JP3876087B2

JP3876087B2 - Variable valve operating device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP3876087B2
Application number: JP01265399A
Authority: JP
Inventors: 敬介武田; 誠之助原; 徹朗後藤
Original assignee: Hitachi Ltd; Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd; Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1999-01-21
Filing date: 1999-01-21
Publication date: 2007-01-31
Anticipated expiration: 2019-01-21
Also published as: JP2000213315A

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が知られている。
【０００３】
図１８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と支軸９とは、互いに異なる箇所に配置されているため、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／リフト量を大きく設定することができない。
【００１１】
また、上記従来装置を１気筒当たり２つの吸気又は排気弁を有する機関に適用して、例えば一方の吸気弁の作動を停止してアイドル運転中のスワール効果を狙うといった片弁停止の制御について何ら考察されていなかった。
【００１２】
【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、該駆動軸の外周に相対的に摺動自在に設けられたカムシャフトと、該カムシャフトに設けられて、１気筒当たり２つの機関弁をそれぞれ開閉作動させる一対の揺動カムと、一端部が前記駆動カムに回転自在に連係しかつ他端部が前記少なくとも一方側の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を機関運転状態に応じて制御する制御機構とを備えた可変動弁装置であって、前記カムシャフトに対して一方側の揺動カムを固定すると共に、他方側の揺動カムを揺動自在に設け、かつ該他方側の揺動カムを機関運転状態に応じてカムシャフトに連結するかあるいは連結を解除する連結切換機構を設けたことを特徴としている。
【００１３】
請求項２記載の発明は、前記連結切換機構は、他方側揺動カムの内周部にカムシャフト軸直角方向に穿設された作動用穴と、前記作動用穴に対向するカムシャフトの外周部に穿設された摺動用穴と、前記作動用穴に摺動自在に収納され、第１押圧手段によって作動用穴と摺動用穴に跨った位置に進出摺動して、他方側揺動カムとカムシャフトとを連結する連結ピストンと、該連結ピストンを作動用穴内に後退摺動させる第２押圧手段とを備えたことを特徴としている。
【００１４】
請求項３記載の発明は、前記第１押圧手段を、ばね部材によって構成する一方、第２押圧手段を油圧回路によって構成したことを特徴としている。
【００１５】
請求項４記載の発明は、前記連結切換機構は、カムシャフトの外周面から軸直角方向へ延出した係合突部と、他方側揺動カムの上端部に支軸を介して揺動自在に設けられて、一端部が前記係合突部に係合可能なレバーと、該レバーの他端部側に設けられて、レバーの一端部を係合突部へ係合させる方向に押圧付勢する第１押圧手段と、他方側揺動カムのレバー一端部側の外周部に設けられて、レバーの他端部を第１押圧手段の押圧力に抗して他方向へ押し上げて係合突部との係合を解除する第２押圧手段とを備えたことを特徴としている。
【００１６】
請求項５記載の発明は、前記両揺動カムの連結解除時に、他方側揺動カムを一方側揺動カムの揺動範囲外の自由な揺動を規制する規制手段を設けたことを特徴としている。
【００１７】
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上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、とりわけ連結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。
【００１８】
すなわち、例えば機関始動時やアイドル運転時には、第２押圧手段によって連結ピン全体を作動用穴内に収納保持させる。このため、両揺動アーム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一方側揺動カムは該駆動カムの偏心回転により、ロッカアームを介して揺動して機関弁の一方側を開閉作動させる。一方、他方側の揺動カムは揺動停止状態となり、したがって他方側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。
【００１９】
尚、揺動停止状態にある他方側の揺動カムは、一方側の揺動カムの揺動に伴ってカムシャフトとの摺動抵抗により連れ回りを起こし、自由に揺動するが、規制機構によってその揺動範囲が一方側揺動カムの揺動軌跡の範囲内に規制されるため、後述する連結作用に支障を来すことがない。
【００２０】
また、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、第１押圧手段の押圧力が第２押圧手段の押圧力に打ち勝って連結ピンを押圧して作動用穴と摺動用穴との間の跨った位置に保持する。これにより、両揺動カムがカムシャフトを介して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側の揺動カムからカムシャフトを伝って他方側の揺動カムに伝達されて、両揺動カムが一体的に揺動する。したがって、他方側の機関弁も開閉作動され、この結果、吸気充填効率の向上により出力の向上が図れる。
【００２１】
【発明の実施の形態】
図１〜図４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つの機関弁である吸気弁を有する内燃機関に適用したものを示している。
【００２２】
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上に機関前後方向に沿って配置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１つの駆動カム１５と、前記駆動軸１３の外周に相対摺動自在に嵌挿された中空状のカムシャフト１４と、該カムシャフト１４の両端部に設けられて、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１７，２７と、前記駆動軸１３の上方に配置されて、一端部１８ａがリンクアーム１９を介して前記駆動カム１５に連係し、他端部１８ｂが一対のリンク部材２０を介して前記第１揺動カム１７に連係したロッカアーム１８と、前記ロッカアーム１８の揺動支点位置を可変にする可変機構２１と、該可変機構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。
【００２３】
前記駆動軸１３は、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。
【００２４】
前記カムシャフト１４は、円筒状を呈し、図２及び図３に示すように気筒間に有する前記各駆動カム１５，１５の間に駆動軸１３の外周に回動自在に配置され、中央部位１４ａが軸受２２によって軸受けされて、内部に形成された軸方向孔の内周面１４ｂによって駆動軸１３を軸受けするようになっている。
【００２５】
また、中央部位１４ａの一端１４ｄは、後述する第２揺動カム２７のスラスト方向の傾倒を防止ために第２揺動カム２７の一側面を当接支持するようになっている。
【００２６】
前記軸受２２は、シリンダヘッド１１の上端部に設けられてカムシャフト１４を支持するメインブラケット２２ａと、該メインブラケット２２ａの上端部に設けられて後述する制御軸を回転自在に支持するサブブラケット２２ｂとを有し、両ブラケット２２ａ，２２ｂが一対のボルト２２ｃ，２２ｃ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。
【００２７】
前記駆動カム１５は、図１及び図３にも示すように、本体１５ａがほぼリング状を呈し、内部軸方向に駆動軸挿通孔１５ｃ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、本体１５ａの側部には駆動軸１３の外周に固定支持される筒状部１５ｂが一体に設けられている。この筒状部１５ｂは、第２揺動カム２７の他側面を当接支持し、前記カムシャフト１４の一端１４ｄと共働して第２揺動カム２７の傾倒を防止している。さらに、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配置されている。
【００２８】
前記各バルブリフター１６は、図２，図３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。
【００２９】
前記各揺動カム１７，２７は、図１及び図６〜図１１に示すようにそれぞれほぼ横Ｕ字形状を呈し、一方側の第１揺動カム１７は、図３にも示すようにカムシャフト１４の一端部側に一体に固定されている一方、他方側の第２揺動カム２７は、カムシャフト１４の他端部側に支持孔２７ｂを介して揺動自在に支持されている。
【００３０】
また、第２揺動カム２７は、図７に示すように支持孔２７ｂの内周面中央に該第２揺動カム２７とカムシャフト１４との間の良好な潤滑性を確保する円環状の油溝２７ｃが形成されていると共に、上面には後述するストッパ機構５６の押圧プランジャ５６ｂが係入するストッパ溝２７ｄが形成されている。また、第１揺動カム１７の先端側のカムノーズ部１７ａには、ピン孔１７ｂが貫通形成されている。さらに、各揺動カム１７，２７の下面には、同一のカムフェース２５が形成されている。
【００３１】
このカムフェース２５は、図６に示すように、基円面２５ａと該基円面２５ａからカムノーズ部１７ａ，２７ａ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１７ａ，２７ａ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、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。
