JP4366050B2

JP4366050B2 - Valve operating device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP4366050B2
Application number: JP2002201525A
Authority: JP
Inventors: 真一村田; 俊彦岡
Original assignee: Mitsubishi Motors Corp
Current assignee: Mitsubishi Motors Corp
Priority date: 2002-07-10
Filing date: 2002-07-10
Publication date: 2009-11-18
Anticipated expiration: 2022-07-10
Also published as: JP2004044449A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関の吸気弁や排気弁を機関の運転状態に応じて異なる駆動タイミングで開閉駆動しうる、内燃機関の動弁装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近年、往復動式内燃機関（以下、エンジンという）に備えられる吸気弁や排気弁（以下、これらを総称して機関弁又は単にバルブともいう）の作動特性（開閉タイミングや開放期間）を、エンジンの負荷状態や速度状態に応じて最適なものになるように切り換えることのできる動弁装置（可変動弁機構ともいう）が開発され実用化されている。
【０００３】
このような動弁装置において作動特性を切り換える機構の一つとして、例えばエンジンの低速回転時に適したカムプロフィルを備えた低速用カムとエンジンの高速回転時に適したカムプロフィルを備えた高速用カムとを、エンジンの回転状態に応じて選択的に用いて機関弁を開閉作動させるようにしたものが開発されている。
【０００４】
例えば、特開昭６３−１７０５１３号公報等に開示されている技術では、基本的には低速用カムにより揺動して機関弁を駆動する駆動ロッカアームと、低速用カムを包含するカムプロフィルを有する高速用カムにより揺動する自由ロッカアームと、駆動ロッカアームと自由ロッカアームとの間に設けられた連結切換機構とをそなえている。そして、連結切換機構を切り離し状態にすると、自由ロッカアームは自由に揺動し、駆動ロッカアームは低速用カムにより揺動して低速用カムのカムプロフィルに応じた特性で機関弁を駆動し、一方、連結切換機構を連結状態にすると、自由ロッカアームと駆動ロッカアームとが一体に揺動し、駆動ロッカアームは高速用カムのカムプロフィルに応じた特性で機関弁を駆動する。
【０００５】
この場合の連結切換機構には、上記公報のものの他に、特許第２５８６１６３号のものなど種々の技術が提案されている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、図６，図７は本発明の案出過程で提案された動弁装置の構造を示すものである。図６，図７に示すように、エンジンの各気筒上方のシリンダヘッド１０には、各気筒毎に２つの吸気弁１１，１２と２つの排気弁２１，２２とが備えられており、これらの吸気弁１１，１２、排気弁２１，２２を駆動するために動弁装置３０が装備されている。
【０００７】
この動弁装置３０は、吸気弁１１，１２を駆動する吸気弁駆動系と、排気弁２１，２２を駆動する排気弁駆動系とに分けられる。吸気弁駆動系は、カムシャフト３１と、カムシャフト３１に固設されたカム３１ａ〜３１ｃと、ロッカシャフト３２と、ロッカシャフト３２に揺動自在に軸支され各カム３１ａ〜３１ｃによって揺動するロッカアーム３３〜３５とをそなえている。排気弁駆動系は、吸気系と共用のカムシャフト３１と、カムシャフト３１に固設されたカム３１ｄ，３１ｅと、ロッカシャフト３６と、ロッカシャフト３６に揺動自在に軸支され各カム３１ｄ，３１ｅによって揺動するロッカアーム３７，３８（図７では省略）とをそなえている。
【０００８】
そして、動弁装置３０の吸気弁駆動系の部分に、連結切換機構４１を有する可変動弁機構４０が設けられている。
つまり、吸気弁駆動用のロッカアーム３３〜３５のうちロッカアーム３３，３４は一端のアジャストスクリュ３３ａ，３４ａを吸気弁１１，１２のステム端部に当接させており、吸気弁１１はロッカアーム３３の揺動に応じて開閉し、吸気弁１２はロッカアーム３４の揺動に応じて開閉するようになっている。
【０００９】
ロッカアーム３３は、他端のローラ３３ｂを、エンジンの低速回転時に対応した低速用カムプロフィルに形成された低速用カム３１ａに当接させており、低速用カム３１ａに応じて揺動すると、吸気弁１１を図１０（ａ）に一点鎖線で示すような特性で開放するようになっている。ロッカアーム３４は、他端のローラ３４ｂを、エンジンの低速回転時に対応した低速用カムプロフィルに形成された低速用カム３１ｂに当接させており、低速用カム３１ｂに応じて揺動すると、吸気弁１１を図１０（ａ）に実線で示すような特性で開放するようになっている。
【００１０】
一方、ロッカアーム３５は、一端の係合突起３５ａがロッカアーム３３，３４に係合可能になっており、他端に設けられたローラ３５ｂは、エンジンの高速回転時に対応した高速用カムプロフィルに形成された高速用カム３１ｃに当接している。
ロッカアーム３３，３４側におけるロッカアーム３５の一端が当接しうる部位には、開口部５３をそなえたシリンダ５０が形成され、このシリンダ５０内にはピストン５１が内蔵されている。
【００１１】
シリンダ５０内には、ロッカシャフト３２側から油路３２ａ，３２ｂを通じて圧油（ここでは潤滑油が兼用される）が供給されるようになっており、シリンダ５０内の油圧が高められると、図８（ｂ）に示すように、ピストン５１が一端に油圧を受けて開口部５３を塞ぐような位置に突出するように駆動される。
また、シリンダ５０内の油圧が弱められると、図８（ａ）に示すように、ピストン５１がリターンスプリング５２の付勢力によって開口部５３から外れた状態に没するように駆動される。
【００１２】
このようなシリンダ５０内のピストン５１と、シリンダ５０内の油圧を調整する油圧調整装置４２とから、ロッカアーム３３，３４とロッカアーム３５との連結状態を切り換える連結切換機構４１が構成され、この連結切換機構４１と吸気弁駆動系とから可変動弁機構４０が構成されている。
なお、油圧調整装置４２は、図９に示すように、エンジン下部のオイルパン（図示略）からシリンダブロック１０にポンプアップされた潤滑油をロッカシャフト３２内の油路３２ａに供給する潤滑油供給路４２ａ〜４２ｃと、潤滑油供給路４２ｃの途中に介装されたオイルコントロールバルブ４２ｄと、このオイルコントロールバルブ４２ｄの開度を制御する図示しないコントローラとから構成されている。潤滑油供給路４２ａ，４２ｂには、フィルタ４２ｅが介装され、潤滑油を濾過したうえでシリンダ３３ｄ，３４ｄ内へ供給するようになっている。
【００１３】
したがって、油圧調整装置４２によってシリンダ５０内の油圧が弱められるとピストン５１が埋没した非係合状態となり（図８（ａ）参照）、シリンダ５０の開口部５３には空間が形成されて、ロッカアーム３５の揺動時には、ロッカアーム３５の一端の係合突起３５ａはこの空間内に出没するが、ロッカアーム３３，３４自体には接触しない。これによって、ロッカアーム３３，３４は各対応カム３１ａ，３１ｂに応じて揺動し、吸気弁１１，１２を開閉駆動する。
【００１４】
一方、油圧調整装置４２によってシリンダ５０内の油圧が高められるとピストン５１が突出した係合状態となり（図８（ｂ）参照）、シリンダ５０の開口部５３にはピストン５１が存在するようになって、ロッカアーム３５の揺動時には、ロッカアーム３５の一端の係合突起３５ａはこのピストン５１の側面（係合面）５４に当接してピストン５１を介してロッカアーム３３，３４を揺動させる。このとき、ロッカアーム３３，３４は、各対応カム３１ａ，３１ｂに対しては離隔しながら、ロッカアーム３５に駆動されて高速用カム３１ｃに応じて揺動し、吸気弁１１，１２をエンジンの高速回転時に対応させて図１０（ｂ）に実線で示すような特性で開放する。
【００１５】
したがって、油圧調整装置４２は、ピストン５１の位置を係合突起３５ａが係合する係合位置と係合突起３５ａが係合しない非係合位置との間で切り換えるピストン位置切換装置として機能する。
ところで、このような動弁装置では、係合位置にあるピストン５１の係合面５４に係合突起３５ａが適切に当接しなくては、ロッカアーム３５を介してロッカアーム３３，３４を高速カム３１ｃのカムプロフィルに応じて作動させることができない。
【００１６】
図６，図７に示すような動弁装置に限らず、動弁装置には、このような当接部分（係合部分）を通じて弁駆動力を伝達する構造の部位が種々存在し、当接部分の構造も種々提案されている。
例えば、特公平０２−２２３６１３号公報及び特開平０６−２５１８号公報には、図１１に示すように、ピストン３５１の係合面３５４を円筒面で構成し、係合面３５４に当接する係合突起の当接部を略球面の当接端を有するアジャスタねじ３５８で構成して、係合突起をピストン３５１の係合面３５４に点接触させる構成が提案されている。
【００１７】
しかしながら、このように当接部分を点接触させる構造では、当接部分の面圧が高くなるため、当接部分の磨耗が激しくなるという課題や、面圧が高いため当接部分における弾性変形が大きくなり、ロッカアーム剛性が低下して十分な動弁特性が得られないという課題が発生する。
そこで、当接部分の荷重を低減する手法として、ロッカアームのレバー比（ロッカ比，ロッカアーム３５の揺動中心から係合突起の当接部分までの長さ）を大きくすることが考えられるが、この場合には、ロッカアームの重量が増大してしまい、やはり、十分な動弁特性を得られなくなるため、採用できない。
【００１８】
そこで、特開２００１−０４１０１７号公報には、図１２に示すように、ピストン２５１の係合面２５４と係合突起２５８先端の当接部２５８ａとを共に平面によって構成し、両者が面当たりする構成が提案されている。
しかしながら、平面対平面で当接するように構成しても、部品精度や取り付け精度のばらつきによって、係合面２５４と係合突起２５８先端の当接部２５８ａとが相対的に方向がずれると、図１３に示すように線接触になったり、図１５に示すように点接触になったりして、多くの場合面当たりを実現できない。さらには、係合面２５４と係合突起２５８先端の当接部２５８ａとが相対的に位置ずれすると、図１４に示すように、ピストン２５１が係合突起２５８先端の当接部２５８ａに引っ掛かって、ピストン２５１の位置切換が不可能となってしまうおそれもある。
