JP4380695B2

JP4380695B2 - 可変動弁機構付き内燃機関

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Publication number: JP4380695B2
Application number: JP2006340342A
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Inventors: 修一江▲崎▼
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Filing date: 2006-12-18
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Description

本発明は、バルブの作用角及びリフト量を機械的に変更可能な可変動弁機構を有する可変動弁機構付き内燃機関に関する。

内燃機関の運転状態に応じて、バルブの作用角及びリフト量を機械的に変更可能な可変動弁機構を有する装置が知られている（例えば、特許文献１参照。）。この装置によれば、カムとロッカーアームとの間に、上記可変動弁機構が配置されている。

特開２００３−２３９７１２号公報特開平６−２２１１２３号公報特開平９−２２８８０８号公報特許第２５０３９３２号公報

ところで、ロッカーアームは、バルブと油圧式ラッシュアジャスタ（ＨＬＡ：Hydraulic Lash Adjuster）とにより支持されている。よって、これらのバルブスプリングと油圧式ラッシュアジャスタの付勢力により、ロッカーアームが可変動弁機構に押しつけられている。

しかしながら、内燃機関の高回転時には、可変動弁機構、ロッカーアーム及びバルブ等からなる動弁系が高速で動作するため、該動弁系に作用する慣性力が大きくなる。かかる慣性力が大きくなると、可変動弁機構とロッカーアームとの接点が離間する場合がある。この場合、瞬時に油圧式ラッシュアジャスタが伸びることで、ロッカーアームと可変動弁機構とが再度接触することとなる。すなわち、油圧式ラッシュアジャスタのポンプアップが発生することとなる。その結果、バルブが完全に閉じきらないバルブ閉じ不良が発生する虞がある。

また、スプリング最大荷重を高く設定すると、動弁系の余分なフリクションが増加してしまい、燃費の悪化や、構成部品の耐摩耗性の低下を招来する虞がある。

本発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、油圧式ラッシュアジャスタのポンプアップの発生を防止しつつ、余分なフリクションの増加を抑制することが可能な可変動弁機構付き内燃機関を提供することを目的とする。

第１の発明は、上記の目的を達成するため、駆動カムと、油圧式ラッシュアジャスタ及びバルブにより支持されたロッカーアームとの間に機械式の可変動弁機構を有する内燃機関であって、
前記可変動弁機構を前記駆動カムに押し当てるように荷重を加えるロストモーションスプリングと、
前記ロッカーアームを前記可変動弁機構に押し当てるように荷重を加えるバルブスプリングとを備え、
前記可変動弁機構の慣性力が前記ロストモーションスプリングの最大荷重を超える臨界機関回転数を第１機関回転数とし、前記バルブ及び前記ロッカーアームの慣性力が前記バルブスプリングの最大荷重を超える臨界機関回転数を第２機関回転数とした場合に、該第１機関回転数が該第２機関回転数よりも低くなるように、前記ロストモーションスプリング及び前記バルブスプリングの最大荷重が設定されていることを特徴とする。

また、第２の発明は、第１の発明において、
前記バルブのバウンスが発生する機関回転数が、瞬間的に許容される最大の機関回転数である瞬間許容最大回転数となるように、前記ロストモーションスプリング及び前記バルブスプリングの最大荷重が設定されていることを特徴とする。

また、第３の発明は、第１又は第２の発明において、
前記第２機関回転数が、燃料カット実行後に前記内燃機関のみで実現可能な最大回転数である長時間保証回転数となるように、前記バルブスプリングの最大荷重が設定されていることを特徴とする。

