JP3879179B2 - Variable valve mechanism - Google Patents

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JP3879179B2
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【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関の吸気弁や排気弁を機関の運転状態に応じたタイミングで開閉制御する、可変動弁機構に関し、特に、入力回転の回転速度を一回転中で増減しながら出力しうる不等速継手を利用した、可変動弁機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
往復動式内燃機関（以下、エンジンという）には、吸気弁や排気弁（以下、これらを総称して機関弁又は単にバルブともいう）がそなえられるが、このようなバルブは、カムの形状や回転位相に応じたバルブリフト状態で駆動されるので、バルブの開閉タイミング及び開放期間（バルブを開放している期間をクランクの回転角度の単位で示した量）も、カムの形状や回転位相に応じることになる。
【０００３】
ところで、エンジンにそなえられた吸気弁や排気弁の場合には、エンジンの負荷状態や速度状態に応じて最適な開閉タイミングや開放期間が異なる。そこで、このようなバルブの開閉タイミングや開放期間を変更できるようにした、所謂可変バルブタイミング装置（可変動弁機構）が各種提案されている。
特に、カムとカムシャフトとの間に、偏心機構を用いた不等速継手を介装し、カムシャフト側回転軸に対してカム側回転軸を偏心した位置に設定することで、カムシャフトが１回転する間にカムをカムシャフトの回転速度に対して増減又は位相変化させうるようにして、偏心機構におけるかかるカム側回転軸の偏心状態（即ち、カム側回転軸の軸心軸位置）を調整することで、バルブの開閉タイミング及び開放期間を調整できるようにした技術も開発されている。
【０００４】
このような不等速継手を用いた技術は、例えば特公昭４７−２０６５４号公報，特開平３−１６８３０９号公報，特開平４−１８３９０５号公報，特開平６−１０６３０号公報，特開平７−２３８８１５号公報，特開平８−１４４７２５号公報等にて提案されている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上述のような不等速継手を利用した内燃機関の可変動弁機構では、カムシャフト側回転軸とカム側回転軸との間には、カムシャフト側回転軸に対してカム側回転軸を所定の偏心状態に保持する部材（軸支部材）が必要になり、バルブの開閉タイミングや開放期間を調整するためには、この軸支部材の位置を変更してカムシャフト側回転軸に対するカム側回転軸の偏心状態（一般には、偏心軸心の位置）を変更する必要がある。
【０００６】
このため、カムシャフトの外周に不等速継手及び軸支部材を配設し、この軸支部材によってカムシャフト側回転軸に対してカム側回転軸を所定の偏心状態に保持するようにしている。
かかる軸支部材は、バルブの開閉タイミングや開放期間を調整する際には、一定の範囲で回転することにはなるが、基本的には固定側部材であり、カム側回転軸やカムシャフト側回転軸と連動して回転するものではなく、カムシャフトや不等速継手との間の摺動面では、大きなフリクションが生じることになるため、軸支部材とカムシャフトとの間や軸支部材と不等速継手との間には、潤滑油を供給したり、ベアリングを介装したりする必要がある。
【０００７】
一方、上述のような不等速継手を利用した内燃機関の可変動弁機構では、いずれも、不等速継手を介してカムに回転力が伝達されるが、このように回転力を伝達する際に、不等速継手では、互いに偏心した回転軸心で回転するカムシャフト側回転部材とカム側回転部材との間に、例えば半径方向にスライドしながら回転力を伝達する接続部材（例えばピン部材）をはじめとした、数種の部材を介し複雑な伝達経路で回転力を伝達することになる。
【０００８】
特に、ピン部材等の接続部材では、カムシャフト側回転部材とカム側回転部材との間での回転力伝達時に、カムシャフト側からの回転駆動力とカム側からのバルブ駆動反力とが互いに逆回転方向に作用する。このため、接続部材をそなえる不等速継手には、軸心線と直交する方向に、これらの回転駆動力とバルブ駆動反力とが合成された大きな荷重が発生することになる。
【０００９】
このような荷重が作用すると、不等速継手とこれらの軸支部材やカムシャフトとの間あるいは不等速継手の内周側や外周側の摺動面に大きな垂直抗力を与え、回転時の摩擦抵抗の大幅な増大を招く。これを低減するには、摺動面に潤滑油を確実に供給して摩擦係数の低減を図ることが重要になる。
ところが、摺動面のうちのこのような大きな荷重の作用する部分は、荷重の影響で面圧が高くなり、摺動面の外部（内側又は外側）からこの部分に潤滑油を供給しようとしても潤滑油が油路に押し戻されてしまい、十分に潤滑油を供給することができず、潤滑油不足による潤滑不良が発生し、大きな摩擦抵抗を招いてしまうことになる。これでは、不等速継手とこれらの軸支部材やカムシャフトとの間で焼付け等が発生することになる。
【００１０】
本発明は、上述の課題に鑑み創案されたもので、カム側回転軸を偏心状態に支持する部材（軸支部材）をそなえた不等速継手を利用する可変動弁機構において、不等速継手に作用する荷重を考慮して、摺動面へ供給効率の良い箇所から潤滑油を供給しうるようにすることで、不等速継手まわりの潤滑を良好に行なえるようにした、可変動弁機構を提供することを目的とする。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
このため、請求項１記載の本発明の可変動弁機構は、内燃機関のクランク軸から回転力を伝達されて第１回転軸心回りに回転駆動され、内部に軸方向に沿って潤滑油路が形成された第１回転軸部材と、該第１回転軸心とは異なり且つ該第１回転軸心と平行な第２回転軸心を有する軸支部を備えると共に該第１回転軸部材の外周に相対回転可能又は揺動可能に設けられて該第２回転軸心を変位させうる軸支部材と、該軸支部材に軸支された中間回転部材と、該第１回転軸部材に該中間回転部材を連結して該中間回転部材を該第１回転軸部材と連動して回転可能とする第１接続部材と、該第１回転軸心回りに回転しカム部を有する第２回転軸部材と、該中間回転部材に該第２回転軸部材を連結して該第２回転部材を該中間回転部材と連動して回転可能とする第２接続部材と、該第２接続部材と一体又は別体に設けられて、該カム部を通じて該第２回転軸部材の回転位相に対応して該内燃機関の燃焼室への吸気流入期間又は排気放出期間を設定する弁部材と、該内燃機関の運転状態に応じて該軸支部材の該軸支部の回転中心である該第２回転軸心を第１位置と第２位置との間で変位させる制御用部材とをそなえ、該第１回転軸部材と該軸支部材との摺動面を潤滑するように該潤滑油路から分岐して該第１回転軸部材の外周面に向かって油路が形成され、該第１回転軸部材の外周面に形成される該油路の開口部が、該第１回転軸部材と対応して回転する該中間回転部材の系に対し、該第２接続部材とほぼ反対位置に設定されることを特徴としている。
【００１２】
請求項２記載の本発明の可変動弁機構は、内燃機関のクランク軸から回転力を伝達されて第１回転軸心回りに回転駆動される第１回転軸部材と、該第１回転軸部材の外周に回転可能に設けられた中間回転部材と、該第１回転軸心とは異なり且つ該第１回転軸心と平行な第２回転軸心を有する軸支部を備えると共に該中間回転部材の外周に相対回転しうるように設けられて該第２回転軸心を変位させうる軸支部材と、該軸支部材を該内燃機関に回動自在に保持する保持部材と、該第１回転軸部材に該中間回転部材を連結して該中間回転部材を該第１回転部材と連動して回転可能とする第１接続部材と、該第１回転軸心回りに回転しカム部を有する第２回転軸部材と、該中間回転部材に該第２回転軸部材を連結して該第２回転部材を該中間回転部材と連動して回転可能とする第２接続部材と、該第２接続部材と一体又は別体に設けられて、該カム部を通じて該第２回転軸部材の回転位相に対応して該内燃機関の燃焼室への吸気流入期間又は排気放出期間を設定する弁部材と、該内燃機関の運転状態に応じて該軸支部材の該軸支部の回転中心である該第２回転軸心を第１位置と第２位置との間で変位させる制御用部材とをそなえ、該内燃機関に形成される潤滑油路から分岐し、該保持部材と該軸支部材との摺動面を潤滑するように該保持部材の内部を貫通し該軸支部材の外周面に向かって油路が形成され、該軸支部材の外周面に形成される該油路の開口部が、該弁部材の開閉時に該中間回転部材に生じる荷重が作用する該摺動面の荷重作用部分を除いた該摺動面に形成され、該油路の該開口部が、該弁部材の最大リフト時における該第２接続部材の位置を基準として略±９０°の範囲内の摺動面部分に形成されることを特徴としている。
【００１３】
請求項３記載の本発明の可変動弁機構は、内燃機関のクランク軸から回転力を伝達されて第１回転軸心回りに回転駆動され、内部に軸方向に沿って潤滑油路が形成された第１回転軸部材と、該第１回転軸心とは異なり且つ該第１回転軸心と平行な第２回転軸心を有する軸支部を備えると共に該第１回転軸部材の外周に相対回転可能又は揺動可能に設けられて該第２回転軸心を変位させうる軸支部材と、該軸支部材に軸支された中間回転部材と、該第１回転軸部材に該中間回転部材を連結して該中間回転部材を該第１回転軸部材と連動して回転可能とする第１接続部材と、該第１回転軸心回りに回転しカム部を有する第２回転軸部材と、該中間回転部材に該第２回転軸部材を連結して該第２回転部材を該中間回転部材と連動して回転可能とする第２接続部材と、該第２接続部材と一体又は別体に設けられて、該カム部を通じて該第２回転軸部材の回転位相に対応して該内燃機関の燃焼室への吸気流入期間又は排気放出期間を設定する弁部材と、該内燃機関の運転状態に応じて該軸支部材の該軸支部の回転中心である該第２回転軸心を第１位置と第２位置との間で変位させる制御用部材とをそなえ、該第１回転軸部材と該軸支部材との摺動面を潤滑するように該潤滑油路から分岐して該第１回転軸部材の外周面に向かって少なくとも２つの油路が形成され、該第１回転軸部材の外周面に形成される少なくとも１つの油路の開口部が、該弁部材の開閉時に該中間回転部材に生じる荷重が作用する該摺動面の荷重作用部分に形成されることを特徴としている。
【００１４】
【発明の実施形態】
以下、図面により、本発明の実施形態について説明する。
図１〜図１２，図１７，図１８は本発明の第１実施形態にかかる可変動弁機構を示すものであり、図１３〜図１５は本発明の第２実施形態にかかる可変動弁機構を示すものである。
【００１５】
まず、第１実施形態について説明する。
この実施形態にかかる内燃機関は、レシプロ式の内燃機関であり、また、この実施形態にかかる可変動弁機構は、気筒上方に設置された吸気弁又は排気弁（これらを総称して、機関弁又は単にバルブという）を駆動するようにそなえられている。
【００１６】
図３，図４は本可変動弁機構の要部を示す斜視図，断面図であり、図３，図４に示すように、シリンダヘッド１には、図示しない吸気ポート又は排気ポートを開閉すべくバルブ（弁部材）２が装備されており、このバルブ２のステム端部２Ａには、バルブ２を閉鎖側に付勢する図示しないバルブスプリングが設置されている。
【００１７】
さらに、バルブ２のステム端部２Ａには、ロッカアーム８が当接しており、このロッカアーム８にカム６が当接している。そして、カム６の凸部（カム山部分）６Ａによってバルブスプリングの付勢力に抗するようにしてバルブ２が開方向へ駆動される。本可変動弁機構は、このようなカム６を回動させるためにそなえられている。
【００１８】
本可変動弁機構は、図３，図４に示すように、ベルト（タイミングベルト）４１とプーリ４２とを介してエンジンのクランク軸（図示略）に連動して回転駆動されるカムシャフト（第１回転軸部材）１１と、このカムシャフト１１の外周に設けられたカムローブ（第２回転軸部材）１２とをそなえ、カム（カム部）６はこのカムローブ１２の外周に突設されている。なお、このカムローブ１２の外周はシリンダヘッド１側の軸受部７によって回転自在に軸支されている。
【００１９】
また、カムシャフト１１はこのカムローブ１２を介して軸受部７に支持されるが、カムシャフト１１の端部は、同一軸心線上に結合された端部部材４３を介してシリンダヘッド１の軸受部１Ａに軸支されている。前述のプーリ４２は、このような端部部材４３に装備されているので、このプーリ４２を装備した端部部材４３を、入力部と称することができる。
【００２０】
なお、軸受部７は、図４に示すように、二つ割れ構造になっており、シリンダヘッド１に形成された軸受下半部７Ａと、この軸受下半部７Ａに上方から接合される軸受キャップ７Ｂと、軸受下半部７Ａに軸受キャップ７Ｂを結合する図示しないボルトとから構成される。
そして、カムシャフト１１とカムローブ１２との間に不等速継手１３が設けられている。
【００２１】
なお、本可変動弁機構は、多気筒エンジンに適しており、多気筒エンジンに適用した場合には、各気筒毎に、カムローブ１２及び不等速継手１３を設けるようにする。ここでは、一例として本可変動弁機構を直列４気筒エンジンに適用した場合を説明する。
この不等速継手１３は、カムシャフト１１の外周に回動可能に支持されたコントロールディスク（軸支部材）１４と、このコントロールディスク１４に一体的に設けられた偏心部（軸支部）１５と、この偏心部１５の外周に設けられた係合ディスク（中間回転部材）１６と、係合ディスク１６に接続されたカムシャフト側スライダ（第１接続部材）１７及びカムローブ側スライダ（第２接続部材）１８とをそなえている。なお、係合ディスク１６は、ハーモニックリングともいう。
【００２２】
偏心部１５は、図３に示すように、カムシャフト１１の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ1 から偏心した位置に回転中心Ｏ2 を有しており、係合ディスク１６はこの偏心部１５の中心（第２回転中心軸線）Ｏ2 の回りに回転するようになっている。
カムシャフト側スライダ１７及びカムローブ側スライダ１８は、図３に示すように、それぞれその先端にスライダ本体部２１，２２をそなえ、それぞれ基端側にドライブピン部２３，２４をそなえている。
【００２３】
そして、係合ディスク１６の一面には、図４に示すように、半径方向（ラジアル方向）に、カムシャフト側スライダ１７のスライダ本体部２１が摺動自在に嵌合したスライダ用溝１６Ａと、カムローブ側スライダ１８のスライダ本体部２２が摺動自在に嵌合したスライダ用溝１６Ｂとが形成されている。ここでは、２つのスライダ用溝１６Ａ，１６Ｂが互いに１８０°だけ回転位相をずらせるように同一直径上に配置されている。
【００２４】
また、カムシャフト１１にはドライブアーム１９が設けられ、カムローブ１２にはアーム部２０が設けられ、ドライブアーム１９には、カムシャフト側スライダ１７のドライブピン部２３が回転自在に嵌入する穴部１９Ａが設けられ、アーム部２０には、カムローブ側スライダ１８のドライブピン部２４が回転自在に嵌入する穴部２０Ａが設けられている。
【００２５】
なお、ドライブアーム１９は、カムローブ１２とコントロールディスク１４との間のアーム部２０を除く空間に、カムシャフト１１から半径方向（ラジアル方向）に突出するように設けられ、ロックピン２５によりカムシャフト１１と一体回転するように結合されている。一方、アーム部２０はカムローブ１２の端部を、係合ディスク１６の一側面に近接する位置まで半径方向（ラジアル方向）及び軸方向へ突出させるように一体形成されている。
【００２６】
ところで、スライダ本体部２１と溝１６Ａとの間では、図５に示すように、スライダ本体部２１の外側平面２１Ｂ，２１Ｃと溝１６Ａの内壁平面２８Ａ，２８Ｂとの間で、溝１６Ｂとスライダ本体部２２との間では、溝１６Ｂの内壁平面２８Ｃ，２８Ｄとスライダ本体部２２の外側平面２２Ｂ，２２Ｃとの間で、それぞれ回転力の伝達が行なわれる。
【００２７】
このように回転を伝達する際に、係合ディスク１６が偏心していることにより、係合ディスク１６はカムシャフト１１に対して先行したり遅延したりすることを繰り返し、また、カムローブ１２は係合ディスク１６に対して先行したり遅延したりすることを繰り返しながら、カムローブ１２がカムシャフト１１とは不等速で回転するようになっている。
【００２８】
このようなカムローブ１２側の回転位相特性（即ち、カムローブ１２側がカムシャフト１１側よりも進むか遅れるかといった特性）については、図６の中段に記載したグラフ内の曲線ＰＡ１，ＰＡ２に示すようになる。
つまり、図６（ａ１）に示すように、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ2 が、カムシャフト１１，カムローブ１２の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ1 に対して上方に偏心しているもの（高速上方偏心）とする。そして、回転中心Ｏ1 ，Ｏ2 の上方にスライダ溝１６Ａ及びカムシャフト側スライダ１７が位置し、回転中心Ｏ1 ，Ｏ2 の下方にスライダ溝１６Ｂ及びカムローブ側スライダ１８が位置した状態を、基準（カムシャフト回転角度が０）とすると、カムローブ１２側の位相特性は、図６の曲線ＰＡ１に示すようになる。
【００２９】
図６の曲線ＰＡ１に示すように、図６（ａ１）に示すようなカムシャフト回転角度が０のときには、カムローブ１２側はカムシャフト１１側と等しい位相角度となる。
この後のカムシャフト１１の回転角度に応じたカムローブ１２側の回転位相特性、即ち、カムシャフト１１側の回転位相に対するカムローブ１２側の回転位相の進みや遅れの特性は、カムシャフト１１側の回転速度に対するカムローブ１２側の回転速度を積分した積分値に相当する。
【００３０】
したがって、図６の曲線ＰＡ１に示すように、カムシャフト１１が０°から９０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側に先行してその進み角度が次第に増大するが、カムシャフト１１が９０°となった時点でカムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも最も先行して〔図６（ａ２）参照〕、この後、カムシャフト１１が９０°から１８０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側に先行してはいるがその進み角度は次第に減少して、カムシャフト１１が１８０°になった時点で、カムローブ１２側はカムシャフト１１側と等しい位相角度となる〔図６（ａ３）参照〕。
【００３１】
さらに、カムシャフト１１が１８０°から２７０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側から遅れてその遅れ角度が次第に増大するが、カムシャフト１１が２７０°となった時点でカムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも最も遅れて〔図６（ａ４）参照〕、その後、カムシャフト１１が２７０°から３６０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側に遅れてはいるがその遅れ角度は次第に減少して、カムシャフト１１が３６０°になった時点で、カムローブ１２側はカムシャフト１１側と等しい位相角度となる〔図６（ａ５）参照〕。
【００３２】
ここで、カムシャフト１１が１８０°の位置で、バルブリフトが最大となるように、カム６に対するバルブ２の位置を設定すると、バルブのリフトカーブは、図６の曲線ＶＬ１に示すようになる。なお、図６中の曲線ＶＬ０は、カムローブ１２側がカムシャフト１１側に対して偏心していないでカムローブ１２側がカムシャフト１１側と常に等しい位相角度となる場合のバルブのリフトカーブ特性（リフトカーブベース）を示すものである。
【００３３】
曲線ＶＬ１に示すリフトカーブ特性では、バルブの開放タイミング（開放開始時期）ＳＴ１はリフトカーブベースの開放タイミングＳＴ０よりも早くなり、バルブの閉鎖タイミング（開放終了時期）ＥＴ１はリフトカーブベースの閉鎖タイミングＥＴ０よりも遅くなる。バルブの開放タイミングＳＴ１がリフトカーブベースよりも早まるのは、バルブが開放を開始する領域では、カムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも回転位相角度が進んでいるためであり、バルブの閉鎖タイミングＥＴ１がリフトカーブベースよりも遅くなるのは、バルブが開放を終了する領域では、カムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも回転位相角度が遅れているためである。
