JP3355225B2 - 内燃機関の吸排気弁駆動制御装置 - Google Patents
内燃機関の吸排気弁駆動制御装置Info
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- JP3355225B2 JP3355225B2 JP18501693A JP18501693A JP3355225B2 JP 3355225 B2 JP3355225 B2 JP 3355225B2 JP 18501693 A JP18501693 A JP 18501693A JP 18501693 A JP18501693 A JP 18501693A JP 3355225 B2 JP3355225 B2 JP 3355225B2
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Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、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。
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。
【０００２】
【従来の技術】この種の従来の装置としては種々提供さ
れており、その一つとして本出願人が先に出願した特願
平４−１１５９１号に記載されたものがある。
れており、その一つとして本出願人が先に出願した特願
平４−１１５９１号に記載されたものがある。
【０００３】図９に基づいて概略を説明すれば、この吸
排気弁駆動制御装置は、多気筒機関のクランク軸からス
プロケットを介して回転力が伝達される中空状の駆動軸
１と、該駆動軸１の外周同軸上に相対回転自在に設けら
れて、各気筒毎に分割されたカムシャフト２と、該各カ
ムシャフト２の分割端部間に設けられた制御機構３とを
備えている。
排気弁駆動制御装置は、多気筒機関のクランク軸からス
プロケットを介して回転力が伝達される中空状の駆動軸
１と、該駆動軸１の外周同軸上に相対回転自在に設けら
れて、各気筒毎に分割されたカムシャフト２と、該各カ
ムシャフト２の分割端部間に設けられた制御機構３とを
備えている。
【０００４】前記駆動軸１は、機関前後方向に沿って延
設され、スプロケット側の図外の１番ジャーナルがシリ
ンダヘッド７の上端部に設けられたカム軸受に回転自在
に支持されている。
設され、スプロケット側の図外の１番ジャーナルがシリ
ンダヘッド７の上端部に設けられたカム軸受に回転自在
に支持されている。
【０００５】前記各カムシャフト２は、夫々外周に１気
筒当たり２つの吸気弁４，４をバルブリフター４ａ，４
ａを介してバルブスプリング５，５のばね力に抗して開
作動させる２個のカム６，６を一体に有していると共
に、シリンダヘッド７上の一対のカム軸受８，９によっ
て回転自在に支持されている。
筒当たり２つの吸気弁４，４をバルブリフター４ａ，４
ａを介してバルブスプリング５，５のばね力に抗して開
作動させる２個のカム６，６を一体に有していると共
に、シリンダヘッド７上の一対のカム軸受８，９によっ
て回転自在に支持されている。
【０００６】前記制御機構３は、各カムシャフト２の一
端部に一体に設けられた円環状の第１フランジ部１０
と、駆動軸１の所定外周位置に連結ピン１１によりスリ
ーブ１２を介して固定されて、前記第１フランジ部１０
に対向する円環状の第２フランジ部１３と、両フランジ
部１０，１３間に介装されて駆動軸１の軸心Ｘから略径
方向へ揺動自在に設けられた略円環状のディスクハウジ
ング１４と、該ディスクハウジング１４の内周に有する
大径な支持孔１４ａ内にプレーンベアリング１５を介し
て回転自在に保持された円環状のディスク１６とを備え
ている。また、前記ディスクハウジング１４は、直径方
向の一端部がシリンダヘッド７の上端部に固定された図
外の支軸によって回転自在に支持されていると共に、他
端部が駆動機構により揺動するようになっている。更
に、第１，第２フランジ部１０，１３の外周部には、互
いに１８０°位置に細長い係合溝１７，１８が半径方向
に沿って形成されている。一方、ディスク１６の両側面
には、互いに反対方向に突出して前記各係合溝１７，１
８に係合するピン１９，２０が突設されている。
端部に一体に設けられた円環状の第１フランジ部１０
と、駆動軸１の所定外周位置に連結ピン１１によりスリ
ーブ１２を介して固定されて、前記第１フランジ部１０
に対向する円環状の第２フランジ部１３と、両フランジ
部１０，１３間に介装されて駆動軸１の軸心Ｘから略径
方向へ揺動自在に設けられた略円環状のディスクハウジ
ング１４と、該ディスクハウジング１４の内周に有する
大径な支持孔１４ａ内にプレーンベアリング１５を介し
て回転自在に保持された円環状のディスク１６とを備え
ている。また、前記ディスクハウジング１４は、直径方
向の一端部がシリンダヘッド７の上端部に固定された図
外の支軸によって回転自在に支持されていると共に、他
端部が駆動機構により揺動するようになっている。更
に、第１，第２フランジ部１０，１３の外周部には、互
いに１８０°位置に細長い係合溝１７，１８が半径方向
に沿って形成されている。一方、ディスク１６の両側面
には、互いに反対方向に突出して前記各係合溝１７，１
８に係合するピン１９，２０が突設されている。
【０００７】そして、例えば機関の高回転時には、ディ
スクハウジング１４が揺動せずに、ディスク１６の中心
が駆動軸１の軸心Ｘに合致する一方、機関の低回転時に
は、図外の駆動機構によりディスクハウジング１４が揺
動し、ディスク１６の中心を駆動軸１の軸心Ｘに対して
偏心動させる。
スクハウジング１４が揺動せずに、ディスク１６の中心
