JP2008095600A - 多気筒内燃機関の動弁装置及びその組立方法 - Google Patents

Abstract

【課題】 一気筒内における揺動カム軸の倒れ量を減少させて各揺動カムによる各機関弁のバルブリフト量を均一化すると共に、各揺動カム軸の倒れ量を気筒間で合わせることにより各気筒間のバルブリフト差を均一化する。
【解決手段】クランクシャフトによって回転駆動され、外周に駆動カム１５が設けられた駆動軸１３と、該駆動軸の外周に所定のクリアランスをもって挿通孔１８ａを介して揺動カム軸１８が軸支され、この揺動カム軸の軸方向の両端側外周に一気筒当たり一対の揺動カム１９ａ、１９ｂが設けられた揺動カム構成体１７と、前記一対の揺動カムが揺動運動することによって開閉作動される２つの吸気弁２ａ、２ｂとを備え、駆動軸に対する揺動カム軸の径方向の倒れに伴う各吸気弁のリフト差を各気筒間で揃えるように、前記挿通孔の内径に基づいて前記気筒毎に前記揺動カム軸を選択的に組み付けるようにした。
【選択図】 図１

Description

本発明は、例えば、吸気弁や排気弁である機関弁のバルブリフト量や作動角等の作動状態を機関の運転状態に応じて制御可能な多気筒内燃機関の動弁装置に関し、特に、一対の揺動カムを有する揺動カム軸の支軸に対する倒れ量の気筒間のばらつきを減少させて気筒間における機関弁のバルブリフト量をほぼ均一にさせる多気筒内燃機関の動弁装置及びその組立方法に関する。

従来の多気筒内燃機関の動弁装置としては、種々提供されており、その１つとして、例えば以下の特許文献１に記載されたものが知られている。

前記動弁装置は、外周に駆動カムが設けられ、クランクシャフトの回転力が伝達される駆動軸と、前記駆動カムから伝達された回転力を揺動運動に変換する伝達機構と、前記伝達機構のロッカアームによって揺動して各バルブリフターを介して一気筒あたり２つの吸気弁を開閉作動させる一対の揺動カムと、機関運転状態に応じて前記吸気弁のバルブリフト量や作動角を可変にするリフト可変機構とを備えている。

このリフト可変機構は、制御機構によって回転制御される一本の制御軸の外周に気筒毎にそれぞれ制御カムが設けられ、該各制御カムを回転制御することによって前記ロッカアームなどの伝達機構の姿勢を変化させることにより、前記各揺動カムを介して各吸気弁のバルブリフト特性を変化させるようになっている。

前記各揺動カムは、内部の挿通孔を介して前記駆動軸の外周に回転自在に挿通配置された円筒状の揺動カム軸の軸方向の両端部に一体に設けられており、この各下面に有するカム面が前記バルブリフターの上面に摺動して各吸気弁を開閉作動させるようになっている。
特開２００４−６０６３５号公報

ところで、前記動弁装置にあっては、リフト可変機構によって吸気弁のバルブリフト量を可変制御することによって機関性能を十分に高めることができるようになっているが、製造時などに発生する前記揺動カム軸の挿通孔の内周面と駆動軸の外周面間のクリアランスのばらつきに起因して、前記揺動カム軸が駆動軸上において傾いた状態で作動する場合がある。このような揺動カム軸の傾いた状態で作動すると、各揺動カムによる各バルブリフターに対するカムリフト量が変化して、各吸気弁のバルブリフト量にばらつきが生じ易くなる。さらに、前記揺動カム軸の倒れ量が気筒間でばらつくことによって機関性能が低下してしまう。

特に、小バルブリフト制御時には、このバルブリフト量のばらつきが機関性能に大きな影響を与えてしまう。

本発明は、前記従来の多気筒内燃機関の動弁装置の技術的課題に鑑みて案出されたもので、気筒間における揺動カム軸の倒れ量のばらつきを減少させるために、各揺動カム軸の倒れ量を気筒間で合わせることにより各気筒の２弁間のバルブリフト差を均一化して機関性能の低下を防止できる多気筒内燃機関の動弁装置及びその組立方法を提供することを目的としている。

本発明は、前記従来の多気筒内燃機関の動弁装置の実状に鑑みて案出されたもので、請求項１記載の発明は、多気筒内燃機関の動弁装置であって、機関のクランクシャフトによって回転駆動され、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、支軸の外周に所定のクリアランスをもって挿通孔を介して揺動自在に軸支され、軸方向の両端側外周に一気筒当たり２つの揺動カムが設けられた揺動カム軸と、前記揺動カム軸を介して前記一対の揺動カムが揺動運動することによって開閉作動される一対の機関弁と、前記揺動カム軸の軸方向の一端部と連係しかつ前記駆動カムの回転運動を揺動運動に変換して前記揺動カムに伝達する伝達機構と、前記支軸に対する揺動カム軸の径方向の倒れに伴う前記一対の機関弁間のリフト差を各気筒間で揃えるように、少なくとも前記挿通孔の内径に基づいて前記気筒毎に前記揺動カム軸を選択的に組み付けることを特徴としている。

この発明によれば、揺動カム軸の倒れ量を各機関弁間でほぼ均一にすることができ、これによって一対の機関弁のバルブリフト差の気筒間のばらつきを低減できる。よって、機関性能や安定性を向上させることが可能になる。

