JP3707236B2

JP3707236B2 - DOHC engine with variable valve timing system

Info

Publication number: JP3707236B2
Application number: JP8668198A
Authority: JP
Inventors: 晃浅井; 啓二荒木
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1998-03-31
Filing date: 1998-03-31
Publication date: 2005-10-19
Anticipated expiration: 2018-03-31
Also published as: JPH11280414A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、カム軸に対するスプロケットやタイミングプーリ等の回転位相を変えて、バルブの開閉タイミングを変更するようにした可変バルブタイミング装置（以下、ＶＶＴという）付ＤＯＨＣエンジンに関し、特に、吸排気性の向上及びコンパクト化のためにバルブの挟み角を狭めたものの技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、この種のＶＶＴ付エンジンとして、例えば、特開平９−２５０３１０号公報に開示されるように、吸気側のカム軸の一端部にアクチュエータを設け、このアクチュエータによりタイミングプーリとカム軸とを相対的に回動させるようにしたものが知られている。そして、一般に、上記アクチュエータとして、吸気側カム軸の端部に回転一体に連結された内側回動部材と、該内側回動部材に対し相対回転可能に外嵌合されて連結される一方、タイミングプーリに回転一体に連結された外側回動部材とを備え、上記内側回動部材を外側回動部材に対し油圧力によって正逆両側に回動させるようにした油圧式のものが用いられている。
【０００３】
また、吸気バルブと排気バルブとの間のバルブ挟み角を例えば４０度以下に狭めたＤＯＨＣエンジンは従来から知られており、このものでは、バルブが上下方向に延びるように配置されるので、吸気ポート及び排気ポートの形状の自由度が高くなり、そのポート形状の設計により流通抵抗を低減して、特に吸気性の向上を図れるという利点がある。また、バルブ挟み角の狭角化に伴い２本のカム軸同士の間隔が短縮されるので、シリンダヘッドを幅方向に短縮でき、また、タイミングプーリやスプロケットの張り出しが少なくなって、エンジン幅方向のコンパクト化が図られる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、上記従来のＶＶＴ付エンジンでは、カム軸の端部にかなり重量のあるＶＶＴを片持ち支持する構造であるので、該ＶＶＴに最も近いカム軸のいわゆる１番ジャーナルの軸受部に大きな負担がかかり易く、バルブ挟み角を狭めたときには、以下のような信頼性の面での不具合が生じる。すなわち、バルブ狭角化に伴いバルブが上下方向に延びるように配置されるため、バルブを開閉作動させるときにカム軸を突き上げるバルブ反力が増大し、このことで、該カム軸に対し作用するタイミングベルトの張力が大きくなって、カム軸自体や軸受部への負担が過大なものになる虞れがある。
【０００５】
また、２本のカム軸同士の間隔が短くなると、カム軸を支持する軸受部がシリンダヘッド上で相対的にエンジンの幅方向内側に配置されることになるので、シリンダヘッドをシリンダブロックに締結するヘッドボルトと上記軸受部との干渉の問題が生じる。そのため、上記１番ジャーナルの軸受部の負担を低減するためにその軸受面の面積を拡大して、面圧を低下させようとしても、上記の干渉の問題を回避しようとすれば、軸受面を十分に拡大することはできない。
【０００６】
これに対し、上記１番ジャーナル部分の軸受径を拡大して軸受面積を増大させることも考えられるが、この場合には、１番ジャーナルの軸受部のみを同一のカム軸を支持する他の軸受部とは別に加工することになり、各軸受部の間で同心度を従来同様に高精度に維持することが難かしい上、生産コストの著しい上昇を招くという不具合がある。
【０００７】
その他、例えば実開昭６３−１１２号公報に開示されるように、カム軸の先端に支持されたＶＶＴを反対側からも回転自在に支持して両持ちの構造とすることも考えられるが、この構造では、エンジンの長手方向の寸法が無用に大きくなるので、近年のエンジンに対するコンパクト化の要請に鑑みると、実現は困難である。
【０００８】
本発明は斯かる諸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、ＶＶＴを備えかつバルブ挟み角を狭角化したＤＯＨＣエンジンにおいて、ＶＶＴやカム軸軸受部の配置に工夫を凝らし、主にカム軸の１番ジャーナル及びその軸受部に加わる負担を低減することで、生産コストの著しい上昇やエンジン全長の無用の増大を招くことなく、信頼性の向上を図ることにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本願の請求項１の発明では、シリンダヘッドの左右両側に配設され、かつクランク軸上の駆動輪に共通の無端伝動部材を介して駆動連結される従動輪が設けられ、クランク軸に同期して駆動されてそれぞれバルブを開閉作動させる第１及び第２の２本のカム軸と、該第１カム軸の端部に設けられ、該第１カム軸と上記従動輪とを相対回転させて、上記第１カム軸のクランク軸に対する回転位相を変更するバルブタイミング可変手段とを備えた可変バルブタイミング装置付ＤＯＨＣエンジンを前提とする。そして、上記第１及び第２の各カム軸は、シリンダの左右両側に形成されたヘッドボルト孔の中心線方向から見て、該左右各側のヘッドボルト孔の中心線に重なるように配置されており、上記第１カム軸は、無端伝動部材の緩み側スパンが進入する従動輪を有する緩み側のカム軸とする。
【００１０】
また、上記無端伝動部材の緩み側スパンには、該緩み側スパンを押圧して無端伝動部材の張力を調整するテンショナが設けられており、そして、該テンショナにより無端伝動部材に張力を加えたときに、加えない自由状態と較べ、無端伝動部材と各従動輪との係合範囲の変化量が従動輪中心に対する角度範囲で１０°以下になるものとする。
【００１１】
ここで、上記緩み側スパンとは、無端伝動部材が駆動輪と従動輪との間に張られて該駆動輪側から従動輪側へ移動する側のことであり、この緩み側スパンでは、反対に従動輪から駆動輪側へ移動する張り側スパンに較べて無端伝動部材の張力が小さくなる。
【００１２】
したがって、上記請求項１の構成によれば、第１及び第２の２本のカム軸は互いに近くに配置されているので、吸気バルブと排気バルブの間のバルブ挟み角を狭めて、吸排気の流通抵抗の低減、及びエンジン幅方向のコンパクト化が可能になる。しかも、重量の大きいバルブタイミング可変手段が緩み側のカム軸に設けられているので、該バルブタイミング可変手段を反対の張り側のカム軸に設けた場合に較べて、無端伝動部材の張力増大によってカム軸や軸受部にかかる負担を小さくすることができ、よって、信頼性向上が図られる。
【００１３】
特に前記構成では、テンショナにより無端伝動部材に張力を加えたときに、加えない自由状態と較べ、無端伝動部材と各従動輪との係合範囲の変化量が従動輪中心に対する角度範囲で１０°以下になっており、換言すれば、無端伝動部材は、２つの従動輪とクランク軸に設けられた駆動輪との間に張架されたときに、自由状態であっても殆ど遊びのない状態になっている。
【００１４】
そのため、テンショナにより張力が加えられた状態で、上記無端伝動部材は緩み側の第１カム軸の従動輪と駆動輪との間に略上下方向に延びるように張られていることになるので、上記無端伝動部材から各従動輪に対し作用する力の上下方向成分が大きくなり易く、第１カム軸及び軸受部の負担はかなり大きくなってしまう。従って、このような場合に、上述の如くカム軸や軸受部への負担を低減する作用が特に有効なものになる。
【００１５】
請求項２記載の発明では、請求項１記載の発明において、テンショナにより無端伝動部材に張力を加えたときに、加えない自由状態と較べ、無端伝動部材と各従動輪との係止範囲の変化量が該各従動輪の係合部の１ピッチ長以下となるものとする。
【００１６】
この場合も、無端伝動部材から各従動輪に対し作用する力の上下方向成分が大きくなり易く、第１カム軸及び軸受部の負担がかなり大きくなってしまうので、カム軸や軸受部への負担を低減する作用が特に有効なものになる。また、上記無端伝動部材の遊びが極めて少ないので、従動輪との係合時に１ピッチ長以上ずれることはなく、よって、組み付け時の間違いに起因するバルブタイミングの狂いを回避できるという作用も得られる。
【００１７】
請求項３記載の発明では、請求項１記載の発明において、第１カム軸の従動輪とクランク軸に設けられた駆動輪とに外接する接線の各接点間の長さをＬ１とし、上記テンショナにより無端伝動部材に張力を加えた状態で、上記接線の各接点間に張られた無端伝動部材の長さをＬ２としたとき、該長さＬ１と長さＬ２との差は、上記従動輪の係合部の１ピッチ長以下になるものとする。
【００１８】
すなわち、上記長さＬ１と長さＬ２との差は、従動輪と駆動輪との間に張られた無端伝動部材の自由状態での遊びの長さに相当する。従って、この発明でも、上述の如く、テンショナにより張力が加えられた状態で、上記無端伝動部材が第１カム軸の従動輪とクランク軸の駆動輪との間に略上下方向に延びるように張られていることになり、第１カム軸及び軸受部の負担がかなり大きくなってしまうので、該第１カム軸や軸受部への負担を低減する作用が特に有効なものになる。また、請求項２記載の発明と同様、組み付け時の間違いに起因するバルブタイミングの狂いを回避できる。
【００１９】
請求項４記載の発明では、請求項３記載の発明における無端伝動部材はタイミングベルトであり、バルブタイミング可変手段は、第１カム軸に回転一体に連結された内側回動部材と、該内側回動部材に対し相対回転可能に外嵌合されて連結される一方、上記従動プーリに回転一体に連結されてカム軸軸線方向に延びる円筒状の外側回動部材とを有するものである。そして、上記外側回動部材外周の直径を長さＤ１とし、上記従動プーリの歯底円の直径を長さＤ２とし、上記タイミングベルトの歯たけを長さｔ１としたとき、
Ｄ２−ｔ１≦Ｄ１＜Ｄ２＋ｔ１の関係が満たされるものとする。
【００２０】
すなわち、上記請求項３の発明では、タイミングベルトの長さが、２つの従動プーリと駆動プーリとの間に張架されたときに自由状態であっても殆ど遊びがない長さなので、タイミングベルトをプーリに係合させて張架する作業は困難なものになるが、これに対し、請求項４の発明では、上記バルブタイミング可変手段の外側回動部材が第１カム軸の従動プーリにカム軸軸線方向に延びるように配設されており、その外周径が上記従動プーリの歯先円の直径よりも小さくかつ歯底円の直径に近い値に設定されているので、上記タイミングベルトを、まず、バルブタイミング可変手段のケーシングに引っかけておいて、該タイミングベルトの歯と従動プーリの歯とを合わせて係合させるようにすれば、上記のタイミングベルトの張架作業を容易に行うことができる。
