JP3933349B2

JP3933349B2 - Variable valve operating device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP3933349B2
Application number: JP17178899A
Authority: JP
Inventors: 常靖野原; 信一竹村; 敬介武田
Original assignee: Hitachi Ltd; Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd; Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1999-06-18
Filing date: 1999-06-18
Publication date: 2007-06-20
Anticipated expiration: 2019-06-18
Also published as: JP2001003720A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、内燃機関の運転状態に応じて吸気弁や排気弁（吸・排気弁）の開閉時期（作動角）やバルブリフト量を変えることができる可変動弁装置の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
周知のように、機関低速低負荷時における燃費の改善や安定した運転性並びに高速高負荷時における吸気の充填効率の向上による十分な出力を確保する等のために、吸・排気弁の開閉時期やバルブリフト量を機関運転状態に応じて変えることができる可変動弁装置が従来から種々提案されている。
【０００３】
一例として、特開昭５５−１３７３０５号公報に記載された可変動弁装置を図１０に示す。この装置は、機関と連動して回転する駆動軸２の外周に固定された駆動カム２ａと、支軸９の外周に設けられて吸・排気弁６を駆動する揺動カム８とを、ロッカアーム５により連携させている。このロッカアーム５は、制御軸３の外周に偏心して固定された制御カム４の外周に回転可能に外嵌されている。そして、制御軸３を図外の駆動部で回転制御することにより、ロッカアーム５の揺動中心となる制御カム４の中心位置が変化し、これにより吸・排気弁６のリフト特性が変化するように構成されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような従来の可変動弁装置では、吸・排気弁６のバルブリフト量と、そのときにロッカアーム５側から制御カム４へ作用する反力と、制御カム４の中心位置と、の関係について格別の配慮がなされていない。このために、所定の運転状態で、ロッカアーム５側からの反力により制御カム４を回動させようとするトルクが不用意に大きくなり、制御軸３を所定の回転位置に保持する駆動部の出力が大きくなって、駆動部の大型化を招くとともに、この駆動部を駆動する機関のフリクションが大きくなって、燃費や出力性能の低下を招聘する虞がある。
【０００５】
本発明は、このような従来の問題点に着目してなされたもので、制御軸を所定の制御位置に保持するために必要とする駆動部の保持トルクを効果的に低減し得る新規な内燃機関の可変動弁装置を提供することを目的としている。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明に係る内燃機関の可変動弁装置は、機関の回転に連動して回転する駆動軸と、この駆動軸の外周に相対回転可能に外嵌し、吸・排気弁を駆動する揺動カムと、上記駆動軸の外周に偏心して固定された偏心カムと、この偏心カムの外周に相対回転可能に外嵌するリング状リンクと、上記駆動軸と略平行に延びる制御軸と、この制御軸の外周に偏心して固定された制御カムと、この制御カムの外周に相対回転可能に外嵌し、一端で上記リング状リンクと連携されたロッカアームと、このロッカアームの他端と上記揺動カムとを連携するロッド状リンクと、上記制御軸を所定の回転範囲内で回動，保持する駆動部と、を有し、この制御軸が回転すると、上記ロッカアームの揺動中心位置が変化して、吸・排気弁のリフト特性が変化するようになっている。
【０００７】
このような本発明の可変動弁装置では、吸・排気弁を駆動する揺動カムが、機関と連動して回転する駆動軸の外周に相対回転可能に外嵌する構成となっているため、駆動軸に対する揺動カムの軸心ズレを生じる虞がなく、制御精度が向上する。また、揺動カムを支持する支軸を駆動軸と別個に設ける必要がないため、部品点数，配置スペースの低減化を図ることができる。更に、各部材の連結部が面接触となっているため、耐磨耗性に優れており、潤滑も行い易い。
【０００８】
ところで、ロッカアームの他端には、吸・排気弁のバルブスプリング反力等によって生じる反力が、揺動カム，ロッド状リンク等を介して作用する。また、ロッカアームの一端には、反作用として発生する反力が、偏心カム，リング状リンク等を介して作用する。従って、ロッカアームの揺動中心には、これらの反力の合成反力が作用する。また、制御軸には、制御軸の中心から合成反力の方向線までの腕長さと合成反力との積であるトルクが作用する。従って、駆動部が制御軸を所定の角度位置に保持するためには、少なくとも上記のトルクに釣り合う逆向きの保持トルクを必要とする。
【０００９】
また、制御軸が所定の回転角度に保持された状態では、揺動カムが最も高リフト側へ揺動したときに、合成反力が最大となる。このときの合成反力の方向は、駆動軸の中心と制御軸の中心とを結ぶ第１の線と略平行となる。
【００１０】
そこで請求項１の発明では、上記制御カムの中心が所定位置に保持された所定の運転状態において、上記制御軸の中心と駆動軸の中心とを結ぶ第１の線と、上記制御軸の中心と制御カムの中心とを結ぶ第２の線と、のなす角度が、約９０度とならないように設定している。
【００１１】
この結果、上記角度が約９０度の場合に比して、腕長さが適宜に短くなり、制御軸に作用するトルクが低減される。すなわち、揺動カムが最も高リフト側へ揺動し、制御カムに大きな合成反力が作用するときに、制御軸に作用するトルクが効果的に低減され、ひいては制御軸の保持トルクを効果的に低減することが可能となる。
【００１２】
請求項２の発明は、上記所定の運転状態が、少なくとも制御カムの中心が所定の低リフト位置又は中間リフト位置に保持された低回転運転状態を含むことを特徴としている。
【００１３】
請求項３の発明は、上記所定の運転状態が、少なくとも制御カムの中心が所定の高リフト位置に保持された高回転運転状態を含むことを特徴としている。
【００１４】
