JPH07301106A - 内燃機関の可変動弁装置 - Google Patents

内燃機関の可変動弁装置

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JPH07301106A
JPH07301106A JP9319094A JP9319094A JPH07301106A JP H07301106 A JPH07301106 A JP H07301106A JP 9319094 A JP9319094 A JP 9319094A JP 9319094 A JP9319094 A JP 9319094A JP H07301106 A JPH07301106 A JP H07301106A
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valve
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intake
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信 中村
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Abstract

(57)【要約】 【目的】 機関の運転状態に応じて吸気弁および排気弁
のバルブタイミングを適宜設定することにより、低速低
負荷時の安定性向上と低速中負荷時の燃費向上とを同時
に達成する。 【構成】 吸気側には、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
可変動弁機構１が設けられ、排気側には内筒４５と外筒
４７との相対回転によりカムシャフト４４とクランクシ
ャフトとの間に位相差を発生させる第２可変動弁機構４
３が設けられている。第１可変動弁機構１は、吸気弁の
開時期と閉時期とを互いに逆方向に可変させ、第２可変
動弁機構４３は互いに同方向に変化させる。低速低負荷
時には吸気弁の作動角を小さくし、排気弁の開閉時期を
進ませる。低速中負荷時には、吸気弁の作動角を大きく
し、排気弁の開閉時期を遅らせる。

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・排気弁の開閉時期および作動角を最適
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２−４３００４号に記載されているように、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運転条件に応じて選択的に
切り替えるようにした構成のものが知られている。
【０００３】また、機関のクランクシャフトに対するカ
ムシャフトの位相を相対変化させることで、開閉時期を
速めたり、遅らせたりできるようにした構成の可変動弁
機構も従来から知られている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】ところで、内燃機関に
は、その運転条件に応じて種々の異なる特性が要求され
る。例えば、アイドル運転を含む低速低負荷領域では、
機関の安定的な運転が重視される。つまり、筒内残留ガ
スを少なくし、ある程度新気の充填効率を確保して良好
な燃焼を実現する必要がある。
【０００５】一方、市街地走行に多用される低速中負荷
領域においては、総運転時間に占める割合が大きいの
で、燃費の向上が強く要請される。このためには、筒内
ガス温度の低下を抑制しつつ吸気弁閉時期の遅延による
ポンピングロス低減を図る必要がある。
【０００６】このような双方の要求を満たすためには、
吸気弁の開閉時期を互いに逆方向に（つまり開時期が早
まるときに閉時期が遅くなり、開時期が遅れるときに閉
時期が早まる関係）変化させるとともに、排気弁の開閉
時期を互いに同方向に変化させる必要がある。しかしな
がら、従来の可変動弁装置は、一般に、吸気弁もしくは
排気弁の一方の開閉時期を、逆方向もしくは同方向に変
化させるに過ぎず、上記のような最適な制御が実現でき
ない。
【０００７】
【課題を解決するための手段】請求項１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上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、
上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、上記両フランジ部の各係合溝内に夫々係合
するピンと、上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吸気側の第１可変動弁機
構と、機関のクランクシャフトに対する排気側カムシャ
フトの位相を相対変化させる排気側の第２可変動弁機構
と、を備えたことを特徴としている。
【０００８】また請求項２に係る可変動弁装置は、低速
低負荷領域では上記第１可変動弁機構を介して吸気弁の
作動角を小さくするとともに、上記第２可変動弁機構を
介して排気弁の開閉時期を進ませ、低速中負荷領域では
上記第１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、上記第２可変動弁機構を介して排気弁の
開閉時期を遅らせる制御手段を備えたことを特徴として
いる。
【０００９】さらに請求項３に係る可変動弁装置は、上
記低速中負荷領域においてはバルブオーバーラップの中
心が上死点より遅れ側にあることを特徴としている。
【００１０】また請求項４の発明では、上記制御手段
は、機関が低速高負荷領域にあるときに、上記第１可変
動弁機構を介して吸気弁の作動角を小さくするととも
に、上記第２可変動弁機構を介して排気弁の開閉時期を
進ませ、中速領域にあるときに、上記第１可変動弁機構
を介して吸気弁の作動角を中作動角にするとともに、上
記第２可変動弁機構を介して排気弁の開閉時期を進ま
せ、高速領域にあるときに、上記第１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、上記第２可
変動弁機構を介して排気弁の開閉時期を遅らせることを
特徴としている。
【００１１】また請求項５では、上記第１可変動弁機構
の駆動機構が上記環状ディスクの揺動角を連続的に変化
