JPH1172013A - 内燃機関の動弁機構及び同機構を備えた動弁装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 構成の複雑化を招くことなく、機関の全回転
領域においてカムシャフトの駆動抵抗を低減することが
できる内燃機関の動弁機構を提供する。 【解決手段】 吸気バルブ１５の上端部に取り付けられ
たタペット２２はカム１４に回転に伴い上下動する。タ
ペットチャンバー２３の内部に固定されたスプリングシ
ート２５とタペット２２との間にアウタスプリング２６
が配設される。スプリングシート２５とタペット２２と
により油圧室３０が区画形成される。油圧室３０は、円
筒部２５ａ内に上下動可能に設けられたリング３３によ
り上室３１及び下室３２に区画される。下室３２内にお
いて、リング３３とスプリングシート２５の下部との間
にインナスプリング３５が配設される。吸気バルブ１５
に形成された凸部２０は、リング３３と同バルブとの間
の間隙を閉塞可能である。リング３３は上室３１及び下
室３２を連通する連通孔３７を有する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】この発明は、内燃機関のバル
ブを開閉するための動弁機構に係り、詳しくは、カムシ
ャフトに形成されたカムとバルブスプリングとの協働に
よりバルブを開閉するようにした内燃機関の動弁機構に
関する。

【０００２】

【従来の技術】内燃機関に設けられた吸気バルブや排気
バルブ（以下、「バルブ」と略記する）は、カムシャフ
トに形成されたカムの回転に伴って開閉される。例え
ば、ロッカーアームを用いない直動式の動弁機構にあっ
ては、バルブはバルブスプリングによって閉弁状態とな
るように常に付勢されており、この閉弁状態から、カム
がバルブスプリングのバネ力に抗してバルブを押し開け
ることにより、同バルブは開弁状態となる。

【０００３】上記のように、バルブスプリングとカムと
の協働によりバルブを開閉する動弁機構においては、バ
ルブスプリングのバネ力を設定する際に以下の点に留意
する必要がある。

【０００４】バルブにはその往復動に伴って慣性力が常
に作用しており、また、この慣性力の大きさ及び作用方
向が機関回転速度やバルブのリフト量（バルブの開度）
に応じて変化している。即ち、一般的なカムプロフィル
を有したカムを採用した機構にあっては、図１５（ａ）
〜（ｃ）に示すように、バルブのリフト量が小さい場合
には慣性力及びバルブスプリングのバネ力の作用方向が
一致しているが、バルブのリフト量が大きくなった場合
には、慣性力がバルブスプリングのバネ力と逆方向に作
用するようになる。特に、図１５（ｃ）に示すように、
機関の高回転域にあっては、低回転域と比較してこの逆
向きの慣性力が極めて大きくなる傾向がある。

【０００５】このようにバネ力の作用方向とは逆方向に
慣性力が作用すると、バルブとカム（或いはロッカーア
ーム）との接触圧が減少することになる。従って、動弁
機構においては、機関の高回転域において慣性力が増大
した場合でも、前記接触圧が「０」より大きくなるよう
にバルブスプリングのバネ力を予め設定しておく必要が
ある。この接触圧が「０」以下になった場合には、バル
ブがカム（或いはロッカーアーム）から離間してカムプ
ロフィルとは無関係にバルブが往復動してしまう現象が
発生するからである。

【０００６】ところが、上記のようにバネ力を設定した
場合には、低回転域においてバルブのリフト量が大きく
なったときにバネ力が過大となり、図１５（ｄ）に一点
鎖線で示すように、バネ力と慣性力との合力が大きくな
る。その結果、カムシャフトの駆動抵抗を必要以上に増
大させてしまうことになる。

【０００７】そこで、バルブを正常に開閉させるととも
に、上記のような低回転域におけるカムシャフトの駆動
抵抗を低減させるための技術が従来より提案されてい
る。例えば、この種の技術に関するものとして、特開昭
５８−２１７７１１号公報には、バルブスプリングをア
ウタスプリング及びインナスプリングにより構成し、同
インナスプリングのバネ力を機関回転速度に応じて変化
させるようにした動弁装置が記載されている。

【０００８】図１３はこの動弁装置の概略構成を示して
いる。同図に示すように、バルブ１０２はシリンダヘッ
ド１００に固定されたバルブガイド１０１により上下動
可能に支持されている。このバルブ１０２の外周にはア
ウタスプリング１０３が設けられており、同アウタスプ
リング１０３の上下各端部はバルブ１０２の上端部に固
定されたリテーナ１０４とシリンダヘッド１００に固定
されたストッパ１０５にそれぞれ当接されている。

【０００９】また、バルブ１０２とアウタスプリング１
０３の間にはインナスプリング１０６が設けられてお
り、同インナスプリング１０６の上端部は前記リテーナ
１０４に、下端部はストッパ１０５の内部に収容された
円筒状のピストン体１０７にそれぞれ当接されている。
このピストン体１０７は、その下部がシリンダヘッド１
００に形成された円形のガイド溝１０８内に挿入されて
おり、バルブ１０２の軸方向に移動可能に支持されてい
る。

【００１０】また、ピストン体１０７の内部には、同ピ
ストン体１０７とシリンダヘッド１００とによって区画
された油圧室１０９が形成されている。図１４に示すよ
うに、この油圧室１０９は油導入路１１０及び油供給通
路１１１を介して油圧ポンプ（図示略）に接続されてい
る。また、油導入路１１０と油供給通路１１１との接続
部分からは油逃し通路１１２が分岐されており、その分
岐点には電磁切換弁１１４が設けられている。この電磁
切換弁１１４は、機関回転数に応じてＯＮ−ＯＦＦする
回転スイッチ１１３に応動して、油導入路１１０及び油
逃し通路１１２と油供給通路１１１との連通状態を選択
的に切り換えるようになっている。

【００１１】上記動弁装置において、機関が高回転域に
あり機関回転数が設定値以上になった場合には、回転ス
イッチ１１３がＯＮ状態となり、電磁切換弁１１４によ
って油供給通路１１１と油導入路１１０とが連通され
る。従って、油圧ポンプからの油は油導入路１１０を通
じて油圧室１０９内に導入され、同室１０９内の油圧が
増加する。この油圧の増加に伴いピストン体１０７が上
昇し、インナスプリング１０６の上端部は前記リテーナ
１０４に当接した状態となる。

【００１２】その結果、図１５（ｂ）に実線で示すよう
に、バルブ１０２にはアウタスプリング１０３及びイン
ナスプリング１０６における各バネ力の合力が常に作用
するようになり、リフト量が大きくなって慣性力が増大
した場合でも、カムのプロフィルに応じてバルブ１０２
を往復動させることができる。

