３５等を用いなくても、目標とする量の空気を燃焼室１６に吸入させることが可能となる。
【００７４】
（２）最大リフト量及び吸入空気量について前記（１）の規制を受ける領域（吸入空気量の少ない領域）を除く領域では、吸入空気量の緻密な制御による燃費向上よりもむしろ出力性能の向上が要求される。この点、本実施形態では、前記領域で第２分割体４７がストッパ５６による規制を受けることのないようにしている。そのため、前記の規制を受けることによる吸入空気量の減少がない。本来の吸入空気量を確保し、それに伴い燃料噴射量を多くして出力増加を優先させることができる。
【００７５】
（３）ストッパ５６による規制を受ける第２分割体４７をコントロールシャフト３４に連結していない。そのため、第２分割体４７は、コントロールシャフト３４の移動に連動しては変位しない。従って、コントロールシャフト３４が軸方向、特に矢印Ｆ方向へ移動しても、ストッパ５６による規制を受けた第２分割体４７に対し、コントロールシャフト３４側から無理な力が加わることがない。
【００７６】
（４）第２分割体４７に対しては、ヘリカルスプライン４７ａのねじれ方向と、吸気カム２４からの力とにより決定される矢印Ｆ方向の荷重が作用する。これに加え、ヘリカルスプライン４７ｃのねじれ方向とバルブスプリング２３からの力とにより決定される矢印Ｆ方向の荷重が作用する。
【００７７】
従って、第２分割体４７がコントロールシャフト３４に駆動連結されていないことから、このコントロールシャフト３４によっては第２分割体４７を矢印Ｆ方向へ変位させることができないが、第２分割体４７を同方向へ変位させるための駆動手段を別途設けなくてもすむ。
【００７８】
（５）第２分割体４７を矢印Ｒ方向へ変位させるときには、コントロールシャフト３４に連動する第１分割体４６の同方向への変位を利用し、この第１分割体４６によって第２分割体４７を押して同方向へ変位させるようにしている。
【００７９】
このため、第２分割体４７がコントロールシャフト３４に駆動連結されていないことから、このコントロールシャフト３４によっては第２分割体４７を直接矢印Ｒ方向へ変位させることができないが、第２分割体４７を同方向へ変位させるための駆動手段を別途設けなくてもすむ。
【００８０】
（６）ストッパ５６との当接により第２分割体４７の矢印Ｆ方向への変位を規制するようにしている。このため、支持パイプ３３にストッパ５６を固定するという簡単な構成でありながら、規制手段を成立させることができる。
【００８１】
なお、本発明は次に示す別の実施形態に具体化することができる。
・規制手段として、前記ピンに代えて止め輪（スナップリング）、キー等を用い、これを支持パイプ３３に固定してもよい。前者の場合、支持パイプ３３の外周に環状の溝を形成し、ここに止め輪を嵌める。また、後者の場合、支持パイプ３３の外面にキー溝を形成し、ここにキーを嵌める。
【００８２】
・本発明は、１気筒当り３つ以上の吸気バルブを有する内燃機関にも適用可能である。この場合には、出力アームを吸気バルブと同数に変更し、スライダを吸気バルブと同数に分割する。
【００８３】
・支持パイプ３３を省略し、コントロールシャフト３４に支持パイプ３３の機能を兼ねさせてもよい。
・ヘリカルスプライン４１ｂ，４６ｂ及びヘリカルスプライン４２ｃ，４７ｃのねじれ角は互いに同一であってもよい。この場合には、気筒１３毎の２つの吸気バルブ２１，２１が同じ最大リフト量及び作用角にて往復動する。
【００８４】
また、ヘリカルスプライン４１ｂ，４６ｂ及びヘリカルスプライン４２ｃ，４７ｃのねじれ角を互いに異ならせてもよい。こうすると、同一の気筒１３であっても、２つの吸気バルブ２１，２１が異なる最大リフト量及び作用角で往復動することとなる。２つの吸気バルブ２１，２１から異なる流量、あるいは異なるタイミングで燃焼室１６内に空気を吸入させることにより、燃焼室１６内にスワール等の旋回流を生じさせ、もって燃焼性を改良してエンジンの性能を向上させることが可能となる。
【００８５】
・上述した内容は、ヘリカルスプライン４１ｂ，４６ｂ又は４２ｃ，４７ｃのねじれ角を異ならせることにより、最大リフト量や作用角に差を設けたものである。これに代えて、出力アーム４１，４２のノーズ４４の位相位置に差を設けたり、ノーズ４４のカム面４４ａの形状に差を設けたりすることで、バルブリフト量や作用角に差を設けてもよい。
【００８６】
・仲介駆動機構３２と吸気バルブ２１との間のロッカーアーム６１を省略してもよい。この場合、例えば、吸気バルブ２１にバルブリフタを設け、出力アーム４１，４２のノーズ４４をバルブリフタに直接接触させる。そして、出力アーム４１，４２の揺動によってバルブリフタを介して吸気バルブ２１を押下げるようにしてもよい。
【００８７】
また、ノーズ４４の前記直接接触に代え、ローラを介してノーズ４４をバルブリフタに間接的に接触させてもよい。この場合、ノーズ４４にローラを支持し、このローラをバルブリフタに転がり接触させてもよいし、バルブリフタにローラを支持し、このローラをノーズ４４に転がり接触させてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を具体化した一実施形態において、可変動弁機構が適用されたエンジンの部分断面図。
【図２】シリンダヘッドにおけるカムシャフト及び可変動弁機構の位置関係を示す概略平面図。
【図３】仲介駆動機構の斜視図。
【図４】スライダの正面図。
【図５】仲介駆動機構内の両分割体を矢印Ｒ方向へ最大量変位させたときの状態を示す断面図。
【図６】第１分割体をコントロールシャフトに組付ける状態を示す断面図。
【図７】仲介駆動機構内の第１分割体を矢印Ｆ方向へ最大量変位させたときの状態を示す断面図。
【図８】第１分割体の位置と吸入空気量との関係を示すグラフ。
【図９】（ａ），（ｂ）は可変動弁機構の動作を示す説明図。
【図１０】（ａ），（ｂ）は可変動弁機構の動作を示す説明図。
【図１１】（ａ），（ｂ）は可変動弁機構の動作を示す説明図。
【図１２】可変動弁機構により調節される吸気バルブのリフト量変化を示すグラフ。
【図１３】従来の可変動弁機構におけるスライダの位置と吸入空気量との関係を示すグラフ。
【符号の説明】
１１…エンジン（内燃機関）、２０…吸気カムシャフト、２１…吸気バルブ、２３…バルブスプリング、３３…支持パイプ、３４…コントロールシャフト（軸）、３５…リフト量可変アクチュエータ、３６…入力アーム、４１…第１出力アーム、４２…第２出力アーム、４５…スライダ、４６…第１分割体、４７…第２分割体、５６…ストッパ（規制手段）。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable valve mechanism for an internal combustion engine that varies the valve characteristics of an intake valve provided in the internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
In recent years, it has been proposed to mount an internal combustion engine with a variable valve mechanism that makes a valve characteristic such as a maximum lift amount of an intake valve variable according to an engine operating state. According to this technique, for example, in a low rotation and low load region of an internal combustion engine, the maximum lift amount of the intake valve is reduced to control the amount of air taken into each cylinder (intake air amount) through the intake port. By this control, the pumping loss caused by the throttle valve opening control can be reduced, and the fuel consumption can be improved. Further, in the high rotation and high load range, the maximum lift amount of the intake valve can be increased, and an increase in output can be secured by improving the intake charging efficiency.