請求項４の発明は、上記制御カムの中心が所定の中間リフト位置から高リフト側へ移動するにしたがって、上記第１の線と第２の線とのなす角度が徐々に小さくなるように設定したことを特徴としている。
【００１５】
請求項５の発明は、上記制御カムの中心が所定の高リフト位置に保持された高回転運転状態で、揺動カムが最も高リフト側に揺動したときに、上記第１の線と第２の線とのなす角度がほぼ０度となるように設定したことを特徴としている。
【００１６】
請求項１の発明は、更に、上記制御カムの中心の軌跡が上記第１の線と交差しないように、上記制御軸の回転範囲が設定されていることを特徴としている。
【００１７】
【発明の効果】
本発明によれば、所定の運転状態において、揺動カムが最も高リフト側へ揺動したときに、制御軸の中心と駆動軸の中心とを結ぶ第１の線と、制御軸の中心と制御カムの中心とを結ぶ第２の線と、のなす角度が、約９０度とならないように設定したため、ロッカアーム側から制御軸に作用するトルクの腕長さが適宜に短くなり、制御軸を保持するために必要な駆動部の保持トルクを効果的に低減することができる。
【００１８】
特に、請求項２の発明によれば、低回転運転状態での制御軸の保持トルクが低減され、燃費，出力性能の向上等を図ることができる。
【００１９】
また、請求項３，５の発明によれば、合成反力が最も大きくなる高回転運転状態での制御軸の保持トルクが低減され、つまり、保持トルクの最大値が抑制され、駆動部の小型化，低出力化を図ることができる。
【００２０】
請求項４の発明によれば、制御カムが高リフト側へ移動する際に、合成反力が大きくなる一方で、制御軸に作用するトルクの腕長さが徐々に短くなり、保持トルクの増加をより効果的に抑制することができる。
【００２１】
【発明の実施の形態】
図１，２は、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置を、吸気弁側に適用した第１実施例を示している。なお、図２では排気弁側（図２の下側）の構成を図示省略している。
【００２２】
シリンダヘッド１０（図２）の上部には、全気筒にわたって連続した駆動軸１１が設けられている。この駆動軸１１は、図外の一端にスプロケットが取り付けられ、タイミングチェーン等を介して機関のクランクシャフトに連動して回転する。
【００２３】
この駆動軸１１の外周には、吸気弁（又は排気弁）１９を駆動する揺動カム１８の円筒状の軸受部１８ａが相対回転可能に外嵌している。この揺動カム１８は、先端部（カムノーズ）１８ｂを有する薄板状をなし、その外周に、吸気弁１９の上端に設けられた伝達部材としてのバルブリフタ１９ａの上面１９ｂに摺接するカム面１８ｃが形成されている。
【００２４】
また、駆動軸１１の外周にはリング状の偏心カム１２が圧入等により固定されている。この偏心カム１２の中心（軸心）Ｃ２は、駆動軸１１の中心（軸心）Ｃ１に対して所定量偏心している。この偏心カム１２の外周には、リング状リンク１３の基部１３ａがベアリング等を介して相対回転可能に外嵌している。なお、揺動カム１８の揺動中心（軸心）は、駆動軸１１の中心Ｃ１と一致している。
【００２５】
駆動軸１１の斜め上方には、制御軸１４が駆動軸１１と略平行に気筒列方向に延設されている。この制御軸１４は、後述する駆動部２０により機関の運転状態に応じて所定の回転範囲で回転，保持される。
【００２６】
制御軸１４の外周には、リング状の制御カム１５が圧入等により固定されている。制御カム１５の中心（軸心）Ｃ４は、制御軸１４の中心（軸心）Ｃ３に対して所定量偏心している。この制御カム１５の外周には、ロッカアーム１６の円筒状の中央基部が相対回転可能に外嵌している。このロッカアーム１６の一端部１６ａと、リング状リンク１３の小径な先端部１３ｂとは、両者１６ａ，１３ｂを挿通する第１ピン２９ａを介して相対回転可能に連結されている。
【００２７】
また、ロッカアーム１６の他端部１６ｂと揺動カム１８とは、ロッド状リンク１７によって連携されている。より具体的には、ロッカアーム１６の他端部１６ｂと、ロッド状リンク１７の一端部１７ａとは、両者１６ｂ，１７ａを挿通する第２ピン２９ｂを介して相対回転可能に連結されている。また、ロッド状リンク１７の他端部１７ｂと揺動カム１８とは、両者１７ｂ，１８を挿通する第３ピン２９ｃを介して相対回転可能に連結されている。
【００２８】
次に、図２，３を参照して、制御軸１４を回動，保持する駆動部２０の構成を説明する。
【００２９】
制御軸１４は、シリンダヘッド１０に固定されるケース２２内まで延びており、その一端にウォームホイール２１が固定されている。ケース２２には、図外の制御部により駆動される電動モータ２６が取り付けられており、この電動モータ２６の出力軸２６ａは、ローラベアリング２５を介してケース２２内に回転可能に延在している。この出力軸２６ａに、ウォームホイール２１と噛合するウォームギヤ２４が固定されている。なお、ウォームギヤ２４とウォームホイール２１の間でモータトルクを増大させるために、ギヤ比を適宜に大きく設定してある。また、ケース２２には、制御軸１４（ウォームホイール２１）の回転角度を検出する回転角センサ２３が取り付けられており、この回転角センサ２３の出力に基づいて、電動モータ２６がフィードバック制御される。
【００３０】
このような構成により、機関の回転に連動して駆動軸１１が回転すると、偏心カム１２を介してリング状リンク１３が並進移動し、これに応じてロッカアーム１６が制御カム１５の中心Ｃ４を揺動中心として揺動し、かつ、ロッド状リンク１７を介して揺動カム１８が揺動する。このとき、揺動カム１８のカム面１８ｃが、吸気弁１９の上端に設けられた伝達部材としてのバルブリフタ１９ａの上面に摺接し、バルブリフタ１９ａを図外のバルブスプリングの反力に抗して押圧することにより、吸気弁１９が機関の回転に連動して開閉作動する。
【００３１】
また、機関の運転状態に応じて電動モータ２６の出力軸２６ａが回転駆動されると、ウォームギヤ２４，ウォームホイール２１を介して制御軸１４が回転して、ロッカアーム１６の揺動中心となる制御カム１５の中心Ｃ４の位置が変化し、吸気弁１９のリフト特性が連続的に変化する。より具体的には、制御カム１５の中心Ｃ４と駆動軸１１の中心Ｃ１との距離を近づけるほど、バルブリフト量及び作動角が大きくなる。
【００３２】
このように、吸気弁１９を駆動する揺動カム１８が、機関と連動して回転する駆動軸１１の外周に相対回転可能に外嵌する構成としたため、揺動カム１８の駆動軸１１に対する軸心ズレを生じるおそれがなく、制御精度が向上する。また、揺動カム１８を支持する支軸を駆動軸１１と別個に設ける必要がないため、部品点数，配置スペースの低減化を図ることができる。更に、各部材の連結部が面接触となっているため、耐磨耗性に優れており、潤滑も行い易い。
