WO2008075556A1

WO2008075556A1 - 可変動弁機構付き内燃機関

Info

Publication number: WO2008075556A1
Application number: PCT/JP2007/073397
Authority: WO
Inventors: Shuichi Ezaki
Original assignee: Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
Priority date: 2006-12-18
Filing date: 2007-12-04
Publication date: 2008-06-26
Also published as: JP4380695B2; US20100224150A1; JP2008151037A; US8006659B2; EP2096274A1; EP2096274A4; CN101553647A; CN101553647B; EP2096274B1; WO2008075556A9

Abstract

　油圧式ラッシュアジャスタのポンプアップの発生を防止しつつ、余分なフリクションの増加を抑制することが可能な可変動弁機構付き内燃機関を提供する。　可変動弁機構の慣性力F2がロストモーションスプリングの最大荷重P2maxを超える臨界回転数を第１機関回転数N1とし、バルブ及びロッカーアームの慣性力F1がバルブスプリングの最大荷重P1maxを超える臨界回転数を第２機関回転数N2とした場合に、第１機関回転数N1が第２機関回転数N2よりも低くなるように、最大荷重P1max,P2maxを設定する。

Description

明細書

可変動弁機構付き内燃機関

技術分野

[0001] 本発明は、バルブの作用角及びリフト量を機械的に変更可能な可変動弁機構を有する可変動弁機構付き内燃機関に関する。

背景技術

[0002] 内燃機関の運転状態に応じて、バルブの作用角及びリフト量を機械的に変更可能な可変動弁機構を有する装置が知られている（例えば、特許文献 1参照。）。この装置によれば、カムとロッカーアームとの間に、上記可変動弁機構が配置されている。

[0003] 特許文献 1 :日本特開 2003— 239712号公報

特許文献 2 :日本特開平 6— 221123号公報

特許文献 3 :日本特開平 9 228808号公報

特許文献 4 :日本特許第 2503932号公報

発明の開示

発明が解決しょうとする課題

[0004] ところで、ロッカーアームは、バルブと油圧式ラッシュアジヤスタ（HLA : Hydraulic L ash Adjuster)とにより支持されている。よって、これらのバルブスプリングと油圧式ラッシュアジャスタの付勢力により、ロッカーアームが可変動弁機構に押しつけられてい

[0005] しかしな力、内燃機関の高回転時には、可変動弁機構、ロッカーアーム及びバノレブ等からなる動弁系が高速で動作するため、該動弁系に作用する慣性力が大きくなる。力、かる慣性力が大きくなると、可変動弁機構とロッカーアームとの接点が離間する場合がある。この場合、瞬時に油圧式ラッシュアジヤスタが伸びることで、ロッカーァームと可変動弁機構とが再度接触することとなる。すなわち、油圧式ラッシュアジヤスタのポンプアップが発生することとなる。その結果、バルブが完全に閉じきらないバルブ閉じ不良が発生する虞がある。

[0006] また、スプリング最大荷重を高く設定すると、動弁系の余分なフリクションが増加してしまい、燃費の悪化や、構成部品の耐摩耗性の低下を招来する虞がある。

[0007] 本発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、油圧式ラッシュアジヤスタのポンプアップの発生を防止しつつ、余分なフリクションの増加を抑制することが可能な可変動弁機構付き内燃機関を提供することを目的とする。

課題を解決するための手段

[0008] 第 1の発明は、上記の目的を達成するため、駆動カムと、油圧式ラッシュアジヤスタ及びバルブにより支持されたロッカーアームとの間に機械式の可変動弁機構を有する内燃機関であって、

前記可変動弁機構を前記駆動カムに押し当てるように荷重を加えるロストモーションスプリングと、

前記ロッカーアームを前記可変動弁機構に押し当てるように荷重を加えるバルブスプリングとを備え、

前記可変動弁機構の慣性力が前記ロストモーションスプリングの最大荷重を超える臨界機関回転数を第 1機関回転数とし、前記バルブ及び前記ロッカーアームの慣性力が前記バルブスプリングの最大荷重を超える臨界機関回転数を第 2機関回転数とした場合に、該第 1機関回転数が該第 2機関回転数よりも低くなるように、前記ロストモーションスプリング及び前記バルブスプリングの最大荷重が設定されていることを特徴とする。