【００２１】
請求項５記載の発明は、シリンダヘッドの左右両側に配設され、かつクランク軸上の駆動プーリに共通のタイミングベルトを介して駆動連結される従動プーリが設けられ、クランク軸に同期して駆動されてそれぞれバルブを開閉作動させる第１及び第２の２本のカム軸と、該第１カム軸の端部に設けられ、該第１カム軸と上記従動プーリとを相対回転させて、第１カム軸のクランク軸に対する回転位相を変更するバルブタイミング可変手段とを備えた可変バルブタイミング装置付ＤＯＨＣエンジンを前提とする。そして、上記第１カム軸は、タイミングベルトの緩み側スパンが進入する従動プーリを有する緩み側のカム軸であり、上記タイミングベルトの緩み側スパンには、該緩み側スパンを押圧してタイミングベルトの張力を調整するテンショナが設けられ、該第１カム軸の従動プーリ及び駆動プーリに外接する接線の各接点間の長さをＬ１とし、上記テンショナによりタイミングベルトに張力を加えたときに上記各接点間に張られたタイミングベルトの長さをＬ２としたとき、該長さＬ１と長さＬ２との差はタイミングベルトの歯たけｔ１以下とされている。そして、上記バルブタイミング可変手段は、第１カム軸に回転一体に連結された内側回動部材と、該内側回動部材に対し相対回転可能に外嵌合されて連結される一方、上記従動プーリに回転一体に連結されてカム軸軸線方向に延びる円筒状の外側回動部材とを有し、上記外側回動部材外周の直径を長さＤ１とし、上記従動プーリの歯底円の直径を長さＤ２としたとき、
Ｄ２−ｔ１≦Ｄ１＜Ｄ２＋ｔ１の関係が満たされる構成とする。
【００２２】
この構成によれば、重量の有るバルブタイミング可変手段が緩み側の第１カム軸に設けられているので、請求項１記載の発明と同様に信頼性向上が図られる。
【００２３】
また、上記請求項２〜４の発明と同様に、タイミングベルトの長さが、２つの従動プーリと駆動プーリとの間に張架されたときに自由状態であっても殆ど遊びがない長さなので、タイミングベルトをプーリに係合させて張架する作業は困難なものになるが、請求項４の発明と同じく、上記タイミングベルトを、まず、バルブタイミング可変手段のケーシングに引っかけておいて、該タイミングベルトの歯と従動プーリの歯とを合わせて係合させるようにすれば、上記のタイミングベルトの張架作業を容易に行うことができる。
【００２４】
請求項６記載の発明では、請求項４又は５のいずれかに記載の発明において、外側回動部材外周の直径Ｄ１と、第１カム軸に設けられた従動プーリの歯底円の直径Ｄ２と、タイミングベルトの歯たけｔ１との間には、
Ｄ２−ｔ１≦Ｄ１＜Ｄ２の関係が満たされるものとする。
【００２５】
このことで、外側回動部材の外周径が従動プーリの歯底円の直径よりも小さい値に設定されているので、タイミングプーリを外側回動部材に引っかける作業が容易になり、よって、タイミングベルトの張架作業のさらなる容易化が図られる。
【００２６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基いて説明する。
（実施形態１）
図１〜図３は、本発明の実施形態に係る可変バルブタイミング装置（以下、ＶＶＴという）付ＤＯＨＣエンジンＥを示し、このエンジンＥは直列４気筒ガソリンエンジンであって、４つの気筒が車幅方向に一列に並ぶように車両のエンジンルーム内に横置き配置されるものである。
【００２７】
上記図２において、１はシリンダヘッドであり、このシリンダヘッド１の上部には、吸気バルブを開閉作動させる吸気側のカム軸（第１カム軸）２と、排気バルブを開閉作動させる排気側のカム軸（第２カム軸）３とが、それぞれ５カ所の軸受部４，４，…により回転可能に支持されている。上記２本のカム軸２，３のエンジン前側の端部（同図の左端部）には、図３に示すように、それぞれカムプーリ（従動輪）５，６が取り付けられ、該２つのカムプーリ５，６と、クランク軸７に嵌合されたクランクプーリ（駆動輪）８との間にはタイミングベルト（無端伝動部材）９が張架されていて、このタイミングベルト９を介してクランク軸７の回転力がカムプーリ５，６に伝達され、２本のカム軸２，３が回転駆動されるようになっている。
【００２８】
上記吸気側のカム軸２は、タイミングベルト９の緩み側スパンが進入するカムプーリ５を有する緩み側のカム軸なので、該第１カム軸２に作用するタイミングベルト９の張力は張り側のカム軸３よりも相対的に小さい。そして、本発明では、上記吸気側のカム軸２の端部に後述の如くカム軸２とカムプーリ５とを油圧力により相対回転させて、カム軸２のクランク軸７に対する回転位相を変更するバルブタイミング可変手段としてのＶＶＴ１０（図６参照）が設けられている。また、上記タイミングベルト９の張り側スパン（図３の右側）にはアイドラプーリ１１が設けられる一方、緩み側スパンにはベルト張力を調整するテンショナ１２が設けられている。このテンショナ１２は、テンショナスプリング１３により支点１４を中心に同図の右側に付勢されたもので、タイミングベルト９を上記カムプーリ５，６及びクランクプーリ８に取り付ける時にシリンダブロック１５にボルト１６により位置固定される初期張力調整用のものである。
【００２９】
尚、図２における１７，１７，…は、燃焼室に連通されていて、図示しない点火プラグが装着されるプラグホールである。
【００３０】
上記吸気側及び排気側の２本のカム軸２，３同士の間隔は、吸気側カムプーリ５の直径の１．１倍以下とされている。具体的には、上記吸気側及び排気側の２本のカム軸２，３は、図４に示すように、シリンダヘッド１に形成されたヘッドボルト孔２０，２０，…の中心線方向から見て、該中心線に重なるようにエンジン幅方向（同図の上下方向）に互いに近づいて配置されている。上記ヘッドボルト孔２０，２０，…は、シリンダヘッド１をシリンダブロック１５の上面に締結するシリンダボルトが螺合されるもので、１つのシリンダボア（同図に仮想線で示す）の周りに等間隔に４つづつ配置されるように形成されたものである。また、２１，２１，…，２２，２２，…は、それぞれ吸気側及び排気側のバルブ駆動系が収容される孔部である。
【００３１】
この孔部２１，２２には、図５に示すように、それぞれ吸気バルブ２３及び排気バルブ２４を閉状態になる側（同図の上側）に付勢するバルブスプリング２５と、バルブ軸の先端に連結されて上記バルブスプリング２５による押圧付勢力を受けるバケット型のバルブリフタ２６とが収容されている。また、上記吸気バルブ２３は、吸気ポート２７と燃焼室２８とを開閉する傘部２３ａと、該傘部２３ａから図の上方に延び、スリーブを介して上記孔部２１内に至るバルブ軸２３ｂとにより構成されており、一方、上記排気バルブ２４は、吸気バルブ２３と同様に傘部２４ａとバルブ軸２４ｂとにより構成されている。そして、上記両バルブ２３，２４は、それぞれバルブリフタ２６を介してカム軸２，３により直接駆動され、中心軸線ｘ１，ｘ２に沿って往復動するようになっており、このものでは、ロッカーアームを用いたものに較べてカム軸２，３へのバルブ反力を小さくすることができ、コンパクト化も容易になる。
【００３２】
また、上記吸気バルブ２３及び排気バルブ２４は、それぞれ中心軸線ｘ１，ｘ２がシリンダ中心線ｙに対し互いに反対の側に約１５度傾斜して配置されていて、それらの間の挟み角が約３０°と狭く設定されている。すなわち、上記吸気バルブ２３及び排気バルブ２４はそれぞれ上下方向に延びるように配置されており、吸気ポート２７が燃焼室２８から滑らかに上方に延びるように形成されていて、吸気の流通抵抗の低減が図られている。また、バルブ２３，２４が上下方向に延びるように配置されているので、該バルブ２３，２４を開閉作動させるときにカム軸２，３に作用するバルブ反力の上下方向成分は大きくなり易い。
【００３３】
上記タイミングベルト９は、図３に示すように、吸気側及び排気側の２つのカムプーリ５，６の間で略水平に延びる一方、上記各カムプーリ５，６とクランクプーリ８との間では上下方向に延びるように張られており、上記各カムプーリ５，６との係合範囲はテンショナ１２により張力を加えられた状態でいずれもプーリ中心に対して約１１０度の角度範囲とされている。そのため、上記タイミングベルト９から各カムプーリ５，６に対して作用する力は、それぞれ同図に実線の矢印で示すように上下方向成分が大きくなっており、このことによって、同図に破線の矢印で示すようにバルブからの反力がカム軸２，３に作用したときに、該カム軸２，３及び軸受部４，４，…にかかる負担はかなり大きくなる。特に、ベルト張り側に位置する排気側のカムプーリ６では、タイミングベルト９から排気側のカム軸３に作用する力は、該排気側カム軸３に作用するバルブ反力と略正反対の向きになるので、カム軸３及び軸受部４，４，…の負担は極めて大きい。
【００３４】
また、上記タイミングベルト９は、２つのカムプーリ５，６及びクランクプーリ８に張架されたときに、テンショナ１２により張力を加えられていない自由状態であっても殆ど遊びのないような長さを有している。すなわち、テンショナ１２により張力を加えた状態と加えない自由状態との間で、上記タイミングベルト９と各カムプーリ５，６との係合範囲の変化量は、プーリ中心に対する角度範囲で１０°以下になっている。言い換えると、各カムプーリ５，６の歯数が３６であるから、上記タイミングベルト９と各カムプーリ５，６との係合範囲の変化量は、該各カムプーリ５，６の歯（係合部）の１ピッチ長以下となっている。
【００３５】
より詳しくは、上記吸気側のカムプーリ５及びクランクプーリ８に外接する接線（同図に仮想線で示す）の各接点Ｐ１，Ｐ２長さをＬ１とし、テンショナ１２によりタイミングベルト９に張力を加えた状態で、上記接点Ｐ１と接点Ｐ２との間のタイミングベルト９の長さをＬ２とすれば、上記長さＬ１と長さＬ２との差は、上記カムプーリ５の歯の１ピッチ長以下になっている。
【００３６】
このように、上記タイミングベルト９は遊びが極めて少ないので、カムプーリ５，６との係合時に１ピッチ長以上ずれることはなく、よって、組み付け時の間違いに起因するバルブタイミングの狂いを回避できる。
【００３７】
次に、上記ＶＶＴ１０の構成について詳細に説明する。
【００３８】
図６に示すように、シリンダヘッド１の上部に設けられたシリンダヘッドカバー３０（図１参照）の内部において、吸気側のカム軸２の先端部（同図の左側の端部）には、１番ジャーナルの軸受部４よりも先端側の外周部にカムプーリ５が上記カム軸２に対し相対回転可能に取り付けられ、該カムプーリ５の外側には、ＶＶＴ１０が回転一体に連結されている。
【００３９】