請求項２に記載の発明は、多気筒内燃機関の動弁装置の組立方法であって、とりわけ、支軸の外径寸法と前記揺動カム軸の挿通孔の内径寸法とを計測する工程と、前記支軸に対する揺動カム軸の径方向の倒れに伴う前記各機関弁のリフト差を各気筒間で揃えるように、前記計測工程で計測された前記挿通孔の内径寸法に基づいて、気筒毎に前記支軸に対して揺動カム軸を選択的に組み付ける組付工程と、を備えたことを特徴としている。

この発明によれば、請求項１の発明と同様の作用効果が得られる。

請求項３に記載の発明は、同じく組立方法に関し、とりわけ、前記支軸の外径寸法と前記揺動カム軸の挿通孔の内径寸法とを計測する工程と、前記支軸に対する揺動カム軸の径方向の倒れに伴う前記一対の機関弁のリフト差を各気筒間で揃えるように、前記計測工程で計測された前記挿通孔の内径寸法に基づいて、長さの異なる前記伝達機構を揺動カム軸に選択的に組み付ける組立工程と、
を備えたことを特徴としている。

請求項４に記載の発明は、請求項３に記載の多気筒内燃機関の動弁装置の組立方法において、前記組付工程によって各揺動カム軸の気筒間における傾きを合わせた後に、前記一対の機関弁のリフト量を、前記伝達機構に有するリフト調整手段によって一対の機関弁の一方のリフト量または一対の機関弁のリフト量の平均リフト量またはリフト位置を所定の値に調整する調整工程と、をさらに備えたことを特徴としている。

この発明によれば、リフト調整手段によって、先に平均リフト量を合わせた後に揺動カム軸を選択してリフト差を合わせる際に平均リフトが目標からずれてしまう、といった問題がなくなる。

以下、本発明に係る多気筒内燃機関の動弁装置及びその組立方法の実施例を図面に基づいて詳述する。

この実施例では、動弁装置をＶ型６気筒内燃機関の吸気側に適用したものであって、図１及び図２では片バンク側の３気筒に適用した場合を示し、図２の右側（最前端側）が一番気筒気筒（ＮＯ．１）、中央側が二番気筒（ＮＯ．２）、左側（最後端側）が三番気筒（ＮＯ．３）の順になっている。

すなわち、動弁装置は、図１、図２及び図５、図６に示すように、シリンダヘッド１に図外のバルブガイドを介して摺動自在に設けられて、バルブスプリング３ａ、３ｂによって閉方向に付勢された一気筒当たり２つの吸気弁２ａ、２ｂと、該各吸気弁２ａ、２ｂのバルブリフト量および作動角を可変制御する可変機構４と、該可変機構４の作動位置を制御する制御機構５と、該制御機構５を回転駆動するアクチュエータ６とを備えている。

前記可変機構４は、シリンダヘッド１の上部に有する軸受１４に回転自在に支持された中空状の駆動軸１３と、該駆動軸１３に固定用ピンにより固設された一気筒当たり１つの駆動カム１５と、駆動軸１３の外周面に揺動自在に支持されて、各吸気弁２ａ、２ｂの上端部に配設されたバルブリフター１６ａ，１６ｂの上面に摺接して各吸気弁２ａ、２ｂを開作動させる揺動カム構成体１７と、駆動カム１５と揺動カム構成体１７との間に連係されて、駆動カム１５の回転力を揺動カム構成体１７の揺動力として伝達する伝達機構とを備えている。

前記駆動軸１３は、内部中空状に形成されて、機関前後方向に沿って配置されていると共に、一端部に設けられた従動スプロケット７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おり、この回転方向は図１中、矢印方向に設定されている。

また、この駆動軸１３は、内部軸方向に図外のメインオイルギャラリーから潤滑油が供給される油通路１３ａが形成されている。

前記軸受１４は、図５Ａに示すように、シリンダ１上に配置され、後述の揺動カム軸１８を介して駆動軸１３を回転自在に支持するメインブラケット１４ａと、メインブラケット１４ａの上端部に設けられて後述の制御軸３２を回転自在に支持するサブブラケット１４ｂとを有し、両ブラケット１４ａ、１４ｂが一対のボルト１４ｃ、１４ｃによって上方から共締め固定されている。

前記駆動カム１５は、円環状のカム本体の軸心Ｙが駆動軸１３の軸心Ｘから径方向へ所定量だけオフセットしている。

前記揺動カム構成体１７は、図１〜図４にも示すように、支軸としての前記駆動軸１３の外周面１３ａに回転自在に嵌挿配置された円筒状の揺動カム軸１８と、該揺動カム軸１８の軸方向の両端部に所定間隔を置いて一体に設けられた一対の第１、第２揺動カム１９ａ，１９ｂとから構成され、前記揺動カム軸１８を介して駆動軸１３に揺動自在に支持されている。

前記揺動カム軸１８は、内部に前記駆動軸１３が挿通される挿通孔１８ａが貫通形成されていると共に、外周面の軸方向ほぼ中央位置には前記メインブラケット１４ａに回転自在に軸受されるジャーナル部１８ｂが一体に形成されている。

前記挿通孔１８ａは、内周面の軸方向のほぼ中央位置に第１環状溝２０ａが形成されていると共に、該第１環状溝２０ａの所定間隔をおいた両側に一対の第２環状溝２０ｂ、２０ｂが形成されている。

