JP3940527B2

JP3940527B2 - Variable valve operating device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP3940527B2
Application number: JP19180299A
Authority: JP
Inventors: 敬介武田; 誠之助原; 徹朗後藤; 常靖野原
Original assignee: Hitachi Ltd; Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd; Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1998-07-07
Filing date: 1999-07-06
Publication date: 2007-07-04
Anticipated expiration: 2019-07-06
Also published as: JP2000154707A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、吸・排気弁の開閉時期及びバルブリフト量を機関運転状態に応じて可変にできる内燃機関の可変動弁装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
周知のように、機関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十分な出力を確保する等のために、吸気・排気弁の開閉時期とバルブリフト量を機関運転状態に応じて可変制御する可変動弁装置は従来から種々提供されており、その一例として特開昭５５−１３７３０５号公報等に記載されているもの知られている。
【０００３】
図２８に基づきその概略を説明すれば、シリンダヘッド１のアッパデッキの略中央近傍上方位置にカムシャフト２が設けられていると共に、該カムシャフト２の外周にカム２ａが一体に設けられている。また、カムシャフト２の側部には、制御シャフト３が平行に配置されており、この制御シャフト３に偏心カム４を介してロッカアーム５が揺動自在に軸支されている。
【０００４】
一方、シリンダヘッド１に摺動自在に設けられた吸気弁６の上端部には、バルブリフター７を介して揺動カム８が配置されている。この揺動カム８は、バルブリフター７の上方にカムシャフト２と並行に配置された支軸９に揺動自在に軸支され、下端のカム面８ａがバルブリフター７の上面に当接している。また、前記ロッカアーム５は、一端部５ａがカム２ａの外周面に当接していると共に、他端部５ｂが揺動カム８の上端面８ｂに当接して、カム２ａのリフトを揺動カム８及びバルブリフター７を介して吸気弁６に伝達するようになっている。
【０００５】
また、前記制御シャフト３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４の回動位置を制御し、これによってロッカアーム５の揺動支点を変化させるようになっている。
【０００６】
そして、偏心カム４が正逆の所定回動位置に制御されるとロッカアーム５の揺動支点が変化して、他端部５ｂの揺動カム８の上端面８ｂ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８のカム面８ａのバルブリフター７上面に対する当接位置の変化に伴い、揺動カム８の揺動軌跡が変化することにより吸気弁６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。尚、図中１０は、揺動カム８の上端面８ｂを常時ロッカアーム５の他端部５ｂに弾接付勢するスプリングである。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、前記従来の動弁装置にあっては、カム２ａと揺動カム８がそれぞれカムシャフト２と支軸９に設けられて、両者２ａ，８は、機関の巾方向へ大きく離間した位置に別個独立に配置されている。このため、これらカム２ａや揺動カム８の大きな配置スペースが要求される。
【０００８】
また、カム２ａと揺動カム８が機関巾方向へ大きく離れているため、ロッカアーム５の両端部５ａ，５ｂを必然的に機関巾方向へほぼへ字形状に延出させなければならない。したがって、配置スペースの増加と相俟ってロッカアーム５の大型化により、動弁装置の機関への搭載性が悪化すると共に、機関の大型化と重量の増加が余儀なくされている。
【０００９】
さらに、カムシャフト２の他に支軸９を必要とするので、部品点数が増加すると共に、カムシャフト２と支軸９との互いの軸心のずれが生じ易くなり、これによってバルブタイミングの制御精度が低下するおそれがある。
【００１０】
また、ロッカアーム５の端部５ｂが、揺動カム８の上端面８ｂを直接押圧することによって該揺動カム８の揺動を得る構成のため、ロッカアーム５の押圧点（当接位置）が揺動カム８の上端面８ｂから離脱するおそれがある。したがって、ロッカアーム５の揺動支点位置に制約が生じ、揺動カム８の揺動軌跡、ひいては吸気弁６のバルブタイミング／リフト量を比較的大きく設定することができない。また、吸気または排気弁をそれぞれ複数有する機関に従来の動弁装置を適用した場合、機関の運転状態に応じて一部の弁を停止させることに何ら考慮がなされていなかった。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
本発明は、前記従来の可変動弁装置の課題に鑑みて案出されたもので、請求項１記載の発明は、機関のクランク軸によって回転駆動し、外周に駆動カムが固定された駆動軸と、該駆動軸に揺動自在に設けられ、バルブリフター頂面上を転接しつつ機関弁を開閉作動させる揺動カムと、一端部がリンクアームを介して駆動カムに回転自在に連係しかつ他端部が揺動カムに機械的に連係したロッカアームと、該ロッカアームの揺動支点を可変にする可変機構と、該可変機構を機関運転状態に応じて作動制御する制御手段とを備え、前記ロッカアームの揺動支点を可変制御することによって揺動カムの前記バルブリフターの頂面に対する揺動位置を変化させて機関弁のリフト量を可変にする可変動弁装置であって、前記ロッカアームの一端部側と他端部側とを分割形成すると共に、該一方の第１分割アーム部と他方の第２分割アーム部とを機関の運転状態に応じて連係あるいは連係を解除する連係切換機構を設けたことを特徴としている。
【００１２】
請求項２記載の発明は、前記連係切換機構は、一方の分割アーム部の側部に穿設された作動用穴内に摺動自在に設けられたプランジャと、前記作動用穴に対向する他方の分割アーム部の側部に穿設された摺動用穴と、該摺動用穴内に摺動自在に収容されて、第１の押圧手段により摺動用穴と作動用穴に跨った位置に摺動して両分割アーム部を連結する連結ピンと、前記作動用穴の底部に設けられてプランジャを介して連結ピンを摺動用穴へ収納移動させる第２押圧手段とを備えたことを特徴としている。
【００１３】
請求項３記載の発明は、前記連係切換機構は、一方の分割アーム部の側部に穿設された作動用穴と、該作動用穴に対向する他方の分割アーム部の側部に穿設された摺動用穴と、該摺動用穴の内部に収容されて、第１の押圧手段により摺動用穴と作動用穴に跨った位置に摺動して両分割アーム部を連結する連結ピンと、作動用穴に設けられて連結ピンを摺動用穴へ収納移動させる第２の押圧手段とを備えたことを特徴としている。
【００１４】
請求項４記載の発明は、前記連係切換機構は、両分割アーム部のいずれか一方の上面に設けられた係止用突部と、他方の分割アーム部の上面に支持された支軸に揺動自在に支持されたレバーと、該レバーの一端部側に設けられて、レバーを一方向へ押圧傾動させるロストモーション機構と、他方の分割アーム部の上部に上下方向に沿って穿設された摺動用穴に摺動自在に設けられて、レバーの他端部をロストモーション機構の押圧力に抗して他方向へ押上げるプランジャと、前記摺動用穴内に設けられて、プランジャをレバー方向へ押進させる第１の押圧手段と、前記プランジャを第１の押圧手段の押圧力に抗して摺動用穴内へ後退動させる第２の押圧手段とを備え、前記第１の押圧手段によってレバーの他端部を押し上げて該レバーの一端部と前記係止用突部とを係合させて両分割アーム部を連結する一方、ロストモーション機構の押圧力で両分割アーム部の連結を解除するように構成したことを特徴としている。
【００１５】
請求項５記載の発明は、前記第１の押圧手段と第２の押圧手段をばね部材あるいは油圧回路によって構成したことを特徴としている。
【００１６】
したがって、この発明にあっては、駆動カムと揺動カムとを駆動軸に一緒に設けたため、装置のコンパクト化が図れることは勿論のこと、とりわけ連係切換機構によって機関運転状態に応じて例えば一方側の吸気弁の作動を停止させることができる。
【００１７】
すなわち、例えば機関始動時やアイドル運転時には、油圧回路から摺動用穴内の受圧室への油圧の供給が遮断され、したがって、連結ピンは、ばね部材のばね力によって摺動用穴内に収納保持された状態となっている。このため、両分割アーム部は、連結されずに互いにフリーな状態になっており、駆動カムと連係した第１分割アーム部が該駆動カムの偏心回転によりいわゆる空打ち状態で揺動する一方、第２分割アーム部が揺動停止状態になる。したがって、揺動カムは、揺動することなく、一方の機関弁の開閉作動を停止させている。この結果、始動時におけるクランクシャフトによる起動トルクが低減されて始動性が良好になると共に、アイドル運転中の燃費の向上が図れる。
【００１８】
一方、機関が例えば定常運転及び高回転高負荷域に移行した場合は、油圧回路から油圧室へ油圧が供給され、したがって、連結ピンは、ばね部材のばね力に抗して摺動用穴から進出して先端部が作動用穴内に入り、両穴間に跨った位置に保持される。これにより、両分割アーム部が一体的に連結される。このため、駆動カムの偏心回転力が一方の分割アーム部から他方の分割アーム部に伝達されて、ロッカアーム全体の揺動に伴い揺動カムが揺動して、一方の機関弁も開閉作動させる。この結果、かかる運転時における吸気充填効率の向上などが図れる。
【００１９】
また、請求項６に記載の発明は、複数気筒の内燃機関の一部の気筒に用いられ、連係切換機構は、作動油圧によって分割アーム部相互を連結し、リターン用のばね部材の力によってその連結を解除することを特徴としている。
【００２０】
この発明の場合、機関始動時に一部の気筒の機関弁の開閉作動を停止させようとするときには、作動油圧の供給を遮断してリターン用のばね部材の力によって分割アーム部相互の連結を解除する。このようにすれば、作動油圧の立ち上がりを待たずに一部の気筒の機関弁の開閉作動を即時に停止させることが可能になる。
【００２１】
請求項７に記載の発明は、一気筒当り吸気弁または排気弁を一対備えた内燃機関に用いられ、前記駆動カム、リンクアーム、ロッカアーム、揺動アーム、及び、連係切換機構を備えた可変動弁ユニットが、前記吸気弁または排気弁の対に対応して夫々設けられた請求項１〜６のいずれかに記載の可変動弁装置であって、一方の可変動弁ユニットの連係切換機構は、作動油圧によって分割アーム部相互を連結すると共に、リターン用のばね部材の力によって連結を解除し、他方の可変動弁ユニットの連係切換機構は、リターン用のばね部材の力によって分割アーム部相互を連結すると共に、作動油圧によって連結を解除することを特徴としている。
【００２２】
この発明の場合、両方の可変動弁ユニットに対して作動油圧の供給を遮断すると、一方の可変動弁ユニットはリターン用のばね部材の力によって分割アーム部相互の連結を解除し、他方の可変動弁ユニットはリターン用のばね部材の力によって分割アーム部相互を連結する。したがって、機関始動時には、両可変動弁ユニットに対して油圧の供給を遮断するようにすれば、作動油圧の立ち上がりを待つことなく、片側の機関弁のみを確実に作動させることが可能になる。
【００２３】
また、請求項８に記載の発明は、機関のクランク軸によって回転駆動し、外周に駆動カムが連結された駆動軸と、該駆動軸に揺動自在に設けられ、バルブリフター頂面上を転接しつつ機関弁を開閉作動させる揺動カムと、一端部がリンクアームを介して駆動カムに回転自在に連係しかつ他端部が揺動カムに機械的に連係したロッカアームと、該ロッカアームの揺動支点を可変にする可変機構と、該可変機構を機関運転状態に応じて作動制御する制御手段とを備え、前記ロッカアームの揺動支点を可変制御することによって揺動カムの前記バルブリフターの頂面に対する揺動位置を変化させて機関弁のリフト量を可変にする可変動弁装置であって、前記駆動カムを駆動軸に相対回動可能に組み付け、この両者を機関の運転状態に応じて連係あるいは連係を解除する連係切換機構を設けたことを特徴としている。
【００２４】
この発明の場合、例えば、機関始動時やアイドル運転時等に一部の気筒の機関弁の作動を停止させるときには、連係切換機構によって駆動軸と駆動カムの連係を解除する。これにより、駆動カムが駆動軸の回転に追従しなくなり、この駆動カムにリンクアームやロッカアーム等を介して連係された揺動カムは作動停止の状態となる。そして、このとき駆動軸は比較的大きな質量を持つ駆動カムやリンクアーム、ロッカアーム等から切り離されて自由に回転するため、機関始動時の起動トルクは小さくなり、機関の動力損失も小さくなる。
【００２５】
請求項９に記載の発明は、複数気筒の内燃機関の一部の気筒に用いられ、連係切換機構は、作動油圧によって駆動カムと駆動軸を連結し、リターン用のばね部材の力によってその連結を解除することを特徴としている。
【００２６】
この発明の場合、機関始動時に一部の気筒の機関弁の開閉作動を停止させようとするときには、作動油圧の供給を遮断してリターン用のばね部材の力によって駆動カムと駆動軸の連結を解除する。これにより、作動油圧の立ち上がりを待たずに一部の気筒の機関弁の開閉作動を即時に停止させることが可能になる。
【００２７】
【発明の実施の形態】
図１〜図３は、本発明に係る可変動弁装置の第１の実施形態を示し、１気筒あたり２つの吸気弁を有する内燃機関に適用したものを示している。
【００２８】
すなわち、この可変動弁装置は、シリンダヘッド１１に図外のバルブガイドを介して摺動自在に設けられた一対の吸気弁１２，１２と、シリンダヘッド１１上部の軸受１４に回転自在に支持された中空状の駆動軸１３と、該駆動軸１３の外周面に圧入等により固設された一対の駆動カム１５，１５と、前記駆動軸１３と同軸上に回動自在に設けられて、各吸気弁１２，１２をバルブリフター１６，１６を介して押圧開動させる一対の揺動カム１７，１７と、前記駆動軸１３の上方に配置されて、各一端部１８ａ，１８ａが一対のリンクアーム１９，１９を介して前記駆動カム１５，１５に連係し、各他端部１８ｂ，１８ｂがリンク部材２０…を介して前記揺動カム１７，１７に連係した一対のロッカアーム１８，１８と、前記各ロッカアーム１８，１８の揺動支点位置を可変にする可変機構２１，２１と、該各可変機構２１を機関運転状態に応じて作動制御する図外の制御手段とから主として構成されている。
【００２９】
前記駆動軸１３は、機関前後方向に沿って配置されていると共に、一端部に設けられた図外の従動スプロケットや該従動スプロケットに巻装されたタイミングチェーン等を介して機関のクランク軸から回転力が伝達されている。
【００３０】
前記軸受１４は、シリンダヘッド１１の上端部に設けられて駆動軸１３を支持する図外のメインブラケットと、該メインブラケットの上端部に設けられて後述する制御軸２８を回転自在に支持するサブブラケット１４ａとを有し、両ブラケットが一対のボルト１４ｂ，１４ｂによってシリンダヘッド１１に上方から共締め固定されている。
