JP5423257B2

JP5423257B2 - Variable valve operating device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP5423257B2
Application number: JP2009203222A
Authority: JP
Inventors: 誠小林; 毅有永; 研史牛嶋; 大介渡辺
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2009-09-03
Filing date: 2009-09-03
Publication date: 2014-02-19
Anticipated expiration: 2029-09-03
Also published as: JP2011052622A

Description

本発明は、吸気弁又は排気弁（以下、「吸・排気弁」とも呼ぶ）のリフト特性を変更可能な内燃機関の可変動弁装置に関する。 The present invention relates to a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine capable of changing a lift characteristic of an intake valve or an exhaust valve (hereinafter also referred to as “intake / exhaust valve”).

特許文献１には、内燃機関の吸・排気弁のリフト特性を変更可能な可変動弁装置として、バルブリフト量と作動角とを同時かつ連続的（無段階）に変更可能なリフト作動角変更機構が記載されている。この機構は、クランクシャフトにより回転駆動される駆動軸と、この駆動軸に偏心して設けられる駆動偏心軸部と、制御軸と、この制御軸に偏心して設けられる制御偏心軸部と、この制御偏心軸部に回転可能に取り付けられるロッカーアームと、上記駆動軸に回転可能に取り付けられる揺動カムと、上記駆動偏心軸部とロッカーアームの一端とを連結する第１リンクと、上記ロッカーアームの他端と揺動カムとを連結する第２リンクと、吸・排気弁のバルブリフト量及び作動角を変更するように、上記制御軸の回転位置を変更するアクチュエータと、を有している。 In Patent Document 1, as a variable valve operating device capable of changing the lift characteristics of the intake and exhaust valves of an internal combustion engine, the lift operating angle can be changed simultaneously and continuously (steplessly). The mechanism is described. The mechanism includes a drive shaft that is rotationally driven by a crankshaft, a drive eccentric shaft portion that is eccentrically provided on the drive shaft, a control shaft, a control eccentric shaft portion that is eccentrically provided on the control shaft, and the control eccentricity A rocker arm rotatably attached to the shaft, a swing cam rotatably attached to the drive shaft, a first link connecting the drive eccentric shaft and one end of the rocker arm, and the other rocker arm A second link that connects the end and the swing cam; and an actuator that changes the rotational position of the control shaft so as to change the valve lift and operating angle of the intake and exhaust valves.

特開２００７−２３９６１４号公報JP 2007-239614 A

上記の揺動カムは、駆動軸の外周に回転可能に外嵌するジャーナル部の軸方向中央部で、シリンダヘッド側に設けられるジャーナル軸受部に回転可能に支持されるとともに、このジャーナル部の軸方向両側に、吸・排気弁のバルブリフタを押圧する一対のカムロブが設けられ、一方のカムロブに上記第２リンクが連結されている。すなわち、ジャーナル部の軸方向両側に設けられる一対のカムロブのうち、一方のカムロブにのみ第２リンクが接続された、いわゆる片持ち支持の形態となっている。このため、機関実動時には、第２リンクから揺動カムの軸方向一側へ作用する荷重などの影響により、揺動カムのジャーナル部と駆動軸との軸受部分では、両者が軸傾斜方向に倒れ込む状態、つまり、こじれた状態となって、揺動カムのジャーナル部の軸方向両端部で駆動軸と強く接触し、内力（応力）の発生により軸受部分での摩擦損失（フリクションロス）が増大する、という特有の問題がある。 The rocking cam is rotatably supported by a journal bearing provided on the cylinder head side at the axial center of a journal part rotatably fitted on the outer periphery of the drive shaft. A pair of cam lobes that press the valve lifters of the intake and exhaust valves are provided on both sides in the direction, and the second link is connected to one cam lobe. That is, the second link is connected to only one of the pair of cam lobes provided on both sides in the axial direction of the journal portion. For this reason, during actual operation of the engine, due to the influence of the load acting on the one side in the axial direction of the swing cam from the second link, the bearing portion between the journal portion of the swing cam and the drive shaft is in the axially inclined direction. In a tilted state, that is, in a twisted state, it makes strong contact with the drive shaft at both axial ends of the journal portion of the rocking cam, and friction loss (friction loss) at the bearing portion increases due to the generation of internal force (stress) There is a specific problem of doing.

本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、片持ち支持形態の揺動カムを備えた可変動弁装置に特有の、駆動軸と揺動カムとの軸受部分における摩擦損失の増加を軽減することのできる、新たな可変動弁装置を提供することを目的としている。 The present invention has been made in view of such circumstances, and is characterized by the friction loss in the bearing portion of the drive shaft and the swing cam, which is characteristic of a variable valve apparatus having a swing cam in a cantilevered support form. An object of the present invention is to provide a new variable valve operating device that can reduce the increase.

すなわち、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置は、クランクシャフトにより回転駆動される駆動軸と、この駆動軸に偏心して設けられる駆動偏心軸部と、制御軸と、この制御軸に偏心して設けられる制御偏心軸部と、この制御偏心軸部に回転可能に取り付けられるロッカーアームと、上記駆動軸に回転可能に取り付けられる揺動カムと、上記駆動偏心軸部とロッカーアームの第１回動支点とを連結する第１リンクと、上記ロッカーアームの第２回動支点と揺動カムとを連結する第２リンクと、吸気弁又は排気弁のリフト特性を変更するように、上記制御軸の回転位置を変更するアクチュエータと、を有している。上記揺動カムは、上記駆動軸の外周に回転可能に外嵌するジャーナル部の軸方向中央部で、シリンダヘッド側に設けられるジャーナル軸受部に回転可能に支持されるとともに、このジャーナル部の軸方向両側に、吸気弁又は排気弁のバルブリフタを押圧する一対のカムロブが設けられ、一方のカムロブに上記第２リンクが連結されている。 That is, a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to the present invention includes a drive shaft that is rotationally driven by a crankshaft, a drive eccentric shaft portion that is eccentrically provided on the drive shaft, a control shaft, and an eccentric shaft that is eccentric to the control shaft. A control eccentric shaft portion provided, a rocker arm rotatably attached to the control eccentric shaft portion, a swing cam rotatably attached to the drive shaft, and a first rotation of the drive eccentric shaft portion and the rocker arm A first link that connects the fulcrum, a second link that connects the second rotation fulcrum of the rocker arm and the swing cam, and the control shaft so as to change the lift characteristics of the intake valve or the exhaust valve. And an actuator for changing the rotational position. The rocking cam is rotatably supported by a journal bearing portion provided on the cylinder head side at a central portion in the axial direction of a journal portion that is rotatably fitted on the outer periphery of the drive shaft. A pair of cam lobes that press the valve lifter of the intake valve or the exhaust valve are provided on both sides in the direction, and the second link is connected to one cam lobe.

そして、この可変動弁装置が適用される吸気弁又は排気弁のリフト期間中における所定のタイミングで、上記第１リンクのリンク中心線に沿う第１リンク荷重ベクトルと、上記第２リンクのリンク中心線に沿う第２リンク荷重ベクトルと、のなす姿勢角が４５°以下となるように設定されていることを特徴としている。 The first link load vector along the link center line of the first link and the link center of the second link at a predetermined timing during the lift period of the intake valve or the exhaust valve to which the variable valve device is applied. The posture angle formed by the second link load vector along the line is set to be 45 ° or less.

