JP4136161B2

JP4136161B2 - Variable valve operating device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP4136161B2
Application number: JP04740099A
Authority: JP
Inventors: 信一竹村; 信中村
Original assignee: Hitachi Ltd; Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd; Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1999-02-25
Filing date: 1999-02-25
Publication date: 2008-08-20
Anticipated expiration: 2019-02-25
Also published as: JP2000248915A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、吸・排気弁の開閉時期及びバルブリフト量を機関の運転状態に応じて変えることができる内燃機関の可変動弁装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
この種の可変動弁装置は、機関の低速低負荷時における燃費の改善や安定した運転性並びに高速高負荷時における吸気の充填効率の向上による充分な出力を確保する等のため、吸気・排気弁の開閉時期とバルブリフト量を機関の運転状態に応じて可変制御するようになっており、従来から様々な構成のものが案出されている。
【０００３】
一例として、特開昭５５−１３７３０５号公報に開示された可変動弁装置を図１１に示す。シリンダヘッド３０のアッパデッキの略中央近傍上方位置に駆動軸３１が設けられていると共に、この駆動軸３１の外周にカム３２が一体に設けられている。また、駆動軸３１の側部には、制御シャフト３３が並行に配置されており、この制御シャフト３３に偏心カム３４を介してロッカアーム３５が揺動自在に軸支されている。
【０００４】
一方、シリンダヘッド３０に摺動自在に設けられた吸気弁３６の上端部には、バルブリフター３７を介して揺動カム３８が配置されている。この揺動カム３８は、バルブリフター３７の上方に駆動軸３１と並行に配置された支軸３９に摺動自在に軸支され、下端のカム面３８ａがバルブリフター３７の上面に当接している。また、ロッカアーム３５は、一端部３５ａがカム３２の外周面に当接していると共に、他端部３５ｂが揺動カム３８の上端面３８ｂに当接して、カム３２のリフトを揺動カム３８およびバルブリフター３７を介して吸気弁３６に伝達するようになっている。また、制御シャフト３３は、図外のアクチュエータによって所定角度範囲で回転制御されて、偏心カム３４の回動位置を制御し、これによってロッカアーム３５の揺動支点を変化させるようになっている。
【０００５】
そして、偏心カム３４が正逆の所定回転位置に制御されるとロッカアーム３５の揺動支点が変化して、他端部３５ｂの揺動カム３８の上端面３８ｂに対する当接位置が図中上下方向に変化し、これによって揺動カム３８のカム面３８ａ上のリフト部円弧の使用角度を可変とすることにより、吸気弁３６の開閉時期（バルブタイミング）とバルブリフト量を可変制御するようになっている。なお、図中４０は、揺動カム３８の上端面３８ｂを常時ロッカアーム３５の他端部３５ｂに弾性付勢するスプリングである。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
一般的に、燃費の低減化等の目的で、シリンダ内に吸入される空気の圧縮比を高くすることが望まれており、特に、内燃機関及びモータの双方を車両の駆動源として用いて燃費低減を図るハイブリッド車両等では、高圧縮比の内燃機関が好適に用いられる。しかしながら、圧縮比を高くすると、クランキング時に空気を圧縮する圧縮圧力によって振動が発生し、車両に伝達する虞がある。
【０００７】
このような振動を抑制するために、上述したような可変動弁装置を利用して、吸気弁３６の閉時期を遅らせることにより、クランキング時における実質的な圧縮比を低くすることが考えられる。
【０００８】
しかしながら、吸気弁１０の閉時期を遅らせた場合、その作動角が大きくなり、バルブリフト量やバルブオーバーラップ量の増加を招いてしまう。このようにバルブリフト量が増加すると、可変動弁系の駆動フリクションが増加し、スタータモータおよびバッテリの大型化を招くといった実用化を弊害する問題を生じてしまう。また、バルブオーバーラップの増加に伴い、ピストンリセスが大きくなり、燃費，排気性能の悪化を招聘する虞がある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
この発明は、このような従来の問題点に着目してなされたもので、吸・排気弁を作動する揺動カムの外周に、ベースサークル部を介して２つのカムプロフィール部を設け、運転状況に応じて一方のカムプロフィール部を選択的に用いることにより、少なくとも２つの異なる運転状況に対し、最適なリフト特性を与えることができるように構成した。
【００１０】
すなわち、請求項１の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駆動軸が回転すると、この駆動軸にリンク機構を介して連携された揺動カムが所定角度範囲内で揺動して、この揺動カムの外周に摺接又は近接する吸・排気弁が作動するように構成され、上記リンク機構に、少なくとも上記揺動カムの揺動範囲を第１の揺動範囲と第２の揺動範囲とに切換制御する可変機構が設けられ、かつ、上記揺動カムの外周に、上記第１の揺動範囲で吸・排気弁に摺接又は近接する第１のカムプロフィール部と、上記第２の揺動範囲で吸・排気弁に摺接又は近接する第２のカムプロフィール部とを設けるとともに、これら第１のカムプロフィール部と第２のカムプロフィール部との間に、上記、吸・排気弁を実質的に閉状態とするベースサークル部を設けたことを特徴としている。