が駆動軸１の軸心Ｘに合致する一方、機関の低回転時に
は、図外の駆動機構によりディスクハウジング１４が揺
動し、ディスク１６の中心を駆動軸１の軸心Ｘに対して
偏心動させる。
【０００８】即ち、例えば機関高回転時には、ディスク
１６の中心が駆動軸１の軸心Ｘに合致して、駆動軸１と
カムシャフト２との回転位相差が生じない。したがっ
て、駆動軸１の回転に伴い制御機構３を介してカムシャ
フト２が駆動軸１と同期回転し、カム６，６による弁の
作動角が図１０Ｂの実線で示すように大きくなり、開弁
時期が早くなる共に、閉弁時期が遅くなるため、吸気慣
性力を利用した吸気充填効率が向上する。
１６の中心が駆動軸１の軸心Ｘに合致して、駆動軸１と
カムシャフト２との回転位相差が生じない。したがっ
て、駆動軸１の回転に伴い制御機構３を介してカムシャ
フト２が駆動軸１と同期回転し、カム６，６による弁の
作動角が図１０Ｂの実線で示すように大きくなり、開弁
時期が早くなる共に、閉弁時期が遅くなるため、吸気慣
性力を利用した吸気充填効率が向上する。
【０００９】一方、低回転域では、駆動機構によりディ
スクハウジング１４を介してディスク１６の中心が駆動
軸１の軸心Ｘから偏心するため、各ピン１９，２０が各
係合溝１７，１８の内周面に沿って径方向に摺動し、一
方側ピン２０が駆動軸１の軸心Ｘに接近する場合は、他
方側ピン１９は軸心Ｘから離れる関係になる。したがっ
て、この場合は、ディスク１６は、駆動軸１に対して角
速度が大きくなり、ディスク１６に対し、カムシャフト
２の角速度も大きくなる。このため、カムシャフト２
は、駆動軸１に対して２重に増速された状態になる。
スクハウジング１４を介してディスク１６の中心が駆動
軸１の軸心Ｘから偏心するため、各ピン１９，２０が各
係合溝１７，１８の内周面に沿って径方向に摺動し、一
方側ピン２０が駆動軸１の軸心Ｘに接近する場合は、他
方側ピン１９は軸心Ｘから離れる関係になる。したがっ
て、この場合は、ディスク１６は、駆動軸１に対して角
速度が大きくなり、ディスク１６に対し、カムシャフト
２の角速度も大きくなる。このため、カムシャフト２
は、駆動軸１に対して２重に増速された状態になる。
【００１０】したがって、駆動軸１とカムシャフト２の
回転位相差は、図１０Ａに示すように変化し、カムシャ
フト２の角速度が相対的に大きい場合は、駆動軸１に対
する回転位相は両者１，２が等速になるまで進み、やが
てカムシャフト２の角速度が相対的に小さくなると、回
転位相は両者１，２が等速になるまで遅れる。そして、
回転位相差の最大，最小点の途中に同位相点Ｐが存在
し、同図Ａの回転位相の変化では、弁の作動角が図１０
Ｂの一点鎖線で示すようにＰ点よりも前の開弁時期が遅
れ、Ｐ点より後の閉弁時期が進み、全体に小さく制御さ
れる。したがって、吸排気弁のバルブオーバラップが小
さくなり、燃焼室の残留ガスが減少し、安定した燃焼に
より燃費の向上が図れる。また、早い閉弁時期制御によ
り吸気充填効率が向上し、低速トルクを高めることがで
きる。
回転位相差は、図１０Ａに示すように変化し、カムシャ
フト２の角速度が相対的に大きい場合は、駆動軸１に対
する回転位相は両者１，２が等速になるまで進み、やが
てカムシャフト２の角速度が相対的に小さくなると、回
転位相は両者１，２が等速になるまで遅れる。そして、
回転位相差の最大，最小点の途中に同位相点Ｐが存在
し、同図Ａの回転位相の変化では、弁の作動角が図１０
Ｂの一点鎖線で示すようにＰ点よりも前の開弁時期が遅
れ、Ｐ点より後の閉弁時期が進み、全体に小さく制御さ
れる。したがって、吸排気弁のバルブオーバラップが小
さくなり、燃焼室の残留ガスが減少し、安定した燃焼に
より燃費の向上が図れる。また、早い閉弁時期制御によ
り吸気充填効率が向上し、低速トルクを高めることがで
きる。
【００１１】一方、低回転域で燃費の向上を図るための
手段としては、例えば特開平２−２４１９１４号公報に
記載されているような可変バルブタイミング機構が一般
に知られており、これは、内外周にはす歯が形成された
筒状歯車等によりスプロケット等の回転部材とカムシャ
フトとの相対回動位相を変換して吸気弁の閉弁時期を早
める制御を行うようになっている。
手段としては、例えば特開平２−２４１９１４号公報に
記載されているような可変バルブタイミング機構が一般
に知られており、これは、内外周にはす歯が形成された
筒状歯車等によりスプロケット等の回転部材とカムシャ
フトとの相対回動位相を変換して吸気弁の閉弁時期を早
める制御を行うようになっている。
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】然し乍ら、前記先願に
係る吸排気弁駆動制御装置にあっては、前述のように吸
気弁４の大作動角（図１０Ｂの実線）と小作動角（図１
０Ｂの一点鎖線）のリフト波形の交差する点、つまり大
小作動角の切り換え点Ｚは駆動軸１とカムシャフト２の
同位相点（Ｐ）となり、作動角中心に対して速い位置に
なっている。そして、前記Ｐ点付近ではカムシャフト２
の角速度が速いため、カム６，６のリフト立上り速度
（加速度）が大きくなり易い。したがって、吸気弁４
が、開作動中にバルブスプリング５のばね力との関係で
ジャンピングやバウンズ等の不整運動を起こす惧れがあ
る。また、大小作動角の最大リフト点（頂点Ｑ１，Ｑ２
が前記Ｐ点から遅角側にずれているため、環状ディスク
１６の偏心量に対する作動角の変換率（α−β／α×１
００）をさらに大きくすることが困難になる。この結
果、バルブタイミングの制御精度を向上させることがで
きない。
係る吸排気弁駆動制御装置にあっては、前述のように吸
気弁４の大作動角（図１０Ｂの実線）と小作動角（図１
０Ｂの一点鎖線）のリフト波形の交差する点、つまり大
