JP2005291011A - エンジンの可変動弁装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 バルブスプリングによりリフト方向とは反対方向に付勢されたバルブのリフト量を変化させることを可能にするエンジンの可変動弁装置に対して、特に小リフト制御時において動弁系の機械抵抗ロスを低減して燃費を効果的に低減する。
【解決手段】 バルブがリフト量零の状態からリフト量の変化範囲の最大値の状態になるまでリフトされるフルリフト期間内に、バルブスプリングのばね定数が互いに異なる２つ以上のばね定数一定期間（例えば３つのばね定数一定期間Ｄ１〜Ｄ３）が含まれるようにするとともに、該フルリフト期間内における小リフト側のばね定数一定期間のばね定数を大リフト側のばね定数一定期間よりも小さくする。
【選択図】 図１１

Description

本発明は、バルブのリフト量を変化可能に構成されたエンジンの可変動弁装置に関する技術分野に属する。

従来より、エンジンの運転状態に応じて、エンジンの吸排気バルブの開閉時期やバルブリフト量を変化させるようにすることは知られている。そのような可変動弁装置の一例として、カムシャフトに設けた偏心部に駆動リンクを外嵌めする一方、該カムシャフトに吸気バルブをリフトさせる揺動カムを揺動自在に支持し、上記偏心部の回転に伴う上記駆動リンクの変位を上記揺動カムにリンク手段で伝えるようにし、このリンク手段を、駆動リンクに連結したロッカアームと、揺動カムに連結したリンクとによって構成し、ロッカアームの揺動支点と揺動カムの軸心との距離をエンジンの運転状態に応じて変化させるようにしたものがある（特許文献１参照）。

この可変動弁装置によれば、エンジン高回転高負荷時にはロッカアームの揺動支点を揺動カム軸心に近づけることにより、バルブ開弁開始時期を早めてバルブリフト量を大きくし、エンジン低回転低負荷時には上記揺動支点を離すことにより、バルブの開弁開始時期を遅らせてバルブリフト量を小さくすることができる。

また、可変動弁装置の他の例として、カムシャフトに支持アームを回動自在に支持し、この支持アーム先端に上記特許文献１と同様のロッカアームを揺動自在に支持し、エンジン低回転低負荷時には、上記支持アームを回動させてロッカアームの揺動支点をカムシャフトの軸心回りに変位させることにより、バルブ開弁開始時期を遅らせることなくバルブリフト量を小さくするようにする試みがなされている（特許文献２参照）。
特開平１１−１０７７２５号公報 特開平１１−２６４３０７号公報

ところで、上記特許文献１，２の可変動弁装置を含めて動弁装置には、通常、バルブをリフト方向とは反対方向に付勢する圧縮コイルスプリング等からなるバルブスプリングが設けられている。このバルブスプリングのばね定数は、バルブリフト時において常に一定である。

しかしながら、可変動弁装置においてバルブスプリングのばね定数が一定であると、小リフト制御時に機械抵抗ロスが大きくなるという問題がある。すなわち、通常は、エンジン高回転時には大リフト制御を行い、エンジン低回転時に小リフト制御を行うため、大リフト制御時における高回転による動弁系の大きな慣性力に対応してバルブスプリングを設計すると、小リフト制御時には、付勢力が不必要に大きくなりすぎて、この余分な付勢力の分だけ動弁系の機械抵抗ロスの増大を招いてしまう。このため、特許文献２のように吸気バルブの開弁開始時期を略揃えてポンピングロスを低減するようにしたとしても、機械抵抗ロスが大きいと、燃費の改善効果が十分に得られなくなってしまう。

本発明は、斯かる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、上記バルブスプリング等のばね付勢手段によりリフト方向とは反対方向に付勢されたバルブのリフト量を変化させることを可能にするエンジンの可変動弁装置に対して、そのばね付勢手段の構成に工夫を凝らすことによって、特に小リフト制御時において動弁系の機械抵抗ロスを低減して燃費を効果的に低減しようとすることにある。

上記の目的を達成するために、この発明では、バルブがリフト量零の状態からリフト量の変化範囲の最大値の状態になるまでリフトされるフルリフト期間内に、ばね付勢手段のばね定数が互いに異なる２つ以上のばね定数一定期間が含まれるようにするとともに、該フルリフト期間内における小リフト側のばね定数一定期間のばね定数が大リフト側のばね定数一定期間よりも小さくなるようにした。

具体的には、請求項１の発明では、ばね付勢手段によりリフト方向とは反対方向に付勢されたバルブのリフト量を変化可能に構成されたエンジンの可変動弁装置を対象とする。

そして、上記バルブがリフト量零の状態からリフト量の変化範囲の最大値の状態になるまでリフトされるフルリフト期間内に、上記ばね付勢手段のばね定数が互いに異なる２つ以上のばね定数一定期間が含まれているとともに、該フルリフト期間内における小リフト側のばね定数一定期間のばね定数が大リフト側のばね定数一定期間よりも小さいものとする。

上記の構成により、小リフト側のばね定数一定期間では、リフト量の変化に対するばね付勢手段の付勢力の変化が小さくなり、これにより、当該期間全体に亘って付勢力を小さくすることができ、エンジン低回転時に小リフト制御を行う場合に、動弁系の機械抵抗ロスを低減することができる。一方、大リフト側のばね定数一定期間では、リフト量の変化に対するばね付勢手段の付勢力の変化が大きくなり、これにより、エンジン高回転時に大リフト制御を行う場合には、高回転による動弁系の大きな慣性力に対応することができ、エンジン回転限界を高めることができる。

請求項２の発明では、請求項１の発明において、ばね付勢手段は、圧縮コイルスプリングからなり、上記圧縮コイルスプリングは、自然状態からの圧縮時にばね定数の変化点が２つ以上存在するものであって、バルブのフルリフト期間内においては、ばね定数の変化点が少なくとも１つ存在するように所定位置にセットされているものとする。