【００３３】
次に、本実施例の特徴的な構成及び作用を、図４，５を参照して説明する。
【００３４】
ロッカアーム１６の他端部１６ｂには、吸気弁１９のバルブスプリング反力等によって生じる反力Ｆ１が、揺動カム１８，ロッド状リンク１７，第２ピン２９ｂ等を介して作用する。また、ロッカアーム１６の一端部１６ａには、反作用として発生する反力Ｆ２が、偏心カム１２，リング状リンク１３，第１ピン２９ａ等を介して作用する。従って、ロッカアーム１６の揺動中心Ｃ４には、実質的に反力Ｆ１，Ｆ２の合成反力Ｆ３が作用する。
【００３５】
これにより、制御軸１４には、制御軸１４の中心Ｃ３から合成反力Ｆ３の方向線までの腕長さｒ１と合成反力Ｆ３との積であるトルクＴ１が作用する。従って、駆動部２０が制御軸１４を所定の角度に保持するためには、少なくとも上記のトルクＴ１に釣り合う逆向きのトルクを必要とする。
【００３６】
制御軸１４が所定の回転角度に保持された状態では、図４に示すように、揺動カム１８が最も高リフト側へ押し下げられたとき、すなわち図４の反時計方向に最も揺動したときに、合成反力Ｆ３が最大となる。このときの合成反力Ｆ３の方向は、駆動軸１１の中心Ｃ１と制御軸１４の中心Ｃ３とを結ぶ第１の線Ｌ１と略平行となる。
【００３７】
そこで本実施例では、所定の機関運転状態で、揺動カム１８が最も高リフト側へ揺動したときに、制御軸１４の中心Ｃ３と駆動軸１１の中心Ｃ１とを結ぶ第１の線Ｌ１と、制御軸１４の中心Ｃ３と制御カム１５の中心Ｃ４とを結ぶ第２の線Ｌ２と、のなす角度αが約９０度（例えば８０〜１００度）とならないように設定している。
【００３８】
この結果、角度αが約９０度の場合に比して、腕長さｒ１が適宜に短くなり、制御軸１４に作用するトルクＴ１が低減される。すなわち、揺動カム１８が最も高リフト側へ揺動し、制御カム１５に大きな合成反力Ｆ３が作用するときに、制御軸１４に作用するトルクＴ１が効果的に低減され、ひいては制御軸１４の保持トルクを効果的に抑制することが可能となる。
【００３９】
このように角度αが約９０度とならないように設定される機関運転状態について、図６，７を参照して詳述する。
【００４０】
制御軸１４が所定の回転範囲内で回転することに対応して、制御カム１５の中心Ｃ４は、制御軸１４の中心Ｃ３を中心として、所定の制御作動範囲Ｋ内を移動（回転）する。ここで、制御カム１５の中心Ｃ４が駆動軸１１の中心Ｃ１から離れるに従ってバルブリフト量及び作動角が小さくなるため、制御カム１５の中心Ｃ４が図６の時計回りに回転するに従って、バルブリフト量及び作動角は小さくなる。
【００４１】
図７は制御マップの一例を簡略化して示している。図６，７に示すように、制御カム１５の中心Ｃ４は、高回転運転状態Ｓ１では高リフト位置Ａ１に、中回転運転状態Ｓ２及び低回転・高負荷運転状態Ｓ２’では中間リフト位置Ａ２に、低回転・低負荷運転状態Ｓ３では低リフト位置Ａ３に設定される。
【００４２】
ところで、上記の合成反力Ｆ３は、バルブスプリングによりバルブリフタ１９ａが揺動カム１８を押さえつける力と、吸気弁１９やバルブリフタ１９ａ等の慣性力によってバルブリフタ１９ａが揺動カム１８から離れようとする力の合力となる。この慣性力は、機関の回転数が上昇すると大きくなる。従って、回転数が小さくなるに従って、慣性力は小さくなり、合成力Ｆ３が大きくなって、制御軸１４に作用するトルクＴ１、つまり制御軸１４を所定の回転位置に保持するために必要な保持トルクが大きくなる傾向にある。
【００４３】
また、低回転運転状態では、一般的に、大きな機関トルク（機関出力）を必要とする。従って、低回転運転状態で、制御軸１４を保持する電動モータ２６へ多くの機関出力を割り当てることは困難であり、かつ、望ましくない。
【００４４】
更に言えば、本実施例のような可変動弁装置においては、一般的に、低回転運転状態でバルブリフト量及び作動角を低下させて、機関フリクションを低減させ、燃費の向上が図られる。従って、低回転運転状態で制御軸１４の保持トルクが大きくなることは、上記の燃費の向上と相反するものであり、好ましくない。
【００４５】
しかしながら、合成反力Ｆ３は、バルブリフト量やバルブスプリング力，動弁系の重量等により一義的に決まるものであるため、制御軸１４の保持トルクを低減するために、合成反力Ｆ３を小さくすることは困難である。
【００４６】
そこで本実施例では、制御カム１５の中心Ｃ４が中間リフト位置Ａ２又は低リフト位置Ａ３に保持された所定の低回転運転状態Ｓ２’，Ｓ３（及び中回転運転状態Ｓ２）で、揺動カム１８が最も高リフト側へ揺動したときに、上記第１の線Ｌ１と第２の線Ｌ２とのなす角度αが約９０度とならないように、つまり角度αが９０度となる位置Ｑ１，Ｑ２を避けるように設定している。
【００４７】
この結果、低回転運転状態Ｓ２’，Ｓ３（及び中回転運転状態Ｓ２）での制御軸１４の保持トルクが低減され、燃費，出力性能の向上等を図ることができる。
【００４８】
一方、高回転運転状態Ｓ１では、機関出力が大きくなるため、制御軸１４を保持するために必要なトルクを比較的確保し易いものの、バルブリフト量及び作動角が大きくなるため、ロッカアーム１６に作用する合成反力Ｆ３は大きくなる。したがって、制御軸１４の保持トルクが大きくなり、電動モータ２６の出力が大きくなって、モータ発熱等に起因する寿命の低下，モータ効率の低下等の問題を招聘する虞がある。また、保持トルクが大きくなると、ウォームギヤ２４やウォームホイール２１に対する入力も大きくなるため、歯の強度の向上や、大型化を図る必要が生じる。
【００４９】
そこで本実施例では、制御カム１５の中心Ｃ４が高リフト位置Ａ１に保持された高回転運転状態Ｓ１で、かつ、揺動カム１８が最も高リフト側へ揺動したときに、第１，第２の線Ｌ１，Ｌ２のなす角度αが約９０度とならないように設定している。
【００５０】
この結果、制御軸１４に最も大きな合成反力Ｆ３が作用するときに、腕長さｒ１が適宜に短くなって、制御軸１４に作用するトルクＴ１が低減される。つまり、制御軸１４の保持トルクの最大値が低減され、制御軸１４を回動，保持する駆動部２０の小型化，低出力化等を図ることができる。
【００５１】
要するに本実施例では、制御カム１５の中心Ｃ４が所定の制御位置Ａ１，Ａ２，Ａ３に保持された運転状態で、揺動カム１８が最も高リフト側へ揺動したときに、角度αが約９０度とならないように設定されており、ほぼ全ての運転状態において、制御軸１４の保持トルクを効果的に低減することができる。
【００５２】
