JP2009108797A - Variable valve gear - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、内燃機関に用いられる可変動弁装置に関する。 The present invention relates to a variable valve operating apparatus used for an internal combustion engine.
特表2004−521235号公報には、ストローク可変に調整可能なガス交換弁4を有する弁駆動装置1が開示されている。この装置では、転動部17を備えているカムレバー5は、復帰ばね20の作用に抗してカム軸3によって操作される回動レバー21の制御軌道19であってアイドリングストロークカーブ11とストロークカーブ18とを有している制御軌道19と協働する。回動レバー21の、その都度のストロークバリエーションに対応する回動出発位置は、制御装置25を用いて制御/調整されて設定することができる。なお、上記の符号は、上記公報の明細書での符号である。
Japanese Patent Application Publication No. 2004-521235 discloses a valve drive device 1 having a
上記公報に記載された弁駆動装置1において、回動レバー21(本願発明の揺動アームに相当)を戻し方向に付勢する復帰ばね20は、ねじりコイルばねで構成されているが、上記公報の図1に示されるように、この復帰ばね20の腕は、極めて長くされている。この弁駆動装置1は、このような長い腕を有する復帰ばね20を使用しているため、全体の寸法が大型化するという問題がある。
In the valve drive device 1 described in the above publication, the
可変動弁装置全体の小型化を図るためには、揺動アームを戻し方向に付勢するねじりコイルばねを小さくするとともに、そのねじりコイルばねを可変機構に近づけて設置する必要がある。そのためには、ばね定数の大きいねじりコイルばね、すなわち、巻き数が少なく、コイル平均径が小さく、腕が短いねじりコイルばねを使用する必要がある。しかるに、ばね定数の大きいねじりコイルばねを用いると、量産時に形状や材質のばらつき(個体差)が大きくなり易いので、最大変形時(バルブリフトが最大となるとき)のねじれ角やばね力のばらつき(個体差)が大きくなり易い。そして、最大変形時のねじれ角、ばね力が大きい個体では、疲れ強さに対する許容応力を満足できず、耐久性が低下する。このため、最大変形時のばね力の設計中央値は、できるだけ小さな値にしたいという要求がある。 In order to reduce the overall size of the variable valve operating apparatus, it is necessary to reduce the torsion coil spring that urges the swing arm in the return direction, and to install the torsion coil spring close to the variable mechanism. For that purpose, it is necessary to use a torsion coil spring having a large spring constant, that is, a torsion coil spring having a small number of turns, a small average coil diameter, and a short arm. However, if a torsion coil spring with a large spring constant is used, the variation in shape and material (individual differences) tends to increase during mass production. (Individual difference) tends to increase. And in the individual | organism | solid with a large torsion angle at the time of a maximum deformation | transformation and a spring force, the allowable stress with respect to fatigue strength cannot be satisfied, but durability falls. For this reason, there is a demand to make the design median value of the spring force at the maximum deformation as small as possible.
しかしながら、ねじりコイルばねのばね力は、揺動アーム等に作用する慣性による力のモーメントに打ち勝って、それより大きい力のモーメントを逆方向に揺動アームに与えるものでなければならない。この要請を満足するようにねじりコイルばねを設計しなければならないので、最大変形時のばね力の設計中央値を十分に小さくすることは困難である。 However, the spring force of the torsion coil spring must overcome the moment of force due to inertia acting on the swing arm or the like and apply a larger moment of force to the swing arm in the opposite direction. Since the torsion coil spring must be designed to satisfy this requirement, it is difficult to sufficiently reduce the design median value of the spring force at the maximum deformation.
本発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、揺動アームを戻し方向に付勢するねじりコイルばねを備えた可変動弁装置において、ねじりコイルばねの最大変形時のばね力を小さくすることができ、小型化に有利な可変動弁装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made to solve the above-described problems, and in a variable valve apparatus having a torsion coil spring that urges a swing arm in a return direction, the spring at the maximum deformation of the torsion coil spring is provided. It is an object of the present invention to provide a variable valve operating device that can reduce the force and is advantageous for downsizing.
第1の発明は、上記の目的を達成するため、可変動弁装置であって、
制御軸を回転させることによって内燃機関のバルブの作用角を変化させる可変動弁装置であって、
前記制御軸を中心に揺動可能に支持され、前記バルブを駆動するためのカムと前記バルブとの間に介在し、前記カムの回転に伴って揺動する揺動アームと、
前記制御軸を回転させることにより、前記揺動アームの揺動範囲を変化させる可変機構と、
前記揺動アームを前記カムに近づけるような方向に前記揺動アームに対して力のモーメントを与えるねじりコイルばねと、
を備え、
カム角度の変化に対する前記ねじりコイルばねのねじれ角の変化率に関して、バルブリフトが最大となるカム角度側におけるねじれ角の変化率が、バルブリフトがゼロとなるカム角度側におけるねじれ角の変化率より小さくなるように構成されていることを特徴とする。
In order to achieve the above object, a first invention is a variable valve gear,
A variable valve operating device for changing a valve operating angle of an internal combustion engine by rotating a control shaft,
A swing arm supported so as to be swingable about the control shaft, interposed between a cam for driving the valve and the valve, and swinging as the cam rotates;
A variable mechanism for changing the swing range of the swing arm by rotating the control shaft;
A torsion coil spring that applies a moment of force to the swing arm in a direction to bring the swing arm closer to the cam;
With
Regarding the rate of change of the torsion angle of the torsion coil spring with respect to the change of the cam angle, the rate of change of the torsion angle on the cam angle side where the valve lift becomes maximum is the rate of change of the torsion angle on the cam angle side where the valve lift becomes zero. It is configured to be small.