小作動角の切り換え点Ｚは駆動軸１とカムシャフト２の
同位相点（Ｐ）となり、作動角中心に対して速い位置に
なっている。そして、前記Ｐ点付近ではカムシャフト２
の角速度が速いため、カム６，６のリフト立上り速度
（加速度）が大きくなり易い。したがって、吸気弁４
が、開作動中にバルブスプリング５のばね力との関係で
ジャンピングやバウンズ等の不整運動を起こす惧れがあ
る。また、大小作動角の最大リフト点（頂点Ｑ１，Ｑ２
が前記Ｐ点から遅角側にずれているため、環状ディスク
１６の偏心量に対する作動角の変換率（α−β／α×１
００）をさらに大きくすることが困難になる。この結
果、バルブタイミングの制御精度を向上させることがで
きない。
【００１３】そこで、図１１に示すように、大小作動角
の頂点Ｑ１，Ｑ２をＰ点上に設定することにより、前述
のような、小作動角時におけるカム６，６のリフト立上
り速度を低下させて、吸気弁４の不整運動を抑制すると
共に、作動角変換率を大きくすることも考えられてい
る。
の頂点Ｑ１，Ｑ２をＰ点上に設定することにより、前述
のような、小作動角時におけるカム６，６のリフト立上
り速度を低下させて、吸気弁４の不整運動を抑制すると
共に、作動角変換率を大きくすることも考えられてい
る。
【００１４】ところが、このような制御を行うと、今度
は小作動角時における吸気弁４の閉弁時期が大作動角時
の閉弁時期に対して前述の場合程度に早めることができ
ないばかりか、閉弁時期が遅れてしまう。このため、機
関のポンピングロスが発生し、逆に燃費を悪化させてし
まうといった問題を招来している。
は小作動角時における吸気弁４の閉弁時期が大作動角時
の閉弁時期に対して前述の場合程度に早めることができ
ないばかりか、閉弁時期が遅れてしまう。このため、機
関のポンピングロスが発生し、逆に燃費を悪化させてし
まうといった問題を招来している。
【００１５】一方、前記従来の可変バルブタイミング機
構によって、図１２に示すように吸気弁の開閉時期を破
線で示すように単純に進角させる制御を行うと、図中斜
線で示すように、吸気弁と排気弁とのオーバラップが大
きくなり、残留ガスの吸気通路への逆流により燃焼を悪
化させ、機関性能の低下（サージトルク）を招く惧れが
ある。
構によって、図１２に示すように吸気弁の開閉時期を破
線で示すように単純に進角させる制御を行うと、図中斜
線で示すように、吸気弁と排気弁とのオーバラップが大
きくなり、残留ガスの吸気通路への逆流により燃焼を悪
化させ、機関性能の低下（サージトルク）を招く惧れが
ある。
【００１６】
【課題を解決するための手段】本発明は、前記先願に係
る装置の問題点に鑑みて案出されたもので、請求項１の
発明は、機関により回転部材を介して回転駆動する駆動
軸と、該駆動軸の外周に相対回転自在に設けられ、外周
に吸排気弁を開作動させるカムを一体に有するカムシャ
フトと、駆動軸とカムシャフトとの間に介装されて、機
関運転状態に応じて駆動軸に対するカムシャフトの回転
位相を前記駆動軸の１回転毎に遅角、進角変化させて、
前記吸排気弁の作動角の大きさを可変制御する制御機構
とを備えた内燃機関の吸排気弁駆動制御装置において、
前記制御機構により制御される前記吸排気弁の作動角の
頂点を、前記駆動軸とカムシャフトとの回転位相変化中
の略同位相点に設定すると共に、前記回転部材と駆動軸
との相対回動位置を変換させて吸排気弁の開閉時期を可
変制御する可変バルブタイミング機構とを備え、前記吸
排気弁の小作動角制御時に、前記可変バルブタイミング
機構により吸排気弁の少なくとも閉時期を進角側に制御
したことを特徴としている。
る装置の問題点に鑑みて案出されたもので、請求項１の
発明は、機関により回転部材を介して回転駆動する駆動
軸と、該駆動軸の外周に相対回転自在に設けられ、外周
に吸排気弁を開作動させるカムを一体に有するカムシャ
フトと、駆動軸とカムシャフトとの間に介装されて、機
関運転状態に応じて駆動軸に対するカムシャフトの回転
位相を前記駆動軸の１回転毎に遅角、進角変化させて、
前記吸排気弁の作動角の大きさを可変制御する制御機構
とを備えた内燃機関の吸排気弁駆動制御装置において、
前記制御機構により制御される前記吸排気弁の作動角の
頂点を、前記駆動軸とカムシャフトとの回転位相変化中
の略同位相点に設定すると共に、前記回転部材と駆動軸
との相対回動位置を変換させて吸排気弁の開閉時期を可
変制御する可変バルブタイミング機構とを備え、前記吸
排気弁の小作動角制御時に、前記可変バルブタイミング
機構により吸排気弁の少なくとも閉時期を進角側に制御
したことを特徴としている。
【００１７】
【作用】前記構成の本発明によれば、制御機構により制
御される例えば吸気弁の作動角の頂点を、駆動軸とカム
シャフトとの略回転同位相点に設定したため、小作動角
制御時におけるカムのリフト立上り速度が抑制されて、
吸気弁の開作動中における不整運動の発生を防止でき、
また、環状ディスクの偏心量に対する作動角変換率をさ
らに大きくすることが可能になる。
御される例えば吸気弁の作動角の頂点を、駆動軸とカム
シャフトとの略回転同位相点に設定したため、小作動角
制御時におけるカムのリフト立上り速度が抑制されて、
吸気弁の開作動中における不整運動の発生を防止でき、
また、環状ディスクの偏心量に対する作動角変換率をさ
らに大きくすることが可能になる。
【００１８】しかも、斯かる小作動角制御時には、可変
バルブタイミング機構によって吸気弁の閉時期を進角側
に制御したため、バルブオーバラップを小さくしながら
閉弁時期を早めることができる。これによって、残留ガ
スの逆流が防止されて、燃焼効率の向上が図れる。
バルブタイミング機構によって吸気弁の閉時期を進角側
に制御したため、バルブオーバラップを小さくしながら