第１の発明によれば、可変動弁機構の慣性力がロストモーションスプリング最大荷重を超える第１機関回転数が、バルブ及びロッカーアームの慣性力がバルブスプリング最大荷重を超える第２機関回転数よりも低くされる。これにより、ロッカーアームと可変動弁機構との接点の離間よりも先に、可変動弁機構と駆動カムとの接点の離間が許容される。
ここで、ロッカーアームと可変動弁機構との接点が離れると、油圧式ラッシュアジャスタのポンプアップが発生してしまい、バルブの閉じ不良が発生する可能性がある。
しかし、第１の発明によれば、可変動弁機構と駆動カムとの接点が離れることによるジャンプの発生を許容しつつ、油圧式ラッシュアジャスタのポンプアップの発生が防止される。このため、バルブの閉じ不良の発生を防止することができ、内燃機関の性能低下を防止することができる。
さらに、第１の発明によれば、ロッカーアームと可変動弁機構の接点の離間を防止するためにバルブスプリングの最大荷重を設定した場合でも、可変動弁機構と駆動カムとの接点の離間が許容されるようにロストモーションスプリングの最大荷重が低く設定されるため、可変動弁機構の余分なフリクションの増加を抑制することができる。これにより、燃費の悪化、可変動弁機構の構成部品の耐摩耗性の低下を抑制することができる。

第２の発明によれば、ロストモーションスプリング及びバルブスプリングの最大荷重の設定により、バウンスが発生する機関回転数が、瞬間許容最大回転数とされる。これにより、実質的にバウンスの発生を禁止することができる。さらに、バウンスが発生する機関回転数が瞬間許容最大回転数よりも高くされた場合に比して、スプリング最大荷重が低く設定されているため、可変動弁機構の余分なフリクションの増加を抑制することができる。

第３の発明によれば、バルブスプリングの最大荷重の設定により、バルブ及びロッカーアームの慣性力がバルブスプリングの最大荷重を超える臨界機関回転数（第２機関回転数）が長時間保証回転数とされる。これにより、長時間保証回転数までは、ロッカーアームと可変動弁機構との接点の離間が禁止され、油圧式ラッシュアジャスタのポンプアップが禁止される。よって、長時間保証回転数までは、バルブの閉じ不良の発生が禁止されるため、内燃機関の性能低下が発生する事態を回避することができる。

以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。尚、各図において共通する要素には、同一の符号を付して重複する説明を省略する。

［システム構成の説明］
図１は、本発明の実施の形態によるシステムの全体構成を説明するための図である。本実施の形態のシステムは、内燃機関１を備えている。内燃機関１は、複数の気筒２を有している。図１には、複数気筒のうちの１気筒のみを示している。

内燃機関１は、内部にピストン３を有するシリンダブロック４を備えている。ピストン３は、クランク機構を介してクランク軸６と接続されている。クランク軸６の近傍には、クランク角センサ７が設けられている。クランク角センサ７は、クランク軸６の回転角度（クランク角CA）を検出するように構成されている。

シリンダブロック４の上部にはシリンダヘッド８が組み付けられている。ピストン３上面からシリンダヘッド８までの空間は燃焼室１０を形成している。シリンダヘッド８には、燃焼室１０内に直接燃料を噴射するインジェクタ１１が設けられている。また、シリンダヘッド８には、燃焼室１０内の混合気に点火する点火プラグ１２が設けられている。

シリンダヘッド８は、燃焼室１０と連通する吸気ポート１３を備えている。吸気ポート１３と燃焼室１０との接続部には吸気バルブ１４が設けられている。本実施の形態１のシステムは、気筒毎に設けられた２つの吸気ポート１３に対応して、２つの吸気バルブ１４（図２参照）を備えている。

吸気バルブ１４と、吸気カム軸１５に設けられた吸気カム１６との間には、機械式の可変動弁機構４０が設けられている。詳細は後述するが、この可変動弁機構４０は、吸気バルブ１４の開弁特性を機械的に変更可能に構成されている。すなわち、この可変動弁機構４０は、吸気カム１６の回転運動と後述するロッカーアーム５６の揺動運動との連動状態を連続的に変化させるように構成されている。また、吸気カム軸１５は、クランク軸６の駆動力が伝達されることにより回転駆動可能である。

