JP4123589B2

JP4123589B2 - Intake / exhaust valve drive control device for internal combustion engine and V-type internal combustion engine

Info

Publication number: JP4123589B2
Application number: JP25736498A
Authority: JP
Inventors: 信一竹村; 信中村; 正晴斉藤
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1998-09-11
Filing date: 1998-09-11
Publication date: 2008-07-23
Anticipated expiration: 2018-09-11
Also published as: JP2000087712A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば自動車用内燃機関の運転状態に応じて吸気弁・排気弁の開閉時期を可変制御する吸排気弁駆動制御装置及びこの吸排気弁駆動制御装置を備えたＶ型内燃機関に関する。
【０００２】
【従来の技術】
吸気弁・排気弁の開閉時期や作動角を可変制御する装置は、従来から種々の形式のものが提供されているが、その一つとして例えば実開昭５７−１９８３０６号公報や特開平６−１８５３２１号公報に記載されているように、不等速軸継手の原理を応用したものが知られている。これは、機関の回転に同期して回転する駆動軸の外周に、各気筒毎に分割した円筒状のカムシャフトを回動可能に設け、かつ該カムシャフトの端部のフランジ部と駆動軸側のフランジ部とにそれぞれ半径方向に沿った係合溝を形成するとともに、両フランジ部間に介在する環状ディスクに各係合溝に係合する一対のピンを設けた構成であって、上記環状ディスクを制御ハウジングでもって回転自在に保持するとともに、該制御ハウジングを介して環状ディスクをカムシャフトに対し偏心させることができるようにしてあり、その偏心量を制御することにより、バルブリフト特性が変化するようになっている。
【０００３】
ここで、制御ハウジングを軸直角方向に移動させる作動機構として、図１に示すものが知られている。この作動機構は、図示しない制御ハウジングに連繋される制御シャフト２７と、この制御シャフト２７にコントロールプレート３４を介して連繋される油圧シリンダ２８と、この油圧シリンダ２８の圧力室に油圧を給排する油圧回路２９と、この油圧回路２９の油路を機関運転状態に応じて切り換える切換弁３０とを有している。このうち、制御シャフト２７は、図外のシリンダヘッドの上部に回動可能に支持されており、上記油圧シリンダ２８によって回動させられ、上記制御ハウジングを軸直角方向に移動させる。そして、この作動機構は、制御シャフト２７の回動角度をセンサ３２により検知し、その検知信号をコントローラ３３に入力して、コントローラ３３によって切換弁３０を作動させることにより油圧シリンダ２８の作動を制御し、制御シャフト２７の回動角度を制御するようになっている（特開平７−１９６２５６号公報参照）。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような吸排気弁駆動制御装置Ｋは、油圧シリンダ２８に油を送るオイルポンプが機関動力により駆動されるため、機関の低回転時にはオイルポンプの吐出油量が少ない。その結果、機関の運転状況に応じてバルブリフト特性を変える場合、機関の低回転時に油圧シリンダ２８の作動量が大きいと、短時間で充分な量の油を油圧シリンダ２８に供給することが困難となる。従って、コントローラ３３から切換弁３０に制御信号が出力されてから制御シャフト２７が所定角度回動するまで、即ち、コントローラ３３からバルブリフト特性を変えるための信号が出力されてから実際にバルブリフト特性が変化するまでに時間がかかり、これが吸排気弁駆動制御装置Ｋの応答遅れという不具合を招来することになる。
【０００５】
そこで、本発明は、このような不具合を招来することがない内燃機関の吸排気弁駆動制御装置及びこの吸排気弁駆動制御装置を備えたＶ型内燃機関を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
請求項１の発明は、シリンダヘッドに回動可能に支持され、機関の回転に同期して回転する駆動軸と、この駆動軸の回転に伴い吸排気弁を開閉させるとともに、そのバルブリフト特性が制御シャフトの回動角度位置に応じて変化する可変動弁機構と、上記制御シャフトの軸方向に対して直交するように配置された油圧シリンダと、上記制御シャフトにその半径方向外方へ突出するように固定され、上記制御シャフトと上記油圧シリンダとを連繋して、上記油圧シリンダの直線運動を上記制御シャフトの回動運動に変換するコントロールプレートと、上記油圧シリンダを機関の運転状態に応じて作動させる制御手段と、を備えている。そして、機関のアイドル運転時における上記コントロールプレートと上記油圧シリンダとの連繋部が、機関の高速回転時における上記コントロールプレートと上記油圧シリンダとの連繋部よりも、上記コントロールプレートと上記油圧シリンダとが直交する位置に近い位置にあるように、上記油圧シリンダが上記制御手段によって作動制御されることを特徴としている。
【０００７】
上記可変動弁機構は、例えば、請求項３のように、上記駆動軸の外周に相対回転可能に設けられ、かつ気筒毎に分割されていると共に、吸排気弁を駆動するカムを外周に有する円筒状のカムシャフトと、上記駆動軸の軸心に対して偏心動して上記駆動軸と上記カムシャフトとの相対的な角速度を変化させることにより、上記吸排気弁の作動角を可変制御する制御機構と、シリンダヘッド上部に回動可能に支持されると共に上記制御機構に連繋され、回動角度に応じて上記制御機構の上記駆動軸の軸心に対する偏心量を変える制御シャフトと、を備えている。なお、可変動弁機構としては、他の形式のものにも適用可能である。
【０００８】
【０００９】
又、請求項２の発明は、機関のアイドル運転時における上記コントロールプレートと上記油圧シリンダとの連繋部が、機関の始動時における上記コントロールプレートと上記油圧シリンダとの連繋部よりも、上記コントロールプレートと上記油圧シリンダとが直交する位置に近い位置にあるように、上記油圧シリンダが上記制御手段によって作動制御されることを特徴としている。
【００１０】
又、請求項４の発明は、複数の気筒がＶ型に配置され、バルブ開閉時期を可変制御する吸排気弁駆動制御装置を各バンク毎に備えたＶ型内燃機関であり、一対のバンクのうち上記吸排気弁駆動制御装置への供給油圧の圧力損失が大きなバンクの気筒には、上記請求項１〜３のいずれかの発明に係る吸排気弁駆動制御装置が配置されることを特徴としている。
【００１１】
又、請求項５の発明は、複数の気筒がＶ型に配置され、バルブ開閉時期を可変制御する吸排気弁駆動制御装置を各バンク毎に備えたＶ型内燃機関であり、一対のバンクのうち車両冷却風が当たりにくいバンクの気筒には、上記請求項１〜３のいずれかの発明に係る吸排気弁駆動制御装置が配置されることを特徴としている。
【００１２】
【発明の効果】
【００１３】
請求項１の発明は、機関のアイドル運転時におけるコントロールプレートと油圧シリンダとの連繋部が、機関の高速回転時におけるコントロールプレートと油圧シリンダとの連繋部よりも、コントロールプレートと油圧シリンダとが直交する位置に近い位置にあるように、油圧シリンダが制御手段によって作動制御されるようになっているため、コントロールプレートの回動量に対する油圧シリンダの移動量が少ない。したがって、請求項１の発明は、機関の低回転域であるアイドル運転時において、油圧シリンダに充分な油圧の供給がない場合であっても、コントロールプレートを介して制御シャフトを迅速に回動させることができ、吸排気弁駆動制御装置の応答性が良好となる。
