JP4109795B2

JP4109795B2 - Valve operating characteristic variable device

Info

Publication number: JP4109795B2
Application number: JP13875299A
Authority: JP
Inventors: 寿喜小林
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1999-05-19
Filing date: 1999-05-19
Publication date: 2008-07-02
Anticipated expiration: 2019-05-19
Also published as: JP2000328909A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンの運転状態に応じてクランクシャフト回転角に対するカムシャフトの位相を油圧駆動で可変し得るようにしてなる弁作動特性可変装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
ピストンが上死点に達する時期と弁が開き始める時期との関係（バルブタイミング）を、回転速度に応じて変化させることにより、より広い運転範囲に渡ってエンジンの出力特性を向上させようとする技術が種々提案されている。このような技術の１つとして、ロータリーアクチュエータに供給する油圧をもってクランクシャフトとカムシャフトとの間の位相を連続的に変化させるようにした技術が既に公知である（特開平１０−１４１０３６号公報参照）。
【０００３】
他方、ロータリーアクチュエータを作動させる油圧は、クランクシャフトに直結されたポンプでエンジン各部へ圧送される潤滑油が流用されるが、この潤滑油を供給するためのポンプは、一般に、回転速度の増大に応じて吐出圧が高くなる特性を有している。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかるに、クランクシャフトの回転角に対してカム位相を遅角させるときは、エンジン回転速度が低下傾向にあるので、アクチュエータへの供給油圧が過大になることは少ないが、進角要求が発せられるエンジン回転速度の増大時には、アクチュエータへの供給油圧が過大になりがちである。カム位相の進角制御時に油圧が過度に高いと、アクチュエータがオーバーシュート易くなるため、位相制御の安定性が損なわれがちである。
【０００５】
本発明は、このような従来技術の問題点を解消するべく案出されたものであり、その主な目的は、カム位相進角制御時の安定性をより一層高めることができるように構成された弁作動特性可変装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
このような目的を果たすために、本発明においては、エンジンＥの運転状態に応じてクランクシャフト９の回転角に対する吸気カムシャフト１の位相を油圧駆動で可変し得るようにしてなる弁作動特性可変装置（実施の形態中の第２弁作動特性可変装置６）を、当該弁作動特性可変装置の作動油圧を制御する制御弁（実施の形態中の第２油圧制御弁６６）がシリンダヘッド６１の側壁に設けられると共に作動油圧を供給する油路６４がシリンダヘッドの内部に形成され、作動油圧が所定値を超えると開くリリーフ通路９１が前記油路から分岐されるものとした。これによれば、弁作動特性可変装置に供給される作動油圧をエンジンの回転速度に関わらず適正に維持することができる。
【０００７】
また、リリーフ通路の吐出口を、タイミングチェーン室内に開口させるものとすれば、リリーフ通路から流出するオイルがタイミングチェーンの潤滑に寄与するように構成し得る。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下に添付の図面を参照して本発明について詳細に説明する。
【０００９】
図１は、本発明が適用された直列４気筒ＤＯＨＣ型エンジンを示している。このエンジンＥのシリンダヘッドには、吸気カムシャフト１により駆動される２つの吸気弁２と、排気カムシャフト３により駆動される２つの排気弁４とが、４つの気筒のそれぞれについて設けられている。吸気カムシャフト１と吸気弁２との間、並びに排気カムシャフト３と排気弁４との間には、各弁２・４のバルブリフトおよび開角を回転速度に応じて２段階に変化させるための第１弁作動特性可変装置５がそれぞれ設けられている。また吸気カムシャフト１の軸端には、吸気弁２の開閉時期を無段階に進角または遅角するための第２弁作動特性可変装置６が設けられている。
【００１０】
これらの吸気カムシャフト１並びに排気カムシャフト３は、コネクティングロッド７を介して４つのピストン８が接続されたクランクシャフト９に対し、チェーン／スプロケット機構１０を介して連動連結されており、クランクシャフト９の１／２の回転速度で回転駆動される。
【００１１】
次に第１弁作動特性可変装置５について図２並びに図３を参照して説明する。なお、吸気弁側のものと排気弁側のものとは実質的に同一構造なので、吸気弁側のものについてのみ以下に説明する。
【００１２】
図２に示したように、吸気カムシャフト１には、作動角及びリフト量が相対的に小さい２つの低速カム１１ａ・１１ｂと、これらの低速カム１１ａ・１１ｂに挟まれた作動角及びリフト量が相対的に大きい１つの高速カム１２とが、一体形成されている。そして吸気カムシャフト１の下方には、カムシャフトと平行なロッカシャフト１３上に、３つのロッカアーム１４ａ・１５・１４ｂが互いに隣接して揺動自在にかつ相対角変位可能に枢支されている。これらのロッカアーム１４ａ・１５・１４ｂは、それぞれ対応するカム１１ａ・１２・１１ｂによって揺動駆動される。