【００３４】
一方、図６（ｂ１）に示すように、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ2 が、カムシャフト１１，カムローブ１２の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ1 に対して下方に偏心（低速下方偏心）していて、回転中心Ｏ1 ，Ｏ2 の上方にスライダ溝１６Ａ及びカムシャフト側スライダ１７が位置し、回転中心Ｏ1 ，Ｏ2 の下方にスライダ溝１６Ｂ及びカムローブ側スライダ１８が位置した状態を、基準（カムシャフト回転角度が０）とすると、カムローブ１２側の位相特性は、図６の曲線ＰＡ２に示すようになる。
【００３５】
つまり、図６の曲線ＰＡ２に示すように、図６（ａ１）に示すようなカムシャフト回転角度が０のときには、カムローブ１２側はカムシャフト１１側と等しい位相角度となり、この後は、カムシャフト１１が０°から９０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側から遅れてその遅れ角度が次第に増大するが、カムシャフト１１が９０°となった時点でカムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも最も遅れて〔図６（ｂ２）参照〕、この後、カムシャフト１１が９０°から１８０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側から遅れてはいるがその遅れ角度は次第に減少して、カムシャフト１１が１８０°になった時点で、カムローブ１２側はカムシャフト１１側と等しい位相角度となる〔図６（ｂ３）参照〕。
【００３６】
さらに、カムシャフト１１が１８０°から２７０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側に先行してその進み角度が次第に増大するが、カムシャフト１１が２７０°となった時点でカムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも最も進んで〔図６（ｂ４）参照〕、その後、カムシャフト１１が２７０°から３６０°へと回動する際には、カムローブ１２側がカムシャフト１１側より先行してはいるがその進み角度は次第に減少して、カムシャフト１１が３６０°になった時点で、カムローブ１２側はカムシャフト１１側と等しい位相角度となる〔図６（ｂ５）参照〕。
【００３７】
このように、図６の曲線ＰＡ２に示すような回転位相特性でカムローブ１２が回転する場合には、バルブのリフトカーブは、図６の曲線ＶＬ２に示すようになる。
この曲線ＶＬ２に示すリフトカーブ特性では、バルブの開放タイミング（開放開始時期）ＳＴ２はリフトカーブベースの開放タイミングＳＴ０よりも遅くなり、バルブの閉鎖タイミング（開放終了時期）ＥＴ２はリフトカーブベースの閉鎖タイミングＥＴ０よりも早くなる。
【００３８】
このようにバルブの開放タイミングＳＴ２がリフトカーブベースよりも遅くなるのは、バルブが開放を開始する領域では、カムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも回転位相角度が遅れているためである。また、バルブの閉鎖タイミングＥＴ２がリフトカーブベースよりも早くなるのは、バルブが開放を終了する領域では、カムローブ１２側はカムシャフト１１側よりも回転位相角度が進んでいるためである。
【００３９】
このように、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ2 、即ち、係合ディスク１６の偏心位置に応じて、バルブのリフトカーブ特性を変更することができるのである。バルブの開放タイミングが早く閉鎖タイミングが遅い場合には、バルブ開放期間が長くなり、機関の高速回転時に適し、バルブの開放タイミングが遅く閉鎖タイミングが速い場合には、バルブ開放期間が短くなり、機関の低速回転時に適している。
【００４０】
このため、図６（ａ１）に示すように、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ2 がカムシャフト１１の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ1 に対して上方（バルブリフトトップを与える回転位相方向と逆方向）にあれば、バルブ開放期間が最も長くなるため、高速用偏心となり、図６（ｂ１）に示すように、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ2 が、カムシャフト１１の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ1 に対して下方（バルブリフトトップを与える回転位相方向）にあれば、バルブ開放期間が最も短くなるため、低速用偏心となる。
【００４１】
そして、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ2 が図６（ａ１）に示す位置と図６（ｂ１）に示す位置との中間的な位置にある場合には、その位置に応じたバルブ特性（バルブの開放タイミングや閉鎖タイミング）でバルブ２を駆動することになる。
つまり、第２回転中心軸線Ｏ2 を図６（ａ１）に示す上方偏心位置から下方位置へずらしていくと、バルブ特性は、曲線ＶＬ１で示すリフトカーブ特性（高速用特性）から曲線ＶＬ０で示すリフトカーブベース特性へと近づいて、第２回転中心軸線Ｏ2 が第１回転中心軸線Ｏ1 とほぼ等しい高さになる（上下方向への偏差がなくなる）と、バルブ特性はほぼリフトカーブベース特性に近いものになる。さらに、第２回転中心軸線Ｏ2 を図６（ｂ１）に示す下方偏心位置へ向けてずらしていくと、バルブ特性は、曲線ＶＬ０で示すリフトカーブベース特性から曲線ＶＬ２で示すリフトカーブ特性（低速用特性）へと近づく。
【００４２】
したがって、例えば機関の回転数（回転速度）等の機関の運転状態に応じて、第２回転中心軸線Ｏ2 の位置を連続的又は段階的に調整すれば、機関の運転状態に常に適した特性でバルブ２を駆動させることができる。
係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ2 を位置調整するためには、係合ディスク１６を偏心状態に支持する偏心部１５を回転させればよいので、本機構には、偏心部１５を有するコントロールディスク１４を回転させて偏心部１５の偏心位置を調整する偏心位置調整機構（制御用部材）３０が設けられている。
【００４３】
この偏心位置調整機構３０は、図３，図４に示すように、コントロールディスク１４の外周に形成された偏心制御ギヤ３１と、この偏心制御ギヤ３１と噛合するコントロールギヤ３５をそなえカムシャフト１１と平行に設置されたギヤ軸（コントロールシャフト）３２と、このコントロールシャフト３２を回転駆動するためのアクチュエータ３３とをそなえて構成されており、ＥＣＵ３４を通じて作動を制御するようになっている。
【００４４】
つまり、図３に示すように、ＥＣＵ３４に、エンジン回転数センサ（図示略）からの検出情報（エンジン回転数情報），スロットルポジションセンサからの検出情報（ＴＰＳ情報），エアフローセンサ（図示略）からの検出情報（ＡＦＳ情報）等が入力されるようになっており、偏心位置調整機構３０におけるモータの制御は、これらの情報に基づいて、エンジンの回転速度や負荷状態に応じて行なうようになっている。
【００４５】
そして、例えばエンジンの高速時や高負荷時には、図６中の曲線ＶＬ１のようなバルブリフト特性になるようにコントロールディスク１４の回転位相を調整して、バルブの開放期間を長期間にするように制御する。また、エンジンの低速時や低負荷時には、図６中の曲線ＶＬ２のようなバルブリフト特性になるようにコントロールディスク１４の回転位相を調整して、バルブの開放期間を短期間にするように制御する。一般には、エンジンの回転や負荷に応じて、図６中の曲線ＶＬ１と曲線ＶＬ２との中間的なバルブリフト特性になるようにコントロールディスク１４の回転位相を調整する。
【００４６】
ところで、コントロールシャフト３２にそなえられたコントロールギヤ３５は、２つのギヤ３５Ａ，３５Ｂからなるシザースギヤであって、一方のギヤ３５Ａはコントロールシャフト３２に固定されているが、他方のギヤ３５Ｂはコントロールシャフト３２に対して回転可能に装備されている。つまり、ギヤ３５Ｂは、ギヤ３５Ａに当接するように配設されており、コントロールシャフト３２の外周に固定されるジャーナル３６との間に装備されたねじりスプリング３８によって、回転方向への付勢力を受けるように設置され、両ギヤ３５Ａ，３５Ｂによって、コントロールディスク１４側の偏心制御ギヤ３１とコントロールギヤ３５とがガタつくことなく噛合するようになっている。
【００４７】
なお、偏心位置調整機構３０の設置にあたっては、既に設置されているカムシャフト１１外周のコントロールディスク１４側の偏心制御ギヤ３１に対して、両ギヤ３５Ａ，３５Ｂを噛合させた上で、ジャーナル３６をコントロールシャフト３２に対して回転させながら軸方向所定位置に配置することで、ギヤ３５Ｂに軸方向付勢力及び回転方向付勢力を与えておいてから、ジャーナル３６を回り止めピン３６Ａによりコントロールシャフト３２と一体回転するように固定する。
【００４８】
また、本可変動弁機構を４気筒エンジンに適用した場合には、各気筒毎にカムローブ１２及び不等速継手１３を設けるようにすることになるが、ここでは、吸気側の各気筒に可変動弁機構をそなえている。
ところで、偏心部１５は、図５に示すように、その内周面をカムシャフト１１の外周面に滑り軸受け４７の油膜を介して摺接し、その外周面を係合ディスク１６の内周面にベアリング３７を介して摺接している。
【００４９】
この偏心部１５は、アクチュエータ３３により位相調整される際に駆動されるが、この偏心部１５については機関の回転に対しては回動せず固定状態と見なすことができるのに対し、カムシャフト１１及び係合ディスク１６は機関の回転に連動して回動するため、偏心部１５の内周，外周の摺接面において、磨耗等が発生し易くこれを防止する必要がある。
【００５０】
そこで、上述のように係合ディスク１６と偏心部１５との摺動部、即ち、偏心部１５の外周面と係合ディスク１６の内周面との間にベアリング３７を介装しており、磨耗も抑制している。このベアリング３７としては、よりコンパクトに介装しうるニードルベアリングが用いられている。なお、ベアリング３７はこのニードルベアリングに限定されず、種々のベアリングを用いることができる。
【００５１】
このような係合ディスク１６と偏心部１５との摺動部を「単なる滑り軸受け」とした場合、流体潤滑となりにくい時、特に、機関の始動時に、係合ディスク１６と偏心部１５とのフリクションが大きくなるが、このベアリング３７を装備することにより、係合ディスク１６と偏心部１５とのフリクションが大幅に低減されて、係合ディスク１６を通じた回転力の伝達や、位相調整をより円滑に行なるようになり、機関の始動性も良好なものにできるようになっている。
【００５２】
一方、偏心部１５とカムシャフト１１との摺動面は、滑り軸受け（ジャーナル軸受け）４７としている。
これは、係合ディスク１６と偏心部１５との摺動面と偏心部１５とカムシャフト１１との摺動面の双方にベアリングを介装するとシステムの大型化や搭載性の低下を招くことになるからであり、また、カムシャフト１１と偏心部１５との間よりも、係合ディスク１６と偏心部１５との間に設置した方が、摺動面における径が大きいことからベアリングをより効果的に発揮することができて好ましいからである。
【００５３】
このため、図４に示すように、カムシャフト１１の内部にはその軸方向に沿って潤滑油路１１Ａが形成されており、また、カムシャフト１１の偏心部１５の装備される位置には、潤滑油路１１Ａから分岐してカムシャフト１１の外周面へ向けて油路１１Ｂが形成されている。そして、これらの潤滑油路１１Ａ及び油路１１Ｂを介して、偏心部１５とカムシャフト１１との摺動面に潤滑油（エンジンオイル）が供給されるようになっている。
【００５４】
ここで、油路１１Ｂの位置、即ち、偏心部１５とカムシャフト１１との摺動面に形成される油路１１Ｂの開口部１１ｂの位置について説明する。
この油路１１Ｂの開口部１１ｂの位置は、係合ディスク１６に加わる力の方向を考慮して形成しており、ここでは、まずカムシャフト１１及びカムローブ１２に加わる力、及び、これらのカムシャフト１１及びカムローブ１２を通じて係合ディスク１６に加わる力について説明する。
【００５５】
カムシャフト１１には、エンジンのクランクシャフトの回転に応じた回転力（即ち、カム駆動トルク）が加わる。
また、カムローブ１２に加わる力を考えると、カムローブ１２には、カム６を通じてバルブ２のリフト（開放）に伴ってバルブスプリング３からスプリング反力やバルブ等の往復動による慣性力を受ける。このため、図７に示すように、エンジンのバルブリフト量ＶＬに対するカム回転駆動トルクは、低速域では主としてバルブスプリング力に対抗するように働くため曲線ＴL のような特性となり、高速域では主として弁の慣性荷重に対抗するように働くため曲線ＴH のような特性となる。
【００５６】
なお、図７に示すように、バルブリフトの最大点を境にカムに働くトルクの方向が逆転するため、カム駆動トルクは、バルブリフトの最大点を境に正から負へと逆転する。
そして、係合ディスク１６に加わる力を考えると、図８に示すように、この係合ディスク１６には、カムシャフト１１の回転力として加わるカムシャフト側スライダ１７からのカム駆動力Ｔ１と、カムローブ側スライダ１８からのカム駆動力Ｔ１に対する反力Ｆ１とが加わり、これらのカム駆動力Ｔ１と反力Ｆ１との合力ＦＦが、係合ディスク１６に加わる力となる。
【００５７】
ここで、係合ディスク１６が反時計回りに回転しているものとすると、バルブが開放方向へ移動している場合には、図８に示すように、カム駆動力Ｔ１と反力Ｆ１とが互いに逆回転方向に働いて、カム駆動力Ｔ１と反力Ｆ１との合力ＦＦは、カムシャフト側スライダ１７の中心とカムローブ側スライダ１８の中心とを結んだ直線に対して垂直な方向で且つカムローブ側スライダ１８にとって反回転方向に作用することになる。
【００５８】
バルブが閉鎖方向へ移動している場合には、合力ＦＦは、カムシャフト側スライダ１７の中心とカムローブ側スライダ１８の中心とを結んだ直線に対して垂直な方向ではあるが、図８とは逆に、カムローブ側スライダ１８にとって回転方向に作用することになる。また、このような合力ＦＦの方向は、バルブ最大リフト時に反転することになる。
【００５９】
係合ディスク１６を支える力は、合力ＦＦに反する力となり、合力ＦＦはカム駆動トルクにより生じる。したがって、カム駆動トルクは、バルブ開動時、即ちバルブリフトが上昇している時には、カムローブ側スライダ１８にとって反回転方向に又バルブ閉動時にはカムローブ側スライダ１８にとって回転方向にそれぞれ作用することになる。
【００６０】
そこで、カム６の位相に応じて係合ディスク１６に加わる合力ＦＦのベクトルを図示すると、図９に示すようになる。図９は、カムローブ側スライダ１８の位置をＣを付して示し、カムシャフト側スライダ１７をＳを付して示しており、係合ディスク１６は反時計回りに回転するものとする。
また、図９中の縦軸の上方向がバルブ最大リフト時における回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ1 に対するカムローブ側スライダ１８の位置を示し、この縦軸上方向から右側（時計回り方向）はバルブ最大リフト時前のカムローブ側スライダ１８の位置を、縦軸上方向から左側（反時計回り方向）はバルブ最大リフト時後のカムローブ側スライダ１８の位置を、それぞれ示している。
【００６１】
図９において、ＦＬ１はバルブ開動時に係合ディスク１６に加わる合力ＦＦの大きさと方向とを、ＦＬ２はバルブ閉動時に係合ディスク１６に加わる合力ＦＦの大きさと方向とを、それぞれ示している。
図９に示すＦＬ１のように、バルブ開動時には、バルブの開放開始から上りカム駆動トルク最大点に達したところでカム駆動力Ｔ1 が最大となり、係合ディスク１６に加わる合力ＦＦも最大となる。この時の合力ＦＦは、カムシャフト側スライダ１７とカムローブ側スライダ１８とを結ぶ線と直交しカムローブ側スライダ１８にとって反回転方向に向く。即ち、カムシャフト側スライダ１７の位相よりも９０°だけ回転方向前方にずれ、カムローブ側スライダ１８の位相よりも９０°だけ回転方向後方にずれた方向に向く。
【００６２】
また、図９に示すＦＬ２のように、バルブ閉動時には、バルブの閉鎖開始の手前の下りカム駆動トルク最大点に達したところでカム駆動力Ｔ1 が最大となり、係合ディスク１６に加わる合力ＦＦも最大となる。この時の合力ＦＦは、カムシャフト側スライダ１７とカムローブ側スライダ１８とを結ぶ線と直交しカムローブ側スライダ１８にとって回転方向に向く。即ち、カムシャフト側スライダ１７の位相よりも９０°だけ回転方向後方にずれ、カムローブ側スライダ１８の位相よりも９０°だけ回転方向前方にずれた方向に向く。このように、係合ディスク１６に加わる２つの最大荷重の方向は、バルブ最大リフト時のカムローブ側スライダ１８方向とは逆向きのＶ字状に向かうようになる。
【００６３】
可変動弁機構では、バルブリフト期間はエンジンの回転速度等に応じて調整され、低速時にはバルブリフト期間は短く調整され、高速時にはバルブリフト期間は長く調整されるので、図９に示すような係合ディスク１６に加わる合力ＦＦの特性図（ベクトル図）を推定し、エンジンの回転速度領域毎に示すと、図１０に示すようになる。
【００６４】
図１０において、（Ａ）はエンジンの低速回転時を示し、（Ｂ）はエンジンの高速回転時を示している。
図１０（Ａ）に示すように、エンジンの低速回転時には、バルブリフト期間は短く調整され、且つ、カム駆動トルクＴL はバルブスプリング力が主体的になるため、上りカム駆動トルク最大点及び下りカム駆動トルク最大点がいずれも、バルブ最大リフト点に近づく。したがって、バルブ開動時の合力ＦＬ１の最大荷重方向は、これに応じて、横軸右方向（バルブ最大リフト時のカムローブ側スライダ１８の位相角よりも９０°だけ時計回りの方向）に接近し、バルブ閉動時の合力ＦＬ２の最大荷重方向は、これに応じて、横軸左方向（バルブ最大リフト時のカムローブ側スライダ１８位相角よりも９０°だけ反時計回りの方向）に接近する。
【００６５】
したがって、係合ディスク１６に加わる２つの最大荷重の方向は、やはりバルブ最大リフト時のカムローブ側スライダ１８方向と逆向きのＶ字状に向かうようになるが、２つの最大荷重方向のなす角度θL は、バルブリフト期間（開弁期間）の短期化及びエンジン回転数の低回転化に応じて広がる。
また、図１０（Ｂ）に示すように、エンジンの高速回転時には、バルブリフト期間は長く調整されるうえ、カム駆動トルクＴH はバルブの慣性力が主体的なため、上りカム駆動トルク最大点及び下りカム駆動トルク最大点がいずれも、バルブ最大リフト点から遠ざかる。したがって、バルブ開動時の合力ＦＬ１の最大荷重方向は、これに応じて、横軸右方向（バルブ最大リフト時のカムローブ側スライダ１８位相角よりも９０°だけ時計回りの方向）から遠ざかり、バルブ閉動時の合力ＦＬ２の最大荷重方向は、これに応じて、横軸左方向（バルブ最大リフト時のカムローブ側スライダ１８位相角よりも９０°だけ反時計回りの方向）から遠ざかる。
【００６６】
したがって、係合ディスク１６に加わる２つの最大荷重の方向は、やはりバルブ最大リフト時のカムローブ側スライダ１８方向と逆向きのＶ字状に向かうようになるが、２つの最大荷重方向のなす角度は、バルブリフト期間（開弁期間）の長期化及びエンジン回転数の高回転化に応じて狭まる。
また、図１１，図１２は、カム駆動に必要なトルク、即ち、カムシャフト１１を通じて係合ディスク１６に加えるべきカム駆動トルクを、カムシャフトの回転角度に対して示すもので、図１１はエンジンの低回転時の場合を示し、図１２はエンジンの高回転時の場合を示している。図示するように、エンジンの高回転になるほど、カム駆動に必要なトルクが増大すること、及び、最大トルク点が最大リフトから遠ざかることがわかる。