[0009] また、第 2の発明は、第 1の発明において、

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

[0010] また、第 3の発明は、第 1又は第 2の発明において、

前記第 2機関回転数が、燃料力ット実行後に前記内燃機関のみで実現可能な最大回転数である長時間保証回転数となるように、前記バルブスプリングの最大荷重が設定されて!/、ることを特徴とする。

発明の効果

[0011] 第 1の発明によれば、可変動弁機構の慣性力がロストモーションスプリング最大荷重を超える第 1機関回転数力バルブ及びロッカーアームの慣性力がバルブスプリング最大荷重を超える第 2機関回転数よりも低くされる。これにより、ロッカーアームと可変動弁機構との接点の離間よりも先に、可変動弁機構と駆動カムとの接点の離間が許容される。

ここで、ロッカーアームと可変動弁機構との接点が離れると、油圧式ラッシュアジャスタのポンプアップが発生してしまい、バルブの閉じ不良が発生する可能性がある。しかし、第 1の発明によれば、可変動弁機構と駆動カムとの接点が離れることによるジャンプの発生を許容しつつ、油圧式ラッシュアジヤスタのポンプアップの発生が防止される。このため、バルブの閉じ不良の発生を防止することができ、内燃機関の性能低下を防止することができる。

さらに、第 1の発明によれば、ロッカーアームと可変動弁機構の接点の離間を防止するためにバルブスプリングの最大荷重を設定した場合でも、可変動弁機構と駆動カムとの接点の離間が許容されるようにロストモーションスプリングの最大荷重が低く設定されるため、可変動弁機構の余分なフリクションの増加を抑制することができる。これにより、燃費の悪化、可変動弁機構の構成部品の耐摩耗性の低下を抑制すること力 Sできる。

[0012] 第 2の発明によれば、ロストモーションスプリング及びバルブスプリングの最大荷重の設定により、バウンスが発生する機関回転数が、瞬間許容最大回転数とされる。これにより、実質的にバウンスの発生を禁止することができる。さらに、バウンスが発生する機関回転数が瞬間許容最大回転数よりも高くされた場合に比して、スプリング最大荷重が低く設定されているため、可変動弁機構の余分なフリクションの増加を抑制すること力 Sでさる。

[0013] 第 3の発明によれば、バルブスプリングの最大荷重の設定により、バルブ及びロッカ一アームの慣性力がバルブスプリングの最大荷重を超える臨界機関回転数 (第 2機関回転数)が長時間保証回転数とされる。これにより、長時間保証回転数までは、口ッカーアームと可変動弁機構との接点の離間が禁止され、油圧式ラッシュアジヤスタのポンプアップが禁止される。よって、長時間保証回転数までは、バルブの閉じ不良の発生が禁止されるため、内燃機関の性能低下が発生する事態を回避することができる。

図面の簡単な説明

[0014] [図 1]本発明の実施の形態によるシステムの全体構成を説明するための図である。

[図 2]図 1に示した可変動弁機構 40の構成を説明するための斜視図である。

[図 3]図 2に示した可変動弁機構 40を吸気カム軸 15の軸方向から見た側面図である

〇

[図 4]可変動弁機構 40により実現される吸気バルブ 14の作用角及びリフト量の連続的変化を示す図である。

[図 5]スプリング荷重と'慣性力の一例を示す図である。

[図 6]高回転時のバルブのジャンプ発生を説明するための図である。

[図 7]高回転時のバルブのバウンス発生を説明するための図である。

[図 8]本発明の実施の形態において、スプリング最大荷重 Plm_ax，P2ma_Xの設定方法を説明するための図である。

[図 9]本発明の実施の形態に対する比較例を示す図である。

符号の説明

[0015] 1 内燃機関

7 クランク角センサ

14 吸気バルブ

14b ノノレブスプリング

16 吸気カム

40 可変動弁機構

41 制御軸

50 揺動アーム

52 カムローラ

55 ロストモーションスプリング

56 ロッカーアーム

57 ロッカーローラ

58 油圧式ラッシュアジヤスタ発明を実施するための最良の形態

[0016] 以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。尚、各図において共通する要素には、同一の符号を付して重複する説明を省略する。