【００１３】一方、上記動弁装置において、機関が低回
転域にあり機関回転数が設定値より小さくなった場合に
は、回転スイッチ１１３がＯＦＦ状態となり、電磁切換
弁１１４によって油逃し通路１１２と油供給通路１１１
とが連通される。従って、油圧ポンプからの油は油逃し
通路１１２側に全て流れるようになり、油圧室１０９内
には油圧が作用しなくなる。このため、ピストン体１０
７は下降した位置に配置され、インナスプリング１０６
の上端部は前記リテーナ１０４から離間した状態とな
る。

【００１４】従って、バルブ１０２のリフト量が小さい
場合には、同バルブ１０２にはアウタスプリング１０３
のバネ力しか作用せず、また、リフト量が増大してリテ
ーナ１０４がインナスプリング１０６と当接するように
なっても、同スプリング１０６の変形量が小さいことか
ら、図１５（ｂ）に一点鎖線で示すように、バルブ１０
２に作用するバネ力は高回転域と比較して小さくなる。

【００１５】その結果、上記動弁装置では、図１５
（ｄ）に二点鎖線で示すように、低回転域においてバル
ブ１０２に作用するバネ力と慣性力との合力を減少させ
ることができ、カムシャフトにおける駆動抵抗を低減さ
せることができる。

【００１６】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記動
弁装置では、油圧室１０９内の油圧を機関回転速度に応
じて調節してピストン体１０７を上下動させることによ
り、バルブ１０２に作用するインナスプリング１０６の
バネ力を変更するようにしているため、電磁切換弁１１
４、回転スイッチ１１３といった油圧室１０９内の油圧
を調節するための調節機構が不可欠であり装置の複雑化
や高コスト化を招くという問題があった。

【００１７】更に、上記動弁装置では、機関の低回転域
におけるカムシャフトの駆動抵抗を低減させることがで
きるものの、高回転域ではアウタスプリング１０３及び
インナスプリング１０６における各バネ力の合力が常に
バルブ１０２に作用している。このため、バルブのリフ
ト量が小さく、各バネ力の合力と慣性力との作用方向が
一致する時期においては、依然としてカムシャフトの駆
動抵抗が大きいという問題があった。

【００１８】この発明は上記実情に鑑みてなされたもの
であり、第１の目的は、構成の複雑化や高コスト化を招
くことなく、機関回転速度に応じてバルブに作用するス
プリング力を調節することができる動弁機構を提供する
ことになる。第２の目的は、構成の複雑化や高コスト化
を招くことなく、機関の全回転領域においてカムシャフ
トの駆動抵抗を低減することができる内燃機関の動弁機
構を提供することにある。

【００１９】

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、請求項１に記載した発明では、内燃機関のシリンダ
ヘッドに対して往復動可能に支持されたバルブをバルブ
スプリングとカムシャフトのカムとの協働により往復動
させて同バルブを開閉する内燃機関の動弁機構におい
て、バルブに設けられ同バルブとともに往復動する第１
の可動部材と、バルブの往復動方向において第１の可動
部材と所定間隔を隔てて配置されるとともにシリンダヘ
ッドに対し補助バルブスプリングによって弾性支持され
バルブの往復動方向に移動可能な第２の可動部材と、両
可動部材間に配設され第１の可動部材の往復動に伴って
容積変動する第１の油室と、第１の油室の容積変動に伴
って同第１の油室から流出し或いは同第１の油室へ流入
する油を貯留する第２の油室と、各油室を連通して各油
室間での油の移動を許容するとともにその移動速度を制
限する絞りとを備えようにしている。

【００２０】上記構成において、バルブの往復動に伴い
第１の可動部材が往復動すると、その往復動に伴って第
１の油室の容積が変動するとともに、その変動に伴い絞
りを通じて各油室間を油が移動する。ここで、各油室間
における油の移動速度が絞りによって制限されるため、
機関回転速度が増大して第１の可動部材の往復動速度が
増大するにつれて第１の油室の容積変動量は減少するよ
うになる。そして、このよう第１の油室の容積変動量が
減少すると、第２の可動部材が第１の可動部材の往復動
に連動してより大きく往復動するようになる。更にこの
第２の可動部材の往復動に伴って補助バルブスプリング
が伸縮し、その伸縮量に応じたバネ力が第２の可動部
材、第１の油室の油、更に第１の可動部材を介してバル
ブに作用する。その結果、機関回転速度が高速になるほ
ど補助バルブスプリングからバルブに作用するバネ力が
増大することとなる。

【００２１】請求項２に記載した発明では、請求項１に
記載した内燃機関の動弁機構において、絞りとは別に各
油室を連通して各油室間での油の移動を許容する連通部
と、バルブに設けられその往復動に基づいて同バルブの
開度が所定開度以上になったときに連通部を閉塞する閉
塞部とを更に備えるようにしている。

【００２２】上記構成によれば、請求項１に記載した発
明の作用に加えて、バルブの開度が所定開度未満である
ときには各油室が連通部によって連通される。従って、
両油室間における油の移動がこの連通部によって許容さ
れるため、バルブの往復動に伴って第１の可動部材が往
復動した場合でも第２の可動部材は略静止した状態を保
持する。その結果、補助バルブスプリングの伸縮量は略
「０」となり、バルブには補助バルブスプリングのバネ
力は殆ど作用しない。

【００２３】請求項３に記載した発明では、請求項１に
記載した内燃機関の動弁機構において、両油室の容積の
総和をバルブの往復動に関わらず一定に設定している。
上記構成によれば、バルブの往復動に伴って第１の可動
部材が往復動した場合でも、各油室間でのみ油が相互に
移動するようになるため、これら各油室に油を供給する
必要がなく、また、各油室から油を排出する必要もなく
なる。

【００２４】請求項４に記載した発明では、複数のバル
ブを有する内燃機関の動弁装置において、バルブの往動
に伴って第１の油室の容積が減少する際に第２の油室内
の油を排出する排出通路と、バルブの復動に伴って第１
の油室の容積が増加する際に第２の油室内に油を供給す
る供給通路とを更に備えた請求項１又は２記載の動弁機
構を各バルブに対応して設けるとともに、各動弁機構の
排出通路と、当該動弁機構が設けられたバルブの往動時
期と復動時期が一致する他のバルブに設けられた動弁機
構の供給通路とを接続するようにしている。

【００２５】上記構成では、請求項１に記載した発明の
作用に加え、バルブの往動に動弁機構の第２の油室から
排出通路に排出された油は、他のバルブの復動に伴い、
供給通路を通じて他の動弁機構の第２の油室に供給され
る。従って、上記構成によれば、各動弁機構に油を供給
するための油供給源を別途設ける必要がなくなる。