【００６７】
このように、係合ディスク１６に加わる力を考えると、図９，図１０に示すように、その方向に一定の特性があり、図１１，図１２に示すように、エンジンの回転速度が高速になるほど、大きな力が加わることがわかる。
次に、上述した係合ディスク１６に加わる力を考慮した油路１１Ｂの開口部１１ｂの位置設定について説明する。なお、ここでは静止系（例えば偏心部１５）を基準とした場合の位置設定について説明する。
【００６８】
図８，図９に示したように、係合ディスク１６には、バルブが開放方向へ移動している場合は、カム駆動力Ｔ１と反力Ｆ１とが互いに逆回転方向に働いて、カム駆動力Ｔ１と反力Ｆ１との合力ＦＦは、カムシャフト側スライダ１７の中心とカムローブ側スライダ１８の中心とを結んだ直線に対して垂直な方向で、且つカムローブ側スライダ１８に対して９０°だけ位相遅れした方向に作用する。
【００６９】
このため、カムローブ側スライダ１８が、バルブリフト上り時のカム駆動トルク最大点である図１のＡ点に示す位置に来た時に、カムローブ側スライダ１８に対して９０°だけ位相遅れした方向（バルブリフト上りと付す矢印方向）に最大荷重（合力ＦＦ）が発生する。このＡ点では、偏心部１５とカムシャフト１１との摺動面１０は偏心部１５の内側に存在するので、係合ディスク１６に合力ＦＦが作用すると、この摺動面１０のうち合力ＦＦの作用方向と反対側に位置する摺動面１０のａ部が荷重作用部分となり、偏心部１５がカムシャフト１１に対して押圧することとなる。
【００７０】
そして、最大リフト点となる図１のＢ点を通過した後、合力ＦＦはカムシャフト側スライダ１７の中心とカムローブ側スライダ１８の中心とを結んだ直線に対して垂直な方向ではあるが、図１のＡ点とは逆に、カムローブ側スライダ１８に対して９０°だけ位相が進んだ方向（バルブリフト下りと付す矢印方向）に作用することになり、バルブリフト下り時のカム駆動トルクの最大点である図１のＣ点に来た時に、カムローブ側スライダ１８に対して９０°だけ位相が進んだ方向に最大荷重（合力ＦＦ）が発生する。
【００７１】
このＣ点では、偏心部１５とカムシャフト１１との摺動面１０は偏心部１５の内側に存在するので、係合ディスク１６に合力ＦＦが作用すると、この摺動面１０のうち合力ＦＦの作用方向と反対側に位置する摺動面１０のｂ部が荷重作用部分となり、偏心部１５がカムシャフト１１に対して押圧することとなる。
このような荷重作用部分である摺動面１０のａ部及びｂ部とに開口部１１ｂを形成すると、くさび効果やスクイーズ効果によって発生する流体圧力により油が開口部１１ｂを介して油路１１Ｂへ逆流することになり、これにより摺動面１０（ａ部又はｂ部近傍）の油膜厚さが薄くなることで偏心部１５とカムシャフト１１との固体接触が発生して焼き付いてしまうという不具合が生じることになる。
【００７２】
ここで、図２は摺動面１０に加わる荷重を示す図であり、実線は開弁期間大の高速時（ｅｘ．７０００ｒｐｍ）に加わる荷重、破線は開弁期間小の低速時（ｅｘ．１０００ｒｐｍ）に加わる荷重を示している。なお、図２の縦軸は荷重を示しており、横軸はカムシャフト１１の外周位置を最大バルブリフト時のカムシャフト側スライダ１７の位置に相当する位置（図１中の摺動面の最下点位置）で展開して示している。また、摺動面位置は、静止系（偏心部１５）に関して示している。
【００７３】
このように、図２の摺動面１０の外周のうちａ部及びｂ部（図１のａ部及びｂ部に相当する）の位置では、高速時でも低速時でも比較的大きな荷重が加わることがわかる。したがって、所定のタイミングで、開口部１１ｂが摺動面１０の外周のうち荷重が加わらない位置〔ａ部及びｂ部を除いた位置；図２中の油路適正位置（−１８０°〜−９０°，９０°〜１８０°）〕内にくるようにすればよい。
【００７４】
ところで、本実施形態において、このようなａ部，ｂ部に作用する荷重が問題になるのは、最大荷重（合力ＦＦ）が発生する過程の前後の荷重発生領域、つまり、カムローブ側スライダ１８のＡ点前後及びＣ点前後の領域（この場合、カムシャフト１１の軸線と直交する水平基準線Ｌの上方にカムローブ側スライダ１８が位置する状態）である。そこで、このバルブリフト領域で、開口部１１ｂがａ部，ｂ部に位置しないようにすれば、開口部１１ｂからの給油を支障なく行なえる。
【００７５】
したがって、バルブリフト領域では、開口部１１ｂが線Ｌ（図１参照）のほぼ下方に常に位置すればよい。
一方、カムローブ側スライダ１８に着目すると、バルブリフト領域では、このカムローブ側スライダ１８は線Ｌの上方に位置する。したがって、カムシャフト１１の開口部１１ｂは、このカムシャフト１１と対応して回転する係合ディスク１６の系に対し、カムローブ側スライダ１８とほぼ正反対の位置に設定している。
【００７６】
このような位置に油路１１Ｂを形成することにより、カムシャフト１１が回転して、カムローブ側スライダ１８が図１のＡ点からＣ点へと移動し、係合ディスク１６に荷重が作用した場合であっても、油路１１Ｂの開口部１１ｂの位置は図１の１１Ｂ（Ａ点）から１１Ｂ（Ｃ点）に移動することになり、係合ディスク１６に荷重が作用した際の摺動面の荷重作用部分であるａ部及びｂ部に位置することはないため、上述のような不具合が生じるのを防ぐことができ、摺動面１０への潤滑油供給を良好なものとすることができる。
【００７７】
なお、ここでは、カムローブ側スライダ１８とほぼ正反対の位置に設定するようにしているが、この位置に限定されるものではない。
本発明の第１実施形態にかかる可変動弁機構は、上述のように構成されているので、このような可変動弁機構をそなえた内燃機関では、偏心位置調整機構３０を通じて、コントロールディスク１４の回転位相を調整しながら、バルブの開度特性が制御される。
【００７８】
つまり、ＥＣＵ３４において、エンジン回転数情報やＡＦＳ情報等に基づき、エンジンの回転速度や負荷状態に応じたコントロールディスク１４の回転位相を設定して、ポジションセンサの検出信号に基づいて、コントロールディスク１４の実際の回転位相が設定された状態になるように、アクチュエータ３３の作動制御を通じてコントロールディスク１４を駆動する。
【００７９】
そして、このＥＣＵ３４によるアクチュエータ３３の作動制御を通じて、偏心部１５を回動させて位相角度を調整し、係合ディスク１６の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ2 を変位させながら、例えばエンジンの回転速度やエンジンの負荷が高くなるほど、図６の曲線ＶＬ１に近づけるようにしてバルブ開放期間を長くしていき、逆に、エンジンの回転速度やエンジンの負荷が低くなるほど、図６の曲線ＶＬ２に近づけるようにしてバルブ開放期間を短くしていく。
【００８０】
このようにして、エンジンの運転状態に応じてコントロールディスク１４の回転位相（位置）を制御しながら、エンジンの運転状態に適したバルブ駆動を行なえるようになる。特に、バルブのリフト特性は、連続的に調整することができるので、常にエンジンの運転状態に最適の特性でバルブ駆動を行なえるようになるのである。
【００８１】
そして、本可変動弁機構では、図１に示すように、油路１１Ｂの開口部１１ｂが、潤滑油を供給しにくい荷重作用部分を除いた部分に形成されているため、荷重作用の影響で潤滑油供給に支障を来すようなことがなく、潤滑油路１１Ａ及び油路１１Ｂを介して、カムシャフト１１と偏心部１５との間の摺動面部分に確実に油膜を形成できるようになる。
【００８２】
したがって、本可変動弁機構によれば、荷重作用により摩擦を生じやすいカムシャフト１１と偏心部１５との間の摺動面１０に、確実に油膜を形成することができ、これにより、カムシャフト１１と偏心部１５との間に焼付け等が発生するのを防止することができるという利点がある。
また、潤滑油路１１Ａ及び油路１１Ｂを介して確実に油膜を形成することができるため、滑り軸受を採用することができ、システム全体としての低コスト化を図ることができるという利点がある。
【００８３】
なお、ここでは、静止系に着目して油路１１Ｂの開口部１１ｂの位置を設定する場合について説明したが、回転系（即ち、回転するカムシャフト１１）に着目しても油路１１Ｂの開口部１１ｂの位置を設定することができる。
このように、回転するカムシャフト１１に着目して開口部１１ｂを設定することができるのは、ハーモニックリング１６がカムシャフト１１の回転に応じて回転し、このハーモニックリング１６に接続されるカムローブ側スライダ１８の位置によって荷重作用部分を規定することができるからである。
【００８４】
このような回転系に着目した場合、即ち、図８を参照して合力ＦＦについて説明した内容に対応するが、図１７に示すように、カムローブ側スライダ１８に対して略±９０°位相をずらした部分（図中、荷重作用部分と示す）に大きな荷重が作用することになる。
このため、油路１１Ｂは、その開口部１１ｂが潤滑油を供給しにくいこれらの荷重作用部分を除いた部分に形成されるように設ければよい。つまり、油路１１Ｂの開口部１１ｂを、偏心部１５とカムシャフト１１との摺動面１０のうちカムローブ側スライダ１８の方向に対して直交する２方向の近傍を除いた部分に設ければよいことになる。特に、潤滑油を供給しにくい荷重作用部分から最も離れた位置に油路１１Ｂの開口部１１ｂを形成すれば、より潤滑油の供給をしやすくなる。
【００８５】
このように回転系を基準に開口部１１ｂの位置を設定すると、静止系を基準に開口部１１ｂの位置を設定する場合よりも広く、しかも、より確実な領域内で設定することができる。
なお、油路１１Ｂの開口部１１ｂは、潤滑油を供給しにくい荷重作用部分を除いた部分に設ければよいため、図１７中、実線で示すように、カムローブ側スライダ１８と反対側の偏心部１５とカムシャフト１１との摺動面１０に形成してもよく、二点鎖線で示すように、カムローブ側スライダ１８側の偏心部１５とカムシャフト１１との摺動面１０に形成してもよい。
【００８６】
ここでは、油路１１Ｂは、その開口部１１ｂが潤滑油を供給しにくい荷重作用部分を除いた部分に形成されるように１つ設けるようにしているが、２つの油路１１ＢＡ，１１ＢＢを設けるならば、図１８に示すように、潤滑油を供給しにくい荷重作用部分に油路１１ＢＡ，１１ＢＢの各開口部１１ｂａ，１１ｂｂを形成することも考えられる。
【００８７】
このように２つの油路１１ＢＡ，１１ＢＢを設ければ、バルブが開放方向へ移動している場合は、カムローブ側スライダ１８にとって回転方向前方の荷重作用部分（図１８中、左側）が潤滑油を供給しにくい部分になり、油路１１ＢＡからは潤滑油を供給しにくいが、逆に油路１１ＢＢからは潤滑油を供給しやすいため、この場合は、油路１１ＢＢから潤滑油が供給される。
【００８８】
一方、バルブが閉鎖方向へ移動している場合は、カムローブ側スライダ１８にとって回転方向後方の荷重作用部分（図１８中、右側）が潤滑油を供給しにくい部分になり、油路１１ＢＢからは潤滑油を供給しにくいが、逆に油路１１ＢＡからは潤滑油を供給しやすいため、この場合は、油路１１ＢＡから潤滑油が供給される。
【００８９】
したがって、偏心部１５とカムシャフト１１との摺動面１０に潤滑油を供給しにくい荷重作用部分に開口部が形成されるように設けられた２つの油路１１ＢＡ，１１ＢＢのうち、いずれか一方が潤滑油を供給しにくい状態にあっても、逆に他方は潤滑油を供給しやすい状態になるため、偏心部１５とカムシャフト１１との摺動面１０に確実に潤滑油を供給することができることになる。
【００９０】
なお、ここでは、２つの油路１１ＢＡ，１１ＢＢの開口部１１ｂａ，１１ｂｂを、バルブ押し上げ時及びバルブ戻り時のいずれか一方の時に潤滑油を供給しにくい荷重作用部分に形成しているが、開口部の位置は、これに限られるものではなく、１方の開口部を潤滑油を供給しにくい荷重作用部分に形成し、他方の開口部を潤滑油を供給しにくい荷重作用部分を除いた部分に形成するようにしてもよい。
【００９１】
また、ここでは、２つの油路１１ＢＡ，１１ＢＢを設けるようにしているが、これに限られるものではなく、さらに多数の油路を設けるようにしてもよい。
次に、本発明の第２実施形態について説明する。
この実施形態では、上述の第１実施形態と不等速継手が異なる。つまり、本実施形態の不等速継手７０は、図１３及び図１４に示すように、カムシャフト（第１回転軸部材）１１の外周に回動可能に支持された係合ディスク（中間回転部材）７１と、係合ディスク７１に接続されたカムシャフト側スライダ（第１接続部材）７８及びカムローブ側スライダ（第２接続部材）７９と、係合ディスク７１の外周にベアリング７３を介して回動可能に支持された偏心リング（軸支部材）７２と、この偏心リング７２に一体的に設けられた偏心部（軸支部）８２とをそなえており、係合ディスク７１の外周に偏心リング７２を設けるようにしている点が異なる。
【００９２】
そして、この不等速継手７０は、ホルダ（保持部材）７４を介してエンジンのシリンダヘッド１に支持されている。つまり、不等速継手７０の外周にホルダ７４を配設し、このホルダ７４をネジ７５，７６を介してエンジンのシリンダヘッド１に取り付けることにより、不等速継手７０がシリンダヘッド１に支持されるようにしている。
【００９３】
ここで、偏心リング７２の偏心部８２は、図１３に示すように、カムシャフト１１の回転中心（第１回転中心軸線）Ｏ1 から偏心した位置に回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ2 を有しており、偏心リング７２はこの偏心部８２の中心Ｏ2 の回りに回転するようになっている。
また、係合ディスク７１の一面には、図１３に示すように、カムシャフト側スライダ７８を装着するための穴部７１Ａが形成されるとともに、カムローブ側スライダ７９を装着するための穴部７１Ｂが形成されている。
【００９４】
また、カムシャフト側スライダ７８は、カムシャフト１１にラジアル方向に突設された突設ピン部材８０と、この突設ピン部材８０に対して、その軸方向（カムシャフト１１のラジアル方向）に摺動しうるように装備されたコマ部材８１とを備えて構成される。
なお、コマ部材８１は、外周に円筒外周面８１Ａを備えており、係合ディスク７１の穴部７１Ａの内周は、この円筒外周面８１Ａと対応する円筒内周面７１ａにより構成され、この穴部７１Ａ内にコマ部材８１が揺動可能に内挿されている。コマ部材８１は、その円筒外周面８１Ａを円筒内周面７１ａに摺動させながら、穴部７１Ａ内での回転しうるようになっている。
【００９５】
一方、カムローブ側スライダ７９は、カムシャフト側スライダ７８と干渉しないように、カムシャフト側スライダ７８のコマ部材８１と位相をずらせるようにして（ここでは１８０°位相がずらされている）装備される。このカムローブ側スライダ７９は、ピン部材として構成されており、このカムローブ側スライダ７９の一端部は、カムローブ８３のアーム部８４に形成されたスライダ用溝８４Ａ内に半径方向（ラジアル方向）にラジアル方向へ摺動自在に係合し、カムローブ側スライダ７９の他端部は、係合ディスク７１側の穴部７１Ｂに内装される。
【００９６】
このため、係合ディスク７１が回転すると、カムローブ側スライダ７９が係合ディスク７１と一体に回転して、この回転力がカムローブ側スライダ７９からスライダ用溝８４Ａを通じてアーム部８４からカムローブ８３側へ伝わるようになっている。
したがって、不等速継手７０では、カムシャフト１１の回転は、突設ピン部材８０から、コマ部材８１，穴部７１Ａを経て係合ディスク７１に伝達して、さらに、穴部７１Ｂ，カムローブ側スライダ７９を経て、アーム部８４からカムローブ８３へと伝達するようになっている。
【００９７】
このように回転を伝達する際に、係合ディスク７１が偏心していることにより、係合ディスク７１がカムシャフト１１に対して先行したり遅延したりすることを繰り返し、また、カムローブ８３は係合ディスク７１に対して先行したり遅延したりすることを繰り返しながら、カムローブ８３がカムシャフト１１とは不等速で回転するようになっている。
【００９８】
したがって、例えば機関の回転数（回転速度）等の機関の運転状態に応じて、第２回転中心軸線Ｏ2 の位置を連続的又は段階的に調整すれば、機関の運転状態に常に適した特性でバルブ（弁部材）を駆動させることができる。
係合ディスク７１の回転中心（第２回転中心軸線）Ｏ2 を位置調整するためには、係合ディスク７１を偏心状態に支持する偏心リング７２の偏心部８２を回転させればよいので、本機構には、偏心リング７２を回転させて偏心部８２の偏心位置を調整する偏心位置調整機構（制御用部材）３０が設けられている。
【００９９】
この偏心位置調整機構３０の構成については、上述の第１実施形態と同様であるため、ここでは、その説明を省略する。
ところで、偏心部８２は、図１３に示すように、その外周面をホルダ７４の内周面に滑り軸受け８５の油膜を介して摺接し、その内周面を係合ディスク７１の外周面にベアリング７３を介して摺接している。
【０１００】
なお、滑り軸受け８５及びベアリング７３の構成については、上述の第１実施形態と同様であるため、ここでは、その説明を省略する。
ここで、ホルダ７４と偏心部８２との間の摺接面への潤滑油の供給について説明する。偏心部８２の外周面とホルダ７４の内周面とは、偏心部８２の偏心位置を調整する際に摺動し、これ以外の時には、積極的に摺動することはないが、この部分には、内部の係合ディスク７１に作用する力によってフレッティング磨耗が生じるので、これを回避できるように確実に油膜を形成する必要がある。
【０１０１】
本実施形態では、図１３に示すように、ホルダ７４の内部に、ホルダ７４と偏心部８２との間の摺接面とエンジンのシリンダベッド１に形成される潤滑油路７７とを接続するように油路７４Ａが形成されている。そして、この油路７４Ａを介して、ホルダ７４と偏心部８２との間の摺接部に潤滑油（エンジンオイル）が供給されるようになっている。
【０１０２】
この油路７４Ａの位置、即ち、ホルダ７４と偏心部８２との摺動面に形成される油路７４Ａの開口部７４ａの位置は、係合ディスク７１に加わる力の方向を考慮して設定されている。
すなわち、この係合ディスク７１に加わる力には、上述の第１実施形態で説明した係合ディスクに加わる力と同様の特性がある（図９参照）。つまり、バルブ開動時には、バルブの開放開始から上りカム駆動トルク最大点に達したところでカム駆動力Ｔ1 が最大となり、係合ディスク７１に加わる合力ＦＦも最大となる。この時の合力ＦＦは、カムシャフト側スライダ７８とカムローブ側スライダ７９とを結ぶ線と直交しカムローブ側スライダ７９にとって回転方向後方に位相おくれした方向に向く。即ち、カムシャフト側スライダ７８の位相よりも９０°だけ回転方向前方にずれ、カムローブ側スライダ７９の位相よりも９０°だけ回転方向後方にずれた方向に向く。
【０１０３】
また、バルブ閉動時には、バルブの閉鎖開始の手前の下りカム駆動トルク最大点に達したところでカム駆動力Ｔ1 が最大となり、係合ディスク７１に加わる合力ＦＦも最大となる。この時の合力ＦＦは、カムシャフト側スライダ７８とカムローブ側スライダ７９とを結ぶ線と直交しカムローブ側スライダ７９にとって回転方向前方に位相が進んだ方向に向く。即ち、カムシャフト側スライダ７８の位相よりも９０°だけ回転方向後方にずれ、カムローブ側スライダ７９の位相よりも９０°だけ回転方向前方にずれた方向に向く。
【０１０４】
このように、係合ディスク７１に加わる２つの最大荷重の方向は、前述のように、バルブ最大リフト時のカムローブ側スライダ７９方向とは逆向きのＶ字状に向かうようになる。つまり、バルブ最大リフト時にはカムローブ側スライダ７９は、最も上側の位置（図１３記載の位置から１８０°ずれた位置）になるように設定されているため、係合ディスク７１に加わる２つの最大荷重の方向は、最大リフト時にカムローブ側スライダ７９の方向とは逆向き（図１３、下向き）のＶ字状になる。
【０１０５】
このため、偏心部８２とホルダ７４との摺動面のうち、２つの最大荷重の作用方向の摺動面部分（図１５の荷重作用面部分）には圧力が加わることになるため、この荷重作用面部分に油路７４Ａの開口部７４ａを形成すると、スクイーズ効果によって発生した流体圧力が油路を通じて低下し、油膜の厚さが薄くなり、偏心部８２とホルダ７４との固体接触が発生し、磨耗や焼き付きが生じるおそれがある。
【０１０６】
したがって、油路７４Ａの開口部７４ａは、図１５に示すように、潤滑油をスクイーズ効果を妨げる荷重作用面を除いた部分に形成されている。つまり、油路７４Ａの開口部７４ａが、バルブの最大リフト時におけるカムローブ側スライダ７９の位置を挟んで略±９０°の範囲内の摺動面部分に形成されるようにしている。なお、油路７４Ａの開口部７４ａは、図２の油路適正位置に対して１８０°ずれた位置、即ち、−９０°〜＋９０°の範囲内の位置に設けるのが好ましい。