【００３１】
前記各駆動カム１５は、図１及び図３にも示すように、ほぼリング状を呈し、内部軸方向に駆動軸挿通孔１５ａが貫通形成されていると共に、軸心Ｘが駆動軸１３の軸心Ｙから径方向へ所定量だけ偏心している。また、この両駆動カム１５は、駆動軸１３に対し前記両バルブリフター１６，１６に干渉しない両外側に駆動軸挿通孔１５ａを介して圧入固定されている。
【００３２】
前記各バルブリフター１６は、図１に示すように有蓋円筒状を呈し、筒状のスカート部１６ａと該スカート部１６ａの上端部に一体に有する湾曲状の頂壁１６ｂとからなり、スカート部１６ａがシリンダヘッド１１に形成された保持孔１１ａ，１１ａ内に摺動自在に保持されている
前記各揺動カム１７は、図１及び図７に示すようにそれぞれほぼ横Ｕ字形状を呈し、各両者１７，１７ほぼ中央の内部に駆動軸１３に対して回転自在に嵌挿された支持孔１７ａ，１７ａが貫通形成されていると共に、カムノーズ部１７ｂ，１７ｂの上部には、それぞれピン孔２４，２４が貫通形成されている。また、各揺動カム１７，１７の下面には、カムフェース２５が形成されている。このカムフェース２５は、基円面２５ａと該基円面２５ａからカムノーズ部１７ｂ側に円弧状に延びるカム面２５ｂと、該カム面２５ｂの先端側、つまりカムノーズ部１７ｂ側に有するカムリフト部２５ｃとから構成されており、該基円面２５ａとカム面２５ｂ及びカムリフト部２５ｃが、揺動カム１７の揺動位置に応じて各バルブリフター１６の上面所定位置に転接するようになっている。すなわち、図１に示すように基円面２５ａの所定角度範囲θ１がベースサークル区間になり、カム面２５ｂの所定角度範囲θ２がいわゆるランプ区間となり、さらにカム面２５ｂからカムリフト部２５ｃまでの所定角度範囲θ３がリフト区間になるように設定されている。
【００３３】
前記一方側の（図２，図３中右側）ロッカアーム１８は、図１及び図３に示すように、ほぼへ字形に一体に折曲形成されて、駆動軸１３の上方位置に機関巾方向に沿って配置されており、中央に有する基部１８ｃが後述する制御軸２８に揺動自在に支持されていると共に、一端部１８ａが前記ピン２３を介してリンクアーム１９の突出端１９ｂに回転自在に連結されている一方、他端部１８ｂがピン２６を介してリンク部材２０の一端部２０ａに回転自在に連結されている。
【００３４】
また、前記他方側（図２，図３中左側）のロッカアーム１８は、一方側のロッカアーム１８と同じく駆動軸１３の上方位置に機関巾方向に沿って配置されているが、一端部側と他端部側が駆動軸１３の軸直角方向から分割形成されており、この両分割アーム部３５，３６は、互いに独立して自由に揺動するようになっている。すなわち、リンクアーム１９側の第１分割アーム部３５は、図１及び図４Ａ，Ｂにも示すようにほぼ矩形状を呈し、一端部３５ａ側に制御軸２８に嵌挿して揺動自在に支持される第１支持孔３５ｃが貫通形成されていると共に、他端部３５ｂ下部にはリンクアーム１９に回動自在に連結するピン２３が挿通するピン孔３５ｄが穿設されている。
【００３５】
一方、第２分割アーム部３６は、図１及び図５Ａ，Ｂにも示すように逆へ字形状に折曲形成され、中央に制御軸２８に嵌挿する第２支持孔３６ｃが貫通形成されている共に、一端部３６ａにリンク部材２０の一端部に回転自在に連結するピン２６が挿通するピン孔３６ｄが穿設されている一方、ほぼ矩形状の他端部３６ｂは一側面が第１分割アーム部３５の他端部３５ｂの対向側面に摺接配置されている。
【００３６】
前記各リンクアーム１９は、比較的大径な円環状の基部１９ａと、該基部１９ａの外周面所定位置に突設された突出端１９ｂとを備えている。前記基部１９ａの中央位置には、前記各駆動カム１５の外周面に回転自在に嵌合する嵌合孔１９ｃが形成されている。一方、突出端１９ｂには、第１分割アーム部３５の他端部３５ｂに連結するピン２３が回転自在に挿通するピン孔１９ｄが貫通形成されている。
【００３７】
前記各リンク部材２０は、各ロッカアーム１８，１８毎に一対づつ設けられており、図１にも示すように所定長さの直線状に形成され、円形状の一端部２０ａは前記ロッカアーム１８の端部１８ｂ、若しくは、第２分割アーム部３６の端部３６ａにピン２６を介して回転自在に連結し、円形状の他端部２０ｂは揺動カム１７に同様にピン２７を介して回転自在に連結している。
【００３８】
尚、各ピン２３，２６，２７の端部には、リンクアーム１９やリンク部材２０の軸方向の移動を規制するスナップリング３１が夫々設けられている。
【００３９】
前記可変機構２１は、前記軸受１４のサブブラケット１４ａに支持された制御軸２８と、該制御軸２８に圧入固定され、一方側ロッカアーム１８の基部１８ｃのカム孔１８ｄ内と、他方側ロッカアーム１８の前記第１，第２支持孔３５ｃ，３６ｃ内に回転自在に嵌挿された制御カム２９とから構成されている。
【００４０】
前記制御カム２９は、ほぼ円筒状を呈し、内部軸方向に制御軸２８に嵌挿して圧入固定される挿通孔２９ａが貫通形成されていると共に、その軸心Ｐ１が制御軸２８の軸心Ｐ２からα分だけ偏倚している。
【００４１】
前記制御軸２８は、一端部に設けられた図外の電磁アクチュエータによって所定回転角度範囲内で回転するように制御されており、前記電磁アクチュエータは、機関の運転状態を検出する制御手段である図外のコントローラからの制御信号によって駆動するようになっている。コントローラは、クランク角センサやエアーフローメータ，水温センサ等の各種のセンサからの検出信号に基づいて現在の機関運転状態を演算等により検出して、前記電磁アクチュエータに制御信号を出力している。
【００４２】
そして、前記両分割アーム部３５，３６の間には、該両分割アーム部３５，３６を適宜連係あるいは連係を解除する連係切換機構３７が設けられている。この連係切換機構３７は、図２，図４，図５に示すように前記第１分割アーム部３５の他端部３５ｂ上部側にピン孔３６ｄと並行に穿設された作動用穴３８と、該作動用穴３８内に摺動自在に設けられたプランジャ３９と、第２分割アーム部３６の他端部３６ｂに作動用穴３８と所定揺動位置で対向する位置に穿設された摺動用穴４０と、該摺動用穴４０の内部に摺動自在に収容されて、作動用穴３８内に進出可能な連結ピン４１とから主として構成されている。
【００４３】
前記連結ピン４１は、作動用穴３８の底部に弾装されたばね部材であるコイルスプリング４２のばね力によってプランジャ３９を介して摺動用穴４０内に収容付勢されていると共に、摺動用穴４０の底部側に形成された受圧室４３内に油圧回路４４を介して供給された油圧によって先端部４１ａが作動用穴３８内に進出動するようになっている。また、この連結ピン４１の先端部４１ｂ外周縁と、作動用穴３８の孔縁には、該連結ピン４１の作動用穴３８への良好な挿入性を確保するために、互いにテーパ状に形成されている。尚、作動用穴３８の底壁には、プランジャ３９の摺動性を確保するための空気孔４５が穿設されている。
【００４４】
前記油圧回路４４は、図６に示すように一端部がストレーナ４６を介してオイルパン４７内に臨む油圧供給通路４８と、制御軸２８の内部軸方向と第２分割アーム部３６の内部に穿設されて、一端が油圧供給通路４８の下流側に接続され、他端が受圧室４３に接続された給排通路４９と、油圧供給通路４８の途中に設けられたオイルポンプ５０と、油圧供給通路４８と給排通路４９の間に設けられて、給排通路４９を油圧供給通路４８とドレン通路５１のいずれかに切り換え連通させる３ポート２位置型の電磁切換弁５２とを備えている。
【００４５】
この電磁切換弁５２は、機関運転状態を検出する前述のコントローラ５３からの制御信号に基づいて切り換え作動するようになっている。また、オイルポンプ５０と電磁切換弁５２との間の油圧供給通路４８には、受圧室４３へ供給される油圧を調整するパイロット型の調圧弁５４が設けられている。
【００４６】
さらに、前記第２分割アーム部３６は、図１に示すようにロッカカバー５５などに設けられたストッパ機構５６によって所定以上の上方向の揺動が規制されて、第１分割アーム部３５の揺動範囲内に規制され、第１分割アーム部３５の揺動（摺動）に伴う連れ回りによる作動用穴３８と摺動用穴４０との大きなずれを防止するようになっている。前記ストッパ機構５６は、ロッカカバー５５下部内の摺動穴５６ａ内を摺動する押圧プランジャ５６ｂと、該押圧プランジャ５６ｂを下方へ付勢するコイルばね５６ｃとから構成されている。
【００４７】
以下、本実施形態の作用を説明すれば、まず、機関開始時及びアイドリング運転時には、コントローラ５３からの制御信号によって電磁切換弁５２が油圧供給通路４８と給排通路４９との連通を遮断すると共に、給排通路４９とドレン通路５１とを連通させるため、受圧室４３の油圧がオイルパン４７内に戻されて低圧になる。したがって、連結ピン４１は、図２及び図６に示すようにコイルスプリング４２のばね力によるプランジャ３９の進出動に伴い摺動用孔４０内に収納保持される。
【００４８】
このため、両分割アーム部３５，３６は、連係が解除されて、互いに自由揺動状態になり、第１分割アーム部３５が駆動カム１５の偏心回転力をリンクアーム１９を介して伝達されて、いわゆる空打ち状態で揺動する一方、第２分割アーム部３６がほぼ揺動停止状態になる。したがって、一方の揺動カム１７は、揺動することなく、一方の吸気弁１２の開閉作動を停止させている。
【００４９】
一方、他方の揺動カム１７は、他の駆動カム１５の偏心回転によってロッカアーム１８が揺動してリンク部材２０を介して揺動することにより、カムフェース２５によりバルブリフター１６を押圧して他方の吸気弁１２を開閉作動させている。
【００５０】
このように、一方側の吸気弁１２の作動停止により、始動時におけるクランクシャフトによる起動トルク（クランキングトルク）が低減されて、始動性が良好になると共に、吸気スワールが強くなってアイドル運転中の燃焼が改善されると共に、駆動損失の低減により燃費の向上が図れる。また、片弁停止により機関騒音の低減化も図れる。
【００５１】
その後、車両を発進させて低回転低負荷及び中回転中負荷の定常運転に移行した場合は、電磁切換弁５２の切換作動により油圧供給通路４８と給排通路４９が連通されると共に、ドレン通路５１が遮断されるため、オイルポンプ５０から圧送された高油圧が受圧室４３に供給される。
【００５２】
したがって、両分割アーム部３５，３６の互いの独立した揺動軌跡中における揺動カム１７のベースサークル域において、作動用穴３８と摺動用穴４０が合致した位置で、連結ピン４１が図８に示すようにコイルスプリング４２のばね力に抗して進出動し、先端部４１ｂがプランジャ３９を作動用穴３８の底部側へ押圧すると共に、該作動用穴３８内にまで進出して両穴３８，４０間を跨ぐ位置に保持される。これによって、両分割アーム部３５，３６は、互いに一体的に連結される。
【００５３】
このため、駆動カム１５の偏心回転力を受けてロッカアーム１８全体が揺動して一方の揺動カム１７を揺動させ、一方の吸気弁１２も開閉作動させる。したがって、２つの吸気弁１２，１２の開閉作動により、吸気充填効率の向上により出力の向上が図れる。
【００５４】
また、機関高回転高負荷時にも、低中回転低中負荷域と同じく両分割アーム部３５，３６の連結状態が維持されるため、出力の向上が図れる。
【００５５】
さらに、前記機関低回転低負荷時には、コントローラからの制御信号によって電磁アクチュエータが一方に回転駆動され、これに伴い、制御軸２８も同方向へ所定量回動して、制御カム２９を図１に示すように軸心Ｐ１が制御軸２８の軸心Ｐ２の上部に位置されるように回動させ、これによって厚肉部２９ｂが駆動軸１３から離間する方向に移動する。したがって、他方のロッカアーム１８は、全体が駆動軸１３に対して上方向へ移動して、他端部１８ｂによってリンク部材２０を上方向へ引き上げる。このため、揺動カム１７，１７は、一端部（カムノーズ部１７ｂ側）が強制的に若干引き上げられて全体が図示のように反時計方向に回動した位置に保持される。
【００５６】
したがって、駆動カム１５の回転によりリンクアーム１９を介して該両ロッカアーム１８，１８が制御カム２９を揺動支点として揺動し、その揺動力がリンク部材２０を介して各揺動カム１７，１７に伝達される。揺動カム１７，１７は、基円面２５ａ及びカム面２５ｂ，カムリフト部２５ｃがバルブリフター１６の頂面１６ｃ上を転接しながら押圧あるいは押圧を解除して両吸気弁１２を開閉作動させるが、そのリフト量は比較的小さくなる。
【００５７】
よって、かかる低回転低負荷域では、バルブリフト量が小さくなると共に、各吸気弁１２の開時期が遅くなり、排気弁とのバルブオーバラップが小さくなる。このため、さらに燃費の向上と機関の安定した回転が得られる。
【００５８】
一方、機関高回転高負荷域に移行した場合は、コントローラからの制御信号によって電磁アクチュエータが他方向に回転駆動される。したがって、制御軸２８が、反時計方向（図中矢印方向）へ所定量回動して制御カム２９を図１に示す位置から反時計方向へ所定量回動させ、軸心Ｐ１（厚肉部２９ｂ）を下方向へ移動させる。このため、ロッカアーム１８，１８は、今度は全体が駆動軸１３に近接する方向へ移動して、リンク部材２０を介して揺動カム１７，１７のカムノーズ２４を下方向へ押圧して、揺動カム１７，１７全体を所定量だけ時計方向へ回動させる。
【００５９】
したがって、各揺動カム１７のバルブリフター１６上面に対する転接位置がカムノーズ部１７ｂ側の右方向端縁位置に移動する。このため、駆動カム１５が回転して各ロッカアーム１８，１８を揺動させて揺動カム１７，１７を所定範囲で揺動させると、バルブリフター１６，１６に対するそのリフト量は大きくなる。
【００６０】
よって、かかる高回転高負荷域では、カムリフト特性が低回転低負荷域に比較して大きくなってバルブリフト量も大きくなると共に、各吸気弁１２，１２の開時期が早くなる一方、閉時期が遅くなる。この結果、吸気充填効率が向上し、十分な出力が確保できる。
【００６１】
また、この装置によれば、駆動軸１３に駆動カム１５と各揺動カム１７とを同軸上に設けたため、機関巾方向の配置スペースを十分に小さくすることができる。
【００６２】
さらに、駆動カム１５と揺動カム１７とを駆動軸１３に同軸上に設けることにより、従来のような揺動カム１７を支持する支軸が不要となり、この分、部品点数の削減が図れ、また、駆動軸１３と揺動カム１７の互いの軸心のずれが生じないため、バルブタイミングの制御精度の低下を防止できる。
【００６３】
しかも、駆動カム１５を、各バルブリフター１６とオフセット配置し互いに干渉しない位置に配したため、駆動カム１５の外形を大きくとることができ、駆動カム１５の外周面１５ａの設計自由度を向上させることが可能となり、これによって揺動カム１７の揺動量を確保するためのリフト量を十分に確保できると共に、駆動カム１５の駆動面圧を低減するためのカム幅を十分に確保できる。
【００６４】
特に、駆動カム１５は、リング状に形成され、外周面全体がリンクアーム基部１９ａの嵌合孔１９ｃの内周面全体に摺接するため、外周面の面圧が分散されて、該面圧を十分に低減できる。したがって、嵌合孔１９ｃの内周面間との摩耗の発生が抑制できると共に、潤滑も行い易い。さらに、面圧の低下に伴い駆動カム１５の材料選択の自由度が向上し、加工し易くかつ低コストの材料を選択できる。
【００６５】
また、本装置は、全体がいわゆる６リンク方式となるため、ロッカアーム１８，１８のロッカ比を大きくとることが可能となり、これによって、駆動カム１５の駆動軸１３に対するオフセット量を大きく設定しなくても、つまり駆動カム１５の外径を大きく設定しなくても、揺動カム１７の大きな揺動角が得られる。この結果、装置全体のコンパクト化がさらに助長できる。