【００３２】
前記ロッカアーム１８は、図１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２４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。
【００３３】
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前記突出端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、ロッカアーム１８の一端部１８ａ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。
【００３４】
前記各リンク部材２０は、ロッカアーム１８の他端部１８ｂ両側に配置され、図１にも示すようにそれぞれ所定長さの直線状に形成され、円形状の両端部２０ａ，２０ｂは前記ロッカアーム１８の他端部１８ｂと揺動カム１７にピン２４，２６を介して回転自在に連結している。尚、各ピン２３，２４，２６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。
【００３５】
前記可変機構２１は、前記軸受２２のメインブラケット２２ａとサブブラケット２２ｂとの間に軸受けされた前記制御軸２８と、該制御軸２８に圧入固定され、ロッカアーム１８の基部１８ｃに有するカム孔１８ｄ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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
そして、前記カムシャフト１３と第２揺動カム２７との間には、該両者１３，２７を適宜連結あるいは連結を解除する連結切換機構３７が設けられている。この連結切換機構３７は、図３，図６〜図１１に示すように前記第２揺動カム２７の上端部にカムシャフト１３の軸直角方向に沿って穿設された作動用穴３８と、カムシャフト１３の外周部に作動用穴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である連結用穴３９と、前記作動用穴３８の内部に摺動自在に収容されて、先端部４０ａが連結用穴３９内に進出可能な連結ピストン４０とから主として構成されている。
【００３９】
前記連結ピストン４０は、作動用穴３８の底部に弾装された第１押圧手段であるコイルスプリング４１のばね力によって先端部４０ａが連結用穴３９内に進出する方向へ付勢されていると共に、連結用穴３９の底部側に形成された受圧室４２内に油圧回路４３を介して供給された油圧によって全体が作動用穴３８内に後退動するようになっている。また、この連結ピストン４０の先端部４０ａ外周縁と連結用穴３９の孔縁は、該連結ピストン４０の連結用穴３９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の底壁部３５には、連結ピストン４０の良好な摺動性を確保するための空気孔４４が穿設されている。
【００４０】
前記油圧回路４３は、図５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、一端が油圧供給通路４８の下流側に連通し、他端が受圧室４３に連通する給排通路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、給排通路４９の途中に設けられて、該給排通路４９とドレン通路５１とを切り換える３ポート２位置型の電磁切換弁５２とを備えている。前記給排通路４９は、図７，図８Ａ，Ｂに示すように駆動軸１３の内部軸方向に形成された軸方向孔４９ａと、該駆動軸１３とカムシャフト１４の径方向に沿って穿設された径方向孔４９ｂ，４９ｃとから構成されている。
【００４１】
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４２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。
【００４２】
さらに、前記第２揺動カム２７は、図６に示すようにロッカカバー３６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、カムシャフト１４の正逆回動範囲内に規制され、第１揺動カム１７の揺動（摺動）に伴うカムシャフト１４との摺動摩擦抵抗による連れ回りによる作動用穴３８と連結用穴３９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３６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とから構成されており、この押圧プランジャ５６ｂの先端部が前記ストッパ溝２７ｄ内に係合して第２揺動カム２７の自由な揺動を規制するようになっている。
【００４３】
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を連通させる。このため、受圧室４２内に油圧が供給されて高圧になる。したがって、連結ピストン４０は、図６及び図９に示すように受圧室４２内の高油圧により全体が作動用孔３８内に収納保持される。
【００４４】
このため、第２揺動カム２７は、カムシャフト１４との連結が解除されて、自由揺動状態になり、ほぼ揺動停止状態になる。したがって、第２揺動カム２７による第２バルブリフター１６の押圧作用はなく、一方の吸気弁１２は、開閉作動が停止される。
【００４５】
一方、第１揺動カム１７は、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。
【００４６】
したがって、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、機械的な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。
【００４７】
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との連通が遮断されると共に、給排通路４９とドレン通路５１が連通されるため、受圧室４２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、連結ピストン４０は、図３，図１０，図１１に示すように第１揺動カム１７の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と連結用穴３９が合致した位置で、コイルスプリング４１のばね力に抗して進出動し、先端部４０ａが連結用穴３９の底部側へ押圧すると共に、該連結用穴３９の底部にまで進出して両穴３８，３９間を跨ぐ位置に保持される。これによって、両揺動カム１７，２７はカムシャフト１４を介して互いに一体的に連結される。
【００４８】
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が揺動すると、第２揺動カム２７も揺動して、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。
【００４９】
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揺動カム１７，２７の連結状態が維持されるため、出力の向上が図れる。
【００５０】
さらに、前記機関低速低負荷時には、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Ｐから左上方向の回動位置に保持され、厚肉部２９ｂが駆動軸１３から上方向に離間移動する。したがって、他方のロッカアーム１８は、全体が駆動軸１３に対して下方向へ移動して、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、第１揺動カム１７は、一端部２４が強制的に若干引き上げられる一方、第２揺動カム２７もカムシャフト１４を介して全体が図示のように反時計方向へ回動位置に保持される。
【００５１】
したがって、駆動カム１５の回転によりリンクアーム１９を介して該ロッカアーム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１７，２７に伝達される。そして、揺動カム１７，２７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１６，１６の頂面１６ｃ，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。
【００５２】
よって、かかる低速低負荷域では、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。
【００５３】
一方、機関高速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、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は、今度は全体が駆動軸１３から離れた方向へ移動して、リンク部材２０を介して第１揺動カム１７のカムノーズ１７ａを下方向へ押圧して、両揺動カム１７，２７全体を所定量だけ時計方向へ回動させる。
【００５４】
したがって、両揺動カム１７，２７のバルブリフター１６，１６上面に対する転接位置がカムノーズ部１７ａ，２７ａ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。
【００５５】
よって、かかる高回転高負荷域では、カムリフト特性が低速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。
【００５６】
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とをカムシャフト１４を介して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。
【００５７】
さらに、駆動カム１５と第１，第２揺動カム１７，２７とを駆動軸１３に同軸上に設けることにより、駆動軸１３と揺動カム１７，２７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。
【００５８】