【０１０７】
なお、その他の可変動弁機構の各構成要素は第１実施形態と同様であるため、ここでは、その説明を省略する。
本発明の第２実施形態にかかる可変動弁機構は、上述のように構成されるので、このような可変動弁機構をそなえた内燃機関では、上述の第１実施形態と同様に作動される。
【０１０８】
また、本可変動弁機構では、図１５に示すように、油路７４Ａの開口部７４ａが、潤滑油を供給しにくい荷重作用面を除いた部分に形成されるように油路７４Ａが設けられているため、潤滑油路７７及び油路７４Ａを介して、ホルダ７４と偏心部８２との間の摺動面に、確実に油膜を形成できるようになる。
したがって、本可変動弁機構によれば、ホルダ７４と偏心部８２との間の摺動面部分に確実に油膜を形成することができるため、ホルダ７４と偏心部８２との間に焼付け等が発生するのを防止することができる。
【０１０９】
また、偏心部８２の外周面とホルダ７４の内周面との間に、確実に油膜が形成されるため、その摺動面部分のフレッティング磨耗を抑制することができるという利点がある。
また、潤滑油路７７及び油路７４Ａを介して確実に油膜を形成することができるため、滑り軸受を採用することができ、システム全体としての低コスト化を図ることができるという利点がある。
【０１１０】
なお、本発明にかかる可変動弁機構は、各実施形態の構成に限定されるものではなく、排気弁側と吸気弁側との両方を一つのアクチュエータで駆動しているが、これらは別々に駆動してもよく、また、各実施形態にかかる構成は、排気弁側と吸気弁側とのいずれか一方だけに部分的に適用することも考えられる。
また、本発明は、各実施形態の可変動弁機構に限定されるものではなく、従来の技術の欄に各公報番号をあげて記載した各可変動弁機構にも適用できるものである。
【０１１１】
さらに、各実施形態の可変動弁機構では、第１ピン部材の軸心と第２ピン部材の軸心とを第１回転中心軸線Ｏ1 の回りにほぼ１８０°だけ角度をずらせて、第１ピン部材の軸心，第１回転中心軸線Ｏ1 ，第２ピン部材の軸心がほぼ一直線状に並ぶように配置しているが、第１ピン部材の軸心及び第２ピン部材の軸心の相対位置関係はこれに限定されるものではなく、第１ピン部材の軸心と第１回転中心軸線Ｏ1 と第２ピン部材の軸心とが、１８０°以外の角度（例えば鈍角であっても鋭角であってもよい）になるように配置してもよい。
【０１１２】
さらに、不等速継手については各気筒毎に設置することができるので、エンジンの形状や形式に限定されることなく、４気筒エンジン等の各種の直列多気筒エンジンをはじめとして、あらゆるタイプのエンジンに対して、本機構を適用することができる。
また、本可変動弁機構におけるバルブステムとカムとの間のバルブ駆動形態は、実施形態に示すようなものに限定されるものではなく、例えば従来技術として記載した各種のバルブ駆動形態にも適用しうるものである。
【０１１３】
ここで、例えば特開平７−２３８８１５号公報に開示されているような可変動弁機構に適用する場合について第３実施形態として説明する。
このような可変動弁機構は、図１６に示すように、カムシャフト（第１回転軸部材）１００の外周に環状の隙間をおいて設けられる環状ディスク（中間回転部材）１５０と、弁部材としての吸気弁又は排気弁を駆動するカム部（第２回転軸部材）１７０と、環状ディスク１５０をベアリング１５５を介して回転自在に保持し、カム部材（軸部材）１１０，１２０を介して図示しないシリンダヘッドに支持されるディスクハウジング（保持部材）１６０とを備えて構成される。
【０１１４】
また、カムシャフト１００と環状ディスク１５０とはピン部材（第１接続部材）１３０を介して連結され、さらに環状ディスク１５０とカム部１７０とはピン部材（第２接続部材）１４０を介して連結されており、カムシャフト１００の回転力がピン部材１３０を介して環状ディスク１５０に伝達され、環状ディスク１５０に伝達された回転力がピン部材１４０を介してカム部１７０に伝達されるようになっている。
【０１１５】
そして、カム部材１１０，１２０を、図示しないアクチュエータによって軸線直角平面内で同方向に変位させることで、ディスクハウジング１６０を一方向に変位させ、カムシャフト１００と環状ディスク１５０との回転軸線をずらすことでカムシャフト１００の一回転中のカム部１７０の回転速度を増速又は減速させ、バルブ開放期間を変更するようになっている。
【０１１６】
ここでは、カム部材１１０，１２０が、第２回転軸部材としてのカム部１７０の回転速度を第１回転軸部材としてのカムシャフト１００の一回転内で増減させて伝達する変速機構として機能する。
このような可変動弁機構の場合であっても、上述の各実施形態で説明したように、バルブ最大リフト時には、中間回転部材（ここでは、環状ディスク１５０）に左右対称なＶ字状の２つの荷重（合力ＦＦ）が作用することになる。なお、Ｖ字状の荷重が上向きになっているのは、ピン部材１４０がカム部１７０の最大リフト点に対してカムシャフト１００の中心を挟んで反対側にあるためである。
【０１１７】
このため、カム部材１１０，１２０とディスクハウジング１６０との摺動面を潤滑するための油路を形成する際には、この荷重を考慮して、内燃機関に形成される潤滑油路から分岐させ、ディスクハウジング１６０の内部を通って、若しくは、カム部材１１０，１２０の内部を通じて、カム部材１１０，１２０とディスクハウジング１６０との摺動面に向かって油路を形成し、その開口部が、図１６のＢ区間（この区間が荷重作用部分を除いた区間となる）に形成されるようにすれば良い。
【０１１８】
また、ディスクハウジング１６０（又はベアリング１５５）と環状ディスク１５０との摺動面を潤滑するための油路を形成する際には、この荷重を考慮して、内燃機関に形成される潤滑油路から分岐させ、ディスクハウジング１６０の内部を通って、ディスクハウジング１６０（又はベアリング１５５）と環状ディスク１５０との摺動面に向かって油路を形成し、その開口部が、図１６のＡ区間〔この区間が荷重作用部分を除いた区間（図２の油路適正位置に対応する）となる〕に形成されるようにすれば良い。また、図１６に二点鎖線で示すように、Ａ区間の摺動面がつかるように油だまり（オイルバス）１８０を設けても良い。
【０１１９】
なお、第２回転軸部材としてのカム部１７０の回転速度を第１回転軸部材としてのカムシャフト１００の一回転内で増減させて伝達する変速機構は、上述したものには限定されず、種々のものを採用しうる。
また、このような荷重（合力ＦＦ）を考慮した油路の設定方法は、カム部材１１０，１２０と図示しないシリンダヘッドとの摺動面にも適用しうるものであり、この場合には、図１６の区間Ｃに相当する部位に油路の開口部を配置するのが好ましい。
【０１２０】
この本発明の可変動弁機構における荷重（合力ＦＦ）を考慮した油路の設定方法に関する技術は、荷重が影響する全ての摺動面において適用しうるものである。
【０１２１】
【発明の効果】
以上詳述したように、請求項１記載の本発明の可変動弁機構によれば、第１回転軸部材と軸支部材との摺動面に確実に油膜形成が可能となり、焼付け等の不具合を防止できるという利点がある。また、確実に油膜形成が可能となったことにより、すべり軸受の採用が可能となり、システム全体としての低コスト化を図ることができるという利点がある。
【０１２２】
請求項２及び３記載の本発明の可変動弁機構によれば、保持部材と軸支部材との摺動面に確実に油膜を形成することが可能となり、焼付け等の不具合を防止できるという利点がある。また、確実に潤滑油を給油できることにより、すべり軸受の採用が可能となり、システム全体としての低コスト化を図ることができるという利点がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態にかかる可変動弁機構における油路の配置を示す模式的な断面図である。
【図２】本発明の第１実施形態にかかる可変動弁機構の係合ディスクに作用する力によってカムシャフト外周位置に発生する荷重を示すグラフである。
【図３】本発明の第１実施形態にかかる可変動弁機構の斜視図である。
【図４】本発明の第１実施形態にかかる可変動弁機構の要部縦断面図である。
【図５】本発明の第１実施形態にかかる可変動弁機構における不等速継手を示す断面図であり、図４のＡ−Ａ矢視断面図である。
【図６】本発明の第１実施形態にかかる可変動弁機構の不等速機構についての作動特性を説明する特性図であり、（ａ１）〜（ａ５）は高速時の作動状態を示し、（ｂ１）〜（ｂ５）は低速時の作動状態を示す。
【図７】本発明の第１実施形態の可変動弁機構の不等速機構の設定を説明する図であり、機関のバルブリフト量，バルブ移動速度，バルブ移動加速度の変化例を示す図である。
【図８】本発明の第１実施形態の可変動弁機構の不等速機構の設定を説明する図であり、中間回転部材（係合ディスク）へ加わる力を説明する図である。
【図９】本発明の第１実施形態の可変動弁機構の不等速機構の設定を説明する図であり、カムの位相に応じて中間回転部材（係合ディスク）に加わる力のベクトルを示す図である。
【図１０】本発明の第１実施形態の可変動弁機構の不等速機構の設定を説明する図であり、カムの位相に応じて中間回転部材（係合ディスク）に加わる力のベクトルを示す図であり、（Ａ）は低速回転領域について、（Ｂ）は高速回転領域について、それぞれ示している。
【図１１】本発明の第１実施形態の可変動弁機構の不等速機構の設定を説明する図であり、カム駆動に必要なトルクをカムシャフトの角度に対して示す図であり、機関の低速領域における場合を示している。
【図１２】本発明の第１実施形態の可変動弁機構の不等速機構の設定を説明する図であり、カム駆動に必要なトルクをカムシャフトの角度に対して示す図であり、機関の高速領域における場合を示している。
【図１３】本発明の第２実施形態にかかる可変動弁機構における不等速継手を示す断面図であり、図１４のＣ−Ｃ矢視断面図である。
【図１４】本発明の第２実施形態にかかる可変動弁機構の要部縦断面図である。
【図１５】本発明の第２実施形態にかかる可変動弁機構における油路の配置を示す模式的な断面図である。
【図１６】本発明の第３実施形態にかかる可変動弁機構における油路の配置を説明するための模式的な断面図である。
【図１７】本発明の第１実施形態にかかる可変動弁機構における回転系に着目した油路の配置を示す模式的な断面図である。
【図１８】本発明の第１実施形態にかかる可変動弁機構における回転系に着目した油路の配置を示す模式的な断面図である。
【符号の説明】
１ エンジン（内燃機関）のシリンダヘッド
２ バルブ（弁部材）
６ カム
１０ 摺動面
１１ カムシャフト（第１回転軸部材）
１１Ａ 潤滑油路
１１Ｂ 油路
１１ｂ 油路の開口部
１２ カムローブ（第２回転軸部材）
１３ 不等速継手
１４ コントロールディスク（軸支部材）
１５ 偏心部（軸支部）
１６ 係合ディスク（中間回転部材）
１６Ａ 第１溝部としてのスライダ用溝
１６Ｂ 第２溝部としてのスライダ用溝
１７ カムシャフト側スライダ（第１接続部材）
１８ カムローブ側スライダ（第２接続部材）
１９ ドライブアーム
３０ 偏心位置調整機構[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable valve mechanism that controls opening and closing of intake valves and exhaust valves of an internal combustion engine at a timing according to the operating state of the engine, and in particular, can output while increasing or decreasing the rotational speed of an input rotation in one rotation. The present invention relates to a variable valve mechanism using an inconstant velocity joint.
[0002]
[Prior art]
A reciprocating internal combustion engine (hereinafter referred to as an engine) is provided with an intake valve or an exhaust valve (hereinafter collectively referred to as an engine valve or simply a valve). Since the valve is driven in a valve lift state corresponding to the rotation phase, the valve opening / closing timing and opening period (the amount of time the valve is opened in units of the crank rotation angle) also depends on the cam shape and rotation phase. Will respond.
[0003]
By the way, in the case of an intake valve or an exhaust valve provided in an engine, the optimum opening / closing timing and opening period differ depending on the load state and speed state of the engine. Therefore, various so-called variable valve timing devices (variable valve mechanisms) have been proposed that can change the opening / closing timing and opening period of such valves.
In particular, an inconstant-velocity joint using an eccentric mechanism is interposed between the cam and the camshaft, and the camshaft is set at a position that is eccentric with respect to the camshaft-side rotating shaft. The cam can be increased, decreased, or phase-changed with respect to the rotational speed of the camshaft during one rotation so that the eccentric state of the cam-side rotating shaft in the eccentric mechanism (that is, the axial center position of the cam-side rotating shaft). A technique has also been developed in which the opening / closing timing and opening period of the valve can be adjusted by adjustment.
[0004]
Techniques using such an inconstant velocity joint include, for example, Japanese Patent Publication No. 47-20654, Japanese Patent Application Laid-Open No. 3-168309, Japanese Patent Application Laid-Open No. 4-18305, Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-10630, Japanese Patent Application Laid-Open No. No. 238815, JP-A-8-144725, and the like.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the variable valve mechanism of the internal combustion engine using the non-constant velocity joint as described above, the cam side rotary shaft is located between the cam shaft side rotary shaft and the cam side rotary shaft with respect to the cam shaft side rotary shaft. Is required to maintain a predetermined eccentric state (shaft support member), and in order to adjust the opening / closing timing and opening period of the valve, the position of the shaft support member is changed and the cam with respect to the camshaft side rotating shaft is changed. It is necessary to change the eccentric state of the side rotation shaft (generally, the position of the eccentric shaft center).
[0006]
Therefore, an inconstant velocity joint and a shaft support member are disposed on the outer periphery of the camshaft, and the cam side rotation shaft is held in a predetermined eccentric state with respect to the camshaft side rotation shaft by the shaft support member. .
Such a shaft support member rotates within a certain range when adjusting the opening / closing timing and opening period of the valve, but is basically a fixed side member, such as a cam side rotating shaft or a camshaft side. It does not rotate in conjunction with the rotating shaft, and a large friction is generated on the sliding surface between the camshaft and the constant velocity joint. Therefore, between the shaft supporting member and the camshaft or the shaft supporting member. It is necessary to supply lubricating oil or interpose a bearing between the constant velocity joint and the inconstant velocity joint.
