JPH07180514A - 内燃機関の可変動弁装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】 機関の運転運転状態に応じて吸気弁のバルブ
タイミングを適宜設定することにより、低負荷時の燃費
向上と高負荷時の出力向上を図る。 【構成】 可変動弁装置は、駆動軸２とカムシャフト３
とを揺動可能な環状ディスク１０を介して連結してなる
第１の可変動弁機構１と、内筒４５と外筒４７との相対
回転により駆動軸２とクランクシャフトとの間に位相差
を発生させる第２の可変動弁機構４３とから構成され、
各可変動弁機構１，４３はコントローラ４２を介して制
御される。第１の可変動弁機構１によって吸気弁の作動
角が大作動角から小作動角まで略連続的に切り換えられ
る一方、第２の可変動弁機構４３によって吸気弁の作動
中心角が調整される。そして、コントローラ４２は、機
関の運転状態を判断し、この運転状態に応じて各可変動
弁機構１，４３を作動させ、所定のバルブタイミングを
設定する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】この発明は、内燃機関の運転状態
に応じて吸気弁・排気弁の開閉時期や作動角を可変に制
御する可変動弁装置に関する。

【０００２】

【従来の技術】吸気弁・排気弁の開閉時期や作動角を可
変に制御する内燃機関の可変動弁装置は、従来から種々
の形式のものが提供されているが、その一つとして例え
ば特公平５−４３８４７号に記載されているものがあ
る。この公報記載の可変動弁装置は、作動角およびリフ
ト量の大きい高速カムと作動角およびリフト量の小さい
低速カムとを選択的に切り替える開閉作動特性変更機構
と、クランクシャフトとカムとの位相角を変化させる位
相調整機構との２つの可変動弁機構から構成されてい
る。

【０００３】ここで、内燃機関には、低負荷領域での燃
費の向上と、高負荷領域での出力の向上という要求があ
るが、この相反する要求を満たすためには、吸気弁の開
閉時期を以下のように調整すればよいことが知られてい
る。

【０００４】まず、低負荷領域では、吸気弁の開時期を
遅らせて排気弁とのバルブオーバラップをなくし、燃焼
室内に残留する排気ガス（燃焼ガス）の量を低減するこ
とにより燃費を向上できる。また、吸気弁の閉時期を圧
縮行程の中頃まで遅らせることにより、ポンピングロス
を低減し、燃費を向上できる。

【０００５】次に、低回転高負荷領域では、吸気弁の開
時期を進ませて適度なオーバラップを確保し、排気効率
を高めることにより出力向上を図ることができる。ま
た、吸気弁の閉時期を進ませることによって低回転での
充填効率が高まり、出力を向上することができる。

【０００６】さらに、高回転高負荷領域では、吸気弁の
開時期を進ませてオーバラップを大きくし、排気効率を
高めることにより出力向上を図ることができる。また、
吸気弁の閉時期を遅らせることによって高回転での充填
効率が高まり、出力を向上することができる。

【０００７】さて、前記公報に記載された従来の装置に
よって、上述した各運転領域に最適な吸気弁の開閉時期
特性を得るには、図１４に示す如く、運転条件に応じて
バルブタイミングを切り替えればよい。

【０００８】すなわち、低負荷領域にあるときは、開閉
作動特性変更機構によって作動角の大きい高速カムを選
択するとともに、位相調整機構によって開閉時期の全体
を遅らせることにより、実線で示すバルブタイミングＩ
₁に設定する。これにより、開時期が遅れてバルブオー
バラップが小さくなる一方、閉時期が遅れてポンピング
ロスが低減する。

【０００９】また、低回転高負荷領域にあるときは、開
閉作動特性変更機構によって作動角の小さい低速カムを
選択するとともに、位相調整機構によって開閉時期の全
体を進ませることにより、一点鎖線で示すバルブタイミ
ングＩ₂に設定する。これにより、開時期が早まって適
度なバルブオーバラップを得ることができる一方、閉時
期が早まって充填効率が高まる。

【００１０】さらに、高回転高負荷領域にあるときは、
開閉作動特性変更機構により作動角の大きい高速カムを
選択するとともに、位相調整機構によって開閉時期の全
体を進ませることにより、点線で示すバルブタイミング
Ｉ₃に設定すればよい。これにより、開時期が大幅に早
まってオーバラップが増大する一方、閉時期が遅れて充
填効率が向上する。

【００１１】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来の装置では、開閉作動特性変更機構と位相調整機構と
を用いることにより、運転条件に応じて吸気弁のバルブ
タイミングを適宜切り替えることができるものの、実際
の運転条件の変動に速やかに対応するのが困難であり、
運転性の低下等を招くおそれがある。

【００１２】すなわち、通常の運転状態としては、例え
ば定常運転状態からアクセルを踏み込んだ場合等、低負
荷領域から低回転高負荷領域あるいは低負荷領域から高
回転高負荷領域に運転条件が移行する場合が多い。

【００１３】ここで、図１４に示す如く、低負荷領域か
ら高回転高負荷領域に移行する場合には、位相調整機構
のみを作動させて吸気弁の開閉時期を進ませることによ
り、低負荷時のバルブタイミングＩ₁から高回転高負荷
時のバルブタイミングＩ₃に切り替えることができる。

【００１４】しかし、運転条件が低負荷領域から低回転
高負荷領域に移行する場合には、開閉作動特性変更機構
により作動角を小さくするとともに、位相調整機構によ
り開閉時期を進ませなければ、低負荷時のバルブタイミ
ングＩ₁から低回転高負荷時のバルブタイミングＩ₂に切
り替えることができない。

【００１５】すなわち、この場合には、両機構の作動を
必要とするため、位相調整機構を最初に作動させてバル
ブタイミングをＩ₃に移し、その後に開閉作動特性変更
機構を作動させてバルブタイミングＩ₂に到達するか、
あるいはこれとは逆に、最初に開閉作動特性変更機構を
作動させて図１４中に二点鎖線で示す中間のバルブタイ
ミングＩ₄に移し、その後に位相調整機構を作動させて
バルブタイミングＩ₂に達するかしなければならない。