【００１４】
又、請求項２の発明は、機関のアイドル運転時におけるコントロールプレートと油圧シリンダとの連繋部が、機関の始動時におけるコントロールプレートと油圧シリンダとの連繋部よりも、コントロールプレートと油圧シリンダとが直交する位置に近い位置にあるように、油圧シリンダが制御手段によって作動制御されるようになっているため、コントロールプレートに対する油圧シリンダの移動量が少ない。したがって、請求項２の発明も上記請求項１の発明と同様に、機関の低回転域であるアイドル運転時において、油圧シリンダに充分な油圧の供給がない場合であっても、コントロールプレートを介して制御シャフトを迅速に回動させて、所望のバルブ特性を得ることができる。
【００１５】
又、請求項４の発明は、Ｖ型内燃機関の一対のバンクのうち、吸排気弁駆動制御装置への供給油圧の圧力損失が大きなバンクの気筒には、上記請求項１〜３のいずれかの発明に係る吸排気弁駆動制御装置が配置されるようになっているため、吸排気弁駆動制御装置の応答のずれが補正される。
【００１６】
又、請求項５の発明は、Ｖ型内燃機関の一対のバンクのうち、車両冷却風が当たりにくいバンクの気筒には、上記請求項１〜３のいずれかの発明に係る吸排気弁駆動制御装置が配置されるようになっているため、吸排気弁駆動制御装置の応答のずれが補正される。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき説明する。
【００１８】
［第１の実施の形態の基本構成］
本実施の形態の吸排気弁駆動制御装置は、図２〜図３に示すように、機関のクランク軸から回転力が伝達される駆動軸と、この駆動軸の外周に一定の隙間をもって同軸上に配置され、かつ各気筒毎に分割されて、外周に図外の吸気弁を作動するカム２ａを有するカムシャフト２と、この各カムシャフト２の端部と駆動軸１との間に設けられて、両者の相対的な角速度を変化させる制御機構３と、制御機構を機関運転状態に応じて偏心動させる作動機構４とを備えている。
【００１９】
上記制御機構３は、第１，第２フランジ部５，６と、両者５，６間に配置された略円環状のディスクハウジング８と、ディスクハウジング８の内周に回転自在に保持された環状ディスク７と、一端が環状ディスク７の直径方向位置にカムシャフト軸方向に沿って回転可能に固定され、先端部が各フランジ部５，６のＵ字状係合溝５ａ，６ａに摺動自在に係合した係止ピン９，１０とから主として構成されている。又、ディスクハウジング８は、図３に示すように、一端側のボス部８ａに形成された支持孔８ｃ内に挿通した支軸２１を支点として他端部が上下方向へ摺動自在に支持されていると共に、他端側のボス部８ｂに形成されたカム溝８ｄ内に配置された偏心カム２２の回動によって揺動するようになっている。この偏心カム２２は、円環状を呈し、軸方向に貫通形成された貫通孔２２ａに作動機構４の制御シャフト２７の一端部２７ａが固定されている。
【００２０】
上記作動機構４は、図１及び図４に示すようにカムシャフト２と略平行に配設された上記制御シャフト２７と、この制御シャフト２７の他端部２７ｂ側に軸直角方向に沿って設けられた油圧シリンダ２８と、この油圧シリンダ２８に油圧を給排する油圧回路２９と、油圧回路２９の途中に設けられて流路を切り換える切換弁３０と、この切換弁３０を作動させる比例ソレノイド型の電磁アクチュエータ３１と、制御シャフト２７の他端部２７ｂに設けられて、この制御シャフト２７の回転位置を検出する位置検出センサであるポテンショメータ３２と、機関運転状態を検出すると共に、ポテンショメータ３２からフィードバックされた情報信号に基づいて電磁アクチュエータ３１を制御するコントローラ３３とから構成されている。
【００２１】
上記制御シャフト２７は、内部中空状に形成され、他端部２７ｂに略雨滴状のコントロールプレート３４が固定されている。このコントロールプレート３４は、図５に示すように略円環状の基部中央に有する固定用孔３４ａを介して他端部２７ｂに圧入固定されていると共に、その基部から下方へ垂下して先端部に制御シャフト２７の軸直角方向に沿って切り欠かれた切割状溝３５とこの切割状溝３５に直交する方向から形成された係止用溝３６が夫々形成されている。
【００２２】
上記油圧シリンダ２８は、円筒状を呈し、前端部がベースプレート３７を介してシリンダヘッド上部に固定されていると共に、内部に摺動自在に設けられたピストン３８によって前後の第１受圧室３９と第２受圧室４０に隔成されている。又、ピストン３８には、ベースプレート３７を液密的に貫通したピストンロッド４１の一端部が連結されている。このピストンロッド４１は、図５に示すように先端部側が前記係止用溝３６内に係入する２面幅状の平坦部４１ａが形成されていると共に、この平坦部４１ａの長手方向の略中央位置に有する挿通孔４２に前記コントロールプレート３４の切割状溝３５に係合するピン４３が回転自在に設けられている。このピン４３は、切割状溝３５に挿通可能な平板状を呈し、両側面中央位置に前記挿通孔４２に回転自在に支持される外面円弧状の突部４３ａ，４３ａが形成されて、横断面円形状に形成されている。そして、このピン４３がコントロールプレート３４とピストンロッド４１とを連繋する連繋部となる。尚、ピストンロッド４１は、先端部が図８に示すように保持部材８０の摺動孔８０ａ内に保持されている。
【００２３】
ここで、上記油圧シリンダ２８は、一つの参考例では、例えば、図９〜図１０に示すように、機関常用回転域においてピストンロッド４１とコントロールプレート３４とが直交するように、後述する制御手段によって作動制御されている。この機関常用回転域は、低・中速回転域であり、油圧シリンダ２８に油圧を供給するオイルポンプ（図示せず）が機関によって駆動されるため、オイルポンプの吐出量が少ない。又、機関常用回転域においてピストンロッド４１とコントロールプレート３４とが直交する状態であると、図１１に示すように、制御シャフト２７の回動角（コントロールプレートの回動角）に対するピストンロッド４１の移動量（Ｌ１，Ｌ２・・・）が最小となる。したがって、機関常用回転域においてピストンロッド４１とコントロールプレート３４とが直交するように連繋されていると、制御シャフト２７の回動制御作業を短時間で終了することができる。即ち、本実施の形態によれば、吸排気弁駆動制御装置Ｋの応答性が良好になる。尚、機関の低・中速回転域においてピストンロッド４１の移動量が大きいと、オイルポンプから油圧シリンダ２８に供給される油量が不足し、制御シャフト２７の回動制御作業を短時間で終了することができず、吸排気弁駆動制御装置Ｋの応答性が悪くなる。
【００２４】
上記油圧回路２９は、図４に示すように図外のオイルポンプから油圧が圧送されるオイルメインギャラリ４４に連通する油圧供給通路４５と、この油圧供給通路４５の下流側に形成された後述する弁孔４６を介して分岐されて一端部が第１，第２受圧室３９，４０に連通する第１，第２油通路４７，４８と、弁孔４６の前端部と後端部に接続されたドレン通路４９，５０とから主として構成されている。
【００２５】
上記切換弁としての電磁アクチュエータ３１は、図４及び図６に示すように油圧シリンダ２８の側部に固定された有底矩形筒状のバルブボディ５１と、このバルブボディ５１内に固定された筒状部５２内に有する前記弁孔４６内に摺動自在に設けられたスプール弁体５３とを備えている。
【００２６】