【００１１】
より具体的には請求項８の発明のように、上記可変機構は、軸周りに回転制御される制御軸と、この制御軸の外周に固定された制御カムと、を有し、上記リンク機構は、上記駆動軸の外周に固定された偏心カムと、この偏心カムの外周に回転可能に外嵌されたリング状リンクと、上記制御カムの外周に回転可能に外嵌され、一端で上記リング状リンクに連結されたロッカアームと、このロッカアームの他端と上記揺動カムとに連結されるロッド状リンクと、を有している。
【００１２】
このように、第１のカムプロフィール部と第２のカムプロフィール部とがベースサークル部を介して互いに異なる位置に設けられているため、個々のカムプロフィール部を互いに独立して最適な形状とすることができる。この結果、少なくとも２つの運転状況に対して最適なリフト特性を与えることが可能となる。
【００１３】
例えば通常の運転時には第１のカムプロフィール部を用いるとともに、始動直後の状態では第２のカムプロフィール部を用いるように、可変機構により吸・排気弁の揺動範囲が切換制御される場合、好ましくは請求項２の発明のように、第２のカムプロフィール部が少なくとも圧縮上死点で吸・排気弁を開弁するように設定される。
【００１４】
これにより、通常の運転時には第１のカムプロフィール部により最適なリフト特性が与えられるとともに、始動直後の状態では、第２のカムプロフィール部により、圧縮上死点近傍で吸・排気弁が開く形となる。この結果、圧縮圧力を確実に低減することができ、始動時における振動を効果的に低減することができる。
【００１５】
このような第２カムプロフィール部による変則的なリフト特性を用いた場合に、燃料噴射が行われることのないように、好ましくは請求項３の発明のように、始動直後から所定の回転数に達するまで、上記第２のカムプロフィール部により吸・排気弁を作動するとともに、燃料噴射を禁止する。
【００１６】
また、請求項４の発明のように、機関の停止時に、上記可変機構により上記吸・排気弁の揺動範囲が第２の揺動範囲に切換制御されるようになっていると、次の機関始動時に、確実に第２の揺動範囲が適用されるようになる。
【００１７】
請求項５の発明では、上記第２のカムプロフィール部によるバルブリフト量が上記第１のカムプロフィールによるバルブリフト量よりも小さく設定されていることを特徴としている。このようにバルブリフト量を小さくすることにより、可変動弁系の駆動フリクションが抑制され、ひいてはスタータモータおよびバッテリの小型化を図ることが可能となる。
【００１８】
なお、上記の可変動弁装置及びその揺動カムは、吸気弁側及び排気弁側の双方に適用可能であるが、好ましくは請求項６のように吸気弁側に適用される。これは、通常の機関運転時においてバルブリフト量及びリフトタイミングを変化させた場合の効果が吸気弁側の方が相対的に大きいためである。
【００１９】
また、揺動カム外周と吸気弁のバルブリフターとの間のクリアランス調整は、一般的にベースサークル部で行うわけであるが、仮に両方のカムプロフィール部の軸方向幅が等しい場合、ベースサークル部の位置が判別し難く、クリアランス調整作業が難しくなる。
【００２０】
そこで、好ましくは請求項７の発明のように、上記第１のカムプロフィール部と第２のカムプロフィール部との軸方向幅が互いに異なるように設定することにより、ベースサークル部の位置が判別し易くなり、クリアランス調整作業が容易になる。
【００２１】
【発明の効果】
このように本発明によれば、揺動カムの外周にベースサークル部を介して設けられた第１のカムプロフィール部と第２のカムプロフィール部とにより、少なくとも２つの運転状況に対して最適なリフト特性を与えることが可能となる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の具体的な実施の形態を図面に基づいて説明する。
【００２３】
図１は本発明の一実施形態に係る内燃機関の可変動弁装置１を示す要部正面図、図２は同可変動弁装置１の平面図、図３は同可変動弁装置１の側面図である。
【００２４】
この可変動弁装置１は、機関の回転に同期して駆動軸３が回転すると、この駆動軸３にリンク機構Ｌを介して連携された揺動カム８が所定角度範囲内で揺動し、これにより揺動カム８の外周が吸気弁１０のバルブリフター１１に摺接又は近接して、吸気弁１０を作動させるように構成されている。そして、上記のリンク機構Ｌに、揺動カム８の初期位相（初期位置）を可変制御する可変機構が設けられ、この可変機構により、吸気弁１０のリフト特性、すなわちバルブリフト量や開閉時期が可変制御される。
【００２５】
各部の構成を詳述すると、駆動軸３は、内部に潤滑油路が形成された中空状に形成され、全気筒にわたって延びており、シリンダヘッド２の上部と下部ブラケット７ｂとの間に回転可能に支持されている。この駆動軸３は、図外のクランクシャフトに機械的に連携されており、内燃機関の回転に同期して回転する。
【００２６】
上記の可変機構は、軸周りに回転制御される制御軸１２と、この制御軸１２の外周に圧入等により固定され、制御軸１２の軸心から所定量偏心した制御カム１３とを有している。
【００２７】
制御軸１２は、駆動軸３と略平行に延びており、シリンダヘッド２の上部にボルト６で固定される一対のカムブラケット７ａ，７ｂにより回転可能に支持されている。この制御軸１２は、図外の電磁アクチュエータに連係されており、この電磁アクチュエータによって所定角度範囲内で回転制御される。この電磁アクチュエータは、内燃機関の運転状態を検知する図外のコントローラによって作動制御される。このコントローラは、クランク角センサ，エアフローメータ，水温センサ等の各種センサや、図外の制御軸角度センサからの検知信号等に基づいて、機関の運転状態を算出し、その結果に基づいて電磁アクチュエータに制御信号を出力する。
【００２８】
上記のリンク機構Ｌは、駆動軸３の外周に圧入等により固定された偏心カム４と、偏心カム４の外周に回転可能に外嵌する基部５ａを備えたリング状リンク５と、制御カム１３の外周に回転可能に外嵌され、一端１４ｃでリング状リンク５の先端５ｂに連結されたロッカアーム１４と、このロッカアーム１４の他端１４ｄと揺動カム３８とに連結されたロッド状リンク１７と、を有している。