閉弁時期を早めることができる。これによって、残留ガ
スの逆流が防止されて、燃焼効率の向上が図れる。
【００１９】
【実施例】図１〜図４は、本発明に係る吸排気弁駆動制
御装置を１気筒当たり２つの吸気弁を備えた４気筒機関
に適用した一実施例を示している。
御装置を１気筒当たり２つの吸気弁を備えた４気筒機関
に適用した一実施例を示している。
【００２０】即ち、図１の２１は機関のクランク軸から
後述するスプロケット５６を介して回転力が伝達される
駆動軸、２２は内部の挿通孔２２ａ内に該駆動軸２１が
相対回転自在に嵌挿されて、該駆動軸２１の中心Ｘと同
軸上に配置されたカムシャフト、２３は駆動軸２１とカ
ムシャフト２２とを連繋する制御機構（ＶＥＴ）、２４
は駆動軸２１の一端側に取り付けられて、クランク軸と
タイミングチェーンを介して連結された可変バルブタイ
ミング機構（ＶＴＣ）である。
後述するスプロケット５６を介して回転力が伝達される
駆動軸、２２は内部の挿通孔２２ａ内に該駆動軸２１が
相対回転自在に嵌挿されて、該駆動軸２１の中心Ｘと同
軸上に配置されたカムシャフト、２３は駆動軸２１とカ
ムシャフト２２とを連繋する制御機構（ＶＥＴ）、２４
は駆動軸２１の一端側に取り付けられて、クランク軸と
タイミングチェーンを介して連結された可変バルブタイ
ミング機構（ＶＴＣ）である。
【００２１】前記駆動軸２１は、機関の前後方向に延設
され、軽量化を図るために、内部中空状に形成され、前
端側の大径な一番ジャーナルがブラケットによってシリ
ンダヘッド７上に回転自在に支持されている。
され、軽量化を図るために、内部中空状に形成され、前
端側の大径な一番ジャーナルがブラケットによってシリ
ンダヘッド７上に回転自在に支持されている。
【００２２】前記カムシャフト２２は、機関の各気筒毎
に軸直角方向から４分割されていると共に、各分割部位
がシリンダヘッド７上の夫々一対のカムブラケット軸受
５，５によって回転自在に支持されている。また、各カ
ムシャフト２２の外周の所定位置に、図３に示すように
吸気弁４，４をバルブスプリング５，５のばね力に抗し
てバルブリフター４ａ，４ａを介して開作動させる夫々
一対のカム２５，２６が一体に設けられている。
に軸直角方向から４分割されていると共に、各分割部位
がシリンダヘッド７上の夫々一対のカムブラケット軸受
５，５によって回転自在に支持されている。また、各カ
ムシャフト２２の外周の所定位置に、図３に示すように
吸気弁４，４をバルブスプリング５，５のばね力に抗し
てバルブリフター４ａ，４ａを介して開作動させる夫々
一対のカム２５，２６が一体に設けられている。
【００２３】前記各制御機構２３は、第１の制御機構が
一番ジャーナルと第１気筒間に配置され、第２〜第４制
御機構は第１と第２、第２と第３、第３と第４の各気筒
間に夫々配置され、夫々が各カムシャフト２２の機関前
端側の一端部に一体に設けられた第１フランジ部２７
と、駆動軸２１の所定外周にスリーブ２８を介して設け
られ、前記第１フランジ部２７と対向する第２フランジ
部３２と、該両フランジ部２７，３２の間に介装された
環状ディスク２９と、該環状ディスク２９の外周を支持
孔３５ａ内周面にベアリング３４を介して回転自在に支
持するディスクハウジング３５とから主として構成され
ている。
一番ジャーナルと第１気筒間に配置され、第２〜第４制
御機構は第１と第２、第２と第３、第３と第４の各気筒
間に夫々配置され、夫々が各カムシャフト２２の機関前
端側の一端部に一体に設けられた第１フランジ部２７
と、駆動軸２１の所定外周にスリーブ２８を介して設け
られ、前記第１フランジ部２７と対向する第２フランジ
部３２と、該両フランジ部２７，３２の間に介装された
環状ディスク２９と、該環状ディスク２９の外周を支持
孔３５ａ内周面にベアリング３４を介して回転自在に支
持するディスクハウジング３５とから主として構成され
ている。
【００２４】前記第１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３０が形成されていると共に、その外側面の円周方向
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。一方、第２フランジ部３２は、
スリーブ２８の機関後端側に一体に設けられ、前記係合
溝３０と１８０°の反対位置に半径方向に沿った細長い
矩形状の係合溝３３が形成されており、また、外側面に
環状ディスク２９の他側面に摺接する突起面３２ａが一
体に設けられている。
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３０が形成されていると共に、その外側面の円周方向
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。一方、第２フランジ部３２は、
スリーブ２８の機関後端側に一体に設けられ、前記係合
溝３０と１８０°の反対位置に半径方向に沿った細長い
矩形状の係合溝３３が形成されており、また、外側面に
環状ディスク２９の他側面に摺接する突起面３２ａが一
体に設けられている。
【００２５】前記各スリーブ２８は、段差小径な一端部
２８ａが各カムシャフト２２の他端部の内部に回転自在
に挿入していると共に、略中央位置及び駆動軸１の直径
方向へ貫通形成された貫通孔に挿通した連結ピン３１に
よって駆動軸２１に連結固定されている。
２８ａが各カムシャフト２２の他端部の内部に回転自在
に挿入していると共に、略中央位置及び駆動軸１の直径
方向へ貫通形成された貫通孔に挿通した連結ピン３１に
よって駆動軸２１に連結固定されている。
【００２６】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、直径線上の対向位置に軸方向に