ここで、「第１リンク荷重ベクトル」は、第１リンクにおける両端のリンク連結部を結んだリンク中心線に沿って、駆動偏心軸部から第１リンクへ作用する荷重であり、「第２リンク荷重ベクトル」は、第２リンクにおける両端のリンク連結部を結んだリンク中心線に沿って、第２リンクから揺動カムへ作用する荷重である。これらの荷重ベクトルは、駆動軸の回転方向・回転位置に対する第１，第２リンクの傾斜角度の関係によって向きが反転する。具体的には、図６（Ａ）に示すように第１リンク荷重ベクトル（Ｆ１）が第１リンク（２５）における駆動偏心軸部との連結部（１５）からロッカーアームとの連結部（２１）へ向かう方向に作用するときには、第２リンク荷重ベクトル（Ｆ２）が第２リンク（２６）におけるロッカーアームとの連結部（２８）から揺動カムとの連結部（２９）へ向かう方向に作用する。一方、図７（Ａ）にも示すように第１リンク荷重ベクトル（Ｆ１）が第１リンク（２５）におけるロッカーアームとの連結部（２１）から駆動偏心軸部との連結部（１５）へ向かう方向に作用するときには、第２リンク荷重ベクトル（Ｆ２）が第２リンク（２６）における揺動カムとの連結部（２９）からロッカーアームとの連結部（２８）へ向かう方向に作用する。いずれの向きに荷重ベクトルが作用する場合であっても、第１リンク荷重ベクトルと第２リンク荷重ベクトルとがなす姿勢角（α）は同じとなる。 Here, the “first link load vector” is a load acting from the drive eccentric shaft portion to the first link along the link center line connecting the link connecting portions at both ends of the first link. The “load vector” is a load acting from the second link to the swing cam along the link center line connecting the link connecting portions at both ends of the second link. The directions of these load vectors are reversed depending on the relationship between the inclination angle of the first and second links with respect to the rotational direction and rotational position of the drive shaft. Specifically, as shown in FIG. 6A, the first link load vector (F1) is changed from the connecting portion (15) to the drive eccentric shaft portion in the first link (25) to the connecting portion (21 to the rocker arm). ), The second link load vector (F2) acts in the direction from the connecting portion (28) with the rocker arm to the connecting portion (29) with the swing cam in the second link (26). To do. On the other hand, as shown in FIG. 7A, the first link load vector (F1) is changed from the connecting portion (21) with the rocker arm in the first link (25) to the connecting portion (15) with the drive eccentric shaft portion. When acting in the direction of heading, the second link load vector (F2) acts in the direction of the second link (26) from the connecting portion (29) with the swing cam to the connecting portion (28) with the rocker arm. Regardless of the direction in which the load vector acts, the posture angle (α) formed by the first link load vector and the second link load vector is the same.

すなわち、姿勢角（α）を、「第１リンク（２５）における駆動偏心軸部との連結部（１５）からロッカーアームとの連結部（２１）へ向かう方向と、第２リンク（２６）におけるロッカーアームとの連結部（２８）から揺動カムとの連結部（２９）へ向かう方向と、のなす角」、あるいは、「第１リンク（２５）におけるロッカーアームとの連結部（２１）から駆動偏心軸部との連結部（１５）へ向かう方向と、第２リンク（２６）における揺動カムとの連結部（２９）からロッカーアームとの連結部（２８）へ向かう方向に作用する方向とのなす角」と定義することもできる。 That is, the posture angle (α) is set to “in the direction from the connecting portion (15) with the drive eccentric shaft portion in the first link (25) to the connecting portion (21) with the rocker arm and in the second link (26). "An angle formed by the direction from the connecting portion (28) with the rocker arm to the connecting portion (29) with the swing cam" or "from the connecting portion (21) with the rocker arm in the first link (25)" A direction acting toward the connecting portion (15) with the drive eccentric shaft portion and a direction acting from the connecting portion (29) with the swing cam in the second link (26) toward the connecting portion (28) with the rocker arm. It can also be defined as “the angle between”.

揺動カムの一方の第１カムロブにのみ第２リンクを連結した、いわゆる片持ち支持の構造の場合、図２に示すように、揺動カムには第２リンクからの荷重（Ｆ２）やバルブリフタからの荷重（ＦＬ）の他、ジャーナル軸受部からの支持反力（Ｆ０）が作用する。軸方向両側のリフタ荷重（ＦＬ）は軸方向中央部の反力（Ｆ０）により相殺される形となるために、揺動カムから駆動軸へ作用する軸受荷重としては、実質的に、軸方向中央部に作用する第１リンクからの荷重（Ｆ１）と、軸方向一端に作用する第２リンクからの荷重（Ｆ２）と、の２つとみなすことができる。 In the case of a so-called cantilever support structure in which the second link is connected to only one first cam lobe of the swing cam, as shown in FIG. 2, the load (F2) from the second link and the valve lifter are applied to the swing cam. In addition to the load from (FL), the support reaction force (F0) from the journal bearing portion acts. Since the lifter loads (FL) on both sides in the axial direction are offset by the reaction force (F0) in the central portion in the axial direction, the bearing load acting on the drive shaft from the swing cam is substantially axial. The load (F1) from the first link acting on the central portion and the load (F2) from the second link acting on one end in the axial direction can be regarded as two.

このため、第１リンク荷重ベクトル（Ｆ１）と第２リンク荷重ベクトル（Ｆ２）の方向が異なると、揺動カムのジャーナル部が駆動軸に対して傾斜し、その両端部に荷重（Ｆ２，Ｆ３）が集中的に作用することとなる。両端部に作用する荷重（Ｆ２，Ｆ３）の角度差は、第１リンク荷重ベクトル（Ｆ１）と第２リンク荷重ベクトル（Ｆ２）とのなす姿勢角（α）の２倍の角度差となるために、姿勢角が４５°を超えていると、図５に示すように、両端部に作用する荷重（Ｆ２，Ｆ３）の向きが９０°を超えるものとなり、荷重が逆向きに作用する形となって、内力が発生し、軸受部分での摩擦損失が増大する、という不具合を生じる。 For this reason, if the directions of the first link load vector (F1) and the second link load vector (F2) are different, the journal portion of the swing cam is inclined with respect to the drive shaft, and loads (F2, F3) are applied to both ends thereof. ) Will act intensively. Since the angle difference between the loads (F2, F3) acting on both ends is twice as large as the posture angle (α) formed by the first link load vector (F1) and the second link load vector (F2). If the attitude angle exceeds 45 °, the direction of the load (F2, F3) acting on both ends exceeds 90 °, as shown in FIG. 5, and the load acts in the opposite direction. As a result, the internal force is generated and the friction loss at the bearing portion is increased.

これに対し、本発明においては、リフト期間中における所定のタイミングで、第１リンク荷重ベクトルと第２リンク荷重ベクトルと、のなす姿勢角αが４５°以下となるようにリンクジオメトリが設定されている。このため、図４に示すように、ジャーナル部の両端部で同じ側に荷重（Ｆ２，Ｆ３）が作用する形となるので、軸受部分での内力発生を抑制・緩和し、摩擦損失を軽減して、潤滑性能や耐久性能を向上することができる。 On the other hand, in the present invention, the link geometry is set so that the posture angle α formed by the first link load vector and the second link load vector is 45 ° or less at a predetermined timing during the lift period. Yes. For this reason, as shown in FIG. 4, since the load (F2, F3) acts on the same side at both ends of the journal portion, the generation of internal force at the bearing portion is suppressed and mitigated, and the friction loss is reduced. Thus, lubrication performance and durability performance can be improved.