【００１９】
本発明は、上述の課題に鑑み創案されたもので、位置切換可能なピストンとこのピストンと当接して連係動作しうる係合部材とによって機関弁の開閉タイミングの切換を行なう動弁装置において、ピストンと係合部材との当接部分を磨耗や変形が少なく、且つ、精度のばらつきがあってもピストンの切換不良を生じることなく適切に当接できるようにして、十分な動弁特性を長期にわたって維持することができるようにした、内燃機関の動弁装置を提供することを目的とする。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
このため、本発明の内燃機関の動弁装置（請求項１）は、先端が吸気弁及び排気弁の一方に連係され、ロッカシャフトに揺動自在に支承されて第１のカムにより駆動される第１のロッカアームと、前記ロッカシャフトに揺動自在に支承されて前記第１のロッカアームに隣接するように配置され、前記第１のカムとカム形状の異なる第２のカムにより駆動される第２のロッカアームと、前記の第１，第２のロッカアームのうちの一方のロッカアームに形成され、開口部を有するシリンダと、前記シリンダ内に摺動自在に装着されたピストンと、前記の第１，第２のロッカアームのうちの他方のロッカアームに突設され、該他方のロッカアームの揺動に伴って前記開口部の空間内に出没し、前記空間に前記ピストンが位置すると前記ピストンに形成された係合面に当接して係合可能な係合突起と、前記ピストンを、前記係合突起が係合する係合位置と前記係合突起が係合しない非係合位置との間で切り換えるピストン位置切換装置とをそなえている。
【００２１】
したがって、ピストン位置切換装置によりピストンを係合位置にすれば、第１，第２のロッカアームのうちの他方のロッカアームに突設された係合突起が、他方のロッカアームの揺動に伴って開口部の空間内に進入してピストンに形成された係合面に係合して、第１のロッカアームと第２のロッカアームとが一体に揺動して、第２のカムのカムプロフィルに応じて吸気弁又は排気弁の一方を開閉駆動する。また、ピストン位置切換装置によりピストンを非係合位置にすれば、第１のロッカアームと第２のロッカアームとが独立して揺動して、第１，第２のロッカアームのうちの一方のロッカアームは、第１のカムのカムプロフィルに応じて吸気弁又は排気弁の一方を開閉駆動する。
【００２２】
そして、前記ピストンが円筒状に形成され該円筒状曲面を前記係合面とするとともに、前記係合突起の先端の前記係合面との当接面が前記係合面に沿う円筒状凹面に形成されているので、ピストンが周方向にずれるなど、部品精度や組み付け精度のばらつきがあっても、ピストン側の係合面と係合突起側の当接面との接触を面接触にしやすくなり、ピストンの作動不良も招きにくくなる。
【００２３】
さらに、前記係合突起の前記円筒状凹面の曲率半径が、前記ピストンの前記円筒状曲面の曲率半径よりも大きく設定されて、前記係合突起の前記円筒状凹面は、前記ピストンの移動方向においては中央部が前記係合面側に隆起した凸面状に形成されている。
【００２４】
【発明の実施の形態】
以下、図面により、本発明の実施の形態について説明する。
［第１実施形態］
図１〜図４は本発明の第１実施形態としての内燃機関の動弁装置を示すもので、図１はそのピストン位置切換装置の要部を示す模式的平面図及び側面図であり、図２はそのピストン位置切換装置を示す模式的な断面図であり、図３はそのシリンダヘッド内の模式的な側面図、図４はシリンダヘッド内の模式的な展開断面図である。なお、図１〜図４において、図６〜図９と同符号は同様のものを示す。また、一部については図８，図９を参照して説明する。
【００２５】
つまり、図３，図４に示すように、エンジンの各気筒上方のシリンダヘッド１０には、各気筒毎に２つの吸気弁１１，１２と２つの排気弁２１，２２とが備えられており、これらの吸気弁１１，１２、排気弁２１，２２を駆動するために動弁装置３０が装備されている。
この動弁装置３０は、吸気弁１１，１２を駆動する吸気弁駆動系と、排気弁２１，２２を駆動する排気弁駆動系とに分けられる。
【００２６】
吸気弁駆動系は、カムシャフト３１と、カムシャフト３１に固設されたカム３１ａ〜３１ｃと、吸気用ロッカシャフト（第１のロッカシャフト）３２と、このロッカシャフト３２に揺動自在に軸支され各カム３１ａ〜３１ｃによって揺動するロッカアーム３３〜３５とをそなえている。
排気弁駆動系は、吸気系と共用のカムシャフト３１と、カムシャフト３１に固設されたカム３１ｄ，３１ｅと、排気用ロッカシャフト３６（第２のロッカシャフト）と、このロッカシャフト３６に揺動自在に軸支され各カム３１ｄ，３１ｅによって揺動するロッカアーム３７，３８（図３では省略）とをそなえている。
【００２７】
そして、動弁装置３０の吸気弁駆動系の部分に、連結切換機構４１を有する可変動弁機構４０が設けられている。
つまり、吸気弁駆動用のロッカアーム３３〜３５のうちロッカアーム（第１のロッカアーム）３３，３４は一端のアジャストスクリュ３３ａ，３４ａを吸気弁１１，１２のステム端部に当接させており、吸気弁１１はロッカアーム３３の揺動に応じて開閉し、吸気弁１２はロッカアーム３４の揺動に応じて開閉するようになっている。
【００２８】
ロッカアーム３３は、他端のローラ３３ｂを、エンジンの極低速回転時に対応した極低速用カムプロフィルに形成された極低速用カム（第１のカム）３１ａに当接させており、極低速用カム３１ａに応じて揺動すると、吸気弁１１を図１０（ａ）に一点鎖線で示すような特性で開放するようになっている。ロッカアーム３４は、他端のローラ３４ｂを、エンジンの低速回転時に対応した低速用カムプロフィルに形成された低速用カム（第１のカム）３１ｂに当接させており、低速用カム３１ｂに応じて揺動すると、吸気弁１１を図１０（ａ）に実線で示すような特性で開放するようになっている。
【００２９】
一方、ロッカアーム（第２のロッカアーム）３５は、一端に突設された係合突起３５ａがロッカアーム３３，３４に係合可能になっており、他端に設けられたローラ３５ｂは、エンジンの高速回転時に対応した高速用カムプロフィルに形成された高速用カム（第２のカム）３１ｃに当接している。
ロッカアーム３３，３４側におけるロッカアーム３５の一端が当接しうる部位には、図２(ａ)〜（ｃ）に示すように、開口部１５３をそなえたシリンダ１５０が形成され、このシリンダ１５０内にはピストン１５１が内蔵されている。さらに、ピストン１５１に一端側（ここでは上面側）には、リターンスプリング１５２の一端（ここでは下端）を収容する正面視円形の凹所１５１ａが形成され、一方、シリンダ１５０の一端面（ここでは上部端面）にも、リターンスプリング１５２の他端（ここでは上端）を収容する正面視円形の凹所１５０ａが凹所１５１ａと対応して形成されている。リターンスプリング１５２は、このようなピストン１５１及びシリンダ１５０の各凹所１５１ａ，１５０ａに係止されて介装されている。
また、シリンダ１５０には、ロッカシャフト３２側から油路３２ａ，３２ｂを通じて圧油（ここでは潤滑油が兼用される）が供給されるようになっており、シリンダ１５０内の油圧が高められると、図８（ｂ）に示すように、ピストン１５１が一端に油圧を受けて開口部１５３を塞ぐような位置に突出するように駆動される。
【００３０】
また、シリンダ１５０内の油圧が弱められると、図８（ａ）に示すように、ピストン１５１がリターンスプリング１５２の付勢力によって開口部１５３から外れた状態に没するように駆動される。
このようなシリンダ１５０内のピストン１５１と、シリンダ１５０内の油圧を調整する油圧調整装置４２とから、ロッカアーム３３，３４とロッカアーム３５との連結状態を切り換える連結切換機構４１が構成され、この連結切換機構４１と吸気弁駆動系とから可変動弁機構４０が構成されている。
【００３１】
なお、油圧調整装置４２は、図９に示すように、エンジン下部のオイルパン（図示略）からシリンダブロック１０にポンプアップされた潤滑油をロッカシャフト３２内の油路３２ａに供給する潤滑油供給路４２ａ〜４２ｃと、潤滑油供給路４２ｃの途中に介装されたオイルコントロールバルブ４２ｄと、このオイルコントロールバルブ４２ｄの開度を制御する図示しないコントローラとから構成されている。潤滑油供給路４２ａ，４２ｂには、フィルタ４２ｅが介装され、潤滑油を濾過したうえでシリンダ１５０内へ供給するようになっている。
【００３２】
したがって、油圧調整装置４２によってシリンダ１５０内の油圧が弱められるとピストン１５１が埋没状態となり（図８（ａ）参照）、シリンダ１５０の開口部１５３には空間が形成されて、ロッカアーム３５の揺動時には、ロッカアーム３５の一端の係合突起３５ａはこの空間内に出没するが、ロッカアーム３３，３４自体には接触しない。これによって、ロッカアーム３３，３４は各対応カム３１ａ，３１ｂに応じて揺動し、吸気弁１１，１２を開閉駆動する。
【００３３】
一方、油圧調整装置４２によってシリンダ１５０内の油圧が高められるとピストン１５１が突出状態となり（図８（ｂ）参照）、シリンダ１５０の開口部１５３にはピストン１５１が存在するようになって、ロッカアーム３５の揺動時には、ロッカアーム３５の一端の係合突起３５ａはこのピストン１５１に当接してピストン１５１を介してロッカアーム３３，３４を揺動させる。このとき、ロッカアーム３３，３４は、各対応カム３１ａ，３１ｂに対しては離隔しながら、ロッカアーム３５に駆動されて高速用カム３１ｃに応じて揺動し、吸気弁１１，１２をエンジンの高速回転時に対応させて図１０（ｂ）に実線で示すような特性で開放する。
【００３４】
したがって、油圧調整装置４２は、ピストン１５１の位置を係合突起３５ａが係合する係合位置と係合突起３５ａが係合しない非係合位置との間で切り換えるピストン位置切換装置として機能する。
ところで、本動弁装置では、図１（ａ）に示すように、ピストン１５１が円筒状に形成されてこの円筒状曲面の一部が係合面１５４として用いられている。一方、この係合面１５４に当接する係合突起３５ａの先端の当接面１５８は、係合面１５４に沿う円筒状凹面に形成されている。つまり、当接面１５８は、円筒状の係合面１５４の曲率半径に近い曲率半径を有する円筒状凹面に形成されている。
【００３５】
特に、本実施形態では、図１（ｃ）に示すように、係合突起３５ａの先端の当接面１５８の円筒状凹面の曲率半径Ｒ２は、ピストン１５１の係合面１５４の円筒状凸面の曲率半径Ｒ１よりも微小量だけ大きく設定されている。なお、図１（ｃ）では、係合突起３５ａの先端の当接面１５８の曲率中心Ｏ２をピストン１５１の係合面１５４の曲率中心Ｏ１から大きく離隔しているが、これは中心位置の相違をわかり易くするためであり、実際にはわずかだけ離隔している。