[0017] [システム構成の説明]

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

[0018] 内燃機関 1は、内部にピストン 3を有するシリンダブロック 4を備えている。ピストン 3 は、クランク機構を介してクランク軸 6と接続されている。クランク軸 6の近傍には、クランク角センサ 7が設けられている。クランク角センサ 7は、クランク軸 6の回転角度（クランク角 CA)を検出するように構成されている。

[0019] シリンダブロック 4の上部にはシリンダヘッド 8が組み付けられている。ピストン 3上面力、らシリンダヘッド 8までの空間は燃焼室 10を形成している。シリンダヘッド 8には、燃焼室 10内に直接燃料を噴射するインジェクタ 11が設けられている。また、シリンダへッド 8には、燃焼室 10内の混合気に点火する点火プラグ 12が設けられている。

[0020] シリンダヘッド 8は、燃焼室 10と連通する吸気ポート 13を備えている。吸気ポート 13 と燃焼室 10との接続部には吸気バルブ 14が設けられている。本実施の形態 1のシステムは、気筒毎に設けられた 2つの吸気ポート 13に対応して、 2つの吸気バルブ 14 ( 図 2参照）を備えている。

[0021] 吸気バルブ 14と、吸気カム軸 15に設けられた吸気カム 16との間には、機械式の可変動弁機構 40が設けられている。詳細は後述する力この可変動弁機構 40は、吸気バルブ 14の開弁特性を機械的に変更可能に構成されている。すなわち、この可変動弁機構 40は、吸気カム 16の回転運動と後述するロッカーアーム 56の揺動運動との連動状態を連続的に変化させるように構成されている。また、吸気カム軸 15は、クランク軸 6の駆動力が伝達されることにより回転駆動可能である。

[0022] 吸気ポート 13には、吸気通路 18が接続されている。吸気通路 18の途中にはサージタンク 20が設けられて!/、る。サージタンク 20の上流にはスロットルバルブ 22が設けられている。スロットルバルブ 22は、スロットルモータ 23により駆動される電子制御式のバルブである。スロットルバルブ 22は、アクセル開度センサ 24により検出されるァクセル開度 AAに基づいて駆動されるものである。スロットルバルブ 22の近傍には、スロットル開度 TAを検出するスロットル開度センサ 25が設けられている。

[0023] スロットルバルブ 22の上流には、ェアフロメータ 26が設けられている。エアフロメ一タ 26は吸入空気量 Gaを検出するように構成されている。ェアフロメータ 26の上流にはエアクリーナ 27が設けられている。

[0024] また、シリンダヘッド 8は、燃焼室 10と連通する排気ポート 28を備えている。排気ポート 28と燃焼室 10との接続部には排気バルブ 30が設けられている。排気ポート 28 には排気通路 32が接続されている。排気通路 32には、排気ガスを浄化する触媒 34 が設けられている。触媒 34の上流には、排気空燃比を検出する空燃比センサ 36が設けられている。

[0025] また、本実施の形態のシステムは、制御装置としての ECU (Electronic Control Uni t) 60を備えている。 ECU60の出力側には、インジヱクタ 11、点火プラグ 12、スロットルモータ 23、可変動弁機構 40等が接続されている。 ECU60の入力側には、クランク角センサ 7、アクセル開度センサ 24、スロットル開度センサ 25、ェアフロメータ 26、空燃比センサ 36等が接続されている。 ECU60は、各センサの出力に基づいて、燃料噴射制御や点火時期制御のような内燃機関全体の制御を実行する。

[0026] また、 ECU60は、クランク角センサ 7の出力に基づいて、機関回転数 NEを算出する。また、 ECU60は、アクセル開度 AAやスロットル開度 TA等に基づいて、内燃機関 1に要求される負荷 KLを算出する。さらに、 ECU60は、内燃機関 1の運転状態（NE, L)に応じて制御軸 41の位置を制御することで、吸気バルブ 14の作用角/リフト量を連続可変制御する。