なお、仮に制御カム１５の中心Ｃ４が、第１の線Ｌ１上に位置した場合（図６の位置Ｐ，Ｐ’）、腕長さｒ１が０となり、制御軸１４の保持トルクは０となる。この場合、駆動軸１１の回転に応じてロッカアーム１６が揺動した際に、このロッカアーム１６と接する制御カム１５及び制御軸１４がフリクションにより回転し、この回転動作が制御軸１４を保持する駆動部２０へ伝達して、ウォームホイール２１，ウォームギヤ２４間のバックラッシュによる打音，騒音を生じる虞がある。
【００５３】
そこで本実施例では、制御軸１４の中心Ｃ３の軌跡Ｋが、腕長さｒ１が０となる第１の線Ｌ１と交差しないように、制御軸１４の回転範囲が設定されている。
【００５４】
図８は、本発明の第２実施例を示しており、第１実施例の図６に対応している。なお、以下の実施例の基本的な構成及び作用は第１実施例と同様であり、重複する説明を適宜省略する。
【００５５】
この実施例では、上記第１実施例と同様、制御カム１５の中心Ｃ４が所定の制御位置Ａ１，Ａ２，Ａ３に保持された運転状態で、揺動カム１８が最も高リフト側へ揺動したときに、第１の線Ｌ１と第２の線Ｌ２とのなす角度αが約９０度とならないように設定されている。
【００５６】
これに加えて本実施例では、制御カム１５の中心Ｃ４が中回転運転状態Ｓ２及び低回転・高負荷運転状態Ｓ２’に対応する中間リフト位置Ａ２から高リフト側（図８の反時計方向）へ移動するにしたがって、第１，第２の線Ｌ１，Ｌ２のなす角度αが徐々に小さくなるように設定されている。つまり、腕長さｒ１が最大となる位置Ｑ１が、中間リフト位置Ａ２よりも低リフト側に設定されている。
【００５７】
このような本実施例によれば、上記第１実施例と同様の効果が得られることに加え、制御カム１５の中心Ｃ４が中間リフト位置Ａ２から高リフト側へ移動する際に、バルブリフト量及び作動角が増加するためにロッカアーム１６に作用する合成反力Ｆ３が徐々に大きくなる一方で、角度αの減少に伴い腕長さｒ１が徐々に小さくなり、結果として、制御軸１４に作用するトルクＴ１、つまり制御軸１４を所定の回転位置に保持する保持トルクの増加を更に効果的に抑制することができる。
【００５８】
なお、制御カム１５が中間リフト位置Ａ２から低リフト側（図８の時計方向）へ移動する際には、位置Ｑ１に向かうに従って腕長さｒ１が長くなり、制御軸１４の保持トルクも大きくなってしまう。しかしながら、制御軸１４が低リフト側へ回転するにしたがって、バルブリフト量及び作動角が減少するために、ロッカアーム１６に作用する合成反力Ｆ３は徐々に小さくなる。従って、実際には制御軸１４の保持トルクはほとんど増加しない。
【００５９】
なお、低回転・低負荷運転状態Ｓ３では、ウォームホイール２１，ウォームギヤ２４間のバックラッシュによる打音，騒音が聞こえ易いため、この実施例では、低回転・低負荷運転状態Ｓ３に対応する低リフト位置Ａ３を、腕長さｒ１が０となる位置Ｐ’から大きく離間させている。
【００６０】
図９は、本発明の第３実施例を示しており、上記実施例の図６，８に対応している。
【００６１】
この実施例では、腕長さｒ１が最も長くなる位置Ｑ１を、低リフト位置Ａ３の近傍に設定している。この結果、制御作動範囲Ｋのほぼ全域にわたって、制御カム１５の中心Ｃ４が高リフト側へ移動するに従って腕長さｒ１が徐々に短くなり、合成反力Ｆ３の増加に伴う制御軸１４の保持トルクの増加を更に効果的に抑制することができる。
【００６２】
また、制御カム１５の中心Ｃ４が高リフト位置Ａ１に保持された高回転運転状態Ｓ１で、揺動カム１８の最大リフト時における第１の線Ｌ１と第２の線Ｌとのなす角度αがほぼ０（ゼロ）となるように設定している。
【００６３】
この結果、合成反力Ｆ３が最も大きくなる高回転運転状態で、腕長さｒ１がほぼ０となり、制御軸１４の保持トルクの最大値をより効果的に低減することができる。
【００６４】
なお、図９では高リフト位置Ａ１が第１の線Ｌ１上に設定されているように見えるが、実際には、制御カム１５の中心Ｃ４の軌跡Ｋが第１の線Ｌ１と交差しないように、高リフト位置Ａ１を第１の線Ｌ１よりもわずかに高リフト側に外れた位置に設定している。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る内燃機関の可変動弁装置を示す構成図。
【図２】上記内燃機関の上面対応図。
【図３】上記可変動弁装置の駆動部を示す構成図。
【図４】上記可変動弁装置の作用説明図。
【図５】上記可変動弁装置の制御軸及び制御カムを示す構成図。
【図６】本発明の第１実施例に係る可変動弁装置の作用説明図。
【図７】上記可変動弁装置に適用される制御マップ。
【図８】本発明の第２実施例に係る可変動弁装置の作用説明図。
【図９】本発明の第３実施例に係る可変動弁装置の作用説明図。
【図１０】従来例に係る内燃機関の可変動弁装置を示す構成図。
【符号の説明】
１１…駆動軸
１２…偏心カム
１３…リング状リンク
１４…制御軸
１５…制御カム
１６…ロッカアーム
１７…ロッド状リンク
１８…揺動カム
１９…吸気弁
２０…駆動部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an improvement in a variable valve gear that can change the opening / closing timing (operation angle) and valve lift amount of an intake valve and an exhaust valve (intake / exhaust valve) according to the operating state of an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
As is well known, the intake / exhaust valve opening / closing timing is used to improve fuel efficiency at low engine speed and low load, to ensure stable operation, and to ensure sufficient output by improving the charging efficiency of intake air at high speed and high load. Various variable valve gears that can change the valve lift according to the engine operating state have been proposed.