このことにより、圧縮コイルスプリングを自然状態から圧縮して１つ目のばね定数変化点を越えた圧縮量で所定位置にセットし、バルブのフルリフト期間において２つ目以降のばね定数変化点が現れるように圧縮することができる。このように圧縮コイルスプリングをセットすることで、該セット時に安定した付勢力が確実に得られるとともに、セット時の組付性が向上する。また、このような圧縮コイルスプリングは、自然状態において互いに異なる３種以上の線間ピッチを有するものとすることで容易に得られるとともに、自動的に小リフト側のばね定数一定期間のばね定数が大リフト側のばね定数一定期間よりも小さくなる。

請求項３の発明では、請求項１の発明において、ばね付勢手段は、自然状態において互いに異なる複数種の線間ピッチを有する圧縮コイルスプリングからなるものとする。このことで、請求項１に記載のばね付勢手段が容易に得られる。

請求項４の発明では、請求項１の発明において、ばね付勢手段は、所定位置に互いに同心状にセットされた複数の圧縮コイルスプリングからなり、バルブのフルリフト期間内に、上記複数の圧縮コイルスプリングの合成ばね定数の変化点が少なくとも１つ存在しているものとする。

こうすることで、複数の圧縮コイルスプリング間で線間ピッチを異ならせることにより、バルブのフルリフト期間におけるばね定数（合成ばね定数）の変化点の数を容易に増大させることができ、付勢力を適切な値に設定し易くなる。この結果、どのリフト量に対しても適正な付勢力が容易に得られるようになる。

請求項５の発明では、請求項１の発明において、バルブのフルリフト期間内における小リフト側のばね定数一定期間の始点及び終点にそれぞれ対応する両リフト量の差が、大リフト側のばね定数一定期間よりも小さいものとする。

このことにより、小リフト側においてばね定数を木目細かく変化させることができ、ばね定数の変化点の数が少なくても、特に小リフト側のばね定数を最適なものにすることができる。

請求項６の発明では、エンジンのクランク軸に同期して回転するカムシャフトと、上記カムシャフトに設けられ、該カムシャフトの軸心回りに偏心して回転する偏心部と、上記カムシャフトの軸心回りに揺動可能に設けられ、中間部材を介してバルブをリフトさせる揺動カムと、上記カムシャフトの偏心部に回転自在に外嵌めされた駆動リンクと、上記揺動カムと駆動リンクとを連結するとともに、上記偏心部の回転に伴う該駆動リンクの変位を上記揺動カムが揺動するように規制するリンク機構と、上記リンク機構の位置を、上記揺動カムによる上記バルブのリフト量が変化するように変更するコントロール部材と、上記バルブをリフト方向とは反対方向に付勢するばね付勢手段とを備えたエンジンの可変動弁装置を対象とする。

そして、上記揺動カムにより上記バルブがリフト量零の状態からリフト量の変化範囲の最大値の状態になるまでリフトされるフルリフト期間内に、上記ばね付勢手段のばね定数が互いに異なる２つ以上のばね定数一定期間が含まれているとともに、該フルリフト期間内における小リフト側のばね定数一定期間のばね定数が大リフト側のばね定数一定期間よりも小さいものとする。

この発明により、カムシャフトの回転に伴って偏心部が回転すると、駆動リンクとリンク機構との連結点が該リンク機構に規制された所定の軌跡で運動し、この駆動リンクの変位がリンク機構を介して揺動カムに伝わり、該揺動カムが揺動してバルブがリフトする。そうして、コントロール部材によってリンク機構の位置を変更して、駆動リンクとリンク機構との連結点をほぼカムシャフト軸心回りに変位させると、それに伴って上記駆動リンクとリンク機構との連結点の運動軌跡が変化し、これにより、揺動カムの揺動態様が変化してバルブリフト量が変化する。このバルブリフト量の変更にあたっては、小リフト制御時に大リフト制御時よりもカムシャフトの回転方向手前側の回転角度でバルブリフトのピークが現れるようにリンク機構の位置を変更させるようにすれば、バルブ開弁開始時期をバルブリフト量の変更に拘わらず略揃えることが可能になる。また、コントロール部材によってバルブリフト量を無段階に変化させることができるようになる。そして、このような構成では、リンク機構を介してバルブをリフトさせるので、動弁系の機械抵抗ロスがより一層増大するが、ばね付勢手段を請求項１の発明と同様の構成とすることで、小リフト制御時の機械抵抗ロスの低減効果がより有効に発揮され、バルブ開弁開始時期を略揃えることと相俟って、燃費を効果的に低減することができる。

以上説明したように、本発明のエンジンの可変動弁装置によると、バルブがリフト量零の状態からリフト量の変化範囲の最大値の状態になるまでリフトされるフルリフト期間に、ばね付勢手段のばね定数が互いに異なる２つ以上のばね定数一定期間が含まれるようにするとともに、該フルリフト期間内における小リフト側のばね定数一定期間のばね定数が大リフト側のばね定数一定期間よりも小さくなるようにしたことにより、エンジン低回転時に小リフト制御を行う場合に、動弁系の機械抵抗ロスを低減して燃費を効果的に低減することができるとともに、エンジン高回転時に大リフト制御を行う場合に、エンジン回転限界を高めることができる。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

（可変動弁装置の基本構成）
図１は、本発明の実施形態に係る可変動弁装置を４気筒エンジンの吸気バルブに適用した全体構成を示す。同図において、３はエンジンのクランク軸に同期して軸心Ｘ（図２、図１０等参照）回りに回転するカムシャフトである。このエンジンは１つの気筒に２つの吸気バルブ１，２と２つの排気バルブ（図示省略）とを有する４バルブのダブルオーバヘッドカム方式を採用したものである。つまり、同一気筒において２つの吸気バルブ１，２がカムシャフト３の軸方向に並設されていることになる。尚、吸気バルブ１，２の軸線及び排気バルブの軸線は、シリンダボアセンターに対して傾斜（上方に向かってエンジン外側（吸気バルブ１，２と排気バルブとで互いに反対側）に傾斜）している。