吸気ポート１３には、吸気通路１８が接続されている。吸気通路１８の途中にはサージタンク２０が設けられている。サージタンク２０の上流にはスロットルバルブ２２が設けられている。スロットルバルブ２２は、スロットルモータ２３により駆動される電子制御式のバルブである。スロットルバルブ２２は、アクセル開度センサ２４により検出されるアクセル開度AAに基づいて駆動されるものである。スロットルバルブ２２の近傍には、スロットル開度TAを検出するスロットル開度センサ２５が設けられている。

スロットルバルブ２２の上流には、エアフロメータ２６が設けられている。エアフロメータ２６は吸入空気量Gaを検出するように構成されている。エアフロメータ２６の上流にはエアクリーナ２７が設けられている。

また、シリンダヘッド８は、燃焼室１０と連通する排気ポート２８を備えている。排気ポート２８と燃焼室１０との接続部には排気バルブ３０が設けられている。排気ポート２８には排気通路３２が接続されている。排気通路３２には、排気ガスを浄化する触媒３４が設けられている。触媒３４の上流には、排気空燃比を検出する空燃比センサ３６が設けられている。

また、本実施の形態のシステムは、制御装置としてのＥＣＵ（Electronic Control Unit）６０を備えている。ＥＣＵ６０の出力側には、インジェクタ１１、点火プラグ１２、スロットルモータ２３、可変動弁機構４０等が接続されている。ＥＣＵ６０の入力側には、クランク角センサ７、アクセル開度センサ２４、スロットル開度センサ２５、エアフロメータ２６、空燃比センサ３６等が接続されている。ＥＣＵ６０は、各センサの出力に基づいて、燃料噴射制御や点火時期制御のような内燃機関全体の制御を実行する。

また、ＥＣＵ６０は、クランク角センサ７の出力に基づいて、機関回転数NEを算出する。また、ＥＣＵ６０は、アクセル開度AAやスロットル開度TA等に基づいて、内燃機関１に要求される負荷KLを算出する。さらに、ＥＣＵ６０は、内燃機関１の運転状態（NE,KL）に応じて制御軸４１の位置を制御することで、吸気バルブ１４の作用角／リフト量を連続可変制御する。

［可変動弁機構の構成］
図２は、図１に示した可変動弁機構４０の構成を説明するための斜視図である。図３は、図２に示した可変動弁機構４０を吸気カム軸１５の軸方向から見た側面図である。

図２に示すように、駆動カムである吸気カム１６を中心にして、２つの吸気バルブ１４Ｌ，１４Ｒが左右対称に配置されている。吸気カム１６と吸気バルブ１４Ｌ，１４Ｒとの間には、吸気カム１６の回転運動に各吸気バルブ１４Ｌ，１４Ｒのリフト運動を連動させる可変動弁機構４０が設けられている。

以下、本明細書および図面では、可変動弁機構４０の各構成部品や吸気バルブ１４Ｌ，１４Ｒ等の対称に配置されている部品については、特に区別をする必要ない場合には、左右を区別するＬ、Ｒの記号は付けないこともある。

図２及び図３に示すように、可変動弁機構４０は、制御軸４１を有している。この制御軸４１は、吸気カム軸１５と平行に配置されている。この制御軸４１は、図示しない駆動機構により回転駆動される。駆動機構は、例えば、制御軸４１に固定されたウォームホイール、該ウォームホイールと噛み合わされるウォームギヤ、該ウォームギヤが固定された出力軸を有する電動モータ等により構成することができる。

制御軸４１には、制御アーム４２がボルト４３によって固定されている。制御アーム４２の突出部には、中間アーム４４がピン４５によって取り付けられている。ピン４５は、制御軸４１の中心から偏心した位置に配置されている。よって、中間アーム４４は、ピン４５を中心にして揺動するように構成されている。中間アーム４４の先端部には、後述するローラ５２，５３が回転可能に設けられている。

また、制御軸４１には、２つの揺動アーム５０Ｌ，５０Ｒが揺動可能に支持されている。揺動アーム５０は、吸気カム１６に対向する側に、スライド面５０ａを有している。このスライド面５０ａは、第２ローラ５３に接触するように形成されている。スライド面５０ａは、第２ローラ５３が揺動アーム５０の先端側から制御軸４１の軸中心側に向かって移動するほど、吸気カム１６との間隔が徐々に狭まるような曲面で形成されている。