前記第１環状溝２０ａは、その軸方向の幅長さが比較的小さく、第２環状溝２０ｂ、２０ｂの幅長さよりも小さく設定されている。一方、前記各第２環状溝２０ｂ、２０ｂは、揺動カム軸１８の軸方向の中心線Ｑを中心とした左右対称位置に形成されている。

また、前記挿通孔１８ａの内周面の前記第１環状溝２０ａを挟んだ両側には、一対の第１軸受面２１ａ、２１ａが形成され、また、前記第２環状溝２０ｂ、２０ｂの左右外側、つまり挿通孔１８ａの軸方向両端部には、一対の第２軸受面２１ｂ、２１ｂがそれぞれ形成されており、前記第１軸受面２１ａ、２１ａに跨った状態でかつ前記第２環状溝２０ｂ、２０ｂを避けた位置に前記ジャーナル部１８ｂが形成されている。

前記第１、第２揺動カム１９ａ、１９ｂは、それぞれ雨滴状に形成されて、先端に延びるカムノーズ部を有し、各下面にはカム面２２ａ、２２ｂがそれぞれ形成されている。

前記カム面２２ａ、２２ｂは、揺動カム軸１８側のベースサークル面と、該ベースサークル面からカムノーズ部側に円弧状に延びるリフト面とを備え、このリフト面は、ベースサークル面側のランプ部と該ランプ部からカムノーズ部の先端側に有する最大リフトの頂面に連なる揚程部とによって構成されている。

さらに、前記第１揺動カム１９ａは、先端部のカムノーズ部側に、後述するリンクロッド２５の他端部２５ｂと連結するためのピン２８が挿通されるピン孔１９ｃが貫通形成されていると共に、上面の前後方向には、リンクロッド２５からの揺動力やバルブスプリング３のばね力などからの大きな荷重を受ける剛性を確保するために第２揺動カム１９ｂより強固に形成されている。

前記伝達機構は、駆動軸１３の上方に気筒毎に１つずつ配置されたロッカアーム２３と、該各ロッカアーム２３の各一端部２３ａと前記各駆動カム１５とを連係するリンクアーム２４と、ロッカアーム２３の他端部２３ｂと第１揺動カム１９ａとを連係するリンクロッド２５とを備えている。

前記ロッカアーム２３は、中央に有する筒状基部の内部に形成された支持孔２３ｃを介して後述する制御カム３３に回転自在に支持されている。また、筒状基部から一方向に突設された前記一端部２３ａには、ピン２６が突設されている一方、筒状基部の他方向に突設された前記他端部２３ｂには、リンクロッド２５の一端部と連結するピン２７が嵌入するピン孔が形成されている。

前記リンクアーム２４は、比較的大径な円環状の基部２４ａと、該基部２４ａの外周面所定位置に突設された突出端２４ｂとを備え、基部２４ａの中央位置には、前記駆動カム１５のカム本体が回転自在に嵌合する嵌合孔が形成されている一方、突出端２４ｂには、前記ピン２６が回転自在に挿通するピン孔が貫通形成されている。

前記リンクロッド２５は、ロッカアーム２３側が凹状のほぼく字形状に形成され、両端部２５ａ，２５ｂには前記ロッカアーム２３の他端部２３ｂと第１揺動カム１９ａのカムノーズ部の各ピン孔に挿入した各ピン２７，２８の端部が回転自在に挿通するピン挿通孔が貫通形成されている。

前記制御機構５は、前記駆動軸１３の上方位置に同じ軸受１４に回転自在に支持された制御軸３２と、該制御軸３２の外周面に一体に設けられ、ロッカアーム２３の揺動支点となる制御カム３３とを備えている。

前記制御軸３２は、駆動軸１３と並行に機関前後方向に配設されていると共に、所定位置のジャーナル部が前記軸受１４のメインブラケット１４ａとサブブラケット１４ｂとの間に回転自在に軸受されている。

前記制御カム３３は、気筒毎、つまり前記ロッカアーム２３毎に設けられ、ほぼ偏心円環状に形成されていると共に、軸心Ｐ２位置が前記制御軸３２の軸心Ｐ１から所定分だけ偏倚している。

前記駆動機構６は、図１に示すように、シリンダヘッド１の後端部に固定された図外のハウジングと、該ハウジングの一端部に固定された電動モータ３５と、ハウジングの内部に設けられて電動モータ３５の回転駆動力を前記制御軸３２に伝達するボール螺子伝達機構３６とから構成されている。

前記電動モ−タ３５は、比例型のＤＣモータによって構成され、機関の駆動状態を検出するコントロールユニット３８からの制御信号によって駆動するようになっている。

このコントロールユニット３８は、クランク角センサ３９やエアーフローメータ４０、水温センサ４１や、前記制御軸３２の回転位置を検出するポテンショメータ４２等の各種のセンサからの検出信号をフィードバックして現在の機関運転状態を演算などにより検出して、前記電動モータ３５に制御電流を出力するようになっている。

前記ボール螺子伝達機構３６は、前記ハウジング内に電動モータ３５の駆動シャフトと同軸上に配置されたボール螺子軸４３と、該ボール螺子軸４３の外周に螺合する移動ナットであるボールナット４４と、前記制御軸３２の一端部に直径方向に沿って連結された連係アーム４５と、該連係アーム４５と前記ボールナット４４とを連係するリンク部材４６とから主として構成されている。