上記カムシャフト３における後述の偏心部６以外の部分（カムシャフト本体）には、各気筒毎に一対の揺動カム４，５が揺動自在に支持されている。これら一対の揺動カム４，５は、上記２つの吸気バルブ１，２にそれぞれ対応するように互いに一体形成されてなっている。つまり、両揺動カム４，５は、その間に設けた略円筒状の連結部５０で互いに連結されてなっていて、カムシャフト３の軸心（カムシャフト３の回転中心）Ｘ回りに一体で揺動する。そして、１つの気筒における吸気バルブ１，２の各々は、上記揺動カム４，５によって、中間部材としての直動式タペット２１（図２参照）を介してそれぞれリフトされ、そのバルブリフト量及びバルブタイミングがエンジンの運転状態に応じて変更されるようになっている。

上記各気筒における吸気バルブ１，２のリフト量及びタイミングの変更のために、上記カムシャフト３には、該カムシャフト３の回転時にカムシャフト３の軸心Ｘ回りに偏心して回転する４つの偏心部６がそれぞれ一体的に設けられている。これら４つの偏心部６は、各々、カムシャフト３の軸心Ｘに対して偏心しかつ平行に延びる中心軸を有する円形偏心カムからなっていて、各気筒毎にそれぞれ対応して設けられている。この各偏心カムはカムシャフト本体よりも大きい径を有している。そして、上記各偏心部６には、駆動リンク７の一端部が回転自在に外嵌めされ、この駆動リンク７の他端部と上記揺動カム５とが１本の連結リンク８によって連結されている。また、上記カムシャフト３と平行にコントロールシャフト１１が設けられており、このコントロールシャフト１１には、４つのコントロールアーム（コントロール部材）１２がそれぞれ結合固定されている。この各コントロールアーム１２の先端部と上記駆動リンク７の他端部とが規制リンク１３によって連結されている。この規制リンク１３は、上記偏心部６の回転に伴う駆動リンク７の変位を上記連結リンク８を介して上記揺動カム４，５が揺動するように規制するものである。このことで、上記連結リンク８及び規制リンク１３は、揺動カム５と駆動リンク７とを連結しかつ上記偏心部６の回転に伴う該駆動リンク７の変位を揺動カム５（及び揺動カム４）が揺動するように規制するリンク機構を構成する。

上記コントロールシャフト１１には、円周の一部のみに歯が形成されたウォーム歯車１４が結合されている。このウォーム歯車１４の歯に、モータ１５で回転駆動されるウォーム１６が噛み合っている。そうして、エンジンの運転状態に応じてモータ１５を作動させて上記コントロールアーム１２をコントロールシャフト１１の軸心回りに回動させることで、上記規制リンク１３の位置（リンク機構の位置）を変えて吸気バルブ１，２のリフト量及びタイミングを変更させるようになっている。この場合、コントロールアーム１２は、エンジン負荷が高くなるほど吸気バルブ１，２のリフト量が大きくなるように制御される。以下、可変動弁装置について具体的に説明する。

図２（ｂ）に示すように、吸気バルブ２のステム上端に直動式タペット２１が設けられ、該タペット２１に揺動カム５が当接している。吸気バルブ２は、タペット２１内部に設けられたリテーナ２２とシリンダヘッドに設けられたリテーナ２３との間の位置（所定位置）に設けられたばね付勢手段としてのバルブスプリング２４によって吸気ポート２５を閉じる方向（バルブリフト方向とは反対方向）に付勢されている。このバルブスプリング２４の構成については後に詳細に説明する。尚、吸気バルブ１も吸気バルブ２と同様の構成になっている。

上記連結リンク８の一端部は、揺動カム５において揺動カム４とは反対側面におけるカムノーズとは揺動中心を挟んで反対側部分に、ピン３１にて回動自在に連結され、規制リンク１３の一端部は、コントロールアーム１２の先端部にピン３２にて回動自在に連結されている。そうして、この連結リンク８と規制リンク１３とは、駆動リンク７を中間において連係している。すなわち、連結リンク８及び規制リンク１３の各々の他端部は、駆動リンク７の他端部に連結ピン３３によって同軸で回動自在に連結されている。尚、上記ピン３１〜３３はいずれもカムシャフト３と平行に延びている。

上記駆動リンク７と連結リンク８との連結ピン３３はカムシャフト３の上方に配置され、該連結点の側方にコントロールアーム１２の回動中心（コントロールシャフト１１の軸心）が配置されている。コントロールアーム１２の先端のピン３２は規制リンク１３の回動中心である。このピン３２をコントロールシャフト１１の下方に配置した図２は、大リフト制御時の状態を示し、図３に示すようにコントロールアーム１２の回動によってピン３２を上方へ移動させてカムシャフト３の上方に位置付けると、小リフト制御時の状態となる。

図２（ａ）及び（ｂ）に示すように、駆動リンク７の位置は偏心部６の回転に伴って変化し、この駆動リンク７の位置変化により揺動カム５が連結リンク８を介して、吸気バルブ２のリフト量が零となるリフト量零状態（図２（ａ）参照）と、リフト量がピークとなるリフトピーク状態（図２（ｂ）参照）との間で揺動する。上記リフト量零状態では、揺動カム５は、カムシャフト３の軸方向一方側から見て、該揺動カム５のカムノーズ先端が吸気バルブ２の軸線の延長線両側のいずれか一方（この実施形態では、シリンダボアセンターとは反対側（図２の右側））に位置するようになされている。そして、揺動カム５は、カムシャフト３の軸方向一方側から見て、このリフト量零状態からカムシャフト３の回転方向と同じ方向（この実施形態では、図２で時計回り方向（右回り））に回動しながら吸気バルブ２をリフトさせるようになっている。つまり、カムシャフト３の回転方向と揺動カム５のバルブリフト時の回動方向とが同じになっている。尚、小リフト制御時の図３の場合も、上記大リフト制御時と同様であり、吸気バルブ１と揺動カム４との関係は、吸気バルブ２と５揺動カム５との関係と同じである。