【００１３】
低速カム１１ａ・１１ｂで駆動される低速ロッカアーム１４ａ・１４ｂは、基本的に同一形状をなし、その各遊端に、閉弁方向へ常時ばね付勢された２つの吸気弁２のステム端が当接している。また、高速カム１２で駆動される高速ロッカアーム１５は、図示されていないばね手段によって高速カム１２との摺接状態が常時維持されている。
【００１４】
互いに隣接する３つのロッカアーム１４ａ・１５・１４ｂの内部には、それらを相対角変位し得る状態、即ち低速モードと、一体的に揺動し得る状態、即ち高速モードとに切換えるために、以下に詳述する連結切換機構が設けられている。
【００１５】
図２に於ける左側の低速ロッカアーム１４ａには、中央の高速ロッカアーム側に開口する有底の第１ガイド孔１６が、ロッカシャフト１３の軸線と平行に形成され、かつその中に第１切換ピン１７が摺合している。高速ロッカアーム１５には、高速カム１２のベース円部分がカムスリッパに摺接する静止位置において第１ガイド孔１６と同心をなす第２ガイド孔１８が貫通して形成され、かつその中に、第１切換ピン１７にその一端を当接させた状態の第２切換ピン１９が摺合している。図２に於ける右側の低速ロッカアーム１４ｂには、左側の低速ロッカアーム１４ａと同様の実質的に有底の第３ガイド孔２０が形成され、かつその中に、第２切換ピン１９の他端にその一端を当接させた状態のストッパピン２１が摺合している。ストッパピン２１は、圧縮コイルばね２２によって高速ロッカアーム１５側に常時弾発付勢されている。
【００１６】
ロッカシャフト１３内には、オイルパンから汲み上げた潤滑油を供給するための２本の給油通路２３ａ・２３ｂが形成されている。これらの内の一方２３ａは、第１ガイド孔１６の底部に連通し、他方２３ｂは、ロッカシャフト１３と各ロッカアーム１４ａ・１５・１４ｂとの間、各カム１１ａ・１２・１１ｂとカムスリッパとの摺接面、及びカムジャーナルへ潤滑油を供給する通路（図示せず）に連通している。
【００１７】
上記の連結切換機構は、後述する電子制御ユニットの信号で作動する電磁式の切換弁を、運転状態に応じて開閉制御して一方の給油通路２３ａから第１ガイド孔１６内の第１切換ピン１７に作用させる油圧を断続させることによって作動する。
【００１８】
低速モードでは、第１切換ピン１７に油圧を作用させずにおけば、各ピン１７・１９・２１が圧縮コイルばね２２の弾発力によって各ガイド孔１６・１８・２０にそれぞれ整合した位置となる（図２参照）。この状態では、各ロッカアーム１４ａ・１５・１４ｂは互いに相対角変位可能である。従って、高速カム１２で駆動される高速ロッカアーム１５は、他のロッカアーム１４ａ・１４ｂに何ら影響を及ぼさず、低速カム１１ａ・１１ｂのプロフィールによって揺動駆動される低速ロッカアーム１４ａ・１４ｂを介して２つの吸気弁２が同時に開弁駆動される。
【００１９】
高速モード時は、第１切換ピン１７に油圧を作用させると、第２切換ピン１９及びストッパピン２１が圧縮コイルばね２２の弾発力に抗して押し戻される。これにより、各ピン１７・１９・２１が互いに隣り合うロッカアーム１４ａ・１５・１４ｂ同士間にまたがった状態となる（図３参照）。従って、３つのロッカアーム１４ａ・１５・１４ｂが連結されて一体的に揺動可能となり、中央の高速カム１２のプロフィールによって２個の吸気弁２が同時に開弁駆動される。
【００２０】
次に、吸気カムシャフト１の軸端に設けられた第２弁作動特性可変装置６について図４および図５を参照して説明する。
【００２１】
第２弁作動特性可変装置６は、タイミングチェーンが巻き掛けられるカムスプロケットと一体をなすアウタロータ２５と、ピン２６およびボルト２７で吸気カムシャフト１と一体的に結合されたインナロータ２８とからなっている。
【００２２】
アウタロータ２５は、概略カップ形に形成され、かつその外周面にスプロケット歯２４が形成されたカムスプロケット部２９と、その開口側の軸方向端面に重ね合わされたアウタプレート３０と、カムスプロケット部２９の内側に受容されたハウジング３１とからなり、これらを貫通する複数のボルト３２で互いに一体的に結合されている。そしてカムスプロケット部２９の底壁の中心に形成された支持孔３３に吸気カムシャフト１の軸端が同軸的に嵌合し、かつハウジング３１内の空間に、吸気カムシャフト１と一体をなすインナロータ２８が、相対回転可能に受容されている。
【００２３】
概ね環状をなすハウジング３１の内側には、吸気カムシャフト１と同心の扇形の凹部３４が、４つ形成されている。そしてインナロータ２８の外周から放射状に突出する４枚のべーン３５が、角度Ａ（例えば３０度）の範囲内を回動し得るように、各凹部３４内に受容されている。これにより、各べーン３５の一方の面と各凹部３４との間に進角室３６が、各べーン３５の他方の面と凹部３４との間に遅角室３７が、それぞれ区画される。
【００２４】
各べーン３５の先端には、対応する凹部３４の内周面に摺接するシール部材３８がそれぞれ設けられている。また、ハウジング３１の内周面には、インナロータ２８の外周面に摺接する４つのシール部材３９が設けられている。
【００２５】
吸気カムシャフト１の内部には、進角油路４０および遅角油路４１が形成されている。進角油路４０は、インナロータ２８を半径方向に貫通する４本の油路４２を介して４つの進角室３６にそれぞれ連通し、遅角油路４１は、インナロータ２８を半径方向に貫通する４本の油路４３を介して４つの遅角室３７にそれぞれ連通している。