上記バルブボディ５１は、一側部に油圧供給通路４５と弁孔４６とを連通する供給孔５４が形成されていると共に、他側部に第１，第２油通路４７，４８と弁孔４６とを連通する第１，第２連通孔５５，５６が形成されている。また、一側部の後端部及び前端側底壁に第１，第２ドレン通路４９，５０と弁孔４６とを連通する第１，第２ドレン孔５７，５８が形成されている。前記筒状部５２は、一端部が電磁アクチュエータ３１のケーシング５９に固定されていると共に、バルブボディ５１の各供給孔５４や各連通孔５５，５６等に対応する位置に通孔６０〜６４が形成されている。
【００２７】
上記スプール弁体５２は、図６及び図７にも示すように、略中央の外周面に供給孔５４と各第１，第２連通孔５５，５６とを通孔５３，６１を介して適宜連通する環状溝６５が形成されていると共に、前後端外周に各ドレン孔５７，５８と各連通孔５５，５６を相対的に開閉する弁部６６，６７が形成されている。また、筒状部５２の前端に固定されてリテーナ６８に弾持されたコイルスプリング６９のバネ力で図中右方向つまり弁部６６，６７で供給孔５４と第１連通孔５５を連通し、第２連通孔５６と第２ドレン孔５０とを連通する位置に付勢されるようになっている。
【００２８】
上記電磁アクチュエータ３１は、バルブボディ５１に固定されたケーシング７０の内部に電磁コイル７１と固定コア７２，可動コア７３等の各構成部品が収納されていると共に、可動コア７３の先端に、先端部７４ａがスプール弁体５４の端部中央を押圧する駆動ロッド７４が設けられている。
【００２９】
上記ポテンショメータ３２は、図１に示すように制御シャフト２７の他端部２７ｂにボルト７５によって固定されたカム７６のカム面７６ａに摺動ロッド７７が当接し、カム７６の回動位置に応じて進退する摺動ロッド７７の摺動位置によって抵抗電圧を変化させるようになっている。
【００３０】
そして、上記コントローラ３３は、内部のコンピュータが図外のクランク角センサやエアーフローメータ，水温センサ，スロットルバルブ開度センサ等の各種センサ類からの情報信号を入力して現在の機関運転状態を検出すると共に、前記ポテンショメータ３２からの制御シャフト２７回転位置情報信号を入力して電磁アクチュエータ３１に制御パルス信号を出力するようになっている。また、このコントローラ３３は、ポテンショメータ３２からの情報信号に基づいてカムシャフト２のカム作動角を推定するようになっている。
【００３１】
ここで、上記コントローラ３３，油圧回路２９，切換弁３０及び電磁アクチュエータ３１は、機関運転状態に応じて油圧シリンダ２８を作動させる制御手段を構成する。
【００３２】
次いで、作動機構の作動状態を説明する。まず、コントローラ３３が電磁アクチュエータ３１の電磁力を零に制御すると、スプール弁体５３は、図６の上半分で示すようにコイルスプリング６９のバネ力によって図中右方向に付勢されて、弁部６６，６７が供給孔５４と第１連通孔５５を連通すると共に、第２連通孔５６とドレン孔５８を連通する。
【００３３】
このため、第２受圧室４０内の作動油が排出されて低圧状態になると共に、オイルポンプから圧送された作動油が第１受圧室３９に供給されて高圧状態になり、これによってピストン３８を図８に示すように最大左方向位置に摺動させる。したがって、ピストンロッド４１がピン４３を介してコントロールプレート３４を図示のように左方向へ傾動させ、これによって制御シャフト２７は図中時計方向へ最大に回転し、偏心カム２２を同方向へ回転させる。
【００３４】
したがって、ディスクハウジング８は、図３に示すようにカム溝８ｄを介して支持軸２１を支点として上方へ揺動し、環状ディスク７の中心Ｙが駆動軸１の中心Ｘから最大に偏心する。よって、各係止ピン９，１０等を介して環状ディスク７の角速度が変化して不等角速度回転になる。これにより、カムシャフト２は、駆動軸１に対して部分的に増速された状態になり、吸気弁は小作動角に制御される。したがって、前記低速低負荷域には、吸気弁２５と排気弁とのバルブオーバラップが小さくなって燃費の向上と、早い閉時期に伴う吸気充填効率の向上によって出力トルクを高めることができる。
【００３５】
次ぎに、コントローラが電磁アクチュエータ３１への電磁力を増加させて、駆動ロッド７４を最大に進出させると、スプール弁体５３は、図６の下半分に示すようにコイルスプリング６９のバネ力に抗して最大左方向に移動し、弁部６６，６７が第１連通孔５５と第１ドレン孔５７を連通し、第２連通孔５６と供給孔５４を夫々連通する。
【００３６】
したがって、今度は第１受圧室３９内の作動油が排出されて低圧となり、第２受圧室４０内に作動油が供給されて高圧になり、これによって、ピストン３８は、図８の最大右方向へ移動し、ピストンロッド４１がピン４３を介してコントロールプレート３４を一点鎖線で示すように最大右方向へ傾動させる。このため、制御シャフト４１は、図中反時計方向へ最大に回転し、偏心カム２２を同方向へ回転させる。
【００３７】
したがって、ディスクハウジング８は、下方に揺動し、環状ディスク７の中心Ｙが駆動軸１の中心Ｘから前述とは逆の方向へ偏心する。このため、環状ディスク７に対し、カムシャフト２の角速度が前述とは反対に小さくなり、カムシャフト２は駆動軸１に対して部分的に減速された状態になり、吸気弁は大作動角に制御される。よって、バルブオーバラップが大きくなって、吸気充填効率が向上して高出力トルク等が得られる。
【００３８】
次ぎに、電磁アクチュエータ３１がコントローラ３３によって励磁制御され、スプール弁体５３が図７に示すように弁孔４６の略中間位置に保持されると、各弁部６６，６７が各連通孔５５，５６を閉止する。したがって、各受圧室２９，４０への作動油の供給や排出が阻止されて、ピストン３８を所定の任意の移動位置に保持する。この結果、制御シャフト２７及び制御機構３を介して吸気弁２５を略中間の作動角に制御することが可能になる。
【００３９】
また、各受圧室３９，４０から不用意に作動油がリークしてしまった場合でも、制御シャフト２７の回転位置がポテンショメータ３２からコントローラ３３に常にフィードバックされるため、制御機構３の揺動位置を補正することが可能になる。この結果、吸気弁２５の高精度な作動角制御が得られる。
【００４０】
また、図８に示す通り、制御シャフト２７に作用するバルブスプリングのバネ力に起因した正負の回転トルク変動Ｔ１はコントロールプレート３４の回転力に変換される。
【００４１】
本発明の作動機構４は油圧室３８の直線運動をピン４３，コントロールプレート３４の切割状溝３５を介して制御シャフト２７の回転力に変換する構成であることから、回転トルク変動Ｔ１が油圧シリンダ３８に作用するときは制御シャフト２７の作動角度に対する分力Ｔ２となって作用する。したがって、回転トルク変動によって制御シャフト２７の作動角制御の保持位置が変化することを可能な限り防止できる。
【００４２】
［第１の実施の形態］
図１２は、本発明の第１の実施の形態を示すものである。この図１２において、コントロールプレート３４とピストンロッド４１とが直交する状態を中立位置とすれば、機関のアイドル運転時におけるコントロールプレート３４の中立位置からの回動角Θ１は、機関の高速回転時におけるコントロールプレート３４の中立位置からの回動角Θ２よりも小さくなるように（Θ１＜Θ２）、油圧シリンダ２８が制御手段によって作動制御されるようになっている。
【００４３】
機関のアイドル運転時は、要求空気流量が小さいため、バルブ作動角も小さく、常用域のバルブタイミングと異なる場合がある。又、機関のアイドル回転時には、機関が低速回転であり、機関によって駆動されるオイルポンプの吐出油量が少ない。したがって、機関のアイドル運転時におけるコントロールプレート３４の回動位置が中立位置に近いと、コントロールプレート３４（制御シャフト２７）の回動量に対するピストンロッド４１の移動量が少ないため（図１１参照）、迅速にコントロールプレート３４を回動制御することができる。即ち、本実施の形態によっても吸排気弁駆動制御装置Ｋの応答性を良好にすることができる。尚、機関の高回転時には、オイルポンプの吐出量が多いので、コントロールプレート３４の回動位置が中立位置から遠く、ピストンロッド４１の移動量が大きくても、迅速なコントロールプレート３４（制御シャフト２７）の回動制御を行うことができ、吸排気弁駆動制御装置Ｋの応答性の悪化を招来することがない。