[0003]
As an example, a variable valve operating apparatus described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 55-137305 is shown in FIG. This apparatus includes a drive cam 2a fixed to the outer periphery of a drive shaft 2 that rotates in conjunction with an engine, and a swing cam 8 that is provided on the outer periphery of a support shaft 9 and drives an intake / exhaust valve 6 as a rocker arm. 5 is linked. The rocker arm 5 is rotatably fitted on the outer periphery of the control cam 4 that is eccentrically fixed to the outer periphery of the control shaft 3. Then, by controlling the rotation of the control shaft 3 by a drive unit (not shown), the center position of the control cam 4 that becomes the rocking center of the rocker arm 5 is changed, so that the lift characteristic of the intake / exhaust valve 6 is changed. It is configured.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in such a conventional variable valve operating apparatus, the valve lift amount of the intake / exhaust valve 6, the reaction force acting on the control cam 4 from the rocker arm 5 side at that time, and the center position of the control cam 4 are No special consideration is given to the relationship. For this reason, in a predetermined operation state, the torque for rotating the control cam 4 due to the reaction force from the rocker arm 5 side is inadvertently increased, and the drive unit that holds the control shaft 3 at a predetermined rotational position. As the output increases, the drive section becomes larger, and the friction of the engine that drives the drive section increases, which may cause a reduction in fuel consumption and output performance.
[0005]
The present invention has been made paying attention to such a conventional problem, and is a novel internal combustion engine that can effectively reduce the holding torque of the drive unit required to hold the control shaft at a predetermined control position. An object of the present invention is to provide a variable valve gear for an engine.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to the present invention includes a drive shaft that rotates in conjunction with the rotation of the engine, and a swing cam that is fitted on the outer periphery of the drive shaft so as to be relatively rotatable and drives intake and exhaust valves. An eccentric cam that is eccentrically fixed to the outer periphery of the drive shaft, a ring-shaped link that is fitted on the outer periphery of the eccentric cam so as to be relatively rotatable, a control shaft that extends substantially parallel to the drive shaft, and the control shaft A control cam that is eccentrically fixed to the outer periphery of the control cam, a rocker arm that is fitted to the outer periphery of the control cam so as to be relatively rotatable, and is linked to the ring-shaped link at one end, the other end of the rocker arm, and the swing cam And a drive unit that rotates and holds the control shaft within a predetermined rotation range, and when the control shaft rotates, the rocking center position of the rocker arm changes, The lift characteristics of intake and exhaust valves change You have me.
[0007]
In such a variable valve operating apparatus of the present invention, the swing cam for driving the intake / exhaust valve is configured to be fitted on the outer periphery of the drive shaft that rotates in conjunction with the engine so as to be relatively rotatable. There is no possibility of causing the shaft misalignment of the swing cam with respect to the drive shaft, and the control accuracy is improved. Further, since it is not necessary to provide a support shaft for supporting the swing cam separately from the drive shaft, the number of parts and the arrangement space can be reduced. Furthermore, since the connection part of each member is a surface contact, it is excellent in abrasion resistance and is easy to lubricate.
[0008]
By the way, the reaction force generated by the valve spring reaction force of the intake / exhaust valve acts on the other end of the rocker arm via the swing cam, the rod-shaped link and the like. Further, a reaction force generated as a reaction acts on one end of the rocker arm via an eccentric cam, a ring-shaped link, and the like. Accordingly, a combined reaction force of these reaction forces acts on the rocker arm swing center. Further, a torque that is the product of the arm length from the center of the control axis to the direction line of the combined reaction force and the combined reaction force acts on the control shaft. Therefore, in order for the drive unit to hold the control shaft at a predetermined angular position, it is necessary to have a holding torque in the opposite direction that is at least balanced with the above torque.
[0009]
Further, in a state where the control shaft is held at a predetermined rotation angle, the combined reaction force becomes maximum when the swing cam swings to the highest lift side. The direction of the resultant reaction force at this time is substantially parallel to the first line connecting the center of the drive shaft and the center of the control shaft.
[0010]
Therefore, in the invention of claim 1, in a predetermined operating condition where the center of the control cam is held in position, a first line connecting the centers of the drive shaft of the control shaft, the center of the control shaft And the second line connecting the center of the control cam and the second line are set so as not to be about 90 degrees.
[0011]
As a result, compared with the case where the angle is about 90 degrees, the arm length is appropriately shortened, and the torque acting on the control shaft is reduced. That is, when the swing cam swings to the highest lift side and a large combined reaction force acts on the control cam, the torque acting on the control shaft is effectively reduced, and the holding torque of the control shaft is effectively reduced. It becomes possible to reduce it.
[0012]
The invention according to claim 2 is characterized in that the predetermined operation state includes a low rotation operation state in which at least the center of the control cam is held at a predetermined low lift position or an intermediate lift position.
[0013]
The invention of claim 3 is characterized in that the predetermined operation state includes a high rotation operation state in which at least the center of the control cam is held at a predetermined high lift position.
[0014]
According to a fourth aspect of the present invention, the angle formed by the first line and the second line is gradually reduced as the center of the control cam moves from a predetermined intermediate lift position to the high lift side. It is characterized by that.
[0015]
According to a fifth aspect of the present invention, when the swing cam is swung to the highest lift side in a high rotation operation state where the center of the control cam is held at a predetermined high lift position, The angle between the line 2 and the line 2 is set to be almost 0 degrees.
[0016]
The invention of claim 1 is further characterized in that the rotation range of the control shaft is set so that the locus of the center of the control cam does not intersect the first line.
[0017]
【The invention's effect】
According to the present invention, when the swing cam swings to the highest lift side in a predetermined operation state, the first line connecting the center of the control shaft and the center of the drive shaft, and the center of the control shaft Since the angle formed by the second line connecting with the center of the control cam is set not to be about 90 degrees, the arm length of the torque acting on the control shaft from the rocker arm side is appropriately shortened, and the control shaft is The holding torque of the driving unit necessary for holding can be effectively reduced.
[0018]
In particular, according to the second aspect of the present invention, the holding torque of the control shaft in the low-rotation operation state is reduced, so that the fuel consumption and the output performance can be improved.