本発明によれば、リフト期間中における所定のタイミングで、第１リンク荷重ベクトルと第２リンク荷重ベクトルと、のなす姿勢角が４５°以下となるように設定されているために、片持ち支持形態の構成でありながら、揺動カムのジャーナル部と駆動軸との軸受部分での内力の発生を抑制し、摩擦損失を軽減して、潤滑性能や耐久性能を向上することができる。 According to the present invention, since the posture angle formed by the first link load vector and the second link load vector is set to 45 ° or less at a predetermined timing during the lift period, the cantilever is supported. Although the configuration is in the form, it is possible to suppress the generation of internal force at the bearing portion between the journal portion of the swing cam and the drive shaft, reduce the friction loss, and improve the lubrication performance and durability performance.

本発明に係る可変動弁装置の一例であるリフト作動角変更機構の概略構成を示す斜視図。The perspective view which shows schematic structure of the lift operating angle change mechanism which is an example of the variable valve apparatus which concerns on this invention. （Ａ）が揺動カムに作用する荷重を示し、（Ｂ）が揺動カムと駆動軸との軸受部分に作用する荷重を示す説明図。(A) shows the load which acts on a rocking cam, (B) is explanatory drawing which shows the load which acts on the bearing part of a rocking cam and a drive shaft. 揺動カムのジャーナル部の軸方向両端部及び軸方向中央部に作用する荷重を示す説明図。Explanatory drawing which shows the load which acts on the axial direction both ends and axial direction center part of the journal part of a rocking cam. 本発明の実施例に係る揺動カムの荷重の向きと接触位置を示す説明図。Explanatory drawing which shows the direction of a load and contact position of the rocking cam which concerns on the Example of this invention. 参考例に係る揺動カムの荷重の向きと接触位置を示す説明図。Explanatory drawing which shows the direction of a load and contact position of the rocking cam which concerns on a reference example. （Ａ）が従来のリンクジオメトリを示す説明図、（Ｂ）が姿勢角と相対角速度を示す特性図、（Ｃ）がバルブ加速度とリフト波形を示す特性図。(A) is explanatory drawing which shows the conventional link geometry, (B) is a characteristic view which shows a posture angle and a relative angular velocity, (C) is a characteristic view which shows a valve acceleration and a lift waveform. （Ａ）が本発明の第１実施例に係るリンクジオメトリを示す説明図、（Ｂ）が姿勢角と相対角速度とバルブ加速度とを示す特性図。(A) is explanatory drawing which shows the link geometry which concerns on 1st Example of this invention, (B) is a characteristic view which shows a posture angle, a relative angular velocity, and valve | bulb acceleration. （Ａ）が本発明の第２実施例に係るリンクジオメトリを示す説明図、（Ｂ）が姿勢角と相対角速度とバルブ加速度とを示す特性図。(A) is explanatory drawing which shows the link geometry which concerns on 2nd Example of this invention, (B) is a characteristic view which shows a posture angle, a relative angular velocity, and valve | bulb acceleration. （Ａ）が本発明の第３実施例に係るリンクジオメトリを示す説明図、（Ｂ）が姿勢角と相対角速度とバルブ加速度とを示す特性図。(A) is explanatory drawing which shows the link geometry which concerns on 3rd Example of this invention, (B) is a characteristic view which shows a posture angle, a relative angular velocity, and a valve acceleration. 上記第３実施例に係るリフト作動角変更機構を示す斜視図。The perspective view which shows the lift operating angle change mechanism which concerns on the said 3rd Example.

以下、本発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。図１には、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置の一例として、吸気弁１２の作動角及びバルブリフト量（最大リフト量）の双方を同時かつ連続的・無段階に変更可能なリフト作動角変更機構１０を簡略的に示している。なお、この機構１０の基本構成は、上記の特開２００７−２３９６１４号公報等に記載されているように既に公知であるので、その概要のみを説明する。 Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 shows, as an example of a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to the present invention, a lift that can change both the operating angle and the valve lift amount (maximum lift amount) of the intake valve 12 simultaneously, continuously and continuously. The operating angle changing mechanism 10 is shown in a simplified manner. The basic configuration of the mechanism 10 is already known as described in the above Japanese Patent Application Laid-Open No. 2007-239614, etc., so only the outline thereof will be described.

各気筒には一対の吸気弁１２及び一対の排気弁（図示省略）が配設され、各吸気弁１２の上部にはバルブリフタ１９が配設されている。これらのバルブリフタ１９の上方には、内部に潤滑油路が形成された中空状の駆動軸１３が気筒列方向に延在している。この駆動軸１３は、チェーンを介してクランクシャフトから回転動力が伝達され、クランクシャフトに連動して回転駆動される。この駆動軸１３の外周には、各気筒毎に揺動カム２０が揺動可能に取り付けられている。各揺動カム２０には、各気筒の一対のバルブリフタ１９の上面にそれぞれ当接する一対の第１カムロブ３２Ａ及び第２カムロブ３２Ｂが設けられ、この揺動カム２０が揺動することにより、カムロブ３２Ａ，３２Ｂ及びバルブリフタ１９を介して吸気弁１２が昇降すなわちリフトする。 Each cylinder is provided with a pair of intake valves 12 and a pair of exhaust valves (not shown), and a valve lifter 19 is provided above each intake valve 12. Above these valve lifters 19, a hollow drive shaft 13 having a lubricating oil passage formed therein extends in the cylinder row direction. The drive shaft 13 receives rotational power from the crankshaft via a chain and is driven to rotate in conjunction with the crankshaft. On the outer periphery of the drive shaft 13, a swing cam 20 is swingably attached to each cylinder. Each swing cam 20 is provided with a pair of first cam lobes 32A and second cam lobes 32B that are in contact with the upper surfaces of the pair of valve lifters 19 of each cylinder. , 32B and the valve lifter 19, the intake valve 12 is lifted or lifted.