【００２６】
４つのベーン３５のうちの１つ３５ａには、軸方向に貫通するピン孔４４が設けられており、このピン孔４４には、拡径頭部を有するストッパピン４５が摺合している。ストッパピン４５は、カムスプロケット部２９の底壁内面に形成された円弧状の溝４５に、その先端を突入可能になっていると共に、ピン孔４４のカムスプロケット部２９の底壁側に形成された段部と自身の頭部との間に装着されたスプリング４７により、その先端を円弧溝４６から抜け出す向きに、つまりベーン３５ａ内に全体を没入させる向きに、常時、弾発付勢されている。
【００２７】
円弧溝４６の角度範囲（図５のＢ）は、大リフトの高速カム１２で吸気弁２が開弁されるときに吸気カムシャフト１を最大に進角させても、上死点のピストン８に開いた吸気弁２が干渉しないように定められている（例えば２０度）。
【００２８】
インナロータ２８には、ストッパピン４５を押し出す油圧を作用させるための油路４８が、ボルト２７の頭部受容孔４９の内周面からピン孔４４内に連通するように設けられている。そしてこの油路４８に連通するように、吸気カムシャフト１の中心部からボルト２７の軸部及び頭部にかけて油路５０が設けられている。
【００２９】
進角油路４０および遅角油路４１には、吸気カムシャフト１を支持するカムホルダ５１及びベアリングキャップ５２に内設された油路５３・５４を介してベーン３５の駆動油圧が供給される。また、上記とは別のカムホルダ５５及びベアリングキャップ５６に内設された油路５７と、吸気カムシャフト１の中心部に設けられた油路５８とを介してストッパピン４５の駆動油圧が供給される。
【００３０】
次に、第１・第２弁作動特性可変装置５・６の油圧制御系について図６を参照して説明する。
【００３１】
オイルパンからオイルポンプが汲み上げたオイルは、動弁装置の潤滑油として、また第１・第２弁作動特性可変装置５・６の作動油として、シリンダヘッド６１に内設された油路の上流部６２に吐出される。この油路の上流部６２からは、第１弁作動特性可変装置５に油圧を供給する油路６３と、第２弁作動特性可変装置６に油圧を供給する油路６４とが分岐している。なお、これらの油圧供給油路は、カムシャフトやロッカシャフトへの潤滑油供給油路と同様に、シリンダヘッド６１の肉厚内に、鋳抜き又はドリル加工で形成されている。
【００３２】
第１弁作動特性可変装置５への油圧供給油路６３の中間部には、エンジンＥの運転状態に応じて作動油圧の供給を断続するための第１油圧制御弁６５が設けられている。また、第２弁作動特性可変装置６への油圧供給油路６４の中間部には、方向と流量とを連続的に制御するための第２油圧制御弁６６が設けられている。
【００３３】
第２油圧制御弁６６は、図７に示すように、シリンダヘッド６１に設けられた円筒孔６７に埋設される円筒状のスリーブ６８と、スリーブ６８内に摺合するスプール６９と、スプール６９を駆動するべくスリーブ６８に固定されたデューティソレノイド７０と、デューティソレノイド７０に向けてスプール６９を常時弾発付勢するスプリング７１とを備えている。
【００３４】
スリーブ６８には、中央の入力ポート７２と、その両側に位置する進角ポート７３並びに遅角ポート７４と、これらのさらに両側に位置する一対のドレンポート７５・７６とが形成されている。他方、スリーブ６８に摺合するスプール６９には、中央のグルーブ７７と、その両側に位置する一対のランド７８・７９と、さらにこれらの両側に位置する一対のグルーブ８０・８１とが形成されている。
【００３５】
入力ポート７２は、油路の上流部６２にオイルフィルタ８２を介して接続され、進角ポート７３は、第２弁作動特性可変装置６の進角室３６に接続され、遅角ポート７４は、第２弁作動特性可変装置６の遅角室３７に接続されている。
【００３６】
これら第１・第２油圧制御弁６５・６６の作動は、カム位相センサ８３からの吸気カムシャフト１の位相信号、ＴＤＣセンサ８４からの排気カムシャフト３の位相に基づくピストン８の上死点信号、クランク位相センサ８５からのクランクシャフト９の位相信号、吸気負圧センサ８６からの吸気負圧信号、冷却水温センサ８７からの袷却水温信号、スロットル開度センサ８８からのスロットル開度信号、エンジン回転速度センサ８９からのエンジン回転速度信号がそれぞれ入力される電子制御ユニットＵにより、それぞれ個別に制御される。
【００３７】
以下に第２弁作動特性可変装置６の作動要領について具体的に説明する。
【００３８】
エンジンＥの停止時は、進角室３６に油圧が供給されていないので、アウタロータ２５（カムスプロケット部２９）に対してインナロータ２８（吸気カムシャフト１）が反時計方向に回動した最遅角状態になっている。このとき第２弁作動特性可変装置６は、遅角室３７が最大容積になり、進角室３６が最小容積（ゼロ）になった図５の状態にある。
【００３９】
エンジンＥの始動によってオイルポンプが作動すると、第２油圧制御弁６６を介して進角室３６に油圧が伝達される。この状態から、デューティソレノイド７０のデューティ比を適宜に増加させると、図７においてスプール６９がスプリング７１のばね力に抗して中立位置よりも左側へ移動し、オイルポンプに連なる入力ポート７２が中央のグルーブ７７を介して進角ポート７３に連通すると共に、遅角ポート７４が右側のグルーブ８１を介してドレンポート７６に連通する。その結果、第２弁作動特性可変装置６の進角室３６に油圧が作用するため、進角室３６と遅角室３７との間の油圧差でべーン３５が押され、カムスプロケット部２９に対して吸気カムシャフト１が時計方向に回動し、低速カム１１ａ・１１ｂおよび高速カム１２の位相が一体的に進角する。これにより、吸気弁２の開弁時期および閉弁時期が共に進み側に変化する。