沿って貫通形成された保持孔２９ｂ，２９ｃに各係合溝
３０，３３に係合する一対のピン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
２２軸方向へ逆向きに突出しており、基部が保持孔２９
ｂ，２９ｃ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３
０，３３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，３
７ｂが形成されている。
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、直径線上の対向位置に軸方向に
沿って貫通形成された保持孔２９ｂ，２９ｃに各係合溝
３０，３３に係合する一対のピン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
２２軸方向へ逆向きに突出しており、基部が保持孔２９
ｂ，２９ｃ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３
０，３３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，３
７ｂが形成されている。
【００２７】前記ディスクハウジング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の挿通孔に挿通した枢支ピン３８を支点と
して図３中上下に揺動自在に設けられている一方、該ボ
ス部３５ａ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、このディスクハウジ
ング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。尚、前記枢支ピン３８
は、シリンダヘッド７の上端部にブラケットを介して固
定されている。
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の挿通孔に挿通した枢支ピン３８を支点と
して図３中上下に揺動自在に設けられている一方、該ボ
ス部３５ａ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、このディスクハウジ
ング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。尚、前記枢支ピン３８
は、シリンダヘッド７の上端部にブラケットを介して固
定されている。
【００２８】前記駆動機構３９は、図３及び図６に示す
ようにシリンダヘッド７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４
０，４１内から出没自在に設けられて各先端縁で前記レ
バー部３５ｂの円弧状先端を上下方向から挾持する油圧
ピストン４２及びプランジャ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４
２を進退動させる油圧回路４４とを備えている。
ようにシリンダヘッド７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４
０，４１内から出没自在に設けられて各先端縁で前記レ
バー部３５ｂの円弧状先端を上下方向から挾持する油圧
ピストン４２及びプランジャ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４
２を進退動させる油圧回路４４とを備えている。
【００２９】前記第２シリンダ４１内に設けられたプラ
ンジャ４３は、略有底円筒状に形成され、第２シリンダ
４１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。
ンジャ４３は、略有底円筒状に形成され、第２シリンダ
４１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。
【００３０】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。
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。
【００３１】そして、この制御機構２３は、図７Ａ，Ｂ
に示すようにカムシャフト２２のカム２５，２６による
吸気弁４の作動角の頂点（カムリフト波形の頂点）Ｑ
１，Ｑ２を、駆動軸２１とカムシャフト２２の回転位相
差零、つまり同位相点Ｐに設定するようになっている。
即ち、制御機構２３は、先願の装置と同様に機関高回転
時には、環状ディスク２９の中心Ｙと駆動軸２１の軸心
Ｘが合致しているため、駆動軸２１とカムシャフト２２
との回転位相差が生ぜず、したがって、吸気弁４の作動
角が図７Ｂの実線で示すように大きく制御される。これ
に対し、低回転域では、駆動機構３９によってディスク
ハウジング３５が揺動して環状ディスク２９も中心Ｙが
駆動軸２１の軸心Ｘから駆動軸２１の１回転毎に偏心す
る制御が行われ、これによって作動角が図７Ｂの一点鎖
線で示すように小さく制御される。ここで、本実施例で
は前述のように、大作動角と小作動角のカムリフト波形
の頂点Ｑ１，Ｑ２を、駆動軸２１とカムシャフト２２と
の相対回転の同位相点Ｐに合致した位置に設定してあ
る。
に示すようにカムシャフト２２のカム２５，２６による
吸気弁４の作動角の頂点（カムリフト波形の頂点）Ｑ
１，Ｑ２を、駆動軸２１とカムシャフト２２の回転位相
差零、つまり同位相点Ｐに設定するようになっている。
即ち、制御機構２３は、先願の装置と同様に機関高回転
時には、環状ディスク２９の中心Ｙと駆動軸２１の軸心