図４に上記可変動弁装置の作動を具体的に示す。尚、同図では、コントロールアーム１２、連結リンク８及び規制リンク１３については直線で表している。また、Ｔ３は偏心部６の中心（偏心カムの中心軸）の回転軌跡である。また、上述の如く吸気バルブ１と揺動カム４との関係は吸気バルブ２と揺動カム５との関係と同じであって、揺動カム４は揺動カム５と同様に働くので、以下では、吸気バルブ２と揺動カム５との関係で当該可変動弁装置を説明する。

まず、揺動カム５の周面には、曲率半径が所定角度範囲一定になっている基円面（ベースサークル区間）θ１と、該θ１に続いて曲率半径が漸次大きくなっているカム面（リフト区間）θ２とが形成されている。カムシャフト３（偏心部６）の回転方向は図４で時計回り方向に設定されている。図４に実線で示す状態は、コントロールアーム１２が大リフト制御時の位置とされ、かつ駆動リンク７の連結ピン３３が最も上方に位置付けられたリフトピーク状態である。このときに、揺動カム５はカム面θ２のカムノーズ先端側の端がタペット２１に当接（後述の如く、この実施形態では、カムシャフト３の軸方向一方側から見てタペット２１の略中心部に当接）した状態になるように設けられている。

図４の実線状態において、偏心部６が回転すると、それに伴って駆動リンク７が変位するが、その変位は規制リンク１３によって規制される。すなわち、規制リンク１３はコントロールシャフト１１の下方に配置されたピン３２を中心に回動するから、駆動リンク７の連結ピン３３は、偏心部６が１回転する度に、ピン３２を中心として往復円弧運動Ｔ１をすることになる（規制リンク１３は実線状態と破線状態との間で往復回動する）。

上記連結ピン３３の往復円弧運動Ｔ１に伴って、駆動リンク７に連結リンク８で連結された揺動カム５は、実線状態と破線状態との間で揺動運動をする。揺動カム５は破線状態ではその基円面θ１がタペット２１に接しており、バルブリフト量は零（吸気バルブ１，２は閉）となる。そして、連結ピン３３が上方に移動するときに、ピン３１も上方に移動して、揺動カム５におけるカムノーズとは揺動中心を挟んで反対側部分が上方に移動し、これにより、カムノーズは下方（吸気バルブ２側）に移動して、吸気バルブ２をリフトさせる。

上記揺動カム５が図４の実線状態（大リフト制御時のリフトピーク状態）と破線状態（リフト量零状態）との間で揺動するときの吸気バルブ１，２のリフト特性を図５にＬ１で示す。

次にコントロールアーム１２を図４に実線で示す状態からコントロールシャフト１１の軸心回りに上方へ回動させて、規制リンク１３の回動中心であるピン３２を大リフト制御時よりもカムシャフト３の回転方向手前側に位置付けた一点鎖線で示す略水平な状態にすると、小リフト制御時の状態となる。すなわち、偏心部６が回転するとき、駆動リンク７の連結ピン３３は規制リンク１３によって変位が規制され、コントロールシャフト１１の側方に配置されたピン３２を中心として往復円弧運動Ｔ２をすることになる（規制リンク１３は一点鎖線状態と二点鎖線状態との間で往復回動する）。

上記連結ピン３３の往復円弧運動Ｔ２に伴って、駆動リンク７に連結リンク８で連結された揺動カム５は、一点鎖線状態と破線状態との間で揺動運動をする。尚、本例の場合、連結ピン３３が往復円弧運動Ｔ２によってリフト量零状態になったときの位置（二点鎖線位置）は、往復円弧運動Ｔ１によってリフト量零状態になったときの位置（破線位置）と略同じであるから、連結ピン３３が往復円弧運動Ｔ２によって二点鎖線位置に位置付けられたときの揺動カム５の状態は破線状態で代用した。

揺動カム５が図４の一点鎖線状態（小リフト制御時のリフトピーク状態）と破線状態（リフト量零状態）との間で揺動するときの吸気バルブ１，２のリフト特性を図５にＬ２で示す。

図５に示すように、大リフト制御時から小リフト制御時へ移行すると、リフトピーク状態でのバルブリフト量が小さくなり、このことで、コントロールアーム１２によるリンク機構（規制リンク１３）の位置変更によりバルブリフト量が変化することになる。尚、バルブリフト量は、コントロールアーム１２の図４の実線状態と一点鎖線状態との間における回動位置に応じて無段階に変化させることができる。

そうして、大リフト制御時から小リフト制御時への移行にあたっては、コントロールアーム１２の回動により規制リンク１３の回動中心であるピン３２を移動させて連結ピン３３の往復円弧運動の位置をＴ１からＴ２へ、すなわち、カムシャフト３の回転方向手前側に移動させている。これにより、大リフト制御時にはリフトピーク状態での偏心部６の中心はＴａに位置するが、小リフト制御時にはリフトピーク状態での偏心部６の中心はＴｂに移動する。つまり、大リフト制御時から小リフト制御時に移行したとき、リフトピーク状態ではＴａとＴｂとに関する中心角θ３だけ進角することになる。

このように、リフトピーク状態でのバルブリフト量を小さくしていくと、バルブリフトのピーク時が進角するから、図５に示すように、バルブリフト量の大小に拘わらず吸気バルブ１，２の開弁開始時期を略揃える上で有利になる。このように開弁開始時期を揃えるための各部材の位置関係は、揺動カム４，５のバルブリフト時の回動方向がカムシャフト３の回転方向と同じである場合の方が異なる場合よりも容易に得られる。

しかも、上記連結リンク８と規制リンク１３とが駆動リンク７を中間において連係しているから、コントロールアーム１２によって規制リンク１３の位置を大きく変更させて揺動カム５によるバルブリフト量を大きく変化させることができ、このバルブリフト量の制御のみでエンジンの運転状態に応じた最適な吸気量を得ることができるため、スロットルレスとしてポンピングロスを低減することができるとともに、大リフト制御時の吸気充填効率を向上させることができる。

