JP2586631Y2 - Intake and exhaust valve drive control device for internal combustion engine - Google Patents

Intake and exhaust valve drive control device for internal combustion engine

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JP2586631Y2
JP2586631Y2 JP617793U JP617793U JP2586631Y2 JP 2586631 Y2 JP2586631 Y2 JP 2586631Y2 JP 617793 U JP617793 U JP 617793U JP 617793 U JP617793 U JP 617793U JP 2586631 Y2 JP2586631 Y2 JP 2586631Y2
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intake
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annular
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吉彦 山田
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Description

【考案の詳細な説明】[Detailed description of the invention]

【0001】[0001]

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

【0002】[0002]

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

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

【0004】そして、制御環12は、歯車環14a及び
歯車部12bを介して図外の駆動機構により機関運転状
態に応じて径方向の一方あるいは他方向へ揺動するよう
になっている。即ち、ディスク9の中心Cが図11に示
す位置にある場合は、カムシャフト1とディスク9との
回転中心が一致し、したがってディスク9は、ピン11
とU字溝8を介してカムシャフト1に同期回転する一
方、カム2はピン10とU字溝6を介してカムシャフト
1に同期回転する。
The control ring 12 is configured to swing in one or the other direction in the radial direction by a drive mechanism (not shown) via a gear ring 14a and a gear portion 12b in accordance with the operating state of the engine. That is, when the center C of the disk 9 is at the position shown in FIG. 11 , the rotation centers of the camshaft 1 and the disk 9 coincide with each other.
The cam 2 rotates synchronously with the camshaft 1 through the pin 10 and the U-shaped groove 6 while rotating synchronously with the camshaft 1 through the U-shaped groove 8.

【0005】また、機関運転状態の変化に伴い駆動機構
によってロッカアーム15を軸支するロッカシャフト1
4を回動させると、制御環12が突起12aを支点とし
て揺動し、これによってディスク9の中心Cがカムシャ
フト1の中心に対し前記回動方向に偏心する。このた
め、ピン10,11が夫々U字溝6,8に沿って移動
し、かつ偏心方向にフランジ部5,7をカムシャフト1
を中心に回動させる。依って、カムシャフト1の1回転
毎に、ディスク9の回転位相がカムシャフト1に対して
変化し、同時にカム2の回転位相もディスク9に対して
変化する。したがって、カム2は、カムシャフト1に対
し、ディスク9のカムシャフト1に対する位相差の2倍
の位相差で回転する。この結果、バルブタイミングをカ
ム2の位相差に応じて可変にすることができる。
A rocker shaft 1 that supports a rocker arm 15 by a driving mechanism in accordance with a change in the engine operating state.
When the knob 4 is rotated, the control ring 12 swings around the protrusion 12a, whereby the center C of the disk 9 is eccentric with respect to the center of the camshaft 1 in the rotation direction. For this reason, the pins 10 and 11 move along the U-shaped grooves 6 and 8, respectively, and the flange portions 5 and 7
Is turned around. Therefore, every time the camshaft 1 rotates, the rotation phase of the disk 9 changes with respect to the camshaft 1, and at the same time, the rotation phase of the cam 2 also changes with respect to the disk 9. Therefore, the cam 2 rotates with respect to the camshaft 1 with a phase difference of twice the phase difference of the disc 9 with respect to the camshaft 1. As a result, the valve timing can be made variable according to the phase difference of the cam 2.

【0006】[0006]

【考案が解決しようとする課題】然し乍ら、前記従来の
装置にあっては、動弁機構が1つのカム2によって1本
のロッカアーム15を揺動させて単一の吸気弁16を開
作動させる所謂ロッカアーム型であるため、1つのカム
2に対して1つのディスク9等が必要になる。このた
め、1気筒当たり例えば2つの吸気弁や排気弁が設けら
れる多弁式に適用する場合は、各吸気・排気弁の間に夫
々ディスク9等を設けなければならない以上、該ディス
ク9等を配置するために各吸気弁や各排気弁間に大きな
スペースを設けなければならない。この結果、隣接する
両吸気弁や両排気弁間のスパンを大きくせざるを得ず、
多弁式には適用が不可能である。
However, in the above-described conventional apparatus, the valve operating mechanism swings one rocker arm 15 by one cam 2 to open a single intake valve 16. Since it is a rocker arm type, one disk 9 or the like is required for one cam 2. For this reason, when the present invention is applied to a multi-valve type in which, for example, two intake valves and exhaust valves are provided for each cylinder, the disks 9 and the like must be arranged between the intake and exhaust valves, so that the disks 9 and the like are arranged. Therefore, a large space must be provided between each intake valve and each exhaust valve. As a result, the span between adjacent intake valves and exhaust valves must be increased,
It cannot be applied to multiple valve type.

【0007】しかも、カムシャフト1は、個々のカム2
を軸受するため、多弁式では吸気・排気弁の数に応じて
カムシャフト1を数多く分割せざるを得ず、シリンダヘ
ッド上に設けられるカム軸受も多くなり、その設置スペ
ースも大きくしなければならない。したがって、機関全
体の大型化や重量の増加が余儀なくされ、結局、多弁式
には適用することが不可能である。
In addition, the camshaft 1 is connected to each cam 2
Therefore, in the multi-valve system, the camshaft 1 must be divided into a large number according to the number of intake and exhaust valves, the number of cam bearings provided on the cylinder head increases, and the installation space must be increased. . Therefore, the size and weight of the entire engine must be increased, and as a result, it cannot be applied to a multi-valve system.

