JP3638632B2

JP3638632B2 - Engine valve gear

Info

Publication number: JP3638632B2
Application number: JP13603194A
Authority: JP
Inventors: 広幸都竹; 哲史斎藤; 直樹土田
Original assignee: Yamaha Motor Co Ltd
Current assignee: Yamaha Motor Co Ltd
Priority date: 1994-06-17
Filing date: 1994-06-17
Publication date: 2005-04-13
Anticipated expiration: 2020-04-13
Also published as: JPH084504A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、エンジンの動弁装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
エンジンの動弁装置は、吸気弁，排気弁を所定のリフトカーブに沿って開閉するためのものである。このリフトカーブは、吸気弁，排気弁のリフト量とクランク軸回転角度（カム軸回転角度）との関係を示すものであり、従来、例えば図６に破線で示すものが一般的である。図中、横軸はカム軸回転角度を、縦軸は吸気弁，排気弁のリフト量又は弁速度を表している。従来の排気弁用リフトカーブＥＸ′，及び吸気弁用リフトカーブＩＮ′は共にその最大リフトカム角度θｍ′を中心とする対称形をなしており、排気弁用開側カム角度θEXO ′＝閉側カム角度θEXC ′、吸気弁用開側カム角度θINO ′＝閉側カム角度θINC ′となっている。このリフトカーブＥＸ′，ＩＮ′から、従来の動弁装置では、吸気，排気弁は何れも開弁期間の中心において最大開度となることが判る。また、開き側，閉じ側平均弁速度は何れも同じに設定されていることが判る。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところでエンジン出力の向上を図るためには充填効率を向上する必要があるが、そのためには吸気弁開口面積，あるいはリフト量を増大することが有効である。しかしながら吸気弁開口面積を大きくするにもシリンダボア径によって決まる弁開口形成スペース上の制約から限度がある。従って例えば吸気弁開口を大きくすると排気弁開口を小さくせざるを得なくなり、排気効率が低下する問題が懸念される。またリフト量を大きくすると上記オーバーラップ時に吸気弁，排気弁の弁頭がピストンに干渉するのを回避するためにピストンの頂部に逃げを大きく形成する必要が生じ、圧縮比確保上の制約となる問題がある。
【０００４】
そこで本願出願人は、弁開口，リフト量を大きくすることなく吸気効率，排気効率を改善できる動弁装置として、最大リフト位置が進角側又は遅角側に偏る非対称形のリフトカーブを有するものを開発している。例えば排気リフトカーブの場合は最大リフト位置を進角させるようにしており、これにより高いブローダウン圧力が得られ、排気弁開口を小さくしながら排気効率を向上できるので、その分吸気弁開口を大きくでき、充填効率を向上できる。
【０００５】
上記排気リフトカーブにおいて、最大リフト位置を進角させ、かつ従来と同等のリフト量を確保するには、排気弁の開側速度を高める必要があり、これに起因して排気カム揚程部の開き側部分とリフタとの接触点の移動距離が大きくなり、そのままでは排気リフタが大径となることが懸念される。この問題を解消するには、排気リフタをカム軸に対して上記開き側部分が接触する側に偏位するようにオフセット配置することが有効である。
【０００６】
しかしながらリフタをカム軸に対してオフセット配置すると、リフタに対して曲げモーメント，剪断力が作用することとなり、リフタの強度確保上不利となり、例えばリフタの軽量化上支障が生じる。
【０００７】
本発明は、上記実情に鑑みてなされたもので、上記弁開口，リフト量を大きくすることなく、吸気効率，排気効率を向上でき、またリフタに作用する曲げモーメント，剪断力を軽減できるようにしたエンジンの動弁装置を提供することを目的としている。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
請求項１の発明は、吸気弁及び排気弁を所定のリフトカーブに沿って開閉する弁開閉機構を備えたエンジンの動弁装置において、上記弁開閉機構を、弁軸に装着されたリフタをカム揚程部で押圧するように構成された直動式のものとし、上記排気カム揚程部の形状を、開側部分の曲率１／Ｒｏが閉側部分の曲率１／Ｒｃより概ね小さくなり、かつ開側部分のカム角度θ exo が閉側部分のカム角度θ exc より小さくなるよう設定することにより、排気弁の平均開弁速度を平均閉弁速度より大きくするとともに排気弁用リフトカーブを、最大リフト位置が進角側に偏った非対称形とし、上記排気弁用カム揚程部の開側部分と上記排気弁用リフタとの摺接長が閉側部分と排気弁用リフタとの摺接長より大きくなるよう開側部分と排気弁用リフタとが接触する側に該リフタが偏位するよう該リフタと排気弁用カム軸とをオフセット配置したことを特徴としている。
【０００９】
また請求項２の発明は、吸気弁及び排気弁を所定のリフトカーブに沿って開閉する弁開閉機構を備えたエンジンの動弁装置において、上記弁開閉機構を、弁軸に装着されたリフタをカム揚程部で押圧するように構成された直動式のものとし、吸気カム揚程部の形状を、閉側部分の曲率１／Ｒｃが開側部分の曲率１／Ｒｏより概ね小さくなり、かつ閉側部分のカム角度θ inc が開側部分のカム角度θ ino より小さくなるように設定することにより吸気弁の平均閉弁速度を平均開弁速度より大きくするとともに吸気弁用リフトカーブを、最大リフト位置が遅角側に偏った非対称形とし、上記吸気弁用カム揚程部の閉側部分と上記吸気弁用リフタとの摺接長が開側部分と吸気弁用リフタとの摺接長より大きくなるよう上記閉側部分と上記吸気弁用リフタとが接触する側に該リフタが偏位するよう該リフタと吸気弁用カム軸とをオフセット配置したことを特徴としている。
【００１０】
ここで上記各発明において、開側部分の曲率を閉側部分より概ね小さくするとは、以下の意味である。即ち、本発明におけるカム揚程部は、ベース円に続くカムローブと最大リフト部を構成するカムノーズとからなるものであるが、特にカムローブにおける曲率は一定ではなく連続的に変化しているのであり、従って全体的に見れば開側部分の曲率を小さくするものの、局所的に見ると開側部分の曲率が大きい場合もあり得るとの意味である。なお、閉側部分の曲率を開側部分より概ね小さくするとの意味も同様である。
【００１１】
【作用】
請求項１の発明に係るエンジンの動弁装置によれば、排気弁用リフトカーブ又は吸気弁用リフトカーブを、最大リフト位置が進角側又は遅角側に偏った非対称形としたので、この非対称形の形状を適宜選択することにより、排気弁開口を小さくしながら排気効率の低下を抑制し、充填効率を向上できる。
【００１２】
そして上記リフトカーブを非対称形とするに当たって、上記カム揚程部の上記平均弁速度の大きい部分と上記リフタとが接触する側に該リフタが偏位するよう該リフタと上記カム軸とをオフセット配置したので、リフタ径を大きくすることなくカム揚程部とリフタとの接触点の移動範囲を広くとることが可能となり、これにより弁リフト速度を速くして必要なリフト量を確保できる。
【００１３】
またリフタをカム軸に対してオフセット配置するに当たって、上記吸気弁又は排気弁をオフセット配置されたリフタと同じ方向にオフセット配置したので、カム揚程部の平均弁速度の大きい部分とリフタとの接触点を支持するように弁軸が位置することとなり、リフタに作用する曲げモーメントを抑制又は無くすることができ、リフタの強度上の不利を回避できる。
【００１４】
さらに排気弁用リフトカーブを、最大リフト位置が進角側に偏った非対称形としたので、爆発行程において燃焼ガス圧力が高い時点で排気弁が最大開度に開くことから高いブローダウン圧力が得られることとなり、燃焼ガスを確実に排出でき、排気効率を向上できる。
【００１５】
そして請求項１の発明では、排気弁用カム揚程部の開側部分と上記排気弁用リフタとが接触する側に該リフタが偏位するよう該リフタと排気弁用カム軸とをオフセット配置したので、また請求項２の発明では、吸気リフタを閉側に偏位させたので、リフタの径を大きくすることなくカム揚程部とリフタとの接触点の移動範囲を大きくして弁リフト速度を高めることができる。さらに請求項１の発明では、排気弁を排気弁用リフタと同じ側にオフセット配置したので、リフタに作用する曲げモーメント，剪断力を抑制又は無くすることができる。
【００１６】
【実施例】