【００４０】
そして目標とするカム位相が得られたときに、デューティソレノイド７０のデューティ比を５０％に設定して第２油圧制御弁６６のスプール６９を図７に示す中立位置に停止させ、入力ポート７２を一対のランド７８・７９間に閉塞し、かつ進角ポート７３及び遅角ポート７４をそれぞれランド７８・７９で閉塞することにより、カムスプロケット部２９と吸気カムシャフト１を一体化してカム位相を一定に保持することができる。
【００４１】
吸気カムシャフト１のカム位相を遅角側に連続的に変化させるには、デューティソレノイド７０のデューティ比を減少させてスプール６９を中立位置から右動させ、オイルポンプに連なる入力ポート７２を中央のグルーブ７７を介して遅角ポート７４に連通させると共に、進角ポート７３を左側のグルーブ８０を介してドレンポート７５に達通させれば良い。そして目標とする位相が得られたときに、デューティソレノイド７０のデューティ比を５０％に設定してスプール６９を図７に示す中立位置に停止させれば、入力ポート７２、進角ポート７３及び遅角ポート７４をそれぞれ閉塞してカム位相を保持することができる。
【００４２】
一方、高速モード時には、第１弁作動特性可変装置５が作動すると、その作動のために供給された油圧が、第２弁作動特性可変装置６に組み込まれたストッパピン４５にも供給される。これにより、ストッパピン４５の先端が円弧溝４６内に突入し、吸気カムシャフト１の回転角で２０度の範囲にべーン３５の移動可能範囲が制限される。
【００４３】
このようにして、第２弁作動特性可変装置６でクランクシャフト９と吸気カムシャフト１との間の位相を変化させることにより、吸気弁２の開閉タイミングを、低速モード時は吸気カムシャフト１の回転角の３０度の範囲(クランクシフト９の回転角換算で６０度の範囲)に渡って無段階に進角および遅角させ、高速モード時は２０度の範囲(クランクシフト９の回転角換算で４０度の範囲)に渡って無段階に進角および遅角させることが可能となる。
【００４４】
ところで、エンジンの高速運転時にオイルポンプが高回転となったときに、第２油圧制御弁６６の作動油圧が過大になることを防止するために、第２油圧制御弁６６の入力ポート７２に連なる油路６４の適所には、油路６４から分岐するオイルリリーフ通路９１が設けられている。このオイルリリーフ通路９１は、図８に示すように、車両に搭載された状態でその軸線を垂直線に概ね沿わせており、通路端に形成されたシリンダ状孔９２に、常時一方向へスプリング９３で付勢されたプランジャ９４が摺合している。またシリンダ状孔９２の中間部に形成されたリリーフオイルの吐出口９６が、通常はプランジャ９４で閉塞されている。
【００４５】
エンジンの高速運転時にオイルポンプが高回転となって第２油圧制御弁６６への供給油圧が上昇すると、その圧力でプランジャ９４が押し上げられ、リリーフオイルの吐出口９５から余剰圧が抜ける。これにより、第２弁作動特性可変装置６の作動油圧が所定値を超えないようにされている。
【００４６】
ここでリリーフ通路９１の吐出口９５を、シリンダヘッド６１のタイミングチェーンが設けられる側のクランク軸方向端面に設ければ、リリーフオイルは、チェーン／スプロケット機構１０を覆って設けられるタイミングチェーンカバー（図示せず）内に吐出されるので、タイミングチェーンの潤滑に寄与し得る。
【００４８】
【発明の効果】
このように本発明によれば、第２弁作動特性可変装置を作動させる油圧をエンジンの回転速度に関わらず適正に維持することができるので、進角要求が発せられるエンジン回転速度の増大時にも適正な油圧が第２弁作動特性可変装置に供給されることとなる。従って、カム位相の進角制御時にオーバーシュートを起こさずに済むこととなり、位相制御の安定性を高める上に大きな効果が得られる。
【００４９】
しかも本発明では、リリーフ通路の吐出口を、タイミングチェーン室内に開口させるものとすれば、リリーフ通路から流出するオイルがタイミングチェーンの潤滑に寄与し得るので、ポンプで汲み上げたオイルが無駄にならずに済む。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明が適用されたエンジンの全体斜視図
【図２】第１弁作動特性可変装置の低速モード状態時の構成図
【図３】第１弁作動特性可変装置の高速モード状態時の構成図
【図４】第２弁作動特性可変装置の要部断面図
【図５】図４のＶ−Ｖ線断面図
【図６】一部切除して示すシリンダヘッド部の正面図
【図７】第２油圧制御弁の要部縦断面図
【図８】図６のVIII−VIII線断面図
【符号の説明】
Ｅエンジン
１吸気カムシャフト
６第２弁作動特性可変装置
９クランクシャフト
６１シリンダヘッド
６４作動油圧供給油路
６６第２油圧制御弁
９１リリーフ通路[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a valve operating characteristic variable device that can vary the phase of a camshaft with respect to a crankshaft rotation angle by hydraulic drive in accordance with the operating state of an engine.