【0008】また、各ピン10,11は、U字溝6,8
に係合してディスク9の偏心揺動時に両外側縁がU字溝
6,8の各対向内面6a,6b、8a,8bに摺動する
ようになっている。したがって、斯かる各ピン10,1
1とU字溝6,8の内面6a,6b、8a,8bとの間
に大きな摺動摩擦抵抗が発生して、摩耗し易くなり、両
者6,8、10,11間に大きな隙間が発生する虞れが
ある。この結果、カムシャフト1の正負の回転トルク変
動に伴い打音が発生したり、バルブタイミングのずれが
発生して制御精度が低下するといった問題を招いてい
る。更に、ディスク9は、偏心揺動時に外周面が制御環
12の内周面に繰り返し摺動するため、該両者9,12
間にも大きな摺動摩擦抵抗が発生して、円滑な摺動が阻
害されるばかりか摩耗する虞れがある。
Each of the pins 10 and 11 has a U-shaped groove 6, 8
When the disk 9 is eccentrically oscillated, the outer edges slide on the opposing inner surfaces 6a, 6b, 8a, 8b of the U-shaped grooves 6, 8. Therefore, each of the pins 10, 1
A large sliding frictional resistance is generated between 1 and the inner surfaces 6a, 6b, 8a, 8b of the U-shaped grooves 6, 8 so that they are easily worn, and a large gap is generated between the two 6, 8, 10 and 11. There is a fear. As a result, there is a problem that a tapping sound is generated due to the positive and negative rotation torque fluctuations of the camshaft 1 and a deviation in valve timing is generated, thereby lowering control accuracy. Further, since the outer peripheral surface of the disk 9 repeatedly slides on the inner peripheral surface of the control ring 12 during the eccentric swing,
A large sliding frictional resistance is generated between them, which may not only hinder smooth sliding but also cause wear.

【0009】[0009]

【課題を解決するための手段】本考案は、前記従来の問
題点に鑑みて案出されたもので、請求項1の考案は、機
関の回転に同期して回転する駆動軸と、該駆動軸を内部
軸方向に形成された挿通孔に相対回動可能に挿通し、か
つ外周に吸排気弁を直接駆動するカムを有するカムシャ
フトと、該カムシャフトの端部に有するフランジ部に対
向配置され、かつ前記駆動軸に連結固定されたフランジ
部と、前記両フランジ部の間に配設されて、駆動軸の軸
心に対して径方向へ偏心揺動可能な制御環と、該制御環
の内周に回転自在に保持された環状ディスクと、該環状
ディスクの両側部に互いに反対方向に突設されて、前記
両フランジ部に形成された各係合溝内に夫々係入する
対のピンと、前記環状ディスクを機関運転状態に応じて
揺動させる駆動機構とを備えた吸排気弁駆動制御装置で
あって、前記駆動軸の内部軸方向に油供給通路を形成す
ると共に、各一端が油供給通路に開口しかつ各他端が前
記各ピン方向に指向する一対の第1,第2噴孔を駆動軸
の周壁に周方向のほぼ180゜の位置に径方向に沿って
形成し、かつ一端が油供給通路に開口し、他端が前記環
状ディスクの内周方向に指向する第3噴孔を駆動軸の径
方向に沿って形成すると共に、前記環状ディスクの内部
に、前記第2噴孔から噴射された潤滑油を該環状ディス
クの外周面と前記制御環の内周面との間に導く油通路孔
を直径方向に沿って貫通形成したことを特徴としてい
る。
SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above-mentioned conventional problems, and the invention of claim 1 has a drive shaft that rotates in synchronization with the rotation of an engine, and a drive shaft that rotates the drive shaft. A camshaft having a shaft which is rotatably inserted through an insertion hole formed in the inner axial direction, and which has a cam for directly driving an intake / exhaust valve on the outer periphery, and a camshaft opposed to a flange portion provided at an end of the camshaft. A flange connected to and fixed to the drive shaft, a control ring disposed between the two flanges and capable of eccentrically swinging in the radial direction with respect to the axis of the drive shaft;
An annular disk which is rotatably held inside the perimeter of, so as to project in opposite directions on both sides of the annular disc, one to each engaged into said flanges each engaging a groove formed in the portion
An intake / exhaust valve drive control device comprising a pair of pins and a drive mechanism for swinging the annular disk in accordance with an engine operation state, wherein an oil supply passage is formed in an axial direction inside the drive shaft.
And one end is open to the oil supply passage and the other end is
A pair of first and second injection holes directed in the direction of each pin are driven by a drive shaft.
Along the radial direction at approximately 180 ° in the circumferential direction on the peripheral wall of
And one end is open to the oil supply passage, and the other end is the ring.
The third injection hole directed in the inner circumferential direction of the disk
Along the direction and inside the annular disc
Then, the lubricating oil injected from the second injection hole is
Oil passage hole leading between the outer peripheral surface of the control ring and the inner peripheral surface of the control ring
Are formed to penetrate along the diameter direction .

【0010】[0010]

【作用】本考案によれば、ロッカアーム型ではなくカム
シャフトの外周に一体に設けられたカムによって直接吸
排気弁を駆動する直動型に形成したため、1本のカムシ
ャフトに少なくとも2つのカムを近接して配置すること
が可能になり、該2以上のカムを1つの環状ディスクで
角速度制御することができる。
According to the present invention, not a rocker arm type but a direct-acting type in which the intake and exhaust valves are directly driven by cams provided integrally on the outer periphery of the camshaft, at least two cams are provided on one camshaft. The two or more cams can be controlled in angular velocity by one annular disk.

【0011】また、本考案によれば、油供給通路内を流
入した潤滑油が第1,第2噴孔から各ピンと各係合溝間
同時に噴射されて、該各ピンと各係合溝との間に強制
的に供給されるため、該両者間を効率良く潤滑すること
ができる。したがって、該各 ピンの外周面と各係合溝の
対向する内周面との間の摺動摩擦抵抗が大巾に低減され
る。
Further, according to the present invention , the lubricating oil flowing into the oil supply passage is simultaneously injected from the first and second injection holes between the pins and the respective engagement grooves, and the respective pins and the respective engagement grooves are formed. Forced between
, The lubrication between them can be efficiently performed. Thus, the outer peripheral surface of each of the pin and engagement grooves of
The sliding frictional resistance between the opposing inner peripheral surface is greatly reduced.