また、上記実施形態では、各気筒において、揺動カム４と揺動カム５とを互いに一体形成して、揺動カム５と駆動リンク７とを１本の連結リンク８で連結し、該連結リンク８及び規制リンク１３各々の一端を駆動リンク７に連結する構成としたから、部品点数を少なくして構成を簡単にすることができ、可変動弁装置のコンパクト化及び軽量化に有利になる。しかも、コントロールアーム１２の回動中心（コントロールシャフト１１の軸心）を駆動リンク７の連結ピン３３の側方に配置したから、可変動弁装置全体が嵩高なものにならず、エンジンの全高が増大することを防止することができる。

（リンク機構の適正化）
可変動弁装置のコンパクト化を図る方策の一つとして、カムシャフト３の偏心部６を小さくする（つまり偏心量を小さくする）ことが挙げられる。また、可変動弁装置では、狭角リフト化の実現、つまり、小さい開弁角（カムシャフト３の回転角）で大きなバルブリフト量を得て吸気バルブ１，２の早閉じを実現し、それによってポンピングロスを低減して燃費の向上を図りたいという要求がある。

可変動弁装置のコンパクト化を図るべく偏心部６の偏心量を小さくした場合、駆動リンク７の連結ピン３３の往復円弧運動の角度変化は小さくなる。この状態で狭角リフト化を図るには、連結ピン３３の角度の微小変化に対して、揺動カム５のピン３１（以下、揺動カムピンという）の角度変化を大きくする必要がある。

このことについて、図６を参照しながら説明する。図６（ａ）は、連結ピン３３の往復円弧運動の軌跡Ｔ４と、揺動カムピン３１の揺動運動の軌跡Ｔ５とをそれぞれ示している（軌跡Ｔ４，Ｔ５は実際には円弧となるが、同図では円で示している）。また、図６（ｂ）も同様であり、軌跡Ｔ４，Ｔ５は、図６（ａ）及び（ｂ）で同じである。

図６（ａ）は、揺動カムピン３１の角度変化の接線が、連結ピン３３の角度変化の接線に対して直角に比較的近い角度で交わる箇所で、揺動カムピン３１を揺動させた場合を示していて、この場合、連結リンク８の長さは比較的短くなる。これに対し、図６（ｂ）は、揺動カムピン３１の角度変化の接線が、連結ピン３３の角度変化の接線に対して略平行となる箇所で、揺動カムピン３１を揺動させた場合を示していて、この場合、連結リンク８の長さは比較的長くなる。

図６（ａ）及び（ｂ）を比較すると、連結ピン３３の角度がｄｘだけ微小変化したときに、揺動カムピン３１のｄｘ方向への変位量は図６（ａ）及び（ｂ）共に同程度であるが、図６（ａ）の場合における揺動カムピン３１の角度変化（α）は、図６（ｂ）の場合における揺動カムピン３１の角度変化（β）よりも大きいことがわかる。図６（ａ）に示すように、揺動カムピン３１を連結ピン３３に近接した位置で、その揺動カムピン３１を揺動させることで、揺動カム５を効率よく揺動させることが可能になり、可変動弁装置のコンパクト化を図りつつ、狭角リフト化の実現が図られる。また、連結リンク８の長さが短くなることから、可変動弁装置の更なるコンパクト化が図られると共に、リンクの剛性の点でも有利になる。さらに、揺動カムピン３１を連結ピン３３に近接させることで連結リンク８が他部材と干渉しなくなることから、連結リンク８の屈曲を小さくすることができ、リンクの高剛性の点でより一層有利になる。

このように、揺動カム５の揺動カムピン３１を連結ピン３３に近接させることで揺動カムピン３１を効率よく揺動させることができるが、吸気バルブ２のリフト量と開弁角とは、揺動カム５のカムノーズをどのように配置させるかによって決定される。

このことについて、図７及び図８を参照しながら説明する。図７は、図６（ａ）に示すリンク構造において、カムシャフト３の回転角（クランク角）に対する揺動角の変化、つまり揺動プロファイルを示している。この揺動プロファイルにおいて、Ｅ１で囲まれた領域は、連結ピン３３がその往復円弧運動の最下部ないしその近傍に位置するときに対応し、Ｅ２で囲まれた領域は、連結ピン３３がその往復円弧運動の最上部ないしその近傍に位置するときに対応する。これによると、Ｅ１で囲まれた領域は、クランク角変化に対する揺動角の変化が緩やかであり、Ｅ２で囲まれた領域を含めてＥ１以外の領域ではクランク角変化に対する揺動角の変化が急峻である。尚、揺動プロファイルは、コントロールアーム１２の図４の実線状態と一点鎖線状態との間における回動位置によって変化するが、上記の傾向は同じである。

ここで、図６（ａ）に示すリンク構造においては、図８（ａ）に示すように、連結リンク８により揺動カム５をタペット２１から引き離す方向に引っ張る（同図の実線の矢印参照）ことで吸気バルブ２を開弁させる（カムシャフト３の軸方向一方側から見て、揺動カム５のバルブリフト時の回動方向がカムシャフト３の回転方向と同じになっている）場合と、図８（ｂ）に示すように、揺動カム５をタペット２１側に押す（同図の矢印参照）ことで、吸気バルブ２を開弁させる（カムシャフト３の軸方向一方側から見て、揺動カム５のバルブリフト時の回動方向がカムシャフト３の回転方向と反対になっている）場合との２つが考えられる。図８（ａ）の場合には、揺動カム５のカムノーズは揺動中心を挟んで揺動カムピン３１とは逆側に位置し、図８（ｂ）の場合には、カムノーズは揺動中心に対して揺動カムピン３１と同じ側に位置する。そして、図８（ｂ）の場合には、連結ピン３３が最下部ないしその近傍に位置するときにバルブがリフトされた状態にあるので、このバルブリフト状態においては、図７におけるＥ１領域の揺動プロファイル、つまり揺動角の変化が緩やかな揺動プロファイルを利用することになり、その結果、開弁角が大きくなる。これに対し、図８（ａ）の場合には、連結ピン３３が最上部ないしその近傍に位置するときにバルブがリフトされた状態にあるので、このバルブリフト状態においては、図７におけるＥ２領域の揺動プロファイル、つまり揺動角の変化が急峻な揺動プロファイルを利用することになり、その結果、開弁角が小さくなる。したがって、狭角リフト化を実現するには、図８（ａ）に示すように、揺動カム５のカムノーズを揺動中心を挟んで揺動カムピン３１とは逆側に設けることが必要となる。また、この場合、小リフト制御時におけるＥ２領域の揺動プロファイルを大リフト制御時よりも急峻にすることで、小リフト制御時の方が大リフト制御時よりもクランク角変化に対する揺動角の変化を急峻にすることができ、これにより、ポンピングロスがより一層改善されて、燃費改善効果を増大させることができる。