リフト作動角変更機構１０は、駆動軸１３の外周に偏心して設けられ、この駆動軸１３と一体的に回転する駆動偏心軸部１５と、駆動軸１３と平行に気筒列方向へ延在する制御軸１６と、この制御軸１６の外周に偏心して設けられ、この制御軸１６と一体的に回転する制御偏心軸部１７と、この制御偏心軸部１７の円筒面をなす外周面に揺動可能に外嵌するロッカーアーム１８と、ロッカーアーム１８の第１回動支点と駆動偏心軸部１５とを連結するリング状の第１リンク２５と、ロッカーアーム１８の第２回動支点と揺動カム２０とを連結するロッド状の第２リンク２６と、を有している。第１リンク２５は、一端が駆動偏心軸部１５の円筒面をなす外周面に相対回転可能に外嵌し、他端が第１連結ピン２１によりロッカーアーム１８の第１回動支点に相対回転可能に連結されている。第２リンク２６は、一端が第２連結ピン２８を介してロッカーアーム１８の第２回動支点に相対回転可能に連結され、他端が第３連結ピン２９により揺動カム２０の一方の第１カムロブ３２Ａと相対回転可能に連結されている。駆動偏心軸部１５の軸心は駆動軸１３の軸心に対して所定量だけ偏心しており、制御偏心軸部１７の軸心は制御軸１６の軸心に対して所定量だけ偏心している。揺動カム２０のジャーナル部３１及び制御軸１６は、適宜な軸受ブラケットを介してシリンダヘッド側に回転可能に支持されている。制御軸１６は、アクチュエータとしてのモータ５１により回転駆動されるとともに所定の回転位置に保持される。この実施例では、モータ５１の出力軸５１ａに設けられるウォーム５２が、制御軸１６の一端に同軸上に固定されたウォームホイール５０に直接的に噛合する簡素な構造となっている。 The lift operating angle changing mechanism 10 is provided eccentrically on the outer periphery of the drive shaft 13, a drive eccentric shaft portion 15 that rotates integrally with the drive shaft 13, and a control that extends parallel to the drive shaft 13 in the cylinder row direction. The control shaft 16 is eccentrically provided on the outer periphery of the control shaft 16, and the control eccentric shaft portion 17 rotates integrally with the control shaft 16. The control eccentric shaft portion 17 can swing on the outer peripheral surface forming the cylindrical surface. A rocker arm 18 that fits externally, a ring-shaped first link 25 that connects the first rotation fulcrum of the rocker arm 18 and the drive eccentric shaft 15, a second rotation fulcrum of the rocker arm 18, and a swing cam And a rod-shaped second link 26 that connects the two. One end of the first link 25 is fitted on the outer peripheral surface forming the cylindrical surface of the drive eccentric shaft portion 15 so as to be relatively rotatable, and the other end is relatively rotated by the first connecting pin 21 to the first rotation fulcrum of the rocker arm 18. Connected as possible. One end of the second link 26 is connected to the second rotation fulcrum of the rocker arm 18 via the second connection pin 28 so as to be relatively rotatable, and the other end of the second link 26 is connected to the first link of the swing cam 20 by the third connection pin 29. It is connected to one cam lobe 32A so as to be relatively rotatable. The axis of the drive eccentric shaft portion 15 is eccentric by a predetermined amount with respect to the axis of the drive shaft 13, and the axis of the control eccentric shaft portion 17 is eccentric by a predetermined amount with respect to the axis of the control shaft 16. The journal portion 31 and the control shaft 16 of the swing cam 20 are rotatably supported on the cylinder head side via an appropriate bearing bracket. The control shaft 16 is rotationally driven by a motor 51 as an actuator and is held at a predetermined rotational position. In this embodiment, the worm 52 provided on the output shaft 51 a of the motor 51 has a simple structure in which it directly meshes with the worm wheel 50 that is coaxially fixed to one end of the control shaft 16.

このような構成により、クランクシャフトに連動して駆動軸１３が回転すると、駆動偏心軸部１５を介して第１リンク２５がほぼ並進移動するとともに、ロッカーアーム１８が制御偏心軸部１７の軸心周りに揺動し、第２リンク２６を介して揺動カム２０が揺動して吸気弁１２を昇降させる。また、制御軸１６の回転角度を変化させることにより、ロッカーアーム１８の揺動支点位置である制御偏心軸部１７の軸心の位置が変化して揺動カム２０の姿勢が変化する。これにより、駆動軸１３に対する吸気弁１２の作動角の中心位相（開閉時期の位相）が略一定のままで、吸気弁１２の作動角（吸気弁の開閉期間）及びバルブリフト量が連続的に変化する。 With such a configuration, when the drive shaft 13 rotates in conjunction with the crankshaft, the first link 25 substantially translates via the drive eccentric shaft portion 15, and the rocker arm 18 has the axis of the control eccentric shaft portion 17. The swing cam 20 swings through the second link 26 and moves up and down the intake valve 12. Further, by changing the rotation angle of the control shaft 16, the position of the shaft center of the control eccentric shaft portion 17, which is the swing fulcrum position of the rocker arm 18, changes, and the posture of the swing cam 20 changes. As a result, the operating angle of the intake valve 12 (opening / closing period of the intake valve) and the valve lift amount are continuously maintained while the central phase (opening / closing timing phase) of the operating angle of the intake valve 12 with respect to the drive shaft 13 remains substantially constant. Change.

このようなリフト作動角変更機構１０は、駆動偏心軸部１５の軸受部分や制御偏心軸部１７の軸受部分の他、各ピンの軸受部分等が面接触となっているため、潤滑が行い易く、耐久性，信頼性に優れているとともに、作動角を変更させる際の抵抗も低く抑制される。また、吸気弁１２を駆動する揺動カム２０が駆動軸１３と同軸上に配置されているため、例えば駆動用のカムを駆動軸１３とは異なる別の支軸で支持するような構成に比して、制御精度に優れているとともに、装置自体がコンパクトなものとなり、車両搭載性が良い。更に、第２リンク２６がほぼ機関上下方向に沿うように配置されているため、機関側方（図１の左右方向）への張出量が抑制されている。しかも、駆動軸１３から揺動カム２０への伝達経路にばね等の付勢手段のない簡素なリンク機構となっているので損失が少なく信頼性・耐久性にも優れている。 In such a lift operating angle changing mechanism 10, since the bearing portion of the drive eccentric shaft portion 15 and the bearing portion of the control eccentric shaft portion 17 and the bearing portion of each pin are in surface contact, it is easy to lubricate. In addition to being excellent in durability and reliability, the resistance when changing the operating angle is also suppressed to a low level. Further, since the swing cam 20 that drives the intake valve 12 is arranged coaxially with the drive shaft 13, for example, the configuration is such that the drive cam is supported by another support shaft different from the drive shaft 13. And while being excellent in control precision, the apparatus itself becomes a compact thing and vehicle mounting property is good. Furthermore, since the second link 26 is disposed so as to be substantially along the engine vertical direction, the amount of overhang to the engine side (left-right direction in FIG. 1) is suppressed. In addition, since it is a simple link mechanism without a biasing means such as a spring in the transmission path from the drive shaft 13 to the swing cam 20, there is little loss and excellent reliability and durability.

コントロールユニット５４は、エンジン回転信号、エンジン負荷信号をはじめ、冷却水温信号、作動油の温度信号等が入力され、これらの検出信号に基づいて、モータ５１へ制御信号を出力して、吸気弁１２の作動角及びバルブリフト量を制御するとともに、各種エンジン制御処理を記憶及び実行する機能を有している。リフト作動角変更機構１０によるリフト特性量（バルブリフト量及び作動角）に対応する制御軸１６の角度は、例えばポテンショメータのような作動角センサ（制御軸センサ）５３により検出される。 The control unit 54 receives an engine rotation signal, an engine load signal, a cooling water temperature signal, a hydraulic oil temperature signal, and the like, and outputs a control signal to the motor 51 based on these detection signals. In addition to controlling the operating angle and the valve lift amount, it has a function of storing and executing various engine control processes. The angle of the control shaft 16 corresponding to the lift characteristic amount (valve lift amount and operating angle) by the lift operating angle changing mechanism 10 is detected by an operating angle sensor (control axis sensor) 53 such as a potentiometer.