【００１６】従って、かかる２段階の調整を行う過程
で、必然的に吸気弁のバルブタイミングが好ましいタイ
ミングからずれてしまい、この間、運転性能が悪化する
可能性がある。

【００１７】また、両機構を同時に作動させようとして
も、両機構の作動速度を一致させるのは事実上困難であ
る。さらに、仮に同時作動が実現したとしても、両機構
にそれぞれ所定の作動油圧を同時に供給しなければなら
ないため、オイルポンプの容量を大きくする必要を生
じ、コスト増大等を招来する。

【００１８】

【課題を解決するための手段】そこで、本発明は、駆動
軸とカムシャフトとの間に回転位相差を与える第１の可
変動弁機構と、クランクシャフトに対する駆動軸の位相
角を変化させる第２の可変動弁機構とを用いることによ
り、機関の運転状態に応じたバルブタイミングを容易に
実現し、運転性の向上等を図ることとした。すなわち、
本発明に係る内燃機関の可変動弁装置は、機関の回転に
同期して回転する駆動軸と、この駆動軸と同軸上に配設
され、かつ吸排気弁を駆動するカムを外周に有するカム
シャフトと、このカムシャフトの端部に設けられ、かつ
半径方向に沿って係合溝が形成された一方のフランジ部
と、この一方のフランジ部に対向するように前記駆動軸
側に設けられ、かつ半径方向に沿って係合溝が形成され
た他方のフランジ部と、前記両フランジ部の間に揺動自
在に配設された環状ディスクと、この環状ディスクの両
側部に互いに反対方向に突設されて、前記両フランジ部
の各係合溝内に夫々係合するピンと、前記環状ディスク
を機関運転状態に応じて揺動させる駆動機構とを備えた
第１の可変動弁機構と、機関のクランクシャフトに対す
る前記駆動軸の位相角を変化させる第２の可変動弁機構
とを備えて構成されている。

【００１９】また、請求項２の構成では、請求項１の構
成において、機関が低負荷領域にあるときは前記第１の
可変動弁機構を介して吸気弁の作動角を大きくするとと
もに、前記第２の可変動弁機構を介して吸気弁の開閉時
期を遅らせる第１の制御と、機関が低回転高負荷領域に
あるときは前記第１の可変動弁機構を介して吸気弁の作
動角を小さくし、かつ吸気弁の開時期を進ませるととも
に、前記第２の可変動弁機構を介して吸気弁の開閉時期
を遅らせる第２の制御と、機関が高回転高負荷領域にあ
るときは前記第１の可変動弁機構を介して吸気弁の作動
角を大きくするとともに、前記第２の可変動弁機構を介
して吸気弁の開閉時期を進ませる第３の制御と、を行う
制御手段を備えたことを特徴としている。

【００２０】さらに、請求項３の構成では、請求項２の
構成に加えて、前記制御手段は、機関が前記低負荷領域
と前記低回転高負荷領域との間の中間領域にあるとき
に、吸気弁の作動角を前記第１の可変動弁機構を介して
低負荷領域での作動角と低回転高負荷領域での作動角と
の中間の大きさにする第４の制御を行うことを特徴とし
ている。

【００２１】また、請求項４の構成では、請求項２の構
成に加えて、前記制御手段は、機関が前記低負荷領域と
前記高回転高負荷領域との中間領域にあるときに、吸気
弁の開閉時期を前記第２の可変動弁機構を介して低負荷
領域での開閉時期と高回転高負荷領域での開閉時期との
中間の位相にする第５の制御を行うことを特徴としてい
る。

【００２２】さらに、請求項５の構成では、請求項２の
構成において、前記制御手段は、機関の運転条件が前記
低負荷領域と前記低回転高負荷領域との間を移動する際
に、吸気弁の作動角を前記第１の可変動弁機構を介して
低負荷領域での作動角と低回転高負荷領域での作動角と
の間で略連続的に変化させるように構成したことを特徴
としている。

【００２３】また、請求項６の構成では、請求項２の構
成において、前記制御手段は、機関の運転条件が前記低
負荷領域と前記高回転高負荷領域との間を移動する際
に、吸気弁の開閉時期を前記第２の可変動弁機構を介し
て低負荷領域での開閉時期と高回転高負荷領域での開閉
時期との間で略連続的に変化させるように構成したこと
を特徴としている。

【００２４】

【作用】第１の可変動弁機構の環状ディスクの中心が駆
動軸の中心と合致している制御状態では、カムシャフト
は駆動軸に同期して等速で、すなわち位相差なしで回転
するため、カムのプロフィルに沿って吸排気弁が開閉す
る。これに対し、駆動機構によって環状ディスクが一方
へ揺動した状態では、環状ディスクの中心が駆動軸の中
心から偏心するため、駆動軸とカムシャフトとが不等速
で連動するようになり、回転中に位相差を生じる結果、
カムのプロフィルを位相差により遅進させたような特性
でもって吸排気弁が開閉する。一方、第２の可変動弁機
構は、機関のクランクシャフトに対する駆動軸の位相角
を変化させることができる。

【００２５】従って、これら第１の可変動弁機構と第２
の可変動弁機構とにより、作動角と開閉時期とを適宜調
整することができ、機関の運転状態に応じた種々のバル
ブタイミングを実現することが可能となる。これに加え
て、前記環状ディスクと駆動軸との偏心量および前記ク
ランクシャフトと駆動軸との位相角変化量を連続的に変
化させることにより、一のバルブタイミングから他のバ
ルブタイミングに変更する際に、このタイミングを連続
的に変化させることも可能となる。