【００２６】

【発明の実施の形態】

［第１の実施形態］以下、本発明を４気筒エンジンに設
けられた動弁装置として具体化した第１の実施形態につ
いて図１〜８を参照して説明する。図１は、エンジン１
０に設けられた吸気カムシャフト１１と、第１気筒＃１
に設けられた動弁機構１２とを示す断面図である。尚、
第２気筒＃２、第３気筒＃３、第４気筒＃４にも同様の
構成を有する動弁機構１２がそれぞれ設けられているも
のとする。

【００２７】吸気カムシャフト１１はシリンダヘッド１
３に形成されたベアリングとベアリングキャップ（いず
れも図示略）によって回転可能に支持されており、その
軸方向にはカム１４（図１にはその一つのみを示す）が
所定間隔を隔てて４つ形成されている。吸気カムシャフ
ト１１はタイミングベルト（図示略）等によってエンジ
ン１０のクランクシャフト（図示略）に駆動連結されて
おり、同クランクシャフトの回転に伴って回転する。

【００２８】吸気バルブ１５はシリンダヘッド１３に固
定されたバルブガイド１７に支持された軸部１５ａと、
同軸部１５ａの下端部に一体形成された傘部１５ｂとに
よって構成されている。シリンダヘッド１３の内部には
燃焼室１８に通じる吸気ポート１９が形成されており、
この吸気ポート１９は吸気バルブ１５の傘部１５ｂによ
って開閉されるようになっている。吸気バルブ１５は図
１に示すように最も上方に位置して吸気ポート１９を閉
塞する全閉位置と、図６に示すように最も下方に位置す
る全開位置との間で上下動可能である。

【００２９】軸部１５ａはその軸方向に分割された２つ
の部材を螺着することにより構成されており、その螺着
される部分の近傍には全周にわたって径方向に延びる凸
部２０が形成されている。また、軸部１５ａの上端部に
は有底円筒状をなすリテーナ２１が固定されるととも
に、同リテーナ２１を覆うようにして同じく有底円筒状
をなすタペット２２が固定されている。シリンダヘッド
１３の内部には断面円形状をなすタペット収容室２３が
形成されており、前記タペット２２はその一部がこのタ
ペット収容室２３に挿入されて上下動可能に支持されて
いる。これらリテーナ２１及びタペット２２の各部材は
吸気バルブ１５とともに上下動する。

【００３０】リテーナ２１は、軸部１５ａの外周を囲む
円筒部２１ａと、その上端部に形成された円板状の支持
部２１ｂとによって構成されている。また、前記タペッ
ト収容室２３内には略円筒状をなすスプリングシート２
５が前記軸部１５ａの外周を覆うようにして挿入されて
いる。このスプリングシート２５は、軸部１５ａの外周
を囲む円筒部２５ａと、その下端部に形成されたフラン
ジ状の支持部２５ｂとによって構成されている。そし
て、スプリングシート２５の支持部２５ｂはタペット収
容室２３の下部に固定され、また、円筒部２５ａの上部
にはリテーナ２１の円筒部２１ａが上下動可能に外嵌さ
れている。

【００３１】リテーナ２１及びスプリングシート２５の
各円筒部２１ａ，２５ａの外周側には、コイル状のアウ
タスプリング２６が挿入されており、このアウタスプリ
ング２６の上下端部はそれぞれリテーナ２１及びスプリ
ングシート２５の各支持部２１ｂ，２５ｂにて支持され
ている。このアウタスプリング２６はリテーナ２１を介
して吸気バルブ１５及びタペット２２を常に上方向に付
勢している。

【００３２】タペット２２の上端面とカム１４の外周面
との間には微少なバルブクリアランス（図示略）が形成
されており、カム１４が回転すると同カム１４のノーズ
１４ａがタペット２２の上端面に接触するとともに、同
タペット２２をアウタスプリング２６のバネ力に抗して
下動させる。このタペット２２の下動により吸気バルブ
１５は全閉位置から下方に移動して開弁状態となる。ま
た、カム１４が更に回転すると、リテーナ２１がアウタ
スプリング２６のバネ力によって上方に付勢されるよう
になり、吸気バルブ１５は全閉位置に再び押し上げられ
る。このように、吸気バルブ１５は、カム１４とアウタ
スプリング２６の協働によって開閉される。

【００３３】リテーナ２１及びスプリングシート２５の
各円筒部２１ａ，２５ａの内部には円環状をなす油圧室
３０が形成されている。また、スプリングシート２５の
円筒部２１ａ内には、この油圧室３０を上室３１及び下
室３２に区画するリング３３が配置されている。リング
３３の外周面は前記円筒部２５ａの内周面に上下動可能
に摺接している。また、リング３３の下端側部分の内壁
は内周側に向けて突設されており、その突設された部分
の内周面と軸部１５ａの外周面との間には上室３１及び
下室３２間における油の流通を許容する連通部としての
間隙３４（図２に示す）が形成されている。

【００３４】スプリングシート２５の円筒部２５ａ内に
は前記軸部１５ａの外周を囲むようにしてコイル状のイ
ンナスプリング３５が配設されている。このインナスプ
リング３５の上端部はリング３３の下面に固定され、そ
の下端部は前記円筒部２５ａの下部に固定されている。
また、リング３３は円筒部２５ａ内において上下動可能
であることから、インナスプリング３５は吸気バルブ１
５が全閉位置にある場合には常に自然長状態となってい
る。

【００３５】図２はリング３３等を拡大して示す断面図
である。同図に示すように、リング３３には前記上室３
１及び下室３２を連通する連通孔３７が、その周方向に
所定間隔をおいて複数形成されている。この連通孔３７
は絞りを上室３１及び下室３２間における油の移動を許
容するとともに、その移動速度を制限する絞りを構成し
ている。また、一部の連通孔３７内にはチェック弁３８
が設けられている。このチェック弁３８は、連通孔３７
内に挿入されたチェックボール３８ａと同チェックボー
ル３８ａを下室３２側に付勢するスプリング３８ｂによ
って構成されいる。チェック弁３８は、下室３２から上
室３１への油の流通のみを許容する。

【００３６】また、本実施形態において、前記間隙３４
は吸気バルブ１５が所定量だけ下方に位置した際に、即
ち、吸気バルブ１５の開度が所定開度に達した際に前記
凸部２０の外周部とリング３３の内周部とが接触するこ
とによって閉塞されるようになっている。ここで、吸気
バルブ１５の上下方向において凸部２０が形成される位
置は以下のようにして設定されている。

【００３７】前述したように、吸気バルブ１５に作用す
る慣性力は、リフト量が小さい場合にはアウタスプリン
グ２６及びインナスプリング３５のバネ力が作用する方
向、即ち、カム１４とタペット２２とが近接する方向
（以下、単に「近接方向」という）に作用し、リフト量
が大きくなると、逆にその作用方向がカム１４とタペッ
ト２２とが離間する方向（以下、単に「離間方向」とい
う）に切り替わる特性を有している（図１５（ｃ）参
照）。本実施形態では、この吸気バルブ１５に作用する
慣性力が近接方向から離間方向に切り替わる時期と、前
記間隙３４が凸部２０によって閉塞される時期とが略一
致するように、吸気バルブ１５の上下方向における凸部
２０の位置を設定している。尚、前記間隙３４が開放さ
れた状態から、凸部２０によって閉塞された状態になる
ときの吸気バルブ１５の位置を以下、「閉塞開始位置」
と定義する。