【００６６】
また、ロッカアーム１８，１８と揺動カム１７，１７とがリンク部材２０，２０を介して連係しているため、ロッカアーム１８，１８のロッカ比を比較的大きく設定しても、ロッカアーム１８，１８と揺動カム１７，１７との連係状態が常に保たれる。したがって、揺動カム１７，１７の大きな揺動角が得られることにより、揺動カム１７，１７の前記ランプ区間θ２を大きくすることが可能になり、これによってバルブリフター１６，１６と揺動カム１７，１７の衝突速度を緩和することができ、この結果、駆動騒音の発生を抑制することが可能になる。
【００６７】
さらに、本装置は、２つの吸気弁１２，１２の間に設けられた軸受１４に制御軸２８も一緒に軸受けすることができるので、従来の内燃機関にそのまま搭載することが可能となり、この結果、シリンダヘッド１１の形状変更を要さず、製造コストの高騰を防止できる。また、駆動軸１３も従来と同様の位置とすることができるので、この点でもシリンダの形状変更が不要になる。
【００６８】
また、本装置は、駆動軸１３の上方位置にロッカアーム１８を配置するだけであるから、全高を十分に低くすることが可能になる。
【００６９】
さらにまた、本装置は、他方のロッカアーム１８に添設した連係切換機構３７が、第１分割アーム３５と第２分割アーム３６を連結する連結ピン４１と、この連結ピン４１をアーム３５，３６相互を連結する方向に作動させるための油圧回路４４と、連結ピン４１をアーム３５，３６相互の連結を解除する方向に付勢するコイルスプリング４２とによって構成されており、油圧回路４４による作動圧の供給を遮断した状態（電磁切換弁５２をドレン通路５１側に連通させた状態）においてアーム３５，３６相互の連結が解除されるようになっているため、機関始動時にはオイルポンプ５０の始動による油圧の立ち上がりを待つことなく、即時に片側の機関弁（吸気弁１２）のみの運転にすることができる。したがって、常時確実に片側機関弁による機関の始動が可能になり、このことから機関の始動性は確実に向上する。
【００７０】
図９及び図１０は本発明の第２の実施形態を示し、他方側のロッカアーム１８も一方側のロッカアーム１８と同じく２分割形成して、該両分割アーム部３５，３６を別異の連係切換機構３７，３７ａによって運転状態に応じて連係解除するように構成したものである。
【００７１】
前記連係切換機構３７，３７ａは、第１実施形態のものとは構造上若干異なり、第１分割アーム部３５の作動用穴３８内のプランジャを廃止して、第２分割アーム部３６の他端部３６ｂ内に形成された摺動用穴４０（４０ａ）内に連結ピン４１（４１ａ）が摺動自在に設けられ、摺動用穴４０（４０ａ）の底部に連結ピン４１（４１ａ）を作動用穴３８（３８ａ）方向へ付勢するばね部材であるコイルスプリング４２（４２ａ）が設けられていると共に、連結ピン４１（４１ａ）の前端部外周の小径部と摺動用穴４０（４０ａ）の内周面との間に受圧室４３（４３ａ）が形成されている。したがって、連結ピン４１（４１ａ）は、受圧室４３（４３ａ）内の油圧によって後退動して、両分割アーム部３５，３６の連係を解除するようになっている。
【００７２】
また、油圧回路４４は、図１１に示すように、第１実施形態の油圧回路４４をベースとして新たに第２の給排通路４９ａが設けられていると共に、該給排通路４９ａにコントローラ５３によって切換制御される第２電磁切換弁５２ａが設けられている。
【００７３】
また、この第２電磁切換弁５２ａは、第１電磁切換弁５２と同じタイミングで同じ切換作動をするようになっており、機関始動時及びアイドル運転時に、油圧供給通路４８と給排通路４９，４９ａとを連通し、定常運転時には、給排通路４９，４９ａとドレン通路５１とを連通するようになっている。
【００７４】
尚、本実施形態のように、両方のロッカアーム１８，１８を２分割に形成して連係切換機構３７，３７ａによって連係，解除する制御装置は、例えば４気筒機関であれば、２気筒について設けられ、他の２気筒については連係切換機構などがないものが適用されている。
【００７５】
したがって、この実施形態によれば、機関始動時やアイドル運転中は、電磁切換弁５２，５２ａによって受圧室４３，４３ａ内に油圧が供給されて、各連結ピン４１，４１ａが摺動用穴４０，４０ａ内に後退動して収納保持される。このため、各ロッカアーム１８，１８の各分割アーム部３５，３６、３５，３６は、連係が解除されて、対応する２つの気筒の各吸気弁１２，１２、１２，１２の開閉作動を停止する一方、他の２つの気筒の各吸気弁は開閉作動させる。したがって、連係解除された各気筒は作動が停止し、他の気筒のみが作動するため、クランキングトルクをさらに軽減できると共に、アイドル運転中の燃費の大巾な向上が図れる。また、ポンピングロスを低減できると共に、駆動損失も大巾に低減できる。
【００７６】
一方、機関定常運転時には、図１０に示すように受圧室４３，４３ａへの油圧の供給が遮断されて受圧室４３，４３ａ内の油圧が外部へ排出されるため、各連結ピン４１，４１ａはコイルスプリング４２，４２ａのばね力で先端部４１ｂ，４１ｃが各作動用穴３８，３８ａ内に進出する。これによって各分割アーム部３５，３６、３５，３６が連結されて各吸気弁１２，１２、１２，１２が開閉作動するため、出力の向上が図れる。
【００７７】
図１２〜図１４は本発明の第３の実施形態を示し、この実施形態は第２の実施形態と同様に吸気側の２つのロッカアーム１８，１８を共に２分割にして形成し、各ロッカアーム１８を夫々別異の連係切換機構３７，３７ａによって運転状態に応じて連係解除するようになっているが、連係切換機構３７，３７ａの構成が一方のロッカアーム１８側のものと他方のロッカアーム１８のもので異なっている。
【００７８】
この点について説明すると、一方のロッカアーム１８側（図中左側）の連係切換機構３７は第１の実施形態と同様のものが用いられ、他方のロッカアーム１８側（図中右側）の連係切換機構３７ａは第２の実施形態のものと同様のものが用いられている。つまり、一方側の連係切換機構３７は、第１分割アーム部３５の作動用穴３８内に、プランジャ３９と、このプランジャ３９を第２分割アーム部３６側に付勢するばね部材としてのコイルスプリング４２が収容されると共に、第２分割アーム部３６の摺動用穴４０に連結ピン４１が摺動自在に収容され、摺動用穴４０底部の受圧室４３に導入される油圧によって連結ピン４１の進退動作（摺動用穴４０と作動用穴３８に跨っての嵌合とその解除）が制御されるようになっている。そして、他方側の連係切換機構３７ａは、第２分割アーム部３６の摺動用穴４０ａ内に、連結ピン４１ａと、この連結ピンａを第１分割アーム部３５側に付勢するばね部材としてのコイルスプリング４２ａが収容されると共に、連結ピン４２ａの前端部外周の小径部と摺動用穴４０ａの内周面との間に受圧室４３ａが形成され、この受圧室４３ａに導入される油圧によって連結ピン４１ａの進退動作（摺動用穴４０ａと作動用穴３８ａに跨っての嵌合とその解除）が制御されるようになっている。
【００７９】
また、両連係切換機構３７，３７ａに油圧を吸排する油圧回路４４は前述の第２の実施形態と同様のものが用いられ、第１，第２電磁切換弁５２，５２ａはいずれもオフ状態において吸排通路４９，４９ａをドレン通路５１，５１ａ側に連通するように設定されている。したがって、第１，第２電磁切換弁５２，５２ａがオフ状態となる機関停止時には、図１２に示すように、第１連係切換機構３７の連結ピン４１は、コイルスプリング４２の力によって摺動用穴４０内に押し込められて、第１分割アーム部３５と第２分割アーム部３６の連係を解除した状態に維持しており、他方、第２連係切換機構３７ａの連結ピン４１ａは、逆にコイルスプリング４２ａの力によって作動用穴３８ａ内に挿入されて、両アーム部３５，３６を連係状態に維持している。
【００８０】
以上のように構成されたこの実施形態の装置は、機関の始動時には、機関停止時と同じように第１，第２電磁切換弁５２，５２ａがいずれもオフ状態に維持される（図１２参照）。このため、第２連係切換機構３７ａ側のみがロッカアーム１８のアーム部３５，３６相互を連結することとなり、機関は片弁停止の状態で始動されるようになる。
【００８１】
このときには、第１，第２電磁切換弁５２，５２ａの両者をオフ状態することで第２連係切換機構３７ａのみを連係状態にすることができるため、オイルポンプ５０による油圧の立ち上がりを待つこともなく即時に機関の片弁停止を実現することができる。したがって、機関は片弁停止の状態で即時に始動が為されため、このときの起動トルクは小さくなり、この結果、機関の始動性能は確実に向上する。
【００８２】
また、こうして機関が始動された後に通常運転に移行すると、コントロールユニット５３による制御によって第１電磁切換弁５２のみがオン状態に切り換えられ、第１連係切換機構３７の受圧室４３に高圧の油圧が供給される。これにより、第１連係切換機構３７の連結ピン４１が図１３に示すように突出して、第１分割アーム部３５の作動用穴３８に押し込まれ、両アーム部３５，３６が連係される。この結果、機関の両弁が共に作動し、機関出力が高められる。
【００８３】
さらにまた、機関が極負荷状態になると、第１電磁切換弁５２がオフ状態に切り換えられる一方で、第２電磁切換弁５２ａがオン状態に切り換えられ、これによって図１４に示すように両ロッカアーム１８，１８のアーム部３５，３６、３５，３６相互が連係を解除した状態に操作される。したがって、このときには機関の一部気筒の両弁が停止状態に維持され、他の気筒のみの運転となって燃費の大幅な向上が図れるようになる。
【００８４】
図１５〜図２０は本発明の第４の実施形態を示し、この実施形態は、第１の実施形態と同様に片弁停止タイプのものであって、連係切換機構３７の構造を変更したものである。
【００８５】
すなわち、連係切換機構３７は、一方側のロッカアーム１８の第１分割アーム部３５の一端側上面に駆動軸１３の軸方向に沿って延設された長板状の突起部５８と、第２分割アーム部３６の上面上に一対のブラケット５９，５９に軸支された支軸６０に揺動自在に支持されたレバー６１と、該レバー６１の一端部６１ａ側に設けられて、レバー６１を一方向へ傾動させるロストモーション機構６２と、第２分割アーム部３６の上部に上下方向に沿って穿設された摺動用穴６３内に設けられて、レバー６１の他端部６１ｂ下面をロストモーション機構６２の押圧力に抗して押上げて他方向へ傾動させるプランジャ６４と、摺動用穴６３の底部に弾装されて、プランジャ６４をレバー６１の他端部６１ｂを押し上げるばね部材たるコイルスプリング６５と、摺動用穴６３の内部に形成された受圧室６６に油圧を供給してプランジャ６４をコイルスプリング６５のばね力に抗して摺動用穴６３内に後退させる第１実施形態と同様の油圧回路４４（図６）とを備えている。
【００８６】
前記レバー６１は、平面ほぼＴ字形状を呈し、頭部側の一端部６１ａが第１，第２分割アーム部３５，３６の各上面上に跨って駆動軸１３の軸方向へ延設されている一方、脚部側の他端部６１ｂが第２分割アーム部３６の上面上を長手方向に沿って延設されている。また、一端部６１ａは、第１分割アーム部３５側の下面に係止用突部５８が適宜嵌合係止する係止用溝６７が形成されている。
【００８７】
ロストモーション機構６２は、図１７に示すようにレバー６１の一端部６１ａ側の第２分割アーム部３６上部に上下方向に沿って穿設された作動用穴６２ａと、該作動用穴６２ａから上方向へ進出して、レバー６１の一端部６１ａの下面を押し上げるピストン６２ｂと、該ピストン６２ｂを上方向へ付勢するリターンスプリング６２ｃとから構成されている。このリターンスプリング６２ｃは、ばねセット荷重が前記コイルスプリング６５よりも小さく設定されている。
【００８８】
前記プランジャ６４は、縦断面ほぼＴ字形状を呈し、上端面６４ａがロストモーション機構６２との相対圧によってレバー６１の他端部６１ｂ下面に常時当接していると共に、フランジ状の下端部６４ｂが受圧室６６内の油圧を受ける受圧部として機能するようになっている。
【００８９】
また、油圧回路４４は、第１実施形態のものとほぼ同一であるが、給排通路４９ｂが制御軸２８の内部軸方向に穿設された軸方向孔４９ｃと、第２分割アーム部３６の内部長手方向に沿って形成されて一端が軸方向孔４９ｃに、他端が受圧室６６に接続された通路孔４９ｄとから構成されている。尚、図中６８は、第２分割アーム部３６内に形成されてプランジャ６４の良好な摺動を確保する空気抜き孔である。
【００９０】
したがって、この実施形態によれば、機関始動時やアイドル運転時には、図外の電流切換弁によって油圧供給通路と給排通路４９ｂが連通されて受圧室６６内に油圧が供給され、したがって、プランジャ６４は、図１５〜図１７に示すように摺動用穴６３の下方向へ後退動する。このため、レバー６１は、ロストモーション機構６２によって一端部６１ａ側が押し上げられて係止用溝６７と係止用突部５８との係合が解除されて、両分割アーム部３５，３６は連結されることなく、互いに自由な状態になっている。このとき、第２分割アーム部３６は、ストッパ機構５６によって所定以上の揺動が規制されていることは勿論である。
【００９１】
したがって、始動性の向上や燃費が改善されるといった第１実施形態と同様な作用が得られる。
【００９２】
一方、機関定常運転や高回転高負荷域に移行した場合は、電磁切換弁の作動によって給排通路４６ｄとドレン通路が連通して受圧室６６内の油圧が排出されて低圧になる。したがって、プランジャ６４は図１８〜図２０に示すようにコイルスプリング６５のばね力によってレバー６１の他端部６１ｂを押し上げて、例えば揺動カム１７のベースサークル時において、レバー６１の係止用溝６７と係止用突部５８が合致することにより互いに係合して、両分割アーム部３５，３６が一体的に連結されることになる。これによって、両吸気弁１２，１２が開閉作動して機関の出力を向上させることがきるなど第１実施形態と同様な作用効果が得られる。
【００９３】
尚、運転状態に応じて可変機構２１により、ロッカアーム１８，１８の揺動支点を変化させることにより、バルブタイミング及びバルブリフトを可変制御できることは第１〜第３実施形態と同じである。
【００９４】
図２１〜図２７は本発明の第５の実施形態を示すものであり、この実施形態の装置は、軸受１４に回転自在に支持された中空状の駆動軸１１３と、この駆動軸１１３に嵌装されて動力伝達時に駆動軸１１３と一体に回転する駆動カム１１５と、駆動軸１１３上に回動自在に設けられて、各吸気弁１２，１２をバルブリフター１６，１６を介して押圧回動させる揺動カム１１７，１１７と、駆動軸１１３の上方の制御軸２８に回動自在に支持されて、一端がリンクアーム１９を介して駆動カム１１５に連係されると共に、他端がリンク部材２０，２０を介して揺動カム１１７，１１７に連係されたロッカアーム１８と、このロッカアーム１８の揺動支点を機関の運転状態に応じて可変にする可変機構２１とを備えている点は、上述した第１〜第４の実施形態と同様である。
【００９５】
ただし、この可変動弁装置は、左右の揺動カム１１７，１１７が筒状の連結部８０と共に一体に形成され、一方の揺動カム１１７が駆動カム１１５からリンクアーム１９、ロッカアーム１８、及び、リンク部材２０，２０を介して動力伝達され揺動作動すると共に、この一方の揺動カム１１７に連動して他方の揺動カム１１７も同期作動するようになっている。また、ロッカアーム１８は分割形成ではなく一体に形成されており、それに代えて、駆動カム１１５が駆動軸１１３に相対回動可能に組み付けられ、これらが連係切換機構１３７によって適宜連係，解除されるようになっている。
【００９６】