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１７，２７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。
【００５９】
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。
【００６０】
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。
【００６１】
また、ロッカアーム１８と第１揺動カム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と揺動カム１７との連係状態が常に保たれる。したがって、両揺動カム１７，２７の大きな揺動角が得られることにより、揺動カム１７，２７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１７，２７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。
【００６２】
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２２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。
【００６３】
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。
【００６４】
図１２〜図１７は本発明の第２の実施形態を示し、連結切換機構３７の構造を変更したものである。
【００６５】
すなわち、連結切換機構３７は、図１２，図１３に示すようにカムシャフト１４の第２揺動カム２７側部の外周面にカムシャフト１４の軸方向に沿って延設された長板状の突起部５８と、第２揺動カム２７の上端両側に立設された一対のブラケット５９，５９と、該両ブラケット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、第２揺動カム２７のレバー６１の一端部６１ａ側に設けられて、該レバー６１を一方向へ傾動させる第１押圧手段であるロストモーション機構６２と、第２揺動カム２７のレバー６１の他端部６１ｂ側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の押圧力及び摺動用穴６３に環状リテーナ６６を介して弾装されたコイルスプリング６５のばね力に抗して押上げて他方向へ傾動させる第２押圧手段であるプランジャ６４と、摺動用穴６３の内部に形成された受圧室６３ａに油圧を供給してプランジャ６４をロストモーション機構６２のリターンスプリング６２ｃのばね力に抗して進出動させる油圧回路４３とを備えている。
【００６６】
前記レバー６１は、側面ほぼ三角形状を呈し、中央部にカムシャフト１４軸方向に沿って貫通形成された支持孔６１ｃに前記支軸６０が挿通して揺動自在に支持されていると共に、一端部６１ａの平坦な下面に前記ロストモーション機構６２のピストン６２ｂが弾接している一方、他端部６１ｂの平坦な下面にプランジャ６４の頭部６４ａが当接している。
【００６７】
また、このレバー６１は、図１４Ａ〜Ｃに示すように一側部に細長いプレートを円弧状に折曲形成した係合片６７が一体に設けられており、この係合片６７の一端部６７ａ下面には前記突起部５８と適宜係合する係合溝６７ｂが形成されている。
【００６８】
ロストモーション機構６２は、図１６及び図１７に示すようにレバー６１の一端部６１ａ側の第２揺動カム２７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。
【００６９】
前記プランジャ６４は、球状の頭部６４ａ上端面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、下端部６４ｂが受圧室６５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。
【００７０】
また、第２揺動カム２７は、カムシャフト１４の中央部１４ａと大径な支持孔２７ｂとの間に挿通されたスラスト規制用ブッシュ７０によりスラスト方向の傾倒が防止されており、このブッシュ７０は、カムシャフト１４の一端１４ｄに形成された矩形孔１４ｅ内に圧入された板状の規制部材７１に中央のスリット７０ａが係合して自由な回転が規制されている。
【００７１】
また、油圧回路４４は、第１実施形態のものとほぼ同一であり、給排通路４９が駆動軸１３の内部軸方向に穿設された軸方向孔４９ａと、該駆動軸１３とカムシャフト１４の径方向へ連続的に形成された通路孔４９ｂとから構成されている。
【００７２】
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４８と給排通路４９が連通されて受圧室６３ａ内に油圧が供給され、したがって、プランジャ６４は、図１６に示すように摺動用穴６３の上方向へ進出動する。このため、レバー６１及び係合片６７は、ロストモーション機構６２のリターンスプリング６２ｃのばね力に抗して一端部６１ａ，６７ａ側が押し上げられて該一端部６７ａと突起部５８との係合が解除されて、カムシャフト１４と第２揺動カム２７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揺動カム２７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。
【００７３】
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。
【００７４】
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４６とドレン通路が連通して受圧室６５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１７に示すようにロストモーション機構６２のリターンスプリング６２ｃ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、係合片６７の一端部６７ａと突起部５８が合致することにより互いに係合して、カムシャフト１４と第２揺動カム２７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。
【００７５】
尚、運転状態に応じて可変機構２１により、ロッカアーム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実施形態と同じである。
【００７６】
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、例えば連結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。
【００７７】
【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カムシャフトを介して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。
【００７８】
また、揺動カムを駆動カムと一緒に駆動軸に同軸上に設けることにより、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。
【００７９】
しかも、本発明によれば、機関運転状態に応じて、揺動カムを連結切換機構によって連結あるいは連結を解除することにより、機関弁を作動させ、あるいは作動を停止させることができるため、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。
【００８０】
また、片弁停止の他に、１気筒当たり１弁型の場合は、間引き状態に各気筒のいずれかの機関弁の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。
【００８１】
特に、可変機構によるバルブタイミング及びバルブリフトの可変も合わせて行うことができるので、機関性能の大巾な向上と始動性や燃費を一層改善することができる。
【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】本実施形態の要部側面図。
【図３】同実施形態の要部断面図。
【図４】本実施形態の平面図。
【図５】本実施形態の油圧回路を示す概略図。
【図６】カムシャフトと第２揺動カムの連結を解除した状態を示す断面図。
【図７】カムシャフトと第２揺動カムの分解斜視図
【図８】Ａは図７のＡ矢視図、ＢはＡのＢ−Ｂ線断面図。
【図９】カムシャフトと第２揺動カムの連結を解除した状態を示す断面図。
【図１０】カムシャフトと第２揺動カムを連結した状態を示す断面図。
【図１１】カムシャフトと第２揺動カムを連結した状態を示す断面図。
【図１２】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１３】駆動軸とカムシャフト及び第２揺動カムの分解斜視図。
【図１４】Ａはレバーの斜視図、Ｂはレバーの正面図、Ｃはレバーの底面図。
【図１５】同第２の実施形態の要部断面図。
【図１６】同第２の実施形態のカムシャフトと第２揺動カムの連結を解除した状態を示す断面図。
【図１７】同第２の実施形態のカムシャフトと第２揺動カムを連結した状態を示す断面図。
【図１８】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…駆動軸
１４…カムシャフト
１５…駆動カム
１６…バルブリフター
１７…第１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
２７…第２揺動カム
３７…連結切換機構
３８…作動用穴
３９…連結用穴
４０…連結ピストン
４１…コイルスプリング
４２…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 devices that variably control the valve lift amount according to the engine operating state have been conventionally provided. For example, those described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 55-137305 are known. .