以下、本発明の実施例を添付図面に基づいて説明する。図１ないし図６は請求項１〜７の発明の一実施例（第１実施例）によるエンジンの動弁装置を説明するための図であり、図１は本実施例エンジンの正面図、図２は動弁装置の断面正面図、図３は排気弁部分の断面側面図、図４は弁開口を示す断面平面図、図５は排気カム揚程部を示す模式図、図６はリフトカーブを示す図である。
【００１７】
図において、１は水冷式４サイクル４気筒５バルブエンジンであり、このエンジン１は、シリンダブロック２のスカート部２ａの下側合面にクランクケース３，オイルパン４を積層固定し、上側合面にシリンダヘッド５をヘッドボルトで締結し、該シリンダヘッド５の上側合面にヘッドカバー６を装着した構造を有している。
【００１８】
上記シリンダブロック２に並列に配置形成された各シリンダボア２ｂ内にはピストン７が摺動自在に挿入されており、該各ピストン７はコンロッド８を介してクランク軸９のクランクピン９ｂに連結されている。このクランク軸９は上記シリンダボア２ｂの配列方向に延びている。
【００１９】
上記シリンダヘッド５のシリンダブロック側合面には燃焼室を構成する燃焼凹部５ａが凹設されており、該燃焼凹部５ａには、図３に示すように、上記シリンダボア２ｂの軸線Ｘ及びクランク軸９の軸線と直角をなす直線上に位置する１つのセンタ吸気弁開口１０ａ，及びこれの左，右側方に位置する２つのサイド吸気弁開口１０ｂ，１０ｂからなる３つの吸気弁開口と、上記サイド吸気弁開口１０ｂ，１０ｂに隣接するように配置された２つの排気弁開口１０ｃ，１０ｃとが形成されている。
【００２０】
ここで上記センタ吸気弁開口１０ａ，サイド吸気弁開口１０ｂ，排気弁開口１０ｃは上記シリンダボア２ｂの内周面に沿う略円周上に位置している。そして上記各弁開口１０ａ，１０ｂ，１０ｃの直径ｄ１，ｄ２，ｄ３はｄ２＞ｄ３＞ｄ１の関係に設定されている。
【００２１】
上記各弁開口１０ａ〜１０ｃの直径を上記の関係に設定したのは以下の理由による。即ち、できるだけ多量の空気をシリンダボア内に、カム軸方向に見てシリンダボア軸線Ｘ寄り部分からボア軸線Ｘ方向に導入することを目標とし、そのためにまずカム軸方向に見てシリンダボア軸線Ｘ寄りに位置するサイド吸気弁開口１０ｂをできるだけ大径とし、次にセンタ吸気弁開口１０ｂについてもできるだけボア軸線Ｘ寄りに配置するために直径を比較的小さく設定した。また上記大径化したサイド吸気弁開口１０ｂとの干渉を回避するために排気弁開口１０ｃはサイド吸気弁開口１０ｂより小径とした。この排気弁開口１０ｃの小径化による排気効率の低下は、以下詳述するように、本発明の特徴であるリフトカーブの非対称形化によって抑制することとした。
【００２２】
上記センタ，サイド吸気弁開口１０ａ，１０ｂはそれぞれセンタ吸気ポート１１ａ，サイド吸気ポート１１ｂにより外方に導出され、これらポート１１ａ，１１ｂの合流吸気ポート１１はシリンダヘッド５の一側壁に開口している。また上記排気弁開口１０ｃは排気ポート１２ａにより外方に導出され、これらポート１２ａの合流排気ポート１２はシリンダヘッド５の他側壁に開口している。
【００２３】
上記センタ，サイド吸気弁開口１０ａ，１０ｂはセンタ，サイド吸気弁１３，１３の弁頭１３ａ，１３ａ´により開閉自在となっており、排気弁開口１０ｃは排気弁１４の弁頭１４ａより開閉自在となっている。これらの吸気弁１３の弁軸１３ｂ及び排気弁１４の弁軸１４ｂは所定の挟み角でもって外方に拡がるように上方に斜めに延びている。
【００２４】
上記各吸気弁１３の上端部、及び各排気弁１４の上端部にはそれぞれリテーナ１５が着脱可能に取り付けられている。該各リテーナ１５とシリンダヘッド５に形成されたばね座５ｂとの間には弁ばね１６が圧縮状態で配設されており、これにより上記各弁１３，１４は上記各弁開口１０ａ〜１０ｃを閉じるように付勢されている。
【００２５】
また上記吸気弁１３の上端部には上記リテーナ１５及び弁ばね１６の上部を囲むように吸気リフタ１７が装着されており、また上記排気弁１４の上端部には上記リテーナ１５，及び弁ばね１６の上部を囲むように排気リフタ１８が装着されている。上記吸気，排気リフタ１７，１８はシリンダヘッド５に形成されたガイド穴５ｃにより摺動自在に案内支持されている。これらの吸気，排気リフタ１７，１８は上端部が閉塞された円筒状のもので、この閉塞壁の内面に配置固定されたシム１７ａ，１８ａが上記各弁軸１３ｂ，１４ｂの上端に当接している。
【００２６】
そして上記吸気リフタ１７，排気リフタ１８の上側に吸気カム軸１９，排気カム軸２０が上記クランク軸９と平行に配置されており、シリンダヘッド５の上側合面に形成された軸受部及びこれに装着されたカムキャップにより回転自在に支持されている。なお、図示していないが、上記吸気カム軸１９と排気カム軸２０とはそれぞれの端部に取り付けられた歯車同士を噛合させることにより互いに連結されており、また何れか一方のカム軸が上記クランク軸９に歯車又はチェン等で連結されている。上記歯車結合したことにより、吸気カム軸１９は図２反時計回りに、排気カム軸２０は図２順時計回りに回転し、互いに逆回転する。
【００２７】
ここで本実施例は、上記吸気，排気弁１３，１４，吸気，排気リフタ１７，１８及び吸気，排気カム軸１９，２０の配置関係、及び吸気，排気カム揚程部２１，２２の形状（カムプロフィール）に特徴があるので、この点を詳述する。
【００２８】
吸気リフタ１７はカム軸方向に見ると、図２に示すように、その軸線ｃが吸気弁軸線ｂと平行となるように配置され、かつ吸気カム軸１９に対して吸気弁１３と直角方向にＡだけシリンダボア軸線Ｘ寄り側に偏位するように配置されている。また吸気カム軸１９とセンタ，サイド吸気弁１３，１３とは、カム軸軸線ａと吸気弁軸線ｂとが交差するように配置されている。
【００２９】
排気リフタ１８はカム軸方向に見ると、図２に示すように、その軸線ｆが排気弁軸線ｅと平行となるように配置され、かつ排気カム軸２０に対して排気弁１４と直角方向にＢだけ反シリンダボア軸線Ｘ側に偏位するように配置されている。
【００３０】
一方、排気弁１４は排気カム軸２０に対して排気リフタ１８と直角方向にＣだけシリンダボア軸線Ｘと反対側に偏位するように配置されており、この偏位量Ｃは上記リフタ１８の偏位量Ｂより大きく設定されている。
【００３１】
さらにまた、カム軸直角方向に見ると、図３に示すように、排気カム揚程部２２と排気弁１４とは偏位していないが、排気リフタ１８は外方にＤだけ偏位している。これによりリフタガイド穴５ｃ同士の間の肉厚を確保するとともに、排気リフタ１８がその軸まわりに回転するようにしている。
【００３２】
ここで排気弁１４，排気カム軸２０，排気リフタ１８をオフセット配置するに当たっては、理想的な燃焼室形状を確保する観点から、まず排気弁１４の傾斜角度，位置を設定し、この排気弁１４を基準として上記排気リフタ１８，排気カム軸２０の位置を上記偏位量に応じて設定するのが望ましい。これは吸気弁１３についても同様である。一方排気弁１４の位置を基準とすると、カム軸同士の間隔が伝達用歯車径等から決定される間隔に合致しない場合も生じるので、カム軸の位置を基準にして排気弁１４，排気リフタ１８を決定することも可能である。このようにした場合は排気リフタ１８が排気ポート側に近接し、熱負荷上支障が生じることが考えられる。この場合には、排気リフタ１８の外側に水冷ジャケット５ｄを配置し、熱負荷を軽減することが有効である。
【００３３】
また、上記吸気カム軸１９のカム揚程部２１の頂面Ｔは、そのベース円１９ａから最大リフト量に応じた高さに突出形成されており、その回転方向前側に位置する開弁用揚程部２１ａと、その回転方向後側に位置する閉弁用揚程部２１ｂとから構成されており、この両揚程部２１ａ，２１ｂのカムプロフィールは非対称形をなしている。即ち、閉弁用揚程部２１ｂの曲率半径Ｒｃは開弁用揚程部２１ａの曲率半径Ｒｏより大きく設定されており、また閉弁用揚程部２１ｂのカム角度θINC は開弁用揚程部２１ａのカム角度θINO より小さく設定されている。これにより、吸気弁１３は、吸気カム軸１９の大カム角度θINO の回転により従来の対称形揚程部に比べてより低い平均開速度で最大開度となり、小角度θINC の回転により従来より高い平均閉速度で全閉となる。
【００３４】
一方、上記排気カム軸２０のカム揚程部２２の頂面Ｔは、そのベース円２０ａから最大リフト量に応じた高さに突出形成されており、その回転方向前側に位置する開弁用揚程部２２ａと、その回転方向後側に位置する閉弁用揚程部２２ｂとから構成されており、この両揚程部２２ａ，２２ｂのカムプロフィールは非対称形をなしている。即ち、開弁用揚程部２２ａの曲率半径Ｒｏは閉弁用揚程部２２ｂの曲率半径Ｒｃより大きく設定されており、また開弁用揚程部２２ａのカム角度θEXO は閉弁用揚程部２２ｂのカム角度θEXC より小さく設定されている。これにより、排気弁１４は、排気カム軸２０の小カム角度θEXO の回転により従来の対称形揚程部に比べてより高い平均速度で最大開度となり、大カム角度θEXC の回転により従来より低い平均速度で全閉となる。