また、第2の発明は、第1の発明において、
前記揺動アームおよびこれに伴って揺動する部材に作用する慣性による力のモーメントが最大となるときのカム角度が、バルブリフトが最大となるときのカム角度からずれた位置にあることを特徴とする。
The second invention is the first invention, wherein
The cam angle when the moment of force due to inertia acting on the swing arm and the member swinging along with the swing arm is at a position deviated from the cam angle when the valve lift is maximum. And
また、第3の発明は、第2の発明において、
最大作用角状態のとき、バルブリフトがゼロとなるときのカム角度から前記慣性による力のモーメントが最大となるときのカム角度までの間における前記ねじりコイルばねのねじれ角の変化量が、前記慣性による力のモーメントが最大となるときのカム角度からバルブリフトが最大となるときのカム角度までの間における前記ねじりコイルばねのねじれ角の変化量より大きいことを特徴とする。
The third invention is the second invention, wherein
In the maximum operating angle state, the amount of change in the torsion angle of the torsion coil spring from the cam angle when the valve lift becomes zero to the cam angle when the moment of force due to the inertia becomes the maximum is the inertia. The amount of change in the torsion angle of the torsion coil spring is larger than the cam angle at which the moment of force due to the maximum is the cam angle at which the valve lift is maximum.
また、第4の発明は、第2または第3の発明において、
前記ねじりコイルばねは、コイルと、前記コイルの一端側に形成された腕とを有し、前記コイルの中心が前記制御軸の中心と平行になるように配置されており、
前記腕部は、前記揺動アームに設けられたばね受け部を押圧しており、
最大作用角状態のとき、前記慣性による力のモーメントが最大となるときのカム角度と、バルブリフトが最大となるときのカム角度との間において、前記腕と前記ばね受け部との接点における前記腕の方向と、前記接点と前記制御軸中心とを結ぶ線分とのなす角度が、100°〜110°の範囲内にあることを特徴とする。
Moreover, 4th invention is 2nd or 3rd invention,
The torsion coil spring has a coil and an arm formed on one end side of the coil, and is arranged so that the center of the coil is parallel to the center of the control shaft,
The arm portion presses a spring receiving portion provided on the swing arm,
In the maximum operating angle state, the contact at the contact point between the arm and the spring receiving portion between the cam angle when the moment of force due to the inertia is maximum and the cam angle when the valve lift is maximum. An angle formed by an arm direction and a line segment connecting the contact point and the control axis center is in a range of 100 ° to 110 °.
また、第5の発明は、第1乃至第4の発明の何れかにおいて、
最大作用角状態のときにバルブリフトが最大となるカム角度側において前記ばね受け部と接する部分の前記腕の方向が、それより基端側の部分の前記腕の方向に対し屈曲していることを特徴とする。
According to a fifth invention, in any one of the first to fourth inventions,
The direction of the arm in the portion in contact with the spring receiving portion on the cam angle side where the valve lift is maximum in the maximum working angle state is bent with respect to the direction of the arm in the portion closer to the base end. It is characterized by.
第1の発明によれば、カム角度の変化に対するねじりコイルばねのねじれ角の変化率に関して、バルブリフトが最大となるカム角度側におけるねじれ角の変化率が、バルブリフトがゼロとなるカム角度側におけるねじれ角の変化率より小さくなるように構成されている。このため、ねじりコイルばねによる力のモーメントは、バルブリフトがゼロとなるカム角度側では、比較的急峻な傾きで変化するが、バルブリフトが最大となるカム角度側では、傾きが緩やかで変化が少ない。よって、ねじりコイルばねによる力のモーメントが最大バルブリフトカム角度付近において不必要に大きくなることを十分に抑制することができる。その結果、カムの駆動に消費される仕事を少なくすることができ、内燃機関の熱効率の向上が図れる。更に、ねじりコイルばねの最大変形時のばね力をなるべく小さくすることができるので、ねじりコイルばねが疲労しにくくすることができ、ねじりコイルばねの耐久性を向上することができる。また、ねじりコイルばねの量産時における形状や材質のばらつき(個体差)が比較的大きくても、個々の量産品の最大変形時のばね力が確実に許容応力(疲れ強さに対する許容応力)以下となるようにすることができる。このため、量産時に形状や材質のばらつきを小さくすることの難しい、より小型でばね定数の大きいねじりコイルばね(コイルの巻き数が少ない、コイルの平均径が小さい、腕が短い、コイルの巻き線が円形断面、等)を使用することが可能となるので、可変動弁装置全体をコンパクトに設計することができる。 According to the first aspect of the invention, regarding the rate of change of the torsion angle of the torsion coil spring with respect to the change of the cam angle, the rate of change of the torsion angle on the cam angle side where the valve lift becomes maximum is the cam angle side where the valve lift becomes zero. It is comprised so that it may become smaller than the change rate of the twist angle in. For this reason, the moment of force generated by the torsion coil spring changes with a relatively steep slope on the cam angle side where the valve lift becomes zero, but on the cam angle side where the valve lift becomes maximum, the slope is gentle and changes. Few. Therefore, it is possible to sufficiently suppress the moment of force generated by the torsion coil spring from becoming unnecessarily large in the vicinity of the maximum valve lift cam angle. As a result, the work consumed for driving the cam can be reduced, and the thermal efficiency of the internal combustion engine can be improved. Furthermore, since the spring force at the maximum deformation of the torsion coil spring can be reduced as much as possible, the torsion coil spring can be made less fatigued, and the durability of the torsion coil spring can be improved. In addition, even if the variation in shape and material (individual differences) during mass production of torsion coil springs is relatively large, the spring force during maximum deformation of each mass-produced product is surely below the allowable stress (allowable stress relative to fatigue strength). Can be. For this reason, it is difficult to reduce variations in shape and material during mass production. Torsion coil springs with smaller and larger spring constants (small number of coil turns, small coil mean diameter, short arms, coil windings) It is possible to use a circular cross section, etc.), so that the entire variable valve operating apparatus can be designed compactly.