[0003]
The outline thereof will be described with reference to FIG. 18. 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 camshaft 2 and the support shaft 9 are arranged at different locations, the camshaft 2 and the support shaft 9 are likely to be misaligned with each other, thereby improving the valve timing control accuracy. May decrease.
[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 large.
[0011]
In addition, the conventional device is applied to an engine having two intake or exhaust valves per cylinder, for example, one valve stop control for stopping the operation of one intake valve and aiming at a swirl effect during idle operation. It was not considered.
[0012]
[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 camshaft that is slidably provided on the outer periphery of the drive shaft, a pair of swing cams that are provided on the camshaft to open and close two engine valves per cylinder, and one end A rocker arm whose part is rotatably linked to the drive cam and whose other end is mechanically linked to the at least one rocking cam, and a variable mechanism for changing the rocking fulcrum of the rocker arm in an engine operating state. And a control mechanism that controls in accordance with the camshaft, wherein the swing cam on one side is fixed to the camshaft, the swing cam on the other side is swingably provided, and The other side of the swing cam It is characterized in that a connection switching mechanism for releasing the or coupling for connecting to the cam shaft in accordance with the.
[0013]
According to a second aspect of the present invention, the connection switching mechanism includes an operation hole drilled in a direction perpendicular to the camshaft axis in an inner peripheral portion of the other side swing cam, and an outer periphery of the camshaft facing the operation hole. A sliding hole drilled in the part and slidably accommodated in the operating hole, the first pressing means advances and slides to a position straddling the operating hole and the sliding hole, and swings on the other side A connecting piston for connecting the cam and the camshaft and a second pressing means for sliding the connecting piston back into the operation hole are provided.
[0014]
The invention described in claim 3 is characterized in that the first pressing means is constituted by a spring member, while the second pressing means is constituted by a hydraulic circuit.
[0015]
According to a fourth aspect of the present invention, the connection switching mechanism is capable of swinging via a support shaft at the engaging protrusion extending in the direction perpendicular to the axis from the outer peripheral surface of the camshaft and at the upper end of the other swing cam. And a lever whose one end is engageable with the engaging protrusion, and is provided on the other end side of the lever, and is pressed in a direction to engage one end of the lever with the engaging protrusion. The first pressing means to be energized, and provided on the outer peripheral portion of the other side swing cam on the lever one end side, the other end of the lever is pushed up in the other direction against the pressing force of the first pressing means and engaged. It has the 2nd press means which cancels | releases engagement with a protrusion, It is characterized by the above-mentioned.
[0016]
According to a fifth aspect of the present invention, there is provided a restricting means for restricting free swinging of the other swing cam outside the swing range of the first swing cam when the both swing cams are disconnected. It is said.
[0017]
Therefore, according to the present invention, since the drive cam and the swing cam are provided together on the drive shaft, the apparatus can be made compact, in particular, according to the engine operating state by the connection switching mechanism, for example. The operation of the intake valve on one side can be stopped.
[0018]
That is, for example, at the time of engine start or idle operation, the entire connecting pin is stored and held in the operating hole by the second pressing means. For this reason, the two swing arms are not connected to each other and are in a free state, and the one-side swing cam linked to the drive cam swings via the rocker arm due to the eccentric rotation of the drive cam, and the engine valve Open and close one side. On the other hand, the swing cam on the other side is in a swing stop state, and therefore the opening / closing operation of the engine valve on the other side is stopped. As a result, the starting torque by the crankshaft at the time of start is reduced, the startability is improved, and the fuel efficiency during idling is improved.
[0019]
The swing cam on the other side in the swing stop state is swung freely due to the sliding resistance with the cam shaft as the swing cam on the one side swings. Therefore, the swing range is restricted within the range of the swing locus of the one-side swing cam, so that there will be no hindrance to the connecting action described later.
[0020]
Further, when the engine shifts to, for example, a steady operation and a high rotation / high load region, the pressing force of the first pressing means overcomes the pressing force of the second pressing means to press the connecting pin, and the operation hole and the sliding hole Is held at the position between. Thereby, both rocking cams are integrally connected via the camshaft. For this reason, the eccentric rotational force of the drive cam is transmitted from the swing cam on one side to the swing cam on the other side through the cam shaft, so that both the swing cams swing integrally. Therefore, the engine valve on the other side is also opened and closed, and as a result, the output can be improved by improving the intake charging efficiency.
[0021]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 to 4 show a first embodiment of a variable valve operating apparatus according to the present invention, which is applied to an internal combustion engine having intake valves which are two engine valves per cylinder.
[0022]
In other words, this variable valve operating device is disposed along a longitudinal direction of the engine on the cylinder head 11 and a pair of intake valves 12 and 12 slidably provided on the cylinder head 11 via a valve guide (not shown). A hollow drive shaft 13, a single drive cam 15 fixed to the outer peripheral surface of the drive shaft 13 by press-fitting or the like, and a hollow drive shaft fitted into the outer periphery of the drive shaft 13 so as to be slidable relative to each other. A camshaft 14, a pair of swing cams 17, 27 provided at both ends of the camshaft 14 for pressing and opening the intake valves 12, 12 via valve lifters 16, 16; A rocker arm 18 disposed on the upper side, with one end 18a linked to the drive cam 15 via a link arm 19 and the other end 18b linked to the first swing cam 17 via a pair of link members 20; , Said b A variable mechanism 21 to the swing fulcrum position of Kaamu 18 variable, is composed primarily of a non-illustrated control means for controlling operation in accordance with the variable mechanism 21 to the engine operating state.