[0027] [可変動弁機構の構成]

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

[0028] 図 2に示すように、駆動カムである吸気カム 16を中心にして、 2つの吸気バルブ 14 L, 14Rが左右対称に配置されている。吸気カム 16と吸気バルブ 14L, 14Rとの間には、吸気カム 16の回転運動に各吸気バルブ 14L, 14Rのリフト運動を連動させる可変動弁機構 40が設けられて!/、る。

[0029] 以下、本明細書および図面では、可変動弁機構 40の各構成部品や吸気バルブ 1 4L, 14R等の対称に配置されている部品については、特に区別をする必要ない場合には、左右を区別する L、 Rの記号は付けないこともある。

[0030] 図 2及び図 3に示すように、可変動弁機構 40は、制御軸 41を有している。この制御軸 41は、吸気カム軸 15と平行に配置されている。この制御軸 41は、図示しない駆動機構により回転駆動される。駆動機構は、例えば、制御軸 41に固定されたウォームホィール、該ウォームホイールと嚙み合わされるウォームギヤ、該ウォームギヤが固定された出力軸を有する電動モータ等により構成することができる。

[0031] 制御軸 41には、制御アーム 42がボルト 43によって固定されている。制御アーム 42 の突出部には、中間アーム 44がピン 45によって取り付けられている。ピン 45は、制御軸 41の中心から偏心した位置に配置されている。よって、中間アーム 44は、ピン 4 5を中心にして揺動するように構成されている。中間アーム 44の先端部には、後述するローラ 52, 53が回転可能に設けられている。

[0032] また、制御軸 41には、 2つの揺動アーム 50L, 50Rが揺動可能に支持されている。

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

[0033] また、揺動アーム 50は、スライド面 50aの反対側に、揺動カム面 51を有している。

揺動カム面 51は、揺動アーム 50の揺動中心からの距離が一定となるように形成された非作用面 51aと、非作用面 51aから離れた位置ほど制御軸 41の軸中心からの距離が遠くなるように形成された作用面 5 lbとで構成されている。

[0034] スライド面 50aと吸気カム 16の周面との間には、第 1ローラ（以下「カムローラ」ともいう。） 52と第 2ローラ 53が配置されている。より具体的には、カムローラ 52は、吸気力ム 16の周面と接触するように配置されている。また、第 2ローラ 53は、揺動アーム 50 のスライド面 50aに接触するように配置されている。 [0035] カムローラ 52と第 2ローラ 53とは、上記中間アーム 44の先端部に固定された連結軸 54によって回転自在に支持されている。中間アーム 44は、ピン 45を支点として揺動するので、これらのローラ 52, 53もピン 45から一定距離を保ちながらスライド面 50 aおよび吸気カム 16の周面に沿って揺動する。

[0036] また、揺動アーム 50には、バネ座 50bが形成されている。このバネ座 50bには、ロストモーションスプリング 55の一端が掛けられている。ロストモーションスプリング 55の他端は、内燃機関 1の静止部位に固定されている。ロストモーションスプリング 55は圧縮パネである。

[0037] ロストモーションスプリング 55の荷重 P2により、揺動アーム 50のスライド面 50aが第 2 ローラ 53に押し当てられ、更に、カムローラ 52が吸気カム 16に押し当てられる。ロストモーションスプリング 55の最大荷重 P2maxの設定につ!/、ては、後述する。

[0038] 揺動アーム 50の下方には、ロッカーアーム 56が配置されている。ロッカーアーム 5 6には、揺動カム面 51に対向するようにロッカーローラ 57が設けられている。ロッカーローラ 57は、ロッカーアーム 56の中間部に回転自在に取り付けられている。ロッカーアーム 56の一端は、バルブ 14のバルブシャフト 14aによって支持されており、ロッカ一アーム 56の他端は、油圧式ラッシュアジヤスタ 58によって回転自在に支持されている。これにより、ロッカーアーム 56は、油圧式ラッシュアジヤスタ 58を支点として回動可能となる。この油圧式ラッシュアジヤスタ 58は、ロッカーローラ 57と揺動カム面 51 との間にクリアランスができないように、ロッカーアーム 56を押し上げる方向に付勢するものである。