【００３８】また、シリンダヘッド１３には供給通路４
０及び排出通路４１が形成されており、各通路４０，４
１はいずれも下室３２に接続されている。図４は、各気
筒＃１〜＃４に設けられた各吸気バルブ１５及び動弁機
構１２等を示す概略構成図である。

【００３９】同図に示すように、第１気筒＃１に設けら
れた動弁機構１２の供給通路４０は第３気筒＃３に設け
られた動弁機構１２の排出通路４１に接続されている。
第２気筒＃２に設けられた動弁機構１２の供給通路４０
は第１気筒＃１に設けられた動弁機構１２の排出通路４
１に接続されている。同様に、第３気筒＃３に設けられ
た動弁機構１２の供給通路４０は第４気筒＃４に設けら
れた動弁機構１２の排出通路４１に接続され、第４気筒
＃４に設けられた動弁機構１２の供給通路４０は第２気
筒＃２に設けられた動弁機構１２の排出通路４１に接続
されている。

【００４０】各供給通路４０と各排出通路４１とはいず
れもチェック弁４２を介して接続されており、同チェッ
ク弁４２により各供給通路４０から各排出通路４１へ向
かう油の流通が禁止されるようになっている。

【００４１】尚、詳細に説明しないが、各吸気バルブ１
５と同様に、排気カムシャフト（図示略）の回転に伴っ
て開閉される各排気バルブ（図示略）にも前述した動弁
機構が設けられるとともに、各動弁機構の供給通路及び
排出通路はチェック弁を介して接続されている。

【００４２】図３は、各気筒＃１〜＃４における吸気バ
ルブ１５のリフト量を示している。同図に示すように、
本実施形態において、各気筒＃１〜＃４の吸気バルブ１
５は、第２気筒＃２、第１気筒＃１、第３気筒＃３、第
４気筒＃４の順で上下動するようになっている。また、
第２気筒＃２の吸気バルブ１５における上動時期と第１
気筒＃１の吸気バルブ１５における下動時期とは重なっ
ている。同様に、第１気筒＃１の吸気バルブ１５におけ
る上動時期と第３気筒＃３の吸気バルブ１５における下
動時期、第３気筒＃３の吸気バルブ１５における上動時
期と第４気筒＃４の吸気バルブ１５における下動時期、
第４気筒＃４の吸気バルブ１５における上動時期と第２
気筒＃２の吸気バルブ１５における下動時期とはぞれぞ
れ重なっている。

【００４３】上記動弁装置において、エンジン１０の運
転が開始され、吸気カムシャフト１１がクランクシャフ
トの回転に伴って回転すると、その吸気カムシャフト１
１の回転に伴ってカム１４が回転する。カム１４が回転
すると、同カム１４のノーズ１４ａによりタペット２２
はアウタスプリング２６のバネ力に抗して押し下げられ
る。従って、吸気バルブ１５は全閉位置（図１参照）か
ら下動して開弁状態となる。ここで、吸気バルブ１５に
作用するインナスプリング３５のバネ力は、同吸気バル
ブ１５のリフト量（バルブ開度）及びエンジン１０の回
転速度によって以下のように変化する。

【００４４】１.吸気バルブ１５が全閉位置から前記閉
塞開始位置まで下動する場合 この場合、リテーナ２１の下動に伴って油圧室３０の容
積が減少し、その容積の減少分と略同量の油が間隙３４
及びチェック弁３８が設けられていない連通孔３７を通
過して上室３１から下室３２に流れる。そして、油は排
出通路４１を通じて下室３２から排出される。

【００４５】このように、リテーナ２１の下動に伴う油
圧室３０の容積減少分と略同量の油が上室３１から下室
３２へ流れて排出通路４１より排出されるため、同下室
３２の容積は殆ど変化せず、主に上室３１の容積が減少
する。従って、リング３３の位置変化は殆どなく、イン
ナスプリング３５の縮み量は略「０」のままである。そ
の結果、このインナスプリング３５のバネ力が吸気バル
ブ１５に作用することは殆どなく、同吸気バルブ１５に
はアウタスプリング２６のバネ力が主に作用することに
なる。

【００４６】次に、カム１４が回転してそのノーズ１４
ａによりタペット２２が押し下げられ、吸気バルブ１５
が更に所定量だけ下方に移動して閉塞開始位置に位置す
ると、図５に示すように、間隙３４は、吸気バルブ１５
の凸部２０によって閉塞された状態となる。従って、上
室３１の油はこの間隙３４を流れなくなり、前記連通孔
３７のみを通じて下室３２に流れ込むようになる。その
後、吸気バルブ１５がカム１４の回転に伴って閉塞開始
位置から全開位置に達し、再び閉塞開始位置まで戻るま
での間、リング３３及びインナスプリング３５はエンジ
ン１０の回転速度に応じて以下のような挙動を示す。

【００４７】２．吸気バルブ１５が閉塞開始位置と全開
位置との間で上下動する場合 ２−１．エンジン１０が低回転域にある場合 エンジン１０が低回転域にあると、カム１４の回転速度
が小さいことから、吸気バルブ１５及びリテーナ２１の
上下動速度が相対的に小さくなる。従って、リテーナ２
１の上下動に伴う油圧室３０の時間当たりの容積変化量
（容積変化速度）は、連通孔３７を時間当たりに通過可
能な油の流量（最大流速）よりも小さい。

【００４８】このため、リテーナ２１の下動に伴って油
圧室３０の容積が減少すると、その減少分と略等しい量
の油が上室３１から連通孔３７を通過して下室３２に流
れ込み、更に、同下室３２から排出通路４１を通じて排
出される。従って、図６に示すように、下室３２の容積
は殆ど減少せず、上室３１の容積が主に減少することと
なる。また、リテーナ２１の上動に伴って油圧室３０の
容積が増加すると、その増加分と略等しい量の油が供給
通路４０を通じて下室３２に供給されるとともに、同下
室３２から連通孔３７を通過して上室３１に流れ込む。
この場合も同様に、下室３２の容積は殆ど変化しない。

【００４９】このように、エンジン１０の低回転域で
は、油圧室３０の容積が変化しても、その容積変化量と
略等しい量の油が連通孔３７を通して上室３１及び下室
３２間で流通される。従って、上室３１の容積が主に増
減して下室３２の容積が殆ど変化しないことから、リン
グ３３の位置変化はなく、インナスプリング３５の縮み
量は略「０」のままである。その結果、吸気バルブ１５
は、インナスプリング３５のバネ力が殆ど作用しない状
態で上下動することになる。