この連係切換機構１３７は、図２１及び図２６，２７に示すように、駆動カム１１５の軸方向外側のボス部１１５ａに半径方向に沿って形成された摺動用穴１４０と、この摺動用穴１４０内に摺動自在に収容配置された有底円筒状の連結ピン４１と、摺動用穴１４０の底部と連結ピン４１の間に介装されて、同ピン４１を駆動軸１１３方向に付勢するコイルスプリング４２と、駆動軸１１３の外周面の前記摺動用穴１４０と対応する位置に形成された作動用穴１３８と、から主として構成され、作動用穴１３８の底部に駆動軸１１３の半径方向に沿って形成された受圧室１４３に油圧回路４４の吸排通路４９から制御油圧が導入されるようになっている。
【００９７】
さらに説明すると、摺動用穴１４０の底部は空気孔８１を有する別体の円盤状部材によって構成され、連結ピン４１の先端部と、この連結ピン４１の挿入される作動用穴１３８の開口縁には、両者の係合を容易にするためにテーパや曲面等の面取りが為されている。また、駆動軸１１３の外周面のうちの作動用穴１３８の中心部を通る位置には、図２５に示すように、油圧案内用の環状溝８２が形成されており、駆動軸１１３と駆動カム１１５とがいかなる相対回動位置にある場合であっても、吸排通路４９の油圧が常時確実に連結ピン４１の先端面に作用するようになっている。
【００９８】
尚、この実施形態の装置が用いられるのは、複数気筒を有する内燃機関であって、その内燃機関は一部の気筒のみに連係切換機構１３７が適用され、他の気筒は駆動軸１１３と駆動カム１１５が常時連結されるようになっている。つまり、例えば４気筒の機関であれば、そのうちの２気筒にのみに連係切換機構１３７が設けられている。
【００９９】
この実施形態の可変動弁装置は以上のような構成であるため、機関始動時やアイドル運転時には、電磁切換弁５２がコントロールユニット５３からの信号によってオン作動され、それによって油圧供給通路４８の高圧の油圧が吸排通路４９を通して受圧室１４３に導入され、連結ピン４１がこの油圧を受けて図２７に示すように摺動用穴１４０内に後退する。駆動軸１１３と駆動カム１１５とはこれによって連係を解除され、このとき、駆動軸１１３は空転して駆動軸１１３の動力は揺動カム１１７には伝達されなくなる。
【０１００】
したがって、機関始動時には、連係切換機構１３７の設けられたこの一部の気筒が停止状態に維持され、これによって起動トルクが軽減されると共に、動力損失の低減によってアイドル運転時における燃費も向上する。
【０１０１】
また、この状態から機関が定常運転に移行すると、電磁切換弁５２がコントロールユニット５３からの信号によってオフ作動され、連係切換機構１３７の受圧室１４３がドレン通路５１に連通する。このため、連結ピン４１はコイルスプリング４２の力によって前方に押圧され、駆動カム１１５の摺動用穴１４０と駆動軸１１３の作動用穴１３８が合致したところで連結ピン４１の先端部が作動用穴１３８内に挿入される。これにより、駆動軸１１３の動力が駆動カム１１５を介して左右両側の揺動カム１１７，１１７に伝達され、揺動カム１１７，１１７による吸気弁１２，１２の開閉作動が行われるようになる。
【０１０２】
したがって、これによって機関の全気筒が作動することとなり、高出力を得ることが可能になる。、
ところで、この実施形態の可変動弁装置は、駆動カム１１５を駆動軸１１３に対して相対回動可能に取付け、この両者を連係切換機構１３７によって適宜連係，解除する構成となっているため、ロッカアーム１８の分割アーム部相互を連係，解除する第１〜第４の実施形態のものと比較して、弁停止時における動力損失が確実に小さくなる。
【０１０３】
つまり、この実施形態の装置の場合、弁停止時には駆動軸１１３のみが空転し、第１〜第４の実施形態のように質量の大きい駆動カム１１５やリンクアーム１９等が一緒に回転することがないため、これらの質量の分だけ動力損失が確実に低減される。
【０１０４】
また、以上では、連係切換機構１３７に作動油圧を供給して駆動軸１１３と駆動カム１１５の連係を遮断すると共に、コイルスプリング４２の力によって駆動軸１１３と駆動カム１１５を連係するようにしたが、これとは逆にコイルスプリングの力によって駆動軸と駆動カムの連係を遮断し、連係切換機構に作動油圧を供給して駆動軸と駆動カムの連係を遮断するようにしても良い。このようにした場合には、機関始動時に連係切換機構に対する作動油圧の供給を遮断することにより、油圧の立ち上がりを待つことなく即時に一部の気筒の弁作動を停止することができる。
【０１０５】
尚、本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば連係切換機構をさらに異なる構成とすることも可能であり、また、ストッパ機構も構成を変更することが可能である。また、本装置は、１気筒当たり２つの機関弁ばかりか、１つの機関弁にも適用可能であり、さらに吸気弁の他に排気弁側にも適用できる。
【０１０６】
【発明の効果】
以上の説明で明らかなように、本発明によれば、機関弁のバルブタイミング及びバルブリフト量を可変制御できることは勿論のこと、駆動カムと揺動カムとを駆動軸に同軸上に設けたため、機関巾方向の配置スペースを十分に小さくすることができると共に、ロッカアームも機関巾方向へ延設する必要がなくなるため、装置全体のコンパクト化が図れる。この結果、装置の機関への搭載性が向上する。
【０１０７】
また、揺動カムを駆動カムと一緒に駆動軸に設けることにより、従来のような支軸が不要になるため、部品点数の削減が図れると共に、駆動軸と揺動カムの互いの軸心のずれが生じないため、バルブタイミングの制御精度の低下を防止できる。
【０１０８】
そして、請求項１〜７に記載の発明によれば、機関運転状態に応じて、分割されたロッカアームの両分割アーム部を連係切換機構によって連係あるいは連係を解除することにより、機関弁を作動あるいは作動を停止させることができるため、機関始動時とアイドル運転時に両分割アーム部の連係を解除することで、始動時における起動トルクの低減化が図れると共に、アイドル運転時の燃費の大巾な向上などが図れる。また、機関始動時にアクチュエータによってロッカアームの揺動支点を低リフト側に変位させる場合であっても、このとき両分割アーム部の連結を解除することにより、アクチュエータの必要トルクを小さくし、可変機構の応答性を高めることができる。
【０１０９】
さらにまた、中・高負荷運転時に、可変機構によってカムシャフトが高リフト側に制御された状態で、何等かの原因によって機関が急停止した場合であっても、機関始動時に両分割アーム部の連係が解除されるようにすれば、再始動時の起動トルクが低減されるため、スムーズで確実な機関始動が可能になる。つまり、ロッカアームを連係，解除する機構を持たないバルブタイミング制御装置においては、中，高負荷運転時に機関が何等かの原因によって不意に停止すると、その直後の機関始動時にはバルブリフト量が大きいまま起動しなければならないために、起動トルクが非常に大きくなって機関始動性が悪化するが、この発明の装置によれば、一部の機関弁作動を停止させることで機関再始動時における起動トルクを低減し、それによって機関始動性の低下を回避することができる。
【０１１０】
さらに、この発明の装置は、片弁停止の他に、両弁停止などの制御も可能になるため、ポンピングロスの低減化が図れ駆動損失を抑制でき、始動性や燃費の大巾な改善が図れる。
【０１１１】
とりわけ、請求項６，７に記載の発明によれば、機関始動時にリターン用のばね部材の力により、少なくとも一つの機関弁に対応した分割アーム部の連結を解除することができるため、作動油圧の立ち上がりを待つことなく、少なくとも一つの機関弁の開閉作動を即時に停止させることができ、このことから機関始動時の起動トルクが確実に低減され、始動性がより一層高まる。そして、カムシャフトを高リフト側に制御した状態での機関の不意の停止に対しても自動的に分割アーム部の連結を解除し、再始動時の起動トルクを低減して機関停止直後の確実な再始動を実現することができる。
【０１１２】
また、請求項８，９に記載の発明によれば、機関運転状態に応じて駆動カムと駆動軸を連係あるいは連係を解除することで、機関弁を作動あるいは作動を停止させることができるため、機関始動時における起動トルクの低減と、アイドル運転時の燃費の向上を図ることができる。とりわけ、この発明の場合、連係切換機構による機関弁の停止時には、比較的大きな質量を持つ駆動カムやリンクアーム、ロッカアーム等から駆動軸を切り離して、駆動軸だけが自由に回転するようにしたため、機関の始動性と燃費がより確実に向上する。さらに、この発明の場合、可変機構によってカムシャフトが高リフト側に制御された状態で機関が不意に停止したときであっても、機関始動時に一部の気筒の駆動カムと駆動軸の連係を解除するようにすれば、起動トルクが低減されて確実な再始動が可能になる。
【０１１３】
そして、請求項９に記載の発明においては、機関始動時に、リターン用のばね部材の力によって、一部の気筒に対応した駆動軸と駆動カムの連結を解除することができるため、作動油圧の立ち上がりを待つことなく迅速に一部気筒の機関弁の作動を停止させ、機関始動時の起動トルクを確実に低減することが可能になる。また、この発明は、カムシャフトが高リフト側に制御された状態で機関が不意に停止した場合であっても、一部の気筒においてばね部材が自動的に駆動カムと駆動軸の連結を解除するため、再始動時の起動トルクが低減されて停止直後の確実な再始動が可能になる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態を示す図２のＡ矢視図。
【図２】本実施形態の平面図。
【図３】同実施形態の斜視図。
【図４】Ａは同実施形態に供される第１分割アーム部の正面図、ＢはＡのＢ−Ｂ線に沿う断面図。
【図５】Ａは同第２分割アーム部の正面図、ＢはＡのＣ−Ｃ線に沿う断面図。
【図６】本実施形態の油圧回路を示す概略図。
【図７】両分割アーム部を連結した状態を示す図８のＤ矢視図。
【図８】同両分割アーム部を連結した状態を示す平面図。
【図９】本発明における第２実施形態を一部断面して示す平面図。
【図１０】同第２実施形態の両分割アーム部が連結された状態を示す平面図。
【図１１】同第２の実施形態の油圧回路を示す概略図。
【図１２】本発明の第３の実施形態の一部破断平面図と油圧回路図を含む概略構成図。
【図１３】同第３の実施形態の一部破断平面図。
【図１４】同第３の実施形態の一部破断平面図。
【図１５】本発明の第４の実施形態を示す図１６のＥ矢視図。
【図１６】同第４の実施形態を示す平面図。
【図１７】同第４の実施形態の要部拡大図。
【図１８】同第４の実施形態の両分割アーム部の連結状態を示す図１６のＦ矢視図。
【図１９】同第４の実施形態の平面図。
【図２０】同第４の実施形態の要部拡大図。
【図２１】本発明の第５の実施形態の縦断面図と油圧回路図を含む概略構成図。
【図２２】同第５の実施形態の側面図。
【図２３】同第５の実施形態の図２２のＧ矢視図。
【図２４】同第５の実施形態の平面図。
【図２５】同第５の実施形態の駆動軸の斜視図。
【図２６】同第５の実施形態の連結状態を示すＨ−Ｈ線に沿う断面図。
【図２７】同第５の実施形態の連結解除状態を示すＨ−Ｈ線に沿う断面図。
【図２８】従来の可変動弁装置を示す断面図。
【符号の説明】
１１…シリンダヘッド
１２…吸気弁
１３，１１３…駆動軸
１５，１１５…駆動カム
１６…バルブリフター
１７，１１７…揺動カム
１８…ロッカアーム
１８ａ…一端部
１８ｂ…他端部
１９…リンクアーム
２０…リンク部材
２１…可変機構
３５…第１分割アーム部
３６…第２分割アーム部
３７，１３７…連係切換機構
３８，１３８…作動用穴
３９…プランジャ
４０，１４０…摺動用穴
４１…連結ピン
４２…コイルスプリング（ばね部材）
４３…受圧室[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that can vary the opening / closing timing and valve lift amount of an intake / exhaust valve according to the engine operating state.
[0002]
[Prior art]
As is well known, the intake / exhaust valve opening / closing timing is used to improve fuel efficiency at low engine speeds and low loads, to ensure stable operation, and to ensure sufficient output by improving intake charge efficiency at high speeds and high loads. Various variable valve operating apparatuses that variably control the valve lift amount according to the engine operating state have been conventionally provided. For example, those described in JP-A-55-137305 are known.
[0003]
The outline will be described with reference to FIG. 28. A cam shaft 2 is provided at a position near the upper center of the upper deck of the cylinder head 1, and a cam 2 a is integrally provided on the outer periphery of the cam shaft 2. A control shaft 3 is arranged in parallel on the side of the camshaft 2, and a rocker arm 5 is pivotally supported on the control shaft 3 via an eccentric cam 4.
[0004]
On the other hand, a swing cam 8 is disposed at the upper end of an intake valve 6 slidably provided on the cylinder head 1 via a valve lifter 7. The swing cam 8 is pivotably supported on a support shaft 9 disposed above the valve lifter 7 in parallel with the camshaft 2, and a lower cam surface 8 a is in contact with the upper surface of the valve lifter 7. . The rocker arm 5 has one end 5a abutting on the outer peripheral surface of the cam 2a and the other end 5b abutting on the upper end surface 8b of the swing cam 8, thereby lifting the cam 2a. And it is transmitted to the intake valve 6 via the valve lifter 7.