また、揺動アーム５０は、スライド面５０ａの反対側に、揺動カム面５１を有している。揺動カム面５１は、揺動アーム５０の揺動中心からの距離が一定となるように形成された非作用面５１aと、非作用面５１ａから離れた位置ほど制御軸４１の軸中心からの距離が遠くなるように形成された作用面５１ｂとで構成されている。

スライド面５０ａと吸気カム１６の周面との間には、第１ローラ（以下「カムローラ」ともいう。）５２と第２ローラ５３が配置されている。より具体的には、カムローラ５２は、吸気カム１６の周面と接触するように配置されている。また、第２ローラ５３は、揺動アーム５０のスライド面５０ａに接触するように配置されている。

カムローラ５２と第２ローラ５３とは、上記中間アーム４４の先端部に固定された連結軸５４によって回転自在に支持されている。中間アーム４４は、ピン４５を支点として揺動するので、これらのローラ５２，５３もピン４５から一定距離を保ちながらスライド面５０ａおよび吸気カム１６の周面に沿って揺動する。

また、揺動アーム５０には、バネ座５０ｂが形成されている。このバネ座５０ｂには、ロストモーションスプリング５５の一端が掛けられている。ロストモーションスプリング５５の他端は、内燃機関１の静止部位に固定されている。ロストモーションスプリング５５は圧縮バネである。

ロストモーションスプリング５５の荷重P2により、揺動アーム５０のスライド面５０ａが第２ローラ５３に押し当てられ、更に、カムローラ５２が吸気カム１６に押し当てられる。ロストモーションスプリング５５の最大荷重P2maxの設定については、後述する。

揺動アーム５０の下方には、ロッカーアーム５６が配置されている。ロッカーアーム５６には、揺動カム面５１に対向するようにロッカーローラ５７が設けられている。ロッカーローラ５７は、ロッカーアーム５６の中間部に回転自在に取り付けられている。ロッカーアーム５６の一端は、バルブ１４のバルブシャフト１４ａによって支持されており、ロッカーアーム５６の他端は、油圧式ラッシュアジャスタ５８によって回転自在に支持されている。これにより、ロッカーアーム５６は、油圧式ラッシュアジャスタ５８を支点として回動可能となる。この油圧式ラッシュアジャスタ５８は、ロッカーローラ５７と揺動カム面５１との間にクリアランスができないように、ロッカーアーム５６を押し上げる方向に付勢するものである。

また、バルブシャフト１４ａの上部は、バルブシート１４ｃと接続されている。このバルブシート１４ｃの下方には、バルブスプリング１４ｂが設けられている。バルブスプリング１４ｂの荷重P1により、バルブシート１４ｃがバルブ閉方向に押し上げられ、ロッカーアーム５６に押し当てられる。これにより、ロッカーアーム５６が押し上げる方向に付勢されるため、ロッカーローラ５７が揺動アーム５０の揺動カム面５１に押し当てられる。バルブスプリング１４ｂの最大荷重P1maxの設定については、後述する。

上述した可変動弁機構４０の構成によれば、吸気カム１６の回転に伴って、吸気カム１６の押圧力がカムローラ５２及び第２ローラ５３を介してスライド面５０ａに伝達される。その結果、揺動カム面５１とロッカーローラ５７との接点が非作用面５１ａから作用面５１ｂにまで及ぶと、ロッカーアーム５６が押し下げられ、吸気バルブ１４が開弁する。

また、可変動弁機構４０の構成によれば、制御軸４１の回転角度（回転位置）を変化させると、スライド面５０ａ上における第２ローラ５３の位置が変化し、リフト動作時の揺動アーム５０の揺動範囲が変化する。