[0003]
One of the variable valve mechanisms includes a support pipe, a control shaft, an input arm, an output arm, and a slider (see Patent Document 1). In this variable valve mechanism, the control shaft is inserted into the support pipe and is drivingly connected to the actuator. The operation of the actuator causes the control shaft to reciprocate in the axial direction. The input arm and the output arm are swingably provided on the support pipe. The slider is provided between the control shaft, the input arm, and the output arm, and is connected to the input / output arms by a helical spline.
[0004]
In the variable valve mechanism having the above configuration, the input arm is swung by the intake camshaft of the internal combustion engine. This swing is transmitted to the output arm via the slider, and the output arm is swung. The swinging output arm pushes the intake valve against the valve spring. Further, when the control shaft is moved in the axial direction by the actuator, the slider is displaced in the same direction while rotating in conjunction with the movement by the action of the helical spline. As a result, the relative phase difference between the input arm and the output arm changes, and the maximum lift amount of the intake valve is continuously changed accordingly.
[0005]
In the variable valve mechanism, as shown in FIG. 13, when the slider is positioned at one end of the movable range (the left end in FIG. 13), the relative phase difference between the input and output arms is minimized, and the maximum of the intake valve is reached. Lift amount and intake air amount are minimized. As the slider is displaced from the one end to the other end (the right end in FIG. 13), the relative phase difference between the input and output arms increases and the maximum lift amount and intake air amount of the intake valve increase. When the slider reaches the other end of the movable range, the relative phase difference between the input and output arms becomes maximum, and the maximum lift amount and intake air amount of the intake valve become maximum. Further, in an internal combustion engine in which two intake valves are provided per cylinder, the intake air amount per cylinder is represented by the sum of the intake air amounts for each intake port. Therefore, this intake air amount also changes substantially in proportion to the displacement of the slider, as shown in FIG.
[0006]
[Patent Document 1]
JP 2001-263015 A
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the variable valve mechanism described in Patent Document 1, the amount of change in the intake air amount accompanying the displacement of the slider is constant regardless of the region of the maximum lift amount (from the region where the maximum lift amount is small to the region where it is large). Constant). On the other hand, the required intake air amount varies depending on the maximum lift amount. Therefore, the ratio (influence degree) of the change amount of the intake air amount accompanying the displacement of the slider to the required intake air amount differs depending on the region of the maximum lift amount. In particular, this degree of influence is large when the amount of intake air required is small, that is, in a region where the maximum lift amount is small, and the amount of intake air changes greatly even if the slider is slightly displaced in the axial direction. Therefore, in order to reliably obtain the necessary intake air amount even in this region, the slider must be moved in the axial direction through the control shaft with high accuracy, and a highly accurate actuator or the like is required. There is a risk of increasing the cost of the mechanism.
[0008]
The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide a variable motion of an internal combustion engine that can inhale a necessary amount of air without moving the slider in the axial direction with high accuracy. It is to provide a valve mechanism.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
In the following, means for achieving the above object and its effects are described.
According to the first aspect of the present invention, at least a part of the input arm and the plurality of output arms, which are swingably provided on different axes from the intake camshaft of the internal combustion engine, are displaced in the axial direction by the actuator. A slider, and transmits the swing of the input arm by the intake camshaft to each output arm via the slider to drive the corresponding intake valve, and the displacement of the slider causes the input arm and the each A variable valve mechanism for an internal combustion engine in which a relative phase difference of an output arm is changed to change a valve characteristic of the intake valve, wherein the slider is arranged in an axial direction, and is connected to a plurality of the output arms. It is composed of a plurality of corresponding divided bodies, and some of the divided bodies move from a predetermined position in a direction in which the relative phase difference is reduced. It is provided with a regulation means for regulating.
[0010]
According to the above configuration, when the intake camshaft of the internal combustion engine rotates, in the variable valve mechanism, the input arm is swung around the shaft by the intake camshaft. This swing is transmitted to each output arm via the slider, and the output arm swings. The swinging output arm drives the corresponding intake valve, and air is sucked from the intake port into the cylinder. At this time, the total amount of air sucked into each cylinder is represented by the total amount of air flowing in from each opened intake port.
[0011]
Further, when the slider is driven by the actuator and displaced in the axial direction, the relative phase difference between the input arm and the output arm is changed according to the displacement, and the valve characteristic of the intake valve is changed. Here, if the valve characteristic is, for example, the maximum lift amount that is substantially proportional to the relative phase difference, the maximum lift amount is small and the intake air amount is small when the relative phase difference is small. As the relative phase difference increases, the maximum lift amount increases and the intake air amount increases.
[0012]
By the way, a part of the plurality of divided bodies constituting the slider described above is restricted by the restricting means from moving in a direction in which the relative phase difference is reduced from the predetermined position. For this reason, the relative phase difference between the input and output arms does not change in the region subject to this restriction, and the maximum lift amount of the intake valve corresponding to the divided body whose movement is restricted does not change. On the other hand, even in the same region, the maximum lift amount of the intake valve corresponding to the divided body whose movement is not restricted changes according to the displacement of the divided body. Therefore, in the restricted area, the maximum intake air amount corresponding to the divided body whose movement is restricted as described above does not change, so that the total intake air amount to the cylinder with respect to the slider displacement amount by the actuator is not changed. The degree of change is smaller than that in the case where the degree of change is not regulated. The ratio (influence degree) of the change amount of the intake air amount due to the displacement of the slider to the required intake air amount becomes large in the region where the maximum lift amount is small, but this region should be the restricted region Thus, it is possible to suppress the intake air amount from changing greatly only by slightly displacing the slider in the axial direction. As a result, it is not necessary to move the slider in the axial direction with high accuracy, and a necessary amount of air can be sucked into the cylinder without using a highly accurate actuator or the like.