[0002]
[Prior art]
By changing the relationship between the timing when the piston reaches top dead center and the timing when the valve starts to open (valve timing) according to the rotational speed, the engine output characteristics are improved over a wider operating range. Various techniques have been proposed. As one of such techniques, a technique in which the phase between the crankshaft and the camshaft is continuously changed by the hydraulic pressure supplied to the rotary actuator is already known (see Japanese Patent Laid-Open No. 10-141036). ).
[0003]
On the other hand, as the hydraulic pressure for operating the rotary actuator, lubricating oil pumped to each part of the engine by a pump directly connected to the crankshaft is diverted. In general, a pump for supplying this lubricating oil increases rotational speed. Accordingly, the discharge pressure is increased.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, when the cam phase is retarded with respect to the rotation angle of the crankshaft, the engine rotation speed tends to decrease, so the hydraulic pressure supplied to the actuator is unlikely to be excessive, but the advance angle request is issued. When the rotational speed increases, the hydraulic pressure supplied to the actuator tends to be excessive. If the hydraulic pressure is excessively high during the cam phase advance control, the actuator tends to overshoot, and the stability of the phase control tends to be impaired.
[0005]
The present invention has been devised to solve such problems of the prior art, and its main object is to further improve the stability during cam phase advance angle control. Another object of the present invention is to provide a variable valve operating characteristic device.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve such an object, in the present invention, the valve operating characteristic variable is made so that the phase of the intake camshaft 1 with respect to the rotation angle of the crankshaft 9 can be varied by hydraulic drive in accordance with the operating state of the engine E. The device (second valve operating characteristic variable device 6 in the embodiment) is a cylinder valve 61 and the control valve (second hydraulic control valve 66 in the embodiment) that controls the hydraulic pressure of the valve operating characteristic variable device is the cylinder head 61. An oil passage 64 that is provided in the side wall and supplies hydraulic pressure is formed inside the cylinder head, and a relief passage 91 that opens when the hydraulic pressure exceeds a predetermined value is branched from the oil passage. According to this, the hydraulic pressure supplied to the valve operating characteristic variable device can be properly maintained regardless of the rotational speed of the engine.
[0007]
Further, the discharge port of the relief passage, if that Ru is opened to the timing chain chamber may be configured to oil flowing out from the relief passage contributes to the lubrication of the timing chain.
[0008]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.
[0009]
FIG. 1 shows an in-line four-cylinder DOHC engine to which the present invention is applied. The cylinder head of the engine E is provided with two intake valves 2 driven by the intake camshaft 1 and two exhaust valves 4 driven by the exhaust camshaft 3 for each of the four cylinders. . Between the intake camshaft 1 and the intake valve 2 and between the exhaust camshaft 3 and the exhaust valve 4, the valve lift and the opening angle of the valves 2 and 4 are changed in two stages according to the rotational speed. Each of the first valve operating characteristic variable devices 5 is provided. A second valve operating characteristic variable device 6 for advancing or retarding the opening / closing timing of the intake valve 2 steplessly is provided at the shaft end of the intake camshaft 1.
[0010]
The intake camshaft 1 and the exhaust camshaft 3 are interlocked and connected via a chain / sprocket mechanism 10 to a crankshaft 9 to which four pistons 8 are connected via a connecting rod 7. Is rotated at a rotational speed of ½ of that.
[0011]
Next, the first valve operating characteristic variable device 5 will be described with reference to FIG. 2 and FIG. Since the intake valve side and the exhaust valve side have substantially the same structure, only the intake valve side will be described below.
[0012]
As shown in FIG. 2, the intake camshaft 1 has two low-speed cams 11a and 11b having relatively small operating angles and lift amounts, and an operating angle and lift amount sandwiched between the low-speed cams 11a and 11b. One high-speed cam 12 having a relatively large is integrally formed. Below the intake camshaft 1, three rocker arms 14a, 15 and 14b are pivotally supported adjacent to each other on a rocker shaft 13 parallel to the camshaft so as to be swingable and capable of relative angular displacement. These rocker arms 14a, 15, and 14b are driven to swing by corresponding cams 11a, 12, and 11b, respectively.
[0013]
The low-speed rocker arms 14a and 14b driven by the low-speed cams 11a and 11b basically have the same shape, and the stem ends of the two intake valves 2 that are always spring-biased in the valve closing direction are applied to the respective free ends. It touches. The high-speed rocker arm 15 driven by the high-speed cam 12 is always kept in sliding contact with the high-speed cam 12 by a spring means (not shown).
[0014]
The three rocker arms 14a, 15 and 14b adjacent to each other have the following in order to switch between a state where they can be displaced relative to each other, that is, a low speed mode, and a state where they can swing together, ie, a high speed mode. A connection switching mechanism to be described in detail is provided.