【００２９】
偏心カム４は、駆動軸３の軸心に対して適宜に偏心しており、駆動軸３と一体的に回転する。ロッカアーム１４は、その基部１４ａの嵌合穴１４ｂが制御カム１３の外周に回転可能に外嵌されるととともに、その一端１４ｃがピン１５を介してリング状リンク５の先端５ｂに連係され、かつ、その他端１４ｄがピン１５を介してロッド状リンク１７の一端１７ｂに連係されている。このロッカアーム１４は、図２に示されるように、その一端１４ｃとその他端１４ｄが制御軸１２の軸方向にずれるように形成されている。また、ロッド状リンク１７の他端１７ｂはピン１８を介して揺動カム８の先端８ｃに連係されている。
【００３０】
なお、バルブリフター１１は、シリンダヘッド２に形成されたガイド穴２ａに沿って上下動するようになっており、図外のバルブスプリングによって揺動カム８側に付勢されている（図１および図３参照）。
【００３１】
揺動カム８は、図３に示すようにカムブラケット７とリング状リンク５との軸方向間に配置され、かつ、駆動軸３の外周に回転可能に外嵌する嵌合穴８ａが形成されている。この揺動カム８は、その外周で吸気弁１０のバルブリフター１１に摺接又は近接し、この吸気弁１０を開閉作動させるようになっている。
【００３２】
このように、吸気弁１０を作動する揺動カム８が偏心カム４を介して駆動軸３の外周に回転可能に外嵌する構成となっているため、揺動カム８の駆動軸３に対する軸ズレを生じることがなく、かつ、リンク機構Ｌの各部品を駆動軸３の周囲に集約して装置自体の小型化を図ることができる。また、リンク機構Ｌや可変機構等の各部材の摺接部分が面接触となっているため、耐磨耗性に優れており、潤滑も行い易い。
【００３３】
図４，５は、揺動カム８を単体で示している。揺動カム８の外周には、その揺動方向（周方向）で異なる位置に第１カムプロフィール部２１と第２カムプロフィール部２２とが設けられ、これら第１カムプロフィール部２１と第２カムプロフィール部２２との間に、吸気弁１０を実質的に閉状態とするベースサークル部２３が設定されている。各カムプロフィール部２１，２２は、バルブリフター１１に摺接して吸気弁１０を作動させるように、ベースサークル部２３に対して径方向に張り出している。
【００３４】
第１カムプロフィール部２１は、ベースサークル部２３の時計回りの方向側に滑らかに連続するランプ部２１ａと、このランプ部２１ａに滑らかに連続するリフト部２１ｂとにより構成されている。一方、第２カムプロフィール部２２は、ベースサークル部２３の反時計回りの方向側に滑らかに連続するランプ部２２ａと、このランプ部２２ａに滑らかに連続するリフト部２２ｂとにより構成されている。
【００３５】
また、図５に示すように、一方の第１カムプロフィール部２１の軸方向幅Ｄ１に対し、他方の第２カムプロフィール部２２の軸方向幅Ｄ２を相対的に小さく設定している。この理由として、揺動カム８外周とバルブリフター１１間のクリアランス調整はベースサークル部２３で行うわけであるが、仮に両方のカムプロフィール部２１，２２の軸方向幅が等しい場合、ベースサークル部の位置が判別し難く、クリアランス調整作業が難しくなる。本実施形態では、両カムプロフィール部２１，２２の軸方向幅を異ならせているため、ベースサークル部２３の位置が判別し易く、クリアランス調整作業が容易になる。
【００３６】
特に、この実施形態では、相対的にリフト量が小さくカム−リフタ間の面圧が低い第２カムプロフィール部２２の軸方向幅Ｄ２を小さく設定している。
【００３７】
このような構成により、機関運転状態に応じて制御軸１２が図外の電磁アクチュエータにより所定角度回動させられると、制御軸１２と一体に回動する制御カム１３によりロッカアーム１４の揺動中心と揺動カム８の揺動中心との距離が変化する。この結果、ロッド状リンク１７を介してロッカアーム１４に連係された揺動カム８が揺動し、揺動カム８の作動開始位置（初期位置）が変化する。この結果、駆動軸３の回転によりリンク機構Ｌを介して揺動する揺動カム８の揺動範囲が可変制御される。
【００３８】
これにより、上述した２種類のカムプロフィール部２１，２２を使い分けることが可能となる。
【００３９】
例えば、通常の機関運転時には、揺動カム８の揺動範囲、すなわち揺動カム８の外周がバルブリフター１１に摺接又は最も近接するトラベル位置の軌跡範囲が、第１カムプロフィール部２１に対応する第１揺動範囲Ｒ１（図４）となるように、制御軸１２が回転制御される。つまり、第１揺動範囲Ｒ１は、第１カムプロフィール部２１及びベースサークル部２３の一部にわたって設定されている。
【００４０】
この場合、図６の曲線（ａ）に示すように、主に吸気上死点（ＴＤＣ）から下死点（ＢＤＣ）までの吸気行程で吸気弁１０が開弁する通常のバルブリフト特性が得られる。具体的には、吸気行程の前半では揺動カム８が図４の時計回りの方向へ回転し、そのトラベル位置が図４の位置Ｐ１となったときに、バルブリフト量が最大となる。この後、吸気行程の後半では、揺動カム８が反時計回りの方向へ回転し、そのトラベル位置がベースサークル部２３に差し掛かると、バルブリフト量がゼロとなる。
【００４１】
一方、機関の始動（クランキング）直後の状態等においては、揺動カム８の揺動範囲が、第２カムプロフィール部２２に対応する第２揺動範囲Ｒ２となるように、制御軸１２が回転制御される。つまり、第２揺動範囲Ｒ２は、第２カムプロフィール部２２及びベースサークル部２３の一部にわたって設定されている。
【００４２】
この場合、図６の曲線ｂで示すように、通常のリフト特性ａとは全く異なり、主に膨張行程で吸気弁１０が僅かに開弁するリフト特性となる。つまり、このリフト特性ｂでは、上記のリフト特性ａに対して回転位相が約１８０度ずれるとともに、バルブリフト量が大幅に低減される。具体的には、圧縮上死点の前に揺動カム８が図４の反時計方向へ回転してバルブリフトが開始し、そのトラベル位置が図４の位置Ｐ２となったときに、バルブリフト量が最大となり、この後、揺動カム８の時計方向に回転に伴ってリフト量が減少し、そのトラベル位置がベースサークル部２３に差し掛かるとリフト量がゼロとなる。この結果、通常のリフト特性ａではバルブリフト量が実質的にゼロとなる圧縮上死点近傍で、吸気弁１０を開弁させることができる。