【００３６】
これは、係合突起３５ａの先端の当接面１５８のエッジ部分１５８ａ，１５８ｂが係合面１５４に片当たりすることのないように配慮したものである。係合突起３５ａの先端の当接面１５８の曲率半径Ｒ２をピストン１５１の係合面１５４の曲率半径Ｒ１よりもどの程度大きくするかは、想定される部品の精度や組み付け精度を考慮して設定すればよく、部品の製造誤差や組み付け誤差が発生したとしても、係合突起３５ａの先端の当接面１５８の左右のエッジ部分１５８ａ，１５８ｂが係合面１５４に片当たりすることのないように、設定すればよい。
【００３７】
また、図１（ｂ）に示すように、係合突起３５ａの先端の当接面１５８は、ピストン１５１の移動方向（軸方向，図１（ｂ）中の上下方向）においてはその中央部が係合面側に隆起するように微小に凸面状に形成されている（いわゆる、クラウニングされている）。
つまり、係合突起３５ａの先端の当接面１５８は、ピストン１５１の周方向に対応した方向には凹面状で且つピストン１５１の移動方向に対応した方向には凸面状に形成されているのである。
【００３８】
係合突起３５ａの先端の当接面１５８をピストン１５１の移動方向に対応した方向に凸面状にクラウニングしているのは、部品の製造誤差や組み付け誤差に起因して、係合突起３５ａの先端の当接面１５８の上下方向のエッジ部分（下側エッジ部分）１５８ｃがピストン１５１の係合面１５４に当たってピストン１５１の移動を妨げることのないように配慮したものである。この場合も、係合突起３５ａの先端の当接面１５８のピストン移動方向への曲率半径Ｒ３をどの程度にするかは、想定される部品の精度や組み付け精度を考慮し且つ当接面の面圧を考慮して設定すればよく、部品の製造誤差や組み付け誤差が発生したとしても、係合突起３５ａの先端の当接面１５８のエッジ部分１５８ｃがピストン１５１の係合面１５４に当たることのないように、設定すればよい。
【００３９】
また、図２（ｃ）に示すように、ピストン１５１がシリンダ１５０内で回転しないように回り止めピン１５６がピストン１５１とシリンダ１５０との間に介装されている。つまり、ピストン１５１とシリンダ１５０との一方に回り止めピン１５６が突設され、他方に回り止めピン１５６が係合する係合溝が穿設され、ピストン１５１の軸方向移動を許容しながらピストン１５１がシリンダ１５０内で回転しないように規制する。なお、回り止め設定時においても、ピストン１５１と係合突起３５ａの先端の当接面１５８とが面接触しているため、回転方向の精度向上の必要がなく、回り止めピン１５６を低コストで追加できる。
【００４０】
一方、凸面状の円筒面で構成された係合面１５４と当接する係合突起３５ａは、係合面１５４に接触する先端面を係合面１５４と対応するような（ただし、係合面１５４よりもやや大径な）凹面状の円筒面により構成され、係合面１５４と確実に線接触しうるように構成されている。
さらに、ロッカアーム（第１のロッカアーム）３３，３４は吸気弁１１，１２にそれぞれそなえられたリターンスプリング（図示略）によって各対応するカム３１ａ，３１ｂから離隔しないように付勢されているが、ロッカアーム（第２のロッカアーム）３５には、このような付勢力は作用していないので、図１に示すように、ロッカアーム３５をカム３１ｃから離隔しないようにする付勢部材としてアームスプリング４３が設置されている。
【００４１】
なお、アームスプリング４３はスプリング本体４３ａとスプリング本体４３ａを内蔵するケーシング４３ｂとからなり、スプリング本体４３ａの付勢力がケーシング４３ｂを介してロッカアーム３５に伝達されるようになっている。
アームスプリング４３は、ホルダ１４４の一端部に形成された凹所１４４ａ内に装着され、ホルダ１４４によって支持されている。このホルダ１４４は、中間部に形成された軸穴１４４ｂに排気用ロッカアーム（第３のロッカアーム）３７，３８を支持するロッカシャフト（支持軸）３６を挿通され、このロッカシャフト３６に回転自在に支持されており、他端１４４ｃをシリンダヘッド１０から上方に立設された支持部材としてのリブ（支柱）１４５に当接させている。
【００４２】
つまり、ホルダ１４４は、ロッカシャフト３６に回転自在に支持されているため、このままではアームスプリング４３を支持しようとすると回転してしまうが、リブ１４５とリブ１４５に当接するホルダ１４４の他端（当接部）１４４ｃとから、ホルダ１４４のロッカシャフト３６周りの回転を止める係止構造１４６が構成され、この係止構造１４６により、アームスプリング４３を支持しうるようにホルダ１４４の回転が規制される。
【００４３】
本発明の第１実施形態としての内燃機関の動弁装置は、上述のように構成されているので、油圧調整装置（ピストン位置切換装置）４２によってシリンダ１５０内の油圧を高めピストン１５１を突出状態（係合位置）とすると（図２（ｂ）参照）、シリンダ１５０の開口部１５３にはピストン１５１の係合面１５４が位置するようになって、ロッカアーム３５の揺動時には、ロッカアーム３５の一端の係合突起３５ａはこのピストン１５１の係合面１５４に当接してピストン５１を介してロッカアーム３３，３４を揺動させるようになる。すなわち、連結切換機構４１が連結状態となって、吸気用のロッカアーム３３，３４がロッカアーム３５と一体に揺動して、高速カム３１ｃのカムプロフィルに応じて吸気弁１１，１２を開閉駆動する。
【００４４】
油圧調整装置（ピストン位置切換装置）４２によってシリンダ１５０内の油圧を弱めピストン１５１を埋没状態（非係合位置）とすると（図２（ａ）参照）、シリンダ１５０の開口部１５３に空間が形成されて、ロッカアーム３５の揺動時には、ロッカアーム３５の一端の係合突起３５ａはこの空間内に出没して、ロッカアーム３３，３４自体には接触しない。これによって、連結切換機構４１は切り離し状態となって、吸気用のロッカアーム３３，３４はロッカアーム３５に影響されることなく揺動して、極低速カム３１ａ又は低速カム３１ｂのカムプロフィルに応じて吸気弁１１，１２を開閉駆動する。
【００４５】
特に、本装置では、図１（ｃ）に示すように、係合突起３５ａの先端の当接面１５８の円筒状凹面の曲率半径Ｒ２は、ピストン１５１の係合面１５４の円筒状凸面の曲率半径Ｒ１よりも微小量だけ大きく設定されているので、部品の製造誤差や組み付け誤差が発生したとしても、係合突起３５ａの先端の当接面１５８のエッジ部分１５８ａ，１５８ｂが係合面１５４に片当たりすることがなく、当接面１５８のエッジ部分１５８ａ，１５８ｂの係合面１５４への片当たりに起因したエッジ部分１５８ａ，１５８ｂの磨耗やロッカアーム系統の剛性低下を招くことを防止することができ、十分な動弁特性を長期にわたって維持することができるようになる。また、係合突起の凹面の加工精度を必要とせずコストの低減を図ることができる。
【００４６】
また、図１（ｂ）に示すように、係合突起３５ａの先端の当接面１５８は、ピストン１５１の移動方向（軸方向，図１（ｂ）中の上下方向）においてはその中央部が係合面側に隆起するように凸面状にクラウニングされているので、部品の製造誤差や組み付け誤差に起因して、係合突起３５ａの先端の当接面１５８のエッジ部分１５８ｃがピストン１５１の係合面１５４に当たることがなく、この点でも、当接面１５８のエッジ部分１５８ａ，１５８ｂの係合面１５４への片当たりに起因したエッジ部分１５８ａ，１５８ｂの磨耗やロッカアーム系統の剛性低下を招くことを防止することができ、十分な動弁特性を長期にわたって維持することができるようになる。
【００４７】
また、上記の係合突起３５ａの先端の当接面１５８の円筒状凹面の曲率半径Ｒ２のピストン１５１の係合面１５４の円筒状凸面の曲率半径Ｒ１との差やクラウニングによる凸面状の突起量は、部品の製造誤差や組み付け誤差を許容できる範囲で可能なかぎり小さく設定されるので、当接面１５８が係合面１５４に当接する際の面圧がある程度高ければ、当接部分における弾性変形が微小であっても、その面圧に応じた面積で両者１５８，１５４は面接触することになり、当接部分の磨耗を低減できるとともに、ロッカアーム剛性の低下を抑制して十分な動弁特性が得られるようになる。また、当接部の円筒状凸面とこれに沿う円筒状凹面との組み合わせは、これ自体で、ピストン１５１が係合突起３５ａの先端の当接部１５８に引っ掛かって、ピストン１５１の位置切換が不可能となってしまうおそれも低く、ピストンの作動不良を招きにくくなる。
【００４８】
［第２実施形態］
図５は本発明の第２実施形態としての内燃機関の動弁装置を示す模式的な展開断面図（図２に対応する図）である。なお、図５において、図１〜図４，図６〜図９と同符号は同様のものを示す。
この実施形態では、吸気弁側と排気弁側との両方が、いずれも可変動弁機構として構成されている。
【００４９】
つまり、吸気用のロッカシャフト３２には、低速カム３１ｂによって揺動するロッカアーム（第１のロッカアーム）１３３と、高速カム３１ｃによって揺動するロッカアーム（第２のロッカアーム）１３５とが、揺動自在に軸支されている。ロッカアーム１３３とロッカアーム１３５との間には、第１実施形態と同様の第１の連結切換機構４１ａが介装されている。
【００５０】
ロッカアーム１３３の一端側は二股に分かれており、各端部がそれぞれ吸気弁１１，１２を駆動するようになっている。第１の連結切換機構４１ａが切り離し状態の場合には、ロッカアーム１３３は、ロッカアーム１３５の動きに影響されることなく、低速カム３１ｂのカムプロフィルに対応して揺動し、吸気弁１１，１２を図９（ａ）に実線で示すように低速対応で開閉する。連結切換機構４１ａが連結状態の場合には、ロッカアーム１３５の係合突起１３５ａを通じて、ロッカアーム１３３は、ロッカアーム１３５と一体に高速カム３１ｃのカムプロフィルに対応して揺動し、吸気弁１１，１２を図１０（ｂ）に実線で示すように高速対応で開閉する。
【００５１】
一方、排気用のロッカシャフト３６には、エンジンの低速時に応じた低速カム（第３のカム）３１ｆによって揺動するロッカアーム（第３のロッカアーム）１３７と、高速カム（第４のカム）３１ｇによって揺動するロッカアーム（第４のロッカアーム）１３９とが、揺動自在に軸支されている。ロッカアーム１３７とロッカアーム１３９との間には、第１実施形態と同様の第２の連結切換機構４１ｂが介装されている。
【００５２】
ロッカアーム１３７の一端側は二股に分かれており、各端部がそれぞれ排気弁２１，２２を駆動するようになっている。第２の連結切換機構４１ｂが切り離し状態の場合には、ロッカアーム１３７は、ロッカアーム１３９の動きに影響されることなく、低速カム３１ｆのカムプロフィルに対応して揺動し、排気弁２１，２２をエンジンの低速運転に対応させて開閉する。連結切換機構４１ｂが連結状態の場合には、ロッカアーム１３９の係合突起１３９ａを通じて、ロッカアーム１３７は、ロッカアーム１３９と一体に高速カム３１ｇのカムプロフィルに対応して揺動し、排気弁２１，２２をエンジンの高速運転に対応させて開閉する。