そして、ボールナット４４は、各ボールを介してボール螺子軸４３の回転運動により直線運動に変換しつつ軸方向の移動力が付与されるようになっている。

以下、本実施例の作用を簡単に説明すれば、まず、例えば、機関のアイドリング運転時を含む低回転運転領域には、コントロールユニット３８からの制御電流によって電動モータ３５がボール螺子軸４３を一方向へ回転駆動すると、この回転に伴って各ボールがボール循環溝とガイド溝との間を転動しながらボールナット４４を一方向へ直線状に移動させる。

これによって制御軸３２は、図５Ａ、Ｂに示すように、リンク部材４６と連係アーム４５とによって反時計方向に回転駆動されて、制御カム３３が制御軸３２の軸心Ｐ１の回りを同一半径で回転して、肉厚部が駆動軸１３から上方向に離間移動する。これにより、ロッカアーム２３の他端部２３ｂとリンクロッド２５の枢支点は、駆動軸１３に対して上方向へ移動し、このため、各揺動カム１９ａ、１９ｂは、リンクロッド２５を介してカムノーズ部側が強制的に引き上げられて全体が時計方向へ回動する。

よって、駆動カム１５が回転してリンクアーム２４を介してロッカアーム２３の一端部２３ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド２５を介して各揺動カム１９及びバルブリフター１６ａ、１６ｂに伝達されるが、そのリフト量Ｌ１は充分小さくなる。

したがって、かかる機関の低回転領域では、バルブリフト量が最も小さくなることにより、各吸気弁２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、燃費の向上と機関の安定した回転が得られる。

また、機関高回転領域に移行した場合は、コントロールユニット３８からの制御信号によって電動モータ３６が逆回転してボール螺子軸４３を同方向に回転駆動させるため、ボールナット４４が各ボールを介して他方向へ直線移動する。

これによって、制御軸３２は、制御カム３３を図５Ａ、Ｂに示す位置から時計方向へ回転させて、図６Ａ、Ｂに示すように軸心Ｐ２を下方向へ回動させる。このため、ロッカアーム２３は、今度は全体が駆動軸１３方向寄りに移動して他端部２３ｂが揺動カム１９ａのカムノーズ部を、リンクロッド２５を介して下方へ押圧して該各揺動カム１９ａ、１９ｂ全体を所定量だけ反時計方向へ回動させる。

よって、駆動カム１５が回転してリンクアーム２４を介してロッカアーム２３の一端部２３ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド２５を介して第１，第２揺動カム１９ａ、１９ｂ及びバルブリフター１６ａ、１６ｂに伝達されるが、そのリフト量は大きくなる。

よって、かかる高回転領域では、各吸気弁２のバルブリフト量Ｌ２が最大に大きくなり、該各吸気弁２の開時期が早くなると共に、閉時期が遅くなる。この結果、吸気充填効率が向上して十分な出力が確保できる。

ところで、前述した機関駆動中には、バルブスプリング３ａ，３ｂのばね力とリンクロッド２５の押圧力などに起因して前記揺動カム軸１８が駆動軸１３に対して径方向へ傾いてしまい、結果的に各吸気弁２ａ、２ｂのリフト量に差が発生するといった問題がある。

以下、前記揺動カム軸１８の傾きの原因について図３，図４などに基づいて説明する。まず、機関低回転域での揺動カム軸１８の倒れについて図３に基づいて説明すると、第１揺動カム１９ａのカムノーズ部を介して揺動カム軸１８の一端側を前記リンクロッド２５が荷重ＦＬの力で押し下げると、この押し下げ力によって両揺動カム１９ａ、１９ｂが各バルブリフター１６ａ、１６ｂを介して各吸気弁２ａ、２ｂを開作動させる。一方、同時に各揺動カム１９ａ、１９ｂには、各バルブスプリング３ａ、３ｂのばね荷重ＦＳ１、ＦＳ２が各バルブリフター１６ａ、１６ｂを介して上方向に作用する。

第１揺動カム１９ａに作用するバルブスプリング３ａの荷重ベクトルＦＳ１は、ほぼリンクロッド２５の軸方向に沿った上方向の荷重として作用する。したがって、リンクロッド２５側から作用する荷重ＦＬの方向に重なるので、これによる揺動カム軸１８に倒れモーメントは殆ど作用しない。

一方、第２揺動カム１９ｂにも同様にバルブスプリング３ｂのばね荷重ＦＳ２が作用するが、第１揺動カム１９ａから長い距離Ｌだけ離れているため、第２揺動カム１９ｂはこれより大きな倒れモーメントＦＳ２×Ｌが反時計方向に作用する。

ここで、一方側（リンクロッド側）の吸気弁２ａのバルブリフトＹ１と他方側の吸気弁２ｂのバルブリフトＹ２との関係は、Ｙ１＞Ｙ２であり、ΔＹ＝Ｙ１−Ｙ２の式となる。これは、一方側の吸気弁２ａのリフトΔＹだけ大きいことを意味する。

そして、揺動カム軸１８の倒れ角は揺動カム軸１８の挿通孔１８ａの内径Ｅ（内周面）と駆動軸１３の外径Ｆ（外周面）との間のクリアランスΔＤによって決定される。つまり、揺動カム軸１８の軸受幅をＳとするとき、ΔＹ≒ΔＤ×Ｌ／Ｓとなる。