させる構成となっている。
【００１２】また請求項６では、上記第１可変動弁機構
の角速度変化の生じない位相付近で吸気弁のバルブリフ
トが最大となるようにカムプロフィルが設定されてい
る。
【００１３】
【作用】吸気側の第１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
特性でもって吸気弁が開閉する。つまり、作動角が広く
なったり、狭くなったり変化する。特に請求項６のよう
に設定すれば、バルブリフトが最大となるクランク角は
変化せず、環状ディスクの揺動に伴って吸気弁の開閉時
期が互いに逆方向へ変化する。つまり、開時期が早くな
るときに閉時期は遅くなり、開時期が遅くなるときに
は、閉時期は早くなる。また請求項５の構成では、この
作動角や開閉時期の変化が連続的なものとなる。
【００１４】一方、排気側の第２可変動弁機構によっ
て、機関のクランクシャフトに対する排気側カムシャフ
トの位相が相対変化可能となる。この場合には、作動角
は常に一定であり、開閉時期が互いに同方向へ変化す
る。
【００１５】従って、これら第１可変動弁機構と第２可
変動弁機構とにより、吸気弁の開閉時期を互いに逆方向
へ変化させるとともに、排気弁の開閉時期を互いに同方
向へ変化させることができ、両者の組み合わせにより種
々の運転条件に最適な制御が行える。
【００１６】例えば請求項２の構成によれば、低速低負
荷時に、排気弁の開時期が早まることにより、燃焼ガス
が速やかに排出される。またバルブオーバーラップが小
さくなり、かつ吸気弁の閉時期が相対的に早まって新気
の充填効率を確保され、アイドル運転等の安定化が図れ
る。
【００１７】また、低速中負荷時には、吸気弁の閉時期
が相対的に遅くなり、ポンピングロスが低減する。ま
た、このとき、実効の吸入行程が短くなることに伴い、
実効圧縮比が低下し、圧縮時の筒内ガス温度が低下して
燃焼が悪化しやすくなるが、排気弁の閉時期が遅くなる
とともに、吸気弁の開時期が早まってバルブオーバーラ
ップが大きくなり、筒内ガス温度を高める作用を果た
す。しかも、排気弁の開時期を例えばピストン下死点付
近まで遅くすることで、実効の膨張行程を大きく確保で
きる。これにより燃費向上に寄与する。
【００１８】さらに、請求項３の構成によれば、ピスト
ン下降による筒内圧力減少に伴い、排気弁を介して出て
行く排気ガスを筒内に吸い戻す作用が生じ、筒内ガス温
度を高めて、一層の燃焼改善が図れる。
【００１９】また、請求項４の構成によれば、機関が低
速高負荷領域にあるときに、吸気弁閉時期が早まること
により低速域での充填効率が向上し、かつバルブオーバ
ーラップが小さくなって、筒内残留ガスが減少する。こ
れにより、筒内ガス温度が低下し、耐ノック性が向上す
る。
【００２０】中速領域では、吸気弁閉時期が中間的なク
ランク角となり、中速域での充填効率が向上する。また
適度なバルブオーバーラップとなり、中速域でのガス交
換の効率が向上する。
【００２１】高速領域では、吸気弁閉時期が遅れること
により高速域での充填効率が向上する。またバルブオー
バーラップも拡大し、掃気効率が向上する。
【００２２】
【実施例】以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置
の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
【００２３】まず、図１は内燃機関全体の動弁装置の構
成を示す構成説明図である。この内燃機関は、吸気側の
動弁機構と排気側の動弁機構とが独立したＤＯＨＣ型の
構成となっており、吸気側には、バルブ開閉時期を互い
に逆方向へ変化させることができる第１可変動弁機構１
が設けられ、また排気側には、バルブ開閉時期を互いに
同方向へ変化させることができる第２可変動弁機構４３
が設けられている。そして、これらの可変動弁機構１，
４３へそれぞれ供給される制御油圧はコントローラ４２
によって制御されている。
【００２４】初めに、第１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
（図示せず）からタイミングベルト６１およびスプロケ
ット６２（いずれも図１参照）を介して回転力が伝達さ
れるように構成されており、その外周には各気筒毎に分
割された円筒状の排気側カムシャフト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。
【００２５】上記カムシャフト３は、シリンダヘッド上
端部のカム軸受６３に回転自在に支持されていると共
に、図３，図４に示すように、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を介して開作動させる複数のカム７…が一体に設
けられている。
【００２６】また、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。上記フラン
ジ部８は、図５にも示すように、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。
【００２７】上記スリーブ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。上記係合溝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。
【００２８】上記環状ディスク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。
【００２９】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。
【００３０】なお、図３に示すように、カムリフトの最
大となる位相が一対のピン１７，１８の中心を結ぶ線に
沿った位置となるようにカム７のプロフィルが設定され
ている。
【００３１】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
と上記平面部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、上記保持孔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。