【００５３】
そして、ロッカアーム（第２のロッカアーム）１３５及びロッカアーム（第４のロッカアーム）１３９には、図３に示すように、ロッカアーム１３５，１３９をカム３１ｃ、３１ｇから離隔しないようにする第１，第２の付勢部材としてアームスプリング４３Ａ，４３Ｂがそれぞれ設置されている。
なお、本実施形態の動弁装置でも、第１実施形態と同様に、ピストン１５１が円筒状に形成されてこの円筒状曲面の一部が係合面１５４として用いられ、この係合面１５４に当接する係合突起３５ａの先端の当接面１５８は、係合面１５４に沿うように、円筒状の係合面１５４の曲率半径に近い曲率半径を有する円筒状凹面に形成されている（図１（ａ）参照）。
【００５４】
さらに、係合突起３５ａの先端の当接面１５８の円筒状凹面の曲率半径Ｒ２は、ピストン１５１の係合面１５４の円筒状凸面の曲率半径Ｒ１よりも微小量だけ大きく設定されている（図１（ｃ）参照）。また、係合突起３５ａの先端の当接面１５８は、ピストン１５１の移動方向においてはその中央部が係合面側に隆起するように凸面状にクラウニングされている（図１（ｂ）参照）。
【００５５】
本発明の第２実施形態としての内燃機関の動弁装置は、上述のように構成されているので、第１実施形態と同様に、係合突起の凹面の加工精度を必要とせずコストの低減を図りながら、係合突起３５ａの先端の当接面１５８のエッジ部分１５８ａ，１５８ｂが係合面１５４に片当たりすることを防止でき、当接面１５８のエッジ部分１５８ａ，１５８ｂの係合面１５４への片当たりに起因したエッジ部分１５８ａ，１５８ｂの磨耗やロッカアーム系統の剛性低下を招くことを防止することができる。したがって、十分な動弁特性を長期にわたって維持することができるようになる。
【００５６】
また、部品の製造誤差や組み付け誤差に起因して、係合突起３５ａの先端の当接面１５８のエッジ部分１５８ｃがピストン１５１の係合面１５４に当たることがなく、これに起因してピストン１５１の移動を妨げることもない。
そして、上記の係合突起３５ａの先端の当接面１５８の円筒状凹面の曲率半径Ｒ２のピストン１５１の係合面１５４の円筒状凸面の曲率半径Ｒ１との差やクラウニングによる凸面状の突起量は、部品の製造誤差や組み付け誤差を許容できる範囲で可能なかぎり小さく設定されるので、当接面１５８が係合面１５４に当接する際の面圧がある程度高ければ、当接部分における弾性変形が微小であっても、その面圧に応じた面積で両者１５８，１５４は面接触することになり、当接部分の磨耗を低減できるとともに、ロッカアーム剛性の低下を抑制して十分な動弁特性が得られるようになる。また、ピストンの作動不良を招きにくくなる。
［その他］
【００５７】
以上、本発明の実施形態を説明したが、本発明はかかる実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができる。
例えば、部品精度や組み付け精度が高ければ、上記の係合突起３５ａの先端の当接面１５８の円筒状凹面の曲率半径Ｒ２をピストン１５１の係合面１５４の円筒状凸面の曲率半径Ｒ１と略同様に設定してもよく、クラウニングによる凸面状の突起も設けないように構成してもよい。この場合も、係合突起３５ａの先端の当接面１５８を、円筒状凸面の係合面１５４に沿うように、円筒状凹面で構成すれば、当接面１５８が係合面１５４に当接する際に、この当接部分における弾性変形を微小に抑えながら、面圧に応じた面積で両者１５８，１５４を面接触させることができ、当接部分の磨耗を低減できるとともに、ロッカアーム剛性の低下を抑制して十分な動弁特性が得られるようになる。
【００５８】
さらに、上記第１，第２実施形態においては、極低速カム又は低速カムによって駆動されるロッカアーム３３，３４，１３３にシリンダ，ピストン及び開口部を設け、高速カムによって駆動されるロッカアーム３５，１３５に係合突起を設けているが、これとは逆に、ロッカアーム３３，３４，１３３に係合突起を設け、ロッカアーム３５，１３５にシリンダ，ピストン及び開口部を設けるように構成してもよい。
【００５９】
【発明の効果】
以上詳述したように、本発明の内燃機関の動弁装置（請求項１）によれば、ピストンが円筒状に形成され該円筒状曲面を係合面とするとともに、係合突起の先端の係合面との当接面が係合面に沿う円筒状凹面に形成されているので、ピストンが周方向にずれるなど、
部品精度や組み付け精度のばらつきがあっても、ピストン側の係合面と係合突起側の当接面との接触を面接触にしやすくなり、当接部分の磨耗を低減できるとともに、ロッカアーム剛性の低下を抑制して十分な動弁特性が得られるようになり、したがって、十分な動弁特性を長期にわたって維持することができるようになる。また、ピストンの作動不良も招きにくくなる。
【００６０】
前記係合突起の前記円筒状凹面の曲率半径が、前記ピストンの前記円筒状曲面の曲率半径よりも大きく設定されているので、係合突起の凹面の加工精度を必要とせずコストの低減を図りながら、係合突起の先端の当接面のエッジ部分が係合面に片当たりすることを防止でき、当接面のエッジ部分の係合面への片当たりに起因したエッジ部分の磨耗やロッカアーム系統の剛性低下を招くことを防止することができる。
【００６１】
さらに、前記係合突起の前記円筒状凹面は、前記ピストンの移動方向においては中央部が前記係合面側に隆起した凸面状に形成されることにより、部品の製造誤差や組み付け誤差に起因して、係合突起の先端の当接面のエッジ部分がピストンの端面に当たることがなく、これに起因してピストンの移動を妨げることも回避できる。また、ピストン側の係合面と係合突起側の当接面との接触を面接触にしやすくなり、当接部分の磨耗を低減できるとともに、ロッカアーム剛性の低下を抑制して十分な動弁特性が得られるようになる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態にかかる内燃機関の動弁装置のピストン位置切換装置の要部を示す模式図であり、（ａ）はその平面図、（ｂ）はその断面図（図１（ａ）におけるＡ−Ａ矢視断面図）、（ｃ）は（ａ）の拡大図である。
【図２】本発明の第１実施形態にかかる内燃機関の動弁装置のピストン位置切換装置を示す模式的な断面図であり、（ａ）はピストンが非係合位置にある時の縦断面図、（ｂ）はピストンが係合位置にある時の縦断面図、（ｃ）はピストンが係合位置にある時の横断面図（図２（ｂ）におけるＢ−Ｂ矢視断面図）である。
【図３】本発明の第１実施形態にかかる内燃機関の動弁装置を示すシリンダヘッド内の模式的な側面図である。
【図４】本発明の第１実施形態にかかる内燃機関の動弁装置を示すシリンダヘッド内の模式的な展開断面図（図６と対応する図）である。
【図５】本発明の第２実施形態にかかる内燃機関の動弁装置を示すシリンダヘッド内の模式的な展開断面図（図４と対応する図）である。
【図６】本発明の案出過程で創案された内燃機関の動弁装置及び本発明の第１実施形態にかかる内燃機関の動弁装置を示すシリンダヘッド内の模式的な展開断面図（図７のＣ−Ｃ矢視断面図）である。
【図７】本発明の案出過程で創案された内燃機関の動弁装置を示すシリンダヘッド内の模式的な側面図である。
【図８】本発明の案出過程で創案された内燃機関の動弁装置におけるピストン位置切換装置を示す模式的な断面図であって、（ａ）は非連結状態を示し、（ｂ）は連結状態を示す。
【図９】本発明の案出過程で創案された内燃機関の動弁装置及び本発明の各実施形態にかかる内燃機関の動弁装置における連結切換機構の油圧調整機構を示す模式的な断面図である。
【図１０】本発明の案出過程で創案された内燃機関の動弁装置及び本発明の各実施形態にかかる内燃機関の動弁装置における動弁特性を示すグラフであって、（ａ）は低速時の特性を示し、（ｂ）は高速時の特性を示す。
【図１１】本発明の案出過程で創案された内燃機関の動弁装置におけるピストン位置切換装置の要部を示す模式図であり、（ａ）はその平面図、（ｂ）はその断面図（図１１（ａ）におけるＤ−Ｄ矢視断面図）である。
【図１２】本発明の案出過程で創案された内燃機関の動弁装置における課題を説明するピストン位置切換装置の要部を示す模式図であり、（ａ）はその平面図、（ｂ）はその断面図（図１２（ａ）におけるＥ−Ｅ矢視断面図）である。
【図１３】本発明の案出過程で創案された内燃機関の動弁装置における課題を説明するピストン位置切換装置の要部を示す模式図であり、（ａ）はその平面図、（ｂ）はその断面図（図１３（ａ）におけるＦ−Ｆ矢視断面図）である。
【図１４】本発明の案出過程で創案された内燃機関の動弁装置における課題を説明するピストン位置切換装置の要部を示す模式図であり、（ａ）はその平面図、（ｂ）はその断面図（図１４（ａ）におけるＧ−Ｇ矢視断面図）である。
【図１５】本発明の案出過程で創案された内燃機関の動弁装置における課題を説明するピストン位置切換装置の要部を示す模式図であり、（ａ）はその平面図、（ｂ）はその断面図（図１５（ａ）におけるＨ−Ｈ矢視断面図）である。
【符号の説明】
１１，１２吸気弁
２１，２２排気弁
３１ａ超低速カム（第１のカム）
３１ｂ低速カム（第１のカム）
３１ｃ高速カム（第２のカム）
３１ｆ低速カム（第３のカム）
３１ｇ高速カム（第４のカム）
３２吸気側ロッカシャフト（第１のロッカシャフト）
３３，３４，１３３第１のロッカアーム
３５，１３５第２のロッカアーム
３５ａ，１３５ａ，１３９ａ係合突起
３６吸気側ロッカシャフト（第２のロッカシャフト）
４１連結切換機構
４１ａ第１の連結切換機構
４１ｂ第２の連結切換機構
４２油圧調整装置（ピストン位置切換装置）
１５０シリンダ
１５１ピストン
１５２リターンスプリング
１５４ピストン１５１の側面（係合部）
１５６回り止めピン
１５１ａピストン１５１の端面
１５８係合突起３５ａの当接面
１５８a，１５８ｂ，１５８ｃ，１５８ｄ当接面１５８のエッジ部分[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a valve operating device for an internal combustion engine that can open and close an intake valve and an exhaust valve of the internal combustion engine at different drive timings depending on the operating state of the engine.