【００４３】
一般的に、燃費の低減化等の目的で、シリンダ内に吸入される空気の圧縮比を高くすることが望まれており、特に、内燃機関及びモータの双方を車両の駆動源として用いて燃費低減を図るハイブリッド車両等では、高圧縮比の内燃機関が好適に用いられる。しかしながら、圧縮比を高くすると、クランキング時に空気を圧縮する圧縮圧力によって振動が発生し、車両に伝達する虞がある。このような振動を抑制するために、可変動弁装置を利用して吸気弁の閉時期を遅らせることにより、クランキング時における実質的な圧縮比を低くすることが考えられる。しかしながら、上記実施形態のような揺動カム方式の可変動弁装置で、吸気弁１０の閉時期を遅らせた場合、その作動角が大きくなり、この結果、バルブリフト量が増加するとともに、可変動弁系の駆動フリクションが増加し、スタータモータおよびバッテリの大型化を招くといった実用化を弊害する問題がある。
【００４４】
この実施形態では、揺動カム８に２種類のカムプロフィール部２１，２２を個別に設定することにより、上記のような課題解決が可能となる。つまり、始動時のクランキング中は、通常の運転時に使用される第１カムプロフィール部２１とは異なる第２カムプロフィール部２２を用いることにより、最適なバルブリフト特性ｂを得ることができる。より具体的には、圧縮上死点近傍でバルブリフト開として、圧縮圧力を確実に低減することができ、始動時における振動を効果的に低減することができる。
【００４５】
特に本実施形態では、揺動カム８の外周に形成される第１カムプロフィール部２１と第２カムプロフィール部２２、言い換えると第１揺動範囲Ｒ１と第２揺動範囲Ｒ２とが、ベースサークル部２３の一部を介して互いに重なることなく異なる位置に設定されているため、両カムプロフィール部２１，２２の形状を互いに干渉することなく独立して設定でき、ひいては両カムプロフィール部２１，２２によるリフト特性を最適なものとすることができる。
【００４６】
しかも、第２カムプロフィール部２２によるリフト特性ｂでは、通常のリフト特性ａに比して大幅にリフト量が低減され、かつ、他の駆動軸角度ではリフト量がゼロとなるため、動弁系の駆動トルクが大幅に減少され、スタータおよびバッテリの小型化を図ることができる。
【００４７】
更に、２つのカムプロフィール部２１，２２間にベースサークル部２３の区間が適宜に設定されているため、仮にバルブシートの摩耗等により、揺動カム８の外周とバルブリフター１１との間のクリアランスが設定値より小さくなった場合であっても、例えば第１揺動範囲Ｒ１の使用時における圧縮上死点近傍で吸気弁１０が開いてしまうという事態を確実に回避することができる。
【００４８】
次に、図７，８を参照して機関の始動時の動作を説明する。後述するように、始動前には、予め第２揺動範囲Ｒ２となるように制御軸１２が回転制御されており、圧縮上死点で吸気弁１０が開弁する形となってる。そして、機関の始動（イグニッションスイッチのオン）の直後から上昇する機関回転数が、所定の始動回転数Ｎ１に達すると、ステップＳ１からＳ２へ進み、吸気弁１０が圧縮上死点で閉状態となる第１揺動範囲Ｒ１へ切り換えられるように、制御軸１２の回転が開始される。そして、第１揺動範囲Ｒ１への切換の完了を確認後、ステップＳ３からＳ４へ進み、燃料噴射・点火を行い、リフト特性ａによる通常運転が開始される。
【００４９】
次に、図９，１０を参照して内燃機関の停止時の動作を説明する。機関が停止（イグニッションスイッチがオフ）されると、燃料噴射・点火が停止されるとともに（ステップＳ１１）、制御軸１２の回転による第２揺動範囲Ｒ２への切換を開始し（ステップＳ１２）、第２揺動範囲Ｒ２への切換の完了を確認後、制御軸１２のアクチュエータを停止する（ステップＳ１３）。この結果、次の始動時には、確実に第２揺動範囲Ｒ２によるリフト特性ｂが得られることとなる。
【００５０】
なお、上記実施形態では可変動弁装置を吸気弁側に適用しているが、排気弁側に適用することもできる。しかしながら、始動時における圧縮圧力を低減する点では、排気弁側に適用した場合でも吸気弁側と同様に効果を得ることができるものの、始動後の通常運転時においてバルブタイミング，リフト量を可変制御することによる性能向上の点では、吸気弁側に適用した場合の方が効果は大きい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態に係る内燃機関の可変動弁装置を示す要部正面図。
【図２】同可変動弁装置の平面図。
【図３】同可変動弁装置の側面図。
【図４】同可変動弁装置の揺動カムを示す正面図。
【図５】同可変動弁装置の揺動カムを示す側面図。
【図６】同可変動弁装置の駆動軸の角度に対するバルブリフトの特性図。
【図７】同可変動弁装置の機関始動時の制御の流れを示すフローチャート。
【図８】同可変動弁装置の機関始動時の作動を示すタイミングチャート。
【図９】同可変動弁装置の機関停止時の制御の流れを示すフローチャート。
【図１０】同可変動弁装置の機関停止時の作動を示すタイミングチャート。
【図１１】従来の可変動弁装置の要部構成図。
【符号の説明】
３…駆動軸
４…偏心カム
５…リング状リンク
８…揺動カム
１０…吸気弁
１２…制御軸
１３…制御カム
１４…ロッカアーム
２１…第１カムプロフィール部
２２…第２カムプロフィール部
２３…ベースサークル部
Ｌ…リンク機構[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that can change the opening / closing timing and valve lift amount of an intake / exhaust valve according to the operating state of the engine.