【００４４】
［第２の実施の形態］
図１３は、本発明の第２の実施の形態を示すものである。この図１３において、コントロールプレート３４とピストンロッド４１とが直交する状態を中立位置とすれば、機関のアイドル運転時におけるコントロールプレート３４の中立位置からの回動角Θ３は、機関の始動時におけるコントロールプレート３４の中立位置からの回動角Θ４よりも小さくなるように（Θ３＜Θ４）、油圧シリンダ２８が制御手段によって作動制御されるようになっている。
【００４５】
本実施の形態は、上記第１の実施の形態と同様に、機関のアイドル運転時におけるコントロールプレート３４の回動位置が中立位置に近いので、機関のアイドル運転時の吸排気弁駆動制御装置Ｋの応答性を良好にすることができる。尚、機関の始動時は、オイルポンプから油圧シリンダ２８への油圧の供給がほとんどなく、又、作動角を可変制御することがないので、吸排気弁駆動制御装置Ｋの応答性が問題になることがない。加えて、本実施の形態によれば、機関の始動時に、制御シャフト２７側からコントロールプレート３４に回動トルクが伝達されても、上記第１の実施の形態において図８を参照しつつ説明したように、ピストンロッド４１移動方向の分力Ｔ２を小さくすることができる。
【００４６】
［他の応用例］
以下、本発明に係る吸排気弁駆動制御装置をＶ型内燃機関に適用する例について説明する。
【００４７】
Ｖ型内燃機関は、複数の気筒をＶ字型に配置してあり、左右の各バンクにそれぞれ吸排気弁駆動制御装置が配置されている。このような、Ｖ型内燃機関は、オイルポンプから吸排気弁駆動制御装置の油圧シリンダまでの油路長さ等が各バンク間で異なり、各バンク間で圧力損失に差を生じることがあり、各バンク間で吸排気弁駆動制御装置の応答性にばらつきを生じる場合がある。そこで、このような場合には、各バンクの気筒のうち、供給油圧の圧力損失が大きなバンクの気筒に上記第１〜第３の実施の形態の吸排気弁駆動制御装置を設置する。これにより、各バンク間での吸排気弁駆動制御装置の応答のずれを補正することができる。
【００４８】
又、Ｖ型内燃機関は、車両のエンジンルーム内に横置き状態で載置されると、車両後ろ側に位置するバンクの気筒には車両冷却風があたりにくく、吸排気弁駆動制御装置の構成部品の温度が各バンク毎に異なる場合があり、吸排気弁駆動制御装置の応答性にばらつきを生じる場合がる。そこで、このような場合にも、各バンクのうち、車両冷却風があたりにくいバンクの気筒に上記第１から第３の実施の形態の吸排気弁駆動制御装置を設置し、各バンク間での吸排気弁駆動制御装置の応答のずれを補正することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の吸排気弁駆動制御装置を構成する作動機構の斜視図。
【図２】本発明の第１の実施の形態を示す吸排気弁駆動制御装置の要部断面図。
【図３】図１のＡ−Ａ線に沿う断面図。
【図４】作動機構の一部を示す断面図。
【図５】作動機構の要部斜視図
【図６】作動機構の切換弁と電磁アクチュエータの作用を示す断面図。
【図７】同切換弁と電磁アクチュエータの別の作用を示す断面図。
【図８】作動機構の作用を示す説明図。
【図９】参考例を示すコントロールプレートとピストンロッドの連繋状態図。
【図１０】参考例を示す油圧シリンダの作動状態図。
【図１１】コントロールプレートの回動量と油圧シリンダの移動量の関係線図。
【図１２】本発明の第１の実施の形態を示すコントロールプレートとピストンロッドの連繋状態図。
【図１３】本発明の第２の実施の形態を示すコントロールプレートとピストンロッドの連繋状態図。
【符号の説明】
１・・・駆動軸
２・・・カムシャフト
２ａ・・・カム
３・・・制御機構
４・・・作動機構
２７・・・制御シャフト
２８・・・油圧シリンダ
２９・・・制御回路（制御手段）
３０・・・切換弁（制御手段）
３１・・・電磁アクチュエータ（制御手段）
３３・・・コントローラ（制御手段）
３４・・・コントロールプレート
４３・・・ピン（連繋部）
Ｋ・・・吸排気弁駆動制御装置[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an intake / exhaust valve drive control device that variably controls the opening / closing timing of an intake valve and an exhaust valve according to, for example, the operating state of an internal combustion engine for an automobile, and a V-type internal combustion engine including the intake / exhaust valve drive control device.
[0002]
[Prior art]
Various types of devices for variably controlling the opening / closing timings and operating angles of the intake valves and exhaust valves have been conventionally provided. For example, Japanese Utility Model Laid-Open No. 57-198306 and Japanese Patent Laid-Open No. As described in Japanese Patent No. 185321, one that applies the principle of an inconstant velocity joint is known. This is because a cylindrical cam shaft divided for each cylinder is rotatably provided on the outer periphery of a drive shaft that rotates in synchronization with the rotation of the engine, and the flange portion at the end of the cam shaft and the drive shaft side Each of which is formed with an engaging groove along the radial direction, and a pair of pins that engage with each engaging groove on an annular disk interposed between the flange portions. The disc is rotatably held by the control housing, and the annular disc can be eccentric with respect to the camshaft via the control housing, and the valve lift characteristics change by controlling the eccentric amount. It is supposed to be.