【００３５】
ここで上記開弁用揚程部２１ａ，２２ａ及び閉弁用揚程部２１ｂ，２２ｂは、それぞれベース円１９ａ，２０ａに続くカムローブ部分と、上記頂面Ｔ付近のカムノーズ部分とで構成されており、特にカムローブ部分の曲率半径は一定ではなく略連続的に変化している。従って上記曲率半径Ｒc ，Ｒo は局所的に見た場合の曲率半径ではなく、全体として平均化した場合の曲率半径である。また上記曲率半径Ｒo は通常正の値をとるが、負の値をとる場合も含まれる。なお、曲率半径が正から負に変化する場合を考えると、正の無限大から負の無限大となり、一見したところ連続性がないようにも見えるので、本願の特許請求項の範囲では、曲率半径に代えて曲率を用いることにした。従って曲率半径が大きいという場合は曲率が小さいということを意味する。
【００３６】
次に本実施例の作用効果について説明する。まず排気弁１４の動作について説明する。クランク軸９の回転に伴って排気カム軸２０は図２で時計回りに回転する。ピストン７が膨張下死点近くまで下降すると、排気カム揚程部２２の開弁用揚程部２２ａが排気リフタ１８の上面に摺接点Ｃ１で摺接開始し（図５参照）、排気弁１４が開き始める（図６のリフトカーブＥＸ参照）。続いてピストン７が上昇開始して排気行程に入り、排気カム軸２０が上記開弁用揚程部２２ａの摺接開始位置から角度θEXO 回転すると、排気カム揚程部２２の頂面Ｔがリフタ上面の摺接点Ｃｏに摺接し、排気弁１４は最大開度となる。排気カム軸２０がさらに回転すると排気カム揚程部２２の閉弁用揚程部２２ｂがリフタ上面に摺接開始し、排気弁１４は閉じ始める。そして排気カム軸２０が上記閉弁用揚程部２２ｂの摺接開始位置（Ｃo ）から角度θEXC 回転するとベース円２０ａが摺接開始し、排気弁１４は全閉となり、ピストン７は排気上死点を経て下降開始し、吸気行程に入る。この場合、排気カム揚程部２２の開弁用揚程部２２ａのリフタ１８との摺接点はＣ１からＣｏまでのＤ１だけ変化するのに対し、閉弁用揚程部２２ｂのリフタ１８との摺接点はＣｏからＣ２までのＤ２だけ変化し、Ｄ１＞Ｄ２となっている。
【００３７】
このような排気弁１４の開閉動作において、本実施例では上記排気カム揚程部２２の開弁用揚程部２２ａの曲率半径Ｒｏが大きく、つまり曲率が小さく設定され、そのカム角度θEXO が狭く設定されているので、排気リフトカーブＥＸは最大リフト角度θｍが進角側に偏位した非対称形をなしている。ちなみに従来の排気リフトカーブＥＸ′は最大リフト角度θｍ′を中心とする対称形をなしている。そのため本実施例の排気弁１４の最大リフト角度θｍは従来の最大リフト角度θｍ′より進角しており、従来より早期に最大開度となる。そしてこの場合、上記カム揚程部２２の開弁用揚程部２２ａのカム角度θEXO が狭くなるほど大きく進角し、より早期に最大開度となる。
【００３８】
ここで図６において、一点鎖線で示す曲線ＶEXは本実施例における排気弁１４の速度の変化を示し、二点鎖線で示す曲線ＶEX′は従来の排気弁の速度の変化を示す。同図から明らかなように、従来の対称形をなしている排気リフトカーブＥＸ′の場合には、開弁時の弁速度と閉弁時の弁速度は、その最大速度, 平均速度の何れも同じであり、従って速度カーブも対称形をなしている。一方、本実施例の場合、開弁時の弁速度が閉弁時の弁速度より、その最大速度, 平均速度の何れも大きくなっている。これにより、最大リフト角度を進角させながら従来と同等の最大リフト量を確保している。
【００３９】
次に吸気弁１３の動作について説明する。クランク軸９の回転に伴って吸気カム軸１９は図２で反時計回りに回転する。ピストン７が排気上死点近くまで上昇すると、吸気カム軸１９のカム揚程部２１の開弁用揚程部２１ａが吸気リフタ１７の上面に摺接開始して吸気弁１３は開き始める（図６のリフトカーブＩＮ参照）。続いてピストン７が下降開始して吸入行程に入り、吸気カム軸１９が上記開弁用揚程部２１ａのリフタ１７との摺接開始位置からθINO 回転すると、カム揚程部２１の頂面Ｔがリフタ上面に摺接し、吸気弁１３は最大開度となる。吸気カム軸１９がさらに回転するとカム揚程部２１の閉弁用揚程部２１ｂがリフタ上面に摺接開始し、吸気弁１３は閉じ始める。そして吸気カム軸１９が上記閉弁用揚程部の摺接開始位置からθINC 回転するとベース円１９ａが摺接開始し、吸気弁１３は全閉となり、ピストン７は吸入下死点を経て上昇開始し、圧縮行程に入る。なお、上記ベース円２０ａ，１９ａはリフタとの間に若干のクリアランスが生じるよう径が設定されており、厳密に言えば両者は摺接するものではないが、説明の便宜上摺接すると表現した。
【００４０】
このような吸気弁１３の開閉動作において、本実施例では上記吸気カム揚程部２１の開弁用揚程部２１ａの曲率半径が小さく、つまり曲率が大きく設定され、そのカム角度θINO が広く設定されているので、吸気リフトカーブＩＮは最大リフト角度θｍが遅角側に偏位した非対称形をなしている。ちなみに従来の吸気リフトカーブＩＮ′は最大リフト角度θｍ′を中心とする対称形をなしている。そのため本実施例の吸気弁１３の最大リフト角度θｍは従来の最大角度θｍ′より遅角しており、従来より遅く最大開度となる。そしてこの場合、上記カム揚程部２１の開弁用揚程部２１ａのカム角度θINO が広くなるほど大きく遅角し、従ってより遅く最大開度となる。
【００４１】
本実施例では、排気弁開口１０ｃを比較的小径に設定したことから吸気弁開口総面積をより大きく確保することができ、この吸気弁開口総面積の増加に伴って空気導入量を増大できる。そして上記吸気弁開口総面積を増加するに当たって、２つのサイド吸気弁開口１０ｂを１つのセンタ吸気弁開口１０ａより大きく設定したので、上記増大した空気のより多くの部分がカム軸方向に見てシリンダボア軸線Ｘ寄りに位置するサイド吸気弁開口１０ｂから導入されることとなり、従ってより多量の空気がシリンダボア中心付近からシリンダボア軸線Ｘ方向に導入され、いわゆる順方向のタンブル（縦渦）が発生し易くなる。
【００４２】
ここでセンタ吸気弁開口１０ａはカム軸方向に見てシリンダボア外側寄りに位置していることから、該センタ吸気弁開口１０ａから導入された空気は上記サイド吸気弁開口１０ｂから導入された空気を打ち消すいわゆる逆方向のタンブルを発生する傾向がある。本実施例ではセンタ吸気弁開口１０ａをサイド吸気弁開口１０ｂよりも小径に設定したので、このセンタ吸気弁開口１０ａからの空気量が比較的少ないこととなり、上記逆方向タンブルが抑制される。またセンタ吸気弁開口１０ｂを小径に設定したので、このセンタ吸気弁開口１０ａをシリンダボア軸線Ｘ側に寄せて配置することができ、そのため該センタ吸気弁開口１０ａからの空気流もサイド吸気弁開口１０ｂからの吸気流と同様な流れとなる傾向があり、この点からも上記逆方向タンブルを抑制できる。
【００４３】
一方、吸気弁開口総面積を大きく確保するために相対的に排気弁開口１０ｃをを小さく設定したので、排気効率が低下する懸念がある。これに対して、本実施例では、排気リフトカーブＥＸにおける最大リフト角度θｍを進角側に偏位させたので、爆発行程において燃焼ガス圧力が高い時点で排気弁１４が最大開度に開くこととなり、その結果高いブローダウン圧力が得られる。従って本実施例のようにサイド吸気弁開口１０ｂの直径ｄ２を大きく設定し、該サイド吸気弁開口１０ｂとの干渉を回避するために排気弁開口１０ｃの直径ｄ３を比較的を小さく設定した場合にも燃焼ガスを確実に排出でき、排気効率を確保できる。またブローダウン圧力が高いのでオーバーラップ時の掃気効率が向上し、それだけ充填効率が向上する。
【００４４】
また本実施例では上述のように排気効率が高いので、排気リフトカーブＥＸを従来の対称形のリフトカーブＥＸ′の場合に比較して全体的に遅角側に移動させることにより排気弁１４の開き始めのタイミングを膨張下死点近くまで遅らせることが可能であり（図６のリフトカーブＥＸｏ参照）、このようにした場合には、膨張比を大きくして燃焼圧力を充分にピストンに作用させることができ、排出ガス温度が低下した後排出される分だけ排気損失を少なくすることが可能である。
【００４５】
また本実施例では、吸気リフトカーブＩＮの最大リフト角度θｍを遅角側に偏位させたので、吸気行程の下死点近くまでピストン７が下降してシリンダボア内負圧が大きくなった時点で吸気弁１３の開度が最大となる。そのため吸気流速が向上して慣性効果が高められ、吸入空気量が増大する。
【００４６】
また本実施例では、上述のように吸気効率が高いので、吸気リフトカーブＩＮを従来の対称形のリフトカーブＩＮ′に比較して全体的に進角側に移動させることにより吸気弁１３の閉タイミングを吸入下死点付近まで早めることが可能であり（図６のリフトカーブＩＮｏ参照）、このようにした場合には、低速回転域での吹き返しを防止できる。
【００４７】