第2の発明によれば、揺動部材に作用する慣性による力のモーメントが最大となるときのカム角度が、バルブリフトが最大となるときのカム角度からずれた位置となる特性を有する可変動弁装置において、ねじりコイルばねの最大変形時のばね力をより効果的に小さくすることができる。 According to the second aspect of the present invention, the variable motion has such a characteristic that the cam angle when the moment of force due to inertia acting on the swing member becomes maximum is shifted from the cam angle when the valve lift becomes maximum. In the valve device, the spring force at the maximum deformation of the torsion coil spring can be reduced more effectively.
第3の発明によれば、ねじりコイルばねによる力のモーメントが、バルブリフトがゼロとなるカム角度から最大慣性力カム角度までの間では、比較的急峻な傾きで変化するが、最大慣性力カム角度から最大バルブリフトカム角度までの間では、傾きが緩やかで変化が少ない特性を示すようにすることができる。このため、ねじりコイルばねの最大変形時のばね力をより効果的に小さくすることができる。 According to the third invention, the moment of force by the torsion coil spring changes with a relatively steep slope between the cam angle at which the valve lift becomes zero and the maximum inertia force cam angle, but the maximum inertia force cam Between the angle and the maximum valve lift cam angle, it is possible to show a characteristic that the inclination is gentle and the change is small. For this reason, the spring force at the maximum deformation of the torsion coil spring can be reduced more effectively.
第4の発明によれば、上記所定の条件の下で、ねじりコイルばねの腕とばね受け部との接点における腕の方向と、その接点と制御軸中心とを結ぶ線分とのなす角度を100°〜110°の範囲内とすることにより、ねじりコイルばねの最大変形時のばね力をより効果的に小さくすることができる。 According to the fourth invention, under the predetermined condition, the angle formed by the direction of the arm at the contact point between the arm of the torsion coil spring and the spring receiving portion and the line segment connecting the contact point and the control axis center is determined. By setting it within the range of 100 ° to 110 °, the spring force at the maximum deformation of the torsion coil spring can be reduced more effectively.
第5の発明によれば、ばね受け部の形状が単純であっても、ねじりコイルばねによる力のモーメントの特性を適切に調整することができ、ばね受け部の設計を簡素化することができる。 According to the fifth invention, even if the shape of the spring receiving portion is simple, the characteristics of the moment of force by the torsion coil spring can be adjusted appropriately, and the design of the spring receiving portion can be simplified. .
以下、図面を参照してこの発明の実施の形態について説明する。なお、各図において共通する要素には、同一の符号を付して、重複する説明を省略する。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the element which is common in each figure, and the overlapping description is abbreviate | omitted.
実施の形態1.
図1は、本発明の実施の形態1の可変動弁装置を示す図である。図1に示す可変動弁装置10は、内燃機関のバルブ12を駆動するものである。バルブ12は、吸気バルブ、排気バルブの何れでもよい。可変動弁装置10は、内燃機関のクランク軸により回転駆動されるカム軸に設けられたカム14と、カム軸と平行に配置された制御軸16とを有している。なお、本明細書では、バルブ12の移動方向に関して、バルブ12のリフト(以下単に「バルブリフト」と言う)が大きくなる方向(すなわち開方向)を正方向とし、バルブリフトが小さくなる方向(すなわち閉方向)を負方向とする。
Embodiment 1 FIG.