Ｘが合致しているため、駆動軸２１とカムシャフト２２
との回転位相差が生ぜず、したがって、吸気弁４の作動
角が図７Ｂの実線で示すように大きく制御される。これ
に対し、低回転域では、駆動機構３９によってディスク
ハウジング３５が揺動して環状ディスク２９も中心Ｙが
駆動軸２１の軸心Ｘから駆動軸２１の１回転毎に偏心す
る制御が行われ、これによって作動角が図７Ｂの一点鎖
線で示すように小さく制御される。ここで、本実施例で
は前述のように、大作動角と小作動角のカムリフト波形
の頂点Ｑ１，Ｑ２を、駆動軸２１とカムシャフト２２と
の相対回転の同位相点Ｐに合致した位置に設定してあ
る。
【００３２】一方、前記可変バルブタイミング機構２４
は、図１に示すように前記駆動軸２１の一端部に有する
鍔部２１ａに固定ボルト５４によって固定されたスリー
ブ５５と、該スリーブ５５の外周に配置されクランク軸
からタイミングチェーンを介して回転力が伝達される回
転部材たるスプロケット５６と、スリーブ５５とスプロ
ケット５６の筒状本体５６ａとの間に介装された筒状歯
車５７とを備えている。
は、図１に示すように前記駆動軸２１の一端部に有する
鍔部２１ａに固定ボルト５４によって固定されたスリー
ブ５５と、該スリーブ５５の外周に配置されクランク軸
からタイミングチェーンを介して回転力が伝達される回
転部材たるスプロケット５６と、スリーブ５５とスプロ
ケット５６の筒状本体５６ａとの間に介装された筒状歯
車５７とを備えている。
【００３３】前記スリーブ５５は、後端側に前記鍔部２
１ａに嵌合固定される大径部５５ａを一体に有している
と共に、外周にアウタ歯が形成されている。
１ａに嵌合固定される大径部５５ａを一体に有している
と共に、外周にアウタ歯が形成されている。
【００３４】前記スプロケット５６は、筒状本体５６ａ
が大径部５５ａの外周に回転自在に支承されていると共
に、筒状本体５６ａの前端部内周にインナ歯が形成され
ており、その前端開口がフロントカバー５８により液密
的に封止されている。
が大径部５５ａの外周に回転自在に支承されていると共
に、筒状本体５６ａの前端部内周にインナ歯が形成され
ており、その前端開口がフロントカバー５８により液密
的に封止されている。
【００３５】前記筒状歯車５７は、長尺な歯車を軸直角
方向から２分割されてなり、内外周には前記インナ歯と
アウタ歯にスパイラル噛合するはす歯型の内外歯５７
ａ，５７ｂが形成されている。また、この筒状歯車５７
は、別異の駆動機構によって前後軸方向に移動するよう
になっている。
方向から２分割されてなり、内外周には前記インナ歯と
アウタ歯にスパイラル噛合するはす歯型の内外歯５７
ａ，５７ｂが形成されている。また、この筒状歯車５７
は、別異の駆動機構によって前後軸方向に移動するよう
になっている。
【００３６】この駆動機構は、フロントカバー５８と筒
状歯車５７との間に形成されて内部の油圧によって筒状
歯車５７を後方向に移動させる圧力室５９と、該圧力室
５９に対して油圧を導入する図外の油圧回路と、筒状歯
車５７と大径部５５ａとの間に弾装されて、筒状歯車５
７を前方向に付勢する圧縮スプリング６０とを備えてい
る。
状歯車５７との間に形成されて内部の油圧によって筒状
歯車５７を後方向に移動させる圧力室５９と、該圧力室
５９に対して油圧を導入する図外の油圧回路と、筒状歯
車５７と大径部５５ａとの間に弾装されて、筒状歯車５
７を前方向に付勢する圧縮スプリング６０とを備えてい
る。
【００３７】そして、機関の低中回転時には、油圧回路
の電磁切換弁に機関運転状態を検出するコントローラか
らＯＮ信号が出力されて、圧力室５９内に油圧が供給さ
れ、筒状歯車５７が後方へ移動すると、同時にスプロケ
ット５６と駆動軸２１が一方向へ相対回動し、吸気弁４
の開閉時期を進角させる制御を行う。一方、機関のアイ
ドリング運転時及び高回転時には、電磁切換弁にＯＦＦ
信号が出力されて、圧力室５９内の油圧の低下に伴い筒
状歯車５７が圧縮スプリング６０のばね力で前方向に移
動すると、同時に両者２１，５６が他方向へ相対回動し
て吸気弁４の開閉時期を遅角させる制御を行うようにな
っている。
の電磁切換弁に機関運転状態を検出するコントローラか
らＯＮ信号が出力されて、圧力室５９内に油圧が供給さ
れ、筒状歯車５７が後方へ移動すると、同時にスプロケ
ット５６と駆動軸２１が一方向へ相対回動し、吸気弁４
の開閉時期を進角させる制御を行う。一方、機関のアイ
ドリング運転時及び高回転時には、電磁切換弁にＯＦＦ
信号が出力されて、圧力室５９内の油圧の低下に伴い筒
状歯車５７が圧縮スプリング６０のばね力で前方向に移
動すると、同時に両者２１，５６が他方向へ相対回動し
て吸気弁４の開閉時期を遅角させる制御を行うようにな
っている。
【００３８】したがって、この実施例によれば、機関低
中回転時には、制御機構２３が図７Ｂの一点鎖線に示す
ように弁作動角を小さく制御すると共に、該弁作動角の
頂点Ｑ２を駆動軸２１とカムシャフト２２の回転同位相
点Ｐに合致させるように制御する。
中回転時には、制御機構２３が図７Ｂの一点鎖線に示す
ように弁作動角を小さく制御すると共に、該弁作動角の
頂点Ｑ２を駆動軸２１とカムシャフト２２の回転同位相
点Ｐに合致させるように制御する。
【００３９】同時に、可変バルブタイミング機構２４
が、筒状歯車５７の後方移動に伴いスプロケット５６と
駆動軸２１を一方側へ相対回転させて位相を変換し、前
記小作動角を図７Ｂの破線で示すように進角側に制御す
る。
が、筒状歯車５７の後方移動に伴いスプロケット５６と
駆動軸２１を一方側へ相対回転させて位相を変換し、前
記小作動角を図７Ｂの破線で示すように進角側に制御す
る。
【００４０】このため、制御機構２３の前記の制御作用
によりカム２５，２６のリフト立上り速度が抑制されて