【0012】さらに、同じく前記油供給通路内の潤滑油
が、第3噴孔から環状ディスクの内周側に噴射されて、
ここからさらに該環状ディスク内の油通路孔に導かれて
該環状ディスクの外周面と制御環の内周面との間に供給
されるため、該内外周面間を効率良く潤滑することがで
きる。特に、油通路孔が環状ディスクの直径方向に形成
され、かつ環状ディスクの回転遠心力が働くため潤滑油
を強制的かつ大量に供給することができるため潤滑性能
をさらに向上させることができる。
Furthermore, the lubricating oil in the oil supply passage
Is injected from the third injection hole to the inner peripheral side of the annular disk,
From here, it is further led to the oil passage hole in the annular disc
Supply between the outer peripheral surface of the annular disk and the inner peripheral surface of the control ring
Therefore, it is possible to efficiently lubricate the inner and outer peripheral surfaces.
Wear. In particular, oil passage holes are formed in the diameter direction of the annular disc
Lubricating oil
Forcibly and in large quantities can supply lubrication performance
Can be further improved.

【0013】[0013]

【実施例】図1〜図6は請求項1の考案に係る一実施例
を示し、1気筒当たり2つの吸気弁を有する4気筒機関
に適用されている。即ち、図1の21は図外の機関のク
ランク軸からタイミングスプロケット71を介して回転
力が伝達される駆動軸、22は該駆動軸21の外周に一
定の隙間をもって配置され、かつ駆動軸21の中心Xと
同軸上に設けられたカムシャフトである。
1 to 6 show an embodiment according to the first aspect of the present invention, which is applied to a four-cylinder engine having two intake valves per cylinder. 1 is a drive shaft to which a rotational force is transmitted from a crankshaft of an unillustrated engine via a timing sprocket 71 , and 22 is disposed around the drive shaft 21 with a certain clearance. Is a camshaft provided on the same axis as the center X of the camshaft.

【0014】前記駆動軸21は、機関前後方向に延設さ
れており、軽量化等の要請から内部中空状に形成されて
いると共に、該中空状内部に図外のメインオイルギャラ
リと連通する油供給通路60が形成されている。この油
供給通路60は、一端が図1に示すようにシリンダヘッ
ド上端部の軸受68を介して軸受けされる駆動軸21の
1番ジャーナル69と軸受68内に穿設された油通路7
0を介して図外のメインオイルギャラリに連通してい
る。
The drive shaft 21 extends in the front-rear direction of the engine. The drive shaft 21 is formed in a hollow shape in order to reduce the weight and the like, and has an oil communicating with a main oil gallery (not shown) inside the hollow shape. A supply passage 60 is formed. This oil
The supply passage 60 has a cylinder head at one end as shown in FIG.
Of the drive shaft 21 which is supported through a bearing 68 at the upper end of the drive shaft.
No. 1 journal 69 and oil passage 7 bored in bearing 68
It communicates with the main oil gallery (not shown) through 0
You.

【0015】前記各カムシャフト22は、各気筒毎に軸
直角方向から分割形成され、夫々内部軸方向に駆動軸2
1が挿通する挿通孔22aが形成されていると共に、シ
リンダヘッド上端部に有する夫々1対のカム軸受61,
62に回転自在に支持されている。また、この各カムシ
ャフト22は、図2にも示すように外周面に一対のカム
26,26が一体に設けられており、このカム26,2
6は、1気筒当たり2つの吸気弁23,23をバルブス
プリング24,24のばね力に抗して直動型バルブリフ
ター25,25を介して開作動させるようになってい
る。さらに、各カムシャフト22は、一方側の分割端部
にフランジ部27が夫々設けられていると共に、他方側
分割端部側の挿通孔22a内周面に駆動軸21を軸受す
る軸受部63が設けられている。また、前記フランジ部
27と隣接するカムシャフト22の分割他端部との間
に、スリーブ28と環状ディスク29が配設されてい
る。
Each of the camshafts 22 is formed separately from a direction perpendicular to the axis for each cylinder, and the drive shaft
1 is formed, and a pair of cam bearings 61,
62 rotatably supported. As shown in FIG. 2, each camshaft 22 is provided with a pair of cams 26, 26 integrally on the outer peripheral surface thereof.
Reference numeral 6 designates opening operation of two intake valves 23, 23 per cylinder via direct-acting valve lifters 25, 25 against the spring force of valve springs 24, 24. Further, each camshaft 22 is provided with a flange portion 27 at one divided end, and a bearing 63 for bearing the drive shaft 21 on the inner peripheral surface of the insertion hole 22a at the other divided end. Is provided. A sleeve 28 and an annular disc 29 are provided between the flange 27 and the other end of the adjacent camshaft 22.

【0016】前記軸受部63は、円環状を呈し、挿通孔
22aの内周面に一体に設けられていると共に、内周面
63aが駆動軸21の外周面に摺接している。
The bearing 63 has an annular shape and is provided integrally with the inner peripheral surface of the insertion hole 22a. The inner peripheral surface 63a is in sliding contact with the outer peripheral surface of the drive shaft 21 .

【0017】前記フランジ部27は、図4にも示すよう
に中空部から半径方向に沿った細長い矩形状の係合溝3
0が形成されていると共に、その外周面の円周方向に環
状ディスク29の一側面に摺接する突起面27aが一体
に設けられている。
As shown in FIG. 4, the flange portion 27 has an elongated rectangular engaging groove 3 extending radially from the hollow portion.
0 is formed, and a protruding surface 27a is provided integrally with one side surface of the annular disk 29 in the circumferential direction of the outer peripheral surface thereof.

【0018】前記スリーブ28は、小径な一端部がカム
シャフト22の前記他方側の分割端部内に回転自在に挿
入している共に、略中央位置に直径方向に貫通した連結
軸31を介して駆動軸21に連結固定されている。ま
た、スリーブ28の他端部には、前記環状ディスク29
を介してフランジ部27と対向するフランジ部32が一
体に設けられている。このフランジ部32は、図5にも
示すように前記係止溝30と反対側に半径方向に沿った
細長い矩形状の係合溝33が形成されていると共に、外
周面に環状ディスク29の他側面に摺接する突起面28
aが一体に設けられている。
The sleeve 28 has a small-diameter end rotatably inserted into the other divided end of the camshaft 22 and is driven through a connecting shaft 31 which is diametrically penetrated at a substantially central position. It is connected and fixed to the shaft 21. The other end of the sleeve 28 has the annular disc 29
A flange portion 32 facing the flange portion 27 is provided integrally. As shown in FIG. 5, the flange portion 32 has an elongated rectangular engaging groove 33 extending in the radial direction on the opposite side to the locking groove 30 and has an outer peripheral surface other than the annular disk 29. Projection surface 28 that slides on the side surface
a is provided integrally.