FIG. 1 is a diagram showing a variable valve operating apparatus according to Embodiment 1 of the present invention. A variable
また、可変動弁装置10は、図示を省略するが、制御軸16を所定角度範囲内で回転させることのできる制御軸駆動機構を有している。この制御軸駆動機構の構成は、特に限定されないが、例えば、制御軸16の一端側に固定されたウォームホイールと、このウォームホイールに噛み合うウォームギヤと、このウォームギヤを回転駆動するサーボモータとで構成することができる。この場合、そのサーボモータの回転方向および回転量を制御することにより、制御軸16の回転位置(回転角度)を制御することができる。
Although not shown, the
更に、可変動弁装置10は、揺動アーム(揺動カムアーム)18を有している。揺動アーム18は、制御軸16を中心として揺動(回転)可能に設置されている。揺動アーム18には、カム14と対向する側に、スライダー面20が形成されている。なお、本明細書では、揺動アーム18の回転角度に関して、図1中の時計回りを正方向とし、反時計回りを負方向とする。
Further, the variable
揺動アーム18とカム14との間には、中間ローラ(中間部材)22が配置されている。中間ローラ22は、第1ローラ22aと、この第1ローラ22aより小径の第2ローラ22bとを有している。第1ローラ22aは、カム14の周面と接触しており、第2ローラ22bは、揺動アーム18のスライダー面20と接触している。第1ローラ22aおよび第2ローラ22bは、同軸上に配置され、互いに独立して回転可能になっている。
An intermediate roller (intermediate member) 22 is disposed between the
上記の中間ローラ22は、中間アーム24の先端部に支持されている。制御軸16には、制御部材26が固定されている。中間アーム24の基端部と、制御部材26とは、連結軸28を介して回動可能に連結されている。これにより、中間アーム24は、連結軸28を中心に回動可能になっている。このような構成により、制御軸16を回転させることで、中間ローラ22を移動させることができる。すなわち、図1に示す状態から制御軸16を反時計回りに回転させると、制御部材26も一体となって反時計回りに回転するので、中間ローラ22は、中間アーム24によって押し出されるようにして、制御軸16から遠ざかる。その状態から、制御軸16を時計回りに回転させると、中間ローラ22は、制御軸16に近づく。
The
スライダー面20は、揺動アーム18の先端側から、制御軸16の中心側に行くほど、カム14の中心との間隔が徐々に狭まるような曲面をなしている。一方、揺動アーム18の、スライダー面20と反対側には、揺動カム面30が形成されている。揺動カム面30は、制御軸16の中心からの距離が一定となるように形成された非作用面(基礎円部)と、この非作用面から続いて設けられ、制御軸16の中心からの距離が次第に大きくなるように形成された作用面とで構成されている。
The
このような揺動アーム18は、ロストモーションスプリングとしての機能を有するねじりコイルばね32により、図1中の反時計回りに付勢されている。ねじりコイルばね32は、コイル34を有し、このコイル34の中心が制御軸16の中心と平行になる姿勢で配置されている。コイル34の一端側には、腕36が形成されている。コイル34の他端側には、固定部38が形成されている。固定部38は、図示しない静止部位に固定されている。
Such a
本実施形態では、ねじりコイルばね32の腕36は、コイル34の一端の接線方向に直線的に延びるように形成されている。この腕36は、揺動アーム18の後端部に突出形成されたばね受け部40に当接し、ばね受け部40を押圧している。このようなねじりコイルばね32により、揺動アーム18には、図1中で反時計回りの力のモーメントが作用している。この力のモーメントにより、揺動アーム18は中間ローラ22の第2ローラ22bに押し当てられており、中間ローラ22の第1ローラ22aはカム14に押し当てられている。
In the present embodiment, the
本実施形態では、ばね受け部40の形状は、図1に示すように、半径R1の円弧と半径R2の円弧との二つの円弧の組み合わせで構成されている。本発明では、ばね受け部40の形状は、このような形状に限定されるものではなく、組み合わせる円弧の数、位置、各円弧の半径Rの大きさなどを調整したり、あるいは円弧以外の曲線を用いたりして、好適な形状を造ることができる。
In the present embodiment, as shown in FIG. 1, the shape of the
可変動弁装置10は、バルブ12の弁軸をリフト方向へ押圧するロッカーアーム42を更に備えている。ロッカーアーム42は、図1中で揺動アーム18の下方に配置されている。ロッカーアーム42には、揺動カム面30と接触するロッカーローラ44が設置されている。ロッカーローラ44は、ロッカーアーム42の中間部に、軸46により回転自在に支持されている。ロッカーアーム42の一端は、バルブ12の弁軸端に当接しており、ロッカーアーム42の他端は、油圧式ラッシュアジャスタ48に支持されている。バルブ12は、図示しないバルブスプリングによって、閉方向、すなわち、ロッカーアーム42を押し上げる方向に付勢されている。ロッカーローラ44は、この付勢力と油圧式ラッシュアジャスタ48とによって、揺動アーム18の揺動カム面30に押し当てられている。
The variable
このような可変動弁装置10では、カム14が回転すると、カム14のカムリフトが中間ローラ22を介して揺動アーム18に伝達することにより、揺動アーム18が揺動する。カム14がリフトしていないとき、すなわちカム14の基礎円部が第1ローラ22aと接触しているときには、ロッカーローラ44は揺動カム面30の非作用面と接触している。これにより、バルブ12は閉じている。そして、カム14がリフトし始め、揺動アーム18が図1中の時計周りに回転し始めると、ロッカーローラ44と揺動カム面30との接点(以下「ロッカーローラ接点」と言う)は、揺動カム面30の非作用面から作用面へ移行する。ロッカーローラ接点が作用面に移行すると、ロッカーアーム42が押し下げられ、バルブ12が開弁する。
In such a variable
以下に説明するように、この可変動弁装置10では、制御軸16を回転させて中間ローラ22を移動させることにより、バルブ12の作用角(および最大リフト量)を連続的に変化させることができる。
As will be described below, in this variable