[0002]
[Prior art]
In recent years, the operating characteristics (opening / closing timing and opening period) of intake valves and exhaust valves (hereinafter collectively referred to as engine valves or simply valves) provided in reciprocating internal combustion engines (hereinafter referred to as engines) A valve operating device (also referred to as a variable valve operating mechanism) that can be switched so as to be optimal according to the load state and speed state of the motor has been developed and put into practical use.
[0003]
As one of the mechanisms for switching the operation characteristics in such a valve operating device, for example, a low speed cam having a cam profile suitable for low speed rotation of the engine, and a high speed cam having a cam profile suitable for high speed rotation of the engine, Has been developed to selectively open and close the engine valve according to the rotational state of the engine.
[0004]
For example, the technique disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. Sho 63-170513 basically has a drive rocker arm that swings with a low speed cam to drive an engine valve, and a cam profile that includes the low speed cam. A free rocker arm that is swung by a high-speed cam and a connection switching mechanism provided between the drive rocker arm and the free rocker arm are provided. Then, when the connection switching mechanism is disconnected, the free rocker arm freely swings, the drive rocker arm swings by the low speed cam and drives the engine valve with characteristics according to the cam profile of the low speed cam, When the connection switching mechanism is in the connected state, the free rocker arm and the drive rocker arm swing together, and the drive rocker arm drives the engine valve with characteristics according to the cam profile of the high speed cam.
[0005]
In this case, various techniques such as that of Japanese Patent No. 2586163 have been proposed for the connection switching mechanism in addition to the above-mentioned publication.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
6 and 7 show the structure of the valve gear proposed in the process of devising the present invention. As shown in FIGS. 6 and 7, the cylinder head 10 above each cylinder of the engine is provided with two intake valves 11 and 12 and two exhaust valves 21 and 22 for each cylinder. A valve gear 30 is provided to drive the intake valves 11 and 12 and the exhaust valves 21 and 22.
[0007]
The valve gear 30 is divided into an intake valve drive system that drives the intake valves 11 and 12 and an exhaust valve drive system that drives the exhaust valves 21 and 22. The intake valve drive system includes a camshaft 31, cams 31 a to 31 c fixed to the camshaft 31, a rocker shaft 32, and is pivotally supported by the rocker shaft 32 and swings by the cams 31 a to 31 c. It has rocker arms 33-35. The exhaust valve drive system includes a camshaft 31 shared with the intake system, cams 31d and 31e fixed to the camshaft 31, a rocker shaft 36, and a rocker shaft 36 that is pivotally supported by the rocker shaft 36. Rocker arms 37 and 38 (not shown in FIG. 7) that are swung by 31e are provided.
[0008]
A variable valve mechanism 40 having a connection switching mechanism 41 is provided in the intake valve drive system of the valve gear 30.
That is, among the rocker arms 33 to 35 for driving the intake valve, the rocker arms 33 and 34 have the adjustment screws 33 a and 34 a at one end abutted against the stem ends of the intake valves 11 and 12. The intake valve 12 opens and closes according to the rocker arm 34 swinging.
[0009]
The rocker arm 33 abuts the roller 33b at the other end against a low-speed cam 31a formed in a low-speed cam profile corresponding to the low-speed rotation of the engine and swings in accordance with the low-speed cam 31a. 11 is opened with the characteristics shown by the alternate long and short dash line in FIG. The rocker arm 34 abuts the roller 34b at the other end against a low speed cam 31b formed in a low speed cam profile corresponding to the low speed rotation of the engine, and swings in accordance with the low speed cam 31b. 11 is opened with the characteristics shown by the solid line in FIG.
[0010]
On the other hand, the rocker arm 35 has an engagement protrusion 35a at one end engageable with the rocker arms 33 and 34, and a roller 35b provided at the other end is formed in a high-speed cam profile corresponding to the high-speed rotation of the engine. In contact with the high-speed cam 31c.
A cylinder 50 having an opening 53 is formed in a portion where one end of the rocker arm 35 can come into contact with the rocker arms 33 and 34, and a piston 51 is built in the cylinder 50.
[0011]
Pressure oil (here also used as lubricating oil) is supplied into the cylinder 50 through the oil passages 32a and 32b from the rocker shaft 32 side, and when the hydraulic pressure in the cylinder 50 is increased, FIG. As shown in FIG. 8B, the piston 51 is driven so as to protrude to a position where it receives hydraulic pressure at one end and closes the opening 53.
Further, when the hydraulic pressure in the cylinder 50 is weakened, the piston 51 is driven so as to be disengaged from the opening 53 by the urging force of the return spring 52 as shown in FIG.
[0012]
The piston 51 in the cylinder 50 and the hydraulic pressure adjusting device 42 for adjusting the hydraulic pressure in the cylinder 50 constitute a connection switching mechanism 41 that switches the connection state between the rocker arms 33 and 34 and the rocker arm 35. A variable valve mechanism 40 is configured by the mechanism 41 and the intake valve drive system.
As shown in FIG. 9, the oil pressure adjusting device 42 supplies the lubricating oil pumped up to the cylinder block 10 from an oil pan (not shown) at the lower part of the engine to the oil passage 32a in the rocker shaft 32. The passages 42a to 42c, an oil control valve 42d interposed in the middle of the lubricating oil supply passage 42c, and a controller (not shown) for controlling the opening degree of the oil control valve 42d. A filter 42e is interposed in the lubricating oil supply passages 42a and 42b so that the lubricating oil is filtered and then supplied into the cylinders 33d and 34d.
[0013]
Therefore, when the hydraulic pressure in the cylinder 50 is weakened by the hydraulic pressure adjusting device 42, the piston 51 is buried and disengaged (see FIG. 8A), a space is formed in the opening 53 of the cylinder 50, and the rocker arm is formed. When the rocker 35 swings, the engagement protrusion 35a at one end of the rocker arm 35 appears and disappears in this space, but does not contact the rocker arms 33 and 34 themselves. As a result, the rocker arms 33 and 34 swing according to the corresponding cams 31a and 31b to drive the intake valves 11 and 12 to open and close.
[0014]
On the other hand, when the hydraulic pressure in the cylinder 50 is increased by the hydraulic pressure adjusting device 42, the piston 51 is in a projecting engagement state (see FIG. 8B), and the piston 51 is present in the opening 53 of the cylinder 50. When the rocker arm 35 swings, the engagement protrusion 35 a at one end of the rocker arm 35 contacts the side surface (engagement surface) 54 of the piston 51 to swing the rocker arms 33 and 34 via the piston 51. At this time, the rocker arms 33 and 34 are driven by the rocker arm 35 while being separated from the corresponding cams 31a and 31b, and swing according to the high-speed cam 31c, so that the intake valves 11 and 12 rotate at a high speed of the engine. Corresponding to the occasion, it opens with the characteristic shown by the solid line in FIG.
[0015]
Therefore, the hydraulic pressure adjusting device 42 functions as a piston position switching device that switches the position of the piston 51 between an engaging position where the engaging protrusion 35a is engaged and a non-engaging position where the engaging protrusion 35a is not engaged.
By the way, in such a valve operating apparatus, if the engagement protrusion 35a does not contact | abut appropriately on the engagement surface 54 of the piston 51 in an engagement position, the rocker arms 33 and 34 are connected to the high-speed cam 31c via the rocker arm 35. It cannot be activated according to the cam profile.
[0016]
The valve operating device is not limited to the valve operating device as shown in FIGS. 6 and 7, and the valve operating device has various parts having a structure for transmitting the valve driving force through such a contact portion (engagement portion). Various structures of the parts have been proposed.
For example, in Japanese Patent Publication No. 02-223613 and Japanese Patent Application Laid-Open No. 06-2518, as shown in FIG. 11, the engagement surface 354 of the piston 351 is formed of a cylindrical surface and is engaged with the engagement surface 354. There has been proposed a configuration in which the abutting portion of the protrusion is constituted by an adjuster screw 358 having a substantially spherical abutting end, and the engaging protrusion is brought into point contact with the engaging surface 354 of the piston 351.
[0017]
However, in such a structure in which the contact portion is in point contact, the surface pressure of the contact portion becomes high, so that the wear of the contact portion becomes severe, and the contact portion is elastically deformed because the surface pressure is high. As a result, the rigidity of the rocker arm decreases, and a problem arises that sufficient valve performance cannot be obtained.
Therefore, as a technique for reducing the load on the contact portion, it is conceivable to increase the lever ratio of the rocker arm (the rocker ratio, the length from the rocking center of the rocker arm 35 to the contact portion of the engagement protrusion). In this case, the weight of the rocker arm is increased, and it is impossible to obtain a sufficient valve operating characteristic.
[0018]
  Therefore, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-041017, as shown in FIG. 12, the engagement surface 254 of the piston 251 and the contact portion 258a at the tip of the engagement protrusion 258 are both configured as a flat surface, and both contact with each other. A configuration is proposed.
  However, even if the contact is made in a plane-to-plane contact, if the engagement surface 254 and the contact portion 258a at the tip of the engagement protrusion 258 are relatively displaced due to variations in component accuracy and mounting accuracy, As shown in FIG.15In many cases, contact with the surface cannot be realized due to point contact. Furthermore, when the engaging surface 254 and the contact portion 258a at the tip of the engaging protrusion 258 are relatively displaced,14As shown in FIG. 6, there is a possibility that the position of the piston 251 cannot be switched because the piston 251 is caught by the contact portion 258a at the tip of the engaging projection 258.
[0019]
The present invention was devised in view of the above-described problems, and in a valve operating apparatus that switches the opening / closing timing of an engine valve by a position-switchable piston and an engaging member that can contact and operate in conjunction with the piston. Sufficient valve-operating characteristics are ensured for a long time by ensuring that the contact portion between the piston and the engagement member is less worn and deformed and can be contacted properly without causing poor switching of the piston even if there is a variation in accuracy. It is an object of the present invention to provide a valve operating apparatus for an internal combustion engine that can be maintained over a wide range.
[0020]
[Means for Solving the Problems]
  For this reason, the valve operating apparatus for an internal combustion engine according to the present invention (Claim 1) has its tip linked to one of the intake valve and the exhaust valve, is pivotably supported by the rocker shaft, and is driven by the first cam. A first rocker arm and a second rocker that is swingably supported by the rocker shaft and disposed adjacent to the first rocker arm, and is driven by a second cam having a different cam shape from the first cam. Rocker arms and the first and second rocker armsOuron the other handRocker armFormed with an openingRuLinda, a piston slidably mounted in the cylinder, and the first and second rocker armsOurThe otherRocker armProjecting into and out of the space of the opening as the other rocker arm swings, and when the piston is located in the space, it can be brought into contact with an engagement surface formed on the piston and engageable An engagement protrusion and a piston position switching device for switching the piston between an engagement position where the engagement protrusion engages and a non-engagement position where the engagement protrusion does not engage are provided.