上記ＶＶＴ１０は、上記カム軸２の端面に回転一体に連結されたロータ（内側回動部材）３１と、そのロータ３１に対し相対的に所定角度だけ回動可能に連結される一方、上記カムプーリ５に回転一体に連結された円筒状のケーシング（外側回動部材）３２とを備えている。上記ロータ３１は、図７及び図８に示すように、円筒状のボス部の外周部から径方向外方に突出する４つのベーンが概ね等間隔に設けられたもので、座金部材３３及びボルト３４によりカム軸２に取り付けられて一体回転するようになっている。一方、上記ケーシング３２は中空円筒状に形成され、円盤状の蓋部材３５と共にボルト３６により上記カムプーリ５に一体的に取り付けられ、このカムプーリ５と一体回転するようになっている。
【００４０】
また、上記ケーシング３２の外周径の長さＤ１は、カムプーリ５の歯底円の直径を長さＤ２とし、かつタイミングベルト９の歯たけ（歯底から歯先までの厚み）を長さｔ１としたとき、
Ｄ２−ｔ１≦Ｄ１＜Ｄ２
の関係が満たされる。つまり、上記ＶＶＴ１０のケーシング３２の外径Ｄ１がカムプーリ５の歯底円の直径Ｄ２よりも僅かに小さくなるように設定されている。
【００４１】
尚、上記ケーシング３２外周径Ｄ１と、カムプーリ５の歯底円直径Ｄ２と、タイミングベルト９の歯たけｔ１との間の関係としては、
Ｄ２−ｔ１≦Ｄ１＜Ｄ２＋ｔ
の関係が満たされるようにしてもよい。
【００４２】
上記ロータ３１及びケーシング３２は、カム軸２の軸線ｚ１を中心とする同心位置に位置づけられ、ロータ３１のベーンとケーシング３２の突出壁部とが周方向に交互に配置されており、各ベーンの先端面がケーシング３２の内周面に摺接する一方、各突出壁部の先端面がロータ３１のボス部の外周面に摺接している。すなわち、上記カムプーリ５、ロータ３１及びケーシング３２の間には、ロータ３１のベーンとケーシング３２の突出壁部とにより周方向に並んで８つの受圧室（液圧室）１０ａ，１０ｂ，１０ａ，１０ｂ，…が区画形成されている。
【００４３】
上記図７及び図８において、３７，３７，…はベーン及び突出壁部の各先端面に設けられたオイルシールである。また、図６において、３２ａはケーシング３２と蓋部材３５との間のオイル漏れを防止するための環状のオイルシールであり、さらに、３２ｂは上記ケーシング３２とカムプーリ５との間でのオイル漏れを防止するための環状のオイルシールである。
【００４４】
尚、上記カムプーリ５は、内周側部材５ａに外周側部材５ｂを嵌合したものであり、該外周側部材５ｂは精密な歯形を有するように焼結により成型されている。そのため、上記オイルシール３２ｂをケーシング３２とカムプーリ５の外周側部材５ｂとの間に設けたのでは相性が悪く、オイル漏れの生じる虞れがある。そこで、上記オイルシール３２ｂは、ケーシング３２とカムプーリ５の内周側部材５ａとの間をシールするように内周側に設けられている。
【００４５】
上記８つの受圧室１０ａ，１０ｂ，１０ａ，１０ｂ，…のうち、ロータ３１の各ベーンに対しカム軸２の回転側に位置づけられた４つの受圧室（遅角側受圧室）１０ａ，１０ａ，…は、それぞれロータ３１のボス部内に形成された油路３１ａに連通されており、この油路３１ａを介して供給される作動油圧が増大すれば、ロータ３１がケーシング３２に対しカム軸２の回転と反対側に回動され、これにより、吸気バルブ２３の作動タイミングが遅角側に変更される。
【００４６】
一方、上記ロータ３１の各ベーンに対して遅角側受圧室１０ａ，１０ａ，…の反対側に位置づけられた４つの受圧室（進角側受圧室）１０ｂ，１０ｂ，…は、それぞれ、ロータ３１のボス部内に形成された油路３１ｂに連通されており、この油路３１ｂを介して供給される作動油圧が増大すれば、ロータ３１はケーシング３２に対しカム軸２の回転する側に回動され、吸気バルブ２３の作動タイミングが進角側に変更される。
【００４７】
上述の如きＶＶＴ１０の作動油圧の制御は、この実施形態では、エンジンＥのシリンダヘッドカバー３０の上面に配置された電磁式のオイルコントロールバルブ（以下ＯＣＶという）４４により行われる。すなわち、作動油は、シリンダブロック１５内のオイルギャラリ（図示せず）から、図１に示すように、オイルジョイント３８と、エンジン外周に設けられたオイルパイプ３９とを経由して、シリンダヘッドカバー３０上面に設けられたバルブケース４０に送られる。そして、図６に示すように、オイルジョイント４１を介してユニオンボルト４２内の油路に至り、ここからオイルフィルタ４３を介して上記ＯＣＶ４４に供給される。
【００４８】
上記ＯＣＶ４４は、図９に示すように、コイル４５及びプランジャ４６を有する電磁ソレノイド４７と、一端部が上記プランジャ４６に連結される一方、他端部がスプリング４８により押圧されるスプール４９と、該スプール４９を収容するケーシング５０とを備え、図示しないコントロールユニットからの出力信号を印加された電磁ソレノイド４７により上記スプール４９の位置が高精度にデューティ制御されて、供給される作動油の流量及び方向を制御するものである。尚、同図において、５０ａは、ケーシング５０に形成され、供給される圧油を受け入れる供給ポート、５０ｂ，５０ｂはＶＶＴ１０側に接続されて作動油を給排する一対のアクチュエータポートであり、さらに、５０ｃ，５０ｃはＶＶＴ１０側から戻ってきた戻り油を排出するドレンポートである。
【００４９】
そして、上記ＯＣＶ４４により油圧制御された作動油は、後述の中間部材５２及び軸受部４内に形成された油路によりカム軸２に供給され、そのカム軸２内に形成された油路を流通してＶＶＴ１０の各油圧室１０ａ，１０ｂ，…に供給されるようになっている。
【００５０】
詳しくは、図６に示すように、上記バルブケース４０には、カム軸間方向に延びてＯＣＶ４４を収容する配設孔４０ａが形成され、その配設孔４０ａに直交して略水平方向に延びるように形成されたインレット孔４０ｂに上記ユニオンボルト４２やオイルフィルタ４３が内設されている。また、上記バルブケース４０の配設孔４０ａを隔てた反インレット孔側には、上下方向に延びて下面に開口する嵌挿部４０ｃと、その嵌挿部４０ｃを配設孔４０ａに連通する２つのポート４０ｄ，４０ｅとが形成されている。さらに、配設孔４０ａの側方から下方に亘って、シリンダヘッドカバー３０上面に臨んで開口するドレン孔４０ｆが形成されており、このドレン孔４０ｆの下方に対向するシリンダヘッドカバー３０の開口部３０ａに続く部位は、上記ＯＣＶ４４からリターンされる戻り油を開口部３０ａからシリンダブロック内に還流させるドレン受け部３０ｂとされている。
【００５１】
上記中間部材５２は、図１０に示すように逆Ｔ字形状とされ、上端部がシリンダヘッドカバー３０の開口部３０ａを貫通して上方に突出して、バルブケース４０の嵌挿部４０ｃに嵌挿される一方、下端部が１番ジャーナルの軸受部４の上面に取り付け固定されている。すなわち、吸気側のカム軸２を支持する軸受部４，４，…は、それぞれシリンダヘッド１の上面に設けられた半割状の下側軸受部５３（図４参照）と、この下側軸受部５３の上面に配設され、セットボルト５４，５４により下側軸受部５３に締結された半割状のカムキャップ５５とにより構成されている。そして、上記軸受部４，４，…には互いに同一の軸受径を有する軸受面４ａが形成されている。
【００５２】
上記中間部材５２には、図６にも示すように、バルブケース４０の嵌挿部４０ｃに嵌挿された状態で２つのポート４０ｄ，４０ｅのうちの一方４０ｄによりＯＣＶ４４に連通する横向きの油路６１と、この油路６１に連通して斜め下方に延びる油路６２と、上記他方のポート４０ｅによりＯＣＶ４４に連通する横向きの油路６３と、この油路６３に連通して上下方向に延びる油路６４とが形成されている。また、１番ジャーナルのカムキャップ５５には、図６に示すように、中間部材５２の一方の油路６２に連通して上下方向に延びる油路６５と、上記中間部材５２の他方の油路６４に連通して斜め下方に延びる油路６６とが形成されている。
【００５３】
そして、１番ジャーナルの軸受面４ａには、上記油路６５，６６にそれぞれ連通するようにカム軸２の軸線ｚ１方向に互いに離れて周方向に開口する２つの輪溝（開口溝）６７，６８が形成されるとともに、上記軸受面４ａの軸線ｚ１方向の幅は上記輪溝６７，６８の分だけ大きくされている。このことで、軸受面４ａの面積は輪溝６７，６８が形成されない場合と変わらないので、面圧の上昇が抑えられる。
【００５４】
一方、カム軸２には、軸線ｚ方向に延びていて、一端（図６の左側端）がカム軸２の端面に開口し、ＶＶＴ１０のロータ３１の油路３１ａに連通する一方、他端（同図の右側端）がカム軸２の１番ジャーナル部の外周面に開口し、上記軸受面４ａに形成された一方の輪溝６７に連通する遅角側の油路（液路）７０が形成されている。さらに、カム軸２には、上記油路７０と同様に一端が上記ロータ３１の油路３１ｂに連通する一方、他端が上記軸受面４ａに形成された他方の輪溝６８に連通する進角側の油路（液路）７１が形成されている。
【００５５】
尚、上記図６において、７３はカム軸２に設けられたセンシングプレート、７４はシリンダヘッドカバー３０に設けられたカムアングルセンサである。また、ＶＶＴ１０をカム軸２に固定するボルト３４内には、該ＶＶＴ１０から漏れた作動油をシリンダヘッド１内に還流させるリターン通路７５が形成され、上記の漏れ油をカム軸２内を介してシリンダヘッド１のリターン通路７６へ導き、シリンダブロック１５内に還流させる。さらに、カムプーリ５とカムキャップ５２及びシリンダヘッド１との間には、オイルシール７７が介設されている。
【００５６】
このように構成されたＶＶＴ付エンジンＥにおいては、例えばアイドル運転状態のようなエンジンＥの極低負領域において、吸気バルブ２３の作動タイミングを遅角側に変更するときには、ＯＣＶ４４のデューティ制御により遅角側の受圧室１０ａ，１０ａ，…への作動油圧を増大させる。すなわち、オイルギャラリ側から供給される作動油は、図６に矢印で示すように、ＯＣＶ４４からバルブケース４０のポート４０ｄ、中間部材５２の油路６１，６２及びカムキャップ５５の油路６５を流通して輪溝６７に至り、その輪溝６７に連通されるカム軸２内の遅角側の油路７０を流通して、ロータ３１の油路３１ａから４つの遅角側受圧室１０ａ，１０ａ，…に分配供給される。これにより、各遅角側受圧室１０ａの作動油圧が増大することで、ロータ３１がケーシング３２に対しカム軸２の回転と反対側に回動され、吸気バルブ２３の作動タイミングが遅角側に変更されて、給排気のオーバーラップ量が小さくなる。
【００５７】
その際、進角側受圧室１０ｂ，１０ｂ，…から排出された作動油は、ロータ３１内の油路３１ｂを経て、同図に矢印で示すようにカム軸２内の進角側の油路７１を流通し、この油路７１に連通される輪溝６８からカムキャップ５５内の油路６６に流通する。そして、中間部材５２の油路６４，６３及びバルブケース４０のポート４０ｅを通ってＯＣＶ４４に戻り、ドレン孔４０ｆから排出されて、シリンダヘッドカバー３０のドレン受け部３０ｂから開口部３０ａを介してシリンダブロック１５側に還流される。
【００５８】