【００３２】上記制御環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。
【００３３】また、上記揺動軸１９内部には、図３に示
すように、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２
１，２２，２３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１
０の外周面には、上記給油孔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、各ピン１７，１８の保持孔１０ｂ，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。
【００３４】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。
【００３５】制御環１６を揺動させる駆動機構２８は、
図３に示すように、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、上記第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。上記
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、上記レバー部１６ｂ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。
【００３６】ここで、上記第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、上記油圧ピスト
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。
【００３７】次に、図８に基づいて排気側の第２可変動
弁機構４３について説明する。
【００３８】図８は、第２可変動弁機構４３の要部を拡
大して示す断面図であって、この第２可変動弁機構４３
は、内筒４５，外筒４７，ピストン４８等を主体として
構成されている。
【００３９】すなわち、排気側カムシャフト４４の前端
に、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、カップ状の外筒４７が例えば約１
０°程度相対回転可能に嵌合されている。上記外筒４７
には、タイミングベルト６１とかみ合うスプロケット部
４７ａが設けられている。なお、排気側カムシャフト４
４は、各気筒の排気弁をバルブリフター６を介して駆動
する複数個のカム４４ａを有している（図１参照）。
【００４０】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。
【００４１】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
蓋部裏面との間に油圧室５０が環状に画成されている。
そして、この油圧室５０は、取付ボルト４６内の油通路
５１とカムシャフト４４内部を通る油通路５２を介し
て、図１に示すように、第２可変動弁機構４３用の油圧
回路５３に接続されている。
【００４２】第１可変動弁機構１用の油圧回路３３は、
図１に示すように、一端部が機関のオイルパン３５内
に、他端部が上記油圧室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位置型の第１電磁弁３８とから主
として構成されている。また、第２可変動弁機構４３用
の油圧回路５３は、上記油通路５２と上記オイルポンプ
３７との間を接続する油通路５５と、その通路途中に介
装された３ポート２位置型の第２電磁弁５４とから構成
されている。なお、これらの油圧回路は、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。
【００４３】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。
【００４４】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
転状態に応じて上記第１電磁弁３８及び第２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。
【００４５】ここで、このコントローラ４２は、第１可
変動弁機構１に関与する第１電磁弁３８をいわゆるデュ
ーテイ制御し、制御油圧を連続的に変化させることがで
きるようになっている。なお、第２電磁弁５４について
も同様にデューテイ制御してもよい。
【００４６】次に、吸気側の第１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。
【００４７】まず、コントローラ４２から第１電磁弁３
８にＯＦＦ信号が出力されると、この第１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、図３に示した油圧室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。
【００４８】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。
【００４９】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。
【００５０】一方、コントローラ４２から第１電磁弁３
８にＯＮ信号が出力されると、第１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の油圧が上
昇する。
【００５１】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。
【００５２】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。
【００５３】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。
【００５４】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。
【００５５】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。