[0019]
According to the third and fifth aspects of the present invention, the holding torque of the control shaft in the high rotation operation state where the combined reaction force becomes the largest is reduced, that is, the maximum value of the holding torque is suppressed, and the drive unit is reduced in size. And low output can be achieved.
[0020]
According to the invention of claim 4, when the control cam moves to the high lift side, the combined reaction force increases, while the arm length of the torque acting on the control shaft gradually decreases, and the holding torque increases. Can be more effectively suppressed.
[0021]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 and 2 show a first embodiment in which a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to the present invention is applied to the intake valve side. In FIG. 2, the configuration on the exhaust valve side (lower side in FIG. 2) is not shown.
[0022]
A drive shaft 11 that is continuous over all the cylinders is provided on the upper portion of the cylinder head 10 (FIG. 2). The drive shaft 11 has a sprocket attached to one end (not shown) and rotates in conjunction with the crankshaft of the engine via a timing chain or the like.
[0023]
A cylindrical bearing portion 18a of a swing cam 18 that drives an intake valve (or exhaust valve) 19 is fitted on the outer periphery of the drive shaft 11 so as to be relatively rotatable. The swing cam 18 has a thin plate shape having a tip (cam nose) 18b, and a cam surface 18c that slides on an upper surface 19b of a valve lifter 19a as a transmission member provided at the upper end of the intake valve 19 is formed on the outer periphery thereof. Has been.
[0024]
A ring-shaped eccentric cam 12 is fixed to the outer periphery of the drive shaft 11 by press fitting or the like. The center (axial center) C2 of the eccentric cam 12 is eccentric by a predetermined amount with respect to the center (axial center) C1 of the drive shaft 11. A base portion 13a of a ring-shaped link 13 is fitted on the outer periphery of the eccentric cam 12 so as to be relatively rotatable via a bearing or the like. Note that the swing center (axial center) of the swing cam 18 coincides with the center C1 of the drive shaft 11.
[0025]
A control shaft 14 extends in the cylinder row direction substantially parallel to the drive shaft 11 obliquely above the drive shaft 11. The control shaft 14 is rotated and held in a predetermined rotation range according to the operating state of the engine by a drive unit 20 described later.
[0026]
A ring-shaped control cam 15 is fixed to the outer periphery of the control shaft 14 by press fitting or the like. The center (axial center) C4 of the control cam 15 is eccentric by a predetermined amount with respect to the center (axial center) C3 of the control shaft 14. A cylindrical central base of the rocker arm 16 is fitted on the outer periphery of the control cam 15 so as to be relatively rotatable. One end portion 16a of the rocker arm 16 and the small-diameter tip portion 13b of the ring-shaped link 13 are coupled to each other via a first pin 29a that passes through both the 16a and 13b.
[0027]
The other end 16 b of the rocker arm 16 and the swing cam 18 are linked by a rod-shaped link 17. More specifically, the other end portion 16b of the rocker arm 16 and the one end portion 17a of the rod-like link 17 are coupled to each other via a second pin 29b that passes through both the portions 16b and 17a so as to be relatively rotatable. The other end 17b of the rod-shaped link 17 and the swing cam 18 are connected to each other via a third pin 29c that passes through both the ends 17b and 18 so as to be relatively rotatable.
[0028]
Next, the configuration of the drive unit 20 that rotates and holds the control shaft 14 will be described with reference to FIGS.
[0029]
The control shaft 14 extends into the case 22 fixed to the cylinder head 10, and a worm wheel 21 is fixed to one end thereof. An electric motor 26 driven by a control unit (not shown) is attached to the case 22, and an output shaft 26 a of the electric motor 26 extends rotatably in the case 22 via a roller bearing 25. Yes. A worm gear 24 that meshes with the worm wheel 21 is fixed to the output shaft 26a. In order to increase the motor torque between the worm gear 24 and the worm wheel 21, the gear ratio is set appropriately large. Further, a rotation angle sensor 23 for detecting the rotation angle of the control shaft 14 (worm wheel 21) is attached to the case 22, and the electric motor 26 is feedback-controlled based on the output of the rotation angle sensor 23. .
[0030]
With such a configuration, when the drive shaft 11 rotates in conjunction with the rotation of the engine, the ring-shaped link 13 moves in translation via the eccentric cam 12, and the rocker arm 16 swings the center C4 of the control cam 15 accordingly. The swing cam 18 swings as a moving center, and the swing cam 18 swings through the rod-shaped link 17. At this time, the cam surface 18c of the swing cam 18 is in sliding contact with the upper surface of the valve lifter 19a as a transmission member provided at the upper end of the intake valve 19, and the valve lifter 19a is pressed against the reaction force of the valve spring (not shown). As a result, the intake valve 19 opens and closes in conjunction with the rotation of the engine.
[0031]
Further, when the output shaft 26a of the electric motor 26 is rotationally driven in accordance with the operating state of the engine, the control shaft 14 is rotated via the worm gear 24 and the worm wheel 21, and the control cam serving as the rocking center of the rocker arm 16 is rotated. The position of the center C4 of 15 changes, and the lift characteristic of the intake valve 19 changes continuously. More specifically, the closer the distance between the center C4 of the control cam 15 and the center C1 of the drive shaft 11, the greater the valve lift amount and the operating angle.
[0032]
Thus, since the swing cam 18 that drives the intake valve 19 is externally fitted on the outer periphery of the drive shaft 11 that rotates in conjunction with the engine so as to be relatively rotatable, the shaft of the swing cam 18 relative to the drive shaft 11 is configured. There is no risk of misalignment, and control accuracy is improved. Moreover, since it is not necessary to provide the support shaft which supports the rocking cam 18 separately from the drive shaft 11, the number of parts and the arrangement space can be reduced. Furthermore, since the connection part of each member is a surface contact, it is excellent in abrasion resistance and is easy to lubricate.
[0033]
Next, the characteristic configuration and operation of the present embodiment will be described with reference to FIGS.
[0034]
A reaction force F1 generated by a valve spring reaction force of the intake valve 19 acts on the other end portion 16b of the rocker arm 16 via the swing cam 18, the rod-shaped link 17, the second pin 29b, and the like. Further, a reaction force F2 generated as a reaction acts on the one end 16a of the rocker arm 16 via the eccentric cam 12, the ring-shaped link 13, the first pin 29a, and the like. Accordingly, the combined reaction force F3 of the reaction forces F1 and F2 substantially acts on the rocking center C4 of the rocker arm 16.