[0007]
On the other hand, in any of the variable valve mechanisms of the internal combustion engine using the constant velocity joint as described above, the rotational force is transmitted to the cam through the constant velocity joint, but the rotational force is transmitted in this way. On the other hand, in an inconstant velocity joint, a connecting member (for example, a pin) that transmits a rotational force while sliding in a radial direction, for example, between a camshaft-side rotating member and a cam-side rotating member that rotate at eccentric rotation axes. The rotational force is transmitted through a complicated transmission path through several kinds of members including the member.
[0008]
In particular, in a connecting member such as a pin member, when a rotational force is transmitted between the camshaft side rotating member and the cam side rotating member, the rotational driving force from the camshaft side and the valve driving reaction force from the cam side are mutually different. Acts in the reverse direction. For this reason, a large load in which these rotational driving force and valve driving reaction force are combined is generated in the constant velocity joint having the connecting member in a direction orthogonal to the axial center line.
[0009]
When such a load is applied, a large vertical drag is applied between the inconstant velocity joint and these shaft support members and camshaft, or on the inner peripheral side and outer peripheral side sliding surfaces of the inconstant velocity joint. This causes a significant increase in frictional resistance. In order to reduce this, it is important to reduce the coefficient of friction by reliably supplying lubricating oil to the sliding surface.
However, the portion of the sliding surface where such a large load is applied has a high surface pressure due to the influence of the load, and even if an attempt is made to supply lubricating oil to this portion from the outside (inside or outside) of the sliding surface. The lubricating oil is pushed back into the oil passage, and the lubricating oil cannot be sufficiently supplied, resulting in poor lubrication due to insufficient lubricating oil, leading to a large frictional resistance. In this case, seizure or the like occurs between the inconstant velocity joint and these shaft support members and the camshaft.
[0010]
The present invention has been devised in view of the above-described problems. In a variable valve mechanism using an inconstant velocity joint provided with a member (shaft support member) that supports a cam side rotating shaft in an eccentric state, Considering the load acting on the joint, it is possible to supply lubrication oil to the sliding surface from a location where supply efficiency is good, so that the variable motion around the constant velocity joint can be performed well. An object is to provide a valve mechanism.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
For this reason, the variable valve mechanism according to the first aspect of the present invention receives the rotational force from the crankshaft of the internal combustion engine and is driven to rotate about the first rotational axis, and the lubricating oil passage is formed along the axial direction inside. And a shaft support portion having a second rotation axis different from the first rotation axis and parallel to the first rotation axis, and an outer periphery of the first rotation shaft member A shaft support member that can be relatively rotated or swingable to displace the second rotation axis, an intermediate rotation member that is supported by the shaft support member, and an intermediate member that is supported by the first rotation shaft member. A first connecting member that connects the rotating member to rotate the intermediate rotating member in conjunction with the first rotating shaft member; and a second rotating shaft member that rotates about the first rotating shaft and has a cam portion. And connecting the second rotating shaft member to the intermediate rotating member and rotating the second rotating member in conjunction with the intermediate rotating member. A second connecting member that is capable of functioning, and an intake air that is provided integrally with or separately from the second connecting member, and that corresponds to the rotational phase of the second rotating shaft member through the cam portion. A valve member for setting an inflow period or an exhaust discharge period; and a second rotation axis that is a rotation center of the shaft support portion of the shaft support member in accordance with an operating state of the internal combustion engine. A control member that is displaced between the first rotary shaft member and the outer circumferential surface of the first rotary shaft member branched from the lubricating oil passage so as to lubricate the sliding surface between the first rotary shaft member and the pivot support member. An oil path is formed toward the outer periphery of the first rotary shaft member, The intermediate rotating member system that rotates corresponding to the first rotating shaft member is set at a position substantially opposite to the second connecting member. It is characterized by that.
[0012]
According to a second aspect of the present invention, there is provided a variable valve mechanism according to the present invention, comprising: a first rotating shaft member that receives rotational force from a crankshaft of an internal combustion engine and is driven to rotate about a first rotating shaft; and the first rotating shaft member An intermediate rotation member rotatably provided on an outer periphery of the intermediate rotation member, and a shaft support portion having a second rotation axis different from the first rotation axis and parallel to the first rotation axis. A shaft support member provided so as to be relatively rotatable on the outer periphery and capable of displacing the second rotation axis; a holding member that rotatably holds the shaft support member on the internal combustion engine; and the first rotation shaft A first connecting member that connects the intermediate rotating member to the member so that the intermediate rotating member can rotate in conjunction with the first rotating member; and a second connecting member that rotates about the first rotational axis and has a cam portion. A rotating shaft member, and the second rotating shaft member is connected to the intermediate rotating member, and the second rotating member is connected to the intermediate rotating portion. A second connecting member that is rotatable in conjunction with the second connecting member, and provided integrally or separately with the second connecting member, and corresponding to the rotational phase of the second rotating shaft member through the cam portion. A valve member for setting an intake air inflow period or an exhaust discharge period to the combustion chamber, and a second rotational axis that is a rotation center of the shaft support part of the shaft support member in accordance with an operating state of the internal combustion engine is a first position. And a control member that is displaced between the second position and the control member. The control member is branched from a lubricating oil passage formed in the internal combustion engine, and the sliding surface between the holding member and the shaft support member is lubricated. An oil passage is formed through the inside of the holding member toward the outer peripheral surface of the shaft support member, and the opening of the oil passage formed on the outer peripheral surface of the shaft support member is in the middle when the valve member is opened and closed. It is formed on the sliding surface excluding the load acting part of the sliding surface on which the load generated on the rotating member acts. The opening of the oil passage is formed in a sliding surface portion within a range of approximately ± 90 ° with reference to the position of the second connecting member when the valve member is fully lifted. It is characterized by that.
[0013]
According to a third aspect of the present invention, the variable valve mechanism according to the present invention receives rotational force from the crankshaft of the internal combustion engine and is driven to rotate about the first rotational axis, and a lubricating oil passage is formed along the axial direction. A first rotation shaft member and a shaft support portion having a second rotation axis that is different from the first rotation axis and parallel to the first rotation axis, and is rotated relative to the outer periphery of the first rotation shaft member. A shaft support member which is provided so as to be movable or swingable and capable of displacing the second rotation shaft center, an intermediate rotation member supported by the shaft support member, and the intermediate rotation member disposed on the first rotation shaft member. A first connecting member that is coupled to rotate the intermediate rotating member in conjunction with the first rotating shaft member; a second rotating shaft member that rotates about the first rotating shaft center and has a cam portion; The second rotating shaft member is connected to the intermediate rotating member so that the second rotating member can rotate in conjunction with the intermediate rotating member. An intake inflow period or exhaust gas into the combustion chamber of the internal combustion engine corresponding to the rotational phase of the second rotating shaft member, which is provided integrally with or separately from the two connecting members and the second connecting member. A valve member that sets a discharge period, and a second rotation axis that is a rotation center of the shaft support portion of the shaft support member is displaced between a first position and a second position in accordance with an operating state of the internal combustion engine. And a control member for branching from the lubricating oil passage so as to lubricate the sliding surface between the first rotating shaft member and the shaft support member, toward the outer peripheral surface of the first rotating shaft member. At least two An oil passage is formed and formed on the outer peripheral surface of the first rotating shaft member. At least one The load acting portion of the sliding surface where the load of the oil passage acts on the intermediate rotating member when the valve member is opened and closed In minutes Formed Be It is characterized by that.
[0014]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIGS. 1 to 12, 17 and 18 show a variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention. FIGS. 13 to 15 show a variable valve mechanism according to the second embodiment of the present invention. Is shown.
[0015]
First, the first embodiment will be described.
The internal combustion engine according to this embodiment is a reciprocating internal combustion engine, and the variable valve mechanism according to this embodiment includes an intake valve or an exhaust valve (generally referred to as an engine valve) installed above a cylinder. Or simply called a valve).
[0016]
3 and 4 are a perspective view and a cross-sectional view showing the main part of the variable valve mechanism. As shown in FIGS. 3 and 4, the cylinder head 1 opens and closes an intake port or an exhaust port (not shown). Accordingly, a valve (valve member) 2 is provided, and a valve spring (not shown) that urges the valve 2 toward the closing side is installed at the stem end 2A of the valve 2.
[0017]
Further, the rocker arm 8 is in contact with the stem end 2 </ b> A of the valve 2, and the cam 6 is in contact with the rocker arm 8. The valve 2 is driven in the opening direction so as to resist the urging force of the valve spring by the convex portion (cam crest portion) 6A of the cam 6. This variable valve mechanism is provided for rotating such a cam 6.
[0018]
As shown in FIGS. 3 and 4, the variable valve mechanism is a camshaft (first shaft) that is rotationally driven in conjunction with an engine crankshaft (not shown) via a belt (timing belt) 41 and a pulley 42. 1 rotation shaft member) 11 and a cam lobe (second rotation shaft member) 12 provided on the outer periphery of the cam shaft 11, and a cam (cam portion) 6 protrudes from the outer periphery of the cam lobe 12. The outer periphery of the cam lobe 12 is rotatably supported by a bearing portion 7 on the cylinder head 1 side.
[0019]
The camshaft 11 is supported by the bearing portion 7 via the cam lobe 12. The end portion of the camshaft 11 is connected to the bearing portion of the cylinder head 1 via an end member 43 coupled on the same axis. 1A is pivotally supported. Since the aforementioned pulley 42 is mounted on such an end member 43, the end member 43 equipped with this pulley 42 can be referred to as an input unit.
[0020]
As shown in FIG. 4, the bearing portion 7 has a split structure, and a bearing lower half portion 7 </ b> A formed in the cylinder head 1 and a bearing joined to the bearing lower half portion 7 </ b> A from above. The cap 7B and a bolt (not shown) that couples the bearing cap 7B to the bearing lower half 7A.
An inconstant velocity joint 13 is provided between the camshaft 11 and the cam lobe 12.
[0021]
The variable valve mechanism is suitable for a multi-cylinder engine. When the variable valve mechanism is applied to a multi-cylinder engine, a cam lobe 12 and a constant velocity joint 13 are provided for each cylinder. Here, the case where this variable valve mechanism is applied to an in-line four-cylinder engine will be described as an example.
The inconstant velocity joint 13 includes a control disk (shaft support member) 14 rotatably supported on the outer periphery of the camshaft 11, and an eccentric portion (shaft support portion) 15 provided integrally with the control disk 14. An engagement disk (intermediate rotating member) 16 provided on the outer periphery of the eccentric portion 15, a camshaft side slider (first connection member) 17 and a cam lobe side slider (second connection member) connected to the engagement disk 16. ) 18. The engagement disk 16 is also called a harmonic ring.
[0022]
As shown in FIG. 3, the eccentric portion 15 has a rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11. 1 The center of rotation O 2 The engaging disk 16 has a center (second rotation center axis) O of the eccentric portion 15. 2 It is designed to rotate around.
As shown in FIG. 3, each of the camshaft side slider 17 and the cam lobe side slider 18 has slider main bodies 21 and 22 at the distal ends thereof, and drive pin portions 23 and 24 at the proximal end sides, respectively.
[0023]
As shown in FIG. 4, on one surface of the engagement disk 16, a slider groove 16A in which the slider body 21 of the camshaft side slider 17 is slidably fitted in the radial direction (radial direction), and A slider groove 16B is formed in which the slider body 22 of the cam lobe slider 18 is slidably fitted. Here, the two slider grooves 16A and 16B are arranged on the same diameter so as to shift the rotational phase by 180 ° from each other.
[0024]
The camshaft 11 is provided with a drive arm 19, the cam lobe 12 is provided with an arm portion 20, and the drive arm 19 has a hole portion 19 </ b> A into which the drive pin portion 23 of the camshaft side slider 17 is rotatably fitted. The arm portion 20 is provided with a hole portion 20A into which the drive pin portion 24 of the cam lobe slider 18 is rotatably fitted.
[0025]
The drive arm 19 is provided in a space excluding the arm portion 20 between the cam lobe 12 and the control disk 14 so as to protrude in the radial direction (radial direction) from the cam shaft 11. And are coupled to rotate together. On the other hand, the arm portion 20 is integrally formed so that the end portion of the cam lobe 12 protrudes in the radial direction (radial direction) and the axial direction to a position close to one side surface of the engagement disk 16.
[0026]
By the way, between the slider main body 21 and the groove 16A, as shown in FIG. 5, between the outer flat surfaces 21B and 21C of the slider main body 21 and the inner wall planes 28A and 28B of the groove 16A, the groove 16B and the slider main body. Rotational force is transmitted between the inner wall planes 28C and 28D of the groove 16B and the outer planes 22B and 22C of the slider main body 22, respectively.
[0027]
When the rotation is transmitted in this manner, the engagement disk 16 is eccentric, so that the engagement disk 16 is repeatedly advanced or delayed with respect to the camshaft 11, and the cam lobe 12 is engaged. The cam lobe 12 rotates at an unequal speed with respect to the camshaft 11 while repeating the preceding and delaying with respect to the disk 16.
[0028]
Such rotational phase characteristics on the cam lobe 12 side (that is, characteristics on whether the cam lobe 12 side advances or lags behind the cam shaft 11 side), as shown by curves PA1 and PA2 in the graph shown in the middle of FIG. Become.
That is, as shown in FIG. 6 (a1), the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 is obtained. 2 Is the rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11 and cam lobe 12. 1 Is eccentric upward (high-speed upward eccentricity). And the rotation center O 1 , O 2 The slider groove 16A and the camshaft side slider 17 are located above the rotation center O. 1 , O 2 If the slider groove 16B and the cam lobe side slider 18 are positioned below the reference (cam shaft rotation angle is 0), the phase characteristic on the cam lobe 12 side is as shown by a curve PA1 in FIG.
[0029]
As shown by a curve PA1 in FIG. 6, when the camshaft rotation angle as shown in FIG. 6A1 is 0, the cam lobe 12 side has the same phase angle as the camshaft 11 side.
The rotational phase characteristics on the cam lobe 12 side corresponding to the rotational angle of the cam shaft 11 after that, that is, the characteristics of the advance or delay of the rotational phase on the cam lobe 12 side with respect to the rotational phase on the cam shaft 11 side are the rotation on the cam shaft 11 side. This corresponds to an integral value obtained by integrating the rotational speed on the cam lobe 12 side with respect to the speed.
[0030]
Therefore, as shown by the curve PA1 in FIG. 6, when the camshaft 11 rotates from 0 ° to 90 °, the cam lobe 12 side precedes the camshaft 11 side, and the advance angle gradually increases. When the camshaft 11 reaches 90 °, the cam lobe 12 side comes first than the camshaft 11 side (see FIG. 6 (a2)), and then the camshaft 11 rotates from 90 ° to 180 °. In this case, the cam lobe 12 side precedes the cam shaft 11 side, but the advance angle gradually decreases, and when the cam shaft 11 reaches 180 °, the cam lobe 12 side is equal to the cam shaft 11 side. The phase angle is obtained (see FIG. 6 (a3)).
[0031]
Further, when the camshaft 11 rotates from 180 ° to 270 °, the cam lobe 12 side is delayed from the camshaft 11 side and the delay angle gradually increases. However, when the camshaft 11 becomes 270 °, The cam lobe 12 side is the most delayed than the cam shaft 11 side (see FIG. 6 (a4)), and then the cam lobe 12 side is moved to the cam shaft 11 side when the cam shaft 11 is rotated from 270 ° to 360 °. Although it is delayed, the delay angle gradually decreases, and when the camshaft 11 reaches 360 °, the cam lobe 12 side has the same phase angle as the camshaft 11 side (see FIG. 6 (a5)).
[0032]
Here, when the position of the valve 2 with respect to the cam 6 is set so that the valve lift becomes maximum when the camshaft 11 is at a position of 180 °, the valve lift curve becomes as shown by a curve VL1 in FIG. A curve VL0 in FIG. 6 indicates the lift curve characteristics (lift curve base) of the valve when the cam lobe 12 side is not eccentric with respect to the cam shaft 11 side and the cam lobe 12 side always has the same phase angle as the cam shaft 11 side. Is shown.
[0033]
In the lift curve characteristic indicated by the curve VL1, the valve opening timing (opening start timing) ST1 is earlier than the lift curve base opening timing ST0, and the valve closing timing (opening end timing) ET1 is the lift curve base closing timing ET0. Will be slower. The valve opening timing ST1 is earlier than the lift curve base because the rotational phase angle is advanced on the cam lobe 12 side than the camshaft 11 side in the region where the valve starts to open, and the valve closing timing ET1. Is slower than the lift curve base because the rotational phase angle of the cam lobe 12 side is delayed from the cam shaft 11 side in the region where the valve finishes opening.
[0034]
On the other hand, as shown in FIG. 6 (b1), the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 is obtained. 2 Is the rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11 and cam lobe 12. 1 Is eccentric downward (low-speed downward eccentricity), and the center of rotation O 1 , O 2 The slider groove 16A and the camshaft side slider 17 are located above the rotation center O. 1 , O 2 If the slider groove 16B and the cam lobe side slider 18 are positioned below the reference (cam shaft rotation angle is 0), the phase characteristic on the cam lobe 12 side is as shown by a curve PA2 in FIG.
[0035]
That is, as shown by a curve PA2 in FIG. 6, when the camshaft rotation angle as shown in FIG. 6 (a1) is 0, the cam lobe 12 side has the same phase angle as the camshaft 11 side. When 11 rotates from 0 ° to 90 °, the cam lobe 12 side is delayed from the cam shaft 11 side, and the delay angle gradually increases, but when the cam shaft 11 reaches 90 °, the cam lobe 12 side When the camshaft 11 is rotated from 90 ° to 180 ° after this, the camlobe 12 is delayed from the camshaft 11 side most later than the camshaft 11 side (see FIG. 6B2). However, the delay angle gradually decreases, and when the camshaft 11 reaches 180 °, the cam lobe 12 side has the same phase angle as the camshaft 11 side [FIG. Reference].
[0036]
Further, when the camshaft 11 is rotated from 180 ° to 270 °, the cam lobe 12 side precedes the camshaft 11 side and the advance angle gradually increases, but when the camshaft 11 becomes 270 °. Then, the cam lobe 12 side is the most advanced than the cam shaft 11 side (see FIG. 6 (b4)). Thereafter, when the cam shaft 11 is rotated from 270 ° to 360 °, the cam lobe 12 side is the cam shaft 11 side. Although more advanced, the advance angle gradually decreases, and when the camshaft 11 reaches 360 °, the cam lobe 12 side has the same phase angle as the camshaft 11 side (see FIG. 6 (b5)). .
[0037]
Thus, when the cam lobe 12 rotates with the rotational phase characteristic as shown by the curve PA2 in FIG. 6, the lift curve of the valve becomes as shown by the curve VL2 in FIG.
In the lift curve characteristic indicated by the curve VL2, the valve opening timing (opening start timing) ST2 is later than the lift curve base opening timing ST0, and the valve closing timing (opening end timing) ET2 is the lift curve base closing timing. It will be faster than ET0.