[0005]
The control shaft 3 is rotationally controlled within a predetermined angle range by an actuator (not shown) to control the rotational position of the eccentric cam 4, thereby changing the rocking fulcrum of the rocker arm 5.
[0006]
When the eccentric cam 4 is controlled to a predetermined forward and reverse rotational position, the rocking fulcrum of the rocker arm 5 changes, and the contact position of the other end 5b with the upper end surface 8b of the rocking cam 8 is up and down in the figure. As a result, the swinging locus of the swing cam 8 changes with the change in the contact position of the cam surface 8a of the swing cam 8 with respect to the upper surface of the valve lifter 7. Timing) and valve lift amount are variably controlled. In the figure, reference numeral 10 denotes a spring that elastically urges the upper end surface 8b of the rocking cam 8 against the other end portion 5b of the rocker arm 5.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional valve operating apparatus, the cam 2a and the swing cam 8 are provided on the camshaft 2 and the support shaft 9, respectively, and the two 2a and 8 are located at positions that are largely separated in the width direction of the engine. It is arranged separately and independently. For this reason, a large arrangement space for the cam 2a and the swing cam 8 is required.
[0008]
Further, since the cam 2a and the swing cam 8 are largely separated in the engine width direction, both end portions 5a and 5b of the rocker arm 5 must be extended in a substantially square shape in the engine width direction. Therefore, along with the increase in the arrangement space, the size of the rocker arm 5 is increased, and the mountability of the valve operating device to the engine is deteriorated, and the size and weight of the engine are inevitably increased.
[0009]
Further, since the support shaft 9 is required in addition to the camshaft 2, the number of parts increases, and the camshaft 2 and the support shaft 9 are likely to be displaced from each other, thereby controlling the valve timing. The accuracy may be reduced.
[0010]
Further, since the end 5b of the rocker arm 5 directly presses the upper end surface 8b of the rocking cam 8 to obtain the rocking of the rocking cam 8, the pressing point (contact position) of the rocker arm 5 is rocked. There is a risk of detachment from the upper end surface 8 b of the moving cam 8. Therefore, the rocking fulcrum position of the rocker arm 5 is restricted, and the rocking locus of the rocking cam 8 and thus the valve timing / lift amount of the intake valve 6 cannot be set relatively large. Further, when a conventional valve gear is applied to an engine having a plurality of intake or exhaust valves, no consideration has been given to stopping some of the valves according to the operating state of the engine.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
The present invention has been devised in view of the problems of the conventional variable valve gear, and the invention according to claim 1 is a drive shaft that is driven to rotate by a crankshaft of an engine and a drive cam is fixed to the outer periphery. A swing cam that is swingably provided on the drive shaft and that opens and closes the engine valve while rolling on the top surface of the valve lifter, and one end portion is rotatably linked to the drive cam via a link arm; A rocker arm whose other end is mechanically linked to a rocking cam, a variable mechanism that makes a rocking fulcrum of the rocker arm variable, and a control means that controls the variable mechanism according to the engine operating state, A variable valve operating device that variably controls a rocking fulcrum of a rocker arm to change a rocking position of a rocking cam with respect to a top surface of the valve lifter to make a lift amount of an engine valve variable. Department side and others And a linkage switching mechanism for releasing or releasing the linkage between the first divided arm portion and the other second divided arm portion according to the operating state of the engine. Yes.
[0012]
According to a second aspect of the present invention, the linkage switching mechanism includes a plunger that is slidably provided in an operation hole formed in a side portion of one of the split arm portions, and the other that opposes the operation hole. A sliding hole formed in a side portion of the split arm portion, and is slidably received in the sliding hole, and is slid to a position straddling the sliding hole and the operating hole by the first pressing means. And a second pin for connecting and moving the connecting pin to the sliding hole via the plunger. The connecting pin connects the two split arm portions.
[0013]
According to a third aspect of the present invention, the linkage switching mechanism is provided with an operating hole drilled in a side portion of one split arm portion and a side portion of the other split arm portion facing the operating hole. A sliding pin that is accommodated in the sliding hole and is slid to a position straddling the sliding hole and the operating hole by the first pressing means to connect the two split arm portions; And a second pressing means provided in the operating hole for accommodating and moving the connecting pin into the sliding hole.
[0014]
According to a fourth aspect of the present invention, the linkage switching mechanism swings on a locking projection provided on the upper surface of one of the split arm portions and a support shaft supported on the upper surface of the other split arm portion. A lever that is movably supported, a lost motion mechanism that is provided on one end of the lever, and that presses and tilts the lever in one direction, and is formed in the upper part of the other split arm along the vertical direction. A plunger that is slidably provided in the sliding hole and pushes the other end of the lever in the other direction against the pressing force of the lost motion mechanism, and a plunger that is provided in the sliding hole and moves the plunger in the lever direction. First pressing means for pushing, and second pressing means for moving the plunger back into the sliding hole against the pressing force of the first pressing means, and the lever of the lever is moved by the first pressing means. Push the other end up to push one end of the lever And one for connecting the engagement and locking projection is engaged with both split arm, and characterized by being configured to release the connection of the both split arm by a pressing force of the lost motion mechanism.
[0015]
The invention according to claim 5 is characterized in that the first pressing means and the second pressing means are constituted by a spring member or a hydraulic circuit.
[0016]
Therefore, in the present invention, since the drive cam and the swing cam are provided together on the drive shaft, the apparatus can be made compact, and in particular, the linkage switching mechanism can be used in accordance with the engine operating state. The operation of the intake valve on the side can be stopped.
[0017]
That is, for example, at the time of engine start or idling operation, the supply of hydraulic pressure from the hydraulic circuit to the pressure receiving chamber in the sliding hole is cut off, so that the connecting pin is stored and held in the sliding hole by the spring force of the spring member. It has become. For this reason, the two split arm portions are not connected to each other and are in a free state, while the first split arm portion linked to the drive cam swings in a so-called idle driving state due to the eccentric rotation of the drive cam, The second split arm portion is in a swing stop state. Therefore, the swing cam stops the opening / closing operation of one engine valve without swinging. As a result, the starting torque by the crankshaft at the start is reduced, the startability is improved, and the fuel efficiency during idling is improved.
[0018]
On the other hand, when the engine shifts to, for example, steady operation and a high rotation / high load range, hydraulic pressure is supplied from the hydraulic circuit to the hydraulic chamber, and therefore the connecting pin advances from the sliding hole against the spring force of the spring member. Then, the tip part enters the working hole and is held at a position straddling the two holes. Thereby, both split arm parts are connected integrally. Therefore, the eccentric rotational force of the drive cam is transmitted from one split arm portion to the other split arm portion, the swing cam swings as the entire rocker arm swings, and one engine valve opens and closes. . As a result, it is possible to improve the intake charge efficiency during such operation.
[0019]
The invention according to claim 6 is used in some cylinders of a multi-cylinder internal combustion engine, and the linkage switching mechanism connects the split arm portions with each other by operating hydraulic pressure, and the force of the return spring member It is characterized by releasing the connection.
[0020]
In the case of this invention, when attempting to stop the opening / closing operation of the engine valves of some cylinders at the time of starting the engine, the supply of the operating hydraulic pressure is cut off and the connection between the divided arm parts is released by the force of the return spring member To do. In this way, it is possible to immediately stop the opening / closing operation of the engine valves of some cylinders without waiting for the rising of the hydraulic pressure.
[0021]
The invention according to claim 7 is used for an internal combustion engine provided with a pair of intake valves or exhaust valves per cylinder, and includes a variable cam that includes the drive cam, link arm, rocker arm, swing arm, and linkage switching mechanism. The variable valve operating device according to any one of claims 1 to 6, wherein a valve unit is provided corresponding to each of the pair of the intake valve or the exhaust valve, and the linkage switching mechanism of one of the variable valve units is The split arm portions are connected to each other by the operating hydraulic pressure, and the connection is released by the force of the return spring member, and the linkage switching mechanism of the other variable valve unit is connected to the split arm portions by the force of the return spring member. And the connection is released by hydraulic pressure.
[0022]
In the case of the present invention, when the supply of the hydraulic pressure to both the variable valve units is cut off, one of the variable valve units releases the mutual connection between the split arm portions by the force of the return spring member. The variable valve unit connects the divided arm portions with each other by the force of the return spring member. Therefore, when the engine is started, if the supply of hydraulic pressure to both variable valve units is cut off, it is possible to reliably operate only the engine valve on one side without waiting for the hydraulic pressure to rise.
[0023]
The invention according to claim 8 is driven to rotate by the crankshaft of the engine, and has a drive shaft having a drive cam connected to the outer periphery thereof, and is swingably provided on the drive shaft, and rotates on the top surface of the valve lifter. A rocking cam that opens and closes the engine valve while making contact, a rocker arm having one end rotatably linked to the drive cam via a link arm, and the other end mechanically linked to the rocking cam, and the rocker arm rocking A variable mechanism for making the dynamic fulcrum variable, and a control means for controlling the variable mechanism according to the engine operating state, and by variably controlling the rocking fulcrum of the rocker arm, the top of the valve lifter of the rocking cam A variable valve operating device for changing a lift amount of an engine valve by changing a rocking position with respect to a surface, wherein the drive cam is assembled to a drive shaft so as to be rotatable relative to each other, and both of them are set according to an operating state of the engine. There is linkage It is characterized in that a linkage switching mechanism for releasing the association is.
[0024]
In the case of this invention, for example, when the operation of the engine valves of some cylinders is stopped at the time of engine start or idle operation, the linkage between the drive shaft and the drive cam is released by the linkage switching mechanism. As a result, the drive cam does not follow the rotation of the drive shaft, and the swing cam linked to the drive cam via the link arm, the rocker arm, or the like is in a stopped state. At this time, since the drive shaft is separated from the drive cam, link arm, rocker arm, etc. having a relatively large mass and freely rotates, the starting torque when starting the engine is reduced and the power loss of the engine is also reduced.
[0025]
The invention according to claim 9 is used for some cylinders of a multi-cylinder internal combustion engine, and the linkage switching mechanism connects the drive cam and the drive shaft by operating hydraulic pressure, and connects them by the force of a return spring member. It is characterized by canceling.
[0026]
In the case of this invention, when stopping the opening / closing operation of the engine valves of some cylinders at the time of starting the engine, the supply of the operating hydraulic pressure is cut off, and the drive cam and the drive shaft are connected by the force of the return spring member. To release. As a result, the opening / closing operation of the engine valves of some cylinders can be stopped immediately without waiting for the rising of the hydraulic pressure.
[0027]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 to 3 show a first embodiment of a variable valve operating apparatus according to the present invention, which is applied to an internal combustion engine having two intake valves per cylinder.
[0028]
That is, this variable valve operating device is rotatably supported by a pair of intake valves 12 and 12 slidably provided on a cylinder head 11 via a valve guide (not shown) and a bearing 14 above the cylinder head 11. A hollow drive shaft 13, a pair of drive cams 15, 15 fixed to the outer peripheral surface of the drive shaft 13 by press-fitting or the like, and coaxially with the drive shaft 13, are provided rotatably. A pair of oscillating cams 17, 17 for pressing and opening the intake valves 12, 12 through valve lifters 16, 16 and a drive arm 13 are disposed above each of the one end portions 18 a, 18 a and a pair of link arms 19. , 19 and a pair of rocker arms 18, 18 linked to the drive cams 15, 15, and the other end portions 18 b, 18 b linked to the swing cams 17, 17 via link members 20. Rocker arm The swing fulcrum position of 8,18 variable mechanism 21 to be variable, it is composed primarily of a non-illustrated control means for controlling operation in accordance with respective variable mechanism 21 on the engine operating state.
[0029]
The drive shaft 13 is arranged along the longitudinal direction of the engine and is rotated from the crankshaft of the engine via a driven sprocket (not shown) provided at one end, a timing chain wound around the driven sprocket, and the like. Power is transmitted.
[0030]
The bearing 14 is provided at the upper end of the cylinder head 11 to support the drive shaft 13 and a sub bracket that is provided at the upper end of the main bracket and rotatably supports a control shaft 28 described later. A bracket 14a is provided, and both brackets are fastened and fixed to the cylinder head 11 from above by a pair of bolts 14b and 14b.
[0031]
As shown in FIGS. 1 and 3, each of the drive cams 15 has a substantially ring shape, has a drive shaft insertion hole 15 a penetratingly formed in the internal axis direction, and an axis X is the axis of the drive shaft 13. The center Y is eccentric by a predetermined amount in the radial direction. The both drive cams 15 are press-fitted and fixed to the drive shaft 13 via drive shaft insertion holes 15a on both outer sides that do not interfere with the valve lifters 16 and 16.
[0032]
As shown in FIG. 1, each valve lifter 16 has a covered cylindrical shape, and includes a cylindrical skirt portion 16a and a curved top wall 16b integrally formed at the upper end portion of the skirt portion 16a, and the skirt portion 16a. Is slidably held in the holding holes 11a, 11a formed in the cylinder head 11.
Each of the swing cams 17 has a substantially U shape as shown in FIGS. 1 and 7, and is supported so as to be rotatably inserted into the drive shaft 13 in the center of the both 17 and 17 respectively. Holes 17a and 17a are formed through, and pin holes 24 and 24 are formed through the cam noses 17b and 17b, respectively. A cam face 25 is formed on the lower surface of each swing cam 17, 17. The cam face 25 includes a base circle surface 25a, a cam surface 25b extending from the base circle surface 25a in an arc shape toward the cam nose portion 17b, a cam lift portion 25c provided on the distal end side of the cam surface 25b, that is, the cam nose portion 17b side. The base circle surface 25a, the cam surface 25b, and the cam lift portion 25c are in contact with a predetermined position on the upper surface of each valve lifter 16 according to the swing position of the swing cam 17. That is, as shown in FIG. 1, a predetermined angle range θ1 of the base circle surface 25a is a base circle section, a predetermined angle range θ2 of the cam surface 25b is a so-called ramp section, and a predetermined angle from the cam surface 25b to the cam lift portion 25c. The range θ3 is set to be a lift section.
[0033]
As shown in FIGS. 1 and 3, the rocker arm 18 on the one side (the right side in FIGS. 2 and 3) is integrally bent in a substantially hemispherical shape and is positioned above the drive shaft 13 in the engine width direction. A base portion 18c provided in the center is swingably supported by a control shaft 28, which will be described later, and one end portion 18a is rotatable on the protruding end 19b of the link arm 19 via the pin 23. On the other hand, the other end 18 b is rotatably connected to one end 20 a of the link member 20 via a pin 26.
[0034]
Further, the rocker arm 18 on the other side (left side in FIGS. 2 and 3) is disposed along the engine width direction above the drive shaft 13 in the same manner as the rocker arm 18 on the one side, but on one end side and the other side. The end side is divided and formed in a direction perpendicular to the axis of the drive shaft 13, and both the split arm portions 35 and 36 are freely swingable independently of each other. That is, the first split arm portion 35 on the link arm 19 side has a substantially rectangular shape as shown in FIGS. 1, 4A, and B, and is fitted to the control shaft 28 on the one end portion 35a side so as to be swingably supported. The first support hole 35c is formed so as to penetrate therethrough, and a pin hole 35d through which the pin 23 rotatably connected to the link arm 19 is inserted is formed in the lower part of the other end 35b.