さらに、リフトピーク状態から吸気バルブ２の閉じ方向に揺動カム５が戻る際に、バルブスプリング反力がカムノーズに作用するが、カムノーズを揺動中心を挟んで揺動カムピン３１とは逆側に設けることによって、その揺動カムピン３１には、揺動カム５を戻す方向のモーメントが作用する（図８（ａ）の破線の矢印参照）。それによって、揺動カムピン３１に入力される荷重が緩和されるという利点がある。

以上、説明したように、可変動弁装置のコンパクト化と狭角リフト化とを両立させるためにリンク機構を最適化させると、カムシャフト３、コントロールシャフト１１、揺動カム４，５、偏心部６、駆動リンク７、連結リンク８、規制リンク１３及びコントロールアーム１２の配置は、図８（ａ）に示すようになる。同図は、上述したように、リフトピーク状態を示していて、コントロールアーム１２、連結リンク８及び規制リンク１３によって、カムシャフト３の軸方向一方側から見て略Ｎ字が形成されるように、これらコントロールアーム１２、連結リンク８、規制リンク１３がそれぞれ配置される。また、リフトピーク状態において、連結ピン３３が、コントロールアーム１２の回動中心（コントロールシャフト１１の軸心）に近接して配設される。そして、揺動カム４，５がカムシャフト３の回転方向と同じ方向に回動しながら吸気バルブ１，２をリフトさせることになる。

（バルブスプリングの詳細構成）
図９（ａ）に示すように、上記吸気バルブ１，２をリフト方向と反対方向にそれぞれ付勢する各バルブスプリング２４は、圧縮コイルスプリングからなっていて、自然状態（圧縮量が零の状態）において互いに異なる４種の線間ピッチｐ１〜ｐ４を有している。この実施形態では、１巻き毎に線間ピッチが変化しかつ一方端から他方端に向かって線間ピッチが長くなっているが、これに限らず、各線間ピッチを有する部分がバルブスプリング２４の長さ方向のどの位置にあってもよく、複数巻き連続して同じ線間ピッチであってもよい。このように互いに異なる４種の線間ピッチｐ１〜ｐ４を有することで、このバルブスプリング２４を自然状態から圧縮していくと、その特性は図１０のようになる。すなわち、最初に最も小さい線間ピッチｐ１の部分が密着状態となり、この時点（図１０に示すＰ点）でばね定数が大きくなるように変化し、更に圧縮していくと、２番目に小さい線間ピッチｐ２の部分も密着状態となり、この時点（Ｑ点）でばね定数が更に大きくなるように変化し、続いて、３番目に小さい線間ピッチｐ２の部分も密着状態となり、この時点（Ｒ点）でばね定数が更に大きくなるように変化する。要するに、自然状態からの圧縮時にばね定数の変化点が３つ（Ｐ点、Ｑ点及びＲ点）存在して、ばね定数が４段階に変化するようになっている。そして、上記バルブスプリング２４は、自然状態から圧縮して１つ目のばね定数変化点（Ｐ点）を越えた圧縮量（Ｓ点）で上記所定位置にセットされるようになっている。このセットされた状態を図９（ｂ）に示す。つまり、バルブスプリング２４のセット状態では、最も小さい線間ピッチｐ１の部分が密着状態となっている。このセット状態から更に圧縮した、２つ目及び３つ目のばね定数変化点（Ｑ点及びＲ点）を含む領域（Ｓ点からＦ点までの領域）が、後述のフルリフト期間に相当する。尚、Ｆ点では、最も大きい線間ピッチｐ４の部分が密着状態とはなっていない。

上記の如くバルブスプリング２４が構成されかつセットされることで、吸気バルブ１，２がリフト量零の状態からコントロールアーム１２によるリフト量の変化範囲の最大値の状態になるまでリフトされるフルリフト期間内に、バルブスプリング２４のばね定数が互いに異なる３つのばね定数一定期間（小リフト側から第１ばね定数一定期間（図１０及び図１１に示すＤ１期間）、第２ばね定数一定期間（Ｄ２期間）及び第３ばね定数一定期間（Ｄ３期間）という）が含まれることになる。すなわち、吸気バルブ１，２のフルリフト期間内においては、バルブスプリング２４のばね定数の変化点が２つ（Ｑ点及びＲ点）存在して、ばね定数が３段階に変化するようになっている。そして、上記フルリフト期間内における小リフト側のばね定数一定期間のばね定数が大リフト側のばね定数一定期間よりも小さくなっている。つまり、第１ばね定数一定期間Ｄ１のばね定数が最も小さく、第３ばね定数一定期間Ｄ３のばね定数が最も大きく、第２ばね定数一定期間Ｄ２のばね定数が中間の値となっている。