また本実施例では、排気リフトカーブＥＸの最大リフト角度θｍを進角側に移動させ、かつ吸気リフトカーブＩＮの最大リフト角度θｍを遅角側に移動させたので、排気上死点でのオーバーラップ時における排気弁１４，及び吸気弁１３のリフト量Ｌ１が従来のリフト量Ｌ２より小さくなり、従ってピストン７の頂部に形成される排気弁１４，吸気弁１３との干渉を回避するための逃げを小さく、あるいは無くすることができ、その結果圧縮比を高めることが可能となる。
【００４８】
さらにまた本実施例では、図６に示すように、排気弁１４の最大開弁速度及び平均開弁速度を最大閉弁速度及び平均閉弁速度より大きくしたので、排気リフトカーブＥＸを非対称形としながら従来の対称形のリフトカーブＥＸ′の場合と同等のリフト量を確保できる。なお、吸気弁１３の開弁速度，閉弁速度は、図示するように、排気上死点を対称軸として排気弁速度と線対称でかつ正，負を逆としたものとなっており、排気弁の場合と同様にして従来の対称形のリフトカーブの場合と同等のリフト量を確保できる。
【００４９】
ここで本実施例のように排気カム揚程部２２の開弁用揚程部２２ａの曲率半径Ｒｏを閉弁用揚程部２２ｂの曲率半径Ｒｃより大きく設定すると、図５に示すように、開弁用揚程部２２ａのリフタ上面との接触点はＣ１からＣｏまで大きく変化することとなり、従来のようにカム軸軸線とリフタ軸線とを交差させた場合はリフタ径が大きくなる懸念がある。そこで本実施例では、リフタの軸線ｆを排気カム軸２０の軸線ｄから上記開弁用揚程部２２ａが回転して来る側、つまり排気カム軸２０の回転方向上流側（図２，図５右側）に距離Ｂだけ偏位させたので、リフタ径は図５から明らかなようにＤ１＋Ｄ２より若干大きく設定する程度でよい。このようにリフタを大径にすることなく、カムとリフタとの接触点の移動許容範囲を広くとることが可能となり、弁リフト速度を速くすることができ、必要なリフト量を確保できる。ちなみに、リフタ位置を偏位させずに同等のリフトカーブを得る場合は、リフタ径は２×Ｄ１より若干大きくする必要がある。
【００５０】
なお、上記排気弁１４におけるカム揚程部・リフタの接触点の移動距離等に関する点は吸気弁１３の場合も同様であり、吸気リフタ１７を吸気カム軸１９からＡだけ偏位させたので、吸気リフタ１７を大径にすることなく、カム揚程部２１とリフタ１７との接触点の移動許容範囲を広くとることが可能となり、弁リフト速度を早くすることができ、必要なリフト量を確保できる。
【００５１】
また、本実施例のように排気リフトカーブＥＸの最大リフト位置を進角させ、開弁速度の立ち上がりを早くし、さらに排気カム軸２０と排気リフタ１８とを偏位させた場合、開弁初期の弁加速度が大きくなる時点における排気カム揚程部２２の排気リフタ１８との接触点が排気リフタ１８の軸線ｆより外側（反シリンダボア軸線側，図５右側）に移動することとなり、その結果排気リフタ１８に曲げモーメント，剪断力が作用し、リフタの強度確保上不利となる。
【００５２】
そこで本実施例では、排気弁１４をその軸線ｅが排気リフタ１８の軸線ｆよりさらに外側に偏位するよう配置した。そのため、上記排気カム揚程部２２が排気リフタ１８に該排気リフタ１８の軸線ｆより外側にて接触している時点で、該接触点と対向するように排気弁１４が位置することとなり、従って上記の曲げモーメント，剪断力の発生を抑制でき、排気リフタ１８の強度確保上の不利を回避できる。
【００５３】
図７は、上記曲げモーメント，剪断力の発生をより確実に回避できるようにした変形例であり、図２と同一符号は同一又は相当部分を示す。この変形例では、排気弁１４を排気カム軸２０から寸法Ｃだけ偏位させるとともに、該排気弁１４の弁軸１４ｂの半径を略上記寸法Ｃに設定している。これにより排気カム揚程部２２のリフタ接触点の移動範囲の大部分を排気弁軸１４ｂが下方から支持することとなり、排気リフタ１８に発生する曲げモーメント，剪断力をより確実に回避できる。
【００５４】
なお、上記実施例では、吸気弁１３については吸気カム軸１９と軸線が交差するように配置したが、曲げモーメントの発生を抑制するために吸気弁１３，吸気カム軸１９，吸気リフタ１７についても偏位配置することができる。この場合、図２において、吸気弁１３をこれの軸線ｂが吸気リフタ１７の軸線ｃよりさらにシリンダボア軸線Ｘ側に位置するように配置することが有効であり、これにより吸気リフタ１７に曲げモーメントが発生するのを抑制，又は回避できる。
【００５５】
また上記実施例における非対称形のリフトカーブをその形状を保持したままエンジンの運転状態に応じて進角又は遅角させることにより、開弁開始時期，及び閉弁終了時期を変化させることもできる。図８は、吸気リフトカーブをエンジン運転状態に応じて進角させるようにした例であり、図中、図６と同一符号は同一又は相当部分を示す。
【００５６】
図８の例では、吸気リフトカーブＩＮｏをエンジン回転速度が所定速度以上となるとリフトカーブＩＮまでθMOD だけ進角するようにしている。なお、リフトカーブを進角又は遅角させるためのバルブタイミング可変機構として、従来各種のものが提案されており、例えばカム軸とタイミングギヤとの相対角度を変化させる従来公知の機構が採用可能である。
【００５７】
上記例では、吸気リフトカーブＩＮｏを、その最大リトフ角度θｍを従来のリフトカーブＩＮ′における最大リフト角度θｍ′より遅角させてなる非対称形とているので、エンジンの運転状態に応じて進角させるべき角度θMOD が従来の対称形リフトカーブＩＮｏ′の場合の進角させるべき角度θSTD より小さくて済む。従って、上述のタイミング可変機構の負担が小さくて済む。
【００５８】
【発明の効果】
請求項１の発明に係るエンジンの動弁装置によれば、排気弁用リフトカーブ又は吸気弁用リフトカーブを、最大リフト位置が進角側又は遅角側に偏った非対称形としたので、この非対称形の形状を適宜選択することにより、排気弁開口を小さくしながら排気効率の低下を抑制しつつ充填効率を向上できる効果がある。
【００５９】
そして上記リフトカーブを非対称形とするに当たって、上記カム揚程部の上記平均弁速度の大きい部分と上記リフタとが接触する側に該リフタが偏位するよう該リフタと上記カム軸とをオフセット配置したので、リフタ径を大きくすることなくカム揚程部とリフタとの接触点の移動範囲を広くとることが可能となり、これにより弁リフト速度を速くして必要なリフト量を確保できる効果がある。
【００６０】
またリフタをカム軸に対してオフセット配置するに当たって、上記吸気弁又は排気弁をオフセット配置されたリフタと同じ方向にオフセット配置したので、カム揚程部の平均弁速度の大きい部分とリフタとの接触点を支持するように弁軸が位置することとなり、リフタに作用する曲げモーメント，剪断力を抑制又は無くすることができ、リフタの強度上の不利を回避できる効果がある。
【００６１】
さらに排気弁用リフトカーブを、最大リフト位置が進角側に偏った非対称形としたので、爆発行程において燃焼ガス圧力が高い時点で排気弁が最大開度に開くことから高いブローダウン圧力が得られることとなり、燃焼ガスを確実に排出でき、排気効率を向上できる効果がある。
【００６２】
そして請求項１の発明では、排気弁用カム揚程部の開側部分と上記排気弁用リフタとが接触する側に該リフタが偏位するよう該リフタと排気弁用カム軸とをオフセット配置したので、また請求項２の発明では、吸気リフタを閉側に偏位させたので、リフタの径を大きくすることなくカム揚程部とリフタとの接触点の移動範囲を大きくして弁リフト速度を高めることができる効果がある。また請求項１の発明では、排気弁を排気弁用リフタと同じ側にオフセット配置したので、リフタに作用する曲げモーメント，剪断力を抑制又は無くすることができる効果がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例装置を備えたエンジンの正面図である。
【図２】上記実施例装置の断面正面図である。
【図３】上記実施例装置の排気弁部分の断面側面図である。
【図４】上記実施例装置の弁開口を示す断面平面図である。
【図５】上記実施例装置の排気カム揚程部の模式図である。
【図６】上記実施例装置のリフトカーブを示す図である。
【図７】上記実施例装置の排気弁部分の変形例を示す断面正面図である。
【図８】上記実施例装置にバルブタイミング可変装置を付加した場合のリフトカーブを示す図である。
【符号の説明】
１エンジン
１３吸気弁
１３ｂ吸気弁軸
１４排気弁
１４ｂ排気弁軸
１７吸気リフタ
１８排気リフタ
２１吸気カム揚程部
２１ａ開弁用揚程部（吸気カム揚程部の開側部分）
２１ｂ閉弁用揚程部（吸気カム揚程部の閉側部分）
２２排気カム揚程部
２２ａ開弁用揚程部（排気カム揚程部の開側部分）
２２ｂ閉弁用揚程部（排気カム揚程部の閉側部分）
ＥＸ排気リフトカーブ
ＩＮ吸気リフトカーブ
Ｒｏ開側部分の曲率半径
Ｒｃ閉側部分の曲率半径[0001]
[Industrial application fields]
  The present invention relates to an engine valve gear.