[0035]
On the other hand, as shown in FIGS. 1 and 5A and 5B, the second split arm portion 36 is formed in a reverse-helix shape, and a second support hole 36c that fits into the control shaft 28 is formed through the center. In addition, a pin hole 36d through which a pin 26 rotatably connected to one end portion of the link member 20 is formed in one end portion 36a, while the other end portion 36b having a substantially rectangular shape has a first side on the first side. The split arm portion 35 is disposed in sliding contact with the opposite side surface of the other end portion 35b.
[0036]
Each of the link arms 19 includes an annular base 19a having a relatively large diameter, and a projecting end 19b projecting at a predetermined position on the outer peripheral surface of the base 19a. A fitting hole 19c is formed at the central position of the base portion 19a so as to be fitted to the outer peripheral surface of each driving cam 15 so as to be freely rotatable. On the other hand, a pin hole 19d through which the pin 23 connected to the other end portion 35b of the first split arm portion 35 is rotatably inserted is formed in the protruding end 19b.
[0037]
Each of the link members 20 is provided in a pair for each rocker arm 18, 18 and is formed in a straight line having a predetermined length as shown in FIG. 1, and the circular one end 20 a is an end of the rocker arm 18. The other end portion 20b of the circular shape is rotatably connected to the swing cam 17 via the pin 27 similarly to the portion 18b or the end portion 36a of the second split arm portion 36 via the pin 26. It is connected.
[0038]
A snap ring 31 for restricting the movement of the link arm 19 and the link member 20 in the axial direction is provided at the end of each pin 23, 26, 27.
[0039]
The variable mechanism 21 includes a control shaft 28 supported by the sub bracket 14 a of the bearing 14, and is press-fitted and fixed to the control shaft 28. The variable mechanism 21 is inserted into the cam hole 18 d of the base portion 18 c of the one side rocker arm 18, and the other side rocker arm 18. The control cam 29 is rotatably inserted into the first and second support holes 35c and 36c.
[0040]
The control cam 29 has a substantially cylindrical shape, and has an insertion hole 29a that is inserted into and fixed to the control shaft 28 in the inner axial direction. The shaft center P1 of the control cam 29 is the axis P2 of the control shaft 28. Is deviated by α.
[0041]
The control shaft 28 is controlled to rotate within a predetermined rotation angle range by an electromagnetic actuator (not shown) provided at one end, and the electromagnetic actuator is a control means for detecting the operating state of the engine. It is driven by a control signal from an external controller. The controller detects the current engine operating state based on detection signals from various sensors such as a crank angle sensor, an air flow meter, and a water temperature sensor, and outputs a control signal to the electromagnetic actuator.
[0042]
A linkage switching mechanism 37 is provided between the split arm portions 35 and 36 to appropriately link or release the split arm portions 35 and 36. As shown in FIGS. 2, 4, and 5, the linkage switching mechanism 37 includes an operation hole 38 that is drilled in parallel to the pin hole 36 d on the upper side of the other end 35 b of the first split arm 35. A plunger 39 slidably provided in the operation hole 38, and a sliding hole formed in a position facing the operation hole 38 at a predetermined swinging position on the other end 36b of the second split arm portion 36. It is mainly composed of a hole 40 and a connecting pin 41 that is slidably accommodated in the sliding hole 40 and can be advanced into the operating hole 38.
[0043]
The connecting pin 41 is housed and urged into the sliding hole 40 via the plunger 39 by the spring force of a coil spring 42 which is a spring member elastically mounted on the bottom of the operating hole 38, and the sliding hole 40. The tip portion 41 a is advanced into the actuation hole 38 by the hydraulic pressure supplied through the hydraulic circuit 44 into the pressure receiving chamber 43 formed on the bottom side of the cylinder. Further, the outer peripheral edge of the distal end portion 41b of the connecting pin 41 and the hole edge of the operating hole 38 are formed in a tapered shape in order to ensure good insertability of the connecting pin 41 into the operating hole 38. Has been. An air hole 45 is formed in the bottom wall of the operation hole 38 to ensure the sliding property of the plunger 39.
[0044]
As shown in FIG. 6, the hydraulic circuit 44 has a hydraulic supply passage 48 with one end facing the oil pan 47 through the strainer 46, the inner axial direction of the control shaft 28, and the second split arm portion 36. A supply / discharge passage 49 having one end connected to the downstream side of the hydraulic pressure supply passage 48 and the other end connected to the pressure receiving chamber 43; an oil pump 50 provided in the middle of the hydraulic pressure supply passage 48; A three-port two-position electromagnetic switching valve 52 is provided between the passage 48 and the supply / discharge passage 49 and switches the supply / discharge passage 49 to either the hydraulic pressure supply passage 48 or the drain passage 51.
[0045]
The electromagnetic switching valve 52 is switched based on the control signal from the controller 53 that detects the engine operating state. A pilot-type pressure regulating valve 54 that adjusts the hydraulic pressure supplied to the pressure receiving chamber 43 is provided in the hydraulic pressure supply passage 48 between the oil pump 50 and the electromagnetic switching valve 52.
[0046]
Further, as shown in FIG. 1, the second split arm portion 36 is controlled to swing upward by a predetermined amount or more by a stopper mechanism 56 provided on the rocker cover 55 or the like, so that the first split arm portion 35 swings. It is restricted within the movement range, and prevents a large deviation between the operation hole 38 and the sliding hole 40 due to the accompanying rotation accompanying the swinging (sliding) of the first divided arm portion 35. The stopper mechanism 56 includes a pressing plunger 56b that slides in a sliding hole 56a in the lower portion of the rocker cover 55, and a coil spring 56c that biases the pressing plunger 56b downward.
[0047]
Hereinafter, the operation of the present embodiment will be described. First, at the time of engine start and idling operation, the electromagnetic switching valve 52 blocks communication between the hydraulic supply passage 48 and the supply / discharge passage 49 by a control signal from the controller 53. In order to make the supply / discharge passage 49 and the drain passage 51 communicate with each other, the hydraulic pressure in the pressure receiving chamber 43 is returned into the oil pan 47 and becomes a low pressure. Therefore, the connecting pin 41 is housed and held in the sliding hole 40 as the plunger 39 moves forward by the spring force of the coil spring 42 as shown in FIGS.
[0048]
For this reason, the two split arm portions 35 and 36 are disengaged from each other and are in a freely swinging state, and the first split arm portion 35 transmits the eccentric rotational force of the drive cam 15 via the link arm 19. While swinging in a so-called idling state, the second split arm portion 36 is substantially in a swing stop state. Therefore, one swing cam 17 stops the opening / closing operation of one intake valve 12 without swinging.
[0049]
On the other hand, the other swing cam 17 presses the valve lifter 16 by the cam face 25 when the rocker arm 18 swings due to the eccentric rotation of the other drive cam 15 and swings via the link member 20. The intake valve 12 is opened and closed.
[0050]
As described above, when the operation of the intake valve 12 on one side is stopped, the starting torque (cranking torque) by the crankshaft at the time of starting is reduced, the starting performance is improved and the intake swirl is strengthened and the idling operation is in progress. Combustion is improved, and fuel consumption can be improved by reducing drive loss. Further, the engine noise can be reduced by stopping the single valve.
[0051]
Thereafter, when the vehicle is started to shift to a steady operation of low rotation and low load and medium rotation and middle load, the hydraulic supply passage 48 and the supply / discharge passage 49 are communicated by the switching operation of the electromagnetic switching valve 52 and the drain passage. Since 51 is shut off, the high hydraulic pressure fed from the oil pump 50 is supplied to the pressure receiving chamber 43.
[0052]
Therefore, in the base circle region of the rocking cam 17 in the mutually independent rocking trajectories of the split arm portions 35 and 36, the connecting pin 41 is located at a position where the operating hole 38 and the sliding hole 40 are matched. As shown in FIG. 4, the advancing movement is resisted against the spring force of the coil spring 42, and the distal end portion 41b pushes the plunger 39 to the bottom side of the operating hole 38. 38 and 40 are held at a position across. Thereby, both the split arm portions 35 and 36 are integrally connected to each other.
[0053]
For this reason, the entire rocker arm 18 is swung by receiving the eccentric rotational force of the drive cam 15 and the one rocking cam 17 is swung, and the one intake valve 12 is also opened and closed. Therefore, the opening / closing operation of the two intake valves 12, 12 can improve the output by improving the intake charging efficiency.
[0054]
Further, even when the engine is at high engine speed and high load, the connection state of both the split arm portions 35 and 36 is maintained as in the low / medium engine speed / low / medium load region, so that the output can be improved.
[0055]
Further, at the time of the engine low rotation and low load, the electromagnetic actuator is rotationally driven to one side by the control signal from the controller, and accordingly, the control shaft 28 is also rotated by a predetermined amount in the same direction, and the control cam 29 is shown in FIG. As shown, the shaft center P1 is rotated so as to be positioned above the shaft center P2 of the control shaft 28, whereby the thick portion 29b is moved away from the drive shaft 13. Therefore, the entire other rocker arm 18 moves upward with respect to the drive shaft 13, and the link member 20 is pulled upward by the other end 18b. For this reason, the swing cams 17 and 17 are held at a position where one end portion (cam nose portion 17b side) is forcibly pulled up slightly and rotated in the counterclockwise direction as shown.
[0056]
Accordingly, the rotation of the drive cam 15 causes the rocker arms 18 and 18 to swing with the control cam 29 as a swing fulcrum via the link arm 19, and the swinging force is transferred to the swing cams 17 and 17 via the link member 20. Is transmitted to. The swing cams 17, 17 open and close both intake valves 12 by pressing or releasing the pressure while the base circle surface 25 a, the cam surface 25 b, and the cam lift 25 c are rolling on the top surface 16 c of the valve lifter 16. The lift amount is relatively small.
[0057]
Therefore, in such a low rotation and low load region, the valve lift amount is reduced, the opening timing of each intake valve 12 is delayed, and the valve overlap with the exhaust valve is reduced. For this reason, further improvement in fuel consumption and stable rotation of the engine can be obtained.
[0058]
On the other hand, when the engine shifts to the high engine speed and high load range, the electromagnetic actuator is rotationally driven in the other direction by a control signal from the controller. Therefore, the control shaft 28 rotates a predetermined amount in the counterclockwise direction (arrow direction in the figure) to rotate the control cam 29 by a predetermined amount in the counterclockwise direction from the position shown in FIG. 29b) is moved downward. For this reason, the rocker arms 18 and 18 are moved in the direction close to the drive shaft 13 in this time, and the cam noses 24 of the swing cams 17 and 17 are pressed downward via the link member 20 to swing. The entire cams 17 and 17 are rotated clockwise by a predetermined amount.
[0059]
Accordingly, the rolling contact position of each swing cam 17 with respect to the upper surface of the valve lifter 16 moves to the right edge position on the cam nose portion 17b side. For this reason, if the drive cam 15 rotates to swing the rocker arms 18 and 18 to swing the swing cams 17 and 17 within a predetermined range, the lift amount with respect to the valve lifters 16 and 16 increases.
[0060]
Therefore, in such a high rotation and high load region, the cam lift characteristic becomes larger than that in the low rotation and low load region, the valve lift amount is increased, and the opening timing of each intake valve 12, 12 is earlier, while the closing timing is Become slow. As a result, the intake charging efficiency is improved and a sufficient output can be secured.
[0061]
Further, according to this apparatus, since the drive cam 15 and the swing cams 17 are provided coaxially on the drive shaft 13, the arrangement space in the engine width direction can be made sufficiently small.
[0062]
Further, by providing the drive cam 15 and the swing cam 17 coaxially with the drive shaft 13, a conventional support shaft for supporting the swing cam 17 becomes unnecessary, and the number of parts can be reduced accordingly. Further, since the shaft centers of the drive shaft 13 and the swing cam 17 are not displaced from each other, it is possible to prevent the valve timing control accuracy from being lowered.
[0063]
Moreover, since the drive cam 15 is offset from each valve lifter 16 and arranged at a position where they do not interfere with each other, the outer shape of the drive cam 15 can be increased, and the degree of freedom in designing the outer peripheral surface 15a of the drive cam 15 is improved. As a result, a sufficient lift amount for securing the swing amount of the swing cam 17 can be secured, and a sufficient cam width for reducing the drive surface pressure of the drive cam 15 can be secured.
[0064]
In particular, the drive cam 15 is formed in a ring shape, and the entire outer peripheral surface is in sliding contact with the entire inner peripheral surface of the fitting hole 19c of the link arm base 19a, so that the surface pressure of the outer peripheral surface is dispersed and the surface pressure is reduced. It can be reduced sufficiently. Therefore, the occurrence of wear between the inner peripheral surfaces of the fitting holes 19c can be suppressed, and lubrication can be easily performed. Furthermore, as the surface pressure decreases, the degree of freedom in selecting the material of the drive cam 15 is improved, and a material that is easy to process and low in cost can be selected.
[0065]
In addition, since the entire apparatus is a so-called 6-link system, it is possible to increase the rocker ratio of the rocker arms 18 and 18, thereby not setting a large offset amount of the drive cam 15 with respect to the drive shaft 13. That is, even if the outer diameter of the drive cam 15 is not set large, a large swing angle of the swing cam 17 can be obtained. As a result, the overall apparatus can be further reduced in size.
[0066]
Further, since the rocker arms 18 and 18 and the swing cams 17 and 17 are linked via the link members 20 and 20, even if the rocker ratio of the rocker arms 18 and 18 is set to be relatively large, the rocker arms 18 and 18 The linked state with the rocking cams 17 and 17 is always maintained. Therefore, by obtaining a large swing angle of the swing cams 17 and 17, it is possible to increase the ramp section θ2 of the swing cams 17 and 17, and thereby the valve lifters 16 and 16 and the swing cams. The collision speed of 17, 17 can be relaxed, and as a result, the generation of drive noise can be suppressed.
[0067]
Furthermore, since the control shaft 28 can be supported together with the bearing 14 provided between the two intake valves 12, 12, the present apparatus can be directly mounted on a conventional internal combustion engine. The shape of the cylinder head 11 does not need to be changed, and the manufacturing cost can be prevented from rising. Further, since the drive shaft 13 can also be set at the same position as the conventional one, it is not necessary to change the shape of the cylinder in this respect.
[0068]
In addition, since the present apparatus only disposes the rocker arm 18 above the drive shaft 13, the overall height can be made sufficiently low.
[0069]
Furthermore, in this apparatus, the linkage switching mechanism 37 attached to the other rocker arm 18 includes a connection pin 41 that connects the first divided arm 35 and the second divided arm 36, and this connection pin 41 is connected to the arms 35 and 36. And a coil spring 42 that urges the connecting pin 41 in a direction to release the connection between the arms 35 and 36. Since the connection between the arms 35 and 36 is released in a state where the supply is shut off (a state where the electromagnetic switching valve 52 is communicated with the drain passage 51 side), the hydraulic pressure due to the start of the oil pump 50 is started. Without waiting for the rise of the engine, it is possible to immediately operate only one engine valve (intake valve 12). Therefore, the engine can always be started with the one-sided engine valve, and the startability of the engine is reliably improved.