[0013]
According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the invention, the relative phase difference is substantially proportional to a displacement amount of the slider, and the valve characteristic is substantially proportional to the relative phase difference. It is assumed that the maximum lift amount.
[0014]
According to the above configuration, for a divided body that is not restricted by the restricting means, the relative phase difference between the input and output arms is minimized when the divided body is located at one end of the movable range. At this time, the maximum lift amount of the intake valve is minimized and the intake air amount is minimized. The relative phase difference increases as the divided body moves away from the position, and accordingly, the maximum lift amount of the intake valve increases and the intake air amount increases.
[0015]
In addition, the divided body subjected to the restriction by the restriction means cannot be displaced in the region subjected to the restriction. Therefore, in the region subject to this restriction, the relative phase difference between the input and output arms does not change and the maximum lift amount does not change. On the other hand, in a region different from the region subject to the restriction, the relative phase difference increases as the divided body moves away from the predetermined position, and accordingly, the maximum lift amount of the intake valve increases and the intake air amount increases. Accordingly, in the region subjected to the restriction, the degree of change in the total intake air amount to the cylinder with respect to the displacement amount of the slider by the actuator is smaller than that in the case where the restriction by the restriction means is not imposed.
[0016]
According to a third aspect of the present invention, in the second aspect of the present invention, the predetermined position is a corresponding intake air in a region in which the part of the divided bodies can be displaced in the axial direction when the restriction means is not provided. It is assumed that the maximum lift amount of the valve is set in a region where it is reduced.
[0017]
According to the above configuration, when some of the divided bodies are regulated by the regulating means and the relative phase difference between the input and output arms does not change and the maximum lift amount does not change, the intake air corresponding to the divided bodies The maximum lift amount of the valve is reduced and the intake air amount is reduced. In a region where the maximum lift amount is small, the degree of change in the total intake air amount into the cylinder with respect to the slider displacement amount by the actuator is smaller than in the case where the restriction by the restriction means is not imposed. For this reason, it is possible to suppress a large change in the intake air amount due to the displacement of the slider in a region where the maximum lift amount where the influence degree is large is small.
[0018]
According to a fourth aspect of the present invention, in the invention according to any one of the first to third aspects, the divided body that is regulated by the regulating means is not connected to the actuator and is not subject to the regulation. Is drivingly connected to the actuator.
[0019]
According to said structure, the division body which is not controlled by a control means is displaced to an axial direction by the drive of an actuator. By this displacement, the relative phase difference between the input / output arms is changed, and the valve characteristics of the intake valve driven by the output arms are changed.
[0020]
On the other hand, the divided body subjected to the restriction by the restricting means is not displaced in conjunction with the actuator directly. Therefore, an excessive force is not applied from the actuator side to the divided body regulated by the regulating means.
[0021]
According to a fifth aspect of the present invention, in the fourth aspect of the invention, the divided body that is regulated by the regulating means is displaced in a direction approaching the regulating means by the intake camshaft and a valve spring of the intake valve. On the other hand, it is assumed that it is pushed by the divided body not regulated by the regulating means and displaced in a direction away from the regulating means.
[0022]
According to said structure, since the division body which receives control by a control means does not interlock | cooperate with an actuator, the drive means for moving to an axial direction is needed separately. In this regard, in the invention described in claim 5, the divided body is displaced in a direction approaching the restricting means by the intake camshaft and the valve spring of the intake valve when the intake valve is driven. On the other hand, the divided body is pushed and displaced in the direction away from the regulating means by the divided body not regulated by the regulating means. Therefore, the divided body can be displaced to a desired position in the axial direction without separately providing a driving means.
[0023]
The invention according to claim 6 is the invention according to any one of claims 1 to 5, further comprising a support pipe that is provided so as not to move in the axial direction and through which the shaft is inserted, The means is constituted by a stopper fixed to the support pipe.
[0024]
According to the above configuration, when a part of the plurality of divided bodies moves in the axial direction and hits the stopper fixed to the support pipe, the movement in the direction in which the relative phase difference is further reduced is restricted. . In this way, the restricting means can be established with a simple configuration in which the stopper is fixed to the support pipe.
[0025]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment in which the variable valve mechanism of the present invention is applied to a gasoline engine (hereinafter simply referred to as an engine) will be described with reference to FIGS.
[0026]
As shown in FIGS. 1 and 2, the engine 11 includes a cylinder head 12 and a cylinder block 14 having a plurality of cylinders 13. A piston 15 is accommodated in each cylinder 13 so as to be able to reciprocate. Each piston 15 is connected to a crankshaft 10 (see FIG. 2), which is an output shaft, via a connecting rod (not shown). The reciprocating motion of each piston 15 is transmitted to the crankshaft 10 after being converted into rotational motion by the connecting rod.
[0027]
A space surrounded by the piston 15, the cylinder 13 and the cylinder head 12 is a combustion chamber 16. The cylinder head 12 is provided with a pair of intake ports 17 and exhaust ports 18 communicating with the respective combustion chambers 16 for each cylinder 13.
[0028]
In order to open and close these intake / exhaust ports 17 and 18, a pair of intake valves 21 and a pair of exhaust valves 22 are supported on the cylinder head 12 so as to reciprocate for each cylinder 13. The intake / exhaust valves 21 and 22 are always urged upward by a valve spring 23. This urging direction is a direction (valve closing direction) in which the intake / exhaust ports 17 and 18 are closed.
[0029]
Above the intake valve 21 in the cylinder head 12, an intake cam shaft 20 having one intake cam 24 for each cylinder 13 is rotatably supported by standing wall portions 25 and 26 (see FIG. 2). Similarly, an exhaust camshaft 27 is rotatably supported above the exhaust valve 22 in the cylinder head 12. The intake / exhaust camshafts 20 and 27 are drivingly connected to the crankshaft 10 by a timing chain 19 or the like. Then, the rotation of the crankshaft 10 is transmitted to the intake / exhaust camshafts 20 and 27 via the timing chain 19 and the like, and the intake / exhaust valves 21 and 22 are reciprocated by the rotation of the camshafts 20 and 27. The exhaust ports 17 and 18 are opened and closed.