[0002]
[Prior art]
This type of variable valve system is designed to improve the fuel consumption at low speed and low load of the engine, ensure stable operation, and ensure sufficient output by improving the charging efficiency of intake air at high speed and high load. Valve opening / closing timing and valve lift amount are variably controlled according to the operating state of the engine, and various configurations have been devised.
[0003]
As an example, a variable valve operating device disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 55-137305 is shown in FIG. A drive shaft 31 is provided at a position near the upper center of the upper deck of the cylinder head 30, and a cam 32 is integrally provided on the outer periphery of the drive shaft 31. A control shaft 33 is disposed in parallel with the side of the drive shaft 31, and a rocker arm 35 is pivotally supported on the control shaft 33 via an eccentric cam 34.
[0004]
On the other hand, a swing cam 38 is disposed at the upper end of an intake valve 36 slidably provided on the cylinder head 30 via a valve lifter 37. The swing cam 38 is slidably supported by a support shaft 39 disposed in parallel with the drive shaft 31 above the valve lifter 37, and a lower cam surface 38 a is in contact with the upper surface of the valve lifter 37. . Further, the rocker arm 35 has one end portion 35a in contact with the outer peripheral surface of the cam 32, and the other end portion 35b in contact with the upper end surface 38b of the swing cam 38, so that the lift of the cam 32 and the swing cam 38 and This is transmitted to the intake valve 36 via the valve lifter 37. The control shaft 33 is controlled to rotate in a predetermined angle range by an actuator (not shown) to control the rotational position of the eccentric cam 34, thereby changing the rocking fulcrum of the rocker arm 35.
[0005]
When the eccentric cam 34 is controlled to a predetermined forward and reverse rotational position, the rocking fulcrum of the rocker arm 35 changes, and the contact position of the other end 35b with the upper end surface 38b of the rocking cam 38 is the vertical direction in the figure. Thus, by changing the working angle of the lift portion arc on the cam surface 38a of the swing cam 38, the opening / closing timing (valve timing) of the intake valve 36 and the valve lift amount are variably controlled. ing. In the figure, reference numeral 40 denotes a spring that elastically biases the upper end surface 38b of the swing cam 38 to the other end portion 35b of the rocker arm 35 at all times.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
In general, for the purpose of reducing fuel consumption and the like, it is desired to increase the compression ratio of air sucked into the cylinder. In particular, both the internal combustion engine and the motor are used as vehicle drive sources. In a hybrid vehicle or the like to be reduced, an internal combustion engine having a high compression ratio is preferably used. However, if the compression ratio is increased, vibration may occur due to the compression pressure that compresses air during cranking and may be transmitted to the vehicle.
[0007]
In order to suppress such vibration, it is conceivable to reduce the substantial compression ratio at the time of cranking by delaying the closing timing of the intake valve 36 by using the variable valve device as described above. .
[0008]
However, if the closing timing of the intake valve 10 is delayed, the operating angle increases, leading to an increase in the valve lift amount and valve overlap amount. Thus, when the valve lift amount increases, the drive friction of the variable valve system increases, which causes a problem that impairs practical use, such as increasing the size of the starter motor and the battery. Further, as the valve overlap increases, the piston recess becomes larger, which may cause deterioration of fuel consumption and exhaust performance.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
The present invention has been made paying attention to such a conventional problem, and is provided with two cam profile portions on the outer periphery of the swing cam for operating the intake / exhaust valves via the base circle portion, Accordingly, by selectively using one of the cam profile portions, it is possible to provide optimum lift characteristics for at least two different driving situations.
[0010]
That is, in the variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to the first aspect of the present invention, when the drive shaft rotates in synchronization with the rotation of the engine, the swing cam linked to the drive shaft via the link mechanism has a predetermined angular range. The intake / exhaust valve is slidably in contact with or close to the outer periphery of the swing cam, and the link mechanism has at least a swing range of the swing cam as the first swing. A variable mechanism that controls switching between a moving range and a second swing range is provided, and a first mechanism that is in sliding contact with or close to the intake / exhaust valve in the first swing range on the outer periphery of the swing cam. Cam profile portions and a second cam profile portion that is in sliding contact with or close to the intake / exhaust valve in the second swing range, and the first cam profile portion and the second cam profile portion, During the operation, the above-mentioned intake / exhaust valves are substantially closed. It is characterized in that a circle section.
[0011]
More specifically, as in the invention of claim 8, the variable mechanism includes a control shaft that is rotationally controlled around an axis, and a control cam fixed to the outer periphery of the control shaft, and the link mechanism. Includes an eccentric cam fixed to the outer periphery of the drive shaft, a ring-shaped link rotatably fitted to the outer periphery of the eccentric cam, and a ring-like link rotatably fitted to the outer periphery of the control cam. A rocker arm connected to the link, and a rod-like link connected to the other end of the rocker arm and the swing cam.
[0012]
As described above, since the first cam profile portion and the second cam profile portion are provided at different positions via the base circle portion, the individual cam profile portions have an optimum shape independently of each other. be able to. As a result, it is possible to provide optimum lift characteristics for at least two driving situations.
[0013]
For example, it is preferable that the swing range of the intake / exhaust valve is controlled by the variable mechanism so that the first cam profile portion is used during normal operation and the second cam profile portion is used immediately after starting. As in the invention of claim 2, the second cam profile portion is set so as to open the intake / exhaust valve at least at the compression top dead center.
[0014]
As a result, an optimal lift characteristic is given by the first cam profile portion during normal operation, and in the state immediately after starting, the intake / exhaust valve is opened near the compression top dead center by the second cam profile portion. It becomes. As a result, the compression pressure can be reliably reduced, and the vibration at the start can be effectively reduced.
[0015]
When such an irregular lift characteristic by the second cam profile portion is used, preferably, as in the invention of claim 3, the rotational speed is set to a predetermined number of revolutions immediately after starting so that fuel injection is not performed. Until reaching, the intake / exhaust valve is operated by the second cam profile portion and fuel injection is prohibited.