[0070]
9 and 10 show a second embodiment of the present invention, in which the rocker arm 18 on the other side is also divided into two parts in the same manner as the rocker arm 18 on the one side, and the two divided arm portions 35 and 36 are switched differently. The mechanism 37, 37a is configured to release the linkage according to the operating state.
[0071]
The linkage switching mechanisms 37 and 37a are slightly different in structure from those of the first embodiment, and the plunger in the operation hole 38 of the first split arm portion 35 is eliminated and the other end of the second split arm portion 36 is removed. The connecting pin 41 (41a) is slidably provided in the sliding hole 40 (40a) formed in the portion 36b, and the connecting pin 41 (41a) is provided at the bottom of the sliding hole 40 (40a). A coil spring 42 (42a), which is a spring member urging in the 38 (38a) direction, is provided, and a small-diameter portion on the outer periphery of the front end of the connecting pin 41 (41a) and an inner periphery of the sliding hole 40 (40a) A pressure receiving chamber 43 (43a) is formed between the surface and the surface. Accordingly, the connecting pin 41 (41a) is moved backward by the hydraulic pressure in the pressure receiving chamber 43 (43a) to release the linkage between the two split arm portions 35 and 36.
[0072]
Further, as shown in FIG. 11, the hydraulic circuit 44 is newly provided with a second supply / discharge passage 49a based on the hydraulic circuit 44 of the first embodiment, and a controller 53 is provided in the supply / discharge passage 49a. A second electromagnetic switching valve 52a that is controlled to switch is provided.
[0073]
Further, the second electromagnetic switching valve 52a performs the same switching operation at the same timing as the first electromagnetic switching valve 52, and at the time of engine start and idle operation, the hydraulic supply passage 48 and the supply / discharge passage 49, 49a communicates with the supply / discharge passages 49, 49a and the drain passage 51 during steady operation.
[0074]
As in this embodiment, a control device that forms both the rocker arms 18 and 18 in two parts and links and releases them by the link switching mechanisms 37 and 37a is provided for two cylinders in the case of a four-cylinder engine, for example. For the other two cylinders, those without a linkage switching mechanism are applied.
[0075]
Therefore, according to this embodiment, when the engine is started or during idling, hydraulic pressure is supplied into the pressure receiving chambers 43, 43a by the electromagnetic switching valves 52, 52a, and the connecting pins 41, 41a are connected to the sliding holes 40, It is retracted and stored in 40a. For this reason, the split arm portions 35, 36, 35, 36 of the rocker arms 18, 18 are released from linkage, and stop the opening / closing operation of the intake valves 12, 12, 12, 12 of the corresponding two cylinders. On the other hand, the intake valves of the other two cylinders are opened and closed. Therefore, since the operation of each cylinder released from the linkage is stopped and only the other cylinders are operated, the cranking torque can be further reduced and the fuel consumption can be greatly improved during the idling operation. In addition, the pumping loss can be reduced and the driving loss can be greatly reduced.
[0076]
On the other hand, during steady engine operation, as shown in FIG. 10, the supply of hydraulic pressure to the pressure receiving chambers 43, 43a is interrupted and the hydraulic pressure in the pressure receiving chambers 43, 43a is discharged to the outside. The tip portions 41b and 41c advance into the operating holes 38 and 38a by the spring force of the coil springs 42 and 42a. As a result, the divided arm portions 35, 36, 35, 36 are connected and the intake valves 12, 12, 12, 12 are opened and closed, so that the output can be improved.
[0077]
FIGS. 12 to 14 show a third embodiment of the present invention. In this embodiment, the two rocker arms 18 and 18 on the intake side are both divided into two as in the second embodiment, and each rocker arm 18 is formed. The linkage switching mechanisms 37 and 37a release the linkage according to the operating state. However, the linkage switching mechanisms 37 and 37a have one rocker arm 18 side and the other rocker arm 18 side. Is different.
[0078]
Explaining this point, the linkage switching mechanism 37 on the one rocker arm 18 side (left side in the figure) is the same as that in the first embodiment, and the linkage switching mechanism 37a on the other rocker arm 18 side (right side in the figure). Is the same as that of the second embodiment. That is, the one-side linkage switching mechanism 37 includes a plunger 39 in the operation hole 38 of the first split arm portion 35 and a coil spring as a spring member that biases the plunger 39 toward the second split arm portion 36. 42 is accommodated, and the connecting pin 41 is slidably received in the sliding hole 40 of the second split arm portion 36, and the connecting pin 41 is advanced and retracted by the hydraulic pressure introduced into the pressure receiving chamber 43 at the bottom of the sliding hole 40. The operation (fitting over the sliding hole 40 and the operating hole 38 and its release) is controlled. Then, the other-side linkage switching mechanism 37a includes a connecting pin 41a in the sliding hole 40a of the second split arm portion 36, and a spring member that biases the connecting pin a toward the first split arm portion 35. A coil spring 42a is accommodated, and a pressure receiving chamber 43a is formed between the small diameter portion on the outer periphery of the front end portion of the connecting pin 42a and the inner peripheral surface of the sliding hole 40a. The pressure receiving chamber 43a is connected by hydraulic pressure introduced into the pressure receiving chamber 43a. The forward / backward movement of the pin 41a (fitting across the sliding hole 40a and the operating hole 38a and its release) is controlled.
[0079]
Further, the hydraulic circuit 44 for sucking and discharging the hydraulic pressure to both linkage switching mechanisms 37 and 37a is the same as that of the second embodiment described above, and the first and second electromagnetic switching valves 52 and 52a are both in the off state. The intake / exhaust passages 49, 49a are set to communicate with the drain passages 51, 51a. Therefore, when the engine is stopped when the first and second electromagnetic switching valves 52 and 52a are turned off, the connecting pin 41 of the first linkage switching mechanism 37 is slid by the force of the coil spring 42 as shown in FIG. 40, the connection pin 41a of the second linkage switching mechanism 37a is turned into a coil spring, while the linkage between the first divided arm portion 35 and the second divided arm portion 36 is released. The arm portions 35 and 36 are maintained in the linked state by being inserted into the actuation hole 38a by the force of 42a.
[0080]
In the apparatus of this embodiment configured as described above, when the engine is started, both the first and second electromagnetic switching valves 52 and 52a are maintained in the OFF state as when the engine is stopped (see FIG. 12). ). For this reason, only the second linkage switching mechanism 37a side connects the arm portions 35 and 36 of the rocker arm 18, and the engine is started in a state where the single valve is stopped.
[0081]
At this time, only the second linkage switching mechanism 37a can be linked by turning off both the first and second electromagnetic switching valves 52, 52a, so that the oil pump 50 may wait for the hydraulic pressure to rise. Without stopping, the engine can be stopped immediately. Therefore, since the engine is started immediately with the one-valve stopped, the starting torque at this time is reduced, and as a result, the starting performance of the engine is reliably improved.
[0082]
Further, when the engine is started and thus shifts to normal operation, only the first electromagnetic switching valve 52 is switched on by the control of the control unit 53, and high pressure hydraulic pressure is applied to the pressure receiving chamber 43 of the first linkage switching mechanism 37. Supplied. As a result, the connecting pin 41 of the first linkage switching mechanism 37 protrudes as shown in FIG. 13 and is pushed into the operating hole 38 of the first split arm portion 35 so that both the arm portions 35 and 36 are linked. As a result, both the valves of the engine operate and the engine output is increased.
[0083]
Furthermore, when the engine is in a pole load state, the first electromagnetic switching valve 52 is switched to the off state, while the second electromagnetic switching valve 52a is switched to the on state, thereby both the rocker arms 18 as shown in FIG. , 18 arm portions 35, 36, 35, 36 are operated in a state where the linkage is released. Therefore, at this time, both valves of some cylinders of the engine are maintained in a stopped state, and only the other cylinders are operated so that fuel consumption can be greatly improved.
[0084]
15 to 20 show a fourth embodiment of the present invention. This embodiment is of the one-valve stop type as in the first embodiment, and the structure of the linkage switching mechanism 37 is changed. It is.
[0085]
That is, the linkage switching mechanism 37 includes a long plate-like protrusion 58 that extends along the axial direction of the drive shaft 13 on the upper surface of one end of the first divided arm portion 35 of the rocker arm 18 on one side, and the second divided portion. On the upper surface of the arm portion 36, a lever 61 that is swingably supported by a support shaft 60 that is pivotally supported by a pair of brackets 59, 59, and one end 61 a side of the lever 61 is provided. And a lost motion mechanism 62 that tilts in the direction and a sliding hole 63 formed in the upper part of the second split arm portion 36 along the vertical direction. A plunger 64 that pushes up against the pressing force of 62 and tilts in the other direction, and a coil spring that is elastically mounted on the bottom of the sliding hole 63 and serves as a spring member that pushes up the other end 61 b of the lever 61. 65 and the pressure receiving chamber 66 formed inside the sliding hole 63 is supplied with hydraulic pressure, and the plunger 64 is retracted into the sliding hole 63 against the spring force of the coil spring 65. And a hydraulic circuit 44 (FIG. 6).
[0086]
The lever 61 has a substantially T-shaped plane, and one end 61a on the head side extends over the upper surfaces of the first and second split arm portions 35 and 36 in the axial direction of the drive shaft 13. On the other hand, the other end 61b on the leg side extends on the upper surface of the second split arm 36 along the longitudinal direction. The one end portion 61a is formed with a locking groove 67 on the lower surface on the first split arm portion 35 side where the locking projection 58 is fitted and locked as appropriate.
[0087]
As shown in FIG. 17, the lost motion mechanism 62 includes an operation hole 62a formed in the upper part of the second divided arm 36 on the one end 61a side of the lever 61 along the vertical direction, and an upper side from the operation hole 62a. A piston 62b that advances in the direction and pushes up the lower surface of the one end 61a of the lever 61, and a return spring 62c that urges the piston 62b upward. The return spring 62c has a spring set load set smaller than that of the coil spring 65.
[0088]
The plunger 64 has a substantially T-shaped vertical cross section, and the upper end surface 64a is always in contact with the lower surface of the other end portion 61b of the lever 61 by the relative pressure with the lost motion mechanism 62, and the flange-shaped lower end portion 64b has a flange-like lower end portion 64b. The pressure receiving chamber 66 functions as a pressure receiving portion that receives the hydraulic pressure.
[0089]
The hydraulic circuit 44 is substantially the same as that of the first embodiment, but an axial hole 49c in which a supply / discharge passage 49b is formed in the direction of the internal axis of the control shaft 28, and the second split arm portion 36. A passage hole 49d is formed along the internal longitudinal direction, and has one end connected to the axial hole 49c and the other end connected to the pressure receiving chamber 66. In the figure, reference numeral 68 denotes an air vent hole that is formed in the second divided arm portion 36 and ensures good sliding of the plunger 64.
[0090]
Therefore, according to this embodiment, at the time of engine start or idling operation, the hydraulic pressure supply passage and the supply / discharge passage 49b are communicated with each other by a current switching valve (not shown) to supply hydraulic pressure into the pressure receiving chamber 66. Moves backward in the downward direction of the sliding hole 63 as shown in FIGS. Therefore, the lever 61 is pushed up by the lost motion mechanism 62 on the one end 61a side, the engagement between the locking groove 67 and the locking projection 58 is released, and the split arm portions 35 and 36 are connected. They are free from each other. At this time, of course, the second split arm portion 36 is restricted from swinging more than a predetermined amount by the stopper mechanism 56.
[0091]
Therefore, the same effect as that of the first embodiment can be obtained such that the startability is improved and the fuel consumption is improved.
[0092]
On the other hand, when the engine shifts to a steady state or a high rotation / high load region, the operation of the electromagnetic switching valve causes the supply / discharge passage 46d and the drain passage to communicate with each other so that the hydraulic pressure in the pressure receiving chamber 66 is discharged to a low pressure. Accordingly, the plunger 64 pushes up the other end 61b of the lever 61 by the spring force of the coil spring 65 as shown in FIGS. 18 to 20, for example, at the base circle of the swing cam 17, the locking groove for the lever 61 When the 67 and the locking projection 58 are matched, the two split arm portions 35 and 36 are integrally connected. As a result, the same operational effects as in the first embodiment can be obtained, such as the intake valves 12 and 12 being opened and closed to improve the engine output.
[0093]
Note that the valve timing and valve lift can be variably controlled by changing the rocking fulcrum of the rocker arms 18 and 18 by the variable mechanism 21 according to the operating state, as in the first to third embodiments.
[0094]
FIGS. 21 to 27 show a fifth embodiment of the present invention. An apparatus according to this embodiment includes a hollow drive shaft 113 that is rotatably supported by a bearing 14, and is fitted to the drive shaft 113. A drive cam 115 that is mounted and rotates integrally with the drive shaft 113 when power is transmitted, and is rotatably provided on the drive shaft 113, and presses and rotates the intake valves 12, 12 via the valve lifters 16, 16. The swing cams 117 and 117 to be driven and the control shaft 28 above the drive shaft 113 are rotatably supported, and one end is linked to the drive cam 115 via the link arm 19 and the other end is the link member 20. , 20, the rocker arm 18 linked to the rocking cams 117, 117, and the variable mechanism 21 that makes the rocking fulcrum of the rocker arm 18 variable according to the operating state of the engine are described above. 1st to 1st Is the same as the embodiment.
[0095]
However, in this variable valve operating apparatus, left and right swing cams 117 and 117 are integrally formed with a cylindrical connecting portion 80, and one swing cam 117 is connected from the drive cam 115 to the link arm 19, the rocker arm 18, and the like. Power is transmitted through the link members 20 and 20 to swing, and the other swing cam 117 is also operated in synchronization with this one swing cam 117. In addition, the rocker arm 18 is integrally formed rather than divided, and instead, the drive cam 115 is assembled to the drive shaft 113 so as to be relatively rotatable, and these are linked and released as appropriate by the linkage switching mechanism 137. It has become.
[0096]
As shown in FIGS. 21, 26, and 27, the linkage switching mechanism 137 includes a sliding hole 140 formed along the radial direction in the boss portion 115 a on the outer side in the axial direction of the drive cam 115, and the sliding hole 140. A bottomed cylindrical connecting pin 41 slidably accommodated therein, and is interposed between the bottom of the sliding hole 140 and the connecting pin 41 to urge the pin 41 toward the drive shaft 113. The coil spring 42 and an operation hole 138 formed at a position corresponding to the sliding hole 140 on the outer peripheral surface of the drive shaft 113 are mainly configured, and the bottom of the operation hole 138 is formed in the radial direction of the drive shaft 113. A control oil pressure is introduced into the pressure receiving chamber 143 formed along the intake / exhaust passage 49 of the hydraulic circuit 44.
[0097]
More specifically, the bottom of the sliding hole 140 is formed by a separate disk-like member having an air hole 81, and the opening of the connecting pin 41 and the opening edge of the operating hole 138 into which the connecting pin 41 is inserted. In order to facilitate the engagement between the two, chamfering such as a taper or a curved surface is performed. Further, as shown in FIG. 25, an annular groove 82 for hydraulic guide is formed at a position passing through the central portion of the operation hole 138 on the outer peripheral surface of the drive shaft 113, and the drive shaft 113 and the drive cam. The hydraulic pressure in the intake / exhaust passage 49 always acts on the front end surface of the connecting pin 41 reliably in any relative rotational position.