より具体的には、制御軸４１を図３における反時計回り方向に回転させると、スライド面５０ａ上における第２ローラ５３の位置が揺動アーム５０の先端側に移動する。そうすると、吸気カム１６の押圧力が伝達されることで揺動アーム５０が揺動動作を開始した後に、現実にロッカーアーム５６が押圧され始めるまでに要する揺動アーム５０の回転角度は、制御軸４１が図３における反時計回り方向に回転するほど大きくなる。つまり、制御軸４１を図３における反時計回り方向に回転させることにより、バルブ１４の作用角及びリフト量を小さくすることができる。逆に、制御軸４１を時計回り方向に回転させることにより、バルブ１４の作用角及びリフト量を大きくすることができる。このように制御軸４１の位置を制御することで、図４に示すように、吸気バルブ１４の作用角及びリフト量を連続的に変化させることができる。

［実施の形態の特徴］
ところで、本発明者の知見によれば、可変動弁機構４０、ロッカーアーム５６及びバルブ１４等からなる動弁系に作用する慣性力は、機関回転数NEの２乗に比例する。

動弁系のうち、可変動弁機構４０より下方のロッカーアーム５６及びバルブ１４等（以下「バルブ側動弁系」ということもある。）に作用する慣性力F1は、次式(1),(2)のように表すことができる。次式(1),(2)において、「We」はバルブ側動弁系の換算等価質量[kg]であり、「A」はバルブ加速度[mm/deg²(CAM)]である。
一方、動弁系のうちの可変動弁機構４０に作用する慣性力F2、すなわち、可変動弁機構４０のカムローラ５２に作用する慣性力F2は、制御軸４１周りの慣性モーメントから求めることができる。

低回転時には、上記動弁系の動作速度は、さほど速くはない。このため、低回転時には、図５に示すように、破線L2で表される動弁系の慣性力F1,F2が、実線L1で表されるスプリング荷重P1,P2よりも小さい。かかる低回転時には、図３において示される吸気カム１６とカムローラ５２との接点Aと、揺動アーム５０とロッカーローラ５７との接点Bとは、共に離間せずに接触している。従って、図６において破線C1で示される低回転時のバルブリフト曲線は、設計されたバルブリフト曲線（以下「設計リフト曲線」という。）通りとなる。よって、低回転時には、吸気バルブ１４のジャンプは発生しない。

ところが、機関回転数NEの増加に伴って、動弁系に作用する慣性力は、該機関回転数NEの２乗に比例して大きくなる（図５参照）。そして、慣性力がスプリング荷重を超えると、上記の接点Aや接点Bが離れてしまう。そうすると、吸気バルブ１４のジャンプが発生してしまい、低回転時のバルブリフト特性C1とは異なり、図６において実線C2で示すようなバルブリフト特性となる。

さらに、機関回転数NEが増加すると、慣性力も更に大きくなる。詳細は後述するが、慣性力の合計がスプリング最大荷重の合計を所定値ΔFだけ上回ると、図７において実線C3で示すように、ジャンプした吸気バルブ１４が着座した後に跳ね返る、いわゆるバウンスが発生してしまう。このバウンスの衝撃荷重は、吸気バルブ１４の傘部に伝達されるため、バウンスの発生を回避することが望ましい。

本実施の形態では、以下に説明する方法により、バルブスプリング１４ｂの最大荷重P1maxと、ロストモーションスプリング５５の最大荷重P2maxとを設定する。図８は、本実施の形態において、バルブスプリング１４ｂの最大荷重P1maxと、ロストモーションスプリング５５の最大荷重P2maxの設定方法を説明するための図である。

先ず、バルブスプリング１４ｂの最大荷重P1maxの設定方法について説明する。
ここで、吸気バルブ１４及びロッカーアーム５６の慣性力F1がバルブスプリング１４ｂの最大荷重P1maxを超えるまでは、図３に示されるロッカーローラ５７と揺動アーム５０との接点Bが接している。慣性力F1が最大荷重P1maxを超えて接点Bが離れると、接点Cも離れることとなる。つまり、ロッカーローラ５７と揺動アーム５０とが離間すると、ロッカーアーム５６と油圧式ラッシュアジャスタ５８も離間することとなる。そうすると、油圧式ラッシュアジャスタ５８が有するチェック機能が働き、油圧式ラッシュアジャスタ５８がロッカーアーム５６を押し上げる方向（上方向）に伸びる。すなわち、油圧式ラッシュアジャスタ５８のポンプアップが起こる。