図１１は、上記バルブスプリング２４の付勢力及び揺動カム５の直動式タペット２１に対する押圧力を、バルブリフト量との関係で示すものである。これら付勢力及び押圧力は、バルブリフト方向を正としていて、同図では負の値となっており、図の下側ほど力の絶対値が大きいことになる。そして、揺動カム５の押圧力は、９種類のリフト量の各々の場合において、揺動カム５がリフトピーク状態からリフト量零状態に向かって回動しているときのものであり、各リフト量に対応するエンジンの最大回転数に基づく動弁系の慣性力によって決まるものである。このように揺動カム５がリフトピーク状態からリフト量零状態に向かって回動しているときには、負の加速度のために慣性力（つまり押圧力）が負となり、このため、図１１に示す揺動カム５の押圧力は、実際には、揺動カム５がタペット２１から離れようとする力である。尚、バルブスプリング２４の付勢力の絶対値は、図１０で示したＳ点からＦ点までの領域における圧縮荷重と同じであり、図１１のグラフの横軸のバルブリフト量は、バルブスプリング２４のセット時からの圧縮量と同じである。

ここで、揺動カム５がリフトピーク状態からリフト量零状態に向かって回動しているときに、揺動カム５がタペット２１から離れないようにするためには、上記バルブスプリング２４の付勢力の絶対値が上記揺動カム５の押圧力の絶対値（タペット２１から離れようとする力）よりも大きくなければならない。一方、動弁系の機械抵抗ロスを低減するためには、上記付勢力の絶対値は出来る限り小さい方が望ましい。したがって、付勢力の絶対値は、押圧力の絶対値に対して僅かに大きい程度が望ましい。そして、従来より使用されているバルブスプリングのように、吸気バルブ１，２のフルリフト期間の全体に亘ってばね定数が一定であるもの（図１１の破線参照）では、大リフト制御時における高回転にる動弁系の大きな慣性力に対応してバルブスプリングを設計するため、小リフト側においては付勢力と押圧力との差が大きくなり、仮にこの付勢力に押圧力を近づけるようにすると、小リフト制御時にエンジン回転限界を高くできることになるが、小リフト制御を行うのは、エンジン低回転低負荷時であり、このため、小リフト制御時にエンジン回転限界を高める必要はなく、結局、付勢力の絶対値と押圧力の絶対値との差の分だけ動弁系の機械抵抗ロスにより無駄なエネルギーを消費することになり、燃費の改善効果が十分に得られなくなってしまう。

これに対し、本実施形態では、図１１において一点鎖線で示すように、吸気バルブ１，２のフルリフト期間にバルブスプリング２４のばね定数が２回変化するようにしているので、付勢力の絶対値と押圧力の絶対値との差がフルリフト期間全体に亘って略均一となる。特に、本実施形態では、上記フルリフト期間内における小リフト側のばね定数一定期間の始点及び終点にそれぞれ対応する両リフト量の差を、大リフト側のばね定数一定期間よりも小さくしている。すなわち、第１ばね定数一定期間Ｄ１の始点（Ｓ点）及び終点（Ｑ点）にそれぞれ対応する両リフト量の差（図１１におけるＳＱ間の横軸に沿った長さ（Ｓ点からＱ点まで圧縮したときの圧縮量））を最も小さくし、第３ばね定数一定期間Ｄ３の始点（Ｒ点）及び終点（Ｆ点）にそれぞれ対応する両リフト量の差（図１１におけるＲＦ間の横軸に沿った長さ（Ｒ点からＦ点まで圧縮したときの圧縮量））を最も大きくし、第２ばね定数一定期間Ｄ２の始点（Ｑ点）及び終点（Ｒ点）にそれぞれ対応する両リフト量の差（図１１におけるＱＲ間の横軸に沿った長さ（Ｑ点からＲ点まで圧縮したときの圧縮量））を中間の値としている。このようにすることで、小リフト側においてばね定数を木目細かく変化させることができ、小リフト側のばね定数を最適なものにすることができる。この結果、小リフト制御時には、動弁系の機械抵抗ロスを低減することができ、バルブ開弁開始時期を略揃えること及び狭角リフト化を実現することと相俟って、燃費を効果的に低減することができる。一方、エンジン高回転時における大リフト制御時には、高回転による動弁系の大きな慣性力に対応して第３ばね定数一定期間Ｄ３のばね定数を大きくすることで、エンジン回転限界を高めることができる。

尚、上記実施形態では、吸気バルブ１，２のフルリフト期間内に、バルブスプリング２４のばね定数が互いに異なる３つのばね定数一定期間が含まれるようにしたが、ばね定数が互いに異なるばね定数一定期間が２つ以上含まれていればよい（ばね定数変化点が少なくとも１つ存在していればよい）。このため、自然状態からの圧縮時には、ばね定数変化点が２つ以上存在すればよい。但し、バルブスプリング２４のセット時に、最も小さい線間ピッチの部分を密着状態にする必要は必ずしもないので、その部分を密着状態にしてセットしない場合には、自然状態からの圧縮時とフルリフト期間内とで同じ数のばね定数変化点が存在すればよい。

また、上記実施形態では、１つの吸気バルブについて１つのバルブスプリング２４を設けたが、図１２に示すように、複数（同図では、２つ）のバルブスプリング２４を同心状にして上記所定位置にセットするようにしてもよい。この場合、各バルブスプリング２４は上記実施形態と同様の構成とし、吸気バルブ１，２のフルリフト期間内に、複数のバルブスプリング２４の合成ばね定数の変化点が少なくとも１つ存在するようにすればよい。そして、上記複数のバルブスプリング２４間で線間ピッチを異ならせることで、合成ばね定数の変化点の数を容易に増大させることもでき、付勢力を適切な値に設定し易くなる。

さらに、上記実施形態では、ばね付勢手段を圧縮コイルスプリングで構成したが、圧縮コイルスプリングに限らず、板ばね等で構成してもよい。

また、上記実施形態では、揺動カム４，５が中間部材としての直動式タペット２１を介して吸気バルブ１，２をそれぞれリフトさせるようにしたが、中間部材がロッカアームであってもよい。また、揺動カム４，５が、カムシャフト３の軸方向一方側から見て、該カムシャフト３の回転方向と反対方向に回動しながら吸気バルブ１，２をそれぞれリフトさせる図８（ｂ）のような構成であっても、本発明を適用することができる。さらに、リンク機構は、上記実施形態のような連結リンク８及び規制リンク１３に限らず、揺動カム４，５と駆動リンク７とを連結しかつ偏心部６の回転に伴う該駆動リンク７の変位を揺動カム４，５が揺動するように規制するものであればどのような構成であってもよく、コントロール部材は、上記実施形態のようなコントロールアーム１２に限らず、上記リンク機構の位置を、揺動カム４，５による吸気バルブ１，２のリフト量が変化するように変更するものであればよい。さらにまた、本発明は、排気バルブにも適用することができる。