【００５０】２−２．エンジン１０が高回転域にある場
合 一方、エンジン１０が高回転域にあると、カム１４の回
転速度が大きくなり、吸気バルブ１５及びリテーナ２１
の上下動速度が相対的に大きくなる。その結果、リテー
ナ２１の上下動に伴う油圧室３０の容積変化速度は大き
くなり、連通孔３７の最大流速を大幅に上回るようにな
る。従って、リテーナ２１の上下動に伴って油圧室３０
の容積が変化した場合に、連通孔３７を通じて上室３１
及び下室３２間を流通する油の量は、油圧室３０におけ
る容積変化量と比較して極めて少なくなる。

【００５１】このため、リテーナ２１の下動に伴って、
油圧室３０の容積が減少すると、図７に示すように、上
室３１の容積は図５に示す状態から殆ど変化せず、油圧
室３０の容積減少分と略等しい量の油が下室３２から排
出通路４１を通じて排出され、同下室３２の容積が主に
減少する。また、リテーナ２１の上動に伴って油圧室３
０の容積が増加する場合も、上室３１の容積は殆ど変化
せず、その容積増加分と略等しい量の油が供給通路４０
を通じて下室３２に供給され、同下室３２の容積が主に
増加する。

【００５２】このように、エンジン１０の高回転域で
は、下室３２の容積が主に変化し、上室３１の容積は殆
ど変化しないことから、リング３３はリテーナ２１に略
追従して上下動するようになり、インナスプリング３５
はリング３３の初期位置（図１参照）からの下動量と等
しい量だけ縮むようになる。その結果、インナスプリン
グ３５のバネ力は、リング３３、上室３１内の油、及び
リテーナ２１を介してタペット２２及び吸気バルブ１５
に伝達され、同吸気バルブ１５はこのインナスプリング
３５のバネ力が作用した状態で上下動することになる。

【００５３】２−３．エンジン１０が中回転域にある場
合 また、エンジン１０が中回転域にあると、その回転速度
が大きくなるほど、油圧室３０の容積変化速度と連通孔
３７の最大流速との差が大きくなることから、リング３
３の上下動量が大きくなり、インナスプリング３５の縮
み量が増大する。従って、エンジン１０回転速度が大き
いほど、吸気バルブ１５に作用するインナスプリング３
５のバネ力は大きくなる。

【００５４】３．吸気バルブ１５が閉塞開始位置から全
閉位置にまで上動する場合 次に、吸気バルブ１５が全開位置から再び閉塞開始位置
まで上動すると、インナスプリング３５の縮み量は略
「０」となる。そして、更に吸気バルブ１５が上動する
と、凸部２０によって間隙３４が閉塞されなくなり、同
間隙３４は開放された状態となる。

【００５５】従って、吸気バルブ１５が上動して油圧室
３０の容積が増加すると、その容積の増加分と同量の油
が供給通路４０から下室３２に供給されるとともに、こ
の間隙３４と連通孔３７とを通過して上室３１に流れ込
む。この際、一部の連通孔３７は、同孔３７に設けられ
たチェック弁３８が開弁することによって下室３２から
上室３１への油の流れを促進する。

【００５６】その結果、上室３１の容積が増加するのに
対して下室３２の容積は殆ど変化せず、インナスプリン
グ３５は略自然長の状態に保持される。このため、イン
ナスプリング３５のバネ力は吸気バルブ１５に殆ど作用
しない。

【００５７】また、前述したように、第１気筒＃１の吸
気バルブ１５が下動する際に、排出通路４１を通じて下
室３２から排出された油は、チェック弁４２を介して第
２気筒＃２の吸気バルブ１５に設けられた動弁機構１２
の供給通路４０内に導入され、同機構１２の下室（図示
略）内に供給される。これに対して、第１気筒＃１の吸
気バルブ１５が上動する際には、第３気筒＃３に設けら
れた動弁機構１２の下室（図示略）から同機構１２の排
出通路４１に排出された油がチェック弁４２を介して第
１気筒＃１に設けられた動弁機構１２の供給通路４０に
導入され下室３２内に供給される。同様に、各気筒＃２
〜４に設けられた動弁機構１２の各下室の間でも、各吸
気バルブ１５の上下動に伴って油の給排が行われる。

【００５８】図８（ａ）は、吸気バルブ１５のリフト量
を示し、図８（ｂ）は同吸気バルブ１５に作用するアウ
タスプリング２６とインナスプリング３５のバネ力の合
力（以下、「合成バネ力」という）を示している。同図
８（ｂ）において、一点鎖線、二点鎖線、及び実線は、
エンジン１０の回転速度が低回転域、中回転域、及び高
回転域にある場合における合成バネ力をぞれぞれ示して
いる。また、図８（ｃ）は、エンジン１０が低回転域に
ある場合における合成バネ力とバルブの慣性力との合力
を示し、図８（ｄ）は、エンジン１０が高回転域にある
場合における合成バネ力とバルブの慣性力との合力を示
している。

【００５９】本実施形態における動弁装置では、吸気バ
ルブ１５のリフト量が小さい場合、換言すれば、吸気バ
ルブ１５の慣性力が前記近接方向に作用している場合に
あっては、前記間隙３４を通じた上室３１及び下室３２
間の油の流通が許容され、インナスプリング３５のバネ
力が吸気バルブ１５に殆ど作用しない。

【００６０】従って、図８（ｂ）に示すように、リフト
量が小さい場合には、吸気バルブ１５に作用する合成バ
ネ力が相対的に小さく抑えられる。その結果、図８
（ｃ），（ｄ）に示すように、吸気バルブ１５のリフト
量が小さい場合には、エンジン１０の回転速度によら
ず、合成バネ力と慣性力との合力を従来例と比較して低
減させることができ、吸気カムシャフト１１の駆動抵抗
を減少させることができる。また、このようにリフト量
が小さい場合に、合成バネ力を減少させても吸気バルブ
１５の正常な開閉は確実に行われる。リフト量が小さい
場合には、慣性力は前記近接方向に作用しており、カム
１４とタペット２２との間の接触圧を増大させるように
作用することから、振動等の影響を考慮しなければ、基
本的に各スプリング２６，３５の合成バネ力を吸気バル
ブ１５に作用させる必要がないからである。

【００６１】更に、本実施形態における動弁装置では、
吸気バルブ１５のリフト量が所定量以上になったときに
は、エンジン１０の回転速度に応じてインナスプリング
３５のバネ力を変化させ、吸気バルブ１５に作用する合
成バネ力を調節するようにしている。