【００２６】また、請求項２の構成によれば、吸気弁の
作動角を大きくするとともに開閉時期を遅らせる第１の
制御によってオーバラップを小さくしつつ閉時期を遅ら
せることができ、吸気弁の開時期を進めつつ作動角を小
さくするとともに開閉時期を遅らせる第２の制御によっ
て適度のオーバラップを形成しつつ第１の制御よりも閉
時期を早めることができ、吸気弁の作動角を大きくする
とともに開閉時期を進ませる第３の制御によって大きな
オーバラップを形成しつつ閉時期を比較的遅らせること
ができる。また、機関が低負荷領域と低回転高負荷領域
との間を移行する場合には、作動角と開閉時期の双方を
同時に調整しうる第１の可変動弁機構のみを作動させる
ことによって、それぞれの領域に適したバルブタイミン
グを得ることができる。

【００２７】さらに、請求項３の構成によれば、機関が
低負荷領域と低回転高負荷領域との間を移行する際に、
吸気弁の作動角が中間の値を経るため、移行時のトルク
ショックを低減することができる。

【００２８】また、請求項４の構成によれば、機関が低
負荷領域と高回転高負荷領域との間を移行する際に、吸
気弁の開閉時期が中間の位相を経るため、移行時のトル
クショックを低減することができる。

【００２９】さらに、請求項５の構成によれば、機関が
低負荷領域と低回転高負荷領域との間を移行する際に、
吸気弁の作動角を略連続的に変化させるため、移行時の
トルクショックを低減することができる。

【００３０】また、請求項６の構成によれば、機関が低
負荷領域と高回転高負荷領域との間を移行する際に、吸
気弁の開閉時期を略連続的に変化させるため、移行時の
トルクショックを低減することができる。

【００３１】

【実施例】以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置
の実施例を図１〜図１３に基づいて説明する。

【００３２】まず、図１は第１の実施例の全体構成を示
す構成説明図であって、この可変動弁装置は、後述する
第１の可変動弁機構１と第２の可変動弁機構４３とを主
体として構成され、これら各可変動弁機構１，４３へ供
給される作動油圧はコントローラ４２によって制御され
ている。

【００３３】初めに、第１の可変動弁機構１について図
２の拡大断面図を参照しつつ説明すると、機関の前後方
向に延設された中空状の駆動軸２にはクランクシャフト
からスプロケット（いずれも図示せず）を介して回転力
が伝達され、その外周には各気筒毎に分割されたカムシ
ャフト３が一定の隙間を介して駆動軸２の中心Ｘと同軸
に配設されている。

【００３４】また、カムシャフト３は、図示せぬシリン
ダヘッド上端部のカム軸受に回転自在に支持されている
と共に、図３，図４に示す如く、外周の所定位置に、吸
気弁４をバルブスプリング５のばね力に抗してバルブリ
フター６により開作動させる複数のカム７…が一体に設
けられている。

【００３５】さらに、カムシャフト３は、上述したよう
に複数個に分割形成されているが、その一方の分割端部
に、フランジ部８が設けられている。また、この複数に
分割されたカムシャフト３の端部間に、それぞれスリー
ブ９と環状ディスク１０が配置されている。前記フラン
ジ部８は、図５にも示す如く、中空部から半径方向に沿
った細長い矩形状の係合溝１１が形成されていると共
に、環状ディスク１０の一方の表面に摺接するフランジ
面８ａを有している。

【００３６】前記スリーブ９は、小径な一端部がカムシ
ャフト３の他方の分割端部内に回転自在に挿入されてい
る共に、駆動軸２の外周に嵌合しており、かつ直径方向
に貫通した連結ピン１２を介して該駆動軸２に連結固定
されている。また、スリーブ９の他端部に設けられたフ
ランジ部１３は、カムシャフト３側のフランジ部８と対
向して位置し、かつ図６にも示す如く、半径方向に沿っ
た細長い矩形状の係合溝１４が形成されていると共に、
外周面に環状ディスク１０の他方の表面に摺接するフラ
ンジ面９ａを有している。前記係合溝１４は、カムシャ
フト３側フランジ部８の係合溝１１と１８０°異なる反
対側に配置されている。

【００３７】前記環状ディスク１０は、略ドーナツ板状
を呈し、内径がカムシャフト３の内径と略同径に形成さ
れ、駆動軸２の外周面との間に環状の隙間部Ｓが形成さ
れていると共に、小巾の外周部１０ａが環状のベアリン
グメタル１５を介して制御環１６の内周面に回転自在に
保持されている。また、互いに１８０°異なる直径線上
の対向位置にそれぞれ保持孔１０ｂ，１０ｃが貫通して
形成されており、該各保持孔１０ｂ，１０ｃには、各係
合溝１１，１４に係合する一対のピン１７，１８が嵌合
配置されている。

【００３８】これら各ピン１７，１８は、互いにカムシ
ャフト３の軸方向へ逆向きに突出しており、円筒面から
なる基部が保持孔１０ｂ，１０ｃ内に回転自在に嵌合支
持されていると共に、環状ディスク１０の表面から突出
する先端部には、図５及び図６に示す如く、各係合溝１
１，１４の対向内面１１ａ，１１ｂ、１４ａ，１４ｂと
当接する２面巾状の平面部１７ａ，１７ｂ、１８ａ，１
８ｂがそれぞれ形成されている。

【００３９】また、各ピン１７，１８の軸方向への位置
決めは、突出方向については、ピン１７，１８の円筒面
と前記平面部１７ａ，１７ｂ、１８ａ，１８ｂとの間に
生じる段部１７ｃ，１８ｃとフランジ面８ａ，９ａとの
当接により、また後退方向については、前記保持孔１０
ｂ，１０ｃを貫通したピン１７，１８の基端面１７ｄ，
１８ｄとフランジ面９ａ，９ａとの当接により、それぞ
れ行われる。

【００４０】前記制御環１６は、略円環状をなすととも
に、図３に示す如く、外周の一部にボス部１６ａを有
し、該ボス部１６ａを貫通した揺動軸１９を支点とし
て、駆動軸２の軸方向と直交する面に沿って上下に揺動
自在に構成されている。またボス部１６ａと反対側の外
周面にはレバー部１６ｂが半径方向に沿って突設されて
おり、このレバー部１６ｂを後述の駆動機構２８が操作
することにより制御環１６の揺動位置が制御されるよう
になっている。