[0002]
[Prior art]
  A valve operating device for an engine is for opening and closing an intake valve and an exhaust valve along a predetermined lift curve. This lift curve indicates the relationship between the lift amount of the intake valve and the exhaust valve and the crankshaft rotation angle (camshaft rotation angle). Conventionally, for example, the lift curve is generally indicated by a broken line in FIG. In the figure, the horizontal axis represents the camshaft rotation angle, and the vertical axis represents the lift amount or valve speed of the intake valve and exhaust valve. Both the conventional exhaust valve lift curve EX ′ and the intake valve lift curve IN ′ are symmetrical about the maximum lift cam angle θm ′, and the exhaust valve open side cam angle θEXO ′ = closed side cam Angle θEXC ′, intake valve open side cam angle θINO ′ = closed side cam angle θINC ′. From the lift curves EX ′ and IN ′, it can be seen that in the conventional valve operating apparatus, both the intake and exhaust valves have the maximum opening at the center of the valve opening period. It can also be seen that both the opening side and closing side average valve speeds are set to be the same.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
  Incidentally, in order to improve the engine output, it is necessary to improve the charging efficiency. For this purpose, it is effective to increase the intake valve opening area or the lift amount. However, even if the intake valve opening area is increased, there is a limit due to restrictions on the valve opening forming space determined by the cylinder bore diameter. Therefore, for example, if the intake valve opening is increased, the exhaust valve opening must be reduced, and there is a concern that the exhaust efficiency may be reduced. In addition, if the lift amount is increased, it becomes necessary to form a large relief at the top of the piston in order to prevent the valve heads of the intake and exhaust valves from interfering with the piston at the time of the above overlap, which is a limitation in securing the compression ratio. There's a problem.
[0004]
  Therefore, the applicant of the present application has an asymmetric lift curve in which the maximum lift position is biased toward the advance side or the retard side as a valve operating device that can improve intake efficiency and exhaust efficiency without increasing the valve opening and lift amount. Is developing. For example, in the case of an exhaust lift curve, the maximum lift position is advanced so that a high blowdown pressure can be obtained and exhaust efficiency can be improved while reducing the exhaust valve opening. And the filling efficiency can be improved.
[0005]
  In order to advance the maximum lift position and secure the same lift amount in the exhaust lift curve, it is necessary to increase the opening speed of the exhaust valve, which causes the exhaust cam lift to open. There is a concern that the moving distance of the contact point between the side portion and the lifter becomes large, and the exhaust lifter has a large diameter as it is. In order to solve this problem, it is effective to arrange the exhaust lifter so as to be offset so that the open side portion contacts the cam shaft.
[0006]
  However, if the lifter is disposed offset with respect to the cam shaft, a bending moment and a shearing force are applied to the lifter, which is disadvantageous in securing the strength of the lifter, for example, causing a problem in weight reduction of the lifter.
[0007]
  The present invention has been made in view of the above circumstances, so that the intake efficiency and exhaust efficiency can be improved without increasing the valve opening and lift amount, and the bending moment and shear force acting on the lifter can be reduced. An object of the present invention is to provide a valve operating device for an engine.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
  According to a first aspect of the present invention, there is provided a valve operating mechanism for an engine provided with a valve opening / closing mechanism for opening / closing an intake valve and an exhaust valve along a predetermined lift curve, wherein the valve opening / closing mechanism is camped by a lifter mounted on a valve shaft. The exhaust cam lift is configured so that it is pressed by the lift, and the shape of the exhaust cam lift is such that the curvature 1 / Ro of the open side is substantially smaller than the curvature 1 / Rc of the close.And the cam angle θ of the open side exo Is the cam angle θ of the closed part exc SmallerBy setting so that the average valve opening speed of the exhaust valve is larger than the average valve closing speed, the exhaust valve lift curve is asymmetric with the maximum lift position biased toward the advance side, and the exhaust valve cam lift section ofThe sliding contact length between the open side portion and the exhaust valve lifter is larger than the sliding contact length between the closing side portion and the exhaust valve lifter.The lifter and the exhaust valve camshaft are offset from each other so that the lifter is displaced on the side where the open side portion and the exhaust valve lifter are in contact with each other.
[0009]
  According to a second aspect of the present invention, in the valve operating mechanism for an engine having a valve opening / closing mechanism for opening / closing the intake valve and the exhaust valve along a predetermined lift curve, the valve opening / closing mechanism includes a lifter mounted on the valve shaft. It is a direct acting type configured to be pressed at the cam lift, and the shape of the intake cam lift is such that the curvature 1 / Rc of the closed portion is smaller than the curvature 1 / Ro of the open portion.And the cam angle θ of the closed part inc Is the cam angle θ of the open side ino SmallerBy setting so that the average valve closing speed of the intake valve is larger than the average valve opening speed, the lift curve for the intake valve is made asymmetric with the maximum lift position biased to the retard side, and the cam lift for the intake valve PartThe sliding contact length between the closed portion and the intake valve lifter is greater than the sliding contact length between the open portion and the intake valve lifter.The lifter and the intake valve camshaft are offset so that the lifter is displaced on the side where the closed portion and the intake valve lifter are in contact.
[0010]
  Here, in each of the above-described inventions, to make the curvature of the open side portion substantially smaller than the closed side portion has the following meaning. That is, the cam head portion in the present invention is composed of a cam lobe following the base circle and a cam nose constituting the maximum lift portion, but in particular, the curvature in the cam lobe is not constant but continuously changes. Although the curvature of the open side portion is reduced as a whole, the curvature of the open side portion may be large when viewed locally. In addition, the meaning that the curvature of a closed side part is substantially smaller than an open side part is also the same.
[0011]
[Action]
  According to the valve operating apparatus for an engine according to the first aspect of the present invention, the exhaust valve lift curve or the intake valve lift curve has an asymmetrical shape in which the maximum lift position is biased toward the advance side or the retard side. By appropriately selecting an asymmetrical shape, it is possible to suppress a decrease in exhaust efficiency while reducing the exhaust valve opening and improve the filling efficiency.
[0012]
  And when making the lift curve asymmetrical, the lifter and the camshaft are offset so that the lifter is displaced to the side where the lifter comes into contact with the portion of the cam lift where the average valve speed is large. Therefore, it is possible to widen the movement range of the contact point between the cam lift and the lifter without increasing the lifter diameter, thereby increasing the valve lift speed and securing the necessary lift amount.
[0013]
  Also, when the lifter is offset with respect to the camshaft, the intake valve or exhaust valve is offset in the same direction as the offset lifter, so that the contact point between the lifter and the portion of the cam lift where the average valve speed is high Since the valve shaft is positioned so as to support the bending moment, the bending moment acting on the lifter can be suppressed or eliminated, and the disadvantage of the lifter strength can be avoided.
[0014]
  furtherSince the exhaust valve lift curve is asymmetric with the maximum lift position biased toward the advance side, the exhaust valve opens to the maximum opening when the combustion gas pressure is high during the explosion stroke, resulting in high blowdown pressure. As a result, combustion gas can be reliably discharged, and exhaust efficiency can be improved.
[0015]
  And in invention of Claim 1,The lifter and exhaust valve camshaft are offset so that the opener of the exhaust valve cam lift and the exhaust valve lifter come into contact with each other.SoAlsoClaim 2In this invention, the intake lifter is displaced to the closed side.LetTherefore, the valve lift speed can be increased by increasing the moving range of the contact point between the cam lift and the lifter without increasing the lifter diameter.The Furthermore, in the invention of claim 1, since the exhaust valve is offset on the same side as the exhaust valve lifter,Bending moment and shearing force acting on the lifter can be suppressed or eliminated.
[0016]
【Example】
  Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings. 1 to 6 are views for explaining an engine valve operating apparatus according to an embodiment (first embodiment) of the invention of claims 1 to 7, and FIG. 1 is a front view of the engine of the present embodiment. 2 is a sectional front view of the valve operating device, FIG. 3 is a sectional side view of the exhaust valve portion, FIG. 4 is a sectional plan view showing the valve opening, FIG. 5 is a schematic diagram showing an exhaust cam lift, and FIG. FIG.
[0017]
  In the figure, reference numeral 1 denotes a water-cooled four-cycle four-cylinder five-valve engine. The engine 1 has a crankcase 3 and an oil pan 4 laminated and fixed on a lower joint surface of a skirt portion 2a of a cylinder block 2, and an upper joint surface. The cylinder head 5 is fastened with a head bolt, and a head cover 6 is mounted on the upper mating surface of the cylinder head 5.
[0018]
  Pistons 7 are slidably inserted into cylinder bores 2b arranged in parallel with the cylinder block 2, and each piston 7 is connected to a crank pin 9b of a crankshaft 9 via a connecting rod 8. Yes. The crankshaft 9 extends in the arrangement direction of the cylinder bores 2b.
[0019]
  A combustion recess 5a constituting a combustion chamber is formed in the cylinder block side mating surface of the cylinder head 5, and the combustion recess 5a has an axis X and a crankshaft of the cylinder bore 2b as shown in FIG. A center intake valve opening 10a positioned on a straight line perpendicular to the axis 9 and three side intake valve openings 10b, 10b positioned on the left and right sides of the center intake valve opening 10a; Two exhaust valve openings 10c and 10c are formed so as to be adjacent to the intake valve openings 10b and 10b.
[0020]
  Here, the center intake valve opening 10a, the side intake valve opening 10b, and the exhaust valve opening 10c are located substantially on the circumference along the inner peripheral surface of the cylinder bore 2b. The diameters d1, d2, and d3 of the valve openings 10a, 10b, and 10c are set to satisfy the relationship of d2> d3> d1.