[0038]
The reason why the valve opening timing ST2 is later than the lift curve base is that the rotational phase angle of the cam lobe 12 is delayed from the camshaft 11 in the region where the valve starts to open. The reason why the valve closing timing ET2 is earlier than the lift curve base is that the cam lobe 12 side is more advanced than the camshaft 11 side in the region where the valve finishes opening.
[0039]
In this way, the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disc 16 is obtained. 2 That is, the lift curve characteristic of the valve can be changed according to the eccentric position of the engagement disk 16. When the opening timing of the valve is early and the closing timing is late, the valve opening period becomes longer, which is suitable for high-speed rotation of the engine.When the opening timing of the valve is late and the closing timing is fast, the valve opening period is shortened and the engine Suitable for low speed rotation.
[0040]
For this reason, as shown in FIG. 6 (a1), the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 is obtained. 2 Is the rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11. 1 If it is above (opposite to the rotational phase direction giving the valve lift top), the valve opening period will be the longest, so that the eccentricity for high speed will occur, and as shown in FIG. Center of rotation (second rotation center axis) O 2 Is the rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11. 1 If it is below (the rotational phase direction giving the valve lift top), the valve opening period becomes the shortest, and therefore, the eccentricity for low speed is obtained.
[0041]
Then, the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 2 Is at an intermediate position between the position shown in FIG. 6 (a1) and the position shown in FIG. 6 (b1), the valve 2 is controlled with valve characteristics (valve opening timing or closing timing) according to the position. Will drive.
That is, the second rotation center axis O 2 Is shifted from the upper eccentric position shown in FIG. 6 (a1) to the lower position, the valve characteristic approaches the lift curve base characteristic shown by the curve VL0 from the lift curve characteristic (high speed characteristic) shown by the curve VL1, Second rotation center axis O 2 Is the first rotation center axis O 1 When the height is substantially equal to (there is no deviation in the vertical direction), the valve characteristics are almost similar to the lift curve base characteristics. Further, the second rotation center axis O 2 Is shifted toward the downward eccentric position shown in FIG. 6 (b1), the valve characteristic approaches the lift curve characteristic (low speed characteristic) indicated by the curve VL2 from the lift curve base characteristic indicated by the curve VL0.
[0042]
Therefore, for example, according to the engine operating state such as the engine speed (rotational speed), the second rotation center axis O 2 If the position of the valve 2 is adjusted continuously or stepwise, the valve 2 can be driven with characteristics that are always suitable for the operating state of the engine.
Rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 2 In order to adjust the position of the eccentric portion 15, the eccentric portion 15 that supports the engaging disc 16 in an eccentric state may be rotated. Therefore, in this mechanism, the control disc 14 having the eccentric portion 15 is rotated to rotate the eccentric portion 15. An eccentric position adjusting mechanism (control member) 30 for adjusting the eccentric position is provided.
[0043]
As shown in FIGS. 3 and 4, the eccentric position adjusting mechanism 30 includes an eccentric control gear 31 formed on the outer periphery of the control disk 14 and a control gear 35 that meshes with the eccentric control gear 31. A gear shaft (control shaft) 32 installed in parallel and an actuator 33 for rotationally driving the control shaft 32 are provided, and the operation is controlled through the ECU 34.
[0044]
That is, as shown in FIG. 3, the ECU 34 is supplied with detection information (engine speed information) from an engine speed sensor (not shown), detection information (TPS information) from a throttle position sensor, and an airflow sensor (not shown). Detection information (AFS information) and the like are input, and the control of the motor in the eccentric position adjustment mechanism 30 is performed according to the rotational speed of the engine and the load state based on such information. ing.
[0045]
Then, for example, when the engine is at high speed or high load, the rotational phase of the control disk 14 is adjusted so that the valve lift characteristic as shown by the curve VL1 in FIG. Control. Further, when the engine is at a low speed or at a low load, the rotational phase of the control disk 14 is adjusted so that the valve lift characteristic as shown by the curve VL2 in FIG. To do. In general, the rotational phase of the control disk 14 is adjusted so as to obtain an intermediate valve lift characteristic between the curve VL1 and the curve VL2 in FIG. 6 according to the rotation and load of the engine.
[0046]
Incidentally, the control gear 35 provided on the control shaft 32 is a scissor gear made up of two gears 35A and 35B. One gear 35A is fixed to the control shaft 32, while the other gear 35B is the control shaft 32. Equipped to be rotatable against. That is, the gear 35B is disposed so as to contact the gear 35A, and receives a biasing force in the rotational direction by the torsion spring 38 provided between the journal 35 fixed to the outer periphery of the control shaft 32. The eccentric control gear 31 and the control gear 35 on the control disk 14 side are engaged with each other without rattling by both the gears 35A and 35B.
[0047]
When the eccentric position adjusting mechanism 30 is installed, both the gears 35A and 35B are engaged with the eccentric control gear 31 on the control disk 14 side on the outer periphery of the camshaft 11 which has already been installed, and then the journal 36 is moved. By disposing the journal 36 at a predetermined position in the axial direction while rotating with respect to the control shaft 32, the journal 35 is connected to the control shaft 32 by the detent pin 36A after the axial biasing force and the rotational biasing force are applied to the gear 35B. Fix so that it rotates as a unit.
[0048]
In addition, when this variable valve mechanism is applied to a four-cylinder engine, a cam lobe 12 and an invariant joint 13 are provided for each cylinder. It has a variable valve mechanism.
By the way, as shown in FIG. 5, the eccentric portion 15 is in sliding contact with the outer peripheral surface of the camshaft 11 via the oil film of the sliding bearing 47, and the outer peripheral surface is brought into contact with the inner peripheral surface of the engagement disk 16. It is in sliding contact with the bearing 37.
[0049]
The eccentric portion 15 is driven when the phase is adjusted by the actuator 33. The eccentric portion 15 does not rotate with respect to the rotation of the engine and can be regarded as a fixed state. 11 and the engagement disk 16 rotate in conjunction with the rotation of the engine, and therefore, wear or the like is likely to occur on the inner and outer sliding surfaces of the eccentric portion 15 and must be prevented.
[0050]
Therefore, as described above, the bearing 37 is interposed between the sliding portion of the engaging disk 16 and the eccentric portion 15, that is, between the outer peripheral surface of the eccentric portion 15 and the inner peripheral surface of the engaging disc 16. Abrasion is also suppressed. As the bearing 37, a needle bearing that can be interposed more compactly is used. The bearing 37 is not limited to this needle bearing, and various bearings can be used.
[0051]
When the sliding portion between the engaging disk 16 and the eccentric portion 15 is a “simple sliding bearing”, the friction between the engaging disc 16 and the eccentric portion 15 is difficult when fluid lubrication is difficult, particularly when the engine is started. However, by providing this bearing 37, the friction between the engagement disk 16 and the eccentric portion 15 is greatly reduced, and transmission of rotational force through the engagement disk 16 and phase adjustment can be performed more smoothly. As a result, the engine startability can be improved.
[0052]
On the other hand, a sliding surface between the eccentric portion 15 and the camshaft 11 is a sliding bearing (journal bearing) 47.
This is because if a bearing is interposed on both the sliding surface of the engaging disk 16 and the eccentric portion 15 and the sliding surface of the eccentric portion 15 and the camshaft 11, the size of the system is increased and the mountability is reduced. In addition, since the diameter of the sliding surface is larger when it is installed between the engaging disk 16 and the eccentric part 15 than between the camshaft 11 and the eccentric part 15, the bearing is more effective. This is because it can be exhibited effectively.
[0053]
Therefore, as shown in FIG. 4, a lubricating oil passage 11 </ b> A is formed along the axial direction inside the camshaft 11, and the position where the eccentric portion 15 of the camshaft 11 is installed is An oil passage 11 </ b> B branches from the lubricating oil passage 11 </ b> A toward the outer peripheral surface of the camshaft 11. The lubricating oil (engine oil) is supplied to the sliding surface between the eccentric portion 15 and the camshaft 11 via the lubricating oil passage 11A and the oil passage 11B.
[0054]
Here, the position of the oil passage 11B, that is, the position of the opening 11b of the oil passage 11B formed on the sliding surface between the eccentric portion 15 and the camshaft 11 will be described.
The position of the opening 11b of the oil passage 11B is formed in consideration of the direction of the force applied to the engagement disk 16, and here, first, the force applied to the camshaft 11 and the cam lobe 12, and these camshafts. 11 and the force applied to the engagement disk 16 through the cam lobe 12 will be described.
[0055]
A rotational force (that is, cam driving torque) corresponding to the rotation of the crankshaft of the engine is applied to the camshaft 11.
Considering the force applied to the cam lobe 12, the cam lobe 12 receives a spring reaction force from the valve spring 3 and an inertial force due to a reciprocating motion of the valve or the like through the cam 6 as the valve 2 is lifted (opened). For this reason, as shown in FIG. 7, the cam rotation driving torque with respect to the valve lift amount VL of the engine mainly acts to counter the valve spring force in the low speed range, and therefore, the curve T L The characteristic is as follows, and in the high speed range, the curve T mainly works to counter the inertia load of the valve. H It becomes the following characteristics.
[0056]
As shown in FIG. 7, since the direction of the torque acting on the cam is reversed at the maximum valve lift point, the cam drive torque is reversed from positive to negative at the maximum valve lift point.
Considering the force applied to the engagement disk 16, as shown in FIG. 8, the engagement disk 16 has a cam drive force T1 from the camshaft side slider 17 applied as a rotational force of the camshaft 11, and a cam lobe. A reaction force F1 with respect to the cam driving force T1 from the side slider 18 is applied, and a resultant force FF of the cam driving force T1 and the reaction force F1 becomes a force applied to the engagement disk 16.
[0057]
Here, assuming that the engagement disk 16 is rotating counterclockwise, when the valve is moving in the opening direction, as shown in FIG. 8, a cam driving force T1 and a reaction force F1 are generated. The resultant force FF of the cam driving force T1 and the reaction force F1 works in the directions opposite to each other in the direction perpendicular to the straight line connecting the center of the camshaft side slider 17 and the center of the cam lobe side slider 18 and the cam lobe. The side slider 18 acts in the counter-rotating direction.
[0058]
When the valve is moving in the closing direction, the resultant force FF is a direction perpendicular to a straight line connecting the center of the camshaft side slider 17 and the center of the cam lobe side slider 18. Conversely, the cam lobe slider 18 acts in the rotational direction. Further, the direction of the resultant force FF is reversed during the maximum valve lift.
[0059]
The force that supports the engagement disk 16 is a force that is opposite to the resultant force FF, and the resultant force FF is generated by the cam drive torque. Accordingly, the cam driving torque acts in the counter-rotating direction for the cam lobe side slider 18 when the valve is opened, that is, when the valve lift is rising, and for the cam lobe side slider 18 when the valve is closed.
[0060]
Therefore, a vector of the resultant force FF applied to the engagement disk 16 in accordance with the phase of the cam 6 is shown in FIG. FIG. 9 shows the position of the cam lobe side slider 18 with C, the cam shaft side slider 17 with S, and the engagement disk 16 rotates counterclockwise.
Further, the upward direction of the vertical axis in FIG. 9 indicates the rotation center (first rotation center axis) O at the maximum valve lift. 1 Shows the position of the cam lobe side slider 18 with respect to the vertical axis, the right side (clockwise direction) from the vertical axis indicates the position of the cam lobe side slider 18 before the maximum valve lift, and the left side from the vertical axis (counterclockwise direction). The position of the cam lobe side slider 18 after the maximum valve lift is shown.
[0061]
In FIG. 9, FL1 indicates the magnitude and direction of the resultant force FF applied to the engagement disk 16 when the valve is opened, and FL2 indicates the magnitude and direction of the resultant force FF applied to the engagement disk 16 when the valve is closed.
As shown in FL1 in FIG. 9, when the valve is opened, the cam drive force T is reached when the maximum cam drive torque is reached from the start of valve opening. 1 Is the maximum, and the resultant force FF applied to the engagement disk 16 is also the maximum. The resultant force FF at this time is orthogonal to the line connecting the camshaft side slider 17 and the cam lobe side slider 18 and is directed in the counter-rotating direction for the cam lobe side slider 18. That is, it is shifted forward by 90 ° from the phase of the camshaft side slider 17 and shifted backward by 90 ° from the phase of the cam lobe side slider 18.
[0062]
Further, as shown in FL2 in FIG. 9, when the valve is closed, the cam driving force T is reached when the maximum downward cam driving torque is reached before the valve starts closing. 1 Is the maximum, and the resultant force FF applied to the engagement disk 16 is also the maximum. The resultant force FF at this time is orthogonal to the line connecting the camshaft side slider 17 and the cam lobe side slider 18 and is directed to the cam lobe side slider 18 in the rotational direction. In other words, the phase is shifted backward by 90 ° from the phase of the camshaft side slider 17 and is shifted forward by 90 ° from the phase of the cam lobe side slider 18. As described above, the directions of the two maximum loads applied to the engagement disk 16 are V-shaped opposite to the direction of the cam lobe side slider 18 at the time of maximum valve lift.
[0063]
In the variable valve mechanism, the valve lift period is adjusted according to the rotational speed of the engine, the valve lift period is adjusted to be shorter at low speeds, and the valve lift period is adjusted to be longer at high speeds. A characteristic diagram (vector diagram) of the resultant force FF applied to the composite disk 16 is estimated and shown for each engine rotational speed region as shown in FIG.
[0064]
In FIG. 10, (A) shows when the engine is rotating at low speed, and (B) shows when the engine is rotating at high speed.
As shown in FIG. 10A, when the engine rotates at a low speed, the valve lift period is adjusted to be short, and the cam drive torque T L Since the valve spring force is mainly used, the maximum cam driving torque maximum point and the maximum cam driving torque maximum point both approach the maximum valve lift point. Therefore, the maximum load direction of the resultant force FL1 when the valve is opened approaches the right side of the horizontal axis (the direction clockwise by 90 ° from the phase angle of the cam lobe side slider 18 at the time of maximum valve lift). Accordingly, the maximum load direction of the resultant force FL2 when the valve is closed approaches the left side of the horizontal axis (the counterclockwise direction by 90 ° from the phase angle of the cam lobe-side slider 18 at the maximum valve lift).
[0065]
Therefore, the directions of the two maximum loads applied to the engagement disc 16 are also directed in a V shape opposite to the direction of the cam lobe side slider 18 at the maximum valve lift, but the angle θ formed by the two maximum load directions L Increases as the valve lift period (opening period) is shortened and the engine speed is decreased.
Further, as shown in FIG. 10B, during the high speed rotation of the engine, the valve lift period is adjusted to be longer and the cam drive torque T H Since the inertia force of the valve is mainly, the maximum cam drive torque maximum point and the maximum cam drive torque maximum point both move away from the maximum valve lift point. Accordingly, the maximum load direction of the resultant force FL1 when the valve is opened is accordingly moved away from the right side of the horizontal axis (the direction clockwise by 90 ° from the cam lobe side slider 18 phase angle when the valve is fully lifted), and the valve is closed. In accordance with this, the maximum load direction of the resultant force FL2 when moving is away from the left side of the horizontal axis (the direction counterclockwise by 90 ° from the phase angle of the cam lobe-side slider 18 at the maximum valve lift).
[0066]
Therefore, the directions of the two maximum loads applied to the engagement disk 16 are also directed in a V shape opposite to the direction of the cam lobe side slider 18 at the time of the maximum valve lift, but the angle formed by the two maximum load directions is It becomes narrower according to the longer valve lift period (valve opening period) and the higher engine speed.
11 and 12 show the torque required for cam drive, that is, the cam drive torque to be applied to the engagement disk 16 through the cam shaft 11, with respect to the rotation angle of the cam shaft. FIG. FIG. 12 shows the case of high engine speed. As shown in the figure, it can be seen that as the engine speed increases, the torque required for driving the cam increases and the maximum torque point moves away from the maximum lift.
[0067]
Thus, considering the force applied to the engagement disk 16, there is a certain characteristic in the direction as shown in FIGS. 9 and 10, and the engine speed is high as shown in FIGS. It can be seen that a greater force is applied.
Next, the position setting of the opening 11b of the oil passage 11B in consideration of the force applied to the engagement disk 16 will be described. Here, the position setting when the stationary system (for example, the eccentric portion 15) is used as a reference will be described.
[0068]
As shown in FIGS. 8 and 9, when the valve is moved in the opening direction, the cam driving force T1 and the reaction force F1 act on the engaging disk 16 in the reverse rotation direction to drive the cam. The resultant force FF of the force T1 and the reaction force F1 is in a direction perpendicular to a straight line connecting the center of the camshaft side slider 17 and the center of the cam lobe side slider 18 and only 90 ° with respect to the cam lobe side slider 18. Acts in the direction of phase lag.
[0069]
For this reason, when the cam lobe side slider 18 comes to the position indicated by the point A in FIG. 1 which is the maximum cam drive torque when the valve lift is up, the phase is delayed by 90 ° relative to the cam lobe side slider 18 (valve The maximum load (the resultant force FF) is generated in the direction of the arrow attached to the lift up. At this point A, since the sliding surface 10 between the eccentric portion 15 and the camshaft 11 exists inside the eccentric portion 15, when the resultant force FF acts on the engagement disk 16, the resultant force FF of the sliding surface 10 The a portion of the sliding surface 10 located on the side opposite to the acting direction becomes a load acting portion, and the eccentric portion 15 presses against the camshaft 11.
[0070]
Then, after passing the point B in FIG. 1 which is the maximum lift point, the resultant force FF is in a direction perpendicular to a straight line connecting the center of the camshaft side slider 17 and the center of the cam lobe side slider 18. Contrary to point A in FIG. 1, it acts in a direction in which the phase advances by 90 ° with respect to the cam lobe slider 18 (the direction of the arrow attached to the valve lift down), and the maximum cam drive torque when the valve lift is down When the point C in FIG. 1 is reached, the maximum load (the resultant force FF) is generated in the direction in which the phase advances by 90 ° with respect to the cam lobe side slider 18.
[0071]
At this point C, since the sliding surface 10 between the eccentric portion 15 and the camshaft 11 exists inside the eccentric portion 15, when the resultant force FF acts on the engagement disk 16, the resultant force FF of the sliding surface 10 The part b of the sliding surface 10 located on the side opposite to the action direction becomes a load action part, and the eccentric part 15 presses against the camshaft 11.
When the opening 11b is formed in the a part and the b part of the sliding surface 10 which is such a load acting part, oil flows into the oil passage 11B through the opening 11b due to the fluid pressure generated by the wedge effect or the squeeze effect. As a result of the reverse flow, the oil film thickness of the sliding surface 10 (near part a or b) becomes thin, so that the solid contact between the eccentric part 15 and the camshaft 11 is generated and seized. Will occur.