ここで、挿通孔１８ａの内径Ｅや駆動軸１３の外径Ｆはそれぞれ製造加工時のばらつきをもっているため、このΔＤが気筒間でばらつくことになり、これによってΔＹが各気筒間でばらつくことになる。したがって、気筒毎に混合気の流動がばらついたり、この結果、燃焼状態がばらついたり、吸気充填効率が気筒毎にばらついて機関の性能が低下すると共に回転の不安定化を招来する。

次に、機関高回転域における揺動カム軸１８の倒れについて図４に基づいて説明すると、この高回転域では、各揺動カム１９ａ、１９ｂに作用する荷重としてバルブスプリング３ａ、３ｂのばね荷重ＦＳよりも揺動カム１９ａ、１９ｂの慣性力ＦＩの影響が大きくなっている。

すなわち、第１揺動カム１９ａに作用する揺動カム慣性荷重ＦＩ１が作用すると共に、一方側のバルブスプリング３ａのばね荷重ＦＳ１も低回転の場合と同様に作用する。したがって、ＦＩ１−ＦＳ１の荷重が、ほぼリンクロッド２５の軸方向に沿った下方向に作用するが、揺動カム軸１８に倒れモーメントは殆ど発生しない。

一方、第２揺動カム１９ｂにも同様に揺動カム慣性荷重ＦＩ２が作用して、バルブスプリング３ｂのばね荷重ＦＳ２も逆方向に作用する。

したがって、ＦＩ２−ＦＳ２の荷重が下方向に作用し、作用点が長さＬだけ離れていることから、これによって第２揺動カム１９ｂは大きな倒れモーメント｛（ＦＩ２−ＦＳ２）×Ｌ｝を受ける。そのモーメント方向は、低回転域における図３に示す場合とは逆方向の時計方向である。

この結果、揺動カム軸１８は、時計方向へ倒れ、２つの吸気弁２ａ、２ｂ間のリフト差ΔＺが発生する。ここで、倒れ角は、揺動カム軸１８の挿通孔１８ａの内径Ｅと駆動軸１３の外径ＦのクリアランスΔＤによって決定される。つまり、揺動カム軸１８の軸受幅をＳとするとき、ΔＺ≒ΔＤ×Ｌ／Ｓとなる。

ここで、前述のように、ΔＤは揺動カム軸１８の挿通孔１８ａ内径Ｅと駆動軸外径ＦのクリアランスΔＤによって決まるが、内径Ｅや外径Ｆはそれぞれ製造加工のばらつきをもっているので、このΔＤが気筒間でばらつくことになり、これによって低回転域でのΔＹや高回転でのΔＺが気筒間でばらつく。したがって、同様気筒毎に混合気の流動がばらついて燃焼がばらついたり、吸気充填効率が気筒毎にばらつくなどして機関性能の低下や回転の不安定化を招待する。

そこで、本実施例では、前記揺動カム軸１８の傾きに起因した各吸気弁２ａ、２ｂ間のリフト量のばらつきなどによる技術的課題を以下のように解決したのである。

図７は前記一方側バンクの一〜三番気筒（ＮＯ．１〜ＮＯ．３）における各吸気弁２ａ，２ｂのリフト量の特性を示し、図中左側の棒線は一方側揺動カム１９ａ側の吸気弁２ａのバルブリフト量、右側の棒線が第２揺動カム１９ｂ側の吸気弁２ｂのバルブリフト量を示している。また、図７の上側半分の図は機関低回転域における場合、下側半分の図は機関高回転域における場合をそれぞれ示し、これらの例では三番気筒側の揺動カム構成体１７を選択する場合を示している。

まず、揺動カム軸１８の傾きが大きい場合の例をまず説明すると、例えば、一番気筒のΔＤ（ΔＤ１）における前記クリアランスＥ１−Ｆ１が２５μｍであり、二番気筒のΔＤ（ΔＤ２）はクリアランスＥ２−Ｆ２が２２μｍである場合は、両者のクリアランス差は小さい。これらによる機関低回転域での両吸気弁２ａ、２ｂのリフト差ΔＹは、ΔＹ≒ΔＤ×Ｌ／Ｓの式より、例えば一番気筒のΔＹ１は１９μｍ、二番気筒のΔＹ２は１７μｍになる。

ところが、三番気筒側のΔＤ３はクリアランスＥ３−Ｆ３が５０μｍであって、大きなクリアランスであったとすると、この場合のΔＹ３が３８μｍと他の気筒に対して大きくなる。したがって、三番気筒側のみが燃焼状態が異なり、多気筒機関でみた場合に機関性能が低下したり、回転が不安定になる可能性がある。

そこで、の揺動カム軸１８の挿通孔１８ａの内径Ｅがやや小さめな揺動カム構成体１７に選択的に組み替えると、つまり、ΔＤ１及びΔＤ２は同じで三番気筒側でΔＤ３’、すなわち（Ｅ３’−Ｆ３）が２４μｍのものに組み替えると（図７の上側三番気筒の箇所）、ΔＹ３’が１８μｍになり、ΔＹ１，ΔＹ２のものとほぼ同等のリフト量になる。

これによって、気筒間における各吸気弁２ａ、２ｂ間のリフト差のばらつきを抑制することができ、この結果、多気筒内燃機関の性能の向上と回転の安定化が図れる。

次に、高回転域における２弁間のリフト差について考察すると、この高回転域では、前述のように、揺動カム１９ａ、１９ａのカムノーズ部のＩＰによる慣性力の影響がバルブスプリング３ａ、３ｂのばね荷重の影響より大きくなるので、揺動カム軸１８の倒れ方向が逆になる（図４参照）。