[0021]
  Therefore, if the piston is switched to the engaged position by the piston position switching device, the first and second rocker armsOurThe otherRocker armAs the other rocker arm swings, the engaging protrusion that protrudes into the space enters the space of the opening and engages with the engagement surface formed on the piston, so that the first rocker arm and the second rocker arm The rocker arm swings integrally to drive one of the intake valve and the exhaust valve in accordance with the cam profile of the second cam. When the piston is switched to the disengaged position by the piston position switching device, the first rocker arm and the second rocker arm swing independently, and the first and second rocker armsOuron the other handRocker armOpens or closes one of the intake valve or the exhaust valve in accordance with the cam profile of the first cam.
[0022]
  The piston is formed in a cylindrical shape, and the cylindrical curved surface serves as the engagement surface, and the engagement protrusionTip ofThe contact surface with the engagement surface is formed in a cylindrical concave surface along the engagement surface, so even if there is a variation in component accuracy or assembly accuracy, such as displacement of the piston in the circumferential direction, Contact between the engagement surface and the contact surface on the engagement protrusion side is easily brought into surface contact, and the malfunction of the piston is less likely to occur.
[0023]
  further,The radius of curvature of the cylindrical concave surface of the engaging protrusion is set to be larger than the radius of curvature of the cylindrical curved surface of the piston.,The cylindrical concave surface of the engagement protrusion is formed in a convex shape with a central portion raised toward the engagement surface in the moving direction of the piston.The
[0024]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[First Embodiment]
1 to 4 show a valve operating apparatus for an internal combustion engine as a first embodiment of the present invention. FIG. 1 is a schematic plan view and a side view showing the main part of the piston position switching apparatus. 2 is a schematic sectional view showing the piston position switching device, FIG. 3 is a schematic side view in the cylinder head, and FIG. 4 is a schematic developed sectional view in the cylinder head. 1 to 4, the same reference numerals as those in FIGS. 6 to 9 denote the same components. A part of them will be described with reference to FIGS.
[0025]
That is, as shown in FIGS. 3 and 4, the cylinder head 10 above each cylinder of the engine is provided with two intake valves 11 and 12 and two exhaust valves 21 and 22 for each cylinder. In order to drive the intake valves 11 and 12 and the exhaust valves 21 and 22, a valve operating device 30 is provided.
The valve gear 30 is divided into an intake valve drive system that drives the intake valves 11 and 12 and an exhaust valve drive system that drives the exhaust valves 21 and 22.
[0026]
The intake valve drive system includes a camshaft 31, cams 31 a to 31 c fixed to the camshaft 31, an intake rocker shaft (first rocker shaft) 32, and the rocker shaft 32 so as to be swingable. And rocker arms 33 to 35 that are swung by the cams 31a to 31c.
The exhaust valve drive system includes a camshaft 31 shared with the intake system, cams 31d and 31e fixed to the camshaft 31, an exhaust rocker shaft 36 (second rocker shaft), and a rocker shaft 36. Rocker arms 37 and 38 (not shown in FIG. 3) which are pivotally supported and swing by the cams 31d and 31e are provided.
[0027]
A variable valve mechanism 40 having a connection switching mechanism 41 is provided in the intake valve drive system of the valve gear 30.
That is, among the rocker arms 33 to 35 for driving the intake valves, the rocker arms (first rocker arms) 33 and 34 have the adjustment screws 33a and 34a at one end abut against the stem ends of the intake valves 11 and 12, respectively. 11 opens and closes according to the rocker arm 33 swinging, and the intake valve 12 opens and closes according to the rocker arm 34 swinging.
[0028]
The rocker arm 33 abuts the roller 33b at the other end against a very low speed cam (first cam) 31a formed in a very low speed cam profile corresponding to the extremely low speed rotation of the engine. When it swings according to 31a, the intake valve 11 is opened with the characteristics shown by the one-dot chain line in FIG. The rocker arm 34 abuts the roller 34b at the other end against a low speed cam (first cam) 31b formed in a low speed cam profile corresponding to the low speed rotation of the engine, and according to the low speed cam 31b. When it swings, the intake valve 11 is opened with the characteristics shown by the solid line in FIG.
[0029]
On the other hand, the rocker arm (second rocker arm) 35 has an engaging protrusion 35a protruding at one end so that it can engage with the rocker arms 33 and 34, and the roller 35b provided at the other end rotates at high speed of the engine. It is in contact with a high-speed cam (second cam) 31c formed in a high-speed cam profile corresponding to the occasion.
As shown in FIGS. 2A to 2C, a cylinder 150 having an opening 153 is formed in a portion where one end of the rocker arm 35 on the side of the rocker arms 33 and 34 can come into contact. Piston 151 is incorporated. Furthermore, a circular recess 151a is formed on one end side (here, the upper surface side) of the piston 151 so as to accommodate one end (here, the lower end) of the return spring 152. A recess 150a having a circular shape in front view that accommodates the other end (here, the upper end) of the return spring 152 is also formed on the upper end surface corresponding to the recess 151a. The return spring 152 is interposed between the piston 151 and the recesses 151 a and 150 a of the cylinder 150.
Further, the cylinder 150 is supplied with pressure oil (here also used as lubricating oil) from the rocker shaft 32 side through the oil passages 32a and 32b, and when the hydraulic pressure in the cylinder 150 is increased, As shown in FIG. 8B, the piston 151 is driven so as to protrude to a position where it receives hydraulic pressure at one end and closes the opening 153.
[0030]
Further, when the hydraulic pressure in the cylinder 150 is weakened, the piston 151 is driven so as to be disengaged from the opening 153 by the urging force of the return spring 152 as shown in FIG.
The piston 151 in the cylinder 150 and the hydraulic pressure adjusting device 42 for adjusting the hydraulic pressure in the cylinder 150 constitute a connection switching mechanism 41 that switches the connection state between the rocker arms 33 and 34 and the rocker arm 35. A variable valve mechanism 40 is configured by the mechanism 41 and the intake valve drive system.
[0031]
As shown in FIG. 9, the oil pressure adjusting device 42 supplies the lubricating oil pumped up to the cylinder block 10 from the oil pan (not shown) at the lower part of the engine to the oil passage 32 a in the rocker shaft 32. The passages 42a to 42c, an oil control valve 42d interposed in the middle of the lubricating oil supply passage 42c, and a controller (not shown) for controlling the opening degree of the oil control valve 42d. A filter 42e is interposed in the lubricating oil supply paths 42a and 42b so that the lubricating oil is filtered and then supplied into the cylinder 150.
[0032]
Therefore, when the hydraulic pressure in the cylinder 150 is weakened by the hydraulic pressure adjusting device 42, the piston 151 is buried (see FIG. 8A), and a space is formed in the opening 153 of the cylinder 150, and the rocker arm 35 is swung. Sometimes, the engagement protrusion 35a at one end of the rocker arm 35 appears and disappears in this space, but does not contact the rocker arms 33 and 34 themselves. As a result, the rocker arms 33 and 34 swing according to the corresponding cams 31a and 31b to drive the intake valves 11 and 12 to open and close.
[0033]
On the other hand, when the hydraulic pressure in the cylinder 150 is increased by the hydraulic pressure adjusting device 42, the piston 151 is projected (see FIG. 8B), and the piston 151 is present in the opening 153 of the cylinder 150, so that the rocker arm When the rocker 35 swings, the engagement protrusion 35 a at one end of the rocker arm 35 abuts against the piston 151 and rocks the rocker arms 33 and 34 via the piston 151. At this time, the rocker arms 33 and 34 are driven by the rocker arm 35 while being separated from the corresponding cams 31a and 31b, and swing according to the high-speed cam 31c, so that the intake valves 11 and 12 rotate at a high speed of the engine. Corresponding to the occasion, it opens with the characteristic shown by the solid line in FIG.
[0034]
  Therefore, the hydraulic pressure adjusting device 42 functions as a piston position switching device that switches the position of the piston 151 between an engagement position where the engagement protrusion 35a is engaged and a non-engagement position where the engagement protrusion 35a is not engaged.
  By the way, in this valve operating apparatus, as shown in FIG. 1A, the piston 151 is formed in a cylindrical shape, and a part of this cylindrical curved surface is used as the engaging surface 154. On the other hand, the engagement protrusion 35a that contacts the engagement surface 154Tip ofThe contact surface 158 is formed in a cylindrical concave surface along the engagement surface 154. That is, the contact surface 158 is formed in a cylindrical concave surface having a radius of curvature close to the radius of curvature of the cylindrical engagement surface 154.
[0035]
  In particular, in the present embodiment, as shown in FIG.Tip ofThe radius of curvature R2 of the cylindrical concave surface of the contact surface 158 is set to be slightly larger than the radius of curvature R1 of the cylindrical convex surface of the engagement surface 154 of the piston 151. In FIG. 1C, the engagement protrusion 35a.Tip ofThe center of curvature O2 of the abutment surface 158 is greatly separated from the center of curvature O1 of the engagement surface 154 of the piston 151. This is for easy understanding of the difference in the center position. Yes.
[0036]
  This is the engagement protrusion 35a.Tip ofThe edge portions 158a and 158b of the contact surface 158 are designed so as not to come into contact with the engagement surface 154. Engagement protrusion 35aTip ofHow much larger the radius of curvature R2 of the contact surface 158 of the contact surface 158 than the radius of curvature R1 of the engagement surface 154 of the piston 151 may be set in consideration of the accuracy of the assumed component and the assembly accuracy. Even if a manufacturing error or an assembly error occurs, the engagement protrusion 35aTip ofThe left and right edge portions 158a and 158b of the contact surface 158 may be set so as not to come into contact with the engagement surface 154.
[0037]
  In addition, as shown in FIG.Tip ofThe contact surface 158 is formed in a minute convex shape so that the central portion thereof protrudes toward the engagement surface in the moving direction of the piston 151 (axial direction, vertical direction in FIG. 1B). (So-called crowning).
  That is, the engagement protrusion 35aTip ofThe contact surface 158 is formed in a concave shape in the direction corresponding to the circumferential direction of the piston 151 and in a convex shape in the direction corresponding to the moving direction of the piston 151.