加えて、本発明は、ばね付勢手段によりリフト方向とは反対方向に付勢されたバルブのリフト量を変化させる可変動弁装置であれば、どうような構成のものにも適用することができ、例えば従来技術として挙げた特許文献１や特許文献２のものにも適用することができるとともに、バルブのリフト量を互いに異ならせる複数のカムを有していて該カムを選択切換えすることでバルブリフト量を変化させるものにも適用することができる。

本発明は、エンジンの運転状態に応じて、エンジンの吸排気バルブの開閉時期やバルブリフト量を変化させるようにするエンジンの可変動弁装置に有用である。

本発明の実施形態に係る可変動弁装置を示す斜視図である。 可変動弁装置の大リフト制御時の状態を示す断面図であり、（ａ）はリフト量零状態を示し、（ｂ）はリフトピーク状態を示す。 可変動弁装置の小リフト制御時の状態を示す断面図であり、（ａ）はリフト量零状態を示し、（ｂ）はリフトピーク状態を示す。 可変動弁装置の作動の説明図である。 可変動弁装置のバルブリフト特性を示すグラフである。 連結ピンの角度変化に対する揺動カムピンの角度変化を示す説明図である。 揺動プロファイルを示すグラフである。 可変動弁装置において連結リンクにより揺動カムを引っ張ることでバルブをリフトさせる構成（ａ）と揺動カムを押すことでバルブをリフトさせる構成（ｂ）とを示す断面図である。 バルブスプリングを示す側面図であり、（ａ）は自然状態を示し、（ｂ）はセットされた状態を示す。 バルブスプリングを自然状態から圧縮したときの圧縮量と圧縮荷重との関係を示す特性図である。 バルブスプリングの付勢力及び揺動カムの直動式タペットに対する押圧力を、バルブリフト量との関係で示すグラフである。 ２つのバルブスプリングを同心状にセットした状態を示す断面図である。

符号の説明

１，２ 吸気バルブ
３ カムシャフト
４，５ 揺動カム
６ 偏心部
６ａ ピン部
６ｂ 支持部
６ｃ 支持部
６ｄ 規制部
７ 駆動リンク
８ 連結リンク（リンク機構）（第１リンク）
１１ コントロールシャフト
１２ コントロールアーム（コントロール部材）
１３ 規制リンク（リンク機構）（第２リンク）
２１ 直動式タペット（中間部材）
２４ バルブスプリング（ばね付勢手段）

Claims (6)

1. ばね付勢手段によりリフト方向とは反対方向に付勢されたバルブのリフト量を変化可能に構成されたエンジンの可変動弁装置であって、
   上記バルブがリフト量零の状態からリフト量の変化範囲の最大値の状態になるまでリフトされるフルリフト期間内に、上記ばね付勢手段のばね定数が互いに異なる２つ以上のばね定数一定期間が含まれているとともに、該フルリフト期間内における小リフト側のばね定数一定期間のばね定数が大リフト側のばね定数一定期間よりも小さいことを特徴とするエンジンの可変動弁装置。
2. 請求項１記載のエンジンの可変動弁装置において、
   ばね付勢手段は、圧縮コイルスプリングからなり、
   上記圧縮コイルスプリングは、自然状態からの圧縮時にばね定数の変化点が２つ以上存在するものであって、バルブのフルリフト期間内においては、ばね定数の変化点が少なくとも１つ存在するように所定位置にセットされていることを特徴とするエンジンの可変動弁装置。
3. 請求項１記載のエンジンの可変動弁装置において、
   ばね付勢手段は、自然状態において互いに異なる複数種の線間ピッチを有する圧縮コイルスプリングからなることを特徴とするエンジンの可変動弁装置。
4. 請求項１記載のエンジンの可変動弁装置において、
   ばね付勢手段は、所定位置に互いに同心状にセットされた複数の圧縮コイルスプリングからなり、
   バルブのフルリフト期間内に、上記複数の圧縮コイルスプリングの合成ばね定数の変化点が少なくとも１つ存在していることを特徴とするエンジンの可変動弁装置。
5. 請求項１記載のエンジンの可変動弁装置において、
   バルブのフルリフト期間内における小リフト側のばね定数一定期間の始点及び終点にそれぞれ対応する両リフト量の差が、大リフト側のばね定数一定期間よりも小さいことを特徴とするエンジンの可変動弁装置。
6. エンジンのクランク軸に同期して回転するカムシャフトと、
   上記カムシャフトに設けられ、該カムシャフトの軸心回りに偏心して回転する偏心部と、
   上記カムシャフトの軸心回りに揺動可能に設けられ、中間部材を介してバルブをリフトさせる揺動カムと、
   上記カムシャフトの偏心部に回転自在に外嵌めされた駆動リンクと、
   上記揺動カムと駆動リンクとを連結するとともに、上記偏心部の回転に伴う該駆動リンクの変位を上記揺動カムが揺動するように規制するリンク機構と、
   上記リンク機構の位置を、上記揺動カムによる上記バルブのリフト量が変化するように変更するコントロール部材と、
   上記バルブをリフト方向とは反対方向に付勢するばね付勢手段とを備えたエンジンの可変動弁装置であって、
   上記揺動カムにより上記バルブがリフト量零の状態からリフト量の変化範囲の最大値の状態になるまでリフトされるフルリフト期間内に、上記ばね付勢手段のばね定数が互いに異なる２つ以上のばね定数一定期間が含まれているとともに、該フルリフト期間内における小リフト側のばね定数一定期間のばね定数が大リフト側のばね定数一定期間よりも小さいことを特徴とするエンジンの可変動弁装置。

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