図1は、中間ローラ22が制御軸16の中心に最も近い位置にある状態を示している。この状態では、カム14のカムリフトが制御軸16の中心に近い位置において揺動アーム18に伝達されることになるので、揺動アーム18の揺動範囲(振幅)が大きくなる。このため、バルブ12の作用角は、大きくなる。また、前述したように、制御軸16の中心に近いほど、スライダー面20とカム14の中心との距離は小さい。よって、カム14がリフトしていないときの揺動アーム18の位置(以下、「揺動開始位置」と言う)は、中間ローラ22が制御軸16の中心に近づくほど、図1中の時計回り側に移動する。このようなことから、揺動アーム18が揺動開始した後、ロッカーローラ接点が非作用面に移行するまで、つまりバルブ12がリフトし始めるまでに要する揺動アーム18の回転量は、中間ローラ22が制御軸16の中心に近いほど、小さくなる。このことからも、バルブ12の作用角は、大きくなる。このように、図1は、可変動弁装置10においてバルブ12の作用角が最大となる最大作用角状態を示している(後述する図4および図5も最大作用角状態を示す)。
FIG. 1 shows a state in which the
一方、中間ローラ22が制御軸16の中心から遠くなるほど、カム14のカムリフトは、制御軸16の中心から遠い位置において揺動アーム18に伝達されることになる。このため、揺動アーム18の揺動範囲(振幅)が小さくなる。また、揺動アーム18が揺動開始した後、ロッカーローラ接点が非作用面に移行するまでに要する揺動アーム18の回転量は、中間ローラ22が制御軸16の中心から遠いほど、大きくなる。このようなことから、中間ローラ22が制御軸16の中心から遠いほど、バルブ12の作用角は小さくなる。
On the other hand, as the
つまり、可変動弁装置10では、中間ローラ22が揺動アーム18の先端側に行くほど、バルブ12の作用角が小さくなる。よって、可変動弁装置10では、制御軸16の回転位置を図1中の反時計回り側に変位させるほど、バルブ12の作用角を連続的に小さくすることができ、逆に、制御軸16の回転位置を図1中の時計回り側に変位させるほど、バルブ12の作用角を連続的に大きくすることができる。
That is, in the
図2は、本実施形態の可変動弁装置10において、一定速度で回転するカム14によってバルブ12が開閉動作するときのバルブ12の加速度特性を示す図である。図2の横軸はカム14の回転角度(以下「カム角度」と称する)であり、縦軸はバルブ12の加速度(以下単に「バルブ加速度」と言う)およびバルブリフトである。図2に示す加速度特性は、可変動弁装置10が最大作用角状態にあるときのものである。
FIG. 2 is a diagram showing acceleration characteristics of the
図1に示すような可変動弁装置10において、カム14のカムプロフィールをポリノミアルあるいはポリダインで与えて設計した場合には、図2に示すように、バルブ加速度が最小値(負の最大値)となるときのカム角度が、バルブリフトが最大となるときのカム角度からずれる(一致しなくなる)ことがある。すなわち、バルブ加速度は、バルブリフトの途中のカム角度で、負の最大値をとる。
In the variable
揺動アーム18の制御軸16中心回りの揺動角加速度の曲線も、図2に示すバルブ加速度の曲線とほぼ同様の傾向を示す。よって、可変動弁装置10では、揺動アーム18の揺動角加速度が負の最大値となるときのカム角度が、バルブリフトが最大となるときのカム角度(以下「最大バルブリフトカム角度」と言う)からずれることとなる。すなわち、揺動アーム18の揺動角加速度は、バルブリフトの途中のカム角度で、負の最大値をとる。
The curve of the swing angular acceleration around the center of the
揺動アーム18が揺動するときには、中間ローラ22および中間アーム24も揺動アーム18に伴って揺動する。一体となって揺動するこれらの部品を総称して以下「揺動部品」と呼ぶ。揺動部品が揺動すると、その揺動角加速度と慣性質量とによって、慣性による力のモーメントが揺動部品に作用する。一方、揺動部品には、前述したように、ねじりコイルばね32による力のモーメントも作用する。
When the
図3は、本実施形態の可変動弁装置10における、揺動部品の慣性による力のモーメントと、ねじりコイルばね32による力のモーメントと、カム角度との関係を示す図である。なお、図3中では、ねじりコイルばね32による力のモーメントは、実線と二点鎖線との二つが示されているが、本実施形態におけるねじりコイルばね32による力のモーメントは実線の方である。また、図3では、見易くするため、揺動部品の慣性による力のモーメントを反転して示している。
FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the moment of force due to the inertia of the swinging component, the moment of force due to the
揺動角加速度が負である場合に揺動部品に作用する慣性による力のモーメント(以下、単に「揺動部品の慣性による力のモーメント」と言う)が、ねじりコイルばね32による力のモーメントよりも大きくなったとすると、カム14と中間ローラ22とが離れたり、中間ローラ22と揺動アーム18とが離れたりすることがある。よって、そのようなことを防止するため、ねじりコイルばね32による力のモーメントは、常に、揺動部品の慣性による力のモーメントより大きいことが必要である。すなわち、図3に示すように、ねじりコイルばね32による力のモーメントの曲線は、何れのカム角度においても、揺動部品の慣性による力のモーメントの曲線より上側にあることが必要である。
The moment of force due to inertia acting on the swing component when the swing angular acceleration is negative (hereinafter simply referred to as “the moment of force due to the inertia of the swing component”) is greater than the moment of force due to the
前述したように、揺動部品の揺動角加速度は、最大バルブリフトカム角度からずれたカム角度において負の最大値をとる。このため、図3に示すように、揺動部品の慣性による力のモーメントは、最大バルブリフトカム角度からずれたカム角度において最大となる。 As described above, the swing angular acceleration of the swing component takes a negative maximum value at the cam angle deviated from the maximum valve lift cam angle. For this reason, as shown in FIG. 3, the moment of force due to the inertia of the swinging component becomes maximum at the cam angle deviated from the maximum valve lift cam angle.