[0021]
  The reason why the diameters of the valve openings 10a to 10c are set in the above relation is as follows. That is, the target is to introduce as much air as possible into the cylinder bore in the bore axis X direction from the portion near the cylinder bore axis X when viewed in the cam axis direction. For this purpose, the air is first positioned near the cylinder bore axis X when viewed in the cam axis direction. The side intake valve opening 10b is made as large as possible, and the center intake valve opening 10b is also set to have a relatively small diameter so as to be positioned as close to the bore axis X as possible. Further, in order to avoid interference with the side intake valve opening 10b having a larger diameter, the exhaust valve opening 10c has a smaller diameter than the side intake valve opening 10b. The reduction in exhaust efficiency due to the reduction in the diameter of the exhaust valve opening 10c is suppressed by making the lift curve asymmetric, which is a feature of the present invention, as will be described in detail below.
[0022]
  The center and side intake valve openings 10a and 10b are led out to the outside by a center intake port 11a and a side intake port 11b, respectively, and the merged intake port 11 of these ports 11a and 11b is opened on one side wall of the cylinder head 5. . Further, the exhaust valve opening 10 c is led out by an exhaust port 12 a, and the merged exhaust port 12 of these ports 12 a opens on the other side wall of the cylinder head 5.
[0023]
  The center and side intake valve openings 10a and 10b can be opened and closed by valve heads 13a and 13a 'of the center and side intake valves 13 and 13, and the exhaust valve opening 10c can be opened and closed by a valve head 14a of the exhaust valve 14. It has become. The valve shaft 13b of the intake valve 13 and the valve shaft 14b of the exhaust valve 14 extend obliquely upward so as to expand outward at a predetermined clamping angle.
[0024]
  A retainer 15 is detachably attached to the upper end of each intake valve 13 and the upper end of each exhaust valve 14. A valve spring 16 is disposed in a compressed state between each retainer 15 and a spring seat 5b formed on the cylinder head 5, whereby the valves 13 and 14 close the valve openings 10a to 10c. It is so energized.
[0025]
  An intake lifter 17 is attached to the upper end portion of the intake valve 13 so as to surround the upper portions of the retainer 15 and the valve spring 16, and the retainer 15 and valve spring 16 are attached to the upper end portion of the exhaust valve 14. An exhaust lifter 18 is attached so as to surround the upper part of the exhaust. The intake and exhaust lifters 17 and 18 are slidably guided and supported by guide holes 5 c formed in the cylinder head 5. These intake and exhaust lifters 17 and 18 are cylindrical ones whose upper ends are closed, and shims 17a and 18a arranged and fixed on the inner surfaces of the closed walls are in contact with the upper ends of the valve shafts 13b and 14b. Yes.
[0026]
  An intake camshaft 19 and an exhaust camshaft 20 are disposed above the intake lifter 17 and the exhaust lifter 18 in parallel with the crankshaft 9, and a bearing portion formed on the upper mating surface of the cylinder head 5 and It is rotatably supported by a mounted cam cap. Although not shown, the intake camshaft 19 and the exhaust camshaft 20 are connected to each other by meshing gears attached to the respective end portions, and any one of the camshafts is connected to the above-described camshaft. The crankshaft 9 is connected with a gear or a chain. As a result of the gear coupling, the intake camshaft 19 rotates counterclockwise in FIG. 2 and the exhaust camshaft 20 rotates clockwise in FIG.
[0027]
  Here, in the present embodiment, the intake and exhaust valves 13 and 14, intake and exhaust lifters 17 and 18 and intake and exhaust cam shafts 19 and 20 are arranged, and intake and exhaust cam lift parts 21 and 22 are shaped (cams). This point will be described in detail.
[0028]
  When viewed in the camshaft direction, the intake lifter 17 is disposed such that its axis c is parallel to the intake valve axis b and is perpendicular to the intake valve 13 with respect to the intake camshaft 19 as shown in FIG. It is arranged so that only A is displaced toward the cylinder bore axis X side. The intake camshaft 19 and the center and side intake valves 13 and 13 are arranged such that the camshaft axis a and the intake valve axis b intersect.
[0029]
  When viewed in the cam shaft direction, the exhaust lifter 18 is arranged such that its axis f is parallel to the exhaust valve axis e and is perpendicular to the exhaust valve 14 with respect to the exhaust cam shaft 20 as shown in FIG. Only B is disposed so as to be displaced toward the non-cylinder bore axis X side.
[0030]
  On the other hand, the exhaust valve 14 is arranged so as to be deviated from the exhaust camshaft 20 in a direction perpendicular to the exhaust lifter 18 by C in the direction opposite to the cylinder bore axis X. It is set larger than the unit quantity B.
[0031]
  Furthermore, when viewed in the direction perpendicular to the cam shaft, as shown in FIG. 3, the exhaust cam lift 22 and the exhaust valve 14 are not displaced, but the exhaust lifter 18 is displaced outward by D. . As a result, the thickness between the lifter guide holes 5c is secured, and the exhaust lifter 18 is rotated about its axis.
[0032]
  Here, when the exhaust valve 14, the exhaust camshaft 20, and the exhaust lifter 18 are offset, from the viewpoint of securing an ideal combustion chamber shape, the inclination angle and position of the exhaust valve 14 are first set. It is desirable to set the positions of the exhaust lifter 18 and the exhaust camshaft 20 according to the deviation amount with reference to the above. The same applies to the intake valve 13. On the other hand, if the position of the exhaust valve 14 is used as a reference, the interval between the cam shafts may not match the interval determined from the transmission gear diameter or the like, so the exhaust valve 14 and the exhaust lifter 18 are based on the position of the cam shaft. It is also possible to determine. In such a case, it is conceivable that the exhaust lifter 18 is close to the exhaust port side, causing a problem in heat load. In this case, it is effective to reduce the heat load by disposing the water cooling jacket 5d outside the exhaust lifter 18.
[0033]
  Further, the top surface T of the cam lift portion 21 of the intake camshaft 19 is formed so as to protrude from the base circle 19a to a height corresponding to the maximum lift amount, and is located on the front side in the rotational direction. 21a and a valve closing lift 21b positioned on the rear side in the rotational direction, and the cam profiles of both lifts 21a and 21b are asymmetrical. That is, the curvature radius Rc of the valve closing lift 21b is set to be larger than the curvature radius Ro of the valve opening lift 21a, and the cam angle θINC of the valve closing lift 21b is the cam of the valve opening lift 21a. The angle is set smaller than θINO. As a result, the intake valve 13 reaches a maximum opening degree at a lower average opening speed than the conventional symmetrical lift by rotation of the large cam angle θINO of the intake camshaft 19 and a higher average than the conventional one by rotation of the small angle θINC. Fully closed at the closing speed.
[0034]
  On the other hand, the top surface T of the cam lift portion 22 of the exhaust camshaft 20 is formed to project from the base circle 20a to a height corresponding to the maximum lift amount, and is located on the front side in the rotational direction. 22a and a valve-lifting head portion 22b located on the rear side in the rotation direction, and the cam profiles of both the head portions 22a and 22b are asymmetrical. That is, the curvature radius Ro of the valve opening lift 22a is set larger than the curvature radius Rc of the valve lift 22b, and the cam angle θEXO of the valve lift 22a is the cam of the valve lift 22b. It is set smaller than the angle θEXC. As a result, the exhaust valve 14 reaches a maximum opening degree at a higher average speed than the conventional symmetrical lift by rotation of the small cam angle θEXO of the exhaust camshaft 20, and a lower average than the conventional one by rotation of the large cam angle θEXC. Fully closed at speed.
[0035]
  Here, the valve lift heads 21a, 22a and the valve lift lifts 21b, 22b are each composed of a cam lobe portion following the base circles 19a, 20a and a cam nose portion near the top surface T, in particular. The radius of curvature of the cam lobe portion is not constant but changes substantially continuously. Accordingly, the radii of curvature Rc and Ro are not radii of curvature when viewed locally, but radii of curvature when averaged as a whole. The radius of curvature Ro usually takes a positive value, but includes a negative value. In addition, considering the case where the radius of curvature changes from positive to negative, from positive infinity to negative infinity, it seems that there is no continuity at first glance. We decided to use curvature instead of radius. Therefore, a large curvature radius means that the curvature is small.
[0036]
  Next, the function and effect of this embodiment will be described. First, the operation of the exhaust valve 14 will be described. As the crankshaft 9 rotates, the exhaust camshaft 20 rotates clockwise in FIG. When the piston 7 descends to near the expansion bottom dead center, the valve opening lift 22a of the exhaust cam lift 22 starts to slide on the upper surface of the exhaust lifter 18 at the slide contact C1 (see FIG. 5), and the exhaust valve 14 opens. Start (see lift curve EX in FIG. 6). Subsequently, when the piston 7 starts to rise and enters the exhaust stroke, and the exhaust camshaft 20 rotates at an angle θEXO from the sliding contact start position of the valve opening lift 22a, the top surface T of the exhaust cam lift 22 is on the upper surface of the lifter. The exhaust valve 14 is slidably contacted with the sliding contact Co and has a maximum opening. When the exhaust camshaft 20 further rotates, the valve closing lift 22b of the exhaust cam lift 22 starts to slidably contact the upper surface of the lifter, and the exhaust valve 14 begins to close. When the exhaust camshaft 20 rotates at an angle θEXC from the sliding contact start position (Co) of the valve closing lift 22b, the base circle 20a starts sliding, the exhaust valve 14 is fully closed, and the piston 7 is exhaust top dead center. After that, it begins to descend and enters the intake stroke. In this case, the sliding contact with the lifter 18 of the valve opening lift 22a of the exhaust cam lift 22 changes by D1 from C1 to Co, whereas the sliding contact with the lifter 18 of the valve lifting lift 22b is Only D2 from Co to C2 changes, and D1> D2.