[0030]
An intake passage (not shown) is connected to the intake port 17, and air outside the engine 11 passes through the intake passage and the intake port 17 and is taken into the combustion chamber 16. A fuel injection valve (not shown) for injecting fuel toward the combustion chamber 16 is attached to the intake passage corresponding to each cylinder 13. The injected fuel mixes with the intake air introduced into the combustion chamber 16 through the intake port 17 and becomes an air-fuel mixture. The fuel injection valve may be attached to the cylinder head instead of the intake passage, and the fuel may be directly injected into the combustion chamber 16.
[0031]
A spark plug 28 is attached to the cylinder head 12 corresponding to each cylinder 13. The air-fuel mixture is ignited by the electric spark of the spark plug 28 and explodes and burns. The piston 15 is reciprocated by the high-temperature and high-pressure combustion gas generated at this time, the crankshaft 10 is rotated, and the driving force (output torque) of the engine 11 is obtained.
[0032]
On the other hand, an exhaust passage (not shown) is connected to the exhaust port 18, and combustion gas generated in the combustion chamber 16 is discharged to the outside of the engine 11 through the exhaust port 18, the exhaust passage, and the like.
[0033]
As shown in FIG. 2, the engine 11 includes a variable valve timing mechanism 29 that adjusts the relative rotational phase of the intake camshaft 20 with respect to the crankshaft 10 to advance or retard the valve timing (opening / closing period) of the intake valve 21. Is provided. The outline of the variable valve timing mechanism 29 will be described. The mechanism 29 includes a housing and a rotor. The housing is supported by the intake camshaft 20 so as to be relatively rotatable, and is drivingly connected to the crankshaft 10 by a timing chain 19 or the like. The rotor has a plurality of vanes on the outer periphery, and is attached to the intake camshaft 20 so as to be integrally rotatable while being accommodated in the housing. Inside the housing, pressure chambers are formed on both front and rear sides in the rotational direction of each vane. Then, depending on the operating state of the engine 11, the hydraulic oil of the engine 11 is supplied to or discharged from each pressure chamber, so that the rotor rotates relative to the housing, and the intake camshaft 20 rotates relative to the crankshaft 10. The phase changes. A variable valve timing mechanism of a type different from the above may be used.
[0034]
Further, the engine 11 is provided with a variable maximum lift amount mechanism 31 that continuously varies the maximum lift amount and operating angle of each intake valve 21 and constitutes a variable valve mechanism together with the valve timing variable mechanism 29. Yes. Here, the operating angle is an angle range for the rotation of the intake cam 24 from the start of the intake valve 21 to the closing of the valve. The maximum lift amount variable mechanism 31 includes an intermediate drive mechanism 32 provided for each cylinder 13, one support pipe 33 common to all the intermediate drive mechanisms 32, one control shaft 34 as an axis, and one lift. A variable amount actuator 35 is provided.
[0035]
The support pipe 33 is disposed so as to extend in the cylinder arrangement direction (the left-right direction in FIG. 2), and is fixed to the standing wall portion 25 so as to penetrate therethrough. Note that this direction is referred to as an “axial direction” when it is not particularly necessary to distinguish, and when it is necessary to distinguish, it is referred to as an arrow F direction or an arrow R direction. An arrow F direction is a direction away from the timing chain 19 described above, and an arrow R direction is a direction approaching the timing chain 19. By the penetration fixing, the support pipe 33 cannot move in the axial direction (arrow F direction and arrow R direction) and cannot rotate.
[0036]
The control shaft 34 is inserted into the support pipe 33 so as to be capable of reciprocating in the axial direction. The lift amount variable actuator 35 includes a motor, a hydraulic cylinder, and the like, and is connected to the control shaft 34. The lift amount variable actuator 35 displaces the control shaft 34 in the axial direction and adjusts the position in the axial direction.
[0037]
Each intermediate drive mechanism 32 is provided between the intake camshaft 20 and a pair of intake valves 21 corresponding thereto. As shown in FIGS. 3 and 5, each mediation drive mechanism 32 includes an input arm 36, and a first output arm 41 and a second output arm 42 arranged on both sides in the axial direction. The first output arm 41 and the input arm 36 are connected to each other at their opposite ends by fitting. Similarly, the 2nd output arm 42 and the input arm 36 are connected by the fitting in the mutually opposing edge part. The input arm 36 and the output arms 41 and 42 of each intermediary drive mechanism 32 are disposed between the standing wall portions 25 and 25, and the movement in the axial direction is restricted by the compatible wall portions 25 and 25.
[0038]
The input arm 36 includes a pair of support pieces 37, and a roller 39 is supported by a shaft 38 at the tips of both support pieces 37. Each of the first output arm 41 and the second output arm 42 includes a base circle portion 43 and a nose 44 having a substantially triangular shape and a cam surface 44a that is curved in a concave shape.
[0039]
As shown in FIGS. 3 to 6, a power transmission slider 45 is disposed between the support pipe 33, the input arm 36, and the output arms 41 and 42. The slider 45 is divided into a first divided body 46 and a second divided body 47 that are arranged in the axial direction. Both divided bodies 46 and 47 have a substantially cylindrical shape, and are supported on the support pipe 33 so as to be rotatable and movable in the axial direction.
[0040]
In order to connect the first divided body 46 to the control shaft 34 so that power can be transmitted, a groove 48 extending in the circumferential direction is formed on the inner peripheral surface of the first divided body 46. In the present embodiment, the groove portion 48 is formed over the entire circumference of the inner peripheral surface and has an annular shape, but may be formed in an arc shape not over the entire circumference. The groove portion 48 communicates with the outside of the first divided body 46 through a through hole 49 provided in the first divided body 46 (see FIG. 6). In the support pipe 33, elongated holes 51 extending in the axial direction are formed at locations corresponding to the respective mediation drive mechanisms 32. The groove 48 and the long hole 51 are provided with a locking pin 52 inserted through the through-hole 49 described above, and one end thereof is press-fitted and fixed to the control shaft 34. A bush 53 is fixed to the other end of the locking pin 52 located in the groove 48. The bush 53 has a substantially square plate shape and is curved so as to correspond to the groove portion 48.
[0041]
Accordingly, as described above, the support pipe 33 is fixed to the cylinder head 12 (the standing wall portion 25). However, as the control shaft 34 moves in the axial direction, the locking pin 52 is inserted into the long hole 51 of the support pipe 33. It is possible to move the 1st division body 46 to an axial direction via the bush 53 by moving. Further, since the first divided body 46 itself is locked to the locking pin 52 and the bush 53 by the groove portion 48 extending in the circumferential direction, the position in the axial direction is determined by the locking pin 52 and the bush 53. However, it can rotate about the axis.