[0039] また、バルブシャフト 14aの上部は、バルブシート 14cと接続されている。このバルブシート 14cの下方には、バルブスプリング 14bが設けられている。バルブスプリング 14 bの荷重 P1により、バルブシート 14cがバルブ閉方向に押し上げられ、ロッカーアーム 56に押し当てられる。これにより、ロッカーアーム 56が押し上げる方向に付勢されるため、ロッカーローラ 57が揺動アーム 50の揺動カム面 51に押し当てられる。バルブスプリング 14bの最大荷重 Plmaxの設定につ!/、ては、後述する。

[0040] 上述した可変動弁機構 40の構成によれば、吸気カム 16の回転に伴って、吸気力ム 16の押圧力がカムローラ 52及び第 2ローラ 53を介してスライド面 50aに伝達される。その結果、揺動カム面 51とロッカーローラ 57との接点が非作用面 51aから作用面 5 lbにまで及ぶと、ロッカーアーム 56が押し下げられ、吸気バルブ 14が開弁する。

[0041] また、可変動弁機構 40の構成によれば、制御軸 41の回転角度（回転位置）を変化させると、スライド面 50a上における第 2ローラ 53の位置が変化し、リフト動作時の揺動アーム 50の揺動範囲が変化する。

[0042] より具体的には、制御軸 41を図 3における反時計回り方向に回転させると、スライド面 50a上における第 2ローラ 53の位置が揺動アーム 50の先端側に移動する。そうすると、吸気カム 16の押圧力が伝達されることで揺動アーム 50が揺動動作を開始した後に、現実にロッカーアーム 56が押圧され始めるまでに要する揺動アーム 50の回転角度は、制御軸 41が図 3における反時計回り方向に回転するほど大きくなる。つまり、制御軸 41を図 3における反時計回り方向に回転させることにより、バルブ 14の作用角及びリフト量を小さくすることができる。逆に、制御軸 41を時計回り方向に回転させることにより、バルブ 14の作用角及びリフト量を大きくすることができる。このように制御軸 41の位置を制御することで、図 4に示すように、吸気バルブ 14の作用角及びリフト量を連続的に変化させることができる。

[0043] [実施の形態の特徴]

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

[0044] 動弁系のうち、可変動弁機構 40より下方のロッカーアーム 56及びバルブ 14等（以下「バノレブ側動弁系」ということもある。 )に作用する慣性力 F1は、次式 (1)ズ2)のように表すこと力 Sできる。次式 (1)ズ2)において、「We」はバルブ側動弁系の換算等価質量 [k g]であり、「A」はバルブ加速度 [mm/deg²(CAM)]である。

一方、動弁系のうちの可変動弁機構 40に作用する慣性力 F2、すなわち、可変動弁機構 40のカムローラ 52に作用する慣性力 F2は、制御軸 41周りの慣性モーメントから求めること力 Sでさる。

2

^NE -X 360 (1 )

^{F 1 =}了■- Χ Α ^χし 60 X 2

=0. 009 X We X A X NE ■ ■ · (2) [0045] 低回転時には、上記動弁系の動作速度は、さほど速くはない。このため、低回転時には、図 5に示すように、破線 L2で表される動弁系の慣性力 F1，F2が、実線 L1で表されるスプリング荷重 P1，P2よりも小さい。力、かる低回転時には、図 3において示される吸気カム 16とカムローラ 52との接点 Aと、揺動アーム 50とロッカーローラ 57との接点 Bとは、共に離間せずに接触している。従って、図 6において破線 C1で示される低回転時のバルブリフト曲線は、設計されたバルブリフト曲線（以下「設計リフト曲線」という。）通りとなる。よって、低回転時には、吸気バルブ 14のジャンプは発生しない。