【0019】前記環状ディスク29は、略ドーナツ板状
を呈し、内径がカムシャフト22の内径と略同径に形成
されて、駆動軸21の外周面との間に環状の隙間部Sが
形成されていると共に、小巾の外周部29aがローラベ
アリング34を介して制御環35の内周面に回転自在に
支持されている。また、直径線上の対向位置に軸方向へ
貫通形成された保持孔29b,29cには、各係合溝3
0,33に係入する一対のピン36,37が設けられて
いる。この各ピン36,37は、互いにカムシャフト軸
方向へ逆向きに突出しており、基部が保持孔29b,2
9c内に回転自在に支持されていると共に、先端部の両
側縁に図4及び図5に示すように前記係合溝30,33
の対向内面30a,30b、33a,33bと当接する
2面巾状の平面部36a,36b、37a,37bが形
成されている。
The annular disk 29 has a substantially donut shape, an inner diameter substantially equal to the inner diameter of the camshaft 22, and an annular gap S between the outer peripheral surface of the drive shaft 21. In addition, the small-width outer peripheral portion 29 a is rotatably supported on the inner peripheral surface of the control ring 35 via the roller bearing 34. Each of the holding grooves 29b and 29c formed in the axial direction at the opposing position on the diameter line has a respective engaging groove 3.
A pair of pins 36 and 37 that engage with the pins 0 and 33 are provided. The pins 36 and 37 project in opposite directions in the camshaft axial direction, and the bases of the pins 36 and 37 have the holding holes 29 b and 2.
9c, and is rotatably supported in the engaging grooves 30, 33 as shown in FIGS.
Are formed to have two flat width portions 36a, 36b, 37a, 37b that are in contact with the opposed inner surfaces 30a, 30b, 33a, 33b.

【0020】前記制御環35は、図1〜図3に示すよう
に略円環状を呈し、外周の一端部に有するボス部35a
及び該ボス部35aを貫通した枢支ピン38を支点とし
て上下に揺動自在に設けられている一方、該ボス部35
aと反対側の外周面にレバー部35bが半径方向に沿っ
て突設されている。また、この制御環35は、レバー部
35bを介して駆動機構39により揺動するようになっ
ている。
The control ring 35 has a substantially annular shape as shown in FIGS. 1 to 3, and has a boss 35a at one end of the outer periphery.
And a pivot pin 38 that penetrates the boss 35a is provided as a fulcrum so as to be swingable up and down.
A lever portion 35b is provided on the outer peripheral surface on the opposite side to the portion a. The control ring 35 is configured to swing by a drive mechanism 39 via a lever 35b.

【0021】前記駆動機構39は、図2及び図6に示す
ようにシリンダヘッドの所定部位に対向して形成された
第1,第2シリンダ40,41と、該各シリンダ40,
41内から出没自在に設けられて各先端縁で前記レバー
部35aの円弧状先端を上下方向から挾持する油圧ピス
トン42及びリテーナ43と、前記第1シリンダ40内
の受圧室40aに油圧を給排して油圧ピストン42を進
退動させる油圧回路44とを備えている。
As shown in FIGS. 2 and 6, the drive mechanism 39 includes first and second cylinders 40 and 41 formed opposite to predetermined portions of the cylinder head.
A hydraulic piston 42 and a retainer 43 which are provided so as to be able to protrude and retract from the inside of the cylinder 41 and hold the arc-shaped tip of the lever portion 35a from above and below at each end edge, and supply and discharge hydraulic pressure to a pressure receiving chamber 40a in the first cylinder 40. And a hydraulic circuit 44 for moving the hydraulic piston 42 forward and backward.

【0022】前記第2シリンダ41内に設けられたリテ
ーナ43は、略有底円筒状に形成され、第2シリンダ4
1内に弾装されたコイルスプリング45のばね力で進出
方向(レバー部方向)に付勢されている。
The retainer 43 provided in the second cylinder 41 has a substantially cylindrical shape with a bottom.
1 is urged in the advance direction (toward the lever portion) by the spring force of a coil spring 45 elastically mounted in the inside.

【0023】前記油圧回路44は、一端部がオイルパン
46内に、他端部が受圧室40aに夫々連通した油通路
47と、該油通路47のオイルパン46側に設けられた
オイルポンプ48と、該オイルポンプ48の下流側に設
けられた3ポート2位置型の電磁切換弁49とから主と
して構成されている。前記電磁切換弁49は、機関回転
数や吸入空気量等の信号に基づいて現在の機関運転状態
を検出するコントローラ50からのON−OFF信号に
よって流路を切り換え作動し、ON信号によって油通路
47全体を連通する一方、OFF信号によって油通路4
7とドレン通路51を連通するようになっている。
The hydraulic circuit 44 includes an oil passage 47 having one end in the oil pan 46 and the other end communicating with the pressure receiving chamber 40a, and an oil pump 48 provided on the oil pan 46 side of the oil passage 47. And a three-port two-position electromagnetic switching valve 49 provided downstream of the oil pump 48. The electromagnetic switching valve 49 switches the flow path in response to an ON-OFF signal from a controller 50 that detects the current engine operating state based on signals such as the engine speed and the amount of intake air. While communicating the whole, the oil passage 4
7 and the drain passage 51 are communicated with each other.

【0024】また、前記駆動軸21の環状ディスク29
付近の周壁には、一端が油供給通路60に開口し、他端
が夫々ピン36,37の平面部36a,36b,37
a,37bと、各係止溝30,33の対向内面30a,
30b、33a,33bとの間に指向した第1,第2噴
孔65,66が周方向の180゜位置に半径方向に沿っ
て穿設されている。また、両噴孔65,66の略中間位
置には、油供給通路60から環状ディスク29の内部直
径方向に形成された油通路孔71に指向した第3噴孔6
7が直径方向に沿って貫通形成されている。
The annular disk 29 of the drive shaft 21
One end of the peripheral wall is open to the oil supply passage 60,
Are the plane portions 36a, 36b, 37 of the pins 36, 37, respectively.
a, 37b, and opposing inner surfaces 30a,
30b, 33a, 33b, the first and second jets directed
Holes 65 and 66 are radially located at 180 ° in the circumferential direction.
Has been drilled. Also, a substantially intermediate position between the two injection holes 65 and 66.
The oil supply passage 60 is directly connected to the inside of the annular disc 29.
Third injection hole 6 directed to oil passage hole 71 formed in the radial direction
7 are formed through the diametrical direction.