【００６２】例えば、エンジン１０が低回転域にあっ
て、吸気バルブ１５に作用する慣性力が相対的に小さい
場合には、インナスプリング３５のバネ力が吸気バルブ
１５に殆ど作用しない。このため、図８（ｂ）に一点鎖
線で示すように、吸気バルブ１５に作用する合成バネ力
が小さく抑えられる。その結果、合成バネ力が過大にな
ることがないことから、吸気カムシャフト１１の駆動抵
抗を不必要に増大させてしまうことがない。

【００６３】一方、エンジン１０が高回転域にあって、
吸気バルブ１５に作用する慣性力が相対的に大きい場合
には、吸気バルブ１５にはアウタスプリング２６のバネ
力に加えて、インナスプリング３５のバネ力が作用する
ため、図８（ｂ）に実線で示すように、同吸気バルブ１
５に作用する合成バネ力が大きくなる。従って、前記離
間方向の慣性力が吸気バルブ１５に作用しても、その慣
性力を合成バネ力によって相殺させることができる。そ
の結果、タペット２２とカム１４との間における所定の
接触圧を確保して正常な吸気バルブ１５の開閉駆動を行
うことができる。尚、上記のように、エンジン１０の回
転速度に応じて吸気バルブ１５に作用する合成バネ力が
変化するが、この変化態様は連通孔３７の径或いはその
数を適宜変更することによって容易に調節することがで
きる。

【００６４】このように本実施形態に係る動弁装置によ
れば、正常な吸気バルブ１５の開閉駆動を行いつつ、エ
ンジン１０の全回転領域において吸気カムシャフト１１
の駆動抵抗を低減することができる。また、吸気カムシ
ャフト１１に関してのみ説明したが、本実施形態では、
各排気バルブにも同様の動弁機構がそれぞれ設けられて
いるため、吸気カムシャフト１１と同様に、排気カムシ
ャフトの駆動抵抗を低減することができる。そして、こ
れら吸気カムシャフト１１及び排気カムシャフトの駆動
抵抗を低減することにより、エンジン１０の燃費向上
や、タペット２２及びカム１４における摩耗量の低減を
図ることができる。

【００６５】更に、本実施形態の動弁装置にあっては、
従来とは異なり、インナスプリング３５のバネ力をエン
ジン１０の回転速度に応じて調節するために、前記上室
３１、或いは下室３２等の油圧を調節する機構を別途設
ける必要がない。インナスプリング３５のバネ力は吸気
バルブ１５の上下動に連動するリング３３の位置変化に
よって調節されるからである。従って、本実施形態によ
れば、上記のような油圧調節機構が不要であることか
ら、動弁装置における構成の簡素化及び低コスト化を図
ることができる。

【００６６】また、各気筒＃１〜＃４に設けられた動弁
機構１２に対しては、吸気バルブ１５の上下動に同期さ
せて油の給排を行う必要があるが、本実施形態では、各
動弁機構１２の供給通路４０と排出通路４１とをそれぞ
れ接続することにより、この油の給排を行うようにして
いる。通常、各動弁機構１２に対して油を供給するため
には、油圧ポンプ等の油供給源を新たに設けるか、或い
は既存の油圧ポンプを用いなければならず、動弁装置の
構成を複雑化を招いたり、既存の油圧ポンプにおける油
の吐出量を各動弁機構１２に油を供給する分だけ増大さ
せる必要が生じる。この点、本実施形態によれば、油圧
ポンプ等の油供給源が不要であるため、構成の簡素化及
び低コスト化を図ることができる。

【００６７】［第２の実施形態］次に第２の実施形態に
ついて上記第１の実施形態との相違点を中心に図９〜１
２を参照して説明する。尚、第１の実施形態における構
成と同様の構成については同一の符号を付すことにより
説明を省略する。

【００６８】図９は、本実施形態における動弁機構５０
を示す断面図である。吸気バルブ５１はバルブガイド１
７に支持された軸部５１ａと、同軸部５１ａの下端部に
一体形成された傘部５１ｂとによって構成されており、
この傘部５１ｂによって吸気ポート１９が開閉される。
吸気バルブ５１は図９に示すように最も上方に位置して
吸気ポート１９を閉塞する全閉位置と、図１０に示すよ
うに最も下方に位置する全開位置との間で上下動可能で
ある。

【００６９】前記軸部５１ａの上端部には略円板状をな
すリテーナ５３が固定されるとともに、同リテーナ５３
を覆うようにして有底円筒状をなすタペット５４が固定
されている。シリンダヘッド１３内には断面円形状をな
すタペット収容室２３と、その下方に位置して同収容室
２３と連通するスプリング収容室２７とが形成されてい
る。タペット５４はその一部がタペット収容室２３の上
部に挿入され上下動可能に支持されている。これらリテ
ーナ５３、及びタペット５４の各部材は吸気バルブ５１
とともに上下動する。

【００７０】タペット収容室２３の下部には可動部材５
５が挿入され上下動可能に支持されている。この可動部
材５５は中空円柱状をなしており、その上壁５５ａ及び
下壁５５ｂにはそれぞれ同可動部材５５の内部と外部と
を連通する貫通孔５７，５８がそれぞれ形成されてい
る。そして、これら各貫通孔５７，５８内には吸気バル
ブ５１の軸部５１ａが摺動可能に貫通している。

【００７１】可動部材５５の下部外周にはその径方向に
延びる係止部５５ｃが形成されている。また、タペット
収容室２３及びスプリング収容室２７を形成するシリン
ダヘッド１３の内壁には段差部１６が形成されており、
前記係止部５５ｃがこの段差部１６にて係止されること
により、可動部材５５はその移動が規制されて図９に示
す状態から上方へは位置しないようになっている。

【００７２】可動部材５５の内部には油が封入された油
空間６０が形成されている。また、吸気バルブ５１の軸
部５１ａには全周にわたりその径方向に延びる円板部５
２が形成されている。そして、この円板部５２によって
油空間６０が上室６１及び下室６２に区画されている。
また、この円板部５２の径は前記油空間６０の径よりも
小径に設定されており、同円板部５２の外周面と油空間
６０の内壁面との間には円環状をなす間隙６３が形成さ
れている。この間隙６３は上室６１及び下室６２間にお
ける油の移動を許容するとともに、その油の移動速度を
制限する絞りを構成している。尚、本実施形態では前記
供給通路４０及び排出通路４１に相当する構成はいずれ
も省略されている。

【００７３】前記リテーナ５３と可動部材５５の上壁５
５ａとの間には前記軸部５１ａの外周を囲むようにして
コイル状をなすメインスプリング７０が設けられてい
る。このメインスプリング７０はリテーナ５３を介して
吸気バルブ５１を常に上方向、即ちその開度が減少する
方向に付勢している。また、可動部材５５の下壁５５ｂ
と同下壁５５ｂに対向するスプリング収容室２７の内壁
との間にはサブスプリング７１が設けられている。この
サブスプリング７１のバネ力は可動部材５５及び前記下
室６２内の油、円板部５２を介して吸気バルブ５１に伝
達される。このサブスプリング７１のバネ定数はメイン
スプリング７０のバネ定数よりも大きく設定されてい
る。