[0038]
  Engagement protrusion 35aTip ofThe abutment surface 158 is crowned in a convex shape in a direction corresponding to the moving direction of the piston 151 because of the manufacturing error and assembly error of the parts.Tip ofThe vertical edge portion (lower edge portion) 158c of the contact surface 158 of the contact surface 158 is considered so as not to impinge on the engagement surface 154 of the piston 151 and hinder the movement of the piston 151. Also in this case, the engagement protrusion 35aTip ofThe degree of curvature radius R3 of the contact surface 158 in the piston movement direction may be set in consideration of the accuracy of parts assumed and the assembly accuracy and the surface pressure of the contact surface. Even if a part manufacturing error or assembly error occurs, the engagement protrusion 35aTip ofThe edge portion 158c of the contact surface 158 may be set so as not to hit the engagement surface 154 of the piston 151.
[0039]
  Further, as shown in FIG. 2C, a detent pin 156 is interposed between the piston 151 and the cylinder 150 so that the piston 151 does not rotate in the cylinder 150. In other words, the rotation preventing pin 156 protrudes from one of the piston 151 and the cylinder 150, and the engaging groove into which the rotation stopping pin 156 engages is formed at the other, allowing the piston 151 to move in the axial direction while allowing the piston 151 to move in the axial direction. Is restricted from rotating within the cylinder 150. Note that the piston 151 and the engagement protrusion 35a are also set when the rotation is set.Tip ofSince the contact surface 158 is in surface contact with the contact surface 158, there is no need to improve the accuracy in the rotation direction, and the detent pin 156 can be added at low cost.
[0040]
On the other hand, the engagement protrusion 35a that abuts on the engagement surface 154 formed of a convex cylindrical surface has a tip surface that contacts the engagement surface 154 corresponding to the engagement surface 154 (however, the engagement surface 154). It is configured by a concave cylindrical surface (having a slightly larger diameter), and is configured so as to be surely in line contact with the engagement surface 154.
Further, the rocker arms (first rocker arms) 33 and 34 are urged so as not to be separated from the corresponding cams 31a and 31b by return springs (not shown) provided to the intake valves 11 and 12, respectively. Since such a biasing force does not act on the (second rocker arm) 35, as shown in FIG. 1, an arm spring 43 is installed as a biasing member that keeps the rocker arm 35 away from the cam 31c. ing.
[0041]
The arm spring 43 includes a spring main body 43a and a casing 43b in which the spring main body 43a is built, and the urging force of the spring main body 43a is transmitted to the rocker arm 35 via the casing 43b.
The arm spring 43 is mounted in a recess 144 a formed at one end of the holder 144 and supported by the holder 144. The holder 144 is inserted into a shaft hole 144b formed in an intermediate portion thereof through a rocker shaft (support shaft) 36 that supports the exhaust rocker arms (third rocker arms) 37 and 38, and is rotatably supported by the rocker shaft 36. The other end 144c is brought into contact with a rib (post) 145 serving as a support member standing upward from the cylinder head 10.
[0042]
In other words, since the holder 144 is rotatably supported by the rocker shaft 36, the holder 144 rotates when attempting to support the arm spring 43 as it is, but the other end of the holder 144 that abuts against the rib 145 and the rib 145 (the contact (Contact portion) 144c constitutes a locking structure 146 that stops the rotation of the holder 144 around the rocker shaft 36, and the locking structure 146 restricts the rotation of the holder 144 so that the arm spring 43 can be supported. .
[0043]
Since the valve operating apparatus for an internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention is configured as described above, the hydraulic pressure in the cylinder 150 is increased by the hydraulic pressure adjusting device (piston position switching device) 42 so that the piston 151 protrudes. (Engagement position) (see FIG. 2B), the engagement surface 154 of the piston 151 is positioned in the opening 153 of the cylinder 150. When the rocker arm 35 swings, one end of the rocker arm 35 is located. The engaging projection 35 a comes into contact with the engaging surface 154 of the piston 151 to swing the rocker arms 33 and 34 via the piston 51. That is, the connection switching mechanism 41 is in the connected state, and the intake rocker arms 33 and 34 swing together with the rocker arm 35 to open and close the intake valves 11 and 12 according to the cam profile of the high-speed cam 31c.
[0044]
When the hydraulic pressure in the cylinder 150 is weakened by the hydraulic pressure adjusting device (piston position switching device) 42 and the piston 151 is in the buried state (non-engagement position) (see FIG. 2A), a space is formed in the opening 153 of the cylinder 150. When the rocker arm 35 swings, the engagement protrusion 35a at one end of the rocker arm 35 appears and disappears in this space and does not contact the rocker arms 33 and 34 themselves. As a result, the connection switching mechanism 41 is disconnected, and the intake rocker arms 33 and 34 swing without being affected by the rocker arm 35, and the intake air according to the cam profile of the very low speed cam 31a or the low speed cam 31b. The valves 11 and 12 are opened and closed.
[0045]
  In particular, in this apparatus, as shown in FIG.Tip ofThe radius of curvature R2 of the cylindrical concave surface of the contact surface 158 is set to be a minute amount larger than the radius of curvature R1 of the cylindrical convex surface of the engagement surface 154 of the piston 151. Even if it occurs, the engagement protrusion 35aTip ofThe edge portions 158a and 158b of the contact surface 158 of the contact surface 158 do not come into contact with the engagement surface 154, and the edge portions 158a and 158a resulting from contact of the edge portions 158a and 158b of the contact surface 158 with the engagement surface 154 It is possible to prevent wear of 158b and a decrease in rigidity of the rocker arm system, and it is possible to maintain sufficient valve operating characteristics over a long period of time. Further, the processing accuracy of the concave surface of the engaging protrusion is not required, and the cost can be reduced.
[0046]
  In addition, as shown in FIG.Tip ofThe abutment surface 158 is crowned in a convex shape so that the central portion thereof protrudes toward the engagement surface side in the moving direction of the piston 151 (axial direction, vertical direction in FIG. 1B). Due to part manufacturing errors and assembly errors, the engagement protrusions 35aTip ofThe edge portion 158c of the contact surface 158 does not contact the engagement surface 154 of the piston 151, and in this respect as well, the edge portion caused by the contact of the edge portions 158a and 158b of the contact surface 158 with the engagement surface 154 It is possible to prevent wear of 158a and 158b and a decrease in rigidity of the rocker arm system, and a sufficient valve operating characteristic can be maintained over a long period of time.
[0047]
  In addition, the engagement protrusion 35a described aboveTip ofThe difference between the radius of curvature R2 of the cylindrical concave surface of the abutment surface 158 and the radius of curvature R1 of the cylindrical convex surface of the engagement surface 154 of the piston 151 and the amount of convex protrusion due to crowning cause manufacturing errors and assembly errors of parts. Since it is set as small as possible within an allowable range, if the contact pressure when the contact surface 158 contacts the engagement surface 154 is high to some extent, even if the elastic deformation at the contact portion is very small, the surface pressure Accordingly, both the surfaces 158 and 154 come into surface contact with each other, so that wear of the abutting portion can be reduced, and a decrease in the rocker arm rigidity can be suppressed to obtain sufficient valve operating characteristics. Further, the combination of the cylindrical convex surface of the abutting portion and the cylindrical concave surface along the cylindrical convex surface is the piston 151 that engages with the engagement protrusion 35a.ofThere is a low possibility that the position of the piston 151 cannot be switched due to being caught by the contact portion 158 at the tip, and it is difficult to cause a malfunction of the piston.
[0048]
[Second Embodiment]
FIG. 5 is a schematic developed cross-sectional view (a diagram corresponding to FIG. 2) showing a valve operating apparatus for an internal combustion engine as a second embodiment of the present invention. In FIG. 5, the same reference numerals as those in FIGS. 1 to 4 and FIGS.
In this embodiment, both the intake valve side and the exhaust valve side are configured as variable valve mechanisms.
[0049]
That is, on the rocker shaft 32 for intake, a rocker arm (first rocker arm) 133 that swings by the low speed cam 31b and a rocker arm (second rocker arm) 135 that swings by the high speed cam 31c are swingable. It is pivotally supported. Between the rocker arm 133 and the rocker arm 135, the 1st connection switching mechanism 41a similar to 1st Embodiment is interposed.
[0050]
One end side of the rocker arm 133 is bifurcated, and each end portion drives the intake valves 11 and 12, respectively. When the first connection switching mechanism 41a is in the disconnected state, the rocker arm 133 swings corresponding to the cam profile of the low speed cam 31b without being affected by the movement of the rocker arm 135, and the intake valves 11 and 12 are moved. As shown by the solid line in FIG. When the connection switching mechanism 41a is in the connected state, the rocker arm 133 swings together with the rocker arm 135 corresponding to the cam profile of the high speed cam 31c through the engagement protrusion 135a of the rocker arm 135, and the intake valves 11 and 12 are moved. As shown by the solid line in FIG.
[0051]
On the other hand, the exhaust rocker shaft 36 is provided with a rocker arm (third rocker arm) 137 that is swung by a low speed cam (third cam) 31f corresponding to a low speed of the engine, and a high speed cam (fourth cam) 31g. A swinging rocker arm (fourth rocker arm) 139 is pivotally supported. Between the rocker arm 137 and the rocker arm 139, a second connection switching mechanism 41b similar to that of the first embodiment is interposed.
[0052]
One end side of the rocker arm 137 is divided into two forks, and each end portion drives the exhaust valves 21 and 22, respectively. When the second connection switching mechanism 41b is in the disconnected state, the rocker arm 137 swings corresponding to the cam profile of the low-speed cam 31f without being affected by the movement of the rocker arm 139, and the exhaust valves 21 and 22 are moved. Opens and closes in response to low engine speeds. When the connection switching mechanism 41b is in the connected state, the rocker arm 137 swings together with the rocker arm 139 corresponding to the cam profile of the high-speed cam 31g through the engagement protrusion 139a of the rocker arm 139, and the exhaust valves 21, 22 are moved. Open and close in response to high-speed engine operation.
[0053]
  As shown in FIG. 3, the rocker arm (second rocker arm) 135 and the rocker arm (fourth rocker arm) 139 include first and second rocker arms 135 and 139 that are not separated from the cams 31c and 31g. Arm springs 43A and 43B are installed as urging members, respectively.
  In the valve gear of the present embodiment as well, as in the first embodiment, the piston 151 is formed in a cylindrical shape, and a part of the cylindrical curved surface is used as the engaging surface 154. Engagement protrusion 35a to contactTip ofThe contact surface 158 is formed in a cylindrical concave surface having a curvature radius close to the curvature radius of the cylindrical engagement surface 154 along the engagement surface 154 (see FIG. 1A).
[0054]
  Further, the engagement protrusion 35aTip ofThe radius of curvature R2 of the cylindrical concave surface of the contact surface 158 is set to be slightly larger than the radius of curvature R1 of the cylindrical convex surface of the engagement surface 154 of the piston 151 (see FIG. 1C). Further, the engagement protrusion 35aTip ofThe abutment surface 158 is crowned in a convex shape so that the central portion thereof protrudes toward the engagement surface in the moving direction of the piston 151 (see FIG. 1B).