[0072]
Here, FIG. 2 is a diagram showing the load applied to the sliding surface 10, where the solid line is the load applied at high speed (ex.7000 rpm) with a large valve opening period, and the broken line is at low speed (ex.1000 rpm) with a small valve opening period. ). 2 represents the load, and the horizontal axis represents the position of the outer periphery of the camshaft 11 corresponding to the position of the camshaft side slider 17 at the time of maximum valve lift (the maximum of the sliding surface in FIG. 1). Expanded at the lower point position). The sliding surface position is shown with respect to the stationary system (eccentric part 15).
[0073]
Thus, a relatively large load is applied at both the high speed and the low speed at positions a and b (corresponding to a and b in FIG. 1) of the outer periphery of the sliding surface 10 in FIG. I understand. Accordingly, at a predetermined timing, the opening 11b is a position where no load is applied on the outer periphery of the sliding surface 10 [a position excluding the a part and the b part; an oil passage appropriate position (-180 ° to -90 in FIG. 2). [°, 90 ° to 180 °)].
[0074]
By the way, in this embodiment, the load acting on the a part and the b part becomes a problem because the load generation region before and after the process of generating the maximum load (the resultant force FF), that is, the cam lobe side slider 18 It is the area before and after point A and before and after point C (in this case, the cam lobe side slider 18 is positioned above the horizontal reference line L perpendicular to the axis of the camshaft 11). Accordingly, if the opening 11b is not positioned at the a part and the b part in this valve lift region, the oil supply from the opening 11b can be performed without any trouble.
[0075]
Therefore, in the valve lift region, it is only necessary that the opening 11b is always located substantially below the line L (see FIG. 1).
On the other hand, paying attention to the cam lobe side slider 18, the cam lobe side slider 18 is positioned above the line L in the valve lift region. Therefore, the opening 11b of the camshaft 11 is set at a position almost opposite to the cam lobe-side slider 18 with respect to the system of the engagement disk 16 that rotates corresponding to the camshaft 11.
[0076]
When the oil passage 11B is formed at such a position, the camshaft 11 rotates and the cam lobe-side slider 18 moves from the point A to the point C in FIG. Even so, the position of the opening 11b of the oil passage 11B moves from 11B (point A) in FIG. 1 to 11B (point C), and the sliding surface when a load acts on the engagement disc 16 Therefore, it is possible to prevent the above-mentioned problems from occurring and to improve the supply of lubricating oil to the sliding surface 10. it can.
[0077]
In this case, the position is set almost opposite to the cam lobe side slider 18, but the position is not limited to this.
Since the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention is configured as described above, in an internal combustion engine equipped with such a variable valve mechanism, the control disk 14 is controlled through the eccentric position adjusting mechanism 30. The valve opening characteristic is controlled while adjusting the rotation phase.
[0078]
In other words, the ECU 34 sets the rotation phase of the control disk 14 in accordance with the engine speed and the load state based on the engine speed information, the AFS information, and the like, and based on the detection signal of the position sensor, The control disk 14 is driven through the operation control of the actuator 33 so that the actual rotational phase is set.
[0079]
Then, through the operation control of the actuator 33 by the ECU 34, the eccentric portion 15 is rotated to adjust the phase angle, and the rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 16 is adjusted. 2 For example, the higher the engine speed and the engine load, the longer the valve opening period is made closer to the curve VL1 in FIG. 6, while the engine speed and the engine load are lower. The valve opening period is shortened so as to approach the curve VL2 in FIG.
[0080]
In this manner, valve driving suitable for the engine operating state can be performed while controlling the rotational phase (position) of the control disk 14 in accordance with the engine operating state. In particular, since the lift characteristics of the valve can be continuously adjusted, the valve can be driven with characteristics that are always optimal for the operating state of the engine.
[0081]
In this variable valve mechanism, as shown in FIG. 1, the opening 11b of the oil passage 11B is formed in a portion excluding the load acting portion where it is difficult to supply the lubricating oil. An oil film can be reliably formed on the sliding surface portion between the camshaft 11 and the eccentric portion 15 via the lubricating oil passage 11A and the oil passage 11B without causing any trouble in the supply of the lubricating oil. Become.
[0082]
Therefore, according to the present variable valve mechanism, an oil film can be reliably formed on the sliding surface 10 between the camshaft 11 and the eccentric portion 15 that are liable to generate friction due to a load action. There is an advantage that it is possible to prevent the occurrence of baking or the like between 11 and the eccentric portion 15.
Further, since an oil film can be reliably formed through the lubricating oil passage 11A and the oil passage 11B, a sliding bearing can be employed, and there is an advantage that the cost of the entire system can be reduced.
[0083]
Here, the case where the position of the opening portion 11b of the oil passage 11B is set by focusing on the stationary system has been described, but the opening of the oil passage 11B is also considered when focusing on the rotating system (that is, the rotating camshaft 11). The position of the part 11b can be set.
In this way, the opening 11b can be set by paying attention to the rotating camshaft 11 because the harmonic ring 16 rotates in accordance with the rotation of the camshaft 11 and is connected to the harmonic ring 16. This is because the load acting portion can be defined by the position of the slider 18.
[0084]
When attention is paid to such a rotating system, that is, it corresponds to the content described for the resultant force FF with reference to FIG. 8, the phase is shifted by approximately ± 90 ° with respect to the cam lobe side slider 18 as shown in FIG. 17. A large load acts on the part (shown as a load acting part in the figure).
For this reason, the oil passage 11B may be provided so that the opening 11b is formed in a portion excluding these load acting portions where it is difficult to supply the lubricating oil. That is, the opening 11b of the oil passage 11B may be provided in a portion of the sliding surface 10 between the eccentric portion 15 and the camshaft 11 except for the vicinity in two directions orthogonal to the direction of the cam lobe side slider 18. It will be. In particular, if the opening 11b of the oil passage 11B is formed at the position farthest from the load acting portion where it is difficult to supply the lubricating oil, it becomes easier to supply the lubricating oil.
[0085]
If the position of the opening 11b is set based on the rotation system in this way, it can be set in a wider and more reliable area than when the position of the opening 11b is set based on the stationary system.
Since the opening 11b of the oil passage 11B may be provided in a portion excluding a load acting portion where it is difficult to supply the lubricating oil, as shown by a solid line in FIG. 17, the eccentricity on the opposite side to the cam lobe side slider 18 is provided. May be formed on the sliding surface 10 between the portion 15 and the camshaft 11, and may be formed on the sliding surface 10 between the eccentric portion 15 on the cam lobe side slider 18 side and the camshaft 11, as shown by a two-dot chain line. Also good.
[0086]
Here, one oil passage 11B is provided so that the opening 11b is formed in a portion excluding a load acting portion where it is difficult to supply the lubricating oil, but two oil passages 11BA and 11BB are provided. Then, as shown in FIG. 18, it can be considered that the openings 11ba and 11bb of the oil passages 11BA and 11BB are formed in the load acting portion where it is difficult to supply the lubricating oil.
[0087]
If the two oil passages 11BA and 11BB are provided in this way, when the valve is moving in the opening direction, the load acting portion (the left side in FIG. 18) forward of the cam lobe side slider 18 receives the lubricating oil. Although it is difficult to supply the lubricating oil from the oil passage 11BA, it is easy to supply the lubricating oil from the oil passage 11BB. In this case, the lubricating oil is supplied from the oil passage 11BB.
[0088]
On the other hand, when the valve is moving in the closing direction, the load acting portion (right side in FIG. 18) behind the rotational direction is a portion where it is difficult to supply the lubricating oil to the cam lobe side slider 18, and lubrication is performed from the oil passage 11BB. Although it is difficult to supply oil, conversely, since lubricating oil is easily supplied from the oil passage 11BA, in this case, the lubricating oil is supplied from the oil passage 11BA.
[0089]
Therefore, one of the two oil passages 11BA and 11BB provided so that the opening is formed in the load acting portion where it is difficult to supply the lubricating oil to the sliding surface 10 between the eccentric portion 15 and the camshaft 11. Even if it is difficult to supply the lubricating oil, the other is in a state where it is easy to supply the lubricating oil, so that the lubricating oil is surely supplied to the sliding surface 10 between the eccentric portion 15 and the camshaft 11. Will be able to.
[0090]
In this case, the openings 11ba and 11bb of the two oil passages 11BA and 11BB are formed in a load acting portion where it is difficult to supply the lubricating oil when the valve is pushed up or when the valve is returned. The position of the portion is not limited to this, and one opening is formed in a load acting portion where it is difficult to supply the lubricating oil, and the other opening is a portion excluding the load acting portion where it is difficult to supply the lubricating oil. You may make it form in.
[0091]
Here, the two oil passages 11BA and 11BB are provided, but the present invention is not limited to this, and a larger number of oil passages may be provided.
Next, a second embodiment of the present invention will be described.
In this embodiment, the constant velocity joint is different from that of the first embodiment. That is, as shown in FIGS. 13 and 14, the inconstant velocity joint 70 of the present embodiment is an engagement disk (intermediate rotating member) supported rotatably on the outer periphery of the camshaft (first rotating shaft member) 11. ) 71, a camshaft side slider (first connecting member) 78 and a cam lobe side slider (second connecting member) 79 connected to the engaging disk 71, and the outer periphery of the engaging disk 71 via a bearing 73. An eccentric ring (shaft support member) 72 that is supported and an eccentric portion (shaft support portion) 82 provided integrally with the eccentric ring 72 are provided, and the eccentric ring 72 is provided on the outer periphery of the engagement disk 71. The difference is that they are provided.
[0092]
The constant velocity joint 70 is supported by the cylinder head 1 of the engine via a holder (holding member) 74. That is, the holder 74 is disposed on the outer periphery of the constant velocity joint 70 and the holder 74 is attached to the cylinder head 1 of the engine via the screws 75 and 76 so that the constant velocity joint 70 is supported by the cylinder head 1. I try to do it.
[0093]
Here, the eccentric portion 82 of the eccentric ring 72 has a rotation center (first rotation center axis) O of the camshaft 11 as shown in FIG. 1 Center of rotation (second rotational center axis) O 2 The eccentric ring 72 has a center O of the eccentric portion 82. 2 It is designed to rotate around.
Further, as shown in FIG. 13, a hole 71A for mounting the camshaft side slider 78 is formed on one surface of the engagement disk 71, and a hole 71B for mounting the cam lobe side slider 79 is formed. Is formed.
[0094]
The camshaft side slider 78 is slid in the axial direction (the radial direction of the camshaft 11) with respect to the protruding pin member 80 projecting from the camshaft 11 in the radial direction. And a top member 81 which is equipped so as to be movable.
The top member 81 has a cylindrical outer peripheral surface 81A on the outer periphery, and the inner periphery of the hole 71A of the engagement disc 71 is constituted by a cylindrical inner peripheral surface 71a corresponding to the cylindrical outer peripheral surface 81A. A piece member 81 is inserted in the portion 71A so as to be swingable. The top member 81 can rotate in the hole 71A while sliding the cylindrical outer peripheral surface 81A on the cylindrical inner peripheral surface 71a.
[0095]
On the other hand, the cam lobe side slider 79 is provided so as to be out of phase with the coma member 81 of the cam shaft side slider 78 (here, the phase is shifted by 180 °) so as not to interfere with the cam shaft side slider 78. The The cam lobe side slider 79 is configured as a pin member, and one end portion of the cam lobe side slider 79 is radially in the slider groove 84A formed in the arm portion 84 of the cam lobe 83 in the radial direction (radial direction). The other end of the cam lobe slider 79 is housed in a hole 71B on the engagement disk 71 side.
[0096]
Therefore, when the engagement disk 71 rotates, the cam lobe slider 79 rotates integrally with the engagement disk 71, and this rotational force is transmitted from the cam lobe slider 79 to the cam lobe 83 through the slider groove 84A. It is like that.
Therefore, in the constant velocity joint 70, the rotation of the camshaft 11 is transmitted from the projecting pin member 80 to the engagement disk 71 through the top member 81 and the hole 71A, and further, the hole 71B and the cam lobe side slider. Through 79, the arm portion 84 is transmitted to the cam lobe 83.
[0097]
When the rotation is transmitted in this manner, the engagement disk 71 is eccentric, so that the engagement disk 71 is repeatedly advanced or delayed with respect to the camshaft 11, and the cam lobe 83 is engaged. The cam lobe 83 rotates at an unequal speed with respect to the camshaft 11 while repeating the preceding and delaying with respect to the disk 71.
[0098]
Therefore, for example, according to the engine operating state such as the engine speed (rotational speed), the second rotation center axis O 2 If the position of the valve is adjusted continuously or stepwise, the valve (valve member) can be driven with characteristics always suitable for the operating state of the engine.
Rotation center (second rotation center axis) O of the engagement disk 71 2 In order to adjust the position, the eccentric portion 82 of the eccentric ring 72 that supports the engaging disk 71 in an eccentric state may be rotated. Therefore, in this mechanism, the eccentric ring 72 is rotated and the eccentric portion 82 is eccentric. An eccentric position adjusting mechanism (control member) 30 for adjusting the position is provided.
[0099]
Since the configuration of the eccentric position adjusting mechanism 30 is the same as that of the first embodiment described above, the description thereof is omitted here.
By the way, as shown in FIG. 13, the eccentric portion 82 is in sliding contact with the inner peripheral surface of the holder 74 via the oil film of the sliding bearing 85, and the inner peripheral surface is in contact with the outer peripheral surface of the engagement disk 71. 73 is in sliding contact.
[0100]
In addition, about the structure of the sliding bearing 85 and the bearing 73, since it is the same as that of the above-mentioned 1st Embodiment, the description is abbreviate | omitted here.
Here, the supply of the lubricating oil to the sliding contact surface between the holder 74 and the eccentric portion 82 will be described. The outer peripheral surface of the eccentric portion 82 and the inner peripheral surface of the holder 74 slide when adjusting the eccentric position of the eccentric portion 82, and at other times, they do not slide positively. Since fretting wear occurs due to the force acting on the internal engagement disk 71, it is necessary to reliably form an oil film so that this can be avoided.
[0101]
In the present embodiment, as shown in FIG. 13, a sliding contact surface between the holder 74 and the eccentric portion 82 and a lubricating oil passage 77 formed in the cylinder bed 1 of the engine are connected to the inside of the holder 74. An oil passage 74A is formed in the bottom. The lubricating oil (engine oil) is supplied to the sliding contact portion between the holder 74 and the eccentric portion 82 via the oil passage 74A.
[0102]
The position of the oil passage 74A, that is, the position of the opening 74a of the oil passage 74A formed on the sliding surface between the holder 74 and the eccentric portion 82 is set in consideration of the direction of the force applied to the engagement disc 71. ing.
That is, the force applied to the engagement disk 71 has the same characteristics as the force applied to the engagement disk described in the first embodiment (see FIG. 9). In other words, when the valve is opened, the cam drive force T is reached when the maximum cam drive torque is reached from the start of valve opening. 1 Is the maximum, and the resultant force FF applied to the engagement disk 71 is also the maximum. The resultant force FF at this time is perpendicular to the line connecting the camshaft side slider 78 and the cam lobe side slider 79 and is directed in a direction phased backward in the rotational direction for the cam lobe side slider 79. That is, it is shifted in the rotational direction forward by 90 ° from the phase of the camshaft side slider 78, and is shifted in the backward direction of rotation by 90 ° from the phase of the cam lobe side slider 79.
[0103]
When the valve is closed, the cam drive force T is reached when the maximum descending cam drive torque is reached before the valve starts closing. 1 Is the maximum, and the resultant force FF applied to the engagement disk 71 is also the maximum. The resultant force FF at this time is perpendicular to the line connecting the camshaft side slider 78 and the cam lobe side slider 79 and is directed in the direction in which the phase advances forward in the rotational direction for the cam lobe side slider 79. That is, it is shifted in the rotational direction backward by 90 ° from the phase of the camshaft side slider 78, and is shifted in the rotational direction forward by 90 ° from the phase of the cam lobe side slider 79.
[0104]
As described above, the directions of the two maximum loads applied to the engagement disk 71 are V-shaped in the opposite direction to the cam lobe side slider 79 direction at the time of maximum valve lift. That is, since the cam lobe side slider 79 is set to the uppermost position (position shifted by 180 ° from the position shown in FIG. 13) at the time of maximum valve lift, the two maximum loads applied to the engagement disk 71 are reduced. The direction is V-shaped in the direction opposite to the direction of the cam lobe slider 79 (downward in FIG. 13) at the maximum lift.
[0105]
For this reason, pressure is applied to the sliding surface portions (the load acting surface portion in FIG. 15) in the acting direction of the two maximum loads among the sliding surfaces of the eccentric portion 82 and the holder 74. When the opening 74a of the oil passage 74A is formed in the working surface portion, the fluid pressure generated by the squeeze effect decreases through the oil passage, the thickness of the oil film becomes thin, and solid contact between the eccentric portion 82 and the holder 74 occurs. Wear and seizure may occur.
[0106]
Therefore, the opening 74a of the oil passage 74A is formed in a portion excluding the load acting surface that obstructs the squeeze effect of the lubricating oil, as shown in FIG. That is, the opening 74a of the oil passage 74A is formed on a sliding surface portion within a range of approximately ± 90 ° across the position of the cam lobe side slider 79 when the valve is at the maximum lift. The opening 74a of the oil passage 74A is preferably provided at a position shifted by 180 ° with respect to the appropriate oil passage position in FIG. 2, that is, at a position within the range of −90 ° to + 90 °.
[0107]
Since the other components of the variable valve mechanism are the same as those in the first embodiment, the description thereof is omitted here.
Since the variable valve mechanism according to the second embodiment of the present invention is configured as described above, an internal combustion engine having such a variable valve mechanism is operated in the same manner as in the first embodiment described above. .
[0108]
Further, in the present variable valve mechanism, as shown in FIG. 15, the oil passage 74A is provided so that the opening 74a of the oil passage 74A is formed in a portion excluding the load acting surface where it is difficult to supply the lubricating oil. Therefore, an oil film can be reliably formed on the sliding surface between the holder 74 and the eccentric portion 82 via the lubricating oil passage 77 and the oil passage 74A.
Therefore, according to this variable valve mechanism, an oil film can be reliably formed on the sliding surface portion between the holder 74 and the eccentric portion 82, so that seizure or the like is not caused between the holder 74 and the eccentric portion 82. It can be prevented from occurring.
[0109]
Further, since an oil film is reliably formed between the outer peripheral surface of the eccentric portion 82 and the inner peripheral surface of the holder 74, there is an advantage that fretting wear of the sliding surface portion can be suppressed.
Further, since an oil film can be reliably formed through the lubricating oil passage 77 and the oil passage 74A, a sliding bearing can be employed, and there is an advantage that the cost of the entire system can be reduced.
[0110]
The variable valve mechanism according to the present invention is not limited to the configuration of each embodiment, and both the exhaust valve side and the intake valve side are driven by a single actuator. The configuration according to each embodiment may be partially applied to only one of the exhaust valve side and the intake valve side.