[0016]
Further, as in the invention of claim 4, when the engine is stopped, the swinging range of the intake / exhaust valve is controlled to be switched to the second swinging range by the variable mechanism. When the engine is started, the second swing range is surely applied.
[0017]
The invention according to claim 5 is characterized in that a valve lift amount by the second cam profile portion is set smaller than a valve lift amount by the first cam profile . By reducing the valve lift in this way, the drive friction of the variable valve system is suppressed, and as a result, the starter motor and the battery can be reduced in size.
[0018]
The variable valve device and the swing cam thereof can be applied to both the intake valve side and the exhaust valve side, but preferably applied to the intake valve side as in the sixth aspect. This is because the effect of changing the valve lift amount and lift timing during normal engine operation is relatively greater on the intake valve side.
[0019]
In addition, the clearance adjustment between the outer periphery of the swing cam and the valve lifter of the intake valve is generally performed at the base circle portion. However, if the axial widths of both cam profile portions are equal, the base circle portion It is difficult to determine the position of the clearance, and the clearance adjustment work becomes difficult.
[0020]
Therefore, preferably, as in the invention of claim 7, by setting the axial widths of the first cam profile portion and the second cam profile portion to be different from each other, the position of the base circle portion is determined. It becomes easy and clearance adjustment work becomes easy.
[0021]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the first cam profile portion and the second cam profile portion provided on the outer periphery of the swing cam via the base circle portion are optimal for at least two driving situations. It becomes possible to give a lift characteristic.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, specific embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0023]
FIG. 1 is a front view of a main part showing a variable valve operating apparatus 1 for an internal combustion engine according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a plan view of the variable valve operating apparatus 1, and FIG. 3 is a side view of the variable valve operating apparatus 1. FIG.
[0024]
When the drive shaft 3 rotates in synchronization with the rotation of the engine, the variable valve apparatus 1 swings a swing cam 8 linked to the drive shaft 3 via a link mechanism L within a predetermined angle range. Thereby, the outer periphery of the swing cam 8 is configured to be in sliding contact with or close to the valve lifter 11 of the intake valve 10 to operate the intake valve 10. The link mechanism L is provided with a variable mechanism that variably controls the initial phase (initial position) of the swing cam 8. By this variable mechanism, the lift characteristics of the intake valve 10, that is, the valve lift amount and the opening / closing timing, are provided. Variable control.
[0025]
The configuration of each part will be described in detail. The drive shaft 3 is formed in a hollow shape in which a lubricating oil passage is formed, extends over all cylinders, and is rotatable between the upper part of the cylinder head 2 and the lower bracket 7b. It is supported by. The drive shaft 3 is mechanically linked to a crankshaft (not shown) and rotates in synchronization with the rotation of the internal combustion engine.
[0026]
The variable mechanism includes a control shaft 12 that is controlled to rotate around an axis, and a control cam 13 that is fixed to the outer periphery of the control shaft 12 by press-fitting or the like and is eccentric by a predetermined amount from the axis of the control shaft 12. Yes.
[0027]
The control shaft 12 extends substantially parallel to the drive shaft 3 and is rotatably supported by a pair of cam brackets 7a and 7b fixed to the upper portion of the cylinder head 2 with bolts 6. The control shaft 12 is linked to an electromagnetic actuator (not shown), and is rotationally controlled within a predetermined angle range by the electromagnetic actuator. This electromagnetic actuator is controlled by a controller (not shown) that detects the operating state of the internal combustion engine. This controller calculates the operating state of the engine based on various sensors such as a crank angle sensor, an air flow meter, a water temperature sensor, a detection signal from a control shaft angle sensor not shown, and the electromagnetic actuator based on the result. Output a control signal.
[0028]
The link mechanism L includes an eccentric cam 4 fixed to the outer periphery of the drive shaft 3 by press-fitting or the like, a ring-shaped link 5 having a base portion 5 a that is rotatably fitted to the outer periphery of the eccentric cam 4, and a control cam 13. A rocker arm 14 that is rotatably fitted around the outer periphery of the ring-shaped link 5 and is connected to the tip 5b of the ring-shaped link 5 at one end 14c, and a rod-shaped link 17 that is connected to the other end 14d of the rocker arm 14 and the swing cam 38. ,have.
[0029]
The eccentric cam 4 is appropriately eccentric with respect to the axis of the drive shaft 3 and rotates integrally with the drive shaft 3. The rocker arm 14 has a fitting hole 14b of its base portion 14a that is rotatably fitted on the outer periphery of the control cam 13, and its one end 14c is linked to the tip 5b of the ring-shaped link 5 via a pin 15, and The other end 14 d is linked to one end 17 b of the rod-shaped link 17 via the pin 15. As shown in FIG. 2, the rocker arm 14 is formed such that one end 14 c and the other end 14 d thereof are shifted in the axial direction of the control shaft 12. Further, the other end 17 b of the rod-shaped link 17 is linked to the tip 8 c of the swing cam 8 via a pin 18.
[0030]
The valve lifter 11 moves up and down along a guide hole 2a formed in the cylinder head 2 and is urged toward the swing cam 8 by a valve spring (not shown) (see FIG. 1 and FIG. 1). (See FIG. 3).
[0031]
As shown in FIG. 3, the swing cam 8 is disposed between the cam bracket 7 and the ring-shaped link 5 in the axial direction, and has a fitting hole 8 a that is rotatably fitted on the outer periphery of the drive shaft 3. ing. The swing cam 8 is slidably in contact with or close to the valve lifter 11 of the intake valve 10 on the outer periphery thereof to open and close the intake valve 10.
[0032]
As described above, the swing cam 8 that operates the intake valve 10 is rotatably fitted to the outer periphery of the drive shaft 3 via the eccentric cam 4. There is no deviation, and the parts of the link mechanism L can be gathered around the drive shaft 3 to reduce the size of the apparatus itself. Further, since the sliding contact portions of the members such as the link mechanism L and the variable mechanism are in surface contact, they have excellent wear resistance and are easy to lubricate.