[0042]
On the other hand, unlike the first divided body 46 described above, the second divided body 47 is not provided with the groove portion 48 and is not connected to the control shaft 34 by the locking pin 52. Therefore, the axial movement of the control shaft 34 is not directly transmitted to the second divided body 47.
[0043]
In order to transmit power between the input arm 36 and the first divided body 46, a helical spline 36 a that is twisted in the clockwise direction toward the first output arm 41 side is formed on the inner peripheral surface of the input arm 36. Correspondingly, as shown in FIG. 4, a helical spline 46a twisted in the same direction is formed at the end of the outer peripheral surface of the first divided body 46 on the second divided body 47 side, and the input arm 36 described above is formed. Is engaged with the helical spline 36a.
[0044]
Further, in order to transmit power between the first output arm 41 and the first divided body 46, the inner peripheral surface of the first output arm 41 has a direction opposite to the helical spline 36a of the input arm 36, that is, the input arm. A helical spline 41b that is twisted in the counterclockwise direction as it is away from 36 is formed. Correspondingly, a helical spline 46b twisted in the same direction is formed at the end of the outer peripheral surface of the first divided body 46 opposite to the second divided body 47, and the helical spline of the first output arm 41 is formed. 41b. Thus, the helical splines 36a and 46a and the helical splines 41b and 46b are twisted in the opposite directions. Therefore, the first split body 46 rotates while displacing in the same direction in conjunction with the axial movement of the control shaft 34, so that the torsional forces in the opposite directions are applied to the input arm 36 and the first output arm 41. The relative phase difference between the input / output arms 36 and 41 changes. Further, by setting the helical direction of the helical splines 36a, 46a, 41b, 46b, the relative phase difference between the arms 36, 41 becomes smaller as the first divided body 46 is displaced in the arrow F direction.
[0045]
In order to transmit power between the input arm 36 and the second divided body 47, the end on the first divided body 46 side of the outer peripheral surface of the second divided body 47 is rotated in the clockwise direction toward the first divided body 46 side. A helical spline 47a that is twisted is formed and meshed with the helical spline 36a of the input arm 36 described above.
[0046]
Further, in order to transmit power between the second output arm 42 and the second divided body 47, a helical spline 42c twisted counterclockwise toward the input arm 36 side is provided on the inner peripheral surface of the second output arm 42. Is formed. Correspondingly, a helical spline 47c twisted in the same direction is formed at the end of the second divided body 47 opposite to the first divided body 46, and meshes with the helical spline 42c of the second output arm 42. Are combined. Thus, the helical splines 36a and 47a and the helical splines 42c and 47c are twisted in the opposite directions. Therefore, when the second divided body 47 rotates while being displaced in the axial direction, torsional forces in opposite directions are applied to the input arm 36 and the second output arm 42, and the relative phase difference between the arms 36 and 42 is applied. Changes. At this time, by setting the helical direction of the helical splines 36a, 47a and 42c, 47c, the relative phase difference between the arms 36, 42 becomes smaller as the second divided body 47 is displaced in the arrow F direction.
[0047]
Further, the mediating drive mechanism 32 is provided with a restricting means for restricting the second divided body 47 from moving from a predetermined position in a direction (arrow F direction) in which the relative phase difference is reduced. As this restricting means, a stopper 56 made of a pin is fixed to the support pipe 33 in this embodiment. Further, in the portion corresponding to the stopper 56 of the first divided body 46 (lower part of FIGS. 5 and 6), the groove 48 and the second divided body 47 side of the first divided body 46 (the right side in FIG. 5) are provided. A communication portion 57 that communicates with the end surface is provided. The communicating portion 57 is for preventing the displacement of the first divided body 46 in the direction of the arrow R from being restricted by the stopper 56. In the process of the displacement of the first divided body 46 in the direction of the arrow R, the stopper 56 is It enters the groove 48 through the communication portion 57.
[0048]
A lubricating oil passage 59 is provided between the support pipe 33 and the control shaft 34. Further, a lubricating oil supply port 60 is opened in a support portion of each output arm 41, 42 in the support pipe 33. A part of the lubricating oil flowing through the passage 59 is supplied to the support portions of the output arms 41 and 42 with respect to the support pipe 33 through the supply ports 60.
[0049]
As shown in FIG. 1, the roller 39 of each intermediary drive mechanism 32 is in contact with the intake cam 24 of the intake camshaft 20, and a substantially downward force by the intake cam 24 is generated by the rotation of the intake camshaft 20. Added to. A spring 58 is disposed between the support piece 37 and the cylinder head 12 in a compressed state, and the roller 39 is always pressed against the intake cam 24 by the spring 58. The input arm 36 swings up and down with the support pipe 33 as a fulcrum so that a substantially downward force that changes according to the cam profile of the intake cam 24 and an upward force by the spring 58 are balanced.
[0050]
On the other hand, a rocker arm 61 is arranged between the intake valve 21 and the output arms 41, 42, and the swinging of the output arms 41, 42 is transmitted to both the intake valves 21 via the rocker arm 61. That is, each rocker arm 61 is supported by an adjuster 62 at a base end portion (right end portion in FIG. 1) 61a so as to be swingable, and in contact with the intake valve 21 at a tip end portion (left end portion in FIG. 1) 61b. Yes. Then, the urging force of the valve spring 23 is applied to the distal end portion 61 b of the rocker arm 61 through the intake valve 21, and the roller 63 of the rocker arm 61 is in contact with the base circular portion 43 or the nose 44 of both the output arms 41 and 42. .
[0051]
According to the present embodiment configured as described above, when the intake camshaft 20 rotates, in the maximum lift amount varying mechanism 31, the intake cam 24 swings the input arm 36 around the control shaft 34 as a fulcrum. This swing is transmitted to the first output arm 41 via the first divided body 46 and is also transmitted to the second output arm 42 via the second divided body 47, so that both the output arms 41 and 42 swing. . By these swinging output arms 41 and 42, the corresponding intake valves 21 are driven and opened. As the valve is opened, air is sucked into the combustion chamber 16 from the intake port 17. At this time, the total amount of air sucked into each combustion chamber 16 is represented by the sum of the air amounts flowing from the opened intake ports 17.