また、接点Bが離れると、吸気バルブ１４のジャンプが発生する。このジャンプした吸気バルブ１４が着座するまでの間に、油圧式ラッシュアジャスタ５８がリークダウンしてロッカーアーム５６が元の位置まで押し下げられれば、特に内燃機関１の性能低下の問題は生じない。

しかしながら、油圧式ラッシュアジャスタ５８がチェック（ポンプアップ）に要する時間よりも、リークダウン（縮小）に要する時間の方が長い。これは、油圧式ラッシュアジャスタ５８の伸縮を余りにも過敏に行うと、ロッカーアーム５６の位置が過剰に変動することとなり、吸気バルブ１４のリフト量が過剰に変動してしまうためである。従って、ジャンプした吸気バルブ１４が着座するまでの間に、ポンプアップした油圧式ラッシュアジャスタ５８のリークダウンは完了しない。

そうすると、ロッカーアーム５６の回動支点が上方にずれるため、吸気バルブ１４の閉じ不良が生じてしまう。吸気バルブ１４の閉じ不良が生じると、吸気通路１８への新気の吹き返し量が増大してしまうため、燃焼室１０内に吸入される空気量が不足し、実圧縮比が低くなってしまう。その結果、圧縮端温度の低下や機関出力の低下等、内燃機関１の性能低下を招来することとなる。

そこで、本実施の形態では、図８に示すように、長時間保証回転数N2までは、上記の油圧式ラッシュアジャスタ５８のポンプアップの発生を防止すべく、ロッカーローラ５７と揺動アーム５０との接点Bの離間を禁止する。すなわち、長時間保証回転数N2において、ロッカーアーム５６及びバルブ１４の慣性力F1がバルブスプリング最大荷重P1maxを超えるように、該最大荷重P1maxが設定される。すなわち、慣性力F1がバルブスプリング最大荷重P1maxを超える臨界機関回転数が長時間保証回転数N2とされる。

ここで、長時間保証回転数N2とは、燃料カット実行後に内燃機関１のみで実現可能な最大機関回転数である。この長時間保証回転数N2は、レッドゾーンで実行される燃料カット後のオーバーシュートや、該燃料カットのバラツキ等が考慮されている。長時間保証回転数N2は、最高出力回転数（例えば、6000rpm）よりも高い回転数であり、例えば、6500rpmである。

次に、ロストモーションスプリング５５の最大荷重P2maxの設定方法について説明する。上記バルブスプリング最大荷重P1maxと同様に、図９に示す比較例のように、長時間保証回転数N2において、可変動弁機構４０のカムローラ５２の慣性力F2がロストモーションスプリング最大荷重P2maxを超えるように、該最大荷重P2maxを設定する方法が考えられる。かかる設定により、長時間保証回転数N2までは、上記接点Bと共に、吸気カム１６とカムローラ５２との接点Aの離間を防止することができる。

ところで、図７に示したバウンスは、図９に示すように、上記２つの慣性力F1,F2の合計F(=F1+F2)が、上記２つのスプリング最大荷重P1max,P2maxの合計P(=P1max+P2max)よりも所定量ΔFだけ大きくなると発生する。よって、図９に示すように、２つの最大荷重P1max,P2maxを長時間保証回転数N2を基準として設定した場合、瞬間許容最大回転数Nmaxよりも高い機関回転数N3以降において、バウンスが発生することとなる。この瞬間許容最大回転数Nmaxは、内燃機関１が自力で回転するのではなく、シフトダウン時の回転数上昇により瞬間的に実現される機関回転数であり、例えば、6900rpmである。