[0046] ところ力機関回転数 NEの増加に伴って、動弁系に作用する慣性力は、該機関回転数 NEの 2乗に比例して大きくなる（図 5参照）。そして、慣性力がスプリング荷重を超えると、上記の接点 Aや接点 Bが離れてしまう。そうすると、吸気バルブ 14のジヤンプが発生してしまい、低回転時のバルブリフト特性 C1とは異なり、図 6において実線 C 2で示すようなバルブリフト特性となる。

[0047] さらに、機関回転数 NEが増加すると、慣性力も更に大きくなる。詳細は後述するが、慣性力の合計がスプリング最大荷重の合計を所定値 A Fだけ上回ると、図 7において実線 C3で示すように、ジャンプした吸気バルブ 14が着座した後に跳ね返る、いわゆるバウンスが発生してしまう。このバウンスの衝撃荷重は、吸気バルブ 14の傘部に伝達されるため、バウンスの発生を回避することが望ましい。

[0048] 本実施の形態では、以下に説明する方法により、バルブスプリング 14bの最大荷重 Plmaxと、ロストモーションスプリング 55の最大荷重 P2maxとを設定する。図 8は、本実施の形態において、バルブスプリング 14bの最大荷重 Plmaxと、ロストモーションスプリング 55の最大荷重 P2maxの設定方法を説明するための図である。

[0049] 先ず、バルブスプリング 14bの最大荷重 Plmaxの設定方法について説明する。

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

[0050] また、接点 Bが離れると、吸気バルブ 14のジャンプが発生する。このジャンプした吸気バルブ 14が着座するまでの間に、油圧式ラッシュアジヤスタ 58がリークダウンしてロッカーアーム 56が元の位置まで押し下げられれば、特に内燃機関 1の性能低下の問題は生じない。

[0051] しかしながら、油圧式ラッシュアジヤスタ 58がチェック（ポンプアップ）に要する時間よりも、リークダウン (縮小）に要する時間の方が長い。これは、油圧式ラッシュアジャスタ 58の伸縮を余りにも過敏に行うと、ロッカーアーム 56の位置が過剰に変動することとなり、吸気バルブ 14のリフト量が過剰に変動してしまうためである。従って、ジヤンプした吸気バルブ 14が着座するまでの間に、ポンプアップした油圧式ラッシュアジャスタ 58のリークダウンは完了しない。

[0052] そうすると、ロッカーアーム 56の回動支点が上方にずれるため、吸気バルブ 14の閉じ不良が生じてしまう。吸気バルブ 14の閉じ不良が生じると、吸気通路 18への新気の吹き返し量が増大してしまうため、燃焼室 10内に吸入される空気量が不足し、実圧縮比が低くなつてしまう。その結果、圧縮端温度の低下や機関出力の低下等、内燃機関 1の性能低下を招来することとなる。

[0053] そこで、本実施の形態では、図 8に示すように、長時間保証回転数 N2までは、上記の油圧式ラッシュアジヤスタ 58のポンプアップの発生を防止すベぐロッカーローラ 5 7と揺動アーム 50との接点 Bの離間を禁止する。すなわち、長時間保証回転数 N2において、ロッカーアーム 56及びバルブ 14の慣性力 F1がバルブスプリング最大荷重 P lmaxを超えるように、該最大荷重 Plmaxが設定される。すなわち、慣性力 F1がバルブスプリング最大荷重 Plmaxを超える臨界機関回転数が長時間保証回転数 N2とされる

〇

[0054] ここで、長時間保証回転数 N2とは、燃料カット実行後に内燃機関 1のみで実現可能な最大機関回転数である。この長時間保証回転数 N2は、レッドゾーンで実行される燃料カット後のオーバーシュートや、該燃料カットのバラツキ等が考慮されている。長時間保証回転数 N2は、最高出力回転数 (例えば、 6000rpm)よりも高い回転数であり、例えば、 6500rpmである。

[0055] 次に、ロストモーションスプリング 55の最大荷重 P2maxの設定方法について説明する。上記バルブスプリング最大荷重 Plmaxと同様に、図 9に示す比較例のように、長時間保証回転数 N2において、可変動弁機構 40のカムローラ 52の慣性力 F2がロストモーションスプリング最大荷重 P2maxを超えるように、該最大荷重 P2maxを設定する方法が考えられる。かかる設定により、長時間保証回転数 N2までは、上記接点 Bと共に、吸気カム 16とカムローラ 52との接点 Aの離間を防止することができる。