【００４１】また、前記揺動軸１９内部には、図３及び
図７に示す如く、機関のオイルギャラリから潤滑油が圧
送される潤滑油通路２０が設けられており、ここから給
油孔２１，２２，２３を介してベアリングメタル１５と
環状ディスク１０との摺動面を潤滑している。環状ディ
スク１０の外周面には、前記給油孔２２と連通する油溝
２４が形成されており、環状ディスク１０の全周に潤滑
油が行きわたるようになっている。また、この油溝２４
からは、図２に示す如く、各ピン１７，１８の保持孔１
０ｂ，１０ｃへ向けて給油孔２５が形成されている。こ
れらの潤滑機構により、環状ディスク１０と制御環１６
との間、および環状ディスク１０とピン１７，１８との
間が強制潤滑される。

【００４２】また、図２に示す如く、駆動軸２およびカ
ムシャフト３の上方に、その軸方向に沿って、給油パイ
プ２６が配置されており、この給油パイプ２６に、各フ
ランジ部８，１３と環状ディスク１０との境界付近に向
けてそれぞれ給油孔２７が開口形成されている。この給
油パイプ２６には、やはり機関潤滑油が圧送されるよう
になっており、給油孔２７から供給される潤滑油によっ
て各ピン１７，１８と係合溝１１，１４との間が潤滑さ
れる。

【００４３】制御環１６を揺動させる駆動機構２８は、
図３に示す如く、シリンダヘッドの所定部位に互いに対
向して形成された第１，第２シリンダ２９，３０と、各
シリンダ２９，３０内に出没自在に嵌合した油圧ピスト
ン３１及びリテーナ３２と、図１に示す如く、前記第１
シリンダ２９内に画成される油圧室２９ａに油圧を給排
して油圧ピストン３１を進退させる油圧回路３３とを備
えている。前記油圧ピストン３１及びリテーナ３２は、
互いに対向し、かつ両者の先端の間で、前記レバー部１
６ｂの円弧状先端部を上下方向から挾持するようになっ
ている。

【００４４】ここで、前記第２シリンダ３０内に設けら
れたリテーナ３２は、略有底円筒状に形成され、第２シ
リンダ３０内に配設されたコイルスプリング３４のばね
力で突出方向に付勢されている。また、前記油圧ピスト
ン３１は、第１シリンダ２９の底面に当接することによ
り後退位置が規制されるようになっており、該底面に当
接した最大後退位置において、環状ディスク１０の回転
中心Ｙと駆動軸２の中心Ｘとが同心状態となるように設
定されている。

【００４５】前記油圧回路３３は、一端部が機関のオイ
ルパン３５内に、他端部が油圧室２９ａにそれぞれ連通
した油通路３６と、該油通路３６のオイルパン３５側に
設けられたオイルポンプ３７と、該オイルポンプ３７の
下流側に設けられた３ポート２位置型の電磁弁３８とか
ら主として構成されている。なお、この油圧回路３３
は、一般に機関潤滑系統を利用して構成され、オイルポ
ンプ３７等を機関潤滑系統と共用したものとなる。

【００４６】また、３９は機関のクランク角を検出する
クランク角センサ、４０は吸入空気量を検出するエアフ
ローメータ、４１は機関の冷却水温を検出する水温セン
サをそれぞれ示し、これら各センサ３９，４０，４１は
コントローラ４２に接続されている。

【００４７】機関を集中制御する制御手段としてのコン
トローラ４２は、マイクロコンピュータシステムとして
構成され、後述の如く、各センサ３９，４０，４１から
の検出信号に基づいて機関の運転状態を判別し、この運
転状態に応じて前記電磁弁３８及び後述する他の電磁弁
５４に制御信号を出力し、これらを切り換えるようにな
っている。

【００４８】ここで、このコントローラ４２は、各電磁
弁３８、５４を切り換える際に、その中間段階でデュー
テイ制御を行うようになっている。すなわち、例えばＯ
Ｎ信号からＯＦＦ信号に切り換える場合には、出力１０
０％の状態から所定の短時間内に徐々にＯＮ時間の比率
を下げていき、これとは逆に、ＯＦＦ信号からＯＮ信号
に切り換える場合には、出力０％の状態から所定の短時
間内に徐々にＯＮ時間の比率を上げていく。これによ
り、各電磁弁３８，５４を介して供給される作動油の圧
力は階段状に、略連続的に変化するようになっている。

【００４９】次に、図８に基づき第２の可変動弁機構４
３について説明する。

【００５０】まず、図８は第２の可変動弁機構４３の詳
細を拡大して示す断面図であって、この第１の可変動弁
機構４３は、後述のスリーブ４４，内筒４５，外筒４
７，ピストン４８等から構成されている。

【００５１】すなわち、スリーブ４４は、カムシャフト
３の前端に回動可能に挿入され、駆動軸２に連結ピン１
２を介して固定されている。このスリーブ４４の前端に
は、内筒４５が取付ボルト４６を介して固着され、この
内筒４５の外周側にはカムプーリ４７ａが一体的に形成
されたカップ状の外筒４７が例えば約１０°程度相対回
転可能に嵌合されている。

【００５２】また、内筒４５と外筒４７との間にはリン
グ状のピストン４８が設けられ、このピストン４８はヘ
リカル状の螺条を介して内筒４５の外周面と外筒４７の
外周面とにそれぞれ噛合している。

【００５３】さらに、ピストン４８は、リターンスプリ
ング４９により前方に向けて常時付勢されており、この
ばね力に対抗すべく、ピストン４８の前面と外筒４７の
蓋部裏面との間には油圧室５０が画成されている。そし
て、この油圧室５０は、取付ボルト４６内の油通路５１
とスリーブ４４内まで形成された油通路５２を介して図
１に示す如く、第２の可変動弁機構４３用の油圧回路５
３中の電磁弁５４に接続されている。そして、この油圧
回路５３は、コントローラ４２の制御信号に応じて第２
の可変動弁機構４３に作動油圧を供給するようになって
いる。