すなわち、図７の一番気筒の箇所に示すように、一番気筒側の内外径の差Ｅ１−Ｆ１であるΔＤ１により各吸気弁２ａ、２ｂのリフト差ΔＺ１（１９μｍ）が発生するが、第１揺動カム１９ａ側の吸気弁２ａのリフトの方が低くなる。前述のように、二番気筒側の内外径の差Ｅ２−Ｆ２であるΔＤ２（２２μｍ）は、一番気筒側の内外径の差Ｅ１−Ｆ１であるΔＤ１（２５μｍ）に近いので、各吸気弁２ａ、２ｂのリフト差ΔＺ２（１７μｍ）は近い値となっている。

三番気筒側では、内外径の差Ｅ３−Ｆ３がΔＤ３（５０μｍ）となって過大であるので、２弁（吸気弁２ａ、２ｂ）間のリフト差ΔＺ３が３８μｍも生じてしまう。

したがって、ここで、前述したような揺動カム構成体１７の選択組み付けを行うことによって、リフト差ΔＺ３’が１８μｍになり、前記一番、二番気筒とほぼ同じリフト差になる。

よって、前記揺動カム構成体１７（揺動カム軸１８）の選択組み付けを行えば、機関低回転域と高回転域の両方について２弁間のリフト差を気筒間で揃えることが可能になる。

次に、機関中回転域について考察すると、例えば高回転域から回転数を低下させていくと、カムノーズ部の慣性力が低下して行くので、図４に示したように、揺動カム軸１８が時計方向にモーメントを受けて右上端部で駆動軸１３の外周面にエッジ当たりしていた状態から少しずつ浮き出して離間する。すなわち、回転数が低下するにしたがって揺動カム軸１８が反時計方向へ徐々に傾動して倒れ角度が減少していく。

そして、中回転になると揺動カム軸１８の倒れが殆どなくなり、駆動軸１３とほぼ平行になり、さらに回転数が低下すると、逆方向の倒れとなって、ついには図３に示す状態、つまり揺動カム軸１８が反時計方向にモーメントを受けて左上端部で駆動軸１３の外周面にエッジ当たりする。

この場合でも、回転数によらず各気筒における駆動軸１３の外径Ｆと挿通孔１８ａの内径Ｅとの差ΔＤが揃っていれば、各吸気弁２ａ、２ｂ間リフト差における気筒間の大きな差を抑制することができる。

以上のように、本実施例のように構成すれば、機関回転数によらず各吸気弁２ａ、２ｂ間のリフト差の気筒間差を抑制でき、多気筒内燃機関の燃焼の安定化が図れ、機関性能が向上する。

なお、ここで、選択組み付けの対象を揺動カム構成体１７ではなく、駆動軸１３とすることも考えられるが、これは単一の軸なので、軸径（外径）Ｆは、３気筒の各揺動カム軸１８の３つの挿入位置において値が比較的安定しているので、選択組み付けの必要性が低い。ただし、３つの挿入位置の駆動軸１３の軸径Ｆをそれぞれ測定して３気筒とも同等のΔＤ（ΔＤ１，ΔＤ２、ΔＤ３）になるように３つの揺動カム軸１８の挿通孔１８ａの内径Ｅ（Ｅ１，Ｅ２，Ｅ３）を選択すればよい。

なお、前記第１環状溝２０ａ及び第２環状溝２０ｂ、２０ｂには、駆動軸１３内の油通路孔１３ａに流入した潤滑油が、駆動軸１３の径方向に形成された図外の油孔を介して供給されるようになっている。したがって、前記駆動軸１３の外周面と各軸受部２１ａ、２１ｂ、２１ｂの内周面との間(クリアランス)は十分に潤滑される。したがって、内周面のフリクションによる揺動カム軸１８の不整挙動は起こりにくく、その意味からも２弁間リフト差は安定する。

図８は第２実施例を示し、第１実施例の揺動カム構成体１７（揺動カム軸１８）の選択組み付けに加えて、伝達機構にリフト調整機構３０を設けたものである。前記リフト調整機構３０は、本出願人が先に出願した特開２００６−１０５０８２に記載されたものと同じ構造である。

概略を説明すれば、このリフト調整機構３０は、ロッカアーム２３の他端部２３ｂの先端部に一体に設けられたほぼ矩形ブロック状の連係部３１と、該連係部３１の重力方向の上面から内部に形成されて、固定ねじ部材３２が上方向から螺着する固定用雌ねじ孔と、連係部３１の両側面から前記雌ねじ孔に直交する方向へ貫通形成されて、支持ピン３３が挿通されるピン挿通孔と、連係部３１の前面側からロッカアーム２３の軸方向へ前記雌ねじ孔とピン挿通孔とそれぞれ直交する方向へ穿設されて、内部に調整シム３４が挿通配置されるシム挿通孔３５と、を備えている。

前記調整シム３４は、その長さがシム挿通孔３５の深さよりも大きく設定されて、該シム挿通孔３５から突出した手前端部を把持して抜き差し交換が容易になるように形成されている。なお、この調整シム３４は、円弧面の深さが異なる複数のものが予め用意されている。