[0052]
Further, by adjusting the position of the control shaft 34 in the axial direction by the lift amount variable actuator 35, the relative position of the input arm 36 and the first output arm 41 with respect to the swinging direction of the input / output arms 36, 41, 42. The phase difference and the relative phase difference between the input arm 36 and the second output arm 42 are changed. Along with these changes, the valve characteristics (maximum lift amount and operating angle) of each intake valve 21 continuously change as shown in FIGS. When both divided bodies 46 and 47 are displaced by the maximum amount in the direction of arrow F and the relative phase difference is small, the maximum lift amount and the operating angle are small, and the intake air amount per cylinder is small. When the relative phase difference increases with the movement of the two divided bodies 46 and 47 in the direction of the arrow R, the maximum lift amount and the operating angle increase and the intake air amount increases.
[0053]
As shown in FIGS. 1 and 4, in the intermediate drive mechanism 32, a substantially downward force is applied to the roller 39 of the input arm 36 by the intake cam 24. This force is transmitted to the first divided body 46 and the second divided body 47 through the helical splines 36a, 46a, 47a. As described above, the helical splines 36a, 46a, 47a are twisted clockwise toward the first output arm 41 side. A load in the direction of arrow F acts on both divided bodies 46 and 47 as a thrust direction force determined by the twist direction and the force from the intake cam 24.
[0054]
On the other hand, the valve spring 23 applies a substantially upward force to the output arms 41 and 42 via the intake valve 21, the rocker arm 61, and the like. This force is transmitted to both divided bodies 46 and 47 through helical splines 41b and 46b and 42c and 47c. As described above, these helical splines 41b, 46b and 42c, 47c are twisted in the opposite direction to the helical splines 36a, 46a, 47a. As a thrust force determined by these twisting directions and the force from the valve spring 23, a load in the direction of arrow F acts on both the split bodies 46 and 47.
[0055]
As described above, both the split bodies 46 and 47 try to move in the direction of the arrow F by the load acting from the input arm 36 side and the load acting from the both output arms 41 and 42 side.
[0056]
9 and 10 show the mechanism for driving the intake valve 21 to which the second output arm 42 corresponds, but the same applies to the mechanism for driving the intake valve 21 to which the first output arm 41 corresponds. Therefore, the reference numerals of the first output arm 41 are also described.
[0057]
FIGS. 9A and 9B show the state of the mediation drive mechanism 32 when the control shaft 34 is moved by the maximum amount in the direction of arrow R in FIG. The first divided body 46 is located at the end of the movable range in the direction of arrow R, and the second divided body 47 pushed by this is also located at the end of the movable range in the direction of arrow R. At this time, the relative phase difference between the input arm 36 and the first output arm 41 and the relative phase difference between the input arm 36 and the second output arm 42 are maximized.
[0058]
In particular, FIG. 9A shows a state in which the intake cam 24 is in contact with the roller 39 of the mediation drive mechanism 32 at the base circle portion 24a. In this state, a portion close to the nose 44 in the base circular portion 43 of both the output arms 41 and 42 is in contact with the roller 63 of the rocker arm 61. For this reason, both intake valves 21 are closed (lift amount is zero).
[0059]
When the intake camshaft 20 rotates, the roller 39 is pushed down by the nose 24b, and the input arm 36 swings downward. This swing is transmitted to the first output arm 41 via the first divided body 46 and also transmitted to the second output arm 42 via the second divided body 47, so that both the output arms 41 and 42 are moved downward. Swing. Due to these swings, the cam surface 44a of the nose 44 immediately contacts the roller 63 of the rocker arm 61, and the roller 63 is pushed using substantially the entire range of the cam surface 44a as shown in FIG. 9B. Lower. By this depression, the rocker arm 61 swings downward with the base end portion 61a as a fulcrum, the distal end portion 61b of the rocker arm 61 largely depresses the intake valve 21, and both intake ports 17 are greatly opened (opened). The The maximum lift amount, which is the amount of movement when both intake valves 21 are moved (lifted) to the lowest position, is maximum. As shown in FIG. 8, the amount of air flowing into each combustion chamber 16 from each intake port 17 is maximized as the intake valve 21 is opened. The total amount of intake air, that is, the amount of intake air per cylinder is also maximized.
[0060]
Here, when the control shaft 34 is moved in the direction of arrow F in FIG. 5 by the lift amount variable actuator 35, the first divided body 46 is displaced in the same direction while rotating in conjunction with the control shaft 34. As the first divided body 46 rotates, torsional forces in opposite directions are applied to the input arm 36 and the first output arm 41, and the relative phase difference between the arms 36 and 41 changes. The relative phase difference decreases as the displacement amount of the first divided body 46 increases. At this time, the second divided body 47 receives a load in a direction (arrow F direction) determined by a substantially downward force by the intake cam 24, a substantially upward force by the valve spring 23, and the twist direction of the helical splines 47a and 47c. . For this reason, the second divided body 47 is not directly driven by the control shaft 34, but is displaced in the direction of the arrow F while rotating while being in contact with the first divided body 46 by the load. The rotation of the second divided body 47 applies torsional forces in opposite directions to the input arm 36 and the second output arm 42, and the relative phase difference between the arms 36 and 42 changes. The relative phase difference decreases as the displacement amount of the second divided body 47 increases.
[0061]
When the base circle portion 24 a of the intake cam 24 contacts the roller 39 of the mediation drive mechanism 32, the contact portion of the base circle portion 43 of the output arms 41 and 42 with the roller 63 of the rocker arm 61 moves away from the nose 44. For this reason, even if the output arms 41 and 42 swing, the roller 63 of the rocker arm 61 continues to contact the base circle 43 without contacting the cam surface 44a of the nose 44 for a while.
[0062]
Thereafter, the cam surface 44a pushes down the roller 63, and the rocker arm 61 is swung downward with the base end portion 61a as a fulcrum. However, the roller 63 is initially separated from the nose 44, so that the cam surface 44a can be used. Less. As a result, the rocking angle of the rocker arm 61 is reduced, and the amount of depression (maximum lift amount) of the intake valve 21 by the distal end portion 61b of the rocker arm 61 is reduced. Thus, the intake valve 21 opens the intake port 17 with a maximum lift amount smaller than that at the maximum. As shown in FIG. 8, the amount of air flowing into the combustion chamber 16 from each intake port 17 as the intake valve 21 is opened decreases according to the amount of displacement of both the split bodies 46 and 47 in the direction of the arrow F. The intake air amount per cylinder also changes (decreases) with the same tendency.