[0003]
Here, what is shown in FIG. 1 is known as an operating mechanism for moving the control housing in the direction perpendicular to the axis. The operating mechanism includes a control shaft 27 linked to a control housing (not shown), a hydraulic cylinder 28 linked to the control shaft 27 via a control plate 34, and supplies and discharges hydraulic pressure to and from a pressure chamber of the hydraulic cylinder 28. It has a hydraulic circuit 29 and a switching valve 30 for switching the oil passage of the hydraulic circuit 29 according to the engine operating state. Among these, the control shaft 27 is rotatably supported on an upper portion of a cylinder head (not shown), and is rotated by the hydraulic cylinder 28 to move the control housing in a direction perpendicular to the axis. The operation mechanism detects the rotation angle of the control shaft 27 by the sensor 32, inputs the detection signal to the controller 33, and operates the switching valve 30 by the controller 33 to control the operation of the hydraulic cylinder 28. The rotation angle of the control shaft 27 is controlled (refer to Japanese Patent Laid-Open No. 7-196256).
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in such an intake / exhaust valve drive control device K, since the oil pump that sends oil to the hydraulic cylinder 28 is driven by engine power, the amount of oil discharged from the oil pump is small at the time of low engine rotation. As a result, when the valve lift characteristic is changed according to the operating condition of the engine, it is difficult to supply a sufficient amount of oil to the hydraulic cylinder 28 in a short time if the operation amount of the hydraulic cylinder 28 is large at the time of low engine rotation. It becomes. Therefore, after the control signal is output from the controller 33 to the switching valve 30 until the control shaft 27 rotates by a predetermined angle, that is, after the signal for changing the valve lift characteristic is output from the controller 33, the valve lift characteristic is actually increased. Takes a long time to change, and this leads to a problem that the response of the intake / exhaust valve drive control device K is delayed.
[0005]
Accordingly, an object of the present invention is to provide an intake / exhaust valve drive control device for an internal combustion engine that does not cause such a problem, and a V-type internal combustion engine including the intake / exhaust valve drive control device.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
According to the first aspect of the present invention, a drive shaft that is rotatably supported by the cylinder head and rotates in synchronization with the rotation of the engine, and opens and closes the intake / exhaust valve along with the rotation of the drive shaft. A variable valve mechanism that changes in accordance with the rotational angle position of the control shaft, a hydraulic cylinder that is arranged so as to be orthogonal to the axial direction of the control shaft, and projects radially outward from the control shaft. A control plate for connecting the control shaft and the hydraulic cylinder to convert the linear motion of the hydraulic cylinder into a rotational motion of the control shaft, and the hydraulic cylinder according to the operating state of the engine. Control means to be operated. And The control plate and the hydraulic cylinder are orthogonal to each other between the control plate and the hydraulic cylinder when the engine is idling, than the connection between the control plate and the hydraulic cylinder when the engine is rotating at high speed. The hydraulic cylinder is actuated and controlled by the control means so as to be close to the position. It is characterized by that.
[0007]
The variable valve mechanism is, for example, a claim 3 And a cylindrical camshaft provided on the outer periphery of the drive shaft so as to be relatively rotatable and divided for each cylinder and having a cam for driving the intake / exhaust valve on the outer periphery, and the shaft of the drive shaft A control mechanism that variably controls the operating angle of the intake and exhaust valves and a cylinder head that can be rotated by changing the relative angular velocity between the drive shaft and the camshaft by moving eccentrically with respect to the center. And a control shaft that is supported and linked to the control mechanism, and changes an amount of eccentricity of the control mechanism with respect to the axis of the drive shaft according to a rotation angle. The variable valve mechanism can be applied to other types.
[0008]
[0009]
Claims 2 According to the invention, the connecting portion between the control plate and the hydraulic cylinder at the time of engine idling is more than the connecting portion between the control plate and the hydraulic cylinder at the time of starting the engine. The hydraulic cylinder is actuated and controlled by the control means such that the hydraulic cylinders are close to orthogonal positions.
[0010]
Claims 4 The present invention is a V-type internal combustion engine in which a plurality of cylinders are arranged in a V-type and each bank is provided with an intake / exhaust valve drive control device that variably controls valve opening / closing timing. An intake / exhaust valve drive control device according to any one of the first to third aspects of the present invention is arranged in a cylinder of a bank having a large pressure loss of the hydraulic pressure supplied to the drive control device.
[0011]
Claims 5 The present invention is a V-type internal combustion engine in which a plurality of cylinders are arranged in a V-type and each bank has an intake / exhaust valve drive control device that variably controls the valve opening / closing timing. The intake / exhaust valve drive control device according to any one of claims 1 to 3 is arranged in the cylinder of the bank that is hard to hit.
[0012]
【The invention's effect】
[0013]
Claim 1 In the invention, the connecting portion between the control plate and the hydraulic cylinder at the time of idling operation of the engine is located at a position where the control plate and the hydraulic cylinder are orthogonal to each other than the connecting portion between the control plate and the hydraulic cylinder at the time of high speed rotation of the engine. Since the hydraulic cylinder is controlled by the control means so as to be in a close position, the movement amount of the hydraulic cylinder with respect to the rotation amount of the control plate is small. Therefore, the claims 1 According to the invention, during idle operation, which is a low engine speed range, the control shaft can be quickly rotated via the control plate even when the hydraulic cylinder is not supplied with sufficient hydraulic pressure. The responsiveness of the exhaust valve drive control device is improved.
[0014]
Claims 2 In the invention, the connecting portion between the control plate and the hydraulic cylinder at the time of idling operation of the engine is closer to the position where the control plate and the hydraulic cylinder are orthogonal to each other than the connecting portion between the control plate and the hydraulic cylinder at the time of starting the engine. Since the hydraulic cylinder is controlled by the control means so as to be in the position, the amount of movement of the hydraulic cylinder relative to the control plate is small. Therefore, the claims 2 The present invention also claims 1 As in the case of the invention, during idle operation, which is the low rotation range of the engine, even when there is not sufficient hydraulic pressure supplied to the hydraulic cylinder, the control shaft is quickly rotated via the control plate to The valve characteristics can be obtained.
[0015]
Claims 4 According to the present invention, among the pair of banks of the V-type internal combustion engine, the cylinder of the bank having a large pressure loss of the hydraulic pressure supplied to the intake / exhaust valve drive control device is provided in the suction according to any one of the first to third aspects. Since the exhaust valve drive control device is arranged, the response deviation of the intake / exhaust valve drive control device is corrected.
[0016]
Claims 5 According to the present invention, among the pair of banks of the V-type internal combustion engine, the intake / exhaust valve drive control device according to any one of the first to third aspects of the present invention is disposed in a cylinder of a bank that is difficult to receive vehicle cooling air. Thus, the response deviation of the intake / exhaust valve drive control device is corrected.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0018]
[First Embodiment Basic configuration ]
As shown in FIGS. 2 to 3, the intake / exhaust valve drive control device of the present embodiment is coaxial with a drive shaft to which rotational force is transmitted from the crankshaft of the engine and a certain clearance around the drive shaft. And a camshaft 2 that is divided for each cylinder and has a cam 2 a that operates an intake valve (not shown) on the outer periphery, and is provided between the end of each camshaft 2 and the drive shaft 1. The control mechanism 3 changes the relative angular velocity of the two, and the operation mechanism 4 moves the control mechanism eccentrically according to the engine operating state.