揺動カム２０は、駆動軸１３上に各気筒毎に揺動可能に取り付けられており、クランクシャフトにより回転駆動される駆動軸１３の回転に連動して揺動するように、リンク機構を構成する第１リンク２５，ロッカーアーム１８及び第２リンク２６を介して駆動軸１３に連係されている。各揺動カム２０は、駆動軸１３の外周に回転可能に外嵌するとともに、適宜なカムブラケットを用いてシリンダヘッド側のジャーナル軸受部２２（図２参照）に回転可能に支持される円筒状のジャーナル部３１と、このジャーナル部３１の軸方向両端部に一体的に設けられ、各気筒の一対の吸気弁のバルブリフタ１９を押圧する一対の第１カムロブ３２Ａ及び第２カムロブ３２Ｂと、により構成されている。各カムロブ３２Ａ，３２Ｂは、円筒状のジャーナル部３１から径方向外方へ張り出していて、揺動カム２０の揺動に応じて吸気弁１２のバルブリフタ１９をバルブスプリング反力に抗して押し下して吸気弁１２を開閉作動させるようになっている。 The swing cam 20 is mounted on the drive shaft 13 so as to be swingable for each cylinder, and constitutes a link mechanism so as to swing in conjunction with the rotation of the drive shaft 13 driven to rotate by the crankshaft. The first link 25, the rocker arm 18, and the second link 26 are linked to the drive shaft 13. Each oscillating cam 20 is rotatably fitted on the outer periphery of the drive shaft 13 and is cylindrically supported by a journal bearing 22 (see FIG. 2) on the cylinder head side using an appropriate cam bracket. The journal portion 31 and a pair of first cam lobes 32A and a second cam lobe 32B that are integrally provided at both axial ends of the journal portion 31 and press the valve lifters 19 of the pair of intake valves of each cylinder. Has been. Each cam lobe 32A, 32B protrudes radially outward from the cylindrical journal portion 31 and pushes down the valve lifter 19 of the intake valve 12 against the valve spring reaction force in response to the swing of the swing cam 20. Thus, the intake valve 12 is opened and closed.

このように揺動カム２０に一対のカムロブ３２Ａ，３２Ｂを設けているために、各気筒の一対の吸気弁１２に対して、揺動カム２０，第１リンク２５，第２リンク２６及びロッカーアーム１８等のリンク部品をそれぞれ一つに共用化することができ、部品点数の低減化による軽量化・簡素化を図ることができる。このように揺動カム２０に一対のカムロブ３２Ａ，３２Ｂを設けている関係で、一対のカムロブ３２Ａ，３２Ｂのうち、軸方向でリンク接続側に位置する一方の第１カムロブ３２Ａにのみリンク機構の第２リンク２６が接続されている。詳しくは、一対のカムロブ３２Ａ，３２Ｂのうちで第１カムロブ３２Ａにのみピン孔が形成されており、このピン孔を挿通する第３連結ピン２９によって、リンク機構の一部を構成する第２リンク２６と揺動カム２０とが相対回転可能に連結されている。 Since the swing cam 20 is provided with the pair of cam lobes 32A and 32B as described above, the swing cam 20, the first link 25, the second link 26 and the rocker arm with respect to the pair of intake valves 12 of each cylinder. Link parts such as 18 can be shared by one, and the weight can be reduced and simplified by reducing the number of parts. As described above, since the swing cam 20 is provided with the pair of cam lobes 32A and 32B, only the first cam lobe 32A positioned on the link connection side in the axial direction of the pair of cam lobes 32A and 32B has a link mechanism. A second link 26 is connected. Specifically, a pin hole is formed only in the first cam lobe 32A of the pair of cam lobes 32A and 32B, and the second link that constitutes a part of the link mechanism by the third connecting pin 29 inserted through the pin hole. 26 and the swing cam 20 are connected so as to be relatively rotatable.

図２（Ａ）を参照して、揺動カム２０には、第２リンク２６からの入力すなわち第２リンク荷重（ベクトル）Ｆ２，バルブリフタ１９からの入力ＦＬ，及びシリンダヘッド側のジャーナル軸受部２２からの支持反力Ｆ０が作用する。上記ジャーナル軸受部２２からの支持反力Ｆ０は、駆動軸１３と揺動カム２０とを一体とみなした梁モデルによって、実質的に下式のように表すことができる。なお、Ｆ１は第１リンク２５のリンク中心線に沿って駆動偏心軸部１５から第１リンク２５に作用する第１リンク荷重（ベクトル）である。 2A, the swing cam 20 has an input from the second link 26, that is, a second link load (vector) F2, an input FL from the valve lifter 19, and a journal bearing 22 on the cylinder head side. The support reaction force F0 from is applied. The support reaction force F0 from the journal bearing portion 22 can be substantially expressed by the following equation by a beam model in which the drive shaft 13 and the swing cam 20 are regarded as one body. F1 is a first link load (vector) that acts on the first link 25 from the drive eccentric shaft portion 15 along the link center line of the first link 25.

Ｆ０＝−Ｆ１−Ｆ２−（ＦＬ×２）
従って、図２（Ｂ）に示すように、駆動軸１３と揺動カム２０との間の軸受部分に作用する軸受荷重としては、実質的に、２つの荷重ベクトルＦ１，Ｆ２により表すことができる。ジャーナル部の軸方向両側に作用するリフタからの入力ＦＬは軸方向中央部に作用する支持反力Ｆ０により相殺される形となるため、軸受並進荷重（揺動カム２０の軸方向中央部の荷重）は、上記の第１リンク荷重ベクトルＦ１が支配的となり、この軸受並進荷重の他に、第２リンク２６が連結された軸方向一端において、第２リンク２６からの第２リンク荷重ベクトルＦ２が作用する。すなわち、第１リンク荷重ベクトルＦ１は、図６（Ａ）にも示すように、駆動偏心軸部１５の中心から第１リンク２５のリンク中心線に沿って第１リンク２５側へ作用する荷重のベクトルであり、この第１リンク荷重ベクトルＦ１と実質的に同一の荷重ベクトルが揺動カム２０のジャーナル部３１の軸方向中央部から駆動軸１３へ作用するものとみなすことができる。第２リンク荷重ベクトルＦ２は、第２リンク２６から第３連結ピン２９を介して揺動カム２０の前端側の第１カムロブ３２Ａに作用する荷重のベクトルであり、この第２リンク荷重Ｆ２が揺動カム２０に対して主に軸傾斜方向のモーメントを発生させる。このように、揺動カム２０の一方の第１カムロブ３２Ａにのみ第２リンク２６を連結した、いわゆる片持ち支持の構造となっていると、図２（Ｂ）に示すように、機関実動時には、駆動軸１３と揺動カム２０のジャーナル部３１との軸受部分に対し、軸方向でアンバランスに荷重が作用し、軸傾斜方向の荷重・モーメントが作用する。 F0 = -F1-F2- (FL × 2)
Therefore, as shown in FIG. 2B, the bearing load acting on the bearing portion between the drive shaft 13 and the swing cam 20 can be substantially expressed by two load vectors F1 and F2. . Since the input FL from the lifter acting on both axial sides of the journal portion is offset by the support reaction force F0 acting on the central portion in the axial direction, the bearing translational load (load in the central portion in the axial direction of the swing cam 20) ), The first link load vector F1 is dominant, and in addition to the bearing translational load, the second link load vector F2 from the second link 26 at the one end in the axial direction to which the second link 26 is connected is Works. That is, the first link load vector F1 is a load acting on the first link 25 side along the link center line of the first link 25 from the center of the drive eccentric shaft portion 15 as shown in FIG. It can be considered that a load vector that is substantially the same as the first link load vector F <b> 1 acts on the drive shaft 13 from the axial center of the journal portion 31 of the swing cam 20. The second link load vector F2 is a vector of a load that acts on the first cam lobe 32A on the front end side of the swing cam 20 from the second link 26 via the third connecting pin 29, and this second link load F2 is a swing. A moment in the axial tilt direction is generated mainly with respect to the moving cam 20. In this way, when the second link 26 is connected only to one of the first cam lobes 32A of the swing cam 20, a so-called cantilever support structure is used, as shown in FIG. Sometimes, a load acts on the bearing portion of the drive shaft 13 and the journal portion 31 of the swing cam 20 in an unbalanced manner in the axial direction, and a load / moment in the axial tilt direction acts.