[0033]
4 and 5 show the swing cam 8 as a single unit. A first cam profile portion 21 and a second cam profile portion 22 are provided on the outer periphery of the swing cam 8 at different positions in the swing direction (circumferential direction), and the first cam profile portion 21 and the second cam profile portion are provided. A base circle portion 23 that substantially closes the intake valve 10 is set between the profile portion 22 and the profile portion 22. Each cam profile portion 21, 22 projects radially with respect to the base circle portion 23 so that the intake valve 10 is operated in sliding contact with the valve lifter 11.
[0034]
The first cam profile portion 21 includes a ramp portion 21a that smoothly continues to the clockwise direction side of the base circle portion 23, and a lift portion 21b that smoothly continues to the ramp portion 21a. On the other hand, the 2nd cam profile part 22 is comprised by the ramp part 22a smoothly continued to the counterclockwise direction side of the base circle part 23, and the lift part 22b smoothly continued to this ramp part 22a.
[0035]
Further, as shown in FIG. 5, the axial width D2 of the other second cam profile portion 22 is set to be relatively small with respect to the axial width D1 of the first cam profile portion 21 of one side. The reason for this is that the clearance between the outer periphery of the swing cam 8 and the valve lifter 11 is adjusted by the base circle portion 23. However, if the axial widths of both the cam profile portions 21 and 22 are equal, It is difficult to determine the position, and clearance adjustment work becomes difficult. In the present embodiment, since the axial widths of both cam profile portions 21 and 22 are different, the position of the base circle portion 23 can be easily determined, and the clearance adjustment operation is facilitated.
[0036]
In particular, in this embodiment, the axial width D2 of the second cam profile portion 22 having a relatively small lift amount and a low surface pressure between the cam and the lifter is set to be small.
[0037]
With such a configuration, when the control shaft 12 is rotated by a predetermined angle by an electromagnetic actuator (not shown) according to the engine operating state, the rocker arm 14 is pivoted by the control cam 13 that rotates integrally with the control shaft 12. The distance from the swing center of the swing cam 8 changes. As a result, the swing cam 8 linked to the rocker arm 14 via the rod-shaped link 17 swings, and the operation start position (initial position) of the swing cam 8 changes. As a result, the swing range of the swing cam 8 that swings via the link mechanism L by the rotation of the drive shaft 3 is variably controlled.
[0038]
Thereby, the two types of cam profile portions 21 and 22 described above can be used properly.
[0039]
For example, during normal engine operation, the swing range of the swing cam 8, that is, the trajectory range of the travel position where the outer periphery of the swing cam 8 is in sliding contact with or closest to the valve lifter 11 corresponds to the first cam profile portion 21. The rotation of the control shaft 12 is controlled so as to be within the first swing range R1 (FIG. 4). That is, the first swing range R <b> 1 is set over part of the first cam profile portion 21 and the base circle portion 23.
[0040]
In this case, as shown by the curve (a) in FIG. 6, a normal valve lift characteristic is obtained in which the intake valve 10 opens mainly during the intake stroke from the intake top dead center (TDC) to the bottom dead center (BDC). It is done. Specifically, in the first half of the intake stroke, the swing cam 8 rotates in the clockwise direction in FIG. 4 and the valve lift amount becomes maximum when the travel position becomes the position P1 in FIG. Thereafter, in the second half of the intake stroke, when the swing cam 8 rotates counterclockwise and the travel position reaches the base circle portion 23, the valve lift amount becomes zero.
[0041]
On the other hand, in a state immediately after starting (cranking) the engine, the control shaft 12 is moved so that the swing range of the swing cam 8 is the second swing range R2 corresponding to the second cam profile portion 22. The rotation is controlled. That is, the second swing range R2 is set over part of the second cam profile portion 22 and the base circle portion 23.
[0042]
In this case, as shown by a curve b in FIG. 6, the lift characteristic is completely different from the normal lift characteristic a, and the intake valve 10 is slightly opened mainly in the expansion stroke. That is, in this lift characteristic b, the rotational phase is shifted by about 180 degrees with respect to the lift characteristic a, and the valve lift amount is greatly reduced. Specifically, when the swing cam 8 rotates counterclockwise in FIG. 4 before the compression top dead center and the valve lift starts and the travel position becomes the position P2 in FIG. After that, the lift amount decreases as the swing cam 8 rotates in the clockwise direction. When the travel position reaches the base circle portion 23, the lift amount becomes zero. As a result, the intake valve 10 can be opened near the compression top dead center where the valve lift amount is substantially zero in the normal lift characteristic a.
[0043]
In general, for the purpose of reducing fuel consumption and the like, it is desired to increase the compression ratio of air sucked into the cylinder. In particular, both the internal combustion engine and the motor are used as vehicle drive sources. In a hybrid vehicle or the like to be reduced, an internal combustion engine having a high compression ratio is preferably used. However, if the compression ratio is increased, vibration may occur due to the compression pressure that compresses air during cranking and may be transmitted to the vehicle. In order to suppress such vibrations, it is conceivable to lower the substantial compression ratio during cranking by delaying the closing timing of the intake valve using a variable valve device. However, in the swing valve type variable valve operating apparatus as in the above embodiment, when the closing timing of the intake valve 10 is delayed, the operating angle becomes large. As a result, the valve lift amount increases, There is a problem that the drive friction of the valve system is increased and the practical use of the starter motor and the battery is increased.
[0044]
In this embodiment, the two types of cam profile portions 21 and 22 are individually set on the swing cam 8 to solve the above-described problem. That is, during cranking at start-up, the optimal valve lift characteristic b can be obtained by using the second cam profile portion 22 that is different from the first cam profile portion 21 used during normal operation. More specifically, the valve lift is opened near the compression top dead center, so that the compression pressure can be reliably reduced, and vibration at the time of starting can be effectively reduced.