[0019]
The control mechanism 3 includes first and second flange portions 5 and 6, a substantially annular disk housing 8 disposed between the both flanges 5 and 6, and an annular shape rotatably held on the inner periphery of the disk housing 8. The disk 7 and one end are fixed to the diametrical position of the annular disk 7 so as to be rotatable along the camshaft axial direction, and the tip part is slidable in the U-shaped engagement grooves 5a and 6a of the flange parts 5 and 6. Are mainly composed of locking pins 9 and 10 engaged with each other. As shown in FIG. 3, the disk housing 8 is supported such that the other end is slidable in the vertical direction with a support shaft 21 inserted into a support hole 8c formed in the boss 8a on one end as a fulcrum. At the same time, it is swung by the rotation of the eccentric cam 22 disposed in the cam groove 8d formed in the boss portion 8b on the other end side. The eccentric cam 22 has an annular shape, and one end portion 27a of the control shaft 27 of the operating mechanism 4 is fixed to a through hole 22a formed to penetrate in the axial direction.
[0020]
As shown in FIGS. 1 and 4, the operation mechanism 4 is provided along the axis perpendicular to the control shaft 27 disposed substantially parallel to the camshaft 2 and the other end portion 27 b of the control shaft 27. The hydraulic cylinder 28, a hydraulic circuit 29 that supplies and discharges hydraulic pressure to the hydraulic cylinder 28, a switching valve 30 that is provided in the middle of the hydraulic circuit 29 and switches the flow path, and a proportional solenoid type that operates the switching valve 30. And a potentiometer 32 that is provided at the other end 27b of the control shaft 27 and detects the rotational position of the control shaft 27, and detects the engine operating state and feeds back from the potentiometer 32. The controller 33 controls the electromagnetic actuator 31 based on the information signal.
[0021]
The control shaft 27 is formed in an internal hollow shape, and a substantially raindrop-shaped control plate 34 is fixed to the other end portion 27b. As shown in FIG. 5, the control plate 34 is press-fitted and fixed to the other end portion 27b through a fixing hole 34a provided at the center of the substantially annular base portion. A cut groove 35 cut out along the direction perpendicular to the axis of the control shaft 27 and a locking groove 36 formed from a direction perpendicular to the cut groove 35 are formed.
[0022]
The hydraulic cylinder 28 has a cylindrical shape, a front end portion is fixed to the upper portion of the cylinder head via a base plate 37, and a front and rear first pressure receiving chamber 39 and a first pressure receiving chamber 39 are slidably provided in a piston 38. Two pressure receiving chambers 40 are separated. Further, one end of a piston rod 41 penetrating the base plate 37 in a liquid-tight manner is connected to the piston 38. As shown in FIG. 5, the piston rod 41 is formed with a flat portion 41a having a two-surface width whose front end portion is engaged with the locking groove 36, and is substantially in the longitudinal direction of the flat portion 41a. A pin 43 that engages with the slit groove 35 of the control plate 34 is rotatably provided in the insertion hole 42 at the center position. The pin 43 has a flat plate shape that can be inserted into the slit-like groove 35, and is formed with outer arc-shaped protrusions 43a and 43a that are rotatably supported by the insertion holes 42 at the center positions on both side surfaces. It is formed in a circular shape. And this pin 43 becomes a connection part which connects the control plate 34 and the piston rod 41. FIG. Note that the piston rod 41 is held in the sliding hole 80a of the holding member 80 as shown in FIG.
[0023]
Here, the hydraulic cylinder 28 is In one reference example, for example, As shown in FIGS. 9 to 10, the operation of the piston rod 41 and the control plate 34 is controlled by a control means to be described later so that the piston rod 41 and the control plate 34 are orthogonal to each other in the engine normal rotation range. The engine normal rotation range is a low / medium speed rotation range, and an oil pump (not shown) that supplies hydraulic pressure to the hydraulic cylinder 28 is driven by the engine, so that the discharge amount of the oil pump is small. Further, when the piston rod 41 and the control plate 34 are orthogonal to each other in the normal engine rotation range, as shown in FIG. 11, the piston rod 41 is rotated with respect to the rotation angle of the control shaft 27 (the rotation angle of the control plate). The amount of movement (L1, L2,...) Is minimized. Therefore, when the piston rod 41 and the control plate 34 are connected so as to be orthogonal to each other in the engine normal rotation range, the rotation control work of the control shaft 27 can be completed in a short time. That is, according to the present embodiment, the responsiveness of the intake / exhaust valve drive control device K is improved. If the movement amount of the piston rod 41 is large in the low / medium speed rotation range of the engine, the amount of oil supplied from the oil pump to the hydraulic cylinder 28 is insufficient, and the rotation control work of the control shaft 27 is completed in a short time. This is not possible, and the responsiveness of the intake / exhaust valve drive control device K is deteriorated.
[0024]
As shown in FIG. 4, the hydraulic circuit 29 includes a hydraulic pressure supply passage 45 communicating with an oil main gallery 44 to which hydraulic pressure is pumped from an unillustrated oil pump, and will be described later formed on the downstream side of the hydraulic pressure supply passage 45. The first and second oil passages 47 and 48 branched from the valve hole 46 and communicated with the first and second pressure receiving chambers 39 and 40 and the front and rear ends of the valve hole 46 are connected. The drain passages 49 and 50 are mainly configured.
[0025]
As shown in FIGS. 4 and 6, the electromagnetic actuator 31 as the switching valve includes a bottomed rectangular cylindrical valve body 51 fixed to the side of the hydraulic cylinder 28, and a cylinder fixed in the valve body 51. And a spool valve body 53 slidably provided in the valve hole 46 included in the shaped portion 52.
[0026]
The valve body 51 has a supply hole 54 that communicates the hydraulic pressure supply passage 45 and the valve hole 46 on one side, and the first and second oil passages 47 and 48 and the valve hole 46 on the other side. First and second communication holes 55 and 56 are formed. In addition, first and second drain holes 57 and 58 for communicating the first and second drain passages 49 and 50 and the valve hole 46 are formed in the rear end portion and the front end side bottom wall of the one side portion. One end of the cylindrical portion 52 is fixed to the casing 59 of the electromagnetic actuator 31, and through holes 60 to 64 are provided at positions corresponding to the supply holes 54 and the communication holes 55 and 56 of the valve body 51. Is formed.
[0027]
As shown in FIGS. 6 and 7, the spool valve body 52 is appropriately formed in a substantially central outer peripheral surface via a supply hole 54 and first and second communication holes 55 and 56 through holes 53 and 61. An annular groove 65 that communicates is formed, and valve portions 66 and 67 that open and close the drain holes 57 and 58 and the communication holes 55 and 56 relatively are formed on the outer periphery of the front and rear ends. Further, the supply hole 54 and the first communication hole 55 communicate with each other in the right direction in the drawing, that is, the valve portions 66 and 67 by the spring force of the coil spring 69 fixed to the front end of the cylindrical portion 52 and held by the retainer 68. The second communication hole 56 and the second drain hole 50 are biased to a position where they communicate with each other.
[0028]
The electromagnetic actuator 31 includes components such as an electromagnetic coil 71, a fixed core 72, and a movable core 73 housed in a casing 70 fixed to the valve body 51, and a tip portion at the tip of the movable core 73. A drive rod 74 that presses the center of the end of the spool valve body 54 is provided.
[0029]
As shown in FIG. 1, the potentiometer 32 has a sliding rod 77 in contact with the cam surface 76 a of the cam 76 fixed to the other end portion 27 b of the control shaft 27 by a bolt 75, and depending on the rotational position of the cam 76. The resistance voltage is changed depending on the sliding position of the sliding rod 77 that moves forward and backward.