図３は、揺動カム２０のジャーナル部３１の内周の軸受面における３つの軸方向位置、つまり機関前側Ｆｒ，機関後側Ｒｒ及び中央位置における偏心方向を誇張して模式的に示している。図中のＬ０は、第１リンク荷重ベクトルＦ１に沿う基準偏心方向である。同図に示すように、揺動カム２０のジャーナル部３１は剛体であるために、実際には、上記２つのリンク荷重ベクトルＦ１，Ｆ２に起因して、駆動軸１３に対して軸傾斜方向に傾き、軸方向両端部Ｆｒ，Ｒｒで駆動軸１３と強く接触することとなる。 FIG. 3 schematically shows three axial positions on the inner peripheral bearing surface of the journal portion 31 of the swing cam 20, that is, the eccentric directions at the engine front side Fr, the engine rear side Rr, and the center position. . L0 in the figure is a reference eccentric direction along the first link load vector F1. As shown in the figure, since the journal portion 31 of the swing cam 20 is a rigid body, in reality, due to the two link load vectors F1 and F2, the axis is inclined with respect to the drive shaft 13. The tilt and the axially opposite ends Fr and Rr make strong contact with the drive shaft 13.

すなわち、揺動カム２０のジャーナル部３１は、第２リンク２６と接続する第１カムロブ３２Ａ側つまり機関前側Ｆｒでは、第２リンク荷重ベクトルＦ２により、この第２リンク荷重ベクトルＦ２の延長線上の位置Ｐ２で駆動軸１３の外周と強く接触する一方、軸受中央部では第１リンク荷重ベクトルＦ１に沿う方向へ偏心する。従って、ジャーナル部３１の機関後側Ｒｒでは、機関前側Ｆｒの接触位置Ｐ２と、第１リンク荷重ベクトルＦ１に沿う軸方向中央部の所定位置Ｐ１とを結んだ偏心線Ｌ１と交差する位置Ｐ３で駆動軸１３の外周と強く接触し、第３荷重ベクトルＦ３の方向に荷重が作用することとなる。 That is, the journal portion 31 of the swing cam 20 is positioned on the extended line of the second link load vector F2 by the second link load vector F2 on the first cam lobe 32A side connected to the second link 26, that is, the engine front side Fr. While strongly contacting the outer periphery of the drive shaft 13 at P2, the center of the bearing is eccentric in the direction along the first link load vector F1. Accordingly, at the engine rear side Rr of the journal part 31, at the position P3 intersecting the eccentric line L1 connecting the contact position P2 of the engine front side Fr and the predetermined position P1 of the axial center part along the first link load vector F1. A strong contact is made with the outer periphery of the drive shaft 13, and a load acts in the direction of the third load vector F3.

従って、図４にも示すように、駆動軸１３と揺動カム２０のジャーナル部３１の両端部での接触位置Ｐ２，Ｐ３は、概ね、軸方向中央部での第１リンク荷重ベクトルＦ１と軸方向一端側の第２リンク荷重ベクトルＦ２とのなす姿勢角αの二倍に相当する角度（α×２）だけ離れた位置となり、かつ、その荷重Ｆ２，Ｆ３は、姿勢角αの二倍に相当する角度（α×２）だけ離れた方向へ作用する。 Therefore, as shown in FIG. 4, the contact positions P2 and P3 at both ends of the drive shaft 13 and the journal portion 31 of the swing cam 20 are substantially the same as the first link load vector F1 and the shaft at the central portion in the axial direction. The position is separated by an angle (α × 2) corresponding to twice the posture angle α formed with the second link load vector F2 at one end in the direction, and the loads F2 and F3 are twice the posture angle α. It acts in a direction away by a corresponding angle (α × 2).

図５は、参考例に係るリフト作動角変更機構のリンクジオメトリを示している。この参考例のように、姿勢角αが４５°より大きくなるようにリンクジオメトリが設定されていると、接触位置Ｐ２，Ｐ３が９０°より大きく離れ、接触位置Ｐ２，Ｐ３での各々の接触荷重Ｆ２，Ｆ３が９０°より大きな角度で互いに逆側に作用し、両端の荷重Ｆ２，Ｆ３が対向する形となる。このように、姿勢角αが４５°より大きくなるリンクジオメトリの場合、揺動カム２０のジャーナル部３１が軸傾斜方向に大きく傾斜し、その両端で互いに逆方向の荷重が作用して駆動軸１３と強く接触することとなって、大きな内力（応力）が発生し、軸受部分での摩擦損失が増大する、という不具合を生じる。参考までに、図６は一般的な従来の可変動弁装置におけるリンクジオメトリを示しており、リフト期間を含む全てのタイミング（駆動軸の角度）で上記の姿勢角αが９０°を超えるものとなっている。 FIG. 5 shows the link geometry of the lift operating angle changing mechanism according to the reference example. As in this reference example, when the link geometry is set so that the posture angle α is larger than 45 °, the contact positions P2 and P3 are separated by more than 90 °, and the respective contact loads at the contact positions P2 and P3. F2 and F3 act on the opposite sides to each other at an angle larger than 90 °, and the loads F2 and F3 at both ends face each other. As described above, in the case of the link geometry in which the posture angle α is larger than 45 °, the journal portion 31 of the swing cam 20 is greatly inclined in the axial inclination direction, and loads in opposite directions act on both ends thereof to drive the drive shaft 13. This causes a problem that a large internal force (stress) is generated and the friction loss at the bearing portion is increased. For reference, FIG. 6 shows a link geometry in a general conventional variable valve operating apparatus, and the above attitude angle α exceeds 90 ° at all timings (drive shaft angles) including a lift period. It has become.