吸気弁４の開作動中のジャンピングやバウンズ等の不整
運動の発生を防止できると共に、環状ディスク２９の偏
心量が小さくても十分大きな作動角変換率（α−β／α
×１００）が得られる。
によりカム２５，２６のリフト立上り速度が抑制されて
吸気弁４の開作動中のジャンピングやバウンズ等の不整
運動の発生を防止できると共に、環状ディスク２９の偏
心量が小さくても十分大きな作動角変換率（α−β／α
×１００）が得られる。
【００４１】しかも、可変バルブタイミング機構２４の
前記の制御作用によって吸気弁４の開弁時期を大作動角
と略同一に維持しながら特に閉弁時期を早めることがで
きる。このため、残留ガスの吸気通路への逆流が十分に
防止されて、燃焼効率を向上させることが可能になる。
前記の制御作用によって吸気弁４の開弁時期を大作動角
と略同一に維持しながら特に閉弁時期を早めることがで
きる。このため、残留ガスの吸気通路への逆流が十分に
防止されて、燃焼効率を向上させることが可能になる。
【００４２】この結果、機関低回転時における大巾な燃
費の向上が図れると共に、出力トルクが図８の斜線で示
すように大きくなる。さらには、機関中回転域に移行し
た際に、制御機構２３により弁作動角を徐々に中作動角
に拡大しても、この時点では可変バルブタイミング機構
２４が吸気弁４の進角状態（ＯＮ状態）を維持している
ため、十分な中速トルクを確保できる。
費の向上が図れると共に、出力トルクが図８の斜線で示
すように大きくなる。さらには、機関中回転域に移行し
た際に、制御機構２３により弁作動角を徐々に中作動角
に拡大しても、この時点では可変バルブタイミング機構
２４が吸気弁４の進角状態（ＯＮ状態）を維持している
ため、十分な中速トルクを確保できる。
【００４３】また、機関高回転域（例えば５,０００rpm
以上）になった場合は、前述のように制御機構２３によ
って弁作動角を大きく制御し、また、可変バルブタイミ
ング機構２４がＯＦＦされて、吸気弁４を遅角制御する
ため開弁時期が早くなると共に、閉弁時期がさらに遅く
なり、バルブオーバラップが大きくなり、吸気充填効率
が大巾に向上する。この結果、図８に示すように十分な
高出力トルクが得られる。
以上）になった場合は、前述のように制御機構２３によ
って弁作動角を大きく制御し、また、可変バルブタイミ
ング機構２４がＯＦＦされて、吸気弁４を遅角制御する
ため開弁時期が早くなると共に、閉弁時期がさらに遅く
なり、バルブオーバラップが大きくなり、吸気充填効率
が大巾に向上する。この結果、図８に示すように十分な
高出力トルクが得られる。
【００４４】尚、アイドリング運転時は、制御機構２３
によって小作動角に制御され、また、可変バルブタイミ
ング機構２４によって高回転時と同様に弁作動角が遅角
側に制御される。このため、バルブオーバラップが小さ
くなって、良好な燃焼状態が得られ、燃費の向上と回転
数の安定化が図れる。
によって小作動角に制御され、また、可変バルブタイミ
ング機構２４によって高回転時と同様に弁作動角が遅角
側に制御される。このため、バルブオーバラップが小さ
くなって、良好な燃焼状態が得られ、燃費の向上と回転
数の安定化が図れる。
【００４５】
【発明の効果】以上の説明で明らかなように、請求項１
に記載の発明によれば、弁の大作動角と小作動角のカム
リフト波形の頂点を、駆動軸とカムシャフトとの回転同
位相点に設定したため、小作動角制御時におけるカムの
リフト立ち上がり速度が抑制されて、吸気、排気弁の開
作動中における不整運動の発生を防止でき、また、駆動
軸に対する制御機構の偏心量に対する作動角変換率をさ
らに大きくすることが可能になる。しかも、前記小作動
角制御時には、可変バルブタイミング機構によって例え
ば吸気弁の閉時期を進角側に制御したため、バルブオー
バーラップを小さくしながら閉弁時期を早めることがで
きる。これによって、残留ガスの逆流が防止されて、燃
焼効率の向上が図れ、燃費の大巾な向上と、大きな低速
トルクを得ることができる。
に記載の発明によれば、弁の大作動角と小作動角のカム
リフト波形の頂点を、駆動軸とカムシャフトとの回転同
位相点に設定したため、小作動角制御時におけるカムの
リフト立ち上がり速度が抑制されて、吸気、排気弁の開
作動中における不整運動の発生を防止でき、また、駆動
軸に対する制御機構の偏心量に対する作動角変換率をさ
らに大きくすることが可能になる。しかも、前記小作動
角制御時には、可変バルブタイミング機構によって例え
ば吸気弁の閉時期を進角側に制御したため、バルブオー
バーラップを小さくしながら閉弁時期を早めることがで
きる。これによって、残留ガスの逆流が防止されて、燃
焼効率の向上が図れ、燃費の大巾な向上と、大きな低速
トルクを得ることができる。
【図１】本発明の一実施例を示す要部断面図。
【図２】本実施例の要部平面図。
【図３】図１のＡ矢視図。
【図４】図２のＢ−Ｂ線断面図。
【図５】図２のＣ−Ｃ線断面図。
【図６】本実施例に供される駆動機構の概略図。
【図７】Ａは駆動軸とカムシャフトの回転位相差特性
図、Ｂはバルブリフト特性図。
図、Ｂはバルブリフト特性図。
【図８】本実施例による機関回転数と出力トルクの特性
図。
図。
【図９】先願に係る装置の要部断面図
【図１０】先願の装置による駆動軸とカムシャフトの回
転位相差特性とバルブリフト特性図。
転位相差特性とバルブリフト特性図。
【図１１】先願の装置におけるバルブリフト特性図。
【図１２】可変バルブタイミング機構による弁の開閉時
期特性図。
期特性図。
４…吸気弁 ２１…駆動軸 ２２…カムシャフト ２３…制御機構 ２４…可変バルブタイミング機構 ２５，２６…カム ５６…スプロケット（回転部材）。