[0023]
The drive shaft 13 receives a rotational force 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.
[0024]
The camshaft 14 has a cylindrical shape, and is rotatably disposed on the outer periphery of the drive shaft 13 between the drive cams 15 and 15 provided between the cylinders as shown in FIGS. 2 and 3, and a central portion 14a. Is supported by the bearing 22, and the drive shaft 13 is supported by the inner peripheral surface 14b of the axial hole formed inside.
[0025]
Further, one end 14d of the central portion 14a abuts and supports one side surface of the second rocking cam 27 in order to prevent the second rocking cam 27 described later from tilting in the thrust direction.
[0026]
The bearing 22 is provided at the upper end portion of the cylinder head 11 to support the camshaft 14, and the sub bracket 22b is provided at the upper end portion of the main bracket 22a to rotatably support a control shaft described later. Both brackets 22a and 22b are fastened and fixed to the cylinder head 11 from above by a pair of bolts 22c and 22c.
[0027]
As shown in FIGS. 1 and 3, the drive cam 15 has a main body 15 a having a substantially ring shape, a drive shaft insertion hole 15 c penetratingly formed in the internal axis direction, and an axis X being the drive shaft 13. Is eccentric from the axial center Y by a predetermined amount in the radial direction. Further, a cylindrical portion 15b that is fixedly supported on the outer periphery of the drive shaft 13 is integrally provided on a side portion of the main body 15a. The cylindrical portion 15b abuts and supports the other side surface of the second rocking cam 27 and cooperates with one end 14d of the camshaft 14 to prevent the second rocking cam 27 from tilting. Further, the drive cam 15 is disposed on both outer sides of the drive shaft 13 so as not to interfere with the valve lifters 16 and 16.
[0028]
Each of the valve lifters 16 has a covered cylindrical shape as shown in FIGS. 2 and 3, 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. The skirt portion 16a is slidably held in holding holes 11a and 11a formed in the cylinder head 11.
[0029]
Each of the swing cams 17 and 27 has a substantially U shape as shown in FIGS. 1 and 6 to 11, and the first swing cam 17 on one side is a cam as shown in FIG. The second swing cam 27 on the other side is fixed integrally to one end portion of the shaft 14, and is swingably supported on the other end portion side of the camshaft 14 via a support hole 27 b.
[0030]
Further, as shown in FIG. 7, the second swing cam 27 has an annular shape that ensures good lubricity between the second swing cam 27 and the camshaft 14 at the center of the inner peripheral surface of the support hole 27b. An oil groove 27c is formed, and a stopper groove 27d into which a pressing plunger 56b of a stopper mechanism 56 described later is engaged is formed on the upper surface. Further, a pin hole 17 b is formed through the cam nose portion 17 a on the distal end side of the first swing cam 17. Further, the same cam face 25 is formed on the lower surfaces of the swing cams 17 and 27.
[0031]
As shown in FIG. 6, 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 portions 17a and 27a, and a tip end side of the cam surface 25b, that is, a cam nose. The base lift surface 25a, the cam surface 25b, and the cam lift portion 25c are predetermined on the upper surface of each valve lifter 16 according to the swing position of the swing cam 17. It comes in contact with the position. That is, the predetermined angle range θ1 of the base circle surface 25a is a base circle section, the predetermined angle range θ2 of the cam surface 25b is a so-called ramp section, and the predetermined angle range θ3 from the cam surface 25b to the cam lift portion 25c is a lift section. It is set to be.
[0032]
As shown in FIG. 1, the rocker arm 18 is integrally bent in a substantially U-shape, and is disposed above the drive shaft 13 along the engine width direction. A base portion 18 c at the center is described later. The control shaft 28 is swingably supported, and one end 18 a is rotatably connected to the projecting end 19 b of the link arm 19 via the pin 23, while the other end 18 b is connected via the pin 24. The link member 20 is rotatably connected to one end portion 20a.
[0033]
Each of the link arms 19 includes an annular base 19a having a relatively large diameter and the protruding end 19b projecting at a predetermined position on the outer peripheral surface of the base 19a. A fitting hole 19c is formed in the central position of the base portion 19a so as to be fitted to the outer peripheral surface of the drive cam 15 so as to be freely rotatable. On the other hand, a pin hole 19d through which a pin 23 connected to one end 18a of the rocker arm 18 is rotatably inserted is formed in the protruding end 19b.
[0034]
Each of the link members 20 is disposed on both sides of the other end portion 18b of the rocker arm 18 and is formed in a straight line having a predetermined length as shown in FIG. 1, and the circular end portions 20a and 20b are formed on the rocker arm 18. The other end 18b and the swing cam 17 are rotatably connected via pins 24 and 26. 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, 24, 26.
[0035]
The variable mechanism 21 includes a control shaft 28 that is supported between the main bracket 22 a and the sub bracket 22 b of the bearing 22, and is press-fitted and fixed to the control shaft 28 in a cam hole 18 d that is provided in a base portion 18 c of the rocker arm 18. The control cam 29 is rotatably inserted into the control cam 29.
[0036]
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.
[0037]
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.
[0038]
A connection switching mechanism 37 is provided between the camshaft 13 and the second swing cam 27 for appropriately connecting or releasing the connections 13 and 27. The connection switching mechanism 37 includes an operation hole 38 formed in the upper end portion of the second swing cam 27 along the direction perpendicular to the axis of the camshaft 13 as shown in FIGS. 3 and 6 to 11. A connecting hole 39, which is a sliding hole formed in a position facing the operating hole 38 at a predetermined swing position on the outer peripheral portion of the camshaft 13, and a sliding hole is accommodated in the operating hole 38. The distal end portion 40 a is mainly composed of a connecting piston 40 that can advance into the connecting hole 39.