そして、各構成部材を組み付ける際に、吸気弁２，２のバルブリフト量を調整するには、まず、最適な調整シム３４を選択しシム挿通孔３５内に挿通して前記支持ピン３３とこれに対向する部材との間に配置し、その後、固定ねじ部材３２を重力方向の上方側から固定用雌ねじ孔に挿通して締結する。すなわち、支持ピン３３が調整シムと固定ねじ部材３２との間に挟持されることによってリンクロッド２５の軸支点の位置が実質的に変更されて各吸気弁２ａ、２ｂのリフト量を調整できるようになっている。

したがって、この実施例によれば、まず、前記第１実施例のように、各気筒間における揺動カム構成体１７の選択組み付けを行って、各気筒間における各吸気弁２ａ、２ｂのリフト差を合わせた後に、前記調整シム３４などによって同一気筒内での両吸気弁２ａ、２ｂの低回転域の平均リフトＹａを気筒間で揃えるように調整する。すなわち、図７の記載内容からいえば、リフト調整機構３０によって一番、二番気筒の両吸気弁２ａ、２ｂの平均リフト値Ｙａ１、Ｙａ２を調整した後に、三番気筒の平均リフト値Ｙａ３’を合わせる調整を行う。なお、この合わせる平均リフトは、低回転域の平均リフトＹａでもよく、また高回転域の平均リフトＺａでもよい。つまり、低回転域の平均リフトＹａは、リンクロッド２５などがバルブスプリング３ａ、３ｂのばね荷重によって圧縮される力が小さいので小さめの値、高回転域での平均リフトＺａは、リンクロッド２５などが揺動カム１９ａ、１９ｂの各カムノーズ部の慣性荷重により伸ばされる力が大きいので大きな値になるが、どちらを基準にしてもよい。

図９は本実施例の各構成部品の組付時におけるリフト調整作業の手順をフローチャートで表したものであって、まず、ステップ１では、各気筒の揺動カム軸１８の挿通孔１８ａの内径Ｅ−駆動軸１３の外径Ｆの式からノギスなどの計測器を用いてクリアランスΔＤを計測する。

次に、ステップ２では、前記クリアランスΔＤの各気筒間差は所定以上か否かを判別し、所定以下である場合は、ステップ４に進むが、所定以上である場合は、ステップ３に移行する。

このステップ３では、各気筒間のクリアランスΔＤを合わせるために、少なくとも１気筒において前述したような、揺動カム構成体１７、つまり揺動カム軸１８の挿通孔１８ａの内径Ｅの異なったものを選択して組み付ける。これによって、両吸気弁２ａ、２ｂ間のリフト差の気筒間ばらつきを減少させる。

次に、ステップ４では、各気筒における両吸気弁２ａ、２ｂの平均リフトＹａを計測し、ステップ５において、前記平均リフトＹａの各気筒間での差(ばらつき)が所定値以上か否かを判別する。

ここで、各気筒間での平均リフトＹａのばらつきが所定値以下であれば、全気筒でリンクロッド２５側の機関弁リフトはほぼ一致し、かつリンクロッド２５側の機関弁リフトもほぼ一致することになるので、そのままリターンするが、所定値以上であると判別した場合は、ステップ６に移行する。

このステップ６では、前記リフト調整機構３０によって平均リフトＹａが大きくなっている特定気筒ないし小さくなっている特定気筒での各吸気弁２ａ、２ｂの平均リフトを調整して、全気筒間のリフト量の絶対値を合わせて終了する。

したがって、この実施例では、揺動カム構成体１７の選択組み付けの他に、すなわち２弁間リフト差を各気筒間で合わせる以外に、リフト調整機構３０によって２弁間の平均リフトＹａの絶対値も各気筒間で合わせることができるため、気筒間の燃焼や吸気充填効率のばらつきをさらに低減化することが可能になる。なお、リフト調整手段として、前記リフト調整機構３０を用いずに、リンクロッド２５の２つの孔間の距離違いのものを選択的に組み付けることも可能である。

図１０は第３実施例を示し、前記第１実施例における揺動カム構成体１７の選択組み付けによって、各気筒間におけるそれぞれのクリアランスΔＤを合わせた上で、意図的にリンクロッド２５側の第１揺動カム１９ａのリフト量のみを増加させたものである。

すなわち、前記図７の下側の図に記載したように、機関高回転域では揺動カム軸１８の倒れによる両吸気弁２ａ、２ｂ間のリフト差が生じ、これによって吸入行程で混合気のスワールが発生し、これによって新気の充填効率が低下したり、ノッキングが発生し易くなって、出力が低下する傾向になっている。

そこで、本実施例では、高回転域で揺動カム軸１８の倒れによりリフト量が低下している第１揺動カム１９ａの外形を大きく形成して、これに対応する一方側の吸気弁２ａのリフト量が大きくなるように設定する。そうすると、図１０の下側の図に示すように、高回転域では、揺動カム軸１８の時計方向の倒れによるリフト差と第１揺動カム１９ａのカムリフト増加によって両吸気弁２ａ、２ｂ間のリフト差が殆どなくなる。したがって、かかる高回転域における吸気スワールの生成が十分に抑制されて、前述した技術的問題を一掃することができる。

一方、機関低回転域では、前述のように、揺動カム軸１８の倒れが反転することから、図１０の上側の図に示すように、第１揺動カム１９ａの形状によるリフト量の増加と、揺動カム軸１８の反時計方向の倒れによる両吸気弁２ａ、２ｂ間のリフト差によって両吸気弁２ａ、２ｂ間のリフト差が大きくなる。