Further, the present invention is not limited to the variable valve mechanism of each embodiment, but can be applied to each variable valve mechanism described with reference to each publication number in the column of the prior art.
[0111]
Furthermore, in the variable valve mechanism of each embodiment, the axis of the first pin member and the axis of the second pin member are connected to the first rotation center axis O. 1 The axis of the first pin member and the first rotation center axis O are shifted by approximately 180 ° around 1 The second pin members are arranged so that the shaft centers thereof are aligned in a substantially straight line, but the relative positional relationship between the shaft center of the first pin member and the shaft center of the second pin member is not limited to this. , The axis of the first pin member and the first rotation center axis O 1 And the axis of the second pin member may be arranged at an angle other than 180 ° (for example, an obtuse angle or an acute angle).
[0112]
Furthermore, since the constant velocity joint can be installed for each cylinder, it is not limited to the shape and form of the engine, and any type of engine including various in-line multi-cylinder engines such as a 4-cylinder engine. In contrast, this mechanism can be applied.
In addition, the valve drive mode between the valve stem and the cam in the variable valve mechanism is not limited to the one shown in the embodiment, and for example, can be applied to various valve drive modes described as the prior art. It is possible.
[0113]
Here, for example, a case where the present invention is applied to a variable valve mechanism as disclosed in JP-A-7-238815 will be described as a third embodiment.
As shown in FIG. 16, such a variable valve mechanism includes an annular disc (intermediate rotary member) 150 provided with an annular gap on the outer periphery of a camshaft (first rotary shaft member) 100, and a valve member. The cam portion (second rotary shaft member) 170 for driving the intake valve or the exhaust valve of the cylinder and the annular disk 150 are rotatably held via the bearing 155 and are not shown via the cam members (shaft members) 110 and 120. And a disk housing (holding member) 160 supported by the cylinder head.
[0114]
The camshaft 100 and the annular disk 150 are coupled via a pin member (first connection member) 130, and the annular disk 150 and the cam portion 170 are coupled via a pin member (second connection member) 140. The rotational force of the camshaft 100 is transmitted to the annular disk 150 via the pin member 130, and the rotational force transmitted to the annular disk 150 is transmitted to the cam portion 170 via the pin member 140. Yes.
[0115]
Then, the cam members 110 and 120 are displaced in the same direction within a plane perpendicular to the axis line by an actuator (not shown), so that the disk housing 160 is displaced in one direction, and the rotational axes of the camshaft 100 and the annular disk 150 are shifted. Thus, the rotational speed of the cam portion 170 during one rotation of the camshaft 100 is increased or decreased to change the valve opening period.
[0116]
Here, the cam members 110 and 120 function as a transmission mechanism that increases and decreases the rotation speed of the cam portion 170 as the second rotation shaft member within one rotation of the cam shaft 100 as the first rotation shaft member.
Even in the case of such a variable valve mechanism, as described in the above embodiments, at the time of maximum valve lift, the V-shaped 2 symmetrical to the intermediate rotating member (here, the annular disk 150) is symmetric. Two loads (the resultant force FF) will act. The reason why the V-shaped load is upward is that the pin member 140 is on the opposite side of the center of the camshaft 100 with respect to the maximum lift point of the cam portion 170.
[0117]
For this reason, when forming an oil passage for lubricating the sliding surface between the cam members 110 and 120 and the disk housing 160, the load is taken into consideration and the oil passage is branched from the lubricating oil passage formed in the internal combustion engine. The oil passage is formed through the inside of the disk housing 160 or through the inside of the cam members 110 and 120 toward the sliding surface between the cam members 110 and 120 and the disk housing 160, and the opening is shown in FIG. What is necessary is just to make it form in 16 B area (this area turns into an area except a load action part).
[0118]
Further, when an oil passage for lubricating the sliding surface between the disk housing 160 (or the bearing 155) and the annular disk 150 is formed, the lubricating oil passage formed in the internal combustion engine is taken into consideration in consideration of this load. An oil passage is formed through the inside of the disk housing 160 toward the sliding surface between the disk housing 160 (or the bearing 155) and the annular disk 150, and the opening thereof is the section A in FIG. The section may be formed in a section excluding the load acting portion (corresponding to the oil passage proper position in FIG. 2). Further, as indicated by a two-dot chain line in FIG. 16, an oil sump (oil bath) 180 may be provided so that the sliding surface of the A section is used.
[0119]
Note that the speed change mechanism that increases and decreases the rotation speed of the cam portion 170 as the second rotation shaft member within one rotation of the cam shaft 100 as the first rotation shaft member and transmits the speed change mechanism is not limited to the above-described one. Can be adopted.
Further, the oil path setting method in consideration of such a load (the resultant force FF) can be applied to the sliding surface between the cam members 110 and 120 and a cylinder head (not shown). It is preferable to arrange an oil passage opening in a portion corresponding to 16 sections C.
[0120]
The technology relating to the oil passage setting method in consideration of the load (the resultant force FF) in the variable valve mechanism of the present invention can be applied to all sliding surfaces affected by the load.
[0121]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the variable valve mechanism of the present invention described in claim 1, it is possible to reliably form an oil film on the sliding surface between the first rotating shaft member and the shaft support member, which causes problems such as seizure. There is an advantage that can be prevented. In addition, since the oil film can be reliably formed, a slide bearing can be adopted, and there is an advantage that the cost of the entire system can be reduced.
[0122]
According to the variable valve mechanism of the second and third aspects of the present invention, it is possible to reliably form an oil film on the sliding surface between the holding member and the shaft support member, and it is possible to prevent problems such as seizure. There is. Further, since the lubricating oil can be reliably supplied, a sliding bearing can be adopted, and there is an advantage that the cost of the entire system can be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic cross-sectional view showing an arrangement of oil passages in a variable valve mechanism according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a graph showing a load generated at an outer peripheral position of the camshaft by a force acting on an engagement disk of the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a perspective view of a variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a longitudinal sectional view of an essential part of the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention.
5 is a cross-sectional view showing the inconstant velocity joint in the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG. 4;
FIG. 6 is a characteristic diagram for explaining the operating characteristics of the inconstant speed mechanism of the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention, wherein (a1) to (a5) show operating states at high speed; (B1)-(b5) show the operating state at low speed.
FIG. 7 is a diagram for explaining the setting of the inconstant speed mechanism of the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention, and is a diagram showing a change example of the valve lift amount, the valve moving speed, and the valve moving acceleration of the engine. is there.
FIG. 8 is a diagram illustrating the setting of the inconstant speed mechanism of the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention, and is a diagram illustrating the force applied to the intermediate rotating member (engagement disk).
FIG. 9 is a diagram for explaining the setting of the inconstant speed mechanism of the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention, in which a vector of force applied to the intermediate rotating member (engagement disk) according to the phase of the cam is calculated. FIG.
FIG. 10 is a diagram for explaining the setting of the inconstant speed mechanism of the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention, in which a vector of force applied to the intermediate rotating member (engaging disk) according to the phase of the cam is calculated. FIG. 5A shows a low-speed rotation area, and FIG. 5B shows a high-speed rotation area.
FIG. 11 is a view for explaining the setting of the inconstant speed mechanism of the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention, and shows the torque required for driving the cam with respect to the angle of the camshaft; The case in the low-speed region is shown.
FIG. 12 is a view for explaining the setting of the inconstant speed mechanism of the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention, and shows the torque required for driving the cam with respect to the angle of the camshaft; The case in the high-speed region is shown.
13 is a cross-sectional view showing an inconstant velocity joint in a variable valve mechanism according to a second embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line CC of FIG.
FIG. 14 is a longitudinal sectional view of an essential part of a variable valve mechanism according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 15 is a schematic cross-sectional view showing the arrangement of oil passages in a variable valve mechanism according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 16 is a schematic cross-sectional view for explaining the arrangement of oil passages in a variable valve mechanism according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 17 is a schematic cross-sectional view showing an oil passage arrangement focusing on a rotating system in the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 18 is a schematic cross-sectional view showing an oil passage arrangement focusing on a rotating system in the variable valve mechanism according to the first embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 Cylinder head of engine (internal combustion engine)
2 Valve (Valve member)
6 cams
10 Sliding surface
11 Camshaft (first rotating shaft member)
11A Lubricating oil passage
11B oil passage
11b Oil passage opening
12 Cam lobe (second rotary shaft member)
13 Constant velocity joint
14 Control disk (shaft support member)
15 Eccentric part (shaft support)
16 Engagement disc (intermediate rotating member)
16A Slider groove as first groove
16B Slider groove as second groove
17 Camshaft side slider (first connecting member)
18 Cam lobe side slider (second connecting member)
19 Drive arm
30 Eccentric position adjustment mechanism

Claims (3)

内燃機関のクランク軸から回転力を伝達されて第１回転軸心回りに回転駆動され、内部に軸方向に沿って潤滑油路が形成された第１回転軸部材と、
該第１回転軸心とは異なり且つ該第１回転軸心と平行な第２回転軸心を有する軸支部を備えると共に該第１回転軸部材の外周に相対回転可能又は揺動可能に設けられて該第２回転軸心を変位させうる軸支部材と、
該軸支部材に軸支された中間回転部材と、
該第１回転軸部材に該中間回転部材を連結して該中間回転部材を該第１回転軸部材と連動して回転可能とする第１接続部材と、
該第１回転軸心回りに回転しカム部を有する第２回転軸部材と、
該中間回転部材に該第２回転軸部材を連結して該第２回転部材を該中間回転部材と連動して回転可能とする第２接続部材と、
該第２接続部材と一体又は別体に設けられて、該カム部を通じて該第２回転軸部材の回転位相に対応して該内燃機関の燃焼室への吸気流入期間又は排気放出期間を設定する弁部材と、
該内燃機関の運転状態に応じて該軸支部材の該軸支部の回転中心である該第２回転軸心を第１位置と第２位置との間で変位させる制御用部材とをそなえ、
該第１回転軸部材と該軸支部材との摺動面を潤滑するように該潤滑油路から分岐して該第１回転軸部材の外周面に向かって油路が形成され、
該第１回転軸部材の外周面に形成される該油路の開口部が、該第１回転軸部材と対応して回転する該中間回転部材の系に対し、該第２接続部材とほぼ反対位置に設定されることを特徴とする、可変動弁機構。A first rotating shaft member that receives rotational force from a crankshaft of an internal combustion engine and is driven to rotate about a first rotating shaft center, and in which a lubricating oil passage is formed along the axial direction;
A shaft support portion having a second rotation axis that is different from the first rotation axis and parallel to the first rotation axis is provided, and is provided on the outer periphery of the first rotation shaft member so as to be relatively rotatable or swingable. A shaft support member capable of displacing the second rotation axis;
An intermediate rotating member pivotally supported by the pivoting member;
A first connecting member that couples the intermediate rotating member to the first rotating shaft member and enables the intermediate rotating member to rotate in conjunction with the first rotating shaft member;
A second rotating shaft member rotating around the first rotating shaft center and having a cam portion;
A second connecting member that couples the second rotating shaft member to the intermediate rotating member and enables the second rotating member to rotate in conjunction with the intermediate rotating member;
An intake inflow period or an exhaust discharge period to the combustion chamber of the internal combustion engine is set corresponding to the rotational phase of the second rotating shaft member through the cam portion, provided integrally with or separately from the second connection member. A valve member;
A control member for displacing the second rotational axis, which is the rotation center of the shaft support portion of the shaft support member, between the first position and the second position in accordance with the operating state of the internal combustion engine;
An oil path is formed to branch from the lubricating oil path so as to lubricate the sliding surface between the first rotating shaft member and the shaft support member and toward the outer peripheral surface of the first rotating shaft member;
The opening of the oil passage formed on the outer peripheral surface of the first rotating shaft member is substantially opposite to the second connecting member with respect to the system of the intermediate rotating member that rotates corresponding to the first rotating shaft member. A variable valve mechanism characterized by being set to a position . 内燃機関のクランク軸から回転力を伝達されて第１回転軸心回りに回転駆動される第１回転軸部材と、
該第１回転軸部材の外周に回転可能に設けられた中間回転部材と、
該第１回転軸心とは異なり且つ該第１回転軸心と平行な第２回転軸心を有する軸支部を備えると共に該中間回転部材の外周に相対回転しうるように設けられて該第２回転軸心を変位させうる軸支部材と、
該軸支部材を該内燃機関に回動自在に保持する保持部材と、
該第１回転軸部材に該中間回転部材を連結して該中間回転部材を該第１回転部材と連動して回転可能とする第１接続部材と、
該第１回転軸心回りに回転しカム部を有する第２回転軸部材と、
該中間回転部材に該第２回転軸部材を連結して該第２回転部材を該中間回転部材と連動して回転可能とする第２接続部材と、
該第２接続部材と一体又は別体に設けられて、該カム部を通じて該第２回転軸部材の回転位相に対応して該内燃機関の燃焼室への吸気流入期間又は排気放出期間を設定する弁部材と、
該内燃機関の運転状態に応じて該軸支部材の該軸支部の回転中心である該第２回転軸心を第１位置と第２位置との間で変位させる制御用部材とをそなえ、
該内燃機関に形成される潤滑油路から分岐し、該保持部材と該軸支部材との摺動面を潤滑するように該保持部材の内部を貫通し該軸支部材の外周面に向かって油路が形成され、
該軸支部材の外周面に形成される該油路の開口部が、該弁部材の開閉時に該中間回転部材に生じる荷重が作用する該摺動面の荷重作用部分を除いた該摺動面に形成され、
該油路の該開口部が、該弁部材の最大リフト時における該第２接続部材の位置を基準として略±９０°の範囲内の摺動面部分に形成されることを特徴とする、可変動弁機構。A first rotating shaft member that receives rotational force from a crankshaft of the internal combustion engine and is driven to rotate about the first rotating shaft center;
An intermediate rotating member rotatably provided on the outer periphery of the first rotating shaft member;
Different from the first rotation axis and having a shaft support portion having a second rotation axis parallel to the first rotation axis, the second rotation axis is provided so as to be relatively rotatable on the outer periphery of the intermediate rotation member. A shaft support member capable of displacing the rotation axis;
A holding member that rotatably holds the shaft support member on the internal combustion engine;
A first connecting member that couples the intermediate rotating member to the first rotating shaft member and enables the intermediate rotating member to rotate in conjunction with the first rotating member;
A second rotating shaft member rotating around the first rotating shaft center and having a cam portion;
A second connecting member that couples the second rotating shaft member to the intermediate rotating member and enables the second rotating member to rotate in conjunction with the intermediate rotating member;
An intake inflow period or an exhaust discharge period to the combustion chamber of the internal combustion engine is set corresponding to the rotational phase of the second rotating shaft member through the cam portion, provided integrally with or separately from the second connection member. A valve member;
A control member for displacing the second rotational axis, which is the rotation center of the shaft support portion of the shaft support member, between the first position and the second position in accordance with the operating state of the internal combustion engine;
Branching from a lubricating oil passage formed in the internal combustion engine, passing through the inside of the holding member so as to lubricate the sliding surface between the holding member and the shaft support member, toward the outer peripheral surface of the shaft support member An oil passage is formed,
The oil passage opening formed on the outer peripheral surface of the shaft support member is a sliding surface excluding a load acting portion of the sliding surface on which a load generated on the intermediate rotating member acts when the valve member is opened and closed. It is formed on,
The opening of the oil passage is formed in a sliding surface portion within a range of approximately ± 90 ° with respect to the position of the second connecting member when the valve member is fully lifted. Variable valve mechanism. 内燃機関のクランク軸から回転力を伝達されて第１回転軸心回りに回転駆動され、内部に軸方向に沿って潤滑油路が形成された第１回転軸部材と、
該第１回転軸心とは異なり且つ該第１回転軸心と平行な第２回転軸心を有する軸支部を備えると共に該第１回転軸部材の外周に相対回転可能又は揺動可能に設けられて該第２回転軸心を変位させうる軸支部材と、
該軸支部材に軸支された中間回転部材と、
該第１回転軸部材に該中間回転部材を連結して該中間回転部材を該第１回転軸部材と連動して回転可能とする第１接続部材と、
該第１回転軸心回りに回転しカム部を有する第２回転軸部材と、
該中間回転部材に該第２回転軸部材を連結して該第２回転部材を該中間回転部材と連動して回転可能とする第２接続部材と、
該第２接続部材と一体又は別体に設けられて、該カム部を通じて該第２回転軸部材の回転位相に対応して該内燃機関の燃焼室への吸気流入期間又は排気放出期間を設定する弁部材と、
該内燃機関の運転状態に応じて該軸支部材の該軸支部の回転中心である該第２回転軸心を第１位置と第２位置との間で変位させる制御用部材とをそなえ、
該第１回転軸部材と該軸支部材との摺動面を潤滑するように該潤滑油路から分岐して該第１回転軸部材の外周面に向かって少なくとも２つの油路が形成され、
該第１回転軸部材の外周面に形成される少なくとも１つの油路の開口部が、該弁部材の開閉時に該中間回転部材に生じる荷重が作用する該摺動面の荷重作用部分に形成されることを特徴とする、可変動弁機構。A first rotating shaft member that receives rotational force from a crankshaft of an internal combustion engine and is driven to rotate about a first rotating shaft center, and in which a lubricating oil passage is formed along the axial direction;
A shaft support portion having a second rotation axis that is different from the first rotation axis and parallel to the first rotation axis is provided, and is provided on the outer periphery of the first rotation shaft member so as to be relatively rotatable or swingable. A shaft support member capable of displacing the second rotation axis;
An intermediate rotating member pivotally supported by the pivoting member;
A first connecting member that couples the intermediate rotating member to the first rotating shaft member and enables the intermediate rotating member to rotate in conjunction with the first rotating shaft member;
A second rotating shaft member rotating around the first rotating shaft center and having a cam portion;
A second connecting member that couples the second rotating shaft member to the intermediate rotating member and enables the second rotating member to rotate in conjunction with the intermediate rotating member;
An intake inflow period or an exhaust discharge period to the combustion chamber of the internal combustion engine is set corresponding to the rotational phase of the second rotating shaft member through the cam portion, provided integrally with or separately from the second connection member. A valve member;
A control member for displacing the second rotational axis, which is the rotation center of the shaft support portion of the shaft support member, between the first position and the second position in accordance with the operating state of the internal combustion engine;
Branching from the lubricating oil passage so as to lubricate the sliding surface between the first rotating shaft member and the shaft support member, and at least two oil passages are formed toward the outer peripheral surface of the first rotating shaft member;
At least one opening of the oil passage, formed in the load operating unit amount of the sliding surface of the load caused the intermediate rotary member acting upon the opening and closing of the valve member formed on an outer circumferential surface of the first rotating shaft member A variable valve mechanism characterized by that.
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