反対に、例えばエンジンＥの運転状態が高負荷域にあり、吸気バルブ２３の作動タイミングを進角側に変更して給排気のオーバーラップ量を大きくしたいときには、ＯＣＶ４４のデューティ制御により、上記と反対の作動油の流れによって進角側受圧室１０ｂ，１０ｂ，…の作動油圧を増大させればよい。
【００５９】
上記の構成により、この実施形態１では、バルブ挟み角を狭めたＤＯＨＣエンジンＥにおいて、重量のあるＶＶＴ１０を、吸気側及び排気側の２本のカム軸２，３のうち、タイミングベルト９の張力の上下方向成分が相対的に小さくなる緩み側の吸気側カム軸２に設けたので、張り側の排気側カム軸３に設けた場合に較べてカム軸２や軸受部４，４，…にかかる負担を低減することができ、よって、信頼性向上が図られる。
【００６０】
すなわち、上記エンジンＥにおいては、吸気バルブ２３と排気バルブ２４のバルブ挟み角が３０度と狭く設定されており、上記各バルブ２３，２４がそれぞれ上下方向に延びるように配置されているので、該バルブ２３，２４からカム軸２，３へのバルブ反力の上下方向成分が大きくなる。しかも、上記エンジンＥにおいては、２本のカム軸２，３にそれぞれ設けられたカムプーリ５，６とクランクプーリ８との間で、タイミングベルト９が上下方向に延びるように張られているので、タイミングベルト９から各カムプーリ５，６に対して作用する力の上下方向成分も大きくなる。加えて、シリンダブロック１５側に位置固定される初期張力調整用のテンショナ１２を用いているので、タイミングベルト９の張力のピーク値が大きくなり易い。したがって、上記両カム軸２，３、特にベルト張り側に位置する排気側のカム軸３では、バルブ反力が作用したときの負担が極めて大きくなってしまうので、この実施形態では、ＶＶＴ１０を緩み側の吸気側カム軸２に設けて、上記カム軸２及び軸受部４，４，…の負担を低減することの効果は極めて有効なものになるのである。
【００６１】
また、この実施形態１では、上記ＶＶＴ１０を設けた吸気側カム軸２を支持する全ての軸受部４，４，…は、互いに同一の軸受径を有するものとしたので、生産コストの著しい上昇を招くことなく、各軸受部４の間の同心度を容易に維持することができる。
【００６２】
さらに、上記エンジンＥにおいては、上記タイミングベルト９が、２つのカムプーリ５，６とクランクプーリ８との間に張架されたときに殆ど遊びがない長さとされているので、通常、タイミングベルト９をプーリ５，６，８に係合させて張架する作業はかなり困難な作業になる。そこで、この実施形態では、上記ＶＶＴ１０のケーシング３２の外周径Ｄ１をカムプーリ５の歯底円の直径Ｄ２よりも僅かに小さな値としている。このことで、まず、上記タイミングベルト９をＶＶＴ１０のケーシング３２に引っかけ、続いて、該タイミングベルト９の歯の位置とカムプーリ５の歯の位置とを合わせて係合させるようにすれば、タイミングベルト９の張架作業を極めて容易に行うことができる。
（実施形態２）
図１１及び図１２は、本発明の実施形態２に係るＶＶＴ付ＤＯＨＣエンジンＥを示し、このエンジンＥは、ＶＶＴ１０を設ける側のカム軸２をエンジン幅方向外側にオフセット配置するとともに、吸気バルブ２３及び排気バルブ２４をそれぞれロッカーアーム８０，８５を介して駆動するものである。尚、この実施形態２におけるエンジンＥの主要な構成は実施形態１の場合と同様なので、以下、同様の部分には同一の符号を付して、異なる部分のみを説明する。
【００６３】
上記図１１において、上記ＶＶＴ１０は、吸気バルブ２３を開閉作動させる吸気側のカム軸２に設けられ、該カム軸２は、実施形態１と同様にタイミングベルト９の張力が相対的に低くなる緩み側に位置づけられている。また、上記吸気側のカム軸２は、シリンダヘッド１に設けられたヘッドボルト孔２０，２０，…よりもエンジン幅方向外側（同図の上側）に配置されていて、ＶＶＴ１０に最も近い１番ジャーナルの軸受部４は、軸受面４ａの軸線ｚ１方向の幅が大きくなるように、エンジンＥの長手方向内側（同図の右側）に拡大されている。
【００６４】
上記吸気側のカム軸２は、図１２にも示すように、ロッカーアーム８０を介して吸気バルブ２３を駆動するものである。上記ロッカーアーム８０は、カム軸２によりローラベアリング８１を介して上方から押圧され、揺動支点８２を支点として上下に動作して、吸気バルブ２３をバルブ軸２３ｂの軸線ｘ１に沿って上下に往復動させる。また、上記ロッカーアーム８０の吸気バルブ２３との当接部分８３は、カム軸２と摺接するローラベアリング８１の位置（摺接位置）よりもエンジン幅方向内側に設けられており、このことで、吸気バルブ２３のバルブ軸２３ｂの軸線ｘ１は、シリンダ中心線ｙに対し約１０°の狭い角度とされている。つまり、上記吸気バルブ２３は上下方向に延びるように配置されており、吸気ポート２７は燃焼室２８から滑らかに上方に延びるように形成されている。
【００６５】
一方、排気バルブ２４を開閉作動させる排気側のカム軸３は、ヘッドボルト孔２０，２０，…に干渉するように配置されていて、吸気側のカム軸２同様、揺動支点８６を支点として動作するロッカーアーム８５を介して排気バルブ２４を駆動するものである。上記ロッカーアーム８５の排気バルブ２４との当接部分８７は、カム軸２と摺接するローラベアリング８８の位置（摺接位置）よりもエンジン幅方向外側に設けられて、排気バルブ２４のバルブ軸２４ｂの軸線ｘ２は、シリンダ中心線ｙに対し約２０°の角度とされている。
【００６６】
したがって、上記実施形態２によれば、上記実施形態１と同様の作用効果が得られる上、ＶＶＴ１０が設けられた吸気側のカム軸２を支持する軸受部４，４，…のうち、最も負担のかかる１番ジャーナルの軸受部４をエンジン長手方向に拡大して、軸受面積を大きくすることで、該軸受面４ａに作用する圧力を低減させて、カム軸３や軸受部４にかかる負担を小さくすることができる。しかも、上記１番ジャーナルの軸受部４をエンジン長手方向の内側に拡大しているので、エンジンＥの長手方向寸法の無用の増大を防止できる。
【００６７】
また、吸気バルブ２３の配置上の自由度が高く、実施形態１よりもさらに上下方向に配置されているので、吸気ポート２７を上記実施形態１よりも滑らかに燃焼室２８に連通するように形成することができ、よって、吸気流通抵抗の低減作用を一層高めることができる。
【００６８】
尚、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、その他種々の実施形態を包含するものである。すなわち、上記各実施形態では、クランク軸７からの回転入力をタイミングベルト９及びカムプーリ５，６によりカム軸２，３に伝達するようにしているが、これに限らず、例えば、チェーン及びスプロケットにより伝達するようにしてもよい。
【００６９】
また、ＶＶＴの構成としては、油圧力によりカム軸２，３の軸線ｚ１，ｚ２方向に進退するピストン部材を設け、このピストン部材の上記軸線ｚ１，ｚ２方向の相対変位をヘリカルスプラインにより回転方向の相対変位に変換して、カム軸２，３とカムプーリ５，６とを相対回転させるものとしてもよい。
【００７０】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１〜３記載の発明における可変バルブタイミング装置付ＤＯＨＣエンジンによれば、吸気バルブ及び排気バルブの狭角化により、吸排気の流通抵抗の低減、及びエンジン幅方向のコンパクト化が図られる。しかも、重量の有るバルブタイミング可変手段を緩み側のカム軸に設けることで、無端伝動部材の張力増大によるカム軸や軸受部の負担を低減することができ、よって、信頼性を高めることができる。
【００７１】
しかも、無端伝動部材から各従動輪に作用する力の上下方向成分が大きくなるので、カム軸や軸受部への負担を低減する効果が特に有効になる。
【００７２】
請求項４記載の発明によれば、タイミングベルトをプーリに係合させて張架する作業の容易化が図られる。
【００７３】
請求項５記載の発明における可変バルブタイミング装置付ＤＯＨＣエンジンによれば、請求項１記載の発明と同様に信頼性向上が図られる上、請求項４記載の発明と同様にタイミングベルトの張架作業の容易化が図られる。
【００７４】
請求項６記載の発明によれば、タイミングベルトの張架作業のさらなる容易化が図られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態１に係るエンジンＥの構成を示す上面図である。
【図２】図１のエンジンＥのシリンダヘッド上部の構成を示す上面図である。
【図３】カムプーリ及びクランクプーリにタイミングベルトを張架した構成を示すエンジンＥの正面図である。
【図４】２本のカム軸を省略して、軸受部とヘッドボルト孔との位置関係を示す図２の拡大図である。
【図５】バルブの配置を示す説明図である。
【図６】ＶＶＴの構成を示す図１の VI-VI 線における断面図である。
【図７】図６の VII-VII 線におけるＶＶＴの断面図である。
【図８】図６の VIII-VIII 線におけるＶＶＴの断面図である。
【図９】ＯＣＶの構成を示す説明図である。
【図１０】カムキャップ及び中間部材の構成を示す説明図である。
【図１１】実施形態２に係る図４相当図である。
【図１２】実施形態２に係る図５相当図である。
【符号の説明】
ＥＶＶＴ付ＤＯＨＣエンジン
１シリンダヘッド
２吸気側のカム軸（第１カム軸）
３排気側のカム軸（第２カム軸）
４軸受部
４ａ軸受面
５，６カムプーリ（従動輪）
７クランク軸
８クランクプーリ（駆動輪）
９タイミングベルト（無端伝動部材）
１０バルブタイミング可変装置（バルブタイミング可変手段）
１２テンショナ
２０ヘッドボルト孔
２３吸気バルブ
２４排気バルブ
２６バルブリフタ
３２ＶＶＴのケーシング
６７，６８輪溝（開口溝）
７０遅角側の油路（液路）
７１進角側の油路（液路）
８０，８５ロッカーアーム
８１，８８ローラベアリング（カム軸とロッカーアームとの摺接位置）
ｘ１吸気バルブのバルブ軸の軸線
ｘ２排気バルブのバルブ軸の軸線
ｙシリンダ中心線
ｚ１吸気側のカム軸の軸線
ｚ２排気側のカム軸の軸線[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
  The present invention relates to a DOHC engine with a variable valve timing device (hereinafter referred to as VVT) that changes the opening / closing timing of a valve by changing the rotational phase of a sprocket, a timing pulley, etc. with respect to a camshaft. It belongs to the technical field of narrowing the angle of the valve for improvement and compactness.