[0035]
As a result, a torque T1 that is the product of the arm length r1 from the center C3 of the control shaft 14 to the direction line of the combined reaction force F3 and the combined reaction force F3 acts on the control shaft 14. Therefore, in order for the drive unit 20 to hold the control shaft 14 at a predetermined angle, at least a reverse torque that matches the torque T1 is required.
[0036]
In a state where the control shaft 14 is held at a predetermined rotation angle, as shown in FIG. 4, when the swing cam 18 is pushed down to the highest lift side, that is, when it swings most counterclockwise in FIG. Further, the combined reaction force F3 is maximized. The direction of the resultant reaction force F3 at this time is substantially parallel to the first line L1 connecting the center C1 of the drive shaft 11 and the center C3 of the control shaft 14.
[0037]
Therefore, in this embodiment, the first line L1 connecting the center C3 of the control shaft 14 and the center C1 of the drive shaft 11 when the swing cam 18 swings to the highest lift side in a predetermined engine operation state. The angle α formed by the second line L2 connecting the center C3 of the control shaft 14 and the center C4 of the control cam 15 is set so as not to be about 90 degrees (for example, 80 to 100 degrees).
[0038]
As a result, the arm length r1 is appropriately shortened compared to the case where the angle α is about 90 degrees, and the torque T1 acting on the control shaft 14 is reduced. That is, when the swing cam 18 swings to the highest lift side and a large combined reaction force F3 acts on the control cam 15, the torque T1 acting on the control shaft 14 is effectively reduced, and consequently the control shaft 14 It is possible to effectively suppress the holding torque.
[0039]
The engine operating state set so that the angle α does not become about 90 degrees will be described in detail with reference to FIGS.
[0040]
Corresponding to the rotation of the control shaft 14 within a predetermined rotation range, the center C4 of the control cam 15 moves (rotates) within the predetermined control operation range K around the center C3 of the control shaft 14. Here, since the valve lift amount and the operating angle become smaller as the center C4 of the control cam 15 moves away from the center C1 of the drive shaft 11, the valve lift amount increases as the center C4 of the control cam 15 rotates clockwise in FIG. And the operating angle becomes smaller.
[0041]
FIG. 7 shows a simplified example of the control map. As shown in FIGS. 6 and 7, the center C4 of the control cam 15 is at the high lift position A1 in the high rotation operation state S1, and at the intermediate lift position A2 in the medium rotation operation state S2 and the low rotation / high load operation state S2 ′. In the low rotation / low load operation state S3, the low lift position A3 is set.
[0042]
By the way, the above-mentioned combined reaction force F3 has a force that the valve lifter 19a presses the swing cam 18 by the valve spring and a force that the valve lifter 19a tries to move away from the swing cam 18 by the inertial force of the intake valve 19 and the valve lifter 19a. Become a force. This inertial force increases as the engine speed increases. Therefore, as the rotational speed decreases, the inertial force decreases and the resultant force F3 increases, so that the torque T1 acting on the control shaft 14, that is, the holding torque necessary to hold the control shaft 14 at a predetermined rotational position. Tend to be larger.
[0043]
Further, in a low rotation operation state, generally a large engine torque (engine output) is required. Therefore, it is difficult and undesirable to allocate a large number of engine outputs to the electric motor 26 that holds the control shaft 14 in the low rotation operation state.
[0044]
In other words, in the variable valve operating apparatus as in the present embodiment, generally, the valve lift amount and the operating angle are reduced in the low rotation operation state, the engine friction is reduced, and the fuel efficiency is improved. Accordingly, an increase in the holding torque of the control shaft 14 in the low-rotation operation state is contrary to the improvement in fuel consumption, which is not preferable.
[0045]
However, since the combined reaction force F3 is uniquely determined by the valve lift amount, the valve spring force, the weight of the valve operating system, etc., the combined reaction force F3 is reduced in order to reduce the holding torque of the control shaft 14. It is difficult to do.
[0046]
Therefore, in this embodiment, the swing cam 18 is in the predetermined low rotation operation state S2 ′, S3 (and the intermediate rotation operation state S2) in which the center C4 of the control cam 15 is held at the intermediate lift position A2 or the low lift position A3. Position Q1, Q2 at which the angle α between the first line L1 and the second line L2 is not about 90 degrees, that is, when the angle α is 90 degrees, Is set to avoid.
[0047]
As a result, the holding torque of the control shaft 14 in the low-rotation operation states S2 ′ and S3 (and the medium-rotation operation state S2) is reduced, and fuel efficiency, output performance, and the like can be improved.
[0048]
On the other hand, in the high speed operation state S1, the engine output becomes large, so that it is relatively easy to secure the torque necessary for holding the control shaft 14, but the valve lift amount and the operating angle become large, so that it acts on the rocker arm 16. The resultant reaction force F3 increases. Therefore, the holding torque of the control shaft 14 is increased, and the output of the electric motor 26 is increased, which may lead to problems such as a decrease in life due to motor heat generation and a decrease in motor efficiency. Further, when the holding torque is increased, the input to the worm gear 24 and the worm wheel 21 is also increased, so that it is necessary to improve the tooth strength and increase the size.
[0049]
Therefore, in this embodiment, when the center C4 of the control cam 15 is in the high rotation operation state S1 in which the control cam 15 is held at the high lift position A1, and the swing cam 18 swings to the highest lift side, the first and first The angle α formed by the two lines L1 and L2 is set not to be about 90 degrees.
[0050]
As a result, when the largest combined reaction force F3 acts on the control shaft 14, the arm length r1 is appropriately shortened, and the torque T1 acting on the control shaft 14 is reduced. That is, the maximum value of the holding torque of the control shaft 14 is reduced, and the drive unit 20 that rotates and holds the control shaft 14 can be reduced in size and output.
[0051]
In short, in this embodiment, when the swing cam 18 swings to the highest lift side in the operation state in which the center C4 of the control cam 15 is held at the predetermined control positions A1, A2, A3, the angle α is about It is set so as not to be 90 degrees, and the holding torque of the control shaft 14 can be effectively reduced in almost all operating states.
[0052]
If the center C4 of the control cam 15 is positioned on the first line L1 (positions P and P ′ in FIG. 6), the arm length r1 is 0 and the holding torque of the control shaft 14 is 0. . In this case, when the rocker arm 16 swings according to the rotation of the drive shaft 11, the control cam 15 and the control shaft 14 that are in contact with the rocker arm 16 are rotated by friction, and this rotation operation holds the control shaft 14. 20, there is a risk of hitting and noise due to backlash between the worm wheel 21 and the worm gear 24.