これに対し、本発明に係る実施例においては、図３及び図４にも示すように、この可変動弁装置が適用される吸・排気弁のリフト期間中における所定のタイミングで、第１リンク荷重ベクトルＦ１と第２リンク荷重ベクトルＦ２と、のなす姿勢角αが４５°以下となるように設定されている。これによって、図４に示すように、駆動軸１３と揺動カム２０のジャーナル部３１の両端部での接触位置Ｐ２，Ｐ３が９０°以内に収まり、ジャーナル部３１の両端部で同じ側に荷重Ｆ２，Ｆ３が作用する形となるので、上述した参考例に比して、こじれ現象に起因する軸受両端部での応力集中や内力発生を抑制し、摩擦損失を軽減して潤滑性能や耐久性能を向上することができる。 On the other hand, in the embodiment according to the present invention, as shown in FIGS. 3 and 4, the first link is provided at a predetermined timing during the lift period of the intake / exhaust valve to which the variable valve device is applied. The posture angle α formed by the load vector F1 and the second link load vector F2 is set to be 45 ° or less. As a result, as shown in FIG. 4, the contact positions P2 and P3 of the drive shaft 13 and the swing cam 20 at both ends of the journal portion 31 are within 90 °, and the load is applied to the same side at both ends of the journal portion 31. Since F2 and F3 act, the stress concentration and internal force generation at both ends of the bearing due to the twisting phenomenon are suppressed and the friction loss is reduced and the lubrication performance and durability performance are compared to the above-mentioned reference example. Can be improved.

図７〜図９は、それぞれ第１〜第３実施例のリンクジオメトリを示している。なお、図７〜図９において、リフト波形（バルブリフト特性）は図６（Ｃ）に示すものと同様であるため、図示省略している。 7 to 9 show the link geometries of the first to third embodiments, respectively. 7 to 9, the lift waveform (valve lift characteristic) is the same as that shown in FIG.

図７に示す第１実施例では、ロッカーアーム１８の開き角β、すなわち制御偏心軸部１７の中心に対し、第１リンク２５と連結する第１連結ピン２１の中心すなわち第１回動支点と、第２リンク２６と連結する他端側の第２連結ピン２８の中心すなわち第２回動支点と、のなす角度βが、９０°より大きく設定されている。このため、駆動軸１３が時計回りに回転すると、図示するように第１リンク２５が第１リンク荷重ベクトルＦ１に沿って左下方向へ引き下げられるとともに、揺動カム２０が第２リンク荷重ベクトルＦ２に沿って左上方向へ引き上げられ、また、図示していないが第１リンク２５がロッカーアーム１８を押し上げるときに、このロッカーアーム１８が第２リンク２６を押し下げる、いわゆる押し上げ型のリンクジオメトリとなっている。 In the first embodiment shown in FIG. 7, with respect to the opening angle β of the rocker arm 18, that is, the center of the control eccentric shaft portion 17, the center of the first connecting pin 21 connected to the first link 25, that is, the first rotation fulcrum. The angle β formed by the center of the second connection pin 28 on the other end connected to the second link 26, that is, the second rotation fulcrum, is set to be larger than 90 °. Therefore, when the drive shaft 13 rotates clockwise, the first link 25 is pulled down to the lower left along the first link load vector F1 as shown in the figure, and the swing cam 20 is moved to the second link load vector F2. Although not shown, when the first link 25 pushes up the rocker arm 18, the rocker arm 18 pushes down the second link 26, which is a so-called push-up type link geometry. .

この第１実施例では、リフト開始時期Ｔｓ（開弁開始とともにバルブ加速度が立ち上がる駆動軸角度約１１０°の付近）からリフト終了時期Ｔｅ（閉弁直前にバルブ加速度が低下する駆動軸角度約２６０°の付近）にわたるリフト期間ΔＴのほぼ全てにわたって、姿勢角αが４５°以内となるように設定されており、リフト期間ΔＴにおける駆動軸１３と揺動カム２０との軸受部分の摩擦損失の増加を抑制することができる。 In this first embodiment, the lift end timing Te (the drive shaft angle at which the valve acceleration decreases immediately before the valve closing is about 260 °) from the lift start timing Ts (near the drive shaft angle at which the valve acceleration rises with the start of valve opening) is about 110 °. The posture angle α is set to be within 45 ° over almost all of the lift period ΔT over the vicinity of), and the friction loss of the bearing portion of the drive shaft 13 and the swing cam 20 during the lift period ΔT is increased. Can be suppressed.

特に、この第１実施例においては、大きな荷重が軸受部分に作用する最大リフト時期Ｔｍａｘ（駆動軸角度約１８０°の付近）の近傍で、姿勢角αが最も小さくなるように設定されており、この最大リフト時期の近傍における摩擦損失の増加を効果的に軽減することができる。 In particular, in the first embodiment, the posture angle α is set to be the smallest in the vicinity of the maximum lift timing Tmax (near the drive shaft angle of about 180 °) at which a large load acts on the bearing portion. An increase in friction loss in the vicinity of the maximum lift time can be effectively reduced.

図８に示す第２実施例は、上記第１実施例と同様、ロッカーアーム１８の開き角βが９０°より大きい押し上げ型のリンクジオメトリとなっている。ここで、この第２実施例にあっては、リフト期間ΔＴを含む全てのタイミング（駆動軸角度，クランク角度）において、姿勢角αが４５°以内となるように設定されている。 The second embodiment shown in FIG. 8 has a push-up type link geometry in which the opening angle β of the rocker arm 18 is larger than 90 ° as in the first embodiment. Here, in the second embodiment, the posture angle α is set to be within 45 ° at all timings (drive shaft angle, crank angle) including the lift period ΔT.

上りランプ区間の終了直後すなわちリフト期間ΔＴの開始時期Ｔｓの近傍や、下りランプ区間の開始直前すなわちリフト期間ΔＴの終了時期Ｔｅの近傍では、バルブ加速度や駆動軸１３と揺動カム２０との相対角速度が局所的に大きくなるために、特に作動角が大きく機関回転速度も高い状態では、慣性力に起因して大きな荷重がジャーナル部３１と駆動軸１３との軸受部分に作用するが、これらのリフト開始時期Ｔｓやリフト終了時期Ｔｅの近傍を含め、全てのタイミングで姿勢角αが４５°以内となっているために、摩擦損失の増大をより確実に抑制することができる。 Immediately after the end of the up-ramp period, that is, in the vicinity of the start time Ts of the lift period ΔT, or immediately before the start of the down-ramp period, that is, in the vicinity of the end time Te of the lift period ΔT, the valve acceleration and the relative relationship between the drive shaft 13 and the swing cam 20 Since the angular velocity is locally increased, particularly in a state where the operating angle is large and the engine rotational speed is high, a large load acts on the bearing portion between the journal portion 31 and the drive shaft 13 due to the inertial force. Since the posture angle α is within 45 ° at all timings including the vicinity of the lift start timing Ts and the lift end timing Te, an increase in friction loss can be more reliably suppressed.

図９及び図１０に示す第３実施例のリフト作動角変更機構１０Ａにおいては、ロッカーアーム１８の開き角βが９０°より小さく設定されている。なお、図１０に示すリフト作動角変更機構１０Ａの構成は、特開２００９−４１５１８号公報にも記載されているように公知であり、上述した図１に示すリフト作動角変更機構１０と同一の構成部分には同じ参照符号を付し、重複する説明を適宜省略する。このリフト作動角変更機構１０Ａにおいては、ロッカーアーム１８の開き角β、すなわち制御偏心軸部１７の中心に対し、第１リンク２５と連結する第１連結ピン２１の中心すなわち第１回動支点と、第２リンク２６と連結する他端側の第２連結ピン２８の中心すなわち第２回動支点と、のなす角度βが、９０°より小さく設定されている。 In the lift operating angle changing mechanism 10A of the third embodiment shown in FIGS. 9 and 10, the opening angle β of the rocker arm 18 is set to be smaller than 90 °. The configuration of the lift operating angle changing mechanism 10A shown in FIG. 10 is known as described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2009-41518, and is the same as the lift operating angle changing mechanism 10 shown in FIG. The same reference numerals are given to the constituent parts, and overlapping description will be omitted as appropriate. In this lift operating angle changing mechanism 10A, the opening angle β of the rocker arm 18, that is, the center of the control eccentric shaft portion 17, the center of the first connecting pin 21 connected to the first link 25, that is, the first rotation fulcrum. The angle β formed by the center of the second connecting pin 28 on the other end connected to the second link 26, that is, the second rotation fulcrum is set to be smaller than 90 °.