[0002]
[Prior art]
  Conventionally, as an engine with a VVT of this type, for example, as disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 9-250310, an actuator is provided at one end of a camshaft on the intake side, and a timing pulley and a camshaft are provided by this actuator. What is relatively rotated is known. In general, the actuator is connected to an inner rotating member that is rotatably connected to the end of the intake camshaft, and is fitted and connected to the inner rotating member so as to be relatively rotatable. And an outer rotating member coupled to the pulley so as to rotate integrally. A hydraulic type is used in which the inner rotating member is rotated on both the forward and reverse sides by hydraulic pressure with respect to the outer rotating member. .
[0003]
  Further, a DOHC engine in which a valve sandwiching angle between an intake valve and an exhaust valve is narrowed to, for example, 40 degrees or less has been conventionally known. In this case, since the valve is arranged to extend in the vertical direction, There is an advantage that the degree of freedom of the shape of the port and the exhaust port is increased, and the flow resistance is reduced by the design of the port shape, and in particular, the intake performance can be improved. In addition, since the interval between the two camshafts is shortened with the narrowing of the valve clamping angle, the cylinder head can be shortened in the width direction, and the overhang of the timing pulley and sprocket is reduced, and the engine width direction Can be made compact.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
  However, the conventional engine with VVT has a structure that cantilever-supports a very heavy VVT at the end of the camshaft, so that a large burden is placed on the bearing portion of the so-called first journal of the camshaft closest to the VVT. When it is easy to apply and the valve clamping angle is narrowed, the following problems in reliability occur. That is, as the valve is narrowed, the valve is arranged so as to extend in the vertical direction, so that the valve reaction force that pushes up the cam shaft when the valve is opened and closed increases, and this acts on the cam shaft. There is a possibility that the tension on the timing belt is increased and the burden on the camshaft itself and the bearing portion becomes excessive.
[0005]
  If the distance between the two camshafts is shortened, the bearings that support the camshafts are arranged on the cylinder head relatively inside the width of the engine, so the cylinder head is fastened to the cylinder block. This causes a problem of interference between the head bolt and the bearing portion. Therefore, in order to reduce the load on the bearing portion of the No. 1 journal and to reduce the surface pressure by increasing the area of the bearing surface, It cannot be expanded sufficiently.
[0006]
  On the other hand, it is conceivable to increase the bearing area by enlarging the bearing diameter of the first journal part. In this case, however, only the bearing part of the first journal supports another bearing that supports the same camshaft. This is processed separately from the parts, and it is difficult to maintain the concentricity between the bearing parts with high accuracy as in the conventional case, and there is a problem that the production cost is significantly increased.
[0007]
  In addition, as disclosed in, for example, Japanese Utility Model Laid-Open No. 63-112, a VVT supported at the tip of the camshaft can be supported rotatably from the opposite side to form a dual-supported structure. In this structure, since the longitudinal dimension of the engine becomes unnecessarily large, it is difficult to realize in view of the recent demand for a compact engine.
[0008]
  The present invention has been made in view of such various points, and an object of the present invention is to devise the arrangement of the VVT and the camshaft bearing portion in a DOHC engine equipped with a VVT and having a narrow valve clamping angle. The main object is to reduce the load applied to the first journal of the camshaft and its bearing portion, thereby improving the reliability without causing a significant increase in production cost and unnecessary increase in the total length of the engine.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
  To achieve the above objective,Invention of claim 1 of the applicationIn this embodiment, driven wheels are provided on both the left and right sides of the cylinder head and connected to the driving wheels on the crankshaft via a common endless transmission member. The first and second camshafts that are opened and closed and the end of the first camshaft are rotated relative to each other to rotate the first camshaft and the driven wheel. A DOHC engine with a variable valve timing device provided with variable valve timing means for changing the rotational phase with respect to the crankshaft is assumed. The first and second cam shafts are arranged so as to overlap the center lines of the head bolt holes on the left and right sides as viewed from the center line direction of the head bolt holes formed on the left and right sides of the cylinder. The first camshaft is a slack-side camshaft having a driven wheel into which the slack-side span of the endless transmission member enters.
[0010]
  In addition, a tensioner that adjusts the tension of the endless transmission member by pressing the loosening side span is provided on the loose side span of the endless transmission member, and when the tension is applied to the endless transmission member by the tensioner In addition, the amount of change in the engagement range between the endless transmission member and each driven wheel is 10 ° or less in the angle range with respect to the center of the driven wheel, compared to the free state not added.
[0011]
  Here, the loose side span is a side where the endless transmission member is stretched between the drive wheel and the driven wheel and moves from the drive wheel side to the driven wheel side. The tension of the endless transmission member is smaller than the tension side span that moves from the driven wheel to the drive wheel.
[0012]
  Therefore, according to the first aspect of the present invention, the first and second two camshafts are arranged close to each other, so that the valve sandwich angle between the intake valve and the exhaust valve is reduced to reduce intake and exhaust. It is possible to reduce the distribution resistance of the engine and to make it compact in the engine width direction. In addition, since the heavy valve timing variable means is provided on the loose camshaft, the endless transmission member is increased in tension compared to the case where the valve timing variable means is provided on the opposite camshaft. The burden on the camshaft and the bearing portion can be reduced, thereby improving the reliability.
[0013]
  In particular, in the above configuration, when tension is applied to the endless transmission member by the tensioner, the amount of change in the engagement range between the endless transmission member and each driven wheel is 10 ° in the angle range with respect to the driven wheel center as compared to a free state where no tension is applied. In other words, when the endless transmission member is stretched between the two driven wheels and the drive wheel provided on the crankshaft, there is almost no play even in the free state. It has become.
[0014]
  Therefore, since the endless transmission member is stretched between the driven wheel and the driving wheel of the first camshaft on the loose side in a state where tension is applied by the tensioner, The vertical component of the force acting on each driven wheel from the endless transmission member tends to be large, and the burden on the first cam shaft and the bearing portion is considerably large. Therefore, in such a case,AboveEspecially effective to reduce the load on the camshaft and bearingThingsbecome.
[0015]
  Claim2In the invention described in claim 1, the invention described in claim 1 is added.AndWhen tension is applied to the endless transmission member by the tensioner, the amount of change in the locking range between the endless transmission member and each driven wheel is less than one pitch length of the engaging portion of each driven wheel, compared to a free state where no tension is applied. Shall be.
[0016]
  Again,Since the vertical component of the force acting on each driven wheel from the endless transmission member tends to be large, and the burden on the first cam shaft and the bearing portion is considerably increased, the burden on the cam shaft and the bearing portion is reduced. Is particularly effective. Further, since the play of the endless transmission member is extremely small, it does not deviate by more than one pitch length when engaged with the driven wheel, so that an operation of avoiding a valve timing error caused by an error during assembly can be obtained. .
[0017]
  Claim3In the invention described in claim 1, the invention described in claim 1 is added.And1st camshaft driven wheelAndThe length between each contact point of the tangential line that circumscribes the drive wheel provided on the rank shaft is L1, and the tensioner applies tension to the endless transmission member, and the endless transmission is stretched between the contact points of the tangential line. When the length of the member is L2, the difference between the length L1 and the length L2 is not more than one pitch length of the engaging portion of the driven wheel.
[0018]
  That is, the difference between the length L1 and the length L2 corresponds to the length of play in the free state of the endless transmission member stretched between the driven wheel and the drive wheel. Therefore, in this inventionBut as mentioned aboveIn a state where tension is applied by the tensioner, the endless transmission member is stretched between the driven wheel of the first camshaft and the driving wheel of the crankshaft so as to extend substantially vertically.The secondSince the burden on the one camshaft and the bearing portion is considerably increased, the effect of reducing the burden on the first camshaft and the bearing portion is particularly effective. Claims2Similarly to the described invention, it is possible to avoid a valve timing error caused by an error during assembly.
[0019]
  According to a fourth aspect of the invention, the endless transmission member in the third aspect of the invention is a timing belt, and the valve timing varying means includes an inner turning member that is integrally connected to the first camshaft, and an inner rotation member. It has a cylindrical outer rotating member that is connected to the moving member so as to be rotatable relative to the moving member, and is connected to the driven pulley so as to rotate together and extend in the cam shaft axis direction. And when the diameter of the outer periphery of the outer rotation member is a length D1, the diameter of the root circle of the driven pulley is a length D2, and the tooth depth of the timing belt is a length t1,
  Assume that the relationship of D2−t1 ≦ D1 <D2 + t1 is satisfied.
[0020]
  That is, in the invention according to claim 3, the timing belt has a length that hardly causes play even in a free state when stretched between two driven pulleys and a drive pulley. However, in the invention according to claim 4, the outer rotation member of the valve timing varying means is camped on the driven pulley of the first camshaft. Since the outer peripheral diameter is set to a value smaller than the diameter of the tip circle of the driven pulley and close to the diameter of the root circle, the timing belt is disposed so as to extend in the axial direction. First, the timing belt can be easily stretched by hooking it onto the casing of the valve timing varying means and engaging the teeth of the timing belt with the teeth of the driven pulley. It can be carried out.
[0021]
  Claim5The described invention is provided with driven pulleys disposed on both the left and right sides of the cylinder head and driven and connected via a common timing belt to the driving pulley on the crankshaft. First and second camshafts for opening and closing the valve, and an end portion of the first camshaft, and the first camshaft and the driven pulley are rotated relative to each other to provide a first camshaft. And a DOHC engine with a variable valve timing device provided with variable valve timing means for changing the rotation phase with respect to the crankshaft. The first camshaft is a slack side camshaft having a driven pulley into which the slack side span of the timing belt enters, and the slack side span of the timing belt is pressed against the slack side span. A tensioner for adjusting the tension of the first camshaft is provided, and the length between the contact points of the tangent line that circumscribes the driven pulley and the drive pulley of the first camshaft is L1, and when the tension is applied to the timing belt by the tensioner, When the length of the timing belt stretched between the contacts is L2, the difference between the length L1 and the length L2 is not more than the tooth t1 of the timing belt. The valve timing variable means is connected to the inner rotating member that is integrally connected to the first camshaft and the outer rotating member so as to be relatively rotatable with respect to the inner rotating member. And a cylindrical outer rotating member that is integrally connected to the cam shaft and extends in the cam shaft axis direction. The outer periphery of the outer rotating member has a diameter D1, and the root circle of the driven pulley has a longer diameter. When D2
  It is assumed that the relationship of D2−t1 ≦ D1 <D2 + t1 is satisfied.
[0022]
  According to this configuration, since the heavy valve timing varying means is provided on the first camshaft on the loose side, the reliability can be improved as in the first aspect of the invention.
[0023]
  Also,Similar to the inventions of the second to fourth aspects,When the length of the timing belt is stretched between the two driven pulleys and the driving pulley, there is almost no play even in the free state. The work can be difficult,As in the invention of claim 4,If the timing belt is first hooked on the casing of the valve timing varying means and the teeth of the timing belt and the driven pulley are engaged together, the above-described timing belt is stretched. It can be done easily.
[0024]
  Claim6In the described invention, the claims4OrAny of 5In the described invention, between the diameter D1 of the outer periphery of the outer rotating member, the diameter D2 of the root circle of the driven pulley provided on the first camshaft, and the tooth t1 of the timing belt,
  Assume that the relationship of D2-t1 ≦ D1 <D2 is satisfied.