【００７４】前記タペット５４の上端面にはシム６４が
固定されており、このシム６４とカム１４の外周面との
間には微少なバルブクリアランス（図示略）が形成され
ている。そして、カム１４が回転すると、同カム１４の
ノーズ１４ａはシム６４の上端面に接触しながらタペッ
ト５４を下動させる。このタペット５４の下動に伴っ
て、吸気バルブ５１がメインスプリング７０のバネ力に
抗して全閉位置から下方に移動して開弁状態となる。ま
た、カム１４が更に回転すると、リテーナ５３がメイン
スプリング７０のバネ力によって上方に付勢されること
により、吸気バルブ５１は全閉位置に再び押し上げられ
る。このように、吸気バルブ５１は、カム１４とメイン
スプリング７０の協働によって開閉される。

【００７５】また、メインスプリング７０とは別に設け
られたサブスプリング７１から吸気バルブ５１に作用す
るバネ力はエンジン１０の回転速度に応じて以下のよう
に変化する。

【００７６】エンジン１０の回転速度が低速である場
合、吸気バルブ５１が図９に示す全閉状態から下動する
と、その下動に伴って前記円板部５２が下方に移動す
る。従って、下室６２の油が前記間隙６３を通じて上室
６１に流れ込み、図１０に示すように下室６２の容積が
減少する。これに対して、吸気バルブ５１が上動する場
合には、同バルブ５１の上動に伴って円板部５２が上方
に移動する。従って、上室６１の油が間隙６３を通じて
下室６２に流れ込み、同下室６２の容積が増大する。

【００７７】ここで、円板部５２の移動速度が低速であ
るため、その上下動に伴って間隙６３を通過する油の移
動速度も低速となる。従って、油が上下室６１，６２間
で流通する際に大きな抵抗は発生せず、その油の流れは
殆ど制限されない。その結果、下室６２内の油圧は殆ど
変動することがなく、同下室６２内の油圧によって可動
部材５５の位置が変動することも殆どない。このため、
図１０に示すように、吸気バルブ５１が往復動してもサ
ブスプリング７１は殆ど伸縮しない（同図ではその変動
量を略「０」として図示している）。従って、吸気バル
ブ５１に作用するサブスプリング７１のバネ力は小さな
ものとなる。

【００７８】これに対して、エンジン１０の回転速度が
高速である場合には、円板部５２の移動速度も高速とな
り、その上下動に伴って間隙６３を通過する油の移動速
度も高速となる。従って、油が上下室６１，６２間で流
通する際に発生する抵抗が増大して、その油の流れが制
限されるようになる。また、回転速度が高速である場合
には吸気バルブ５１が一往復するのに要する時間が短く
なるため、このように上下室６１，６２間における油の
移動が制限されると、下室６２における容積の変動量が
減少する。その結果、下室６２内の油圧が大きく変動
し、その油圧によって可動部材５５の位置が大きく変動
するようになる。このため、図１１に示すように、吸気
バルブ５１の往復動に伴ってサブスプリング７１が大き
く伸縮するようになる。従って、吸気バルブ５１に作用
するサブスプリング７１のバネ力は大きなものとなる。

【００７９】図１２は吸気バルブ５１のリフト量とメイ
ンスプリング７０及びサブスプリング７１の各バネ力の
合成力を示している。同図（ｂ）に実線で示すように、
この合成力はエンジン１０の回転速度が低速であるほど
小さくなり、同図に一点鎖線で示すように回転速度が高
速になるほど大きくなる。また、上記のように、エンジ
ン１０の回転速度に応じて吸気バルブ５１に作用する各
スプリング７０，７１の合成力が変化するが、この変化
態様は間隙６３の大きさを適宜変更することによって容
易に調節することができる。

【００８０】従って、本実施形態によれば、低回転域に
おいては吸気カムシャフト１１の駆動抵抗が不必要に増
大してしまうことを防止することができるとともに、高
回転域ではシム６４とカム１４との間における所定の接
触圧を確保して正常な吸気バルブ５１の開閉駆動を行う
ことができる。

【００８１】また、本実施形態の動弁装置にあっても第
１の実施形態における動弁装置と同様、前記上下室６
１，６２の油圧を調節する電磁切換弁等の機構を別途設
ける必要がない。その結果、動弁機構における構成の簡
素化及び低コスト化を図ることができる。

【００８２】更に、可動部材５５の内部に油が封入され
た油空間６０を形成し、この油空間６０を円板部５２に
より区画することにより前記上下室６１，６２を形成す
るようにしている。従って、吸気バルブ５１の往復動に
伴って上室６１及び下室６２の容積が変動しても、上下
室６１，６２の容積の総和が変動することがない。その
結果、上下室６１，６２に油を供給する供給通路や各室
６１，６２から油を排出する排出通路を別途設ける必要
がなくなるため、構成の簡素化及び低コスト化を更に図
ることができる。

【００８３】尚、上記各実施形態は以下のように構成を
変更して実施することができる。このように構成を変更
しても上記実施形態と略同等の作用効果を奏することが
できる。

【００８４】・上記各実施形態では、各気筒＃１〜＃４
の吸気バルブ５１にそれぞれ設けられた各動弁機構５０
を供給通路４０及び排出通路４１を介して接続し、同機
構５０の油圧室３０に対する油の給排を行うようにし
た。これに対して、吸気バルブ５１に設けられた動弁機
構５０と排気バルブに設けられた動弁機構とをそれぞれ
接続して、各動弁機構の油圧室に対する油の給排を行う
ようにしてもよい。

【００８５】・上記各実施形態では、本発明に係る動弁
装置を４気筒エンジン１０に適用したが、例えば、３気
筒以下のエンジンや、５気筒以上のエンジンに同装置を
適用することもできる。

【００８６】・上記各実施形態では、吸気バルブ５１及
び排気バルブをそれぞれ一つ備えたエンジン１０に動弁
機構５０をそれぞれ設けるようにしたが、例えば、吸気
バルブ５１及び排気バルブをそれぞれ複数備えたエンジ
ンに対して動弁機構を設けるようにしてもよい。

【００８７】・上記各実施形態では、本発明を直動式の
動弁機構５０に適用するようにしたが、ロッカーアーム
を用いた動弁機構にも同様に適用することができる。 ・第１の実施形態において、各動弁機構５０の供給通路
４０や排出通路４１を圧力調整弁を介して既存の油圧ポ
ンプに接続することにより、各吸気バルブ５１の上下動
に伴って各動弁機構５０の油圧室３０、供給通路４０、
或いは排出通路４１から油が漏出して油圧室３０内の圧
力が所定値以下に減少した場合に、前記圧力調整弁を開
弁させて油圧ポンプから各動弁機構５０に油を供給する
ようにしてもよい。