[0039]
The connecting piston 40 is urged in the direction in which the tip end 40 a advances into the connecting hole 39 by the spring force of the coil spring 41 that is the first pressing means elastically mounted on the bottom of the operating hole 38. The whole is moved back into the operation hole 38 by the hydraulic pressure supplied through the hydraulic circuit 43 into the pressure receiving chamber 42 formed on the bottom side of the connection hole 39. Further, the outer peripheral edge of the distal end portion 40a of the connecting piston 40 and the hole edge of the connecting hole 39 are formed in a tapered shape so as to ensure good insertability into the connecting hole 39 of the connecting piston 40. Yes. Note that an air hole 44 is formed in the bottom wall portion 35 of the actuation hole 38 to ensure good slidability of the connecting piston 40.
[0040]
As shown in FIG. 5, the hydraulic circuit 43 has a hydraulic supply passage 48 with one end facing the oil pan 47 through a strainer 46, one end communicating with the downstream side of the hydraulic supply passage 48, and the other end with a pressure receiving chamber. 3 port for switching between the supply / discharge passage 49 and the drain passage 51 provided in the middle of the supply / discharge passage 49, the oil pump 50 provided in the middle of the hydraulic pressure supply passage 48, and the supply / discharge passage 49. And a two-position type electromagnetic switching valve 52. As shown in FIGS. 7, 8 </ b> A, and B, the supply / discharge passage 49 is formed along an axial hole 49 a formed in the direction of the internal axis of the drive shaft 13, and along the radial direction of the drive shaft 13 and the camshaft 14. It is comprised from the provided radial direction holes 49b and 49c.
[0041]
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 42 is provided in the hydraulic pressure supply passage 48 between the oil pump 50 and the electromagnetic switching valve 52.
[0042]
Further, as shown in FIG. 6, the second swing cam 27 is controlled to swing upward by a predetermined amount or more by a stopper mechanism 56 provided on the rocker cover 36 or the like, so that the camshaft 14 rotates forward and backward. It is regulated within the range so as to prevent a large deviation between the operating hole 38 and the connecting hole 39 due to the accompanying rotation due to the sliding frictional resistance with the camshaft 14 due to the swinging (sliding) of the first swinging cam 17. It has become. The stopper mechanism 56 includes a pressing plunger 56b that slides in a sliding hole 56a in the lower part of the rocker cover 36, and a coil spring 56c that biases the pressing plunger 56b downward. The front end of the second engaging cam 27 is engaged with the stopper groove 27d to restrict free swinging of the second swing cam 27.
[0043]
Hereinafter, the operation of this embodiment will be described. First, at the time of engine start and idling operation, the electromagnetic switching valve 52 causes the hydraulic supply passage 48 and the supply / discharge passage 49 to communicate with each other by a control signal from the controller 53. For this reason, the hydraulic pressure is supplied into the pressure receiving chamber 42 and becomes high pressure. Therefore, the entire connecting piston 40 is housed and held in the actuation hole 38 by the high hydraulic pressure in the pressure receiving chamber 42 as shown in FIGS.
[0044]
For this reason, the second rocking cam 27 is released from the connection with the camshaft 14, is in a free rocking state, and is almost in a rocking stop state. Therefore, the second valve lifter 16 is not pressed by the second swing cam 27, and the opening / closing operation of one intake valve 12 is stopped.
[0045]
On the other hand, the first rocking cam 17 rocks the rocker arm 18 by the eccentric rotation of the drive cam 15 and rocks via the link member 20, thereby pressing the valve lifter 16 by the cam face 25 and sucking the other intake air. The valve 12 is opened and closed.
[0046]
Therefore, when the intake valve 12 on one side is deactivated, the starting torque (cranking torque) by the crankshaft at the time of starting is reduced, the starting performance is improved, the intake swirl is strengthened, and combustion during idling is performed. In addition, the fuel efficiency can be improved by reducing mechanical drive loss. Further, the engine noise can be reduced by stopping the single valve.
[0047]
Thereafter, when the vehicle is started to shift to a steady operation with a low rotation and a low load and an intermediate rotation load, the switching operation of the electromagnetic switching valve 52 cuts off the communication between the hydraulic supply passage 48 and the supply / discharge passage 49. Since the supply / discharge passage 49 and the drain passage 51 communicate with each other, the hydraulic pressure in the pressure receiving chamber 42 is returned into the oil pan 47 and becomes a low pressure. Therefore, the connecting piston 40 has an operating hole 38 and a connecting hole 39 in the base circle region of the swing cam 17 in the swing trajectory of the first swing cam 17 as shown in FIGS. At the position where the coil springs 41 match each other, the tip 40a moves toward the bottom of the connecting hole 39 and moves forward to the bottom of the connecting hole 39. 38 and 39. Thus, the swing cams 17 and 27 are integrally connected to each other via the camshaft 14.
[0048]
For this reason, when the rocker arm 18 swings due to the eccentric rotational force of the drive cam 15, the second swing cam 27 also swings, 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.
[0049]
Further, even when the engine is running at a high speed and a high load, the connected state of the swing cams 17 and 27 is maintained as in the low / medium speed / low / medium load range, so that the output can be improved.
[0050]
Further, at the time of the engine low speed 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 described above, the shaft center P1 is held at the rotational position in the upper left direction from the shaft center P of the control shaft 28, and the thick portion 29b moves away from the drive shaft 13 upward. Accordingly, the entire other rocker arm 18 moves downward with respect to the drive shaft 13, and the link member 20 is pulled upward by the other end 18b. For this reason, the first swing cam 17 is forcibly slightly lifted at one end 24, while the second swing cam 27 is entirely rotated counterclockwise as shown in the figure via the cam shaft 14. Retained.
[0051]
Therefore, the rotation of the drive cam 15 causes the rocker arm 18 to swing with the control cam 29 as a swing fulcrum via the link arm 19, and the swinging force is transmitted to the swing cams 17 and 27 via the link member 20. The The rocking cams 17 and 27 are pressed or released while the base circular surface 25a, the cam surface 25b, and the cam lift portion 25c are rolling on the top surfaces 16c and 16c of the valve lifters 16 and 16, respectively. The lift amount is relatively small.
[0052]
Therefore, in such a low speed and low load region, the valve lift amount becomes small, the opening timing of each intake valve 12 becomes late, and the valve overlap with the exhaust valve becomes small. For this reason, further improvement in fuel consumption and stable rotation of the engine can be obtained.