[0037]
  In such an opening / closing operation of the exhaust valve 14, in this embodiment, the curvature radius Ro of the valve opening lift portion 22a of the exhaust cam lift portion 22 is set large, that is, the curvature is set small, and the cam angle θEXO is set narrow. Therefore, the exhaust lift curve EX has an asymmetric shape in which the maximum lift angle θm is shifted to the advance side. Incidentally, the conventional exhaust lift curve EX ′ has a symmetrical shape with the maximum lift angle θm ′ as the center. Therefore, the maximum lift angle θm of the exhaust valve 14 of the present embodiment is advanced from the conventional maximum lift angle θm ′, and reaches the maximum opening earlier than before. In this case, as the cam angle θEXO of the valve opening lift portion 22a of the cam lift portion 22 becomes narrower, the advance angle increases and the maximum opening degree is reached earlier.
[0038]
  Here, in FIG. 6, a curve VEX indicated by a one-dot chain line indicates a change in the speed of the exhaust valve 14 in the present embodiment, and a curve VEX ′ indicated by a two-dot chain line indicates a change in the speed of the conventional exhaust valve. As can be seen from the figure, in the case of the conventional exhaust lift curve EX 'that has a symmetrical shape, the valve speed at the time of valve opening and the valve speed at the time of valve closing are both the maximum speed and the average speed. The speed curve is also symmetrical. On the other hand, in the case of this embodiment, the maximum speed and the average speed of the valve speed when the valve is opened are larger than the valve speed when the valve is closed. Thereby, the maximum lift amount equivalent to the conventional one is secured while the maximum lift angle is advanced.
[0039]
  Next, the operation of the intake valve 13 will be described. As the crankshaft 9 rotates, the intake camshaft 19 rotates counterclockwise in FIG. When the piston 7 rises to near exhaust top dead center, the valve opening lift portion 21a of the cam lift portion 21 of the intake cam shaft 19 starts to slidably contact the upper surface of the intake lifter 17 and the intake valve 13 begins to open (FIG. 6). (See lift curve IN). Subsequently, when the piston 7 starts to descend and enters the intake stroke, the intake camshaft 19 rotates θINO from the sliding contact start position with the lifter 17 of the valve opening lift 21a, the top surface T of the cam lift 21 is lifted. The intake valve 13 is slidably in contact with the upper surface and has a maximum opening. When the intake camshaft 19 further rotates, the valve closing lift 21b of the cam lift 21 starts to slidably contact the upper surface of the lifter, and the intake valve 13 begins to close. When the intake camshaft 19 rotates θINC from the sliding contact start position of the valve closing lift, the base circle 19a starts sliding, the intake valve 13 is fully closed, and the piston 7 starts to rise after the suction bottom dead center. The compression process begins. The diameter of the base circles 20a and 19a is set so that a slight clearance is generated between the base circles 20a and 19a. Strictly speaking, they are not in sliding contact with each other, but are expressed as sliding contact for convenience of explanation.
[0040]
  In such an opening / closing operation of the intake valve 13, in this embodiment, the curvature radius of the valve opening lift portion 21a of the intake cam lift portion 21 is set to be small, that is, the curvature is set to be large, and the cam angle θINO is set to be wide. Therefore, the intake lift curve IN has an asymmetric shape in which the maximum lift angle θm is shifted to the retard side. Incidentally, the conventional intake lift curve IN ′ has a symmetric shape centered on the maximum lift angle θm ′. For this reason, the maximum lift angle θm of the intake valve 13 of the present embodiment is retarded from the conventional maximum angle θm ′, and becomes the maximum opening later than the conventional one. In this case, the larger the cam angle θINO of the valve opening lift portion 21a of the cam lift portion 21, the greater the retard angle, and hence the slower the maximum opening.
[0041]
  In the present embodiment, since the exhaust valve opening 10c is set to have a relatively small diameter, a larger total area of the intake valve opening can be secured, and the amount of air introduced can be increased as the total area of the intake valve opening increases. In order to increase the total area of the intake valve openings, the two side intake valve openings 10b are set larger than the one center intake valve opening 10a, so that a larger portion of the increased air is seen in the camshaft direction as cylinder bores. Accordingly, the air is introduced from the side intake valve opening 10b located near the axis X, so that a larger amount of air is introduced from the vicinity of the center of the cylinder bore in the direction of the cylinder bore axis X, and so-called forward tumble (vertical vortex) is likely to occur. .
[0042]
  Here, since the center intake valve opening 10a is located on the outer side of the cylinder bore as viewed in the cam shaft direction, the air introduced from the center intake valve opening 10a cancels the air introduced from the side intake valve opening 10b. There is a tendency to generate so-called reverse tumble. In this embodiment, since the center intake valve opening 10a is set to have a smaller diameter than the side intake valve opening 10b, the amount of air from the center intake valve opening 10a is relatively small, and the reverse tumble is suppressed. Further, since the center intake valve opening 10b is set to have a small diameter, the center intake valve opening 10a can be arranged close to the cylinder bore axis X side, so that the air flow from the center intake valve opening 10a is also the side intake valve opening 10b. From this point, the reverse tumble can be suppressed.
[0043]
  On the other hand, since the exhaust valve opening 10c is set relatively small in order to ensure a large total area of the intake valve openings, there is a concern that the exhaust efficiency may be reduced. In contrast, in the present embodiment, the maximum lift angle θm in the exhaust lift curve EX is shifted to the advance side, so that the exhaust valve 14 opens to the maximum opening when the combustion gas pressure is high in the explosion stroke. As a result, a high blowdown pressure is obtained. Accordingly, when the diameter d2 of the side intake valve opening 10b is set large as in the present embodiment, and the diameter d3 of the exhaust valve opening 10c is set relatively small in order to avoid interference with the side intake valve opening 10b. However, combustion gas can be reliably discharged, and exhaust efficiency can be secured. Moreover, since the blowdown pressure is high, the scavenging efficiency at the time of overlap is improved, and the filling efficiency is improved accordingly.
[0044]
Further, in the present embodiment, since the exhaust efficiency is high as described above, the exhaust lift curve EX of the exhaust valve 14 is moved by moving the exhaust lift curve EX to the retard side as a whole as compared with the conventional symmetrical lift curve EX '. It is possible to delay the opening start timing to near the expansion bottom dead center (refer to the lift curve EXo in FIG. 6). In this case, the expansion ratio is increased so that the combustion pressure sufficiently acts on the piston. The exhaust loss can be reduced by the amount discharged after the exhaust gas temperature is lowered.
[0045]
  In this embodiment, since the maximum lift angle θm of the intake lift curve IN is shifted to the retard side, when the piston 7 descends to near the bottom dead center of the intake stroke and the negative pressure in the cylinder bore increases. The opening degree of the intake valve 13 is maximized. Therefore, the intake flow velocity is improved, the inertia effect is enhanced, and the intake air amount is increased.
[0046]
  Further, in this embodiment, since the intake efficiency is high as described above, the intake valve 13 is closed by moving the intake lift curve IN to the advance side as compared with the conventional symmetrical lift curve IN ′. It is possible to advance the timing to near the bottom dead center of suction (see lift curve INo in FIG. 6), and in this case, blowback in the low speed rotation region can be prevented.
[0047]
  In this embodiment, the maximum lift angle θm of the exhaust lift curve EX is moved to the advance side, and the maximum lift angle θm of the intake lift curve IN is moved to the retard side. The lift amount L1 of the exhaust valve 14 and the intake valve 13 at the time of lap becomes smaller than the conventional lift amount L2, so that the clearance for avoiding interference with the exhaust valve 14 and the intake valve 13 formed at the top of the piston 7 is avoided. Can be reduced or eliminated, and as a result, the compression ratio can be increased.
[0048]
  Furthermore, in this embodiment, as shown in FIG. 6, since the maximum valve opening speed and the average valve opening speed of the exhaust valve 14 are made larger than the maximum valve closing speed and the average valve closing speed, the exhaust lift curve EX is made asymmetric. However, a lift amount equivalent to that of the conventional symmetrical lift curve EX ′ can be secured. As shown in the drawing, the valve opening speed and the valve closing speed of the intake valve 13 are symmetrical with respect to the exhaust valve speed with the exhaust top dead center as the axis of symmetry, and the positive and negative are reversed. As in the case of the valve, a lift amount equivalent to that of the conventional symmetrical lift curve can be secured.
[0049]
  Here, when the curvature radius Ro of the valve opening lift portion 22a of the exhaust cam lift portion 22 is set larger than the curvature radius Rc of the valve close lift portion 22b as in this embodiment, as shown in FIG. The contact point of the lift portion 22a with the upper surface of the lifter changes greatly from C1 to Co. When the camshaft axis and the lifter axis are crossed as in the prior art, the lifter diameter may be increased. Therefore, in the present embodiment, the lifter axis f is shifted from the axis d of the exhaust cam shaft 20 to the side where the valve opening lift 22a rotates, that is, the upstream side in the rotational direction of the exhaust cam shaft 20 (the right side of FIGS. 2 and 5). ), The lifter diameter may be set slightly larger than D1 + D2, as is apparent from FIG. Thus, without allowing the lifter to have a large diameter, it is possible to widen the allowable movement range of the contact point between the cam and the lifter, the valve lift speed can be increased, and the necessary lift amount can be ensured. Incidentally, when obtaining an equivalent lift curve without deviating the lifter position, the lifter diameter needs to be slightly larger than 2 × D1.