【００８８】・上記第２の実施形態では円板部５２の外
周面と油空間６０の内壁面との間に間隙６３を形成し、
同間隙６３により上室６１及び下室６２間を連通するよ
うにした。これに対して、円板部５２の外周面を油空間
６０の内壁面に摺接させるとともに、同円板部５２に複
数の貫通孔５２ａを形成し、これら貫通孔５２ａによっ
て上室６１及び下室６２を連通するようにしてもよい。

【００８９】・上記第２の実施形態では吸気バルブ５１
の軸部５１ａに一つの円板部５２を形成するようにし
た。これに対して、軸部５１ａにこの円板部５２を複数
形成することにより、上室６１及び下室６２間における
流路抵抗を調節するようにしてもよい。

【００９０】上記各実施形態から把握できる技術的思想
についてその効果とともに以下に記載する。・請求項２
に記載した内燃機関の動弁機構において、前記バルブの
往復動に伴って同バルブの慣性力が反転するときのバル
ブ開度を前記所定開度に設定したことを特徴とする。

【００９１】上記構成によれば、バルブの慣性力がカム
及びバルブの接触圧を増大させるように作用するときに
は、連通部を通じて両油室間における油の移動が許容さ
れるため、バルブには補助バルブスプリングのバネ力が
殆ど作用しない。従って、バルブの正常な開閉動作を確
保しつつ、カムシャフトにおける駆動抵抗を効果的に低
減することができる。

【００９２】

【発明の効果】請求項１に記載した発明によれば、第１
の油室及び第２の油室間における油の移動速度が絞りに
よって制限されるため、機関回転速度が増大して第１の
可動部材の往復動速度が増大するにつれて補助バルブス
プリングの伸縮量が増大し、同スプリングからバルブに
作用するバネ力が増大するようになる。その結果、電磁
切替弁等を備えることによる構成の複雑化或いは高コス
ト化を招くことなく、機関回転速度に応じてバルブに作
用するバネ力を調節することができる。

【００９３】請求項２に記載した発明によれば、請求項
１に記載した発明の効果に加えて、バルブの開度が所定
開度未満であるときに同バルブに作用する補助バルブス
プリングのスプリングを低減させることにより、機関の
全回転領域においてカムシャフトの駆動抵抗を低減する
ことができる。

【００９４】請求項３に記載した発明によれば、請求項
１に記載した発明の効果に加えて、第１の油室或いは第
２の油室に油を供給する供給通路や各油室から油を排出
する排出通路を別途設ける必要がなくなるため、構成の
簡素化及び低コスト化を図ることができる。

【００９５】請求項４に記載した発明によれば、請求項
１に記載した発明の効果に加えて、各動弁機構に油を供
給するための油供給源を別途設ける必要がなくなるた
め、構成の簡素化及び低コスト化を図ることができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】第１の実施形態における動弁機構を示す断面
図。

【図２】同動弁機構のリングを拡大して示す断面図。

【図３】各気筒における吸気バルブのリフト量を示すグ
ラフ。

【図４】各気筒に設けられた動弁機構を示す概略構成
図。

【図５】同動弁機構を示す断面図。

【図６】同動弁機構を示す断面図。

【図７】同動弁機構を示す断面図。

【図８】吸気バルブのリフト量と合成バネ力等との関係
を示すグラフ。

【図９】第２の実施形態における動弁機構を示す断面
図。

【図１０】同動弁機構を示す断面図。

【図１１】同動弁機構を示す断面図。

【図１２】吸気バルブのリフト量と合成バネ力等との関
係を示すグラフ。

【図１３】従来における動弁装置を示す断面図。

【図１４】同じく動弁装置の油圧回路を示す回路図。

【図１５】バルブリフト量と慣性力等との関係を示すグ
ラフ。

【符号の説明】

１０…エンジン、１１…吸気カムシャフト、１２…動弁
機構、１３…シリンダヘッド、１４…カム、１５…吸気
バルブ、２０…凸部、２１…リテーナ、２２…タペッ
ト、２６…アウタスプリング、３０…油室、３１…上
室、３２…下室、３３…リング、３４…間隙、３５…イ
ンナスプリング、３７…連通孔、４０…排出通路、４１
…供給通路、５０…動弁機構、５１…吸気歯バルブ、５
２…円板部、５５…可動部材、６０…油空間、６１…上
室、６２…下室、７０…メインスプリング、７１…サブ
スプリング。

Claims (4)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 内燃機関のシリンダヘッドに対して往復
   動可能に支持されたバルブをバルブスプリングとカムシ
   ャフトのカムとの協働により往復動させて同バルブを開
   閉する内燃機関の動弁機構において、 前記バルブに設けられ同バルブとともに往復動する第１
   の可動部材と、 前記バルブの往復動方向において前記第１の可動部材と
   所定間隔を隔てて配置されるとともに前記シリンダヘッ
   ドに対し補助バルブスプリングによって弾性支持され前
   記バルブの往復動方向に移動可能な第２の可動部材と、 前記両可動部材間に配設され前記第１の可動部材の往復
   動に伴って容積変動する第１の油室と、 前記第１の油室の容積変動に伴って同第１の油室から流
   出し或いは同第１の油室へ流入する油を貯留する第２の
   油室と、 前記各油室を連通して各油室間での油の移動を許容する
   とともにその移動速度を制限する絞りとを備えたことを
   特徴とする内燃機関の動弁機構。
2. 【請求項２】 前記絞りとは別に前記各油室を連通して
   各油室間での油の移動を許容する連通部と、 前記バルブに設けられその往復動に基づいて同バルブの
   開度が所定開度以上になったときに前記連通部を閉塞す
   る閉塞部とを更に備えたことを特徴とする請求項１に記
   載した内燃機関の動弁機構。
3. 【請求項３】 前記両油室の容積の総和を前記バルブの
   往復動に関わらず一定に設定したことを特徴とする請求
   項１に記載した内燃機関の動弁機構。
4. 【請求項４】 複数のバルブを有する内燃機関の動弁装
   置において、前記バルブの往動に伴って前記第１の油室
   の容積が減少する際に前記第２の油室内の油を排出する
   排出通路と、前記バルブの復動に伴って前記第１の油室
   の容積が増加する際に前記第２の油室内に油を供給する
   供給通路とを更に備えた請求項１又は２記載の動弁機構
   を各バルブに対応して設けるとともに、各動弁機構の排
   出通路と、当該動弁機構が設けられたバルブの往動時期
   と復動時期が一致する他のバルブに設けられた動弁機構
   の供給通路とを接続したことを特徴とする内燃機関の動
   弁装置。