一方、ねじりコイルばね32の変形量(ねじれ角)は、揺動アーム18が図1中で時計回りに回転するほど、つまりバルブリフトが大きくなるほど、大きくなる。このため、図3に示すように、最大バルブリフトカム角度のときに、ねじりコイルばね32の変形量は最大となり、ねじりコイルばね32による力のモーメントも最大となる。
On the other hand, the deformation amount (torsion angle) of the
このようなことから、可変動弁装置10では、ねじりコイルばね32による力のモーメントを、全カム角度に渡って揺動部品の慣性による力のモーメントより大きくしようとすると、ねじりコイルばね32の最大変形時のばね力が大きくなり易い。ねじりコイルばね32の最大変形時のばね力が大きいと、前述したように、ねじりコイルばね32が疲労し易く、十分な耐久性を確保しにくいため、小型でばね定数の大きいねじりコイルばね32を使用しにくいという問題がある。また、カム14はねじりコイルばね32の付勢力に抗して回転するので、カム14を駆動するために消費される仕事が増大し、内燃機関の熱効率が低下するという問題もある。
For this reason, in the
これに対し、本実施形態の可変動弁装置10によれば、以下に説明するようにして、ねじりコイルばね32の最大変形時のばね力を可及的に小さくすることが可能である。
On the other hand, according to the
図4は、本実施形態の可変動弁装置10において、揺動部品の慣性による力のモーメントが最大となるカム角度(以下「最大慣性力カム角度」と言う)のときの状態を示す図である。同図に示すように、ねじりコイルばね32が発揮するばね力をPsとしたとき、ねじりコイルばね32から揺動アーム18に作用する力Pyは、Ps×cosαとなる。ただし、αは、ばね力Psの、作用半径Ry(ねじりコイルばね32の腕36と揺動アーム18のばね受け部40との接点50と、制御軸16の中心とを結ぶ線分)に直交する方向の成分である。ねじりコイルばね32により力のモーメントMは、上記の力Pyと、作用半径Ryとの積として求めることができる。
FIG. 4 is a diagram showing a state of the
図4中には、バルブリフトがゼロであるカム角度のときの腕36の方向が二点鎖線で示されている。よって、バルブリフトがゼロであるカム角度から、最大慣性力カム角度までの間における、ねじりコイルばね32のねじれ角の変化量は、図4中のΔφ1で表される。
In FIG. 4, the direction of the
一方、図5は、本実施形態の可変動弁装置10において、最大バルブリフトカム角度のときの状態(つまり、カム14のノーズが第1ローラ22aに接触している状態)を示す図である。図5中には、最大慣性力カム角度のときの腕36の方向(つまり図4での腕36の方向)が二点鎖線で示されている。よって、最大慣性力カム角度から、最大バルブリフトカム角度までの間における、ねじりコイルばね32のねじれ角の変化量は、図5中のΔφ2で表される。
On the other hand, FIG. 5 is a diagram showing a state at the maximum valve lift cam angle (that is, a state where the nose of the
上述した図4中のねじれ角変化量Δφ1と図5中のねじれ角変化量Δφ2とを比較して分かるように、可変動弁装置10によれば、バルブリフトがゼロであるカム角度から最大慣性力カム角度までの間におけるねじれ角変化量Δφ1に対して、最大慣性力カム角度から最大バルブリフトカム角度までの間におけるねじれ角変化量Δφ2を十分に小さくすることができる。
As it can be seen by comparing the twist angle variation [Delta] [phi 2 of the twist angle variation [Delta] [phi 1 and Figure 5 in FIG. 4 described above, according to the
以上説明したような本実施形態の可変動弁装置10におけるねじりコイルばね32のねじれ角と、カム角度との関係をまとめると、図6のようになる。すなわち、可変動弁装置10によれば、カム角度の変化に対するねじりコイルばね32のねじれ角の変化率(つまり図6のグラフの傾き)に関して、最大バルブリフトカム角度の付近におけるねじれ角の変化率を、バルブリフトがゼロとなるカム角度の付近におけるねじれ角の変化率より小さくすることができる。
The relationship between the torsion angle of the