[0050]
  The points related to the movement distance of the contact point between the cam head and the lifter in the exhaust valve 14 are the same in the case of the intake valve 13, and the intake lifter 17 is displaced by A from the intake cam shaft 19, so that the intake air Without allowing the lifter 17 to have a large diameter, it is possible to widen the allowable movement range of the contact point between the cam lift 21 and the lifter 17, increase the valve lift speed, and secure the necessary lift amount. .
[0051]
  Further, when the maximum lift position of the exhaust lift curve EX is advanced to increase the valve opening speed and the exhaust camshaft 20 and the exhaust lifter 18 are deviated as in the present embodiment, the valve opening initial stage When the valve acceleration of the exhaust valve increases, the contact point of the exhaust cam lift 22 with the exhaust lifter 18 moves outside the axis f of the exhaust lifter 18 (on the side opposite to the cylinder bore axis, right side in FIG. 5). As a result, the exhaust lifter Bending moment and shearing force act on 18 and this is disadvantageous in securing the strength of the lifter.
[0052]
  Therefore, in the present embodiment, the exhaust valve 14 is arranged so that its axis e is displaced further outside the axis f of the exhaust lifter 18. Therefore, when the exhaust cam lift 22 is in contact with the exhaust lifter 18 on the outer side of the axis f of the exhaust lifter 18, the exhaust valve 14 is positioned so as to face the contact point. Generation of bending moment and shearing force can be suppressed, and disadvantages in securing the strength of the exhaust lifter 18 can be avoided.
[0053]
  FIG. 7 shows a modification in which the generation of the bending moment and the shearing force can be avoided more reliably. The same reference numerals as those in FIG. 2 indicate the same or corresponding parts. In this modification, the exhaust valve 14 is displaced from the exhaust camshaft 20 by the dimension C, and the radius of the valve shaft 14b of the exhaust valve 14 is set to the above-mentioned dimension C. Thus, the exhaust valve shaft 14b supports most of the movement range of the lifter contact point of the exhaust cam lift part 22 from below, and the bending moment and shearing force generated in the exhaust lifter 18 can be avoided more reliably.
[0054]
  In the above-described embodiment, the intake valve 13 is arranged so that the intake camshaft 19 and the axis intersect, but the intake valve 13, the intake camshaft 19, and the intake lifter 17 are also used to suppress the generation of bending moment. Deviation can be arranged. In this case, in FIG. 2, it is effective to arrange the intake valve 13 so that its axis b is located further on the cylinder bore axis X side than the axis c of the intake lifter 17, so that a bending moment is applied to the intake lifter 17. Occurrence can be suppressed or avoided.
[0055]
  Further, the valve opening start timing and the valve closing end timing can be changed by advancing or retarding the asymmetric lift curve in the above embodiment according to the operating state of the engine while maintaining its shape. FIG. 8 shows an example in which the intake lift curve is advanced according to the engine operating state. In the figure, the same reference numerals as those in FIG. 6 indicate the same or corresponding parts.
[0056]
  In the example of FIG. 8, the intake lift curve INo is advanced by θMOD to the lift curve IN when the engine rotational speed exceeds a predetermined speed. Various conventional valve timing variable mechanisms for advancing or retarding the lift curve have been proposed. For example, a conventionally known mechanism that changes the relative angle between the camshaft and the timing gear can be employed. is there.
[0057]
  In the above example, the intake lift curve INo has an asymmetric shape in which the maximum retoff angle θm is retarded from the maximum lift angle θm ′ in the conventional lift curve IN ′. The angle θMOD to be made may be smaller than the angle θSTD to be advanced in the case of the conventional symmetrical lift curve INo ′. Therefore, the burden on the timing variable mechanism described above can be reduced.
[0058]
【The invention's effect】
  According to the valve operating apparatus for an engine according to the first aspect of the present invention, the exhaust valve lift curve or the intake valve lift curve has an asymmetrical shape in which the maximum lift position is biased toward the advance side or the retard side. By selecting an asymmetrical shape as appropriate, there is an effect that the charging efficiency can be improved while reducing the exhaust efficiency while suppressing the exhaust valve opening to be small.
[0059]
  And when making the lift curve asymmetrical, the lifter and the camshaft are offset so that the lifter is displaced to the side where the lifter comes into contact with the portion of the cam lift where the average valve speed is large. Therefore, it is possible to widen the range of movement of the contact point between the cam lift and the lifter without increasing the lifter diameter, and this has the effect of increasing the valve lift speed and ensuring the necessary lift amount.
[0060]
  Also, when the lifter is offset with respect to the camshaft, the intake valve or exhaust valve is offset in the same direction as the offset lifter, so the contact point between the lifter and the portion of the cam lift where the average valve speed is high Since the valve shaft is positioned so as to support the bending force, the bending moment and the shearing force acting on the lifter can be suppressed or eliminated, and there is an effect that a disadvantage in the strength of the lifter can be avoided.
[0061]
  furtherSince the exhaust valve lift curve is asymmetric with the maximum lift position biased to the advance side, the exhaust valve opens to the maximum opening when the combustion gas pressure is high during the explosion stroke, resulting in high blowdown pressure. Thus, the combustion gas can be reliably discharged, and the exhaust efficiency can be improved.
[0062]
  And in invention of Claim 1,The lifter and exhaust valve camshaft are offset so that the opener of the exhaust valve cam lift and the exhaust valve lifter come into contact with each other.SoAlsoClaim 2In this invention, the intake lifter is displaced to the closed side.LetTherefore, the valve lift speed can be increased by increasing the moving range of the contact point between the cam lift and the lifter without increasing the lifter diameter.There is an effect. In the invention of claim 1, since the exhaust valve is offset on the same side as the exhaust valve lifter,This has the effect of suppressing or eliminating the bending moment and shear force acting on the lifter.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a front view of an engine including an apparatus according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional front view of the apparatus according to the embodiment.
FIG. 3 is a cross-sectional side view of an exhaust valve portion of the apparatus of the embodiment.
FIG. 4 is a cross-sectional plan view showing a valve opening of the above-described embodiment apparatus.
FIG. 5 is a schematic view of an exhaust cam lift portion of the above-described embodiment apparatus.
FIG. 6 is a view showing a lift curve of the above-described embodiment apparatus.
FIG. 7 is a cross-sectional front view showing a modification of the exhaust valve portion of the embodiment device.
FIG. 8 is a diagram showing a lift curve when a variable valve timing device is added to the embodiment device.
[Explanation of symbols]
1 engine
13 Intake valve
13b Intake valve stem
14 Exhaust valve
14b Exhaust valve shaft
17 Intake lifter
18 Exhaust lifter
21 Intake cam head
21a Lifting lift (open side of intake cam lift)
21b Lifting part for valve closing (closed part of intake cam lifting part)
22 Exhaust cam head
22a Lifting head for valve opening (open side of exhaust cam lift)
22b Lifting part for valve closing (closed part of exhaust cam lifting part)
EX Exhaust lift curve
IN intake lift curve
Ro radius of curvature of the open side
Rc Curvature radius of closed part

Claims

In a valve operating apparatus for an engine having a valve opening / closing mechanism that opens and closes an intake valve and an exhaust valve along a predetermined lift curve, the valve opening / closing mechanism is configured to press a lifter mounted on a valve shaft at a cam head portion. The shape of the exhaust cam head portion is configured such that the curvature 1 / Ro of the open side portion is substantially smaller than the curvature 1 / Rc of the close side portion, and the cam angle θ exo of the open side portion. Is set to be smaller than the cam angle θ exc of the closed portion, so that the average valve opening speed of the exhaust valve is made larger than the average valve closing speed and the lift curve for the exhaust valve is biased toward the advance side. The open side portion of the exhaust valve cam lift and the exhaust valve lifter so that the sliding contact length between the closed side portion and the exhaust valve lifter is greater than the sliding length of the exhaust valve lifter. The lifter is on the side where the lifter for the valve contacts Coordinating as valve operating device for an engine is characterized in that the said lifter and the exhaust valve cam shaft offset arrangement.

In a valve operating apparatus for an engine having a valve opening / closing mechanism that opens and closes an intake valve and an exhaust valve along a predetermined lift curve, the valve opening / closing mechanism is configured to press a lifter mounted on a valve shaft at a cam head portion. The shape of the intake cam head is configured so that the curvature 1 / Rc of the closed side portion is substantially smaller than the curvature 1 / Ro of the open side portion , and the cam angle θ inc of the closed side portion is By setting it to be smaller than the cam angle θ ino of the open side part, the average valve closing speed of the intake valve is made larger than the average valve opening speed and the lift curve for the intake valve is biased to the retard side An asymmetric type, and the closed side portion of the intake valve cam lift portion and the intake valve lifter have a sliding contact length greater than the sliding contact length of the open side portion and the intake valve lifter ; On the side that comes in contact with the intake valve lifter, There valve operating system for an engine, characterized in that the said lifter the intake valve cam shaft to deflect offset arrangement.