【００５４】次に、第１の可変動弁機構１の作用につい
て図９を参照しつつ説明する。

【００５５】まず、コントローラ４２から電磁弁３８に
ＯＦＦ信号を出力すると、この電磁弁３８を介して油通
路３６とオイルパン３５とが接続される。このため、油
圧室２９ａ内の油圧が解放され、油圧ピストン３１がバ
ルブスプリング５及びコイルスプリング３４のばね力で
第１シリンダ２９の底面に当接する最大後退位置まで後
退する。

【００５６】従って、制御環１６つまり環状ディスク１
０の回転中心Ｙと駆動軸２の中心Ｘが合致する。つまり
図３中に実線で示すような状態となる。この場合は、環
状ディスク１０と駆動軸２との間に回転位相差が生じ
ず、また、カムシャフト３の中心と環状ディスク１０の
中心Ｙも合致するため、両者３，１０間の回転位相差も
生じない。

【００５７】そのため、駆動軸２，環状ディスク１０お
よびカムシャフト３の３者は、ピン１７，１８を介して
等速で同期回転する。この結果、図９（Ａ）中の実線に
示すようなカムプロフィルに沿ったバルブリフト特性が
得られる。また、このときには、ピン１７，１８と係合
溝１１，１４との間で実質的に滑りが生じない。

【００５８】一方、コントローラ４２から電磁弁３８に
ＯＮ信号を出力すると、電磁弁３８が切り換わり、オイ
ルポンプ３７からの作動油が油通路３６を介して油圧室
２９ａに供給され、油圧室２９ａの内圧が上昇する。

【００５９】この圧力上昇に伴い、油圧ピストン３１が
図３中の一点鎖線で示す如く、コイルスプリング３４の
ばね力に抗してレバー部１６ｂを所定位置まで押し上げ
るため、制御環１６が揺動軸１９を支点として上方へ揺
動し、環状ディスク１０の中心Ｙが図３中のＹ′として
示すように駆動軸２の中心Ｘから偏心する。

【００６０】この状態では、スリーブ９の係合溝１４と
ピン１８との摺動位置、ならびに、カムシャフト３の係
合溝１１とピン１７との摺動位置が、いずれも駆動軸２
の１回転毎に移動し、環状ディスク１０の角速度が変化
する不等速回転になる。

【００６１】特に、一方の係止溝１４とピン１８の摺動
位置が駆動軸２の中心Ｘに接近する角度領域では、他方
の係止溝１１とピン１７の摺動位置が中心Ｘから離れる
関係になる。この場合は、環状ディスク１０は、駆動軸
２に対して角速度が小さくなり、さらに環状ディスク１
０に対しカムシャフト３の角速度も小さくなる。したが
って、カムシャフト３の角速度は、駆動軸２に対して２
重に減速された状態になる。

【００６２】逆に、一方の係止溝１４とピン１８の摺動
位置が駆動軸２の中心Ｘから離間する角度領域では、他
方の係止溝１１とピン１７の摺動位置が中心Ｘに接近す
る関係になる。この場合は、環状ディスク１０は、駆動
軸２に対して角速度が大きくなり、さらに環状ディスク
１０に対しカムシャフト３の角速度も大きくなる。した
がって、カムシャフト３の角速度は、駆動軸２に対して
２重に増速された状態になる。

【００６３】これにより、図９（Ｂ）中に一点鎖線で示
す如く、駆動軸２とカムシャフト３との間で比較的大き
な位相差が与えられる。また、回転位相差の最大，最小
点の途中に同位相点（Ｐ点）が存在する。なお、図９
（Ｂ）の特性図では、カムシャフト３が相対的に進む方
向の位相差を正に、相対的に遅れる方向の位相差を負に
してある。

【００６４】そして、カムシャフト３が相対的に遅れ側
となる領域に位置する吸気弁４の開弁時期は、前記位相
差に伴って遅れることになる。逆に、カムシャフト３が
相対的に進み側となる領域に位置する吸気弁４の閉弁時
期は、位相差に伴って進むことになる。従って、図９
（Ａ）中に一点鎖線で示すようなバルブリフト特性が得
られ、その作動角は小さくなる。

【００６５】ここで、図９に示す如く、上述した同軸時
のリフト開始点Ｑ₁は、同位相点Ｐの直後となるように
設定されている。これにより、偏心時のリフト開始点Ｑ
₂は同軸時のリフト開始点Ｑ₁よりも回転位相差δ₁だけ
早くなる一方、偏心時のリフト終点Ｒ₂は同軸時のリフ
ト終点Ｒ₁よりも回転位相差δ₂だけ早くなっている。

【００６６】次に、第２の可変動弁機構４３の作用につ
いて説明する。

【００６７】まず、コントローラ４２が他の電磁弁５４
にＯＦＦ信号を出力すると、油圧室５０とオイルパン３
５とが接続される。これにより、油圧室５０内の圧力が
解放され、ピストン４８が軸方向に移動しないため、内
筒４５と外筒４７とは相対回転せず、駆動軸２の位相角
とクランクシャフトの位相角とが一致する。ここで、駆
動軸２とクランクシャフトとの間に位相差が生じない場
合に、吸気弁４の開閉時期が全体として遅れるように設
定されている。

【００６８】一方、コントローラ４２から電磁弁５４に
ＯＮ信号を出力すると、該電磁弁５４が切り換わり、オ
イルポンプ３７からの作動油が油通路５２等を介して油
圧室５０内に供給される。これにより、ピストン４８が
軸方向に移動し、この軸方向の運動が内筒４５と外筒４
７との相対回転運動に変換される。このため、駆動軸２
とクランクシャフトとの位相角に差異が生じ、図１１中
の実線波形と点線波形に示す如く、吸気弁４の作動中心
角自体が移動し、開時期と閉時期とが共に早まったり遅
くなったりする。