[0025]
  As a result, the outer peripheral diameter of the outer rotating member is set to a value smaller than the diameter of the root circle of the driven pulley, so that the operation of hooking the timing pulley on the outer rotating member is facilitated. It is possible to further facilitate the work of stretching.
[0026]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
(Embodiment 1)
  1 to 3 show a DOHC engine E with a variable valve timing device (hereinafter referred to as VVT) according to an embodiment of the present invention. The engine E is an in-line four-cylinder gasoline engine, and four cylinders have a vehicle width. It is placed horizontally in the engine room of the vehicle so as to be aligned in a line in the direction.
[0027]
  In FIG. 2, reference numeral 1 denotes a cylinder head. An upper portion of the cylinder head 1 has an intake side camshaft (first camshaft) 2 that opens and closes an intake valve and an exhaust side that opens and closes an exhaust valve. A cam shaft (second cam shaft) 3 is rotatably supported by five bearing portions 4, 4,. As shown in FIG. 3, cam pulleys (driven wheels) 5 and 6 are attached to the front end portions (left end portions in the figure) of the two cam shafts 2 and 3, respectively. , 6 and a crank pulley (driving wheel) 8 fitted to the crankshaft 7, a timing belt (an endless transmission member) 9 is stretched. The rotational force is transmitted to the cam pulleys 5 and 6 so that the two cam shafts 2 and 3 are rotationally driven.
[0028]
  Since the intake side camshaft 2 is a loose side camshaft having a cam pulley 5 into which the slack side span of the timing belt 9 enters, the tension of the timing belt 9 acting on the first camshaft 2 is the tension side camshaft. Relatively smaller than 3. In the present invention, a valve that changes the rotational phase of the cam shaft 2 relative to the crankshaft 7 by rotating the cam shaft 2 and the cam pulley 5 relative to the end of the intake-side cam shaft 2 by oil pressure as will be described later. A VVT 10 (see FIG. 6) is provided as a timing variable means. An idler pulley 11 is provided on the tension side span (right side in FIG. 3) of the timing belt 9, and a tensioner 12 for adjusting belt tension is provided on the loose side span. The tensioner 12 is urged to the right side of the figure by a tensioner spring 13 around a fulcrum 14. When the timing belt 9 is attached to the cam pulleys 5, 6 and the crank pulley 8, the tensioner 12 is positioned on the cylinder block 15 by bolts 16. For initial tension adjustment to be fixed.
[0029]
  2, 17, 17,... Are plug holes that communicate with the combustion chamber and are fitted with a spark plug (not shown).
[0030]
  The interval between the two intake-side and exhaust-side camshafts 2 and 3 is 1.1 times or less the diameter of the intake-side cam pulley 5. Specifically, the two camshafts 2 and 3 on the intake side and the exhaust side are viewed from the center line direction of the head bolt holes 20, 20... Formed in the cylinder head 1 as shown in FIG. Thus, they are arranged close to each other in the engine width direction (vertical direction in the figure) so as to overlap the center line. The head bolt holes 20, 20,... Are screwed into the cylinder bolts that fasten the cylinder head 1 to the upper surface of the cylinder block 15, and are equally spaced around one cylinder bore (shown in phantom lines in the figure). It is formed so as to be arranged four by four. .., 22, 22,... Are holes that accommodate the intake side and exhaust side valve drive systems, respectively.
[0031]
  As shown in FIG. 5, the holes 21 and 22 are respectively provided with a valve spring 25 for urging the intake valve 23 and the exhaust valve 24 to the closed state (the upper side in the figure), and the tip of the valve shaft. A bucket-type valve lifter 26 that is connected and receives a pressing biasing force by the valve spring 25 is accommodated. The intake valve 23 includes an umbrella portion 23a for opening and closing the intake port 27 and the combustion chamber 28, and a valve shaft 23b extending from the umbrella portion 23a to the inside of the hole portion 21 through the sleeve. On the other hand, the exhaust valve 24 is composed of an umbrella portion 24a and a valve shaft 24b, similar to the intake valve 23. The valves 23 and 24 are directly driven by the camshafts 2 and 3 through the valve lifters 26, respectively, and reciprocate along the central axes x1 and x2. The valve reaction force to the camshafts 2 and 3 can be reduced as compared with the used one, and compactization is facilitated.
[0032]
  The intake valve 23 and the exhaust valve 24 are arranged such that the central axes x1 and x2 are inclined by about 15 degrees on the opposite sides with respect to the cylinder center line y, and the sandwich angle between them is about 30. It is set as narrow as °. That is, the intake valve 23 and the exhaust valve 24 are respectively arranged so as to extend in the vertical direction, and the intake port 27 is formed so as to extend smoothly upward from the combustion chamber 28, thereby reducing the flow resistance of the intake air. It is illustrated. Further, since the valves 23 and 24 are arranged so as to extend in the vertical direction, the vertical component of the valve reaction force acting on the cam shafts 2 and 3 when the valves 23 and 24 are opened and closed tends to increase.
[0033]
  As shown in FIG. 3, the timing belt 9 extends substantially horizontally between the two cam pulleys 5, 6 on the intake side and the exhaust side, and on the vertical direction between the cam pulleys 5, 6 and the crank pulley 8. The range of engagement with each of the cam pulleys 5 and 6 is an angle range of about 110 degrees with respect to the center of the pulley when tension is applied by the tensioner 12. For this reason, the force acting on the cam pulleys 5 and 6 from the timing belt 9 has a large vertical component as indicated by the solid line arrow in the figure. When the reaction force from the valve acts on the camshafts 2 and 3 as shown in FIG. 3, the burden on the camshafts 2 and 3 and the bearing portions 4, 4,. In particular, in the exhaust side cam pulley 6 located on the belt tension side, the force acting on the exhaust side cam shaft 3 from the timing belt 9 is substantially opposite to the valve reaction force acting on the exhaust side cam shaft 3. Therefore, the burden on the camshaft 3 and the bearing portions 4, 4,.
[0034]
  The timing belt 9 has such a length that there is almost no play even in a free state where no tension is applied by the tensioner 12 when the timing belt 9 is stretched between the two cam pulleys 5 and 6 and the crank pulley 8. Have. That is, the amount of change in the engagement range between the timing belt 9 and each of the cam pulleys 5 and 6 between the state where the tension is applied by the tensioner 12 and the free state where the tension is not applied is 10 ° or less in the angular range with respect to the pulley center. It has become. In other words, since the number of teeth of each cam pulley 5, 6 is 36, the amount of change in the engagement range between the timing belt 9 and each cam pulley 5, 6 is the tooth (engagement portion) of each cam pulley 5, 6 1 pitch length or less.
[0035]
  More specifically, the length of each contact P1, P2 of the tangent line (shown in phantom line in the figure) circumscribing the intake side cam pulley 5 and crank pulley 8 is L1, and tension is applied to the timing belt 9 by the tensioner 12. In this state, if the length of the timing belt 9 between the contact point P1 and the contact point P2 is L2, the difference between the length L1 and the length L2 is less than one pitch length of the teeth of the cam pulley 5. ing.
[0036]
  Thus, since the timing belt 9 has very little play, the timing belt 9 does not deviate by more than one pitch when engaged with the cam pulleys 5 and 6, and therefore, it is possible to avoid a valve timing error caused by an error during assembly.
[0037]
  Next, the configuration of the VVT 10 will be described in detail.
[0038]
  As shown in FIG. 6, inside the cylinder head cover 30 (see FIG. 1) provided at the upper part of the cylinder head 1, the tip of the intake side camshaft 2 (the left end in the figure) has 1 A cam pulley 5 is attached to an outer peripheral portion on the tip end side of the bearing portion 4 of the number journal so as to be relatively rotatable with respect to the cam shaft 2, and a VVT 10 is connected to the outside of the cam pulley 5 so as to be integrally rotated.
[0039]
  The VVT 10 is connected to a rotor (inner turning member) 31 rotatably connected to an end face of the cam shaft 2 and is rotatably connected to the rotor 31 by a predetermined angle while the cam pulley 5 is connected. And a cylindrical casing (outer rotating member) 32 that is integrally connected to each other. As shown in FIGS. 7 and 8, the rotor 31 is provided with four vanes protruding radially outward from the outer peripheral portion of the cylindrical boss portion at substantially equal intervals. The washer member 33 and the bolt 34 is attached to the camshaft 2 so as to rotate integrally. On the other hand, the casing 32 is formed in a hollow cylindrical shape, and is integrally attached to the cam pulley 5 by a bolt 36 together with a disc-like lid member 35 so as to rotate integrally with the cam pulley 5.
[0040]
  The length D1 of the outer peripheral diameter of the casing 32 is the length D2 of the root circle of the cam pulley 5, and the tooth depth of the timing belt 9 (thickness from the tooth bottom to the tooth tip) is the length t1. When
      D2-t1 ≦ D1 <D2
The relationship is satisfied. That is, the outer diameter D1 of the casing 32 of the VVT 10 is set to be slightly smaller than the diameter D2 of the root circle of the cam pulley 5.
[0041]
  In addition, as a relationship among the said casing 32 outer periphery diameter D1, the root diameter D2 of the cam pulley 5, and the tooth t1 of the timing belt 9,
      D2-t1 ≦ D1 <D2 + t
The relationship may be satisfied.
[0042]
  The rotor 31 and the casing 32 are positioned concentrically with the axis z1 of the cam shaft 2 as the center, and the vanes of the rotor 31 and the protruding wall portions of the casing 32 are alternately arranged in the circumferential direction. The leading end surface is in sliding contact with the inner peripheral surface of the casing 32, while the leading end surface of each protruding wall portion is in sliding contact with the outer peripheral surface of the boss portion of the rotor 31. That is, between the cam pulley 5, the rotor 31, and the casing 32, eight pressure receiving chambers (hydraulic pressure chambers) 10a, 10b, 10a, 10b are arranged in the circumferential direction by the vane of the rotor 31 and the protruding wall portion of the casing 32. ,... Are partitioned.
[0043]
  In FIG. 7 and FIG. 8, 37, 37,... Are oil seals provided on the tip surfaces of the vanes and the protruding wall portions. In FIG. 6, 32 a is an annular oil seal for preventing oil leakage between the casing 32 and the lid member 35, and 32 b is oil leakage between the casing 32 and the cam pulley 5. An annular oil seal for prevention.
[0044]
  The cam pulley 5 is formed by fitting an outer peripheral side member 5b to an inner peripheral side member 5a, and the outer peripheral side member 5b is molded by sintering so as to have a precise tooth profile. Therefore, if the oil seal 32b is provided between the casing 32 and the outer peripheral member 5b of the cam pulley 5, the compatibility is poor, and there is a risk of oil leakage. Therefore, the oil seal 32b is provided on the inner peripheral side so as to seal between the casing 32 and the inner peripheral member 5a of the cam pulley 5.
[0045]
  Among the eight pressure receiving chambers 10a, 10b, 10a, 10b,..., Four pressure receiving chambers (retard angle side pressure receiving chambers) 10a, 10a,. Are communicated with an oil passage 31 a formed in the boss portion of the rotor 31, and if the hydraulic pressure supplied through the oil passage 31 a increases, the rotor 31 rotates the cam shaft 2 with respect to the casing 32. As a result, the operation timing of the intake valve 23 is changed to the retard side.