ねじりコイルばね32のねじれ角の変化率の特性を図6に示すような特性とすることにより、ねじりコイルばね32による力のモーメントは、バルブリフトがゼロとなるカム角度から最大慣性力カム角度までの間(図3中のA)では、比較的急峻な傾きで変化するが、最大慣性力カム角度から最大バルブリフトカム角度までの間(図3中のB)では、傾きが緩やかで、変化が少ない。このため、可変動弁装置10によれば、ねじりコイルばね32による力のモーメントが最大バルブリフトカム角度付近において不必要に大きくなることを十分に抑制することができる。その結果、カム14の駆動に消費される仕事を少なくすることができ、内燃機関の熱効率の向上が図れる。更に、ねじりコイルばね32の最大変形時のばね力、つまり最大バルブリフトカム角度のときのねじりコイルばね32のばね力をなるべく小さくすることができるので、ねじりコイルばね32が疲労しにくくすることができ、ねじりコイルばね32の耐久性を向上することができる。また、ねじりコイルばね32の量産時における形状や材質のばらつき(個体差)が比較的大きくても、個々の量産品の最大変形時のばね力が確実に許容応力(疲れ強さに対する許容応力)以下となるようにすることができる。このため、量産時に形状や材質のばらつきを小さくすることの難しい、より小型でばね定数の大きいねじりコイルばね32(コイル34の巻き数が少ない、コイル34の平均径が小さい、腕36が短い、コイル34の巻き線が円形断面、等)を使用することが可能となるので、可変動弁装置10全体をコンパクトに設計することができる。
By making the characteristics of the rate of change of the torsional angle of the
なお、ねじりコイルばね32による力のモーメントを図3中の実線で示すような特性とするためには、図4に示す最大慣性力カム角度から図5に示す最大バルブリフトカム角度までの間において、ねじりコイルばね32の腕36の方向と、腕36とばね受け部40との接点50と制御軸16の中心とを結ぶ線分(すなわち作用半径Ry)とのなす角度θ(図4および図5参照)が、100°〜110°の範囲内にあることが好ましい。最大慣性力カム角度から最大バルブリフトカム角度までの間における上記角度θが110°より大きくなると、図3中の二点鎖線で示すように、最大バルブリフトカム角度のときのねじりコイルばね32による力のモーメントやばね力を十分に小さくしにくくなる場合がある。また、最大慣性力カム角度から最大バルブリフトカム角度までの間における上記角度θが100°より小さいと、腕36と作用半径Ryとの角度が90°に近くなるので、ねじりコイルばね32のばね力が揺動アーム18の力のモーメントに変換される効率が低下する場合がある。
In order to make the moment of force by the
また、ねじりコイルばね32により揺動アーム18に作用する力のモーメントの変化特性は、ばね受け部40の形状によって調整することができる。本実施形態では、図1に示すように、半径R1の円弧と半径R2の円弧との二つの円弧の組み合わせでばね受け部40の形状を構成するとともに、両者の半径の関係をR1>R2としている。そして、腕36とばね受け部40との接点が、カム14のカムリフトが大きくなるにつれて(揺動アーム18が図1中で時計回りに回動するにつれて)、半径が大きいR1の円弧から半径が小さいR2の円弧へ移行するように構成している。これにより、前述したような力のモーメントの変化特性を容易かつ確実に実現することができる。なお、本実施形態におけるばね受け部40の形状は、2つの円弧を組み合わせた形状に限らず、3つ以上の円弧を組み合わせた形状や、円弧以外の曲線を用いた形状としてもよいが、それらの場合にも、腕36とばね受け部40との接点が、カム14のカムリフトが大きくなるにつれて、曲率半径の大きい部分から曲率半径の小さい部分へ移行するように、ばね受け部40の形状を構成することが好ましい。
Further, the change characteristic of the moment of force acting on the
なお、上述した実施の形態1においては、制御軸16、中間ローラ22、中間アーム24、制御部材26および制御軸駆動機構が前記第1の発明における「可変機構」に相当している。
In the first embodiment described above, the
また、本実施形態では、カム14のカムプロフィールがポリノミアルあるいはポリダインにより設計され、バルブ加速度が最大バルブリフトカム角度からずれたカム角度において負の最大値をとるものとして説明したが、本発明の有用性は、そのような場合に限定されるものではない。例えば、バルブ加速度が最大バルブリフトカム角度において負の最大値をとる場合であっても、バルブ加速度の特性がバルブリフト途中で変曲するような場合には、本発明を好ましく適用することが可能である。
Further, in the present embodiment, the cam profile of the
実施の形態2.
次に、図7を参照して、本発明の実施の形態2について説明するが、上述した実施の形態1との相違点を中心に説明し、同様の事項については、その説明を簡略化または省略する。図7は、本発明の実施の形態2の可変動弁装置を示す図である。
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. 7. The description will focus on the differences from the first embodiment described above, and the same matters will be simplified or described. Omitted. FIG. 7 is a diagram showing a variable valve operating apparatus according to the second embodiment of the present invention.