[0063]
When the first divided body 46 reaches a predetermined position (see FIG. 8) in the middle of the displacement in the direction of the arrow F described above, the second divided body 47 contacts the stopper 56 as shown in FIG. Movement in the direction is restricted. FIG. 10A and FIG. 10B show the state of the mediation drive mechanism 32 at this time.
[0064]
In particular, FIG. 10A shows a state in which the intake cam 24 is in contact with the roller 39 of the input arm 36 at the base circle portion 24a. In this state, the part of the base circle 43 of the second output arm 42 that is considerably away from the nose 44 is in contact with the roller 63 of the rocker arm 61. For this reason, the intake valve 21 is closed (the lift amount is zero).
[0065]
Even if the second output arm 42 starts swinging from the above state, the roller 63 of the rocker arm 61 continues to contact the base circle 43 without contacting the cam surface 44a of the nose 44 for a while. Thereafter, the cam surface 44a comes into contact with the roller 63, and the roller 63 of the rocker arm 61 is pushed down as shown in FIG. By this depression, the rocker arm 61 swings downward with the base end portion 61a as a fulcrum. However, since the roller 63 is initially far away from the nose 44, the operating range of the cam surface 44a is reduced and the rocker arm 61 swing angle is further reduced. The amount of push-down (maximum lift) is considerably reduced. Thus, the intake valve 21 opens the intake port 17 with a maximum lift amount that is considerably smaller than the maximum amount.
[0066]
Even when the displacement of the second divided body 47 in the direction of the arrow F is restricted by the stopper 56 as described above, the first divided body 46 can be displaced in the same direction in conjunction with the control shaft 34. With this displacement, the first divided body 46 moves away from the second divided body 47 in the direction of arrow F. When the first divided body 46 is displaced in the region between the predetermined position and the end position in the arrow F direction, the relative phase difference between the input arm 36 and the first output arm 41 changes according to the displacement. . As the first divided body 46 is displaced in the direction of arrow F, the relative phase difference is reduced, and the amount of air flowing into the combustion chamber 16 from one intake port 17 is reduced as shown in FIG. On the other hand, in this region, as described above, the second divided body 47 cannot be displaced further in the direction of the arrow F. Therefore, the relative phase difference between the input arm 36 and the second output arm 42 does not change from the relative phase difference at the predetermined position, and the amount of air flowing into the combustion chamber 16 from the other intake port 17 does not change. Therefore, the total amount of air flowing into the combustion chamber 16 from both intake ports 17, that is, the amount of intake air per cylinder, is smaller than when not restricted by the stopper 56. Accordingly, the degree of change in the total intake air amount into the combustion chamber 16 with respect to the displacement amount of the first divided body 46 becomes smaller than when the restriction by the stopper 56 is not imposed.
[0067]
FIGS. 11A and 11B show the state of the mediation drive mechanism 32 when the control shaft 34 is moved by the maximum amount in the direction of arrow F in FIG. The 1st division body 46 is located in the end of the arrow F direction in a movable range. At this time, the relative phase difference between the input arm 36 and the first output arm 41 is minimum, and the relative phase difference between the input arm 36 and the second output arm 42 is slightly larger than the minimum.
[0068]
In particular, FIG. 11A shows a state in which the intake cam 24 is in contact with the roller 39 of the input arm 36 at the base circle portion 24a. In this state, the portion of the base circle portion 43 of the first output arm 41 that is farthest from the nose 44 is in contact with the roller 63 of the rocker arm 61. For this reason, the intake valve 21 is closed (the lift amount is zero).
[0069]
Even if the first output arm 41 swings from the above state, the roller 63 of the rocker arm 61 continues to contact the base circle 43 without contacting the cam surface 44a of the nose 44 over the entire swinging period. . That is, as shown in FIG. 11B, even if the nose 24b of the intake cam 24 pushes down the roller 39 of the input arm 36 to the maximum, the cam surface 44a is used to push down the roller 63 of the rocker arm 61. Never happen. As a result, the rocker arm 61 does not oscillate with the base end portion 61a as a fulcrum, and the push-down amount (maximum lift amount) of the intake valve 21 by the distal end portion 61b of the rocker arm 61 becomes zero. In this way, the intake valve 21 maintains the closed state of the intake port 17.
[0070]
In this way, by adjusting the position of the first divided body 46 through the control shaft 34 by the lift amount variable actuator 35, the intake air driven by the first output arm 41 between the lift amount patterns shown in the graph of FIG. It is possible to continuously adjust the lift amount and the operating angle of the valve 21.
[0071]
According to the embodiment described above in detail, the following effects can be obtained.
(1) The maximum lift in which the relative phase difference between the input / output arms 36, 41, 42 is approximately proportional to the displacement amount of the slider 45, and the maximum lift amount and operating angle of the intake valve 21 are approximately proportional to the relative phase difference. In the variable amount mechanism 31, the slider 45 is divided into a first divided body 46 and a second divided body 47. In addition, a stopper 56 is provided that restricts the second divided body 47 from moving from a predetermined position in a direction (arrow F direction) in which the relative phase difference decreases. The predetermined position is set to a region in which the maximum lift amount of the corresponding intake valve 21 is reduced in the region in which the second divided body 47 can be displaced in the axial direction if the stopper 56 is not provided.
[0072]
Therefore, in the region where the second divided body 47 is restricted by the stopper 56 (see FIG. 8), the second divided body 47 cannot be displaced, and the relative phase difference between the input arm 36 and the second output arm 42 remains small. The corresponding maximum lift amount and intake air amount of the intake valve 21 remain small. On the other hand, even in the same region, the maximum lift amount of the intake valve 21 corresponding to the first divided body 46 whose movement is not regulated changes according to the displacement of the first divided body 46. In the restricted region, the total intake into the combustion chamber 16 with respect to the displacement amount of the first divided body 46 by the lift amount variable actuator 35 by the amount that the maximum lift amount of the intake valve 21 corresponding to the second divided body 47 does not change. The degree of change in the air amount is smaller than when the restriction by the stopper 56 is not imposed.
[0073]
Accordingly, the ratio of the change amount of the intake air amount due to the displacement of the slider 45 to the required intake air amount (the degree of influence) increases in a region where the maximum lift amount is small and the intake air amount is small. In the region, it is possible to suppress the intake air amount from changing greatly only by slightly displacing the slider 45 in the axial direction. This region is generally a region where it is required to improve fuel consumption by precisely controlling the intake air amount. For this reason, in the region where the maximum lift amount and the working angle are small where the influence degree is large, it is possible to suppress the intake air amount from greatly changing due to the displacement of the slider 45, and the control shaft 34 and the slider 45 are increased in the axial direction. There is no need to move it with precision. Accordingly, a target amount of air can be sucked into the combustion chamber 16 without using a highly accurate lift amount variable actuator 35 or the like.