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 原 誠之助 神奈川県厚木市恩名1370番地 株式会社 ユニシアジェックス内 (56)参考文献 特開 昭63−1707（ＪＰ，Ａ) 特開 平２−271017（ＪＰ，Ａ) 特開 平５−202718（ＪＰ，Ａ) 特公 昭47−20654（ＪＰ，Ｂ１) (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F01L 13/00 301 F02D 13/02
Claims (1)
- 【請求項１】 機関により回転部材を介して回転駆動す
る駆動軸と、該駆動軸の外周に相対回転自在に設けら
れ、外周に吸排気弁を開作動させるカムを一体に有する
カムシャフトと、駆動軸とカムシャフトとの間に介装さ
れて、機関運転状態に応じて駆動軸に対するカムシャフ
トの回転位相を前記駆動軸の１回転毎に遅角、進角変化
させて、前記吸排気弁の作動角の大きさを可変制御する
制御機構とを備えた内燃機関の吸排気弁駆動制御装置に
おいて、 前記制御機構により制御される前記吸排気弁の作動角の
頂点を、前記駆動軸とカムシャフトとの回転位相変化中
の略同位相点に設定すると共に、前記回転部材と駆動軸
との相対回動位置を変換させて吸排気弁の開閉時期を可
変制御する可変バルブタイミング機構とを備え、前記吸
排気弁の小作動角制御時に、前記可変バルブタイミング
機構により吸排気弁の少なくとも閉時期を進角側に制御
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。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP18501693A JP3355225B2 (ja) | 1993-07-27 | 1993-07-27 | 内燃機関の吸排気弁駆動制御装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP18501693A JP3355225B2 (ja) | 1993-07-27 | 1993-07-27 | 内燃機関の吸排気弁駆動制御装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0742514A JPH0742514A (ja) | 1995-02-10 |
| JP3355225B2 true JP3355225B2 (ja) | 2002-12-09 |
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ID=16163301
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| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP18501693A Expired - Fee Related JP3355225B2 (ja) | 1993-07-27 | 1993-07-27 | 内燃機関の吸排気弁駆動制御装置 |
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|---|---|
| JP (1) | JP3355225B2 (ja) |
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| US10393037B2 (en) | 2015-12-09 | 2019-08-27 | Hyundai Motor Company | Method for controlling of valve timing of continuous variable valve duration engine |
| KR102394575B1 (ko) | 2017-11-20 | 2022-05-04 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 장치 및 이를 포함하는 엔진 |
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| KR101807033B1 (ko) | 2015-12-11 | 2017-12-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
| US10634067B2 (en) | 2015-12-11 | 2020-04-28 | Hyundai Motor Company | System and method for controlling valve timing of continuous variable valve duration engine |
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| KR101807036B1 (ko) | 2015-12-11 | 2017-12-08 | 현대자동차 주식회사 | 연속 가변 밸브 듀레이션 엔진의 밸브 타이밍 제어 시스템 및 방법 |
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- 1993-07-27 JP JP18501693A patent/JP3355225B2/ja not_active Expired - Fee Related
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| JPH0742514A (ja) | 1995-02-10 |
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