[0015]
In the left low-speed rocker arm 14a in FIG. 2, a bottomed first guide hole 16 opened toward the central high-speed rocker arm is formed in parallel to the axis of the rocker shaft 13, and a first switching pin is formed therein. 17 are sliding. The high-speed rocker arm 15 is formed with a second guide hole 18 concentric with the first guide hole 16 at a stationary position where the base circle portion of the high-speed cam 12 is in sliding contact with the cam slipper. The second switching pin 19 in a state where one end thereof is brought into contact with the switching pin 17 is slidably engaged. The right-side low-speed rocker arm 14b in FIG. 2 has a substantially bottomed third guide hole 20 similar to the left-side low-speed rocker arm 14a, and the other end of the second switching pin 19 is formed therein. The stopper pin 21 in a state where its one end is in contact is in sliding contact. The stopper pin 21 is always elastically biased toward the high-speed rocker arm 15 by the compression coil spring 22.
[0016]
In the rocker shaft 13, two oil supply passages 23a and 23b for supplying the lubricating oil pumped up from the oil pan are formed. One of these is in communication with the bottom of the first guide hole 16, and the other 23b is between the rocker shaft 13 and each of the rocker arms 14a, 15, and 14b, and between the cams 11a, 12, and 11b and the cam slipper. The sliding contact surface and a passage (not shown) for supplying lubricating oil to the cam journal communicate with each other.
[0017]
The above connection switching mechanism opens and closes an electromagnetic switching valve that operates in response to a signal from an electronic control unit, which will be described later, in accordance with the operating state, and the first switching pin in the first guide hole 16 from one oil supply passage 23a. It operates by interrupting the hydraulic pressure that acts on 17.
[0018]
In the low-speed mode, if no hydraulic pressure is applied to the first switching pin 17, the pins 17, 19, and 21 are aligned with the guide holes 16, 18, and 20, respectively, by the elastic force of the compression coil spring 22. (See FIG. 2). In this state, the rocker arms 14a, 15 and 14b can be angularly displaced relative to each other. Therefore, the high-speed rocker arm 15 driven by the high-speed cam 12 has no influence on the other rocker arms 14a and 14b, and the two rocker arms 14a and 14b are driven to swing by the profiles of the low-speed cams 11a and 11b. The intake valve 2 is driven to open simultaneously.
[0019]
In the high speed mode, when hydraulic pressure is applied to the first switching pin 17, the second switching pin 19 and the stopper pin 21 are pushed back against the elastic force of the compression coil spring 22. Thereby, each pin 17,19,21 will be in the state which straddled between the rocker arms 14a, 15,14b adjacent to each other (refer FIG. 3). Accordingly, the three rocker arms 14 a, 15, and 14 b are connected to be swingable integrally, and the two intake valves 2 are driven to open simultaneously by the profile of the central high-speed cam 12.
[0020]
Next, the second valve operating characteristic varying device 6 provided at the shaft end of the intake camshaft 1 will be described with reference to FIGS.
[0021]
The second valve operating characteristic variable device 6 includes an outer rotor 25 that is integrated with a cam sprocket around which a timing chain is wound, and an inner rotor 28 that is integrally coupled to the intake camshaft 1 with a pin 26 and a bolt 27. .
[0022]
The outer rotor 25 includes a cam sprocket portion 29 formed in a generally cup shape and having sprocket teeth 24 formed on the outer peripheral surface thereof, an outer plate 30 superimposed on an axial end surface on the opening side, and a cam sprocket portion 29. The housing 31 is received inside, and is integrally coupled to each other by a plurality of bolts 32 penetrating therethrough. The shaft end of the intake camshaft 1 is coaxially fitted in a support hole 33 formed in the center of the bottom wall of the cam sprocket portion 29, and the inner rotor is integrated with the intake camshaft 1 in the space in the housing 31. 28 is received for relative rotation.
[0023]
Four fan-shaped recesses 34 concentric with the intake camshaft 1 are formed inside the generally annular housing 31. The four vanes 35 projecting radially from the outer periphery of the inner rotor 28 are received in the respective recesses 34 so as to be able to rotate within a range of an angle A (for example, 30 degrees). Thereby, an advance chamber 36 is defined between one surface of each vane 35 and each recess 34, and a retard chamber 37 is defined between the other surface of each vane 35 and the recess 34, respectively. Is done.
[0024]
A seal member 38 is provided at the tip of each vane 35 so as to be in sliding contact with the inner peripheral surface of the corresponding recess 34. Further, on the inner peripheral surface of the housing 31, four seal members 39 that are in sliding contact with the outer peripheral surface of the inner rotor 28 are provided.
[0025]
An advance oil passage 40 and a retard oil passage 41 are formed inside the intake camshaft 1. The advance oil passage 40 communicates with the four advance chambers 36 via four oil passages 42 penetrating the inner rotor 28 in the radial direction, and the retard oil passage 41 penetrates the inner rotor 28 in the radial direction. The four retard chambers 37 communicate with each other through four oil passages 43.
[0026]
One of the four vanes 35 is provided with a pin hole 44 penetrating in the axial direction, and a stopper pin 45 having an enlarged head is slid into the pin hole 44. The stopper pin 45 can be inserted into an arcuate groove 45 formed on the inner surface of the bottom wall of the cam sprocket portion 29 and is formed on the bottom wall side of the cam sprocket portion 29 in the pin hole 44. The spring 47 mounted between the stepped portion and its own head is constantly elastically biased so that its tip is pulled out of the arc groove 46, that is, in the direction of immersing the whole in the vane 35a. Yes.
[0027]
The angular range (B in FIG. 5) of the arc groove 46 is such that the piston 8 at the top dead center can be obtained even when the intake camshaft 1 is advanced to the maximum when the intake valve 2 is opened by the high-speed cam 12 with a large lift. It is determined so that the intake valve 2 that is opened at a distance does not interfere (for example, 20 degrees).