[0045]
In particular, in the present embodiment, the first cam profile portion 21 and the second cam profile portion 22 formed on the outer periphery of the swing cam 8, in other words, the first swing range R 1 and the second swing range R 2 are the base circle. Since the positions of the cam profile portions 21 and 22 are set so as not to overlap each other via a part of the portion 23, the shapes of the cam profile portions 21 and 22 can be set independently without interfering with each other. The lift characteristic due to can be optimized.
[0046]
In addition, in the lift characteristic b by the second cam profile portion 22, the lift amount is significantly reduced as compared with the normal lift characteristic a, and the lift amount becomes zero at other drive shaft angles. The driving torque of the starter and the battery can be reduced.
[0047]
Further, since the section of the base circle portion 23 is appropriately set between the two cam profile portions 21 and 22, the clearance between the outer periphery of the swing cam 8 and the valve lifter 11 is temporarily assumed due to wear of the valve seat or the like. Even when is smaller than the set value, for example, it is possible to reliably avoid a situation in which the intake valve 10 opens near the compression top dead center when the first swing range R1 is used.
[0048]
Next, the operation at the start of the engine will be described with reference to FIGS. As will be described later, the rotation of the control shaft 12 is controlled in advance so as to be in the second swing range R2 before starting, and the intake valve 10 is opened at the compression top dead center. When the engine speed that increases immediately after the engine is started (ignition switch is turned on) reaches a predetermined start speed N1, the process proceeds from step S1 to S2, and the intake valve 10 is closed at the compression top dead center. The rotation of the control shaft 12 is started so as to be switched to the first swing range R1. Then, after confirming the completion of switching to the first swing range R1, the process proceeds from step S3 to S4, fuel injection / ignition is performed, and normal operation with the lift characteristic a is started.
[0049]
Next, the operation when the internal combustion engine is stopped will be described with reference to FIGS. When the engine is stopped (ignition switch is turned off), fuel injection / ignition is stopped (step S11), and switching to the second swing range R2 by rotation of the control shaft 12 is started (step S12). After confirming the completion of switching to the second swing range R2, the actuator of the control shaft 12 is stopped (step S13). As a result, at the next start-up, the lift characteristic b by the second swing range R2 can be obtained with certainty.
[0050]
In the above embodiment, the variable valve operating device is applied to the intake valve side, but it can also be applied to the exhaust valve side. However, in terms of reducing the compression pressure at the time of starting, even when applied to the exhaust valve side, the same effect as that of the intake valve side can be obtained, but the valve timing and lift amount are variably controlled during normal operation after starting. In terms of performance improvement by doing this, the effect is greater when applied to the intake valve side.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a front view of an essential part showing a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a plan view of the variable valve operating apparatus.
FIG. 3 is a side view of the variable valve operating apparatus.
FIG. 4 is a front view showing a swing cam of the variable valve device.
FIG. 5 is a side view showing a swing cam of the variable valve device.
FIG. 6 is a characteristic diagram of a valve lift with respect to an angle of a drive shaft of the variable valve device.
FIG. 7 is a flowchart showing a flow of control at the time of engine start of the variable valve operating apparatus.
FIG. 8 is a timing chart showing the operation of the variable valve device at the time of engine start.
FIG. 9 is a flowchart showing a control flow when the engine of the variable valve apparatus is stopped.
FIG. 10 is a timing chart showing the operation of the variable valve apparatus when the engine is stopped.
FIG. 11 is a main part configuration diagram of a conventional variable valve operating apparatus.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 3 ... Drive shaft 4 ... Eccentric cam 5 ... Ring-shaped link 8 ... Swing cam 10 ... Intake valve 12 ... Control shaft 13 ... Control cam 14 ... Rocker arm 21 ... 1st cam profile part 22 ... 2nd cam profile part 23 ... Base Circle part L ... Link mechanism

Claims

When the drive shaft rotates in synchronization with the rotation of the engine, the swing cam linked to the drive shaft via a link mechanism swings within a predetermined angle range, and slides or approaches the outer periphery of the swing cam. The intake and exhaust valves are configured to operate,
The link mechanism is provided with a variable mechanism that switches and controls at least a swing range of the swing cam between a first swing range and a second swing range;
And a first cam profile portion that is in sliding contact with or close to the intake / exhaust valve in the first swing range on the outer periphery of the swing cam; and a slide on the intake / exhaust valve in the second swing range. A base circle which is provided with a second cam profile portion which is in contact with or close to the first cam profile portion and between which the intake and exhaust valves are substantially closed between the first cam profile portion and the second cam profile portion. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, characterized in that a portion is provided.

2. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the second cam profile portion is set to open the intake / exhaust valve at least at a compression top dead center.

3. The internal combustion engine according to claim 2, wherein the second cam profile portion operates the intake / exhaust valve and prohibits fuel injection immediately after starting until a predetermined rotational speed is reached. Variable valve gear.

4. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 2, wherein when the engine is stopped, the swinging range of the intake / exhaust valve is controlled to be switched to the second swinging range by the variable mechanism. .

The variable movement of the internal combustion engine according to any one of claims 2 to 4, wherein a valve lift amount by the second cam profile portion is set smaller than a valve lift amount by the first cam profile. Valve device.

6. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the swing cam is applied to the intake valve side.

The variable valve operating system for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 6, wherein the first cam profile portion and the second cam profile portion are set to have different axial widths.

The variable mechanism includes a control shaft that is rotationally controlled around an axis, and a control cam that is fixed to the outer periphery of the control shaft.
The link mechanism includes an eccentric cam fixed to the outer periphery of the drive shaft, a ring-shaped link rotatably fitted to the outer periphery of the eccentric cam, and a outer ring rotatably fitted to the outer periphery of the control cam. 8. The rocker arm connected to the ring-shaped link, and a rod-shaped link connected to the other end of the rocker arm and the swing cam. A variable valve operating device for an internal combustion engine.