【００５６】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の開時期は、上記位相差
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。
【００５７】特に、この実施例では、カムリフトのピー
クが同位相点Ｐに一致しているので、作動角が変化して
も、バルブリフトが最大となるクランク角は一定であ
り、かつ開時期および閉時期の双方が同量だけ遅進す
る。従って、開時期および閉時期が互いに逆方向に変化
する関係が、常に確保される。しかもバルブリフト特性
が常に左右対称の曲線となり、バルブ加速度が対称とな
るため、バルブ運動上の悪影響がない。
【００５８】また上記の説明では、制御油圧が所定値以
上に達した場合（油圧ピストン３１が最大に突出した状
態）を例にしているが、実際には、制御油圧は連続的に
可変制御される。そのため、中心Ｘ，Ｙの偏心量を油圧
に応じて連続的に変化させることができ、図１０に示す
ように、バルブリフト特性を連続的に変化させることが
可能である。
【００５９】次に、排気側の第２可変動弁機構４３の作
用について説明する。
【００６０】まず、コントローラ４２が第２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、カムシャフト４４
の位相とクランクシャフトの位相とが所定の初期状態と
なる。この状態では、図１１における排気側バルブリフ
ト特性の一点鎖線に示すように、相対的に進み側のバル
ブリフト特性となる。
【００６１】一方、コントローラ４２から第２電磁弁５
４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４７との相対回転運動に変換される。このため、カ
ムシャフト４４とクランクシャフトとの位相が所定量だ
け変化する。従って、図１１における排気側バルブリフ
トの実線に示すように、相対的に遅れ側のバルブリフト
特性となる。
【００６２】次に、内燃機関全体の作用について図１１
〜図１３を参照しつつ詳細に説明する。
【００６３】この実施例の可変動弁装置は、図１３に示
すような各運転領域に対応して、吸気側の第１可変動弁
機構１および排気側の第２可変動弁機構４３が制御され
る。つまり、コントローラ４２が、各センサ３９，４
０，４１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〜Ｅのうちいずれの
領域にあるかを判断した後、各領域Ａ〜Ｅ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。なお、吸気側の第１可変動弁機
構１は実際には各領域の境界で段階的に切り換えられる
のではなく、図１２に示すような吸気弁作動角制御マッ
プに沿って、吸気弁４の作動角およびバルブタイミング
を連続的に制御するのであるが、理解を容易にするため
に、各領域Ａ〜Ｅ毎に分けて説明する。
【００６４】まず、機関が低速低負荷領域Ａにある場合
には、コントローラ４２は、第１電磁弁３８のＯＮデュ
ーテイ比を増加制御し、吸気弁４の作動角を小作動角と
する。また第２電磁弁５４をＯＦＦとし、排気弁の開閉
時期を進み側とする。このようなアイドル運転を含む低
速低負荷領域では、筒内残留排気ガスを少なくするとと
もに、ある程度新気の充填効率を確保して良好な燃焼を
実現し、機関の安定的な運転を図る必要があるが、上記
のように制御することにより、先ず排気弁の開時期が早
まり、燃焼ガスを速やかに排出することができる。また
バルブオーバーラップが小さくなり、排気ガスの吸い戻
しが抑制される。さらに、低速域に対応して吸気弁の閉
時期が早くなるため、新気の充填効率が確保される。従
って、低速低負荷領域において、良好な燃焼を実現で
き、機関の安定性が高まるとともに、燃費も向上する。
【００６５】次に、機関が低速中負荷領域Ｂに入った場
合には、コントローラ４２は、第１電磁弁３８のＯＮデ
ューテイ比を減少制御し、吸気弁の作動角を大作動角と
する。また第２電磁弁５４をＯＮとし、排気弁の開閉時
期を遅れ側とする。また、このときに、バルブオーバー
ラップの中心は図１１に示すように、上死点から所定量
εだけ遅れた位置となる。この低速中負荷領域は市街地
走行で多用される領域であり、ここでの燃費の良否が機
関全体の燃費に大きく影響する。そのため、この領域で
は、燃費の向上が重視される。この要求に対し、上記の
ように制御すれば、吸気弁の閉時期が大幅に遅れること
により、ポンピングロスが低減し、燃費が向上する。ま
た、排気弁の開時期がピストン下死点付近まで遅れるこ
とにより、実効の膨張行程が大きく確保され、燃焼エネ
ルギを無駄なく出力として取り出すことができる。また
このとき、実効の吸入行程が短くなることに伴い、実効
圧縮比が低下し、圧縮時の筒内ガス温度が低下して燃焼
が悪化しやすいという不具合があるが、上記の制御で
は、バルブオーバーラップが大きくなるため、高温排気
ガスが筒内に残留し、筒内ガス温度を高く保って燃焼悪
化を防止できる。特に、バルブオーバーラップの中心が
上死点からεだけ遅れているため、ピストンの下降に伴
う筒内圧減少により、排気弁を介して出て行く排気ガス
を積極的に筒内に吸い戻すことができ、一層効果的に筒
内ガス温度の上昇を図ることができる。また、このよう
に筒内での残留排気ガスの比率が高まると、混合気の比
率が低下するため、同一トルクを得るために必要なスロ
ットル開度が一層大きくなり、ポンピングロスがさらに
低減される。
【００６６】機関が低速高負荷領域Ｃに入った場合は、
コントローラ４２は、第１電磁弁３８のＯＮデューテイ
比を増加制御し、吸気弁４の作動角を小作動角とする。
また第２電磁弁５４をＯＦＦとし、排気弁の開閉時期を
進み側とする。これにより、吸気弁閉時期が低速域に対
応して早まり、充填効率が向上する。またバルブオーバ
ーラップが小さくなり、筒内残留ガスが少なくなること
から、耐ノック性が向上する。
【００６７】また機関が中速領域Ｄとなった場合には、
コントローラ４２は、第１電磁弁３８のＯＮデューテイ
比を中間の比率に制御し、吸気弁４の作動角を中作動角
とする。また第２電磁弁５４をＯＦＦとし、排気弁の開
閉時期を進み側とする。これにより、吸気弁閉時期が中
速域に対応して領域Ｃよりもやや遅くなり、充填効率が