【0025】以下、本実施例の作用について説明する。The operation of this embodiment will be described below.

【0026】まず、コントローラ50から電磁切換弁4
9にON信号が出力されると、オイルポンプ48から油
通路47に圧送された作動油はそのまま受圧室40aに
供給される。したがって、該受圧室40aの内圧上昇に
伴い油圧ピストン42が図2,図6の実線で示すように
コイルスプリング45のばね力に抗してレバー部35b
を押し下げるので、制御環35つまり環状ディスク29
の回転中心Yと駆動軸21の中心Xが合致する。この場
合は、環状ディスク29と駆動軸21との間に回転位相
は生じず、またカムシャフト22の中心と環状ディスク
29の中心Yも合致しているため、両者22,29間の
回転位相差も生じない。したがって、駆動軸21の回転
に伴い連結軸31を介してスリーブ28が同期回転する
と共に、スリーブ側の係合溝33とピン37,環状ディ
スク29,ピン36,カムシャフト22側の係合溝30
を介してカムシャフト22も同期回転する。
First, the controller 50 sends the electromagnetic switching valve 4
When the ON signal is output to 9, the hydraulic oil pumped from the oil pump 48 to the oil passage 47 is directly supplied to the pressure receiving chamber 40a. Accordingly, as the internal pressure of the pressure receiving chamber 40a rises, the hydraulic piston 42 moves against the lever portion 35b against the spring force of the coil spring 45 as shown by the solid line in FIGS.
Of the control ring 35, that is, the annular disc 29
And the center X of the drive shaft 21 coincide with each other. In this case, there is no rotational phase between the annular disk 29 and the drive shaft 21, and the center Y of the camshaft 22 and the center Y of the annular disk 29 coincide with each other. Does not occur. Accordingly, the sleeve 28 rotates synchronously via the connecting shaft 31 with the rotation of the drive shaft 21, and the sleeve-side engaging groove 33 and the pin 37, the annular disc 29, the pin 36, and the camshaft 22 side engaging groove 30.
, The camshaft 22 also rotates synchronously.

【0027】次に、機関運転状態の変化に伴い電磁切換
弁49にOFF信号が出力されて、油通路47の上流側
を遮断すると共に、油通路47の下流側とドレン通路5
1を連通する。このため、受圧室40a内の作動油は、
油通路47を逆流してドレン通路51からオイルパン4
6内に戻され、したがって、受圧室40aの内圧低下に
伴い油圧ピストン42がバルブスプリング24及びコイ
ルスプリング45のばね力でリテーナ43を介して後退
移動する。これにより、制御環35は、図2,図6の一
点鎖線で示すようにリテーナ43により押し上げられて
枢支ピン38を支点として上方へ揺動し、環状ディスク
29の中心Yが駆動軸21の中心Xと偏心する。したが
って、スリーブ28の係合溝33とピン37並びにカム
シャフト22の係合溝30とピン36との摺動位置が駆
動軸21の1回転毎に移動し、環状ディスク29の角速
度が変化して不等角速度回転になる。
Next, an OFF signal is output to the electromagnetic switching valve 49 in accordance with a change in the engine operation state, thereby shutting off the upstream side of the oil passage 47 and the downstream side of the oil passage 47 and the drain passage 5.
Connect 1 Therefore, the hydraulic oil in the pressure receiving chamber 40a
The oil pan 47 flows back through the oil passage 47 and the oil pan 4
6, the hydraulic piston 42 moves backward through the retainer 43 by the spring force of the valve spring 24 and the coil spring 45 as the internal pressure of the pressure receiving chamber 40a decreases. As a result, the control ring 35 is pushed up by the retainer 43 as shown by a dashed line in FIGS. 2 and 6 and swings upward with the pivot pin 38 as a fulcrum. Eccentric with center X. Accordingly, the sliding position between the engaging groove 33 and the pin 37 of the sleeve 28 and the engaging groove 30 and the pin 36 of the camshaft 22 moves with each rotation of the drive shaft 21, and the angular velocity of the annular disk 29 changes. The rotation becomes uneven angular velocity.

【0028】即ち、例えば係合溝33とピン37の摺動
位置が駆動軸21の中心Xに接近する場合は、係合溝3
0とピン36の摺動位置が中心Xから離れる関係にな
る。この場合は、環状のディスク29は、駆動軸21に
対して角速度が小さくなり、環状ディスク29に対しカ
ムシャフト22の角速度も小さくなる。したがって、カ
ムシャフト22は、駆動軸21に対して2重に減速され
た状態になる。
That is, for example, when the sliding position between the engagement groove 33 and the pin 37 approaches the center X of the drive shaft 21, the engagement groove 3
0 and the sliding position of the pin 36 are separated from the center X. In this case, the annular disk 29 has a lower angular velocity with respect to the drive shaft 21 and the angular velocity of the camshaft 22 with respect to the annular disk 29 also decreases. Therefore, the camshaft 22 is in a state of being decelerated twice with respect to the drive shaft 21.

【0029】一方、機関運転状態がさらに変化して前述
とは逆に油圧ピストン42によりレバー部35bが押し
下げられ環状ディスク29が図2,図6の2点鎖線で示
すように中心合致位置よりもさらに下方へ揺動して、係
合溝33とピン37の摺動位置が駆動軸21の中心Xか
ら離れ、係合溝30とピン36の作動位置が中心Xに接
近する関係になると、逆にカムシャフト22は、駆動軸
21に対して2重に増速された状態になる。
On the other hand, the operating state of the engine further changes, and the lever 35b is pushed down by the hydraulic piston 42, contrary to the above, so that the annular disk 29 is shifted from the center coincidence position as shown by the two-dot chain line in FIGS. Further swinging downward, when the sliding position of the engaging groove 33 and the pin 37 moves away from the center X of the drive shaft 21 and the operating position of the engaging groove 30 and the pin 36 approaches the center X, The camshaft 22 is in a state where the speed is doubled with respect to the drive shaft 21.