[0055]
  Since the valve operating apparatus for an internal combustion engine according to the second embodiment of the present invention is configured as described above, as in the first embodiment, the processing accuracy of the concave surface of the engagement protrusion is not required, and the cost is reduced. Engaging projection 35aTip ofThe edge portions 158a and 158b of the contact surface 158 can be prevented from coming into contact with the engaging surface 154, and the edge portion 158a caused by the contact of the edge portions 158a and 158b of the contact surface 158 with the engaging surface 154 is prevented. , 158b and a decrease in rigidity of the rocker arm system can be prevented. Therefore, sufficient valve operating characteristics can be maintained over a long period of time.
[0056]
  Further, the engagement protrusion 35a is caused by a manufacturing error or assembly error of parts.Tip ofThe edge portion 158c of the abutting surface 158 does not contact the engaging surface 154 of the piston 151, and the movement of the piston 151 is not hindered due to this.
  And said engaging protrusion 35aTip ofThe difference between the radius of curvature R2 of the cylindrical concave surface of the abutment surface 158 and the radius of curvature R1 of the cylindrical convex surface of the engagement surface 154 of the piston 151 and the amount of convex protrusion due to crowning cause manufacturing errors and assembly errors of parts. Since it is set as small as possible within an allowable range, if the contact pressure when the contact surface 158 contacts the engagement surface 154 is high to some extent, even if the elastic deformation at the contact portion is very small, the surface pressure Accordingly, both the surfaces 158 and 154 come into surface contact with each other, so that wear of the abutting portion can be reduced, and a decrease in the rocker arm rigidity can be suppressed to obtain sufficient valve operating characteristics. Moreover, it becomes difficult to cause malfunction of the piston.
[Others]
[0057]
  Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention is not limited to such embodiments, and various modifications can be made without departing from the spirit of the present invention.
  For example, if the component accuracy and the assembly accuracy are high, the above-described engagement protrusion 35a.Tip ofThe radius of curvature R2 of the cylindrical concave surface of the contact surface 158 may be set substantially the same as the radius of curvature R1 of the cylindrical convex surface of the engaging surface 154 of the piston 151, and no convex projection due to crowning is provided. It may be configured. Also in this case, the engagement protrusion 35aTip ofIf the abutting surface 158 is configured to be a cylindrical concave surface along the cylindrical convex engaging surface 154, when the abutting surface 158 abuts against the engaging surface 154, the elastic deformation at the abutting portion is performed. The surface of both 158 and 154 can be brought into surface contact with an area corresponding to the surface pressure while minimizing the amount of contact pressure, and the wear of the abutting portion can be reduced, and a decrease in rocker arm rigidity can be suppressed to obtain sufficient valve operating characteristics. Be able to.
[0058]
  Further, in the first and second embodiments, the rocker arms 33, 34, 133 driven by the very low speed cam or the low speed cam are provided with cylinders, pistons and openings, and the rocker arms 35, 135 driven by the high speed cam are provided. Engaging protrusions are provided, but conversely, engaging protrusions are provided on the rocker arms 33, 34, and 133, and cylinders, pistons and openings on the rocker arms 35 and 135 are provided.Set upYou may comprise so that it may.
[0059]
【The invention's effect】
  As described above in detail, according to the valve operating apparatus for an internal combustion engine of the present invention (Claim 1), the piston is formed in a cylindrical shape, and the cylindrical curved surface serves as an engaging surface, and the engaging protrusionTip ofSince the contact surface with the engagement surface is formed in a cylindrical concave surface along the engagement surface, the piston is displaced in the circumferential direction, etc.
Even if there is a variation in component accuracy or assembly accuracy, the contact surface between the piston-side engagement surface and the contact surface on the engagement protrusion side can be easily brought into surface contact, reducing wear on the contact portion and reducing the rigidity of the rocker arm. It is possible to suppress the decrease and obtain a sufficient valve operating characteristic, and therefore it is possible to maintain a sufficient valve operating characteristic over a long period of time. In addition, poor piston operation is less likely to occur.
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  A radius of curvature of the cylindrical concave surface of the engagement protrusion is set to be larger than a radius of curvature of the cylindrical curved surface of the piston.Because, Engaging protrusions while reducing the cost without the need for processing accuracy of the concave surface of the engaging protrusionsTip ofThis prevents the edge part of the abutment surface from hitting the engagement surface.KiIt is possible to prevent the wear of the edge part and the rigidity of the rocker arm system from being reduced due to the contact of the edge part of the contact surface with the engagement surface.The
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  Further, the cylindrical concave surface of the engagement protrusion is formed in a convex shape with a central portion raised on the engagement surface side in the movement direction of the piston, resulting in manufacturing errors and assembly errors of parts. Engaging protrusionTip ofThe edge portion of the abutting surface does not hit the end surface of the piston, and it can be avoided that the movement of the piston is hindered due to this. In addition, contact between the engagement surface on the piston side and the contact surface on the engagement protrusion side is facilitated to be surface contact, and wear of the contact portion can be reduced. Can getThe
[Brief description of the drawings]
1A and 1B are schematic views showing a main part of a piston position switching device of a valve operating apparatus for an internal combustion engine according to a first embodiment of the present invention, wherein FIG. 1A is a plan view thereof, and FIG. FIG. 1A is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG. 1A, and FIG.
FIG. 2 is a schematic cross-sectional view showing a piston position switching device of the valve gear of the internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention, wherein (a) is a vertical cross-section when the piston is in a non-engagement position. (B) is a longitudinal sectional view when the piston is in the engaging position, (c) is a transverse sectional view when the piston is in the engaging position (cross-sectional view taken along line BB in FIG. 2 (b)). It is.
FIG. 3 is a schematic side view in the cylinder head showing the valve operating apparatus for the internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a schematic developed cross-sectional view (a diagram corresponding to FIG. 6) in the cylinder head showing the valve operating apparatus for the internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a schematic developed cross-sectional view (a diagram corresponding to FIG. 4) in a cylinder head showing a valve operating apparatus for an internal combustion engine according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a schematic developed cross-sectional view in the cylinder head showing the valve operating apparatus for an internal combustion engine created in the process of devising the present invention and the valve operating apparatus for the internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention (FIG. 7 is a cross-sectional view taken along the line CC of FIG.
FIG. 7 is a schematic side view in a cylinder head showing a valve gear for an internal combustion engine created in the process of devising the present invention.
FIGS. 8A and 8B are schematic cross-sectional views showing a piston position switching device in a valve gear for an internal combustion engine created in the process of devising the present invention, wherein FIG. 8A shows a non-connected state, and FIG. Indicates the connected state.
FIG. 9 is a schematic cross-sectional view showing a valve operating apparatus for an internal combustion engine created in the process of devising the present invention and a hydraulic pressure adjusting mechanism of a connection switching mechanism in the valve operating apparatus for the internal combustion engine according to each embodiment of the present invention. It is.
FIG. 10 is a graph showing valve operating characteristics of the valve operating apparatus for an internal combustion engine created in the process of devising the present invention and the valve operating apparatus for the internal combustion engine according to each embodiment of the present invention. The characteristic at low speed is shown, and (b) shows the characteristic at high speed.
FIGS. 11A and 11B are schematic views showing a main part of a piston position switching device in a valve gear of an internal combustion engine created in the process of devising the present invention, wherein FIG. 11A is a plan view and FIG. 11B is a cross-sectional view thereof. It is a DD arrow sectional view in Drawing 11 (a).
FIGS. 12A and 12B are schematic views showing a main part of a piston position switching device for explaining a problem in a valve gear for an internal combustion engine created in the process of devising the present invention, wherein FIG. 12A is a plan view thereof, and FIG. Is a cross-sectional view (cross-sectional view taken along line EE in FIG. 12A).
13A and 13B are schematic views showing a main part of a piston position switching device for explaining a problem in a valve gear of an internal combustion engine created in the process of devising the present invention, wherein FIG. 13A is a plan view thereof, and FIG. 13B. Is a cross-sectional view (cross-sectional view taken along the line FF in FIG. 13A).
FIG. 14 is a schematic view showing a main part of a piston position switching device for explaining a problem in a valve gear of an internal combustion engine created in the process of devising the present invention, (a) is a plan view thereof, (b). Is a cross-sectional view thereof (a cross-sectional view taken along line GG in FIG. 14A).
FIGS. 15A and 15B are schematic views showing a main part of a piston position switching device for explaining a problem in a valve gear for an internal combustion engine created in the process of devising the present invention, wherein FIG. 15A is a plan view thereof, and FIG. Is a cross-sectional view thereof (a cross-sectional view taken along line HH in FIG. 15A).
[Explanation of symbols]
11,12 Intake valve
21, 22 Exhaust valve
31a Super low speed cam (first cam)
31b Low speed cam (first cam)
31c High-speed cam (second cam)
31f Low speed cam (third cam)
31g High speed cam (4th cam)
32 Intake-side rocker shaft (first rocker shaft)
33, 34, 133 First rocker arm
35,135 Second rocker arm
35a, 135a, 139a engagement protrusion
36 Intake side rocker shaft (second rocker shaft)
41 Connection switching mechanism
41a First connection switching mechanism
41b Second connection switching mechanism
42 Hydraulic adjustment device (piston position switching device)
150 cylinders
151 piston
152 Return spring
154 Side surface of piston 151 (engagement portion)
156 Non-rotating pin
151a End face of piston 151
158 Contact surface of the engagement protrusion 35a
158a, 158b, 158c, 158d Edge portion of contact surface 158

Claims

A first rocker arm whose tip is linked to one of the intake valve and the exhaust valve, is pivotably supported on the rocker shaft, and is driven by the first cam;
A second rocker arm supported by the rocker shaft so as to be swingable and disposed adjacent to the first rocker arm, and driven by a second cam having a different cam shape from the first cam;
First the, is formed on one of the rocker arm of the second rocker arm, a cylinder having an opening,
A piston slidably mounted in the cylinder;
First the, projecting from the other of the rocker arm of the second rocker arm, the piston and infested into the space of the opening with the oscillation of said other rocker arm, said piston is positioned in the space An engaging protrusion that can be engaged with the engaging surface formed on
A piston position switching device for switching the piston between an engagement position where the engagement protrusion engages and a non-engagement position where the engagement protrusion does not engage;
The cylindrical curved surface, wherein the piston is formed in a cylindrical shape with a said mating surface, the contact surface between the engaging surface of the distal end of the engaging projection is formed into a cylindrical concave surface along said mating surface ,
The radius of curvature of the cylindrical concave surface of the engagement protrusion is set larger than the radius of curvature of the cylindrical curved surface of the piston,
The valve operating apparatus for an internal combustion engine, wherein the cylindrical concave surface of the engagement protrusion is formed in a convex shape with a central portion raised toward the engagement surface in the moving direction of the piston .