[0053]
On the other hand, when shifting to the engine high 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 clockwise (in the direction of the arrow in the figure) to rotate the control cam 29 counterclockwise by a predetermined amount from the position shown in FIG. 1, and the shaft center P1 (thick portion 29b). ) Down. For this reason, the rocker arm 18 moves in a direction away from the drive shaft 13 this time, and presses the cam nose 17a of the first rocking cam 17 downward via the link member 20, whereby both rocking cams 17 and 27 are rotated clockwise by a predetermined amount.
[0054]
Therefore, the rolling contact position of the swing cams 17 and 27 with respect to the upper surfaces of the valve lifters 16 and 16 moves to the right edge position on the cam nose portions 17a and 27a. 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.
[0055]
Therefore, in such a high rotation and high load region, the cam lift characteristic becomes larger than that in the low speed and low load region, the valve lift amount increases, and the opening timing of each of the intake valves 12 and 12 is advanced, while the closing timing is delayed. Become. As a result, the intake charging efficiency is improved and a sufficient output can be secured.
[0056]
Further, according to this apparatus, since the drive cam 15 and the swing cams 17 are provided coaxially on the drive shaft 13 via the cam shaft 14, the arrangement space in the engine width direction can be sufficiently reduced.
[0057]
Further, by providing the drive cam 15 and the first and second swing cams 17 and 27 coaxially with the drive shaft 13, the drive shaft 13 and the swing cams 17 and 27 are not displaced from each other. Therefore, it is possible to prevent a decrease in valve timing control accuracy.
[0058]
In addition, since the drive cam 15 is offset from each valve lifter 16 and disposed 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 of the drive cam 15 can be improved. This makes it possible to secure a sufficient lift amount for securing the amount of rocking of the rocking cams 17 and 27 and a sufficient cam width for reducing the driving surface pressure of the driving cam 15.
[0059]
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.
[0060]
In addition, since this apparatus is a so-called 6-link system as a whole, it is possible to increase the rocker ratio of the rocker arm 18, so that even if the offset amount of the drive cam 15 with respect to the drive shaft 13 is not set large. 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.
[0061]
Further, since the rocker arm 18 and the first swing cam 17 are linked via the link members 20, 20, even if the rocker ratio of the rocker arms 18, 18 is set to be relatively large, the rocker arm 18 and the swing cam 17. The linkage state with is always maintained. Therefore, by obtaining a large swing angle of the swing cams 17 and 27, the ramp section θ2 of the swing cams 17 and 27 can be increased, thereby swinging with the valve lifters 16 and 16. The collision speed of the cams 17 and 27 can be reduced, and as a result, the generation of drive noise can be suppressed.
[0062]
Furthermore, since the control shaft 28 can be supported together with the bearing 22 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.
[0063]
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.
[0064]
12 to 17 show a second embodiment of the present invention, in which the structure of the connection switching mechanism 37 is changed.
[0065]
That is, as shown in FIGS. 12 and 13, the connection switching mechanism 37 has a long plate-like shape that extends along the axial direction of the camshaft 14 on the outer peripheral surface of the camshaft 14 on the side of the second swing cam 27. A protrusion 58, a pair of brackets 59, 59 erected on both sides of the upper end of the second swing cam 27, and a lever swingably supported by a support shaft 60 pivotally supported by the brackets 59, 59. 61, a lost motion mechanism 62 which is provided on one end 61a side of the lever 61 of the second swing cam 27 and is a first pressing means for tilting the lever 61 in one direction, and the second swing cam 27 The lever 61 is provided in a sliding hole 63 drilled along the vertical direction on the other end 61 b side of the lever 61, and the lower surface of the other end 61 b of the lever 61 is used as a pressing force and sliding hole 63 for the lost motion mechanism 62. It was loaded through the annular retainer 66. Oil pressure is supplied to the plunger 64 that is the second pressing means that pushes up against the spring force of the spring 65 and tilts in the other direction, and the pressure receiving chamber 63 a formed inside the sliding hole 63 to supply the plunger 64. And a hydraulic circuit 43 that moves forward against the spring force of the return spring 62c of the lost motion mechanism 62.
[0066]
The lever 61 has a substantially triangular side surface, and the support shaft 60 is inserted into a support hole 61c penetratingly formed along the axial direction of the camshaft 14 at the center portion. The piston 62b of the lost motion mechanism 62 is in elastic contact with the flat lower surface of the portion 61a, while the head 64a of the plunger 64 is in contact with the flat lower surface of the other end portion 61b.
[0067]
14A to 14C, the lever 61 is integrally provided with an engagement piece 67 formed by bending an elongated plate in an arc shape on one side, and one end 67a of the engagement piece 67 is provided. An engaging groove 67b is formed on the lower surface to engage with the protrusion 58 as appropriate.
[0068]
As shown in FIGS. 16 and 17, the lost motion mechanism 62 includes an operation hole 62a formed in the upper portion of the second swing cam 27 on the one end 61a side of the lever 61 along the vertical direction, and the operation hole. The piston 62b extends upward from 62a and pushes up the lower surface of the one end 61a of the lever 61, and a return spring 62c that biases the piston 62b upward.
[0069]
The plunger 64 has a spherical head portion 64 a whose upper end surface is always in contact with the lower surface of the other end portion 61 b of the lever 61 due to the relative pressure with the lost motion mechanism 62, and the lower end portion 64 b receives the hydraulic pressure in the pressure receiving chamber 65. It functions as a pressure receiving part.
[0070]
The second swing cam 27 is prevented from being tilted in the thrust direction by a thrust regulating bush 70 inserted between the central portion 14a of the camshaft 14 and the large-diameter support hole 27b. The center slit 70a is engaged with a plate-like restricting member 71 press-fitted into a rectangular hole 14e formed at one end 14d of the camshaft 14, and free rotation is restricted.
[0071]
The hydraulic circuit 44 is substantially the same as that of the first embodiment, and an axial hole 49a in which a supply / discharge passage 49 is formed in the direction of the internal axis of the drive shaft 13, the drive shaft 13 and the camshaft 14 is provided. The passage hole 49b is formed continuously in the radial direction.