[0056] ところで、図 7に示したバウンスは、図 9に示すように、上記 2つの慣性力 F1，F2の合計 F(=F1+F2)力 S、上記 2つのスプリング最大荷重 Plmax，P2maxの合計 P(=Plmax+P2m ax)よりも所定量 A Fだけ大きくなると発生する。よって、図 9に示すように、 2つの最大荷重 Plmax, P2maxを長時間保証回転数 N2を基準として設定した場合、瞬間許容最大回転数 Nmaxよりも高い機関回転数 N3以降において、バウンスが発生することとなる。この瞬間許容最大回転数 Nmaxは、内燃機関 1が自力で回転するのではなぐシフトダウン時の回転数上昇により瞬間的に実現される機関回転数であり、例えば、 69 OOrpmである。

[0057] しかし、実際に到達可能であるのは瞬間許容最大回転数 Nmaxまでであって、機関回転数 N3に到達することはない。従って、図 9の比較例においては、同図中に矢印で示すように、瞬間許容最大回転数 Nmax〜機関回転数 N3の間においてバウンス発生を余分に抑制する分だけ、最大荷重の合計 Pが過剰となっている。その結果、動弁系のフリクションが増大してしまうため、燃費の悪化や、可変動弁機構 40の構成部品の耐摩耗性の低下を招来する可能性がある。

[0058] そこで、本実施の形態では、図 8に示すように、長時間保証回転数 N2よりも低い機関回転数 N1 (例えば、 61 OOrpm)において、可変動弁機構 40の慣性力 F2がロストモーシヨンスプリング最大荷重 P2maxを超えるように、該最大荷重 P2maxを設定する。すなわち、機関回転数 N1において、吸気カム 16とカムローラ 52の接点 Aの離間を許容することとする。そうすると、機関回転数 N1以降において、吸気バルブ 14のジャンプ発生が許容されることとなる。

[0059] ここで、吸気バルブ 14のジャンプが発生すると、着座時の音が問題となる可能性がある。しかし、高回転時であるので、着座時の音は大して問題とはならないと考えられる。さらに、ジャンプにより、バルブリフト量は大きくなるため、筒内に吸入される空気量は増大することとなり、実圧縮比の低下も起こらない。よって、上記油圧式ラッシュアジヤスタ 58のポンプアップ時とは異なり、上記のように吸気カム 16とカムローラ 52 の接点 Aの離間を許容しても、内燃機関 1の性能低下は起こらないものと考えられる。

[0060] さらに、本実施の形態では、バウンスが瞬間許容最大回転数 Nmaxにおいて発生するように、上記最大荷重 P2maxを設定する。すなわち、瞬間許容最大回転数 Nmaxにおいて、上記 2つの慣性力 F1，F2の合計 Fが、 2つの最大荷重 Plmax，P2maxの合計 P よりも所定値 Δ Fだけ大きくなるように、最大荷重 P2maxを設定する。

[0061] 以上説明したように、本実施の形態によれば、バルブスプリング 14bの最大荷重 P1 maxの設定により、長時間保証回転数 N2までは、ロッカーローラ 57と揺動アーム 50との接点 Bの離間が禁止される。これにより、長時間保証回転数 N2までは、ロッカーァーム 56と油圧式ラッシュアジヤスタ 58との接点 Cの離間が禁止され、油圧式ラッシュアジヤスタ 58のポンプアップが禁止される。よって、長時間保証回転数 N2までは、吸気バルブ 14の閉じ不良の発生が禁止されるため、内燃機関 1の性能低下が発生する事を回避すること力できる。