【0030】この結果、夫々の角速度の変化に基づきカ
ムシャフト22及びカム26と駆動軸21との回転位相
差は、図7Bに示すように変化し、バルブタイミングは
同図Aに示すようにバルブリフトを一定のままカムシャ
フト22の位相差に応じて変化する。
As a result, the rotational phase difference between the camshaft 22 and the cam 26 and the drive shaft 21 changes as shown in FIG. 7B based on the change in the respective angular velocities, and the valve timing changes as shown in FIG. It changes according to the phase difference of the camshaft 22 with the lift kept constant.

【0031】つまり、カムシャフト22の角速度が相対
的に大きい場合は、駆動軸21に対する回転位相は両者
21,22が等速になるまで進み、やがてカムシャフト
22の角速度が相対的に小さくなると回転位相は両者2
1,22が等速になるまで遅れる。そして、図7Bで示
すように回転位相差の最大,最小点の途中に同位相点
(P点)が存在し、同図の破線で示す回転位相の変化で
は、P点よりも前の吸気弁23の開弁時期が遅れ、P点
より後の閉弁時期は進み、図7Aの破線で示すように弁
の作動角が小さくなる。一方、図7Bの一点鎖線で示す
回転位相の変化では、P点よりも前では開弁時期は進
み、P点より後の閉弁時期は遅れ、図7Aの一点鎖線で
示すように弁の作動角が大きくなる。尚、図7Aの実線
は中心X,Yが合致している場合である。
That is, when the angular velocity of the camshaft 22 is relatively high, the rotational phase with respect to the drive shaft 21 advances until the two 21 and 22 become equal in speed. Phase 2
It is delayed until 1 and 22 become uniform speed. Then, as shown in FIG. 7B, an in-phase point (point P) exists midway between the maximum and minimum points of the rotational phase difference, and in the change of the rotational phase indicated by the broken line in FIG. The valve opening timing of the valve 23 is delayed, the valve closing timing after the point P is advanced, and the operating angle of the valve is reduced as shown by the broken line in FIG. 7A. On the other hand, in the change of the rotation phase indicated by the one-dot chain line in FIG. 7B, the valve opening timing is advanced before the point P, the valve closing timing after the P point is delayed, and as shown by the one-dot chain line in FIG. The corner becomes larger. The solid line in FIG. 7A indicates a case where the centers X and Y match.

【0032】また、本実施例は、分割された各カムシャ
フト22の外周に近接配置された2つのカム26,26
によって直接両吸気弁23,23を直接駆動する所謂直
動型であるため、両吸気弁23,23のスパンを可及的
に小さくすることが可能になると共に、環状ディスク2
9等を従来のように各吸気弁23,23間ではなく各気
筒間に配置できる。したがって、装置全体の小型化が図
れる。特に、駆動軸21が外部の軸受ではなく、カムシ
ャフト22内部の軸受部63によって軸受けされるた
め、該軸受部63の設置スペースが不要となり、この点
でも装置全体の小型化が助長される。
In this embodiment, two cams 26, 26 arranged close to the outer periphery of each of the divided camshafts 22 are provided.
This is a so-called direct drive type in which both intake valves 23, 23 are directly driven, so that the span of both intake valves 23, 23 can be made as small as possible, and the annular disk 2
9 and the like can be arranged between the cylinders instead of between the intake valves 23 and 23 as in the related art. Therefore, the size of the entire apparatus can be reduced. In particular, since the drive shaft 21 is supported not by an external bearing but by the bearing 63 inside the camshaft 22, no space is required for installing the bearing 63, and this also promotes downsizing of the entire apparatus.

【0033】また、前記軸受部63をカムシャフト22
の内部に形成したため、駆動軸21とカムシャフト22
との軸心の芯出し作業を、単に軸受部63の内周面63
aの加工調整によって行うことができる。したがって、
斯る芯出し作業が極めて容易になる。
The bearing portion 63 is connected to the camshaft 22.
, The drive shaft 21 and the camshaft 22
The work of centering the shaft center with the inner peripheral surface 63 of the bearing portion 63 is simply performed.
This can be performed by adjusting the processing of a. Therefore,
Such centering work becomes extremely easy.

【0034】また、前述のように各ピン36,37は両
側縁が平面部36a,36b,37a,37bに形成さ
れているため、各係合溝30,33の対向内面30a,
30b、33a,33bと面接触状態で当接する。した
がって、駆動軸21からカムシャフト22への回転伝達
時及び環状ディスク29の偏心状態における平面部36
a,36b、37a,37bと対向内面30a,30
b、33a,33bとの摺動時に両者間の集中荷重の発
生が防止されて、面圧が低下する。この結果、係合溝3
0,33とピン36,37間に経時的な摩耗の発生が防
止されて、カムシャフト22の回転トルク変動に伴う各
フランジ部27,32と各ピン36,37との打音の発
生やバルブタイミングのズレによる制御精度の低下等が
防止される。
As described above, the pins 36, 37 have both side edges formed on the flat portions 36a, 36b, 37a, 37b, so that the opposing inner surfaces 30a,
30b, 33a, and 33b are brought into surface contact with each other. Therefore, when the rotation is transmitted from the drive shaft 21 to the camshaft 22 and when the annular disc 29 is eccentric,
a, 36b, 37a, 37b and opposing inner surfaces 30a, 30
When sliding with b, 33a, 33b, generation of concentrated load between them is prevented, and the surface pressure is reduced. As a result, the engagement groove 3
0, 33 and the pins 36, 37 are prevented from being worn over time, and the sound of the flanges 27, 32 and the pins 36, 37 caused by the fluctuation of the rotation torque of the camshaft 22 is generated, and the valve is mounted. It is possible to prevent the control accuracy from being lowered due to the timing deviation.