[0028]
The inner rotor 28 is provided with an oil passage 48 for applying a hydraulic pressure for pushing the stopper pin 45 so as to communicate with the pin hole 44 from the inner peripheral surface of the head receiving hole 49 of the bolt 27. An oil passage 50 is provided from the center portion of the intake camshaft 1 to the shaft portion and the head portion of the bolt 27 so as to communicate with the oil passage 48.
[0029]
Drive oil pressure of the vane 35 is supplied to the advance oil passage 40 and the retard oil passage 41 through the oil passages 53 and 54 provided in the bearing 51 and the cam holder 51 that supports the intake camshaft 1. Further, the drive oil pressure of the stopper pin 45 is supplied through an oil passage 57 provided in a cam holder 55 and a bearing cap 56 different from the above and an oil passage 58 provided in the center of the intake camshaft 1. The
[0030]
Next, the hydraulic control system of the first and second valve operating characteristic variable devices 5 and 6 will be described with reference to FIG.
[0031]
The oil pumped up by the oil pump from the oil pan is upstream of the oil passage provided in the cylinder head 61 as lubricating oil for the valve operating device and as operating oil for the first and second valve operating characteristic variable devices 5 and 6. It is discharged to the part 62. From the upstream portion 62 of this oil passage, an oil passage 63 for supplying hydraulic pressure to the first valve operating characteristic variable device 5 and an oil passage 64 for supplying hydraulic pressure to the second valve operating characteristic variable device 6 are branched. . These hydraulic supply oil passages are formed in the wall thickness of the cylinder head 61 by casting or drilling, similarly to the lubricating oil supply oil passages to the camshaft and the rocker shaft.
[0032]
A first hydraulic control valve 65 for intermittently supplying the hydraulic pressure according to the operating state of the engine E is provided at an intermediate portion of the hydraulic pressure supply oil passage 63 to the first valve operation characteristic variable device 5. Further, a second hydraulic control valve 66 for continuously controlling the direction and the flow rate is provided at an intermediate portion of the hydraulic supply oil passage 64 to the second valve operation characteristic variable device 6.
[0033]
As shown in FIG. 7, the second hydraulic control valve 66 drives a cylindrical sleeve 68 embedded in a cylindrical hole 67 provided in the cylinder head 61, a spool 69 that slides into the sleeve 68, and the spool 69. Therefore, a duty solenoid 70 fixed to the sleeve 68 and a spring 71 that constantly urges and urges the spool 69 toward the duty solenoid 70 are provided.
[0034]
The sleeve 68 is formed with a central input port 72, an advance port 73 and a retard port 74 located on both sides thereof, and a pair of drain ports 75 and 76 located on both sides thereof. On the other hand, the spool 69 that slides on the sleeve 68 is formed with a central groove 77, a pair of lands 78 and 79 located on both sides thereof, and a pair of grooves 80 and 81 located on both sides thereof. .
[0035]
The input port 72 is connected to the upstream portion 62 of the oil passage through the oil filter 82, the advance port 73 is connected to the advance chamber 36 of the second valve operating characteristic variable device 6, and the retard port 74 is The second valve operating characteristic variable device 6 is connected to the retard chamber 37.
[0036]
The first and second hydraulic control valves 65 and 66 are operated by the top dead center signal of the piston 8 based on the phase signal of the intake camshaft 1 from the cam phase sensor 83 and the phase of the exhaust camshaft 3 from the TDC sensor 84. , The phase signal of the crankshaft 9 from the crank phase sensor 85, the intake negative pressure signal from the intake negative pressure sensor 86, the rejection water temperature signal from the cooling water temperature sensor 87, the throttle opening signal from the throttle opening sensor 88, the engine The engine speed signals from the rotation speed sensor 89 are individually controlled by the electronic control unit U to which the engine speed signal is input.
[0037]
The operation procedure of the second valve operating characteristic variable device 6 will be specifically described below.
[0038]
Since the hydraulic pressure is not supplied to the advance chamber 36 when the engine E is stopped, the most retarded angle at which the inner rotor 28 (intake camshaft 1) rotates counterclockwise with respect to the outer rotor 25 (cam sprocket portion 29). It is in a state. At this time, the second valve operating characteristic variable device 6 is in the state of FIG. 5 in which the retard chamber 37 has the maximum volume and the advance chamber 36 has the minimum volume (zero).
[0039]
When the oil pump is activated by starting the engine E, the hydraulic pressure is transmitted to the advance chamber 36 via the second hydraulic control valve 66. In this state, when the duty ratio of the duty solenoid 70 is appropriately increased, the spool 69 moves to the left of the neutral position against the spring force of the spring 71 in FIG. 7, and the input port 72 connected to the oil pump is in the center. The retard port 74 communicates with the drain port 76 through the groove 81 on the right side. As a result, since the hydraulic pressure acts on the advance chamber 36 of the second valve operating characteristic variable device 6, the vane 35 is pushed by the hydraulic pressure difference between the advance chamber 36 and the retard chamber 37, and the cam sprocket portion. 29, the intake camshaft 1 rotates clockwise, and the phases of the low-speed cams 11a and 11b and the high-speed cam 12 advance integrally. Thereby, both the valve opening timing and the valve closing timing of the intake valve 2 are changed to the advance side.