[0062] また、本実施の形態によれば、ロッカーローラ 57と揺動アームとの接点 Bの離間よりも先に、吸気カム 16とカムローラ 52との接点 Aの離間を許容させる。これにより、吸気バルブ 14のジャンプの発生を許容しつつも、油圧式ラッシュアジヤスタ 58のポンプァップを禁止すること力 Sできる。また、接点 Aの離間を先に許容することで、ロストモーシヨンスプリング 55の最大荷重 P2maxを低く抑えることができる。従って、上記のようにバルブスプリング 14bの最大荷重 Plmaxを設定した場合でも、接点 Aの離間が許容されるようにロストモーションスプリング 55の最大荷重 P2maxが低く設定されるため、可変動弁機構 40の余分なフリクション増加を抑制することができる。よって、燃費の悪化、可変動弁機構 40の構成部品の耐摩耗性の低下を抑制することができる。

[0063] さらに、本実施の形態によれば、最大荷重 Plmax, P2maxの設定により、バウンスが発生する機関回転数が瞬間許容最大回転数 Nmaxとされる。よって、バウンスが発生する機関回転数が瞬間許容最大回転数 Nmaxよりも高!/、場合に比して、可変動弁機構 40の余分なフリクション増加を抑制することができる。

[0064] ところで、本実施の形態では、瞬間許容最大回転数 Nmaxにお!/、てバウンスを発生させているが、バウンスが発生する機関回転数はこの瞬間許容最大回転数 Nmaxに限られない。慣性力 F2がロストモーションスプリング最大荷重 P2maxを超える臨界機関回転数を、慣性力 F1がバルブスプリング最大荷重 Plmaxを超える臨界機関回転数よりも低くすることで、バウンスが発生する機関回転数は、図 9に示す比較例における機関回転数 N3よりも低くすることができる。従って、余分なフリクションの増大を抑制することが可能である。

[0065] さらに、バウンスの衝撃による信頼性低下の可能性を排除することができれば、瞬間許容最大回転数 Nmaxよりも低回転側でバウンスを発生させてもよい。この場合、瞬間許容最大回転数 Nmaxでバウンスを発生させる場合に比して、ロストモーションスプリング最大荷重 P2maxを更に低く抑えることができるため、余分なフリクションの増大を更に抑制することができる。

[0066] 尚、本実施の形態においては、吸気カム 16が第 1の発明における「駆動カム」に、油圧式ラッシュアジヤスタ 58が第 1の発明における「油圧式ラッシュアジヤスタ」に、吸気バルブ 14が第 1の発明における「バルブ」に、ロッカーアーム 56が第 1の発明における「ロッカーアーム」に、それぞれ相当する。また、本実施の形態においては、可変動弁機構 40が第 1の発明における「可変動弁機構」に、内燃機関 1が第 1の発明における「内燃機関」に、ロストモーションスプリング 55が第 1の発明における「ロストモーシヨンスプリング」に、バルブスプリング 14bが第 1の発明における「バルブスプリング」に、それぞれ相当する。

Claims

請求の範囲

[1] 駆動カムと、油圧式ラッシュアジヤスタ及びバルブにより支持されたロッカーアームとの間に機械式の可変動弁機構を有する内燃機関であって、

前記可変動弁機構の慣性力が前記ロストモーションスプリングの最大荷重を超える臨界機関回転数を第 1機関回転数とし、前記バルブ及び前記ロッカーアームの慣性力が前記バルブスプリングの最大荷重を超える臨界機関回転数を第 2機関回転数とした場合に、該第 1機関回転数が該第 2機関回転数よりも低くなるように、前記ロストモーションスプリング及び前記バルブスプリングの最大荷重が設定されていることを特徴とする可変動弁機構付き内燃機関。

[2] 請求項 1に記載の可変動弁機構付き内燃機関にお!/、て、

前記バルブのバウンスが発生する機関回転数力瞬間的に許容される最大の機関回転数である瞬間許容最大回転数となるように、前記ロストモーションスプリング及び前記バルブスプリングの最大荷重が設定されていることを特徴とする可変動弁機構付き内燃機関。

[3] 請求項 1又は 2に記載の可変動弁機構付き内燃機関において、

前記第 2機関回転数が、燃料力ット実行後に前記内燃機関のみで実現可能な最大回転数である長時間保証回転数となるように、前記バルブスプリングの最大荷重が設定されていることを特徴とする可変動弁機構付き内燃機関。