[0098]
The apparatus of this embodiment is used for an internal combustion engine having a plurality of cylinders, and the internal combustion engine is applied with the linkage switching mechanism 137 only for some cylinders, and the other cylinders are driven by the drive shaft 113 and drive. The cam 115 is always connected. That is, for example, in the case of a four-cylinder engine, the linkage switching mechanism 137 is provided only in two of the cylinders.
[0099]
Since the variable valve operating apparatus of this embodiment is configured as described above, the electromagnetic switching valve 52 is turned on by a signal from the control unit 53 at the time of engine start or idling operation, whereby the high pressure of the hydraulic supply passage 48 is increased. The hydraulic pressure is introduced into the pressure receiving chamber 143 through the intake / exhaust passage 49, and the connecting pin 41 receives the hydraulic pressure and retracts into the sliding hole 140 as shown in FIG. The drive shaft 113 and the drive cam 115 are thereby dissociated. At this time, the drive shaft 113 idles and the power of the drive shaft 113 is not transmitted to the swing cam 117.
[0100]
Therefore, when the engine is started, this part of the cylinders provided with the linkage switching mechanism 137 is maintained in a stopped state, thereby reducing the starting torque and improving the fuel efficiency during idle operation by reducing the power loss.
[0101]
Further, when the engine shifts from this state to the steady operation, the electromagnetic switching valve 52 is turned off by a signal from the control unit 53, and the pressure receiving chamber 143 of the linkage switching mechanism 137 communicates with the drain passage 51. For this reason, the connecting pin 41 is pressed forward by the force of the coil spring 42, and when the sliding hole 140 of the driving cam 115 matches the operating hole 138 of the driving shaft 113, the tip of the connecting pin 41 is the operating hole 138. Inserted inside. As a result, the power of the drive shaft 113 is transmitted to the left and right swing cams 117, 117 via the drive cam 115, and the intake valves 12, 12 are opened and closed by the swing cams 117, 117.
[0102]
Therefore, all cylinders of the engine are operated by this, and high output can be obtained. ,
By the way, in the variable valve operating apparatus of this embodiment, the drive cam 115 is attached so as to be rotatable relative to the drive shaft 113, and the both are linked and released as appropriate by the linkage switching mechanism 137. Compared with the first to fourth embodiments in which the 18 divided arm portions are linked and released, the power loss when the valve is stopped is reliably reduced.
[0103]
That is, in the apparatus of this embodiment, when the valve is stopped, only the drive shaft 113 rotates idly, and the drive cam 115, the link arm 19 and the like having large mass rotate together as in the first to fourth embodiments. Therefore, power loss is reliably reduced by the amount of these masses.
[0104]
In the above, the hydraulic pressure is supplied to the linkage switching mechanism 137 to cut off the linkage between the drive shaft 113 and the drive cam 115, and the drive shaft 113 and the drive cam 115 are linked by the force of the coil spring 42. On the contrary, the linkage between the drive shaft and the drive cam may be cut off by the force of the coil spring, and the hydraulic pressure may be supplied to the linkage switching mechanism to cut off the linkage between the drive shaft and the drive cam. In such a case, the valve operation of some cylinders can be stopped immediately without waiting for the rise of the hydraulic pressure by cutting off the supply of the hydraulic pressure to the linkage switching mechanism at the time of starting the engine.
[0105]
In addition, this invention is not limited to the structure of each said embodiment, For example, a linkage switching mechanism can also be set as a different structure, and a stopper mechanism can also change a structure. . Further, the present apparatus can be applied not only to two engine valves per cylinder but also to one engine valve, and can also be applied to the exhaust valve side in addition to the intake valve.
[0106]
【The invention's effect】
As apparent from the above description, according to the present invention, the valve timing and valve lift amount of the engine valve can be variably controlled, and the drive cam and the swing cam are provided coaxially on the drive shaft. The arrangement space in the engine width direction can be made sufficiently small, and since it is not necessary to extend the rocker arm in the engine width direction, the entire apparatus can be made compact. As a result, the mountability of the apparatus to the engine is improved.
[0107]
In addition, by providing the swing cam on the drive shaft together with the drive cam, the conventional support shaft becomes unnecessary, so that the number of parts can be reduced and the shaft center of the drive shaft and the swing cam can be reduced. Since no deviation occurs, it is possible to prevent a decrease in valve timing control accuracy.
[0108]
According to the first to seventh aspects of the invention, depending on the engine operating state, the two split arm portions of the divided rocker arms are linked or released by the linkage switching mechanism to operate the engine valve or Since the operation can be stopped, it is possible to reduce the starting torque at the time of starting and to greatly improve the fuel consumption at the time of idling by releasing the linkage of the split arm parts at the time of engine starting and idling. Etc. Also, even when the rocker arm swinging fulcrum is displaced to the low lift side by the actuator when the engine is started, the required torque of the actuator can be reduced by releasing the connection of the two split arm parts at this time. Responsiveness can be improved.
[0109]
Furthermore, even when the engine is suddenly stopped due to any cause while the camshaft is controlled to the high lift side by the variable mechanism during medium / high load operation, both split arm parts are If the linkage is released, the starting torque at the time of restart is reduced, so that a smooth and reliable engine start becomes possible. In other words, in a valve timing control device that does not have a mechanism for linking and releasing the rocker arm, if the engine is stopped unexpectedly for some reason during medium or high load operation, the valve lift amount is kept large when starting the engine immediately after that. Therefore, the starting torque becomes very large and the engine startability is deteriorated. However, according to the device of the present invention, the starting torque at the time of restarting the engine is reduced by stopping the operation of some engine valves. This can reduce the engine startability.
[0110]
In addition to the single valve stop, the device of the present invention can also control both valve stop, etc., so that the pumping loss can be reduced and the drive loss can be suppressed, and the startability and fuel consumption can be greatly improved. I can plan.
[0111]
In particular, according to the sixth and seventh aspects of the invention, when the engine is started, the connection of the split arm portion corresponding to at least one engine valve can be released by the force of the return spring member. Without waiting for the start-up of the engine, the opening / closing operation of at least one engine valve can be stopped immediately, so that the starting torque at the time of starting the engine is reliably reduced and the startability is further improved. Even when the engine is suddenly stopped when the camshaft is controlled to the high lift side, the split arm section is automatically disconnected, reducing the starting torque at restart and ensuring that Can be restarted.
[0112]
Further, according to the inventions of claims 8 and 9, the engine valve can be operated or stopped by linking or releasing the link between the drive cam and the drive shaft according to the engine operating state. It is possible to reduce the starting torque when starting the engine and improve the fuel consumption during idling. In particular, in the case of this invention, when the engine valve is stopped by the linkage switching mechanism, the drive shaft is separated from the drive cam, link arm, rocker arm, etc. having a relatively large mass so that only the drive shaft rotates freely. The startability and fuel consumption of the engine are improved more reliably. Further, in the case of the present invention, even when the engine is suddenly stopped with the camshaft controlled to the high lift side by the variable mechanism, the drive cams and drive shafts of some cylinders are linked when the engine is started. If the release is performed, the starting torque is reduced, and a reliable restart is possible.
[0113]
In the ninth aspect of the invention, when the engine is started, the connection of the drive shaft and the drive cam corresponding to some cylinders can be released by the force of the return spring member. Without waiting for the start-up, the operation of the engine valves of some cylinders can be quickly stopped, and the starting torque at the time of starting the engine can be surely reduced. Further, according to the present invention, even when the engine is suddenly stopped with the camshaft controlled to the high lift side, the spring member automatically releases the connection between the drive cam and the drive shaft in some cylinders. Therefore, the starting torque at the time of restart is reduced, and a reliable restart immediately after the stop is possible.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a view taken in the direction of an arrow A in FIG. 2 showing a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a plan view of the present embodiment.
FIG. 3 is a perspective view of the embodiment.
4A is a front view of a first split arm portion provided for the embodiment, and FIG. 4B is a cross-sectional view taken along line BB of A. FIG.
5A is a front view of the second divided arm portion, and B is a cross-sectional view taken along the line CC of A. FIG.
FIG. 6 is a schematic diagram showing a hydraulic circuit of the present embodiment.
7 is a view taken in the direction of arrow D in FIG. 8 showing a state in which both split arm portions are connected.
FIG. 8 is a plan view showing a state in which the both split arm portions are connected.
FIG. 9 is a plan view showing a second embodiment of the present invention in partial cross section.
FIG. 10 is a plan view showing a state in which both split arm portions of the second embodiment are connected.
FIG. 11 is a schematic diagram showing a hydraulic circuit according to the second embodiment.
FIG. 12 is a schematic configuration diagram including a partially broken plan view and a hydraulic circuit diagram of a third embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a partially broken plan view of the third embodiment.
FIG. 14 is a partially broken plan view of the third embodiment.
FIG. 15 is an E arrow view of FIG. 16 showing a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 16 is a plan view showing the fourth embodiment;
FIG. 17 is an enlarged view of a main part of the fourth embodiment.
18 is a view taken in the direction of the arrow F in FIG. 16 showing a connected state of both split arm portions of the fourth embodiment.
FIG. 19 is a plan view of the fourth embodiment.
FIG. 20 is an enlarged view of a main part of the fourth embodiment.
FIG. 21 is a schematic configuration diagram including a vertical sectional view and a hydraulic circuit diagram of a fifth embodiment of the present invention.
FIG. 22 is a side view of the fifth embodiment.
FIG. 23 is a G arrow view of FIG. 22 in the fifth embodiment.
FIG. 24 is a plan view of the fifth embodiment.
FIG. 25 is a perspective view of a drive shaft of the fifth embodiment.
FIG. 26 is a cross-sectional view taken along line HH showing the connection state of the fifth embodiment;
FIG. 27 is a cross-sectional view taken along the line HH showing a connection release state of the fifth embodiment.
FIG. 28 is a cross-sectional view showing a conventional variable valve operating apparatus.
[Explanation of symbols]
11 ... Cylinder head
12 ... Intake valve
13, 113 ... Drive shaft
15, 115 ... Driving cam
16 ... Valve lifter
17, 117 ... swing cam
18 ... Rocker arm
18a ... one end
18b ... the other end
19 ... Link arm
20 ... Link member
21 ... Variable mechanism
35 ... 1st split arm
36. Second split arm portion
37, 137 ... linkage switching mechanism
38,138 ... Hole for operation
39 ... Plunger
40,140 ... Sliding hole
41 ... Connecting pin
42 ... Coil spring (spring member)
43 ... Pressure receiving chamber

Claims

A drive shaft that is rotationally driven by the crankshaft of the engine and has a drive cam fixed on the outer periphery thereof, and a swing cam that is swingably provided on the drive shaft and that opens and closes the engine valve while rolling on the valve lifter top surface. A rocker arm having one end rotatably linked to the drive cam via the link arm and the other end mechanically linked to the swing cam, a variable mechanism for changing the swing fulcrum of the rocker arm, And a control means for controlling the operation of the variable mechanism according to the engine operating state, and by changing the swinging fulcrum of the rocker arm, the swinging position of the swing cam relative to the top surface of the valve lifter is changed to change the engine valve. A variable valve gear that makes the lift amount of
The rocker arm is divided into one end side and the other end side, and a linkage switching mechanism is provided to link or release the one split arm portion and the other split arm portion according to the operating state of the engine. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine characterized by the above.

The linkage switching mechanism includes a plunger slidably provided in an operating hole formed in a side portion of one split arm portion, and a side portion of the other split arm portion facing the operating hole. The provided sliding holes are slidably accommodated in the sliding holes, and are slid to a position straddling the sliding holes and the operating holes by the first pressing means to connect the two split arm portions. 2. The variable movement of the internal combustion engine according to claim 1, further comprising: a connecting pin; and a second pressing means provided at the bottom of the operating hole to house and move the connecting pin to the sliding hole via a plunger. Valve device.

The linkage switching mechanism includes an actuation hole drilled in a side portion of one split arm portion, a slide hole drilled in a side portion of the other split arm portion facing the actuation hole, A connecting pin that is housed inside the sliding hole and slides to a position straddling the sliding hole and the operating hole by the first pressing means to connect the two split arm portions, and is provided in the operating hole for connection 2. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, further comprising a second pressing means for storing and moving the pin into the sliding hole.

The linkage switching mechanism includes a locking projection provided on the upper surface of either one of the two split arm portions, a lever swingably supported on a support shaft supported on the upper surface of the other split arm portion, and Slidable in a lost motion mechanism provided on one end side of the lever to press and tilt the lever in one direction and a sliding hole formed in the upper part of the other split arm portion in the vertical direction A plunger provided to push the other end of the lever in the other direction against the pressing force of the lost motion mechanism; and a first pressing means provided in the sliding hole for pushing the plunger in the lever direction. And a second pressing means that moves the plunger back into the sliding hole against the pressing force of the first pressing means, and pushes up the other end of the lever by the first pressing means. And one end of the locking projection While connecting the two divided arm is engaged, the lost motion mechanism variable valve device for an internal combustion engine according to claim 1, characterized by being configured to release the connection of the both split arm by the pressing force of.

5. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 2, wherein the first pressing means and the second pressing means are constituted by a spring member or a hydraulic circuit.

The linkage switching mechanism is used in some cylinders of a multi-cylinder internal combustion engine, and the divided arm portions are connected to each other by an operating hydraulic pressure, and the connection is released by a force of a return spring member. Item 6. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to any one of Items 1 to 5.

A variable valve unit that is used in an internal combustion engine that includes a pair of intake valves or exhaust valves per cylinder and that includes the drive cam, link arm, rocker arm, swing arm, and linkage switching mechanism includes the intake valve or the exhaust valve. The variable valve operating device according to any one of claims 1 to 6, which is provided corresponding to each pair of valves,
The linkage switching mechanism of one variable valve unit connects the split arm portions with each other by operating hydraulic pressure and releases the connection by the force of a return spring member. The linkage switching mechanism of the other variable valve unit A variable valve mechanism for an internal combustion engine, wherein the split arm portions are connected to each other by the force of a spring member and the connection is released by operating hydraulic pressure.

A drive shaft that is rotationally driven by the crankshaft of the engine and has a drive cam connected to the outer periphery, and a swing cam that is swingably provided on the drive shaft and opens and closes the engine valve while rolling on the valve lifter top surface. A rocker arm having one end rotatably linked to the drive cam via the link arm and the other end mechanically linked to the swing cam, a variable mechanism for changing the swing fulcrum of the rocker arm, And a control means for controlling the operation of the variable mechanism according to the engine operating state, and by changing the swinging fulcrum of the rocker arm, the swinging position of the swing cam relative to the top surface of the valve lifter is changed to change the engine valve. A variable valve gear that makes the lift amount of
A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, wherein the drive cam is assembled to a drive shaft so as to be rotatable relative to each other, and a linkage switching mechanism is provided for engaging or disengaging the two according to the operating state of the engine. .

Used in some cylinders of a multi-cylinder internal combustion engine, the linkage switching mechanism connects the drive cam and the drive shaft by operating hydraulic pressure, and releases the connection by the force of a return spring member. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 8.