[0046]
  On the other hand, four pressure receiving chambers (advance side pressure receiving chambers) 10b, 10b,... Positioned on the opposite side of the retard side pressure receiving chambers 10a, 10a,. When the hydraulic pressure supplied through the oil passage 31b increases, the rotor 31 rotates to the side where the camshaft 2 rotates with respect to the casing 32. Then, the operation timing of the intake valve 23 is changed to the advance side.
[0047]
  In this embodiment, the control of the hydraulic pressure of the VVT 10 as described above is performed by an electromagnetic oil control valve (hereinafter referred to as OCV) 44 disposed on the upper surface of the cylinder head cover 30 of the engine E. That is, the hydraulic oil is supplied from the oil gallery (not shown) in the cylinder block 15 via the oil joint 38 and the oil pipe 39 provided on the outer periphery of the engine, as shown in FIG. It is sent to a valve case 40 provided on the upper surface. Then, as shown in FIG. 6, an oil passage in the union bolt 42 is reached via the oil joint 41, and is supplied to the OCV 44 via the oil filter 43 from here.
[0048]
  As shown in FIG. 9, the OCV 44 includes an electromagnetic solenoid 47 having a coil 45 and a plunger 46, a spool 49 having one end connected to the plunger 46 and the other end pressed by a spring 48, A casing 50 for accommodating the spool 49, and the position of the spool 49 is duty-controlled with high accuracy by an electromagnetic solenoid 47 to which an output signal from a control unit (not shown) is applied, and the flow rate and direction of the supplied hydraulic oil. Is to control. In the figure, 50a is a supply port that is formed in the casing 50 and receives the supplied pressure oil, 50b and 50b are a pair of actuator ports that are connected to the VVT 10 side and supply and discharge hydraulic fluid. 50c and 50c are drain ports for discharging the return oil returned from the VVT 10 side.
[0049]
  The hydraulic oil hydraulically controlled by the OCV 44 is supplied to the camshaft 2 through an oil passage formed in the intermediate member 52 and the bearing portion 4 described later, and flows through the oil passage formed in the camshaft 2. The hydraulic chambers 10a, 10b,... Of the VVT 10 are supplied.
[0050]
  Specifically, as shown in FIG. 6, the valve case 40 is provided with a disposition hole 40a that extends in the direction between the cam shafts and accommodates the OCV 44, and extends in a substantially horizontal direction perpendicular to the disposition hole 40a. The union bolt 42 and the oil filter 43 are provided in the inlet hole 40b formed as described above. Further, on the side opposite to the inlet hole that separates the arrangement hole 40a of the valve case 40, there is a fitting insertion portion 40c that extends in the vertical direction and opens to the lower surface, and the fitting insertion portion 40c communicates with the arrangement hole 40a. Two ports 40d and 40e are formed. Furthermore, a drain hole 40f that opens to the upper surface of the cylinder head cover 30 is formed from the side to the lower side of the arrangement hole 40a, and the opening 30a of the cylinder head cover 30 that faces the lower side of the drain hole 40f is formed. The subsequent portion is a drain receiving portion 30b for returning the return oil returned from the OCV 44 into the cylinder block through the opening 30a.
[0051]
  As shown in FIG. 10, the intermediate member 52 has an inverted T shape, and the upper end portion passes through the opening 30 a of the cylinder head cover 30 and protrudes upward, and is inserted into the insertion portion 40 c of the valve case 40. On the other hand, the lower end portion is attached and fixed to the upper surface of the bearing portion 4 of the first journal. That is, the bearings 4, 4,... That support the intake-side camshaft 2 include a halved lower bearing 53 (see FIG. 4) provided on the upper surface of the cylinder head 1, and the lower bearing. The cam cap 55 has a halved shape and is arranged on the upper surface of the portion 53 and fastened to the lower bearing portion 53 by set bolts 54 and 54. .. Are formed with bearing surfaces 4a having the same bearing diameter.
[0052]
  As shown in FIG. 6, the intermediate member 52 has a lateral oil passage that communicates with the OCV 44 through one of the two ports 40 d and 40 e in a state of being inserted into the insertion portion 40 c of the valve case 40. 61, an oil passage 62 that communicates with the oil passage 61 and extends obliquely downward, a lateral oil passage 63 that communicates with the OCV 44 through the other port 40e, and an oil that communicates with the oil passage 63 and extends vertically. A path 64 is formed. As shown in FIG. 6, the first journal cam cap 55 has an oil passage 65 communicating with one oil passage 62 of the intermediate member 52 and extending in the vertical direction, and the other oil passage of the intermediate member 52. An oil passage 66 communicating with 64 and extending obliquely downward is formed.
[0053]
  The bearing surface 4a of the No. 1 journal has two ring grooves (opening grooves) 67 that open in the circumferential direction apart from each other in the axis z1 direction of the cam shaft 2 so as to communicate with the oil passages 65 and 66, respectively. 68, and the width of the bearing surface 4a in the direction of the axis z1 is increased by the ring grooves 67 and 68. As a result, the area of the bearing surface 4a is the same as the case where the ring grooves 67 and 68 are not formed, so that an increase in surface pressure is suppressed.
[0054]
  On the other hand, the cam shaft 2 extends in the axis z direction, and one end (the left end in FIG. 6) opens to the end surface of the cam shaft 2 and communicates with the oil passage 31a of the rotor 31 of the VVT 10, while the other end ( An oil passage (liquid passage) 70 on the retarded angle side that opens to the outer peripheral surface of the first journal portion of the camshaft 2 and communicates with one ring groove 67 formed in the bearing surface 4a Is formed. Further, like the oil passage 70, the cam shaft 2 has one end communicating with the oil passage 31b of the rotor 31 and the other end communicating with the other ring groove 68 formed in the bearing surface 4a. A side oil passage (liquid passage) 71 is formed.
[0055]
  In FIG. 6, reference numeral 73 denotes a sensing plate provided on the cam shaft 2, and 74 denotes a cam angle sensor provided on the cylinder head cover 30. Also, a return passage 75 is formed in the bolt 34 for fixing the VVT 10 to the camshaft 2 to recirculate the hydraulic oil leaked from the VVT10 into the cylinder head 1, and the leaked oil passes through the camshaft 2. It is led to the return passage 76 of the cylinder head 1 and is returned to the cylinder block 15. Further, an oil seal 77 is interposed between the cam pulley 5, the cam cap 52 and the cylinder head 1.
[0056]
  In the engine E with VVT configured as described above, when the operation timing of the intake valve 23 is changed to the retard side in the extremely low negative region of the engine E, for example, in an idling operation state, the delay is controlled by the duty control of the OCV 44. The hydraulic pressure to the pressure receiving chambers 10a, 10a, ... on the corner side is increased. That is, the hydraulic fluid supplied from the oil gallery side circulates from the OCV 44 through the port 40d of the valve case 40, the oil passages 61 and 62 of the intermediate member 52, and the oil passage 65 of the cam cap 55, as indicated by arrows in FIG. Then, it reaches the annular groove 67 and flows through the retarded-side oil passage 70 in the camshaft 2 communicated with the annular groove 67, so that the four retarded-side pressure receiving chambers 10 a and 10 a from the oil passage 31 a of the rotor 31. , ... are distributed and supplied. As a result, the operating hydraulic pressure in each retarding pressure receiving chamber 10a increases, so that the rotor 31 is rotated to the opposite side of the cam shaft 2 with respect to the casing 32, and the operation timing of the intake valve 23 is retarded. As a result, the overlap amount of supply / exhaust becomes smaller.
[0057]
  At that time, the hydraulic oil discharged from the advance side pressure receiving chambers 10b, 10b,... Passes through the oil passage 31b in the rotor 31 and, as shown by an arrow in the figure, the advance side oil passage in the cam shaft 2. 71 circulates from an annular groove 68 communicating with the oil passage 71 to an oil passage 66 in the cam cap 55. Then, it returns to the OCV 44 through the oil passages 64 and 63 of the intermediate member 52 and the port 40e of the valve case 40, is discharged from the drain hole 40f, and is discharged from the drain receiving portion 30b of the cylinder head cover 30 through the opening 30a. Reflux to the 15th side.
[0058]
  On the other hand, for example, when the operating state of the engine E is in the high load range and the operation timing of the intake valve 23 is changed to the advance side to increase the overlap amount of the supply and exhaust, the duty control of the OCV 44 is opposite to the above. The hydraulic pressure of the advance side pressure receiving chambers 10b, 10b,... May be increased by the flow of hydraulic oil.
[0059]
  With the above configuration, in the first embodiment, in the DOHC engine E with a narrow valve clamping angle, the heavy VVT 10 is applied to the tension of the timing belt 9 out of the two camshafts 2 and 3 on the intake side and the exhaust side. Is provided on the loose-side intake-side camshaft 2 so that the vertical component of the camshaft 2 is relatively small, so that the camshaft 2 and the bearings 4, 4,. Such a burden can be reduced, and thus the reliability can be improved.
[0060]
  That is, in the engine E, the angle between the intake valve 23 and the exhaust valve 24 is set as narrow as 30 degrees, and the valves 23 and 24 are arranged so as to extend in the vertical direction. The vertical component of the valve reaction force from the valves 23 and 24 to the camshafts 2 and 3 increases. Moreover, in the engine E, the timing belt 9 is stretched between the cam pulleys 5 and 6 provided on the two cam shafts 2 and 3 and the crank pulley 8 so as to extend in the vertical direction. The vertical component of the force acting on the cam pulleys 5 and 6 from the timing belt 9 also increases. In addition, since the tensioner 12 for adjusting the initial tension that is fixed on the cylinder block 15 side is used, the peak value of the tension of the timing belt 9 tends to increase. Therefore, in both the camshafts 2 and 3, particularly the exhaust camshaft 3 located on the belt tension side, the burden when the valve reaction force acts becomes extremely large. In this embodiment, the VVT 10 is loosened. The effect of reducing the burden on the camshaft 2 and the bearing portions 4, 4,... Provided on the intake-side camshaft 2 on the side is extremely effective.
[0061]
  In the first embodiment, since all the bearing portions 4, 4,... That support the intake side camshaft 2 provided with the VVT 10 have the same bearing diameter, the production cost is remarkably increased. The concentricity between the bearing portions 4 can be easily maintained without incurring.
[0062]
  Further, in the engine E, since the timing belt 9 has a length with little play when stretched between the two cam pulleys 5, 6 and the crank pulley 8, the timing belt 9 is usually used. The operation of engaging the pulleys with the pulleys 5, 6 and 8 is quite difficult. Therefore, in this embodiment, the outer peripheral diameter D1 of the casing 32 of the VVT 10 is set to a value slightly smaller than the diameter D2 of the root circle of the cam pulley 5. Thus, first, the timing belt 9 is hooked on the casing 32 of the VVT 10, and then the tooth position of the timing belt 9 and the tooth position of the cam pulley 5 are combined and engaged. 9 can be done very easily.