【００６９】次に、可変動弁装置全体の作用について図
１０及び図１１を参照しつつ詳細に説明する。

【００７０】まず、コントローラ４２は、図１０に示す
ような動作切換マップを有し、このマップに基づいて吸
気弁４のバルブタイミングが制御される。この動作切換
マップは、低負荷領域Ａ，低回転高負荷領域Ｂ，高回転
高負荷領域Ｃの３つの領域に分かれている。

【００７１】そして、コントローラ４２は、各センサ３
９，４０，４１の検出信号に基づいて機関の回転数，ト
ルクを検出し、機関の運転状態が各領域Ａ，Ｂ，Ｃのう
ちいずれの領域にあるかを判断した後、各領域Ａ，Ｂ，
Ｃに応じて各電磁弁３８，５４に制御信号を出力し、各
可変動弁機構１，４３を作動させる。

【００７２】まず、機関が低負荷領域Ａにある場合に
は、コントローラ４２は、電磁弁３８にＯＦＦ信号を出
力し、環状ディスク１０の中心Ｙと駆動軸２の中心Ｘと
を一致せしめ、回転位相差を零とし、吸気弁４の作動角
を同軸時の大作動角αに設定する。一方、コントローラ
４２は、他の電磁弁５４にもＯＦＦ信号を出力して、駆
動軸２とクランクシャフトとの間の位相差が生じないよ
うにして作動中心角を遅れ側に設定し、これにより、図
１１中の実線波形に示す如く低負荷時のバルブタイミン
グａを得る。従って、吸気弁４の開時期と閉時期とが共
に大きく遅れ、オーバラップが小さいか、あるいは発生
しなくなる。

【００７３】次に、機関の負荷が上昇して低回転高負荷
領域Ｂに入った場合には、コントローラ４２は、第２の
可変動弁機構４３を低負荷領域Ａの場合に保持したま
ま、電磁弁３８にのみＯＮ信号を出力して制御環１６を
揺動せしめ、環状ディスク１０を駆動軸２に対して偏心
させ、吸気弁４の作動角を偏心時の小作動角βに切り換
える。これにより、吸気弁４の作動角が狭まりつつ開時
期及び閉時期が共に早まり、図１１中の一点鎖線波形に
示す如く、低回転高負荷時のバルブタイミングｂを得
る。従って、オーバラップが適度に生じる一方、閉時期
が大きく早まる。ここで、上述のように、第１の可変動
弁機構１によって作動角を大作動角αから小作動角βに
切り換える際には、デューテイ制御が行われるため、吸
気弁４の作動角は実質状連続的に切り換えられる。

【００７４】さらに、機関が高回転高負荷領域Ｃに入っ
た場合は、コントローラ４２は、他の電磁弁５４にＯＮ
信号を出力して駆動軸２とクランクシャフトとの間に位
相差を発生させ、吸気弁４の作動中心角を早める。一
方、コントローラ４２は、第１の可変動弁機構１の電磁
弁３８にＯＦＦ信号を出力し、環状ディスク１０と駆動
軸２との関係を同軸に戻し、作動角を大作動角αに切り
換える。これにより、開時期が大きく早まる一方、閉時
期が低負荷時と低回転高負荷時との略中間に位置するよ
うになり、図１１中の点線波形に示す如く、高回転高負
荷時のバルブタイミングｃを得る。ここで、上述のよう
に、作動角，作動中心角を切り換える際には、デューテ
イ制御が行われるため、これら作動角，作動中心角は、
ミクロ的には階段状に、マクロ的には滑らかに連続的に
変化していく。

【００７５】以上の結果をまとめると、下記表１のよう
になる。

【００７６】

【表１】

【００７７】このように本実施例によれば、駆動軸２と
カムシャフト３とを揺動可能な環状ディスク１０で連結
してなる第１の可変動弁機構１と、内筒４５と外筒４７
との相対回転によって駆動軸２とクランクシャフトとの
位相角を変化させる第２の可変動弁機構４３とから可変
動弁装置を構成したため、各可変動弁機構１，４３に供
給する作動油を制御することにより、第１の可変動弁機
構１によって吸気弁４の作動角及び開閉時期を変化させ
ることができ、第２の可変動弁機構４３によって吸気弁
４の作動中心角を変化させることができる。この結果、
機関の運転状態に応じた種々のバルブタイミングを容易
に得ることができる。

【００７８】また、前記表１及び図１１に示す如く、機
関の運転状態に応じて各可変動弁機構１，４３を作動さ
せ、低負荷時のバルブタイミングａ，低回転高負荷時の
バルブタイミングｂ，高回転高負荷時のバルブタイミン
グｃを得る構成としたため、低負荷時では燃費を向上す
ることができ、高負荷時には出力を増大させることがで
きる。

【００７９】すなわち、低負荷領域Ａでは、吸気弁４の
閉時期が上死点（ＴＤＣ）と下死点（ＢＤＣ）との中頃
まで大きく遅れるため、一度燃焼室内に吸い込まれた混
合気が再度吸気管内に戻されて吸入量が低下し、ポンピ
ングロスが大幅に低減して燃費が向上する。一方、吸気
弁４の開時期が遅くなってバルブオーバラップが小さい
か、あるいは生じないため、燃焼室内の残留ガスを少な
くして燃焼状態を安定化することができ、これにより、
燃費が向上する。

【００８０】また、低回転高負荷領域Ｂでは、吸気弁４
の開時期が低負荷時よりも早まって適度なオーバラップ
が生じ、排気効率が上がって出力が増大する。一方、吸
気弁４の閉時期が大幅に早まるため、低回転での混合気
充填効率が高まり、これによっても出力が増大する。

【００８１】さらに、高回転高負荷領域Ｃでは、吸気弁
４の閉時期が比較的遅くなるため、高回転時の充填効率
が高まる一方、吸気弁４の開時期が大幅に早まってバル
ブオーバラップが増大するため、排気効率も高まる。従
って、この場合には、出力が向上する。