しかし、実際に到達可能であるのは瞬間許容最大回転数Nmaxまでであって、機関回転数N3に到達することはない。従って、図９の比較例においては、同図中に矢印で示すように、瞬間許容最大回転数Nmax〜機関回転数N3の間においてバウンス発生を余分に抑制する分だけ、最大荷重の合計Pが過剰となっている。その結果、動弁系のフリクションが増大してしまうため、燃費の悪化や、可変動弁機構４０の構成部品の耐摩耗性の低下を招来する可能性がある。

そこで、本実施の形態では、図８に示すように、長時間保証回転数N2よりも低い機関回転数N1（例えば、6100rpm）において、可変動弁機構４０の慣性力F2がロストモーションスプリング最大荷重P2maxを超えるように、該最大荷重P2maxを設定する。すなわち、機関回転数N1において、吸気カム１６とカムローラ５２の接点Aの離間を許容することとする。そうすると、機関回転数N1以降において、吸気バルブ１４のジャンプ発生が許容されることとなる。

ここで、吸気バルブ１４のジャンプが発生すると、着座時の音が問題となる可能性がある。しかし、高回転時であるので、着座時の音は大して問題とはならないと考えられる。さらに、ジャンプにより、バルブリフト量は大きくなるため、筒内に吸入される空気量は増大することとなり、実圧縮比の低下も起こらない。よって、上記油圧式ラッシュアジャスタ５８のポンプアップ時とは異なり、上記のように吸気カム１６とカムローラ５２の接点Aの離間を許容しても、内燃機関１の性能低下は起こらないものと考えられる。

さらに、本実施の形態では、バウンスが瞬間許容最大回転数Nmaxにおいて発生するように、上記最大荷重P2maxを設定する。すなわち、瞬間許容最大回転数Nmaxにおいて、上記２つの慣性力F1,F2の合計Fが、２つの最大荷重P1max,P2maxの合計Pよりも所定値ΔFだけ大きくなるように、最大荷重P2maxを設定する。

以上説明したように、本実施の形態によれば、バルブスプリング１４ｂの最大荷重P1maxの設定により、長時間保証回転数N2までは、ロッカーローラ５７と揺動アーム５０との接点Bの離間が禁止される。これにより、長時間保証回転数N2までは、ロッカーアーム５６と油圧式ラッシュアジャスタ５８との接点Cの離間が禁止され、油圧式ラッシュアジャスタ５８のポンプアップが禁止される。よって、長時間保証回転数N2までは、吸気バルブ１４の閉じ不良の発生が禁止されるため、内燃機関１の性能低下が発生する事態を回避することができる。

また、本実施の形態によれば、ロッカーローラ５７と揺動アームとの接点Bの離間よりも先に、吸気カム１６とカムローラ５２との接点Aの離間を許容させる。これにより、吸気バルブ１４のジャンプの発生を許容しつつも、油圧式ラッシュアジャスタ５８のポンプアップを禁止することができる。また、接点Aの離間を先に許容することで、ロストモーションスプリング５５の最大荷重P2maxを低く抑えることができる。従って、上記のようにバルブスプリング１４ｂの最大荷重P1maxを設定した場合でも、接点Aの離間が許容されるようにロストモーションスプリング５５の最大荷重P2maxが低く設定されるため、可変動弁機構４０の余分なフリクション増加を抑制することができる。よって、燃費の悪化、可変動弁機構４０の構成部品の耐摩耗性の低下を抑制することができる。

さらに、本実施の形態によれば、最大荷重P1max,P2maxの設定により、バウンスが発生する機関回転数が瞬間許容最大回転数Nmaxとされる。よって、バウンスが発生する機関回転数が瞬間許容最大回転数Nmaxよりも高い場合に比して、可変動弁機構４０の余分なフリクション増加を抑制することができる。