向上する。また適度なバルブオーバーラップが得られ、
中速域でのガス交換の効率が向上する。従って、中速域
でのトルクが向上する。
【００６８】機関がさらに高速領域Ｅとなった場合に
は、コントローラ４２は、第１電磁弁３８のＯＮデュー
テイ比を減少制御し、吸気弁の作動角を大作動角とす
る。また第２電磁弁５４をＯＮとし、排気弁の開閉時期
を遅れ側とする。これにより、吸気弁閉時期が高速域に
対応して遅くなり、充填効率が向上する。またバルブオ
ーバーラップが拡大し、掃気効率が向上する。従って、
高速域でのトルクが向上する。
【００６９】以上の制御の内容をまとめると、下記表１
のようになる。
【００７０】
【表１】
【００７１】このようにして、種々の運転条件において
トルクの向上を図りつつ燃費の向上が可能となる。ま
た、実際には各領域の間で、吸気弁の開閉時期を左右す
る第１可変動弁機構１が連続的に可変制御されるので、
トルクに段差感が発生することがなく、切換ショックの
発生を防止できる。
【００７２】
【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、吸気弁の開閉
時期を互いに逆方向に可変制御すると同時に排気弁の開
閉時期を互いに同方向に可変制御することができ、種々
の運転条件における要求を満たすことができる。
【００７３】特に請求項２の構成によれば、低速低負荷
領域における機関の安定性向上と低速中負荷領域におけ
るポンピングロスの低減ひいては燃費の向上とを同時に
達成することができる。
【００７４】また請求項３の構成によれば、低速中負荷
領域において排気ガスの吸い戻し作用が一層積極的に行
われ、筒内ガス温度をさらに高めることができる。
【００７５】また請求項４の構成によれば、機関の低速
高負荷領域、中速領域および高速領域においても、それ
ぞれに適したバルブ開閉時期が得られ、トルクの向上が
図れる。
【００７６】また請求項５の構成によれば、急激なトル
ク変化が回避され、切換ショックの発生を防止できる。
【００７７】さらに請求項６の構成によれば、バルブリ
フト特性が常に左右対称の曲線となり、バルブ加速度が
対称となるため、バルブ運動上の悪影響がない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明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可変動弁機構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】その連続的な変化の状態を示す図９と同様の
特性図。
【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】第１可変動弁機構の吸気作動角制御マップを
示す説明図。
【図１３】各運転領域を示す特性図。
【符号の説明】
１…第１可変動弁装置 ２…駆動軸 ３…吸気側カムシャフト 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可変動弁機構 ４４…排気側カムシャフト

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
    に対向するように上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、上
    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、上記両フランジ部の各係合溝内に夫々係合す
    るピンと、上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吸気側の第１可変動弁機構
    と、 機関のクランクシャフトに対する排気側カムシャフトの
    位相を相対変化させる排気側の第２可変動弁機構と、 を備えたことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
  2. 【請求項２】 低速低負荷領域では上記第１可変動弁機
    構を介して吸気弁の作動角を小さくするとともに、上記
    第２可変動弁機構を介して排気弁の開閉時期を進ませ、
    低速中負荷領域では上記第１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、上記第２可変動弁機
    構を介して排気弁の開閉時期を遅らせる制御手段を備え
    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】 上記低速中負荷領域においてはバルブオ
    ーバーラップの中心が上死点より遅れ側にあることを特
    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】 上記制御手段は、機関が低速高負荷領域
    にあるときに、上記第１可変動弁機構を介して吸気弁の
    作動角を小さくするとともに、上記第２可変動弁機構を
    介して排気弁の開閉時期を進ませ、中速領域にあるとき
    に、上記第１可変動弁機構を介して吸気弁の作動角を中
    作動角にするとともに、上記第２可変動弁機構を介して
    排気弁の開閉時期を進ませ、高速領域にあるときに、上
    記第１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、上記第２可変動弁機構を介して排気弁の開
    閉時期を遅らせることを特徴とする請求項２または請求
    項３に記載の内燃機関の可変動弁装置。
  5. 【請求項５】 上記第１可変動弁機構の駆動機構が上記
    環状ディスクの揺動角を連続的に変化させる構成である
    ことを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃
    機関の可変動弁装置。
  6. 【請求項６】 上記第１可変動弁機構の角速度変化の生
    じない位相付近で吸気弁のバルブリフトが最大となるよ
    うにカムプロフィルが設定されていることを特徴とする
    請求項１〜５のいずれかに記載の内燃機関の可変動弁装
    置。
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