[0040]
When the target cam phase is obtained, the duty ratio of the duty solenoid 70 is set to 50%, and the spool 69 of the second hydraulic control valve 66 is stopped at the neutral position shown in FIG. The cam sprocket portion 29 and the intake camshaft 1 are integrated to make the cam phase constant by closing between the pair of lands 78 and 79 and closing the advance port 73 and the retard port 74 with the lands 78 and 79, respectively. Can be held in.
[0041]
In order to continuously change the cam phase of the intake camshaft 1 to the retard side, the duty ratio of the duty solenoid 70 is decreased, the spool 69 is moved to the right from the neutral position, and the input port 72 connected to the oil pump is moved to the center. The advance port 73 may be communicated to the drain port 75 via the left groove 80 and communicated with the retard port 74 via the groove 77. When the target phase is obtained, the duty ratio of the duty solenoid 70 is set to 50% and the spool 69 is stopped at the neutral position shown in FIG. Each of the corner ports 74 can be closed to maintain the cam phase.
[0042]
On the other hand, in the high speed mode, when the first valve operating characteristic variable device 5 is operated, the hydraulic pressure supplied for the operation is also supplied to the stopper pin 45 incorporated in the second valve operating characteristic variable device 6. As a result, the tip of the stopper pin 45 enters the arc groove 46, and the movable range of the vane 35 is limited to a range of 20 degrees in the rotation angle of the intake camshaft 1.
[0043]
In this way, by changing the phase between the crankshaft 9 and the intake camshaft 1 by the second valve operating characteristic variable device 6, the opening / closing timing of the intake valve 2 is changed in the low speed mode. Advancing and retarding steplessly over a range of 30 degrees of rotation angle (range of 60 degrees in terms of crank shift 9 rotation angle conversion), and 20 degrees in the high speed mode (in terms of rotation angle of crank shift 9 conversion) It is possible to advance and retard in a stepless manner over a range of 40 degrees.
[0044]
By the way, in order to prevent the operating hydraulic pressure of the second hydraulic control valve 66 from becoming excessive when the oil pump becomes at a high speed during high-speed operation of the engine, it is connected to the input port 72 of the second hydraulic control valve 66. An oil relief passage 91 that branches from the oil passage 64 is provided at an appropriate position of the oil passage 64. As shown in FIG. 8, the oil relief passage 91 is mounted on the vehicle and has its axis line substantially aligned with the vertical line. The oil relief passage 91 always springs in one direction in a cylindrical hole 92 formed at the end of the passage. The plunger 94 urged by 93 is slidingly engaged. The relief oil discharge port 96 formed in the middle portion of the cylindrical hole 92 is normally closed by a plunger 94.
[0045]
When the oil pump rotates at a high speed and the supply hydraulic pressure to the second hydraulic control valve 66 rises during high-speed operation of the engine, the plunger 94 is pushed up by that pressure, and the excess pressure is released from the relief oil discharge port 95. As a result, the hydraulic pressure of the second valve operating characteristic variable device 6 is prevented from exceeding a predetermined value.
[0046]
Here, if the discharge port 95 of the relief passage 91 is provided on the end surface in the crankshaft direction on the side where the timing chain of the cylinder head 61 is provided, the relief oil covers the timing chain cover (see FIG. (It is not shown), and it can contribute to lubrication of the timing chain.
[0048]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the hydraulic pressure for operating the second valve operating characteristic variable device can be properly maintained regardless of the rotational speed of the engine. Therefore, even when the engine rotational speed at which the advance angle request is issued is increased. An appropriate hydraulic pressure is supplied to the second valve operating characteristic variable device. Therefore, it is not necessary to cause overshoot during the advance control of the cam phase, and a great effect can be obtained in improving the stability of the phase control.
[0049]
Moreover in the present invention, if the discharge port of the relief passage, if that Ru is opened to the timing chain chamber, the oil flowing out from the relief passage may contribute to the lubrication of the timing chain, oil pumped is wastefully You do n’t have to.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall perspective view of an engine to which the present invention is applied. FIG. 2 is a configuration diagram of a first valve operating characteristic variable device in a low speed mode state. FIG. 4 is a cross-sectional view of the main part of the second valve operating characteristic variable device. FIG. 5 is a cross-sectional view taken along line VV in FIG. 7] Longitudinal sectional view of main part of second hydraulic control valve [FIG. 8] VIII-VIII sectional view of FIG.
E Engine 1 Intake camshaft 6 Second valve operating characteristic variable device 9 Crankshaft 61 Cylinder head 64 Operating hydraulic pressure supply oil passage 66 Second hydraulic control valve 91 Relief passage

Claims

A valve operating characteristic variable device configured such that the phase of the camshaft relative to the rotation angle of the crankshaft can be varied by hydraulic drive according to the operating state of the engine,
A control valve for controlling the hydraulic pressure of the variable valve operating characteristic device is provided on the side wall of the cylinder head, and an oil passage for supplying the hydraulic pressure is formed inside the cylinder head.
An input port that receives supply of oil from the oil passage to the hydraulic control valve, an advance port and a retard port that supply oil to the valve operating characteristic variable device, and a drain port are provided, respectively.
A valve characterized in that a relief passage that opens when the hydraulic pressure exceeds a predetermined value is provided in the oil passage connected to the input port, and a discharge port of the relief passage is opened at an end surface on the timing chain side of the cylinder head. Variable operating characteristics device.