(Embodiment2)
  Figure11And figure12The embodiment of the present invention2Shows a VHC equipped DOHC engine E according to, VThe camshaft 2 on the side where the VT 10 is provided is offset to the outside in the engine width direction, and the intake valve 23 and the exhaust valve 24 are driven via rocker arms 80 and 85, respectively. This embodiment2Of main engine EIsEmbodiment1'sSince it is the same as the case, hereinafter, the same reference numerals are given to the same parts, and only different parts will be described.
[0063]
  Figure above11The VVT 10 is provided on the intake camshaft 2 that opens and closes the intake valve 23, and the camshaft 2 is positioned on the loose side where the tension of the timing belt 9 is relatively low, as in the first embodiment. It has been. The intake side camshaft 2 is,.. Are arranged on the outer side in the engine width direction (upper side in the drawing) than the head bolt holes 20, 20... Provided in the Linda head 1, and the bearing portion 4 of the first journal closest to the VVT 10 is formed on the bearing surface 4 a. The engine E is enlarged on the inner side in the longitudinal direction of the engine E (the right side in the figure) so that the width in the direction of the axis z1 is increased.
[0064]
  The intake side camshaft 2 is12As also shown, the intake valve 23 is driven via the rocker arm 80. The rocker arm 80 is pressed from above via the roller bearing 81 by the camshaft 2 and moves up and down around the swinging fulcrum 82 to reciprocate the intake valve 23 up and down along the axis x1 of the valve shaft 23b. Move. Further, the contact portion 83 of the rocker arm 80 with the intake valve 23 is provided on the inner side in the engine width direction from the position (sliding contact position) of the roller bearing 81 slidably contacting the camshaft 2. The axis line x1 of the valve shaft 23b of the intake valve 23 is a narrow angle of about 10 ° with respect to the cylinder center line y. That is, the intake valve 23 is disposed so as to extend in the vertical direction, and the intake port 27 is formed so as to extend smoothly upward from the combustion chamber 28.
[0065]
  On the other hand, the camshaft 3 on the exhaust side for opening and closing the exhaust valve 24 is, FThe exhaust valve 24 is driven via a rocker arm 85 which is arranged so as to interfere with the dart bolt holes 20, 20,... A contact portion 87 of the rocker arm 85 with the exhaust valve 24 is provided on the outer side in the engine width direction from the position (sliding contact position) of the roller bearing 88 that is in sliding contact with the camshaft 2, and the valve shaft 24 b of the exhaust valve 24. The axis line x2 is at an angle of about 20 ° with respect to the cylinder center line y.
[0066]
  Therefore, the above embodiment2According to the above embodiment1In addition to obtaining the same effect asOf the bearings 4, 4,... That support the intake-side camshaft 2 provided with the VVT 10, the largest journal bearing 4 of the journal is enlarged in the engine longitudinal direction to increase the bearing area. Thus, the pressure acting on the bearing surface 4a can be reduced, and the burden on the camshaft 3 and the bearing portion 4 can be reduced. And since the bearing part 4 of the said 1st journal is expanded inside the engine longitudinal direction, the useless increase of the longitudinal direction dimension of the engine E can be prevented.
[0067]
  AlsoIn addition, since the degree of freedom in arrangement of the intake valve 23 is high and it is arranged in the vertical direction further than in the first embodiment, the intake port 27 is formed to communicate with the combustion chamber 28 more smoothly than in the first embodiment. Therefore, the effect of reducing the intake flow resistance can be further enhanced.
[0068]
  In addition, this invention is not limited to the said embodiment, Other various embodiment is included. That is, in each of the above-described embodiments, the rotation input from the crankshaft 7 is transmitted to the camshafts 2 and 3 by the timing belt 9 and the cam pulleys 5 and 6, but not limited to this, for example, by a chain and a sprocket. You may make it transmit.
[0069]
  Further, as a configuration of the VVT, a piston member that advances and retracts in the directions of the axes z1 and z2 of the camshafts 2 and 3 by hydraulic pressure is provided, and the relative displacement of the piston member in the directions of the axes z1 and z2 is changed in the rotational direction by a helical spline. The camshafts 2 and 3 and the cam pulleys 5 and 6 may be rotated relative to each other by converting into relative displacement.
[0070]
【The invention's effect】
  As explained above, claim 1~ 3According to the DOHC engine with a variable valve timing device in the described invention, the intake and exhaust flow resistance is reduced and the engine width direction is reduced by narrowing the intake and exhaust valves. In addition, by providing a heavy valve timing variable means on the loose camshaft, the burden on the camshaft and the bearing portion due to increased tension of the endless transmission member can be reduced, and thus the reliability can be improved..
[0071]
  MoreoverSince the vertical component of the force acting on each driven wheel from the endless transmission member increases, the effect of reducing the burden on the camshaft and the bearing portion is particularly effective..
[0072]
  Claim4Described inventionAccordingThen, the work of stretching the timing belt by engaging the pulley can be facilitated.
[0073]
  Claim 5DescriptionInventionDOHC engine with variable valve timing systemAccording toIn addition to the improvement in reliability as in the first aspect of the invention,Claim4Similar to the described invention, the timing belt can be easily stretched.
[0074]
  Claim6According to the described invention, it is possible to further facilitate the work of stretching the timing belt.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a top view showing a configuration of an engine E according to Embodiment 1 of the present invention.
FIG. 2 is a top view showing a configuration of an upper part of a cylinder head of the engine E of FIG.
FIG. 3 is a front view of an engine E showing a configuration in which a timing belt is stretched around a cam pulley and a crank pulley.
4 is an enlarged view of FIG. 2 showing a positional relationship between a bearing portion and a head bolt hole with two cam shafts omitted.
FIG. 5 is an explanatory view showing the arrangement of valves.
6 is a cross-sectional view taken along the line VI-VI in FIG. 1 showing the configuration of the VVT.
7 is a cross-sectional view taken along line VII-VII in FIG.
8 is a cross-sectional view of VVT taken along the line VIII-VIII in FIG. 6;
FIG. 9 is an explanatory diagram showing a configuration of an OCV.
FIG. 10 is an explanatory view showing a configuration of a cam cap and an intermediate member.
FIG. 11 is a view corresponding to FIG. 4 according to the second embodiment.
FIG. 12 is a view corresponding to FIG. 5 according to the second embodiment..
[Explanation of symbols]
E DOHC engine with VVT
1 Cylinder head
2 Inlet camshaft (first camshaft)
3 Exhaust-side camshaft (second camshaft)
4 Bearing part
4a Bearing surface
5,6 Cam pulley (driven wheel)
7 Crankshaft
8 Crank pulley (drive wheel)
9 Timing belt (endless transmission member)
10 Valve timing variable device (Valve timing variable means)
12 Tensioner
20 Head bolt hole
23 Intake valve
24 Exhaust valve
26 Valve lifter
32 VVT casing
67, 68 Ring groove (opening groove)
70 Delay side oil passage (liquid passage)
71 Advance angle side oil passage (liquid passage)
80, 85 rocker arm
81, 88 Roller bearing (sliding contact position between camshaft and rocker arm)
x1 Axis of valve shaft of intake valve
x2 Valve shaft axis of exhaust valve
y Cylinder center line
z1 Axle camshaft axis
z2 Exhaust side camshaft axis

Claims

Driven wheels are provided on both the left and right sides of the cylinder head and connected to the drive wheels on the crankshaft via a common endless transmission member. The driven wheels are driven in synchronization with the crankshaft to open and close the valves. First and second two camshafts to be
Valve timing varying means provided at an end of the first cam shaft and changing the rotational phase of the first cam shaft relative to the crank shaft by relatively rotating the first cam shaft and the driven wheel. In DOHC engine with variable valve timing device,
The first and second cam shafts are arranged so as to overlap the center lines of the head bolt holes on the left and right sides when viewed from the center line direction of the head bolt holes formed on the left and right sides of the cylinder. ,
The first cam shaft, Ri camshaft der slack side having a driven wheel slack side span of the endless transmission member enters,
A tensioner for adjusting the tension of the endless transmission member by pressing the loose side span is provided on the loose side span of the endless transmission member,
When added tension to the endless transmission member by said tensioner, compared with the free state is not applied, der Ru 10 ° or less in an angular range of variation engagement range for the driven wheels centers of the endless transmission member and the driven wheels A DOHC engine with a variable valve timing device.

In claim 1,
When tension is applied to the endless transmission member by the tensioner, the amount of change in the engagement range between the endless transmission member and each driven wheel is less than one pitch length of the engagement portion of each driven wheel, compared to the free state where no tension is applied. A DOHC engine with a variable valve timing device.

In claim 1 ,
The length between the contact points of the tangent line circumscribing the driven wheel of the first camshaft and the drive wheel of the crankshaft is L1,
When tension is applied to the endless transmission member by the tensioner and the length of the endless transmission member stretched between the contact points is L2,
A DOHC engine with a variable valve timing device, wherein a difference between the length L1 and the length L2 is equal to or less than one pitch length of the engagement portion of the driven wheel .

In claim 3,
The endless transmission member is a timing belt,
The valve timing variable means is
An inner turning member connected integrally to the first camshaft;
A cylindrical outer rotating member that is connected to the inner rotating member so as to be rotatable relative to the inner rotating member, and is connected to the driven pulley in a rotationally integrated manner and extends in the cam shaft axis direction;
A diameter of the outer periphery of the outer rotating member is a length D1,
The diameter of the root circle of the driven pulley is a length D2,
When the length of the timing belt is t1,
A DOHC engine with a variable valve timing device, wherein a relationship of D2-t1≤D1 <D2 + t1 is satisfied .

Driven pulleys are provided on both the left and right sides of the cylinder head and connected to the drive pulley on the crankshaft via a common timing belt. The driven pulley is driven in synchronization with the crankshaft to open and close the valves. First and second two camshafts;
A variable valve timing unit provided at an end of the first camshaft and configured to change the rotational phase of the first camshaft relative to the crankshaft by relatively rotating the first camshaft and the driven pulley; In DOHC engine with valve timing device,
The first camshaft has a driven pulley into which a slack side span of the timing belt enters,
The slack side span of the timing belt, the tensioner is provided for adjusting the tension of the timing belts by pressing the the moderate viewing side span,
The length between the contact points of the tangent line circumscribing the driven pulley and drive pulley of the first cam shaft is L1, and the length of the timing belt stretched between the contact points when tension is applied to the timing belt by the tensioner. When the thickness is L2, the difference between the length L1 and the length L2 is not more than the tooth t1 of the timing belt,
The valve timing varying means is
An inner turning member connected integrally to the first camshaft;
A cylindrical outer rotating member that is connected to the inner rotating member so as to be rotatable relative to the inner rotating member, and is connected to the driven pulley in a rotationally integrated manner and extends in the cam shaft axis direction;
A diameter of the outer periphery of the outer rotating member is a length D1,
When the diameter of the root circle of the driven pulley is a length D2,
A DOHC engine with a variable valve timing device, wherein the relationship of D2−t1 ≦ D1 <D2 + t1 is satisfied .

In either of claims 4 or 5 ,
A diameter D1 of the outer periphery of the outer rotating member;
A diameter D2 of a root circle of a driven pulley provided on the first camshaft;
Between the tooth t1 of the timing belt,
A DOHC engine with a variable valve timing device, wherein the relationship of D2-t1 ≦ D1 <D2 is satisfied .