[0030]
In the controller 33, an internal computer inputs information signals from various sensors such as a crank angle sensor, an air flow meter, a water temperature sensor, a throttle valve opening sensor, etc. (not shown) to detect the current engine operating state. At the same time, the control shaft 27 rotational position information signal from the potentiometer 32 is input and a control pulse signal is output to the electromagnetic actuator 31. The controller 33 estimates the cam operating angle of the camshaft 2 based on the information signal from the potentiometer 32.
[0031]
Here, the controller 33, the hydraulic circuit 29, the switching valve 30 and the electromagnetic actuator 31 constitute control means for operating the hydraulic cylinder 28 in accordance with the engine operating state.
[0032]
Next, the operating state of the operating mechanism will be described. First, when the controller 33 controls the electromagnetic force of the electromagnetic actuator 31 to zero, the spool valve body 53 is urged rightward in the drawing by the spring force of the coil spring 69 as shown in the upper half of FIG. The portions 66 and 67 communicate the supply hole 54 and the first communication hole 55, and communicate the second communication hole 56 and the drain hole 58.
[0033]
For this reason, the hydraulic oil in the second pressure receiving chamber 40 is discharged to be in a low pressure state, and the hydraulic oil pumped from the oil pump is supplied to the first pressure receiving chamber 39 to be in a high pressure state. As shown in FIG. 8, it is slid to the maximum leftward position. Therefore, the piston rod 41 tilts the control plate 34 to the left as shown in the drawing via the pin 43, whereby the control shaft 27 rotates to the maximum in the clockwise direction in the drawing and the eccentric cam 22 rotates in the same direction. .
[0034]
Accordingly, as shown in FIG. 3, the disk housing 8 swings upward with the support shaft 21 as a fulcrum via the cam groove 8d, and the center Y of the annular disk 7 is offset from the center X of the drive shaft 1 to the maximum. Therefore, the angular velocity of the annular disk 7 changes via the locking pins 9, 10 and the like, and rotation is performed at an unequal angular velocity. As a result, the camshaft 2 is partially accelerated with respect to the drive shaft 1, and the intake valve is controlled to a small operating angle. Therefore, in the low-speed and low-load region, the valve overlap between the intake valve 25 and the exhaust valve is reduced, so that the output torque can be increased by improving the fuel consumption and improving the intake charging efficiency accompanying the early closing timing.
[0035]
Next, when the controller increases the electromagnetic force to the electromagnetic actuator 31 to advance the drive rod 74 to the maximum, the spool valve body 53 resists the spring force of the coil spring 69 as shown in the lower half of FIG. Then, the valve portions 66 and 67 communicate with the first communication hole 55 and the first drain hole 57, and communicate with the second communication hole 56 and the supply hole 54, respectively.
[0036]
Therefore, this time, the hydraulic oil in the first pressure receiving chamber 39 is discharged to a low pressure, and the hydraulic oil is supplied to the second pressure receiving chamber 40 to become a high pressure. As a result, the piston 38 moves to the maximum right direction in FIG. The piston rod 41 tilts the control plate 34 to the maximum right via the pin 43 as indicated by the alternate long and short dash line. For this reason, the control shaft 41 rotates to the maximum in the counterclockwise direction in the drawing, and rotates the eccentric cam 22 in the same direction.
[0037]
Accordingly, the disk housing 8 swings downward, and the center Y of the annular disk 7 is decentered from the center X of the drive shaft 1 in the direction opposite to that described above. For this reason, the angular velocity of the camshaft 2 is smaller than that described above with respect to the annular disk 7, the camshaft 2 is partially decelerated with respect to the drive shaft 1, and the intake valve is at a large operating angle. Be controlled. Accordingly, the valve overlap is increased, the intake charging efficiency is improved, and a high output torque or the like is obtained.
[0038]
Next, when the electromagnetic actuator 31 is excited and controlled by the controller 33 and the spool valve body 53 is held at a substantially intermediate position of the valve hole 46 as shown in FIG. 7, the valve portions 66 and 67 are connected to the communication holes 55 and 55, respectively. 56 is closed. Accordingly, the supply or discharge of the hydraulic oil to the pressure receiving chambers 29 and 40 is blocked, and the piston 38 is held at a predetermined arbitrary movement position. As a result, the intake valve 25 can be controlled to a substantially intermediate operating angle via the control shaft 27 and the control mechanism 3.
[0039]
In addition, even if hydraulic oil leaks inadvertently from the pressure receiving chambers 39 and 40, the rotational position of the control shaft 27 is always fed back from the potentiometer 32 to the controller 33. It becomes possible to correct. As a result, highly accurate operating angle control of the intake valve 25 is obtained.
[0040]
Further, as shown in FIG. 8, positive and negative rotational torque fluctuations T <b> 1 due to the spring force of the valve spring acting on the control shaft 27 are converted into the rotational force of the control plate 34.
[0041]
Since the operation mechanism 4 of the present invention is configured to convert the linear motion of the hydraulic chamber 38 into the rotational force of the control shaft 27 via the pin 43 and the slit groove 35 of the control plate 34, the rotational torque fluctuation T1 is the hydraulic cylinder. When acting on 38, it acts as a component force T2 with respect to the operating angle of the control shaft 27. Therefore, it is possible to prevent as much as possible that the holding position of the operating angle control of the control shaft 27 is changed due to the fluctuation of the rotational torque.
[0042]
[No. 1 Embodiment of]
Figure 12 shows the book The first of the invention Embodiments are shown. In FIG. 12, if the state in which the control plate 34 and the piston rod 41 are orthogonal to each other is taken as the neutral position, the rotation angle Θ1 from the neutral position of the control plate 34 during idling operation of the engine is as follows. The hydraulic cylinder 28 is controlled by the control means so as to be smaller than the rotation angle Θ2 from the neutral position of the control plate 34 (Θ1 <Θ2).
[0043]
During idle operation of the engine, the required air flow rate is small, so the valve operating angle is small and may differ from the valve timing in the normal range. Further, when the engine is idling, the engine is rotating at a low speed, and the amount of oil discharged from an oil pump driven by the engine is small. Therefore, when the rotation position of the control plate 34 during the idling operation of the engine is close to the neutral position, the movement amount of the piston rod 41 with respect to the rotation amount of the control plate 34 (control shaft 27) is small (see FIG. 11). The control plate 34 can be controlled to rotate. That is, the responsiveness of the intake / exhaust valve drive control device K can also be improved by this embodiment. When the engine is rotating at high speed, the oil pump discharge amount is large. Therefore, even if the rotational position of the control plate 34 is far from the neutral position and the movement amount of the piston rod 41 is large, the rapid control plate 34 (control shaft 27). ), And the responsiveness of the intake / exhaust valve drive control device K is not deteriorated.
[0044]
[No. 2 Embodiment of]
Figure 13 shows the book The second of the invention Embodiments are shown. In FIG. 13, if the state in which the control plate 34 and the piston rod 41 are orthogonal to each other is taken as the neutral position, the rotation angle Θ3 from the neutral position of the control plate 34 during engine idling is controlled at the time of engine start. The hydraulic cylinder 28 is controlled by the control means so as to be smaller than the rotation angle Θ4 from the neutral position of the plate 34 (Θ3 <Θ4).