ところで、本実施の形態では、瞬間許容最大回転数Nmaxにおいてバウンスを発生させているが、バウンスが発生する機関回転数はこの瞬間許容最大回転数Nmaxに限られない。慣性力F2がロストモーションスプリング最大荷重P2maxを超える臨界機関回転数を、慣性力F1がバルブスプリング最大荷重P1maxを超える臨界機関回転数よりも低くすることで、バウンスが発生する機関回転数は、図９に示す比較例における機関回転数N3よりも低くすることができる。従って、余分なフリクションの増大を抑制することが可能である。

さらに、バウンスの衝撃による信頼性低下の可能性を排除することができれば、瞬間許容最大回転数Nmaxよりも低回転側でバウンスを発生させてもよい。この場合、瞬間許容最大回転数Nmaxでバウンスを発生させる場合に比して、ロストモーションスプリング最大荷重P2maxを更に低く抑えることができるため、余分なフリクションの増大を更に抑制することができる。

尚、本実施の形態においては、吸気カム１６が第１の発明における「駆動カム」に、油圧式ラッシュアジャスタ５８が第１の発明における「油圧式ラッシュアジャスタ」に、吸気バルブ１４が第１の発明における「バルブ」に、ロッカーアーム５６が第１の発明における「ロッカーアーム」に、それぞれ相当する。また、本実施の形態においては、可変動弁機構４０が第１の発明における「可変動弁機構」に、内燃機関１が第１の発明における「内燃機関」に、ロストモーションスプリング５５が第１の発明における「ロストモーションスプリング」に、バルブスプリング１４ｂが第１の発明における「バルブスプリング」に、それぞれ相当する。

本発明の実施の形態によるシステムの全体構成を説明するための図である。図１に示した可変動弁機構４０の構成を説明するための斜視図である。図２に示した可変動弁機構４０を吸気カム軸１５の軸方向から見た側面図である。可変動弁機構４０により実現される吸気バルブ１４の作用角及びリフト量の連続的変化を示す図である。スプリング荷重と慣性力の一例を示す図である。高回転時のバルブのジャンプ発生を説明するための図である。高回転時のバルブのバウンス発生を説明するための図である。本発明の実施の形態において、スプリング最大荷重P1max,P2maxの設定方法を説明するための図である。本発明の実施の形態に対する比較例を示す図である。

符号の説明

１内燃機関
７クランク角センサ
１４吸気バルブ
１４ｂバルブスプリング
１６吸気カム
４０可変動弁機構
４１制御軸
５０揺動アーム
５２カムローラ
５５ロストモーションスプリング
５６ロッカーアーム
５７ロッカーローラ
５８油圧式ラッシュアジャスタ
６０ＥＣＵ

Claims

駆動カムと、油圧式ラッシュアジャスタ及びバルブにより支持されたロッカーアームとの間に機械式の可変動弁機構を有する内燃機関であって、
前記可変動弁機構を前記駆動カムに押し当てるように荷重を加えるロストモーションスプリングと、
前記ロッカーアームを前記可変動弁機構に押し当てるように荷重を加えるバルブスプリングとを備え、
前記可変動弁機構の慣性力が前記ロストモーションスプリングの最大荷重を超える臨界機関回転数を第１機関回転数とし、前記バルブ及び前記ロッカーアームの慣性力が前記バルブスプリングの最大荷重を超える臨界機関回転数を第２機関回転数とした場合に、該第１機関回転数が該第２機関回転数よりも低くなるように、前記ロストモーションスプリング及び前記バルブスプリングの最大荷重が設定されていることを特徴とする可変動弁機構付き内燃機関。
請求項１に記載の可変動弁機構付き内燃機関において、
前記バルブのバウンスが発生する機関回転数が、瞬間的に許容される最大の機関回転数である瞬間許容最大回転数となるように、前記ロストモーションスプリング及び前記バルブスプリングの最大荷重が設定されていることを特徴とする可変動弁機構付き内燃機関。
請求項１又は２に記載の可変動弁機構付き内燃機関において、
前記第２機関回転数が、燃料カット実行後に前記内燃機関のみで実現可能な最大回転数である長時間保証回転数となるように、前記バルブスプリングの最大荷重が設定されていることを特徴とする可変動弁機構付き内燃機関。