[0053]
Therefore, in this embodiment, the rotation range of the control shaft 14 is set so that the locus K of the center C3 of the control shaft 14 does not intersect with the first line L1 where the arm length r1 is zero.
[0054]
FIG. 8 shows a second embodiment of the present invention and corresponds to FIG. 6 of the first embodiment. The basic configuration and operation of the following embodiment are the same as those of the first embodiment, and a duplicate description is omitted as appropriate.
[0055]
In this embodiment, as in the first embodiment, the swing cam 18 swings to the highest lift side in the operating state in which the center C4 of the control cam 15 is held at the predetermined control positions A1, A2, A3. Sometimes, the angle α formed by the first line L1 and the second line L2 is set so as not to be about 90 degrees.
[0056]
In addition to this, in this embodiment, the center C4 of the control cam 15 is located on the high lift side (counterclockwise in FIG. 8) from the intermediate lift position A2 corresponding to the medium rotation operation state S2 and the low rotation / high load operation state S2 ′. The angle α formed by the first and second lines L1 and L2 is set so as to gradually decrease as it moves to. That is, the position Q1 at which the arm length r1 is maximum is set on the lower lift side than the intermediate lift position A2.
[0057]
According to this embodiment, in addition to the same effects as those of the first embodiment, when the center C4 of the control cam 15 moves from the intermediate lift position A2 to the high lift side, the valve lift amount As the operating angle increases, the combined reaction force F3 acting on the rocker arm 16 gradually increases, while the arm length r1 gradually decreases as the angle α decreases, and as a result, acts on the control shaft 14. The increase in the torque T1, that is, the holding torque for holding the control shaft 14 at a predetermined rotational position can be further effectively suppressed.
[0058]
When the control cam 15 moves from the intermediate lift position A2 to the low lift side (clockwise in FIG. 8), the arm length r1 becomes longer toward the position Q1 and the holding torque of the control shaft 14 also becomes larger. End up. However, as the control shaft 14 rotates toward the low lift side, the valve lift amount and the operating angle decrease, so the combined reaction force F3 acting on the rocker arm 16 gradually decreases. Therefore, actually, the holding torque of the control shaft 14 hardly increases.
[0059]
In the low rotation / low load operation state S3, it is easy to hear the sound and noise caused by the backlash between the worm wheel 21 and the worm gear 24. Therefore, in this embodiment, the low lift corresponding to the low rotation / low load operation state S3 is achieved. The position A3 is greatly separated from the position P ′ where the arm length r1 is zero.
[0060]
FIG. 9 shows a third embodiment of the present invention and corresponds to FIGS. 6 and 8 of the above embodiment.
[0061]
In this embodiment, the position Q1 where the arm length r1 is the longest is set in the vicinity of the low lift position A3. As a result, the arm length r1 gradually decreases as the center C4 of the control cam 15 moves toward the high lift side over almost the entire control operation range K, and the holding torque of the control shaft 14 accompanying the increase in the combined reaction force F3. Can be more effectively suppressed.
[0062]
Further, in the high rotation operation state S1 in which the center C4 of the control cam 15 is held at the high lift position A1, the angle α formed by the first line L1 and the second line L when the swing cam 18 is at the maximum lift is It is set to be almost 0 (zero).
[0063]
As a result, the arm length r1 becomes substantially zero in the high rotation operation state where the combined reaction force F3 is the largest, and the maximum value of the holding torque of the control shaft 14 can be more effectively reduced.
[0064]
In FIG. 9, the high lift position A1 seems to be set on the first line L1, but in practice, the locus K of the center C4 of the control cam 15 does not intersect the first line L1. The high lift position A1 is set to a position slightly off the high lift side from the first line L1.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a configuration diagram showing a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to the present invention.
FIG. 2 is a top view corresponding to the internal combustion engine.
FIG. 3 is a configuration diagram showing a drive unit of the variable valve operating apparatus.
FIG. 4 is an operation explanatory diagram of the variable valve operating apparatus.
FIG. 5 is a configuration diagram showing a control shaft and a control cam of the variable valve operating apparatus.
FIG. 6 is an operation explanatory view of the variable valve operating apparatus according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a control map applied to the variable valve operating apparatus.
FIG. 8 is an operation explanatory view of a variable valve gear according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 9 is an operation explanatory view of a variable valve operating apparatus according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a configuration diagram showing a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to a conventional example.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Drive shaft 12 ... Eccentric cam 13 ... Ring-shaped link 14 ... Control shaft 15 ... Control cam 16 ... Rocker arm 17 ... Rod-shaped link 18 ... Swing cam 19 ... Intake valve 20 ... Drive part

Claims

A drive shaft that rotates in conjunction with the rotation of the engine, a swinging cam that is rotatably fitted to the outer periphery of the drive shaft, and drives the intake / exhaust valves, and is eccentrically fixed to the outer periphery of the drive shaft. An eccentric cam, a ring-shaped link fitted on the outer periphery of the eccentric cam so as to be relatively rotatable, a control shaft extending substantially parallel to the drive shaft, a control cam eccentrically fixed to the outer periphery of the control shaft, A rocker arm externally fitted to the outer periphery of the control cam and linked with the ring-shaped link at one end, a rod-shaped link that links the other end of the rocker arm and the swing cam, and the control shaft Of the internal combustion engine in which the rocking center position of the rocker arm changes and the lift characteristics of the intake / exhaust valves change when the control shaft rotates. A variable valve gear,
In given operating state where the center of the control cam is held in place, connecting a first line connecting the centers of the drive shaft of the control shaft, the centers of the control cam of the control shaft Set the angle between the second line and the second line so that it is not about 90 degrees .
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, wherein a rotation range of the control shaft is set so that a locus of the center of the control cam does not intersect the first line .

2. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the predetermined operation state includes a low-rotation operation state in which at least the center of the control cam is held at a predetermined low lift position or intermediate lift position. .

3. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the predetermined operation state includes a high-rotation operation state in which at least the center of the control cam is held at a predetermined high lift position.

The angle between the first line and the second line is set to gradually decrease as the center of the control cam moves from a predetermined intermediate lift position to the high lift side. Item 5. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to any one of Items 1 to 3.

The angle formed by the first line and the second line when the swing cam swings to the highest lift side in the high rotation operation state where the center of the control cam is held at a predetermined high lift position. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, characterized in that is set to be approximately 0 degrees.