【0035】また、各ピン36,37は、環状ディスク
29の保持孔29b,29cに回転自在に支持されてい
るため、ディスク29の揺動時においても各ピン36,
37が適宜回転して平面部36a,36b,37a,3
7bと係合溝30,33の対向内面30a,30b、3
3a,33bが常に面接触する形になる。したがって、
両者30,36、33,37間の摩耗の発生が一層確実
に防止される。
Further, each pin 36 and 37, because it is rotatably supported holding hole 29b of the annular disc 29, the 29c, each pin 36 even when the rocking of the disk 29,
37 is rotated appropriately, and the plane portions 36a, 36b, 37a, 3
7b and the opposing inner surfaces 30a, 30b, 3 of the engagement grooves 30, 33.
3a and 33b are always in surface contact. Therefore,
The occurrence of wear between the two 30, 36, 33, 37 is more reliably prevented.

【0036】しかも、この実施例によれば、機関駆動時
に図外のオイルポンプからメインオイルギャラリに圧送
された潤滑油の一部が油通路70から油供給通路60に
導入され、さらに各噴孔65〜67から各ピン36,3
7と係止溝30,33との間に供給されると共に、油通
路孔72から環状ディスク29とローラベアリング34
の隙間内に積極的に供給される。依って、各摺動部の潤
滑性が向上し、常時円滑な摺動及び偏心揺動作用が得ら
れ、摩耗の発生をさらに確実に防止できる。特に、油通
路孔72が、環状ディスク29の直径方向に形成され、
かつ環状ディスク29の回転遠心力が働くため、潤滑油
を該環状ディスク29とローラベアリング34との間に
強制的かつ大量に供給することができるため潤滑性能を
さらに向上させることができる。
[0036] Moreover, according to this embodiment, a portion from the oil pump, not shown, at the time of engine driving the lubricating oil pumped into the main oil gallery is introduced from the oil passage 70 to the oil supply passage 60, and each nozzle hole Each pin 36,3 from 65-67
It is supplied between the 7 and the locking groove 30 and 33, annular disc 29 from the oil passage hole 72 and the roller bearing 34
Is actively supplied into the gap. Accordingly, the lubricating properties of each sliding portion are improved, smooth sliding and eccentric swing operation are always obtained, and the occurrence of wear can be more reliably prevented. In particular, oil
A passage hole 72 is formed in the diameter direction of the annular disc 29,
In addition, since the rotational centrifugal force of the annular disk 29 acts, lubricating oil
Between the annular disc 29 and the roller bearing 34
The lubrication performance can be
It can be further improved.

【0037】また、油供給通路60を駆動軸21の内部
に形成したため、別個に形成する場合に比して製造作業
が容易であると共に、コストの低廉化が図れる。また、
機関回転数が低くオイルポンプの吐出量も少ない場合で
も駆動軸21の回転遠心力で潤滑作用を行うことが可能
になる。
Further , since the oil supply passage 60 is formed inside the drive shaft 21, the manufacturing operation is easier and the cost can be reduced as compared with the case where the oil supply passage 60 is formed separately. Also,
Even when the engine speed is low and the discharge amount of the oil pump is small, the lubricating action can be performed by the rotational centrifugal force of the drive shaft 21.

【0038】図,図10は、請求項2の他例を示し、
カムシャフト22の上方位置に内部に油供給通路60を
有する油供給管72が並行に設けられていると共に、該
油供給管73の周壁に前記各ピン36,37の上部に指
向した一対の噴孔65,66が半径方向に沿って穿設さ
れている。前記油供給通路60は、一端が図外のメイン
オイルギャラリに連通している。
9 and 10 show another example of the second embodiment.
An oil supply pipe 72 having an oil supply passage 60 therein is provided in parallel above the camshaft 22, and a pair of jets directed to the upper portions of the pins 36 and 37 on the peripheral wall of the oil supply pipe 73. Holes 65 and 66 are formed in the radial direction. One end of the oil supply passage 60 communicates with a main oil gallery (not shown).

【0039】したがって、この実施例も、各噴孔65,
66から噴射された潤滑油によって各ピン36,37と
各係止溝30,33間が積極的に潤滑されると共に、噴
射された潤滑油のはね返りにより環状ディスク29とロ
ーラベアリング34及び制御環35との間も潤滑され
る。
Therefore, in this embodiment, each injection hole 65,
Together between the pins 36, 37 and Kakukakaritomemizo 30 and 33 are positively lubricated by sprayed lubricating oil from 66, annular disc 29 and the roller bearing 34 and controlled by the return vanes of the injected lubricant The space between the ring 35 is also lubricated.

【0040】[0040]

【考案の効果】以上の説明で明らかなように、本考案に
よれば、油供給通路内の潤滑油が第1,第2噴孔から各
ピンと各係合溝との間に常時積極的に供給されるため、
各ピンや各係合溝との間の潤滑性能が向上し、経時的な
摩耗の発生が抑制されて、隙間の発生が防止される。こ
の結果、回転トルク変動に伴う打音の発生やバルブタイ
ミングのずれによる制御精度の低下が防止される。
[Effect of the invention] As is clear from the above description, the present invention
According to this, the lubricating oil in the oil supply passage is
Because it is always positively supplied between the pin and each engagement groove,
The lubrication performance between each pin and each engagement groove is improved,
The occurrence of wear is suppressed, and the occurrence of a gap is prevented. This
As a result, tapping noise and valve tie
A decrease in control accuracy due to misalignment of the head is prevented.

【0041】また、油供給通路から3噴孔を介して噴
射された潤滑油が油通路孔を通って環状ディスクの外周
面と制御環の内周面との間に積極的に供給されるため、
環状ディスクの常時円滑な回転及び偏心揺動作用が得ら
れると共に、前記内外周面間の摩耗の発生が防止され
る。特に、油通路孔が、環状ディスクの直径方向に形成
され、かつ環状ディスクの回転遠心力が働くため、潤滑
油を該環状ディスクと制御環との間に強制的かつ大量に
供給することができるため潤滑性能をさらに向上させる
ことができる。
The lubricating oil injected from the oil supply passage through the third injection hole is positively supplied between the outer peripheral surface of the annular disk and the inner peripheral surface of the control ring through the oil passage hole. For,
The smooth rotation and eccentric operation of the annular disk can be obtained at all times, and the occurrence of wear between the inner and outer peripheral surfaces is prevented. In particular, oil passage holes are formed in the diameter direction of the annular disc
Lubrication due to the rotating centrifugal force of the annular disk
Forcibly and in large quantities of oil between the annular disc and the control ring
Lubrication performance can be further improved because it can be supplied
be able to.