図1に示すように、本実施形態の可変動弁装置10’におけるねじりコイルばね32’の腕36’は、その先端側部分36aが基端側部分36bに対し屈曲した形状をなしている。最大慣性力カム角度から最大バルブリフトカム角度の間においては、揺動アーム18のばね受け部40は、腕36’の先端側部分36aと接触する。このとき、先端側部分36aの方向と、腕36’とばね受け部40との接点50と制御軸16の中心とを結ぶ線分とのなす角度θ2は、100°〜110°の範囲内にあることが好ましい。これにより、実施の形態1で述べたのと同様の理由により、ねじりコイルばね32’の最大変形時のばね力を十分に小さくすることができる。
As shown in FIG. 1, the
また、バルブリフトがゼロとなるカム角度から最大慣性力カム角度までの間においては、揺動アーム18のばね受け部40は、腕36’の基端側部分36bと接触する。このため、バルブリフトがゼロとなるカム角度から最大慣性力カム角度までの間においては、腕36’の方向と、腕36’とばね受け部40との接点50と制御軸16の中心とを結ぶ線分とのなす角度θ1を実施の形態1よりも大きくすることができる。よって、本実施形態によれば、バルブリフトがゼロとなるカム角度から最大慣性力カム角度までの間におけるねじりコイルばね32’のねじれ角の変化量を大きくすることができる。このようなことから、本実施形態では、ばね受け部40の形状が単純であっても、ねじりコイルばね32による力のモーメントの特性を適切に調整することができ、ばね受け部40の設計を簡素化することができる。
Further, during the period from the cam angle at which the valve lift becomes zero to the maximum inertia force cam angle, the
腕36’に上記のような屈曲部を形成する方法は特に限定されず、例えば曲げ加工、切削加工、プレス加工等により形成することができる。
The method for forming the bent portion as described above on the
本実施形態は、上記の点以外は前述した実施の形態1と同様であるので、これ以上の説明は省略する。 Since this embodiment is the same as Embodiment 1 except for the above points, further description is omitted.
10,10’ 可変動弁装置
12 バルブ
14 カム
16 制御軸
18 揺動アーム
20 スライダー面
22 中間ローラ
22a 第1ローラ
22b 第2ローラ
24 中間アーム
26 制御部材
28 連結軸
30 揺動カム面
32,32’ ねじりコイルばね
34 コイル
36,36’ 腕
36a 先端側部分
36b 基端側部分
38 固定部
40 ばね受け部
42 ロッカーアーム
44 ロッカーローラ
46 軸
48 油圧式ラッシュアジャスタ
50 接点
10, 10 '
Claims (5)
前記制御軸を中心に揺動可能に支持され、前記バルブを駆動するためのカムと前記バルブとの間に介在し、前記カムの回転に伴って揺動する揺動アームと、
前記制御軸を回転させることにより、前記揺動アームの揺動範囲を変化させる可変機構と、
前記揺動アームを前記カムに近づけるような方向に前記揺動アームに対して力のモーメントを与えるねじりコイルばねと、
を備え、
カム角度の変化に対する前記ねじりコイルばねのねじれ角の変化率に関して、バルブリフトが最大となるカム角度側におけるねじれ角の変化率が、バルブリフトがゼロとなるカム角度側におけるねじれ角の変化率より小さくなるように構成されていることを特徴とする可変動弁装置。 A variable valve operating device for changing a valve operating angle of an internal combustion engine by rotating a control shaft,
A swing arm supported so as to be swingable about the control shaft, interposed between a cam for driving the valve and the valve, and swinging as the cam rotates;
A variable mechanism for changing the swing range of the swing arm by rotating the control shaft;
A torsion coil spring that applies a moment of force to the swing arm in a direction to bring the swing arm closer to the cam;
With
Regarding the rate of change of the torsion angle of the torsion coil spring with respect to the change of the cam angle, the rate of change of the torsion angle on the cam angle side where the valve lift becomes maximum is the rate of change of the torsion angle on the cam angle side where the valve lift becomes zero. A variable valve operating device configured to be small.
前記腕部は、前記揺動アームに設けられたばね受け部を押圧しており、
最大作用角状態のとき、前記慣性による力のモーメントが最大となるときのカム角度と、バルブリフトが最大となるときのカム角度との間において、前記腕と前記ばね受け部との接点における前記腕の方向と、前記接点と前記制御軸中心とを結ぶ線分とのなす角度が、100°〜110°の範囲内にあることを特徴とする請求項2または3記載の可変動弁装置。 The torsion coil spring has a coil and an arm formed on one end side of the coil, and is arranged so that the center of the coil is parallel to the center of the control shaft,
The arm portion presses a spring receiving portion provided on the swing arm,
In the maximum operating angle state, the contact at the contact point between the arm and the spring receiving portion between the cam angle when the moment of force due to the inertia is maximum and the cam angle when the valve lift is maximum. The variable valve operating apparatus according to claim 2 or 3, wherein an angle formed by an arm direction and a line segment connecting the contact point and the control axis center is in a range of 100 ° to 110 °.
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