[0045]
This embodiment is 1 As in the first embodiment, the rotational position of the control plate 34 during the engine idle operation is close to the neutral position, so that the responsiveness of the intake / exhaust valve drive control device K during the engine idle operation can be improved. it can. When the engine is started, there is almost no supply of hydraulic pressure from the oil pump to the hydraulic cylinder 28, and the operating angle is not variably controlled. Therefore, the response of the intake / exhaust valve drive control device K becomes a problem. There is nothing. In addition, according to the present embodiment, even when rotational torque is transmitted from the control shaft 27 side to the control plate 34 at the time of starting the engine, the first embodiment has been described with reference to FIG. Thus, the component force T2 in the moving direction of the piston rod 41 can be reduced.
[0046]
[Other application examples]
Hereinafter, an example in which the intake / exhaust valve drive control device according to the present invention is applied to a V-type internal combustion engine will be described.
[0047]
In a V-type internal combustion engine, a plurality of cylinders are arranged in a V shape, and intake and exhaust valve drive control devices are arranged in the left and right banks, respectively. In such a V-type internal combustion engine, the length of the oil passage from the oil pump to the hydraulic cylinder of the intake / exhaust valve drive control device differs between the banks, and there may be a difference in pressure loss between the banks. In some cases, the responsiveness of the intake / exhaust valve drive control device varies between banks. Therefore, in such a case, the intake / exhaust valve drive control devices of the first to third embodiments are installed in the cylinders of the banks where the pressure loss of the supply hydraulic pressure is large among the cylinders of each bank. Thereby, the shift | offset | difference of the response of the intake / exhaust valve drive control apparatus between each bank can be corrected.
[0048]
In addition, when the V-type internal combustion engine is placed horizontally in the engine room of the vehicle, the vehicle cooling air hardly hits the cylinders in the bank located on the rear side of the vehicle, and the configuration of the intake / exhaust valve drive control device The temperature of the parts may be different for each bank, and the responsiveness of the intake / exhaust valve drive control device may vary. Therefore, even in such a case, the intake / exhaust valve drive control devices of the first to third embodiments are installed in the cylinders of the banks in which the cooling air from the vehicle is difficult to hit. A deviation in response of the intake / exhaust valve drive control device can be corrected.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a perspective view of an operating mechanism constituting an intake / exhaust valve drive control device of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view of a main part of the intake / exhaust valve drive control device showing the first embodiment of the present invention.
3 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
FIG. 4 is a sectional view showing a part of an operation mechanism.
FIG. 5 is a perspective view of the main part of the operating mechanism.
FIG. 6 is a cross-sectional view showing the operation of the switching valve of the operating mechanism and the electromagnetic actuator.
FIG. 7 is a sectional view showing another operation of the switching valve and the electromagnetic actuator.
FIG. 8 is an explanatory diagram showing the operation of the operating mechanism.
FIG. 9 Reference example The connection state figure of the control plate and piston rod which show.
FIG. 10 Reference example The operation state figure of the hydraulic cylinder which shows.
FIG. 11 is a relationship diagram between the amount of rotation of the control plate and the amount of movement of the hydraulic cylinder.
FIG. 12 shows the first of the present invention. 1 The connection state figure of the control plate and piston rod which shows embodiment of this.
FIG. 13 shows the first of the present invention. 2 The connection state figure of the control plate and piston rod which shows embodiment of this.
[Explanation of symbols]
1 ... Drive shaft
2 ... Camshaft
2a ... cam
3 ... Control mechanism
4 ... Actuation mechanism
27 ... Control shaft
28 ... Hydraulic cylinder
29 ... Control circuit (control means)
30 ... Switching valve (control means)
31 ... Electromagnetic actuator (control means)
33 ... Controller (control means)
34 ... Control plate
43 ... Pin (connection part)
K ... Intake / exhaust valve drive control device

Claims

A drive shaft rotatably supported by the cylinder head and rotating in synchronization with the rotation of the engine;
A variable valve mechanism that opens and closes the intake / exhaust valve as the drive shaft rotates and whose valve lift characteristics change according to the rotational angle position of the control shaft;
A hydraulic cylinder arranged to be orthogonal to the axial direction of the control shaft;
A control plate that is fixed to the control shaft so as to protrude radially outward, and that connects the control shaft and the hydraulic cylinder to convert linear motion of the hydraulic cylinder into rotational motion of the control shaft; ,
Control means for operating the hydraulic cylinder according to the operating state of the engine;
In an intake / exhaust valve drive control device for an internal combustion engine comprising:
The control plate and the hydraulic cylinder are orthogonal to each other between the control plate and the hydraulic cylinder when the engine is idling, than the connection between the control plate and the hydraulic cylinder when the engine is rotating at high speed. The drive control apparatus for an internal combustion engine, wherein the hydraulic cylinder is operated and controlled by the control means so as to be in a position close to a position.

A drive shaft rotatably supported by the cylinder head and rotating in synchronization with the rotation of the engine;
A variable valve mechanism that opens and closes the intake / exhaust valve as the drive shaft rotates and whose valve lift characteristics change according to the rotational angle position of the control shaft;
A hydraulic cylinder arranged to be orthogonal to the axial direction of the control shaft;
A control plate that is fixed to the control shaft so as to protrude radially outward, and that connects the control shaft and the hydraulic cylinder to convert linear motion of the hydraulic cylinder into rotational motion of the control shaft; ,
Control means for operating the hydraulic cylinder according to the operating state of the engine;
In an intake / exhaust valve drive control device for an internal combustion engine comprising:
Position at which the control plate and the hydraulic cylinder are orthogonal to each other at a position where the control plate and the hydraulic cylinder are connected during engine idling, rather than a connection between the control plate and the hydraulic cylinder when the engine is started The drive control device for an internal combustion engine, wherein the hydraulic cylinder is operated and controlled by the control means so as to be in a position close to

The variable valve mechanism is
A cylindrical camshaft provided on the outer periphery of the drive shaft so as to be relatively rotatable and divided for each cylinder, and having a cam for driving the intake and exhaust valves on the outer periphery;
A control mechanism that variably controls the operating angle of the intake and exhaust valves by changing the relative angular velocity of the drive shaft and the camshaft by eccentrically moving with respect to the axis of the drive shaft;
A control shaft that is rotatably supported at the upper part of the cylinder head and is linked to the control mechanism, and changes an eccentric amount of the control mechanism with respect to the axis of the drive shaft according to a rotation angle;
The intake / exhaust valve drive control device for an internal combustion engine according to claim 1 or 2 , characterized by comprising:

In a V-type internal combustion engine in which a plurality of cylinders are arranged in a V-type and each bank has an intake / exhaust valve drive control device that variably controls valve opening / closing timing.
The intake / exhaust valve drive control device according to any one of claims 1 to 3 is disposed in a cylinder of a bank having a large pressure loss of the hydraulic pressure supplied to the intake / exhaust valve drive control device of the pair of banks. V-type internal combustion engine characterized by the above.

In a V-type internal combustion engine in which a plurality of cylinders are arranged in a V-type and each bank has an intake / exhaust valve drive control device that variably controls valve opening / closing timing.
The V-type internal combustion engine, wherein the intake / exhaust valve drive control device according to any one of claims 1 to 3 is arranged in a cylinder of a bank in which vehicle cooling air is difficult to hit.