[0072]
Therefore, according to this embodiment, at the time of engine start or idle operation, the hydraulic pressure supply passage 48 and the supply / discharge passage 49 are communicated with each other by a current switching valve (not shown) to supply hydraulic pressure into the pressure receiving chamber 63a. As shown in FIG. 16, 64 moves upward in the sliding hole 63. For this reason, the lever 61 and the engagement piece 67 are pushed up at the one end portions 61a and 67a against the spring force of the return spring 62c of the lost motion mechanism 62, and the engagement between the one end portion 67a and the projection 58 is released. Thus, the camshaft 14 and the second swing cam 27 are not connected to each other and are in a free state. At this time, needless to say, the second swing cam 27 is restricted from swinging more than a predetermined amount by the stopper mechanism 56.
[0073]
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.
[0074]
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 46 and the drain passage to communicate with each other to discharge the hydraulic pressure in the pressure receiving chamber 65 to a low pressure. Accordingly, the plunger 64 pushes up the other end 61b of the lever 61 by the spring force of the return spring 62c of the lost motion mechanism 62 as shown in FIG. The one end portion 67a and the projection portion 58 are engaged with each other so that the camshaft 14 and the second swing cam 27 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.
[0075]
Note that the valve timing and the valve lift can be variably controlled by changing the rocking fulcrum of the rocker arm 18 by the variable mechanism 21 according to the operating state, as in the first embodiment.
[0076]
The present invention is not limited to the configuration of each of the above embodiments. For example, the connection switching mechanism can be further different, and the configuration of the stopper mechanism can be changed. 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.
[0077]
【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 coaxially connected to the drive shaft via the camshaft. Since it is provided above, the arrangement space in the engine width direction can be made sufficiently small, and the rocker arm need not be extended in the engine width direction, so that the entire apparatus can be made compact. As a result, the mountability of the apparatus to the engine is improved.
[0078]
Further, by providing the swing cam coaxially with the drive shaft together with the drive cam, the shaft center of the drive shaft and the swing cam does not deviate from each other, so that the valve timing control accuracy can be prevented from being lowered.
[0079]
In addition, according to the present invention, the engine valve can be operated or stopped by connecting or releasing the swing cam by the connection switching mechanism according to the engine operating state. As a result, the starting torque can be reduced and the fuel efficiency during idling can be greatly improved.
[0080]
In addition to single valve stop, in the case of one valve type per cylinder, control such as stopping of any engine valve of each cylinder in the thinned-out state is possible, so that pumping loss can be reduced and drive loss can be achieved. The startability and fuel efficiency can be greatly improved.
[0081]
In particular, since the valve timing and valve lift can be varied by the variable mechanism, the engine performance can be greatly improved and the startability and fuel consumption can be further improved.
[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 side view of an essential part of the present embodiment.
FIG. 3 is an essential part cross-sectional view of the same embodiment;
FIG. 4 is a plan view of the embodiment.
FIG. 5 is a schematic diagram showing a hydraulic circuit of the present embodiment.
FIG. 6 is a cross-sectional view showing a state where the connection between the camshaft and the second swing cam is released.
FIG. 7 is an exploded perspective view of the camshaft and the second swing cam.
8A is a cross-sectional view taken along the line A-B in FIG.
FIG. 9 is a cross-sectional view showing a state where the connection between the camshaft and the second swing cam is released.
FIG. 10 is a cross-sectional view showing a state in which the camshaft and the second swing cam are connected.
FIG. 11 is a sectional view showing a state where the camshaft and the second swing cam are connected.
FIG. 12 is a plan view partially showing a second embodiment of the present invention.
FIG. 13 is an exploded perspective view of a drive shaft, a cam shaft, and a second swing cam.
14A is a perspective view of the lever, B is a front view of the lever, and C is a bottom view of the lever. FIG.
FIG. 15 is an essential part cross-sectional view of the second embodiment;
FIG. 16 is a cross-sectional view showing a state where the connection between the camshaft and the second swing cam of the second embodiment is released.
FIG. 17 is a cross-sectional view showing a state in which the camshaft and the second swing cam of the second embodiment are connected.
FIG. 18 is a sectional view showing a conventional variable valve operating apparatus.
[Explanation of symbols]
11 ... Cylinder head
12 ... Intake valve
13 ... Drive shaft
14 ... Camshaft
15 ... Driving cam
16 ... Valve lifter
17 ... First swing cam
18 ... Rocker arm
18a ... one end
18b ... the other end
19 ... Link arm
20 ... Link member
21 ... Variable mechanism
27. Second swing cam
37. Connection switching mechanism
38 ... Hole for operation
39 ... Connecting hole
40. Connection piston
41 ... Coil spring
42 ... 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;
A camshaft slidably provided on the outer periphery of the drive shaft;
A pair of oscillating cams provided on the camshaft, each for opening and closing two engine valves per cylinder;
A rocker arm having one end rotatably linked to the drive cam and the other end mechanically linked to the at least one swing cam;
A variable valve operating apparatus comprising a control mechanism for controlling a variable mechanism for changing a rocking fulcrum of the rocker arm according to an engine operating state,
The swing cam on one side is fixed to the camshaft, the swing cam on the other side is swingably provided, and the swing cam on the other side is connected to the camshaft according to the engine operating state. Or a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, characterized in that a connection switching mechanism for releasing the connection is provided.

The connection switching mechanism includes an operation hole bored in a direction perpendicular to the camshaft axis on the inner peripheral portion of the other side swing cam;
A sliding hole drilled in the outer periphery of the camshaft facing the operating hole;
A connecting piston that is slidably accommodated in the operating hole, slides forward to a position straddling the operating hole and the sliding hole by the first pressing means, and connects the other-side swing cam and the camshaft; 2. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, further comprising a second pressing means for reversing and sliding the connecting piston into the operating hole.

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

The connection switching mechanism is provided with an engagement protrusion extending in a direction perpendicular to the axis from the outer peripheral surface of the camshaft and an upper end of the other side swing cam so as to be swingable via a support shaft. A lever that can be engaged with the engaging protrusion, and a first pressing means that is provided on the other end side of the lever and presses and urges the lever in a direction to engage one end of the lever with the engaging protrusion; Provided on the outer periphery of one end of the lever on the other side swing cam, the other end of the lever is pushed up in the other direction against the pressing force of the first pressing means, and the engagement with the engaging protrusion is released. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, further comprising: a second pressing unit that performs the operation.

A restriction means is provided for restricting free swinging of the other swing cam outside the swing range of the first swing cam when the two swing cams are disconnected. 5. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to 3 or 4.