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

【図1】請求項1の考案に係る一実施例の要部を示す一
部破断図。
FIG. 1 is a partially cutaway view showing a main part of an embodiment according to the invention of claim 1;

【図2】図1のA矢視図。FIG. 2 is a view taken in the direction of arrow A in FIG. 1;

【図3】本実施例の要部を示す平面図。FIG. 3 is a plan view showing a main part of the embodiment.

【図4】図3のB−B線断面図。FIG. 4 is a sectional view taken along line BB of FIG. 3;

【図5】図3のC−C線断面図。FIG. 5 is a sectional view taken along line CC of FIG. 3;

【図6】本実施例の駆動手段を示す概略図。FIG. 6 is a schematic diagram showing a driving unit of the embodiment.

【図7】本実施例の駆動軸とカムシャフトとの回転位相
差とバルブリフト量の特性図。
FIG. 7 is a characteristic diagram of a rotational phase difference between a drive shaft and a camshaft and a valve lift amount according to the present embodiment.

【図8】実施例の要部を示す一部破断図。[8] a partially cutaway view showing an essential part of this embodiment.

【図9】FIG. 9 本考案に係る他例の要部を示す一部破断図。FIG. 4 is a partially cutaway view showing a main part of another example according to the present invention.

【図10】FIG. 10 図9のD−D線断面図。FIG. 10 is a sectional view taken along line DD of FIG. 9.

【図11】FIG. 11 従来の吸排気弁駆動制御装置の断面図。Sectional drawing of the conventional intake-and-exhaust-valve drive control apparatus.

【図12】FIG. 図11のE−E線断面図。FIG. 12 is a sectional view taken along line EE of FIG. 11.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

21…駆動軸 22…カムシャフト 22a…挿通孔 27…フランジ部 29…環状ディスク 32…フランジ部 30,33…係合溝 35…制御環 36,37…ピン 39…駆動機構 60…油供給通路 63…軸受部 65,66,67…噴孔72…油通路孔 DESCRIPTION OF SYMBOLS 21 ... Drive shaft 22 ... Cam shaft 22a ... Insertion hole 27 ... Flange part 29 ... Annular disk 32 ... Flange part 30, 33 ... Engagement groove 35 ... Control ring 36, 37 ... Pin 39 ... Driving mechanism 60 ... Oil supply passage 63 ... bearing parts 65, 66, 67 ... injection holes 72 ... oil passage holes

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.6,DB名) F01L 13/00 301 F01L 1/04 F01M 1/06 F01M 1/08──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page (58) Field surveyed (Int.Cl. 6 , DB name) F01L 13/00 301 F01L 1/04 F01M 1/06 F01M 1/08

Claims (1)

(57)【実用新案登録請求の範囲】(57) [Scope of request for utility model registration] 【請求項1】 機関の回転に同期して回転する駆動軸
と、該駆動軸を内部軸方向に形成された挿通孔に相対回
動可能に挿通し、かつ外周に吸排気弁を直接駆動するカ
ムを有するカムシャフトと、該カムシャフトの端部に有
するフランジ部に対向配置され、かつ前記駆動軸に連結
固定されたフランジ部と、前記両フランジ部の間に配設
されて、駆動軸の軸心に対して径方向へ偏心揺動可能な
制御環と、該制御環の内周に回転自在に保持された環状
ディスクと、該環状ディスクの両側部に互いに反対方向
に突設されて、前記両フランジ部に形成された各係合溝
内に夫々係入する一対のピンと、前記環状ディスクを機
関運転状態に応じて揺動させる駆動機構とを備えた吸排
気弁駆動制御装置であって、前記駆動軸の内部軸方向に油供給通路を形成すると共
に、各一端が油供給通路に開口しかつ各他端が前記各ピ
ン方向に指向する一対の第1,第2噴孔を駆動軸の周壁
に周方向のほぼ180゜の位置に径方向に沿って形成
し、かつ一端が油供給通路に開口し、他端が前記環状デ
ィスクの内周方向に指向する第3噴孔を駆動軸の径方向
に沿って形成すると共に、前記環状ディスクの内部に、
前記第2噴孔から噴射された潤滑油を該環状ディスクの
外周面と前記制御環の内周面との間に導く油通路孔を直
径方向に沿って貫通形成したことを特徴とする内燃機関
の吸排気弁駆動制御装置。
1. A drive shaft that rotates in synchronization with the rotation of an engine, a drive shaft that is rotatably inserted through an insertion hole formed in an internal axial direction, and directly drives an intake / exhaust valve on an outer periphery. A cam shaft having a cam, a flange portion opposed to a flange portion at an end portion of the cam shaft, and a flange portion connected and fixed to the drive shaft, and disposed between the two flange portions; Can be eccentrically oscillated in the radial direction with respect to the axis
A control ring, an annular disk rotatably held on the inner periphery of the control ring, and protruding in opposite directions on both sides of the annular disk, in respective engagement grooves formed in the two flange portions. a pair of pins respectively engaged into the a intake and exhaust valves drive control apparatus and a drive mechanism for swinging in accordance with circular disks to engine operating conditions, the oil supply passage to the interior axis of the drive shaft When formed
Each end is open to the oil supply passage and the other end is connected to each of the pins.
A pair of first and second injection holes directed in the direction of
Formed along the radial direction at approximately 180 ° in the circumferential direction
And one end is open to the oil supply passage, and the other end is the annular
The third injection hole oriented in the inner circumferential direction of the disk
And along the inside of the annular disc,
The lubricating oil injected from the second injection hole is
The oil passage hole leading between the outer peripheral surface and the inner peripheral surface of the control ring is straightened.
An internal combustion engine characterized by being formed so as to penetrate in the radial direction.
Intake and exhaust valve drive control device.
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