【００８２】一方、本実施例では、環状ディスク１０の
揺動方向とカム７との位置関係等の調整によって、作動
角と開閉時期の双方を調整可能な第１の可変動弁機構１
を用いる構成のため、この第１の可変動弁機構１のみを
作動させることにより、低回転時のバルブタイミングａ
と低回転高負荷時のバルブタイミングｂとを速やかに切
り換えることができる。

【００８３】すなわち、図９（Ａ）に示す如く、第１の
可変動弁機構１によって作動角が小作動角βになった場
合に、そのリフト開始点Ｑ₂が同軸時（大作動角α時）
のリフト開始点Ｑ₁よりも早くなるように設定されてい
るため、単一の可変動弁機構１の操作によって、吸気弁
４の閉時期を大きく早めると共に開時期をも比較的早め
ることができる。

【００８４】従って、実際の運転状態において頻繁に切
り換わる低負荷領域Ａと低回転高負荷領域Ｂとの間で、
バルブタイミングａ，ｂを安定して速やかに切り換える
ことができ、オイルポンプ３７の容量を過大に大きくす
る必要がなく、燃費が一層向上する。これに対し、従来
技術で述べた公報記載の装置によれば、高速カムと低速
カムとの２種類を選択可能であるものの、作動角及びリ
フト量のみしか調整できず、開閉時期の調整が本質的に
不可能であるため、カムの切換のみで低負荷領域Ａと低
回転高負荷領域Ｂとの間の移行を行うことができず、ク
ランクシャフトと駆動軸２の位相角調整をも必要とす
る。ところが、本実施例では、第１の可変動弁機構１の
み作動させればよいので、その構成が簡素であり、安定
したバルブタイミング制御を行うことができる。

【００８５】なお、低負荷領域Ａと高回転高負荷領域Ｃ
との間を移行する場合は、表１に示す如く、第２の可変
動弁機構４３によって吸気弁４の作動中心角のみを調整
すれば足りるため、上記同様の効果、すなわち、所定の
バルブタイミングを安定して確実に得ることができる。

【００８６】また、本実施例では、各可変動弁機構１，
４３を切り換える際に、デューテイ制御を行って略滑ら
かに作動油の圧力を変化させる構成としたため、バルブ
タイミングを切り換える際のトルクショックを大幅に低
減することができ、運転性を向上することができる。

【００８７】次に、図１２に基づいて本発明の第２の実
施例を説明する。なお、本実施例では、上述した第１の
実施例と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明
を省略するものとする。

【００８８】すなわち、図１２は本実施例による動作切
換マップであって、低負荷領域Ａと低回転高負荷領域Ｂ
との間には第１の中間領域Ｄが配置され、低負荷領域Ａ
と高回転高負荷領域Ｃとの間には第２の中間領域Ｅが配
置されている。

【００８９】そして、この第１の中間領域Ｄでは、第１
の可変動弁機構１の電磁弁３８に対する移行時のデュー
テイ制御のＯＮ時間比率を、０〜１００％の間の任意の
値である中間値Ｍ₁％（但し、下限の０％，上限の１０
０％は除き、例えば２０〜８０％程度の範囲で、好まし
くは４０〜６０％程度の範囲で設定される）とすること
により、低負荷時の大作動角αと低回転高負荷時の小作
動角βとの間の中間作動角γ（図示せず）を発生させ、
両領域Ａ，Ｂ間を段階的に移行させるようになってい
る。

【００９０】一方、前記第２の中間領域Ｅでは、第２の
可変動弁機構４３の電磁弁５４に対する移行時のデュー
テイ制御のＯＮ時間比率を、０〜１００％の間の任意の
値である中間値のＭ₂％（但し、前記Ｍ₁と同様に、例え
ば２０〜８０％程度の範囲で、好ましくは４０〜６０％
程度の範囲で設定される）とすることにより、低負荷時
の遅い作動中心角と高回転高負荷時の速い作動中心角と
の間の中間作動中心角を発生させ、両領域Ａ，Ｃ間を段
階的に移行させるようになっている。

【００９１】このように構成される本実施例でも、上述
した第１の実施例とほぼ同様の効果を得ることができ
る。これに加えて、特に、本実施例では、バルブタイミ
ングを切り換える際に、デューテイ制御を３段階で行う
構成のため、厳密には移行時の滑らかさにやや欠けるも
のの、実際上の不具合はなく、却って、基本的効果を維
持しつつ制御を一層簡素化することができる。

【００９２】次に、図１３は本発明の第３の実施例を示
している。なお、本実施例では、前記第１の実施例で述
べた構成要素と同一の構成要素には同一の符号を付し、
その説明を省略するものとする。

【００９３】すなわち、本実施例は、カム７のプロフィ
ルに対するピン１７，１８の位相を第１の実施例に比べ
て１８０°異ならせたものであり、これにより、環状デ
ィスク１０が駆動軸２に対し偏心状態にあるときに作動
角が広がるように構成されている。なお、カム７とピン
１７，１８との位相関係を変えずに、偏心方向を逆方向
としても、同様に作動角が広がるようになる。そして、
この実施例では、同軸時（小作動角β時）のリフト開始
点Ｑ₁を、駆動軸２に対するカムシャフト３の位相差が
正から負に変わるときの同位相点Ｐの直後に設定してい
る。

【００９４】このように構成される本実施例でも上述し
た第１の実施例とほぼ同一の効果を得ることができる。

【００９５】なお、前記各実施例では、吸気弁４の駆動
にのみ適用する場合を例示したが、本発明はこれに限ら
ず、排気弁にも適用することができる。

【００９６】また、前記各実施例では、各電磁弁３８，
５４へ印加する電圧をデューテイ制御することにより、
作動油圧を略連続的に、あるいは中間値Ｍ₁，Ｍ₂を得る
ものとして述べたが、これに替えて、例えば油圧回路中
に可変絞りを設ける等の他の手段を用いてもよい。