[0074]
(2) Improvement of output performance rather than improvement of fuel consumption by precise control of intake air amount in areas other than the area subject to the restriction of (1) above (maximum intake air quantity) regarding maximum lift amount and intake air amount Is required. In this regard, in the present embodiment, the second divided body 47 is not restricted by the stopper 56 in the region. For this reason, there is no reduction in the amount of intake air due to the above restriction. It is possible to secure the original intake air amount and increase the fuel injection amount accordingly, giving priority to the output increase.
[0075]
(3) The second divided body 47 that is restricted by the stopper 56 is not connected to the control shaft 34. Therefore, the second divided body 47 is not displaced in conjunction with the movement of the control shaft 34. Therefore, even if the control shaft 34 moves in the axial direction, particularly in the direction of the arrow F, an unreasonable force is not applied from the control shaft 34 side to the second divided body 47 restricted by the stopper 56.
[0076]
(4) A load in the direction of arrow F determined by the twisting direction of the helical spline 47 a and the force from the intake cam 24 acts on the second divided body 47. In addition, a load in the direction of arrow F determined by the twist direction of the helical spline 47c and the force from the valve spring 23 acts.
[0077]
Therefore, since the second divided body 47 is not drivingly connected to the control shaft 34, the second divided body 47 cannot be displaced in the direction of the arrow F by the control shaft 34. There is no need to separately provide driving means for displacing in the direction.
[0078]
(5) When the second divided body 47 is displaced in the direction of the arrow R, the displacement in the same direction of the first divided body 46 interlocked with the control shaft 34 is used, and the second divided body 47 is moved by the first divided body 46. Press to displace in the same direction.
[0079]
For this reason, since the second divided body 47 is not drivingly connected to the control shaft 34, the second divided body 47 cannot be displaced directly in the direction of the arrow R by the control shaft 34. There is no need to separately provide a driving means for displacing the lens in the same direction.
[0080]
(6) The displacement of the second divided body 47 in the direction of arrow F is restricted by contact with the stopper 56. For this reason, the restricting means can be established with a simple configuration in which the stopper 56 is fixed to the support pipe 33.
[0081]
Note that the present invention can be embodied in another embodiment described below.
As a restricting means, a retaining ring (snap ring), a key, or the like may be used instead of the pin, and this may be fixed to the support pipe 33. In the former case, an annular groove is formed on the outer periphery of the support pipe 33, and a retaining ring is fitted therein. In the latter case, a keyway is formed on the outer surface of the support pipe 33, and the key is fitted therein.
[0082]
The present invention is also applicable to an internal combustion engine having three or more intake valves per cylinder. In this case, the number of output arms is changed to the same number as the intake valves, and the slider is divided into the same number as the intake valves.
[0083]
The support pipe 33 may be omitted, and the control shaft 34 may function as the support pipe 33.
The helical angles of the helical splines 41b and 46b and the helical splines 42c and 47c may be the same. In this case, the two intake valves 21 and 21 for each cylinder 13 reciprocate with the same maximum lift amount and operating angle.
[0084]
Further, the helical angles of the helical splines 41b and 46b and the helical splines 42c and 47c may be made different from each other. In this way, even in the same cylinder 13, the two intake valves 21 and 21 reciprocate with different maximum lift amounts and operating angles. By causing air to be sucked into the combustion chamber 16 from the two intake valves 21 and 21 at different flow rates or at different timings, a swirl flow such as swirl is generated in the combustion chamber 16, thereby improving the combustibility and improving the engine. The performance can be improved.
[0085]
-The above-mentioned content provides a difference in the maximum lift amount and the operating angle by making the helical angles of the helical splines 41b, 46b or 42c, 47c different. Instead, by providing a difference in the phase position of the nose 44 of the output arms 41 and 42, or by providing a difference in the shape of the cam surface 44a of the nose 44, a difference is provided in the valve lift amount and the working angle. Also good.
[0086]
The rocker arm 61 between the mediation drive mechanism 32 and the intake valve 21 may be omitted. In this case, for example, the intake valve 21 is provided with a valve lifter, and the noses 44 of the output arms 41 and 42 are brought into direct contact with the valve lifter. Then, the intake valve 21 may be pushed down through the valve lifter by swinging the output arms 41 and 42.
[0087]
Further, instead of the direct contact of the nose 44, the nose 44 may be indirectly contacted with the valve lifter via a roller. In this case, a roller may be supported by the nose 44 and the roller may be brought into rolling contact with the valve lifter, or a roller may be supported by the valve lifter and the roller may be brought into rolling contact with the nose 44.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a partial sectional view of an engine to which a variable valve mechanism is applied in an embodiment embodying the present invention.
FIG. 2 is a schematic plan view showing a positional relationship between a camshaft and a variable valve mechanism in a cylinder head.
FIG. 3 is a perspective view of an intermediary drive mechanism.
FIG. 4 is a front view of a slider.
FIG. 5 is a cross-sectional view showing a state in which both divided bodies in the mediation drive mechanism are displaced by a maximum amount in the direction of arrow R.
FIG. 6 is a cross-sectional view showing a state in which the first divided body is assembled to the control shaft.
7 is a cross-sectional view showing a state when the first divided body in the mediation drive mechanism is displaced by the maximum amount in the direction of arrow F. FIG.
FIG. 8 is a graph showing the relationship between the position of the first divided body and the amount of intake air.
FIGS. 9A and 9B are explanatory views showing the operation of the variable valve mechanism. FIGS.
FIGS. 10A and 10B are explanatory views showing the operation of the variable valve mechanism. FIGS.
11A and 11B are explanatory views showing the operation of the variable valve mechanism.
FIG. 12 is a graph showing a change in lift amount of an intake valve adjusted by a variable valve mechanism.
FIG. 13 is a graph showing the relationship between the position of a slider and the amount of intake air in a conventional variable valve mechanism.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Engine (internal combustion engine), 20 ... Intake cam shaft, 21 ... Intake valve, 23 ... Valve spring, 33 ... Support pipe, 34 ... Control shaft (shaft), 35 ... Variable lift amount actuator, 36 ... Input arm, 41 ... 1st output arm, 42 ... 2nd output arm, 45 ... Slider, 46 ... 1st division body, 47 ... 2nd division body, 56 ... Stopper (regulation means).