また、制御偏心軸部１７は、その両端でウェブプレート１７Ａを介して制御軸１６とクランク状に連結されている。ロッカーアーム１８は、制御偏心軸部１７を挟んでボルト１８Ｃにより締結されるボディ１８Ｂとキャップ１８Ａとにより構成されている。 Further, the control eccentric shaft portion 17 is connected to the control shaft 16 in a crank shape via the web plate 17A at both ends thereof. The rocker arm 18 includes a body 18B and a cap 18A that are fastened by a bolt 18C with the control eccentric shaft portion 17 interposed therebetween.

このように本実施例では、駆動軸１３が時計回り方向へ回転し、第１リンク２５がロッカーアーム１８を引き下げると、このロッカーアーム１８が第２リンク２６を押し下げる、いわゆる引き下げ型のリンクジオメトリとなっている。すなわち、第１リンク２５とロッカーアーム１８との第１回動支点が、駆動軸１３の回転中心と制御軸１６の回転中心とを結ぶ線に対し、第２リンク２６と同じ側に存在する構成になっている。このような引き下げ型の構成とすることで、上記第１，第２実施例のような押し上げ型のリンクジオメトリに比して、リンク部品の運動範囲が小さくなり、更なるコンパクト化が可能であることに加え、次に述べるように姿勢角αが更に小さくなるようなリンクジオメトリの設定とすることができる。 As described above, in this embodiment, when the drive shaft 13 rotates in the clockwise direction and the first link 25 pulls down the rocker arm 18, the rocker arm 18 pushes down the second link 26. It has become. In other words, the first pivot fulcrum between the first link 25 and the rocker arm 18 is on the same side as the second link 26 with respect to the line connecting the rotation center of the drive shaft 13 and the rotation center of the control shaft 16. It has become. By adopting such a pull-down configuration, the movement range of the link parts becomes smaller than that of the push-up type link geometry as in the first and second embodiments, so that further downsizing is possible. In addition, as described below, the link geometry can be set so that the posture angle α is further reduced.

すなわち、この第３実施例においては、全てのタイミングで姿勢角αが４５°以下となっており、さらに、姿勢角αが０°となるタイミングも存在する。姿勢角αが０°のときには、揺動カム２０のジャーナル部３１と駆動軸１３との軸受部分に対して同方向に荷重が作用することから、軸傾斜方向のモーメントが生じることがなく、軸受部分の前端と後端で強く接触することもないために、摩擦損失の発生を最小限に抑制することが可能となる。 That is, in the third embodiment, the posture angle α is 45 ° or less at all timings, and there is also a timing at which the posture angle α becomes 0 °. When the attitude angle α is 0 °, a load acts on the bearing portion of the journal portion 31 of the rocking cam 20 and the drive shaft 13 in the same direction. Since there is no strong contact between the front end and the rear end of the portion, it is possible to minimize the occurrence of friction loss.

また、リフト期間ΔＴの開始時期Ｔｓと終了時期Ｔｅのうち、相対角速度が高くなる開始時期Ｔｓの近傍で姿勢角αが小さくなるように設定されており、特にこの第３実施例においては、開始時期Ｔｓの近傍で姿勢角αが最も小さくなる、つまり０°となるように設定されているために、慣性力の大きい高回転時での摩擦損失の増加をより効果的に抑制することができる。 Further, among the start timing Ts and the end timing Te of the lift period ΔT, the posture angle α is set to be small in the vicinity of the start timing Ts at which the relative angular velocity increases. In particular, in the third embodiment, the start angle T Since the posture angle α is set to be the smallest, that is, 0 ° in the vicinity of the time Ts, it is possible to more effectively suppress an increase in friction loss at the time of high rotation with a large inertia force. .

以上のように本発明を具体的な実施例に基づいて説明してきたが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、その趣旨を逸脱しない範囲で、種々の変形・変更を含むものである。例えば、上記実施例では吸気弁側に本発明を適用した場合について説明してきたが、同様に、排気弁側に本発明を適用することもできる。 As described above, the present invention has been described based on the specific embodiments. However, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and includes various modifications and changes without departing from the spirit of the present invention. . For example, in the above embodiment, the case where the present invention is applied to the intake valve side has been described. Similarly, the present invention can also be applied to the exhaust valve side.

１０…リフト作動角変更機構（可変動弁装置）
１２…吸気弁
１３…駆動軸
１５…駆動偏心軸部
１６…制御軸
１８…ロッカーアーム
２０…揺動カム
２５…第１リンク
２６…第２リンク
３１…ジャーナル部
３２Ａ，３２Ｂ…カムロブ
５１…モータ（アクチュエータ） 10 ... Lift operating angle changing mechanism (variable valve operating device)
12 ... intake valve 13 ... drive shaft 15 ... drive eccentric shaft portion 16 ... control shaft 18 ... rocker arm 20 ... rocking cam 25 ... first link 26 ... second link 31 ... journal portion 32A, 32B ... cam lobe 51 ... motor ( Actuator)

Claims

A drive shaft that is rotationally driven by a crankshaft;
A drive eccentric shaft portion provided eccentric to the drive shaft;
A control axis;
A control eccentric shaft portion provided eccentric to the control shaft;
A rocker arm rotatably attached to the control eccentric shaft,
A swing cam rotatably mounted on the drive shaft;
A first link connecting the drive eccentric shaft portion and the first rotation fulcrum of the rocker arm;
A second link connecting the second pivot point of the rocker arm and the swing cam;
In a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine having an actuator for changing the rotational position of the control shaft so as to change the lift characteristic of the intake valve or the exhaust valve,
The rocking cam is rotatably supported by a journal bearing portion provided on the cylinder head side at a central portion in the axial direction of a journal portion that is rotatably fitted on the outer periphery of the drive shaft. A pair of cam lobes that press the valve lifter of the intake valve or the exhaust valve are provided on both sides in the direction, and the second link is connected to one cam lobe,
In the rocker arm, an opening angle between the first rotation fulcrum to which the first link is connected and the second rotation fulcrum to which the second link is connected is set to be greater than 90 ° with respect to the center of the control eccentric shaft portion. Has been
And at a predetermined timing during the lift period of the intake valve or the exhaust valve, a first link load vector along the link center line of the first link and a second link load vector along the link center line of the second link A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, characterized in that the posture angle formed by is set to be 45 ° or less.

2. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the posture angle at the time of maximum lift is set to be 45 [deg.] Or less.

The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1 or 2, wherein the posture angle is set to be 45 ° or less while at least a start timing or an end timing of the lift period.

2. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the posture angle is always set to 45 ° or less during the lift period.

The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the posture angle is set to be 0 ° at a predetermined timing during the lift period.