【００９７】

【発明の効果】以上の説明で明らかなように、この発明
に係る内燃機関の可変動弁装置によれば、駆動軸とカム
シャフトとを揺動可能な環状ディスクで連結してなる第
１の可変動弁機構と、駆動軸とクランクシャフトとの位
相角を変化させる第２の可変動弁機構とから可変動弁装
置を構成したため、各可変動弁機構に供給する作動油を
制御することにより、機関の運転状態に応じた種々のバ
ルブタイミングを容易に得ることができる。

【００９８】また、請求項２の構成によれば、機関の運
転状態に応じたバルブタイミングを設定することがで
き、低負荷状態では燃費を向上でき、高負荷状態では出
力を向上することができる。さらに、低負荷領域と低回
転高負荷領域との間を移行する場合には、作動角と開閉
時期の双方を同時に調整しうる第１の可変動弁機構のみ
を作動させれば良いため、安定して速やかにバルブタイ
ミングを設定することができる。

【００９９】さらに、請求項３〜請求項６の構成によれ
ば、移行時のトルクショックを低減することができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の第１の実施例に係る内燃機関の可変動
弁装置の全体構成を示す構成説明図。

【図２】第１の可変動弁機構の要部を示す一部破断図。

【図３】図２中のＡ−Ａ線に沿った断面図。

【図４】第１の可変動弁装置の要部を示す平面図。

【図５】図４中のＢ−Ｂ線に沿った断面図。

【図６】図４中のＣ−Ｃ線に沿った断面図。

【図７】図３中のＤ−Ｄ線に沿った断面図。

【図８】第２の可変動弁機構の要部を示す断面図。

【図９】駆動軸とカムシャフトとの回転位相差特性及び
バルブリフト特性を対比して示す特性図。

【図１０】機関の運転状態に応じて制御動作を切り換え
るためのマップを示す説明図。

【図１１】機関の運転状態に応じた吸気弁のバルブタイ
ミングと排気弁のバルブタイミングとの関係を示す特性
図。

【図１２】本発明の第２の実施例に係る動作切換マップ
を示す説明図。

【図１３】本発明の第３の実施例に係る駆動軸とカムシ
ャフトとの回転位相差及びバルブリフト特性を対比して
示す特性図。

【図１４】従来技術による排気弁と吸気弁のバルブタイ
ミングを示す特性図。

【符号の説明】

１…第１の可変動弁装置 ２…駆動軸 ３…カムシャフト ４…吸気弁 ８，１３…フランジ部 １０…環状ディスク １１，１４…係合溝 １７，１８…ピン ２８…駆動機構 ４２…コントローラ ４３…第２の可変動弁機構

Claims (6)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 機関の回転に同期して回転する駆動軸
   と、この駆動軸と同軸上に配設され、かつ吸排気弁を駆
   動するカムを外周に有するカムシャフトと、このカムシ
   ャフトの端部に設けられ、かつ半径方向に沿って係合溝
   が形成された一方のフランジ部と、この一方のフランジ
   部に対向するように前記駆動軸側に設けられ、かつ半径
   方向に沿って係合溝が形成された他方のフランジ部と、
   前記両フランジ部の間に揺動自在に配設された環状ディ
   スクと、この環状ディスクの両側部に互いに反対方向に
   突設されて、前記両フランジ部の各係合溝内に夫々係合
   するピンと、前記環状ディスクを機関運転状態に応じて
   揺動させる駆動機構とを備えた第１の可変動弁機構と、 機関のクランクシャフトに対する前記駆動軸の位相角を
   変化させる第２の可変動弁機構と、 を備えて構成された内燃機関の可変動弁装置。
2. 【請求項２】 機関が低負荷領域にあるときは前記第１
   の可変動弁機構を介して吸気弁の作動角を大きくすると
   ともに、前記第２の可変動弁機構を介して吸気弁の開閉
   時期を遅らせる第１の制御と、 機関が低回転高負荷領域にあるときは前記第１の可変動
   弁機構を介して吸気弁の作動角を小さくし、かつ吸気弁
   の開時期を進ませるとともに、前記第２の可変動弁機構
   を介して吸気弁の開閉時期を遅らせる第２の制御と、 機関が高回転高負荷領域にあるときは前記第１の可変動
   弁機構を介して吸気弁の作動角を大きくするとともに、
   前記第２の可変動弁機構を介して吸気弁の開閉時期を進
   ませる第３の制御と、 を行う制御手段を備えたことを特徴とする請求項１に記
   載の内燃機関の可変動弁装置。
3. 【請求項３】 前記制御手段は、機関が前記低負荷領域
   と前記低回転高負荷領域との間の中間領域にあるとき
   に、吸気弁の作動角を前記第１の可変動弁機構を介して
   低負荷領域での作動角と低回転高負荷領域での作動角と
   の中間の大きさにする第４の制御を行うことを特徴とす
   る請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置。
4. 【請求項４】 前記制御手段は、機関が前記低負荷領域
   と前記高回転高負荷領域との中間領域にあるときに、吸
   気弁の開閉時期を前記第２の可変動弁機構を介して低負
   荷領域での開閉時期と高回転高負荷領域での開閉時期と
   の中間の位相にする第５の制御を行うことを特徴とする
   請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置。
5. 【請求項５】 前記制御手段は、機関の運転条件が前記
   低負荷領域と前記低回転高負荷領域との間を移動する際
   に、吸気弁の作動角を前記第１の可変動弁機構を介して
   低負荷領域での作動角と低回転高負荷領域での作動角と
   の間で略連続的に変化させるように構成したことを特徴
   とする請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置。
6. 【請求項６】 前記制御手段は、機関の運転条件が前記
   低負荷領域と前記高回転高負荷領域との間を移動する際
   に、吸気弁の開閉時期を前記第２の可変動弁機構を介し
   て低負荷領域での開閉時期と高回転高負荷領域での開閉
   時期との間で略連続的に変化させるように構成したこと
   を特徴とする請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装
   置。