したがって、吸気スワールが十分に生成されて、燃焼をさらに改善することができ、燃費や排気エミッション性能の向上が図れる。

図１１は第４実施例を示し、第３実施例のように第１揺動カム１９ａ側のリフト量をやや大きくするための方策として、第１揺動カム１９ａのカム面２２ａと第１バルブリフター１６ａ上面との間のカムクリアランスΔＣ１を、第２揺動カム１９ｂのカム面２２ｂと第２バルブリフター１６ｂ上面との間のカムクリアランスΔＣ２よりも小さく設定したものである。

したがって、この実施例によれば、各揺動カム１９ａ、１９ｂの各カム面２２ａ、２２ｂのカムプロフィールを同一に設定した場合であっても第１揺動カム１９ａ側のバルブリフト量をやや大きくすることが可能になる。したがって、第３実施例と同様な作用効果が得られる。

図１２は第５実施例を示し、各揺動カム１９ａ、１９ｂのカム面２２ａ、２２ｂと各バルブリフター１６ａ、１６ｂとの間のカムクリアランスを零に調整するラッシアジャスタ４０を設けたものである。

すなわち、前記第１実施例〜第３実施例に記載されたように、揺動カム軸１８の倒れを各気筒間で合わせても各揺動カム１９ａ、１９ｂと各バルブリフター１６ａ、１６ｂとの間のカムクリアランスがばらついている場合には、両吸気弁２ａ、２ｂ間のリフト差や平均リフトがばらついてしまう。

そこで、図１２に記載された構造（例えば特開２００３−１７２１１３参照）のように各バルブリフター１６ａ、１６ｂの内部に、各揺動カム１９ａ、１９ｂと各バルブリフター１６ａ、１６ｂとの間のカムクリアランスを零に調整するラッシアジャスタ３５を設けたものである。

これによって、各揺動カム１９ａ、１９ｂと各バルブリフター１６ａ、１６ｂとの間のカムクリアランスのばらつきをなくすことができるので、前記第１〜第３実施例におけるリフト差や平均リフトのリフト精度を向上させることが可能になる。これによって、一対の吸気弁２ａ、２ｂのリフト差による気筒間のばらつきをさらに低減することができる。

なお、前記ラッシアジャスタ３５としては、例えば各揺動カム１９ａ、１９ｂと各吸気弁２ａ、２ｂのステムエンドとの間に介装されたスイングアームの一端部側に配置されたピボットの内部に設けたものなどであってもよい。例えば、特開２００３−１５５９０６に記載された構造のものであってもよい。

また、第６実施例として、前記駆動軸１３の外径Ｆと揺動カム軸１８の挿通孔１８ａの内径とのクリアランスΔＤと各揺動カム１９ａ、１９ｂのカム面２２ａ、２２ｂと各バルブリフター１６ａ、１６ｂ上面との間のカムクリアランス(ΔＣ)が零であると想定した場合の各吸気弁２ａ、２ｂのリフト差(ΔＹ)が、前記制御軸３２の回転角によらずほぼ一定になるように、前記揺動カム１９ａ、１９ｂのカム面２２ａ、２２ｂのカムプロフィールを設定した。

図１３は前記のようなカムプロフィールを設定した場合における各揺動カム１９ａ、１９ｂによる各吸気弁２ａ、２ｂの代表的なバルブリフト特性を示し、実線が第１揺動カム１９ａによる理論リフト特性、破線が第２揺動カム１９ｂによる理論リフト特性である。ここで、理論リフト特性とは、前記のようにΔＤ、ΔＣが０と想定した場合の各カムプロフィールによる理論バルブリフト特性のことである。そして、また前記カムプロフィールは、最小リフト、中間リフト及び最大リフトのいずれの場合においても、それぞれのピークリフト域における両者の理論リフト差Δ１、Δ２及びΔ３がほぼ同じになるように設定されている。

したがって、この実施例によれば、両吸気弁２ａ、２ｂのリフト差がΔ１≒Δ２≒Δ３でほぼ一定になる。このため、ΔＤ、ΔＣを考慮した場合のリフト量についてみた場合であっても、制御軸３２をひねった場合の制御リフト量に拘わらず一対の吸気弁２ａ、２ｂのリフト差が維持できることから、いずれの機関運転状態においても良好な燃焼状態が得られる。

図１４は横軸を制御軸３２の角度、縦軸をバルブリフト量にとって説明した図である。制御軸３２をひねって制御リフトを変化させた場合に、上側の実線がリンクロッド２５側の理論リフトの変化を示し、下側の破線が反リンクロッド２５側の理論リフトの変化を示す。ここで、Δ１≒Δ２≒Δ３であれば制御リフト量によらず、同一のリフト差が維持できるのである。

また、各揺動カム１９ａ、１９ｂのカムプロフィールを変更して、最小リフト時のピークリフト差Δ１を最も大きくし、中間リフト時と最大リフト時のピークリフト差Δ２、Δ３をほぼ同じになるように設定する(Δ１＞Δ２≒Δ３)ことも可能であり、このように設定すれば、低回転域で十分なスワールが生成されて、燃焼が良好になり、燃費や排気エミッション性能が向上する。このようなΔ１をΔ１’と表現すると、図１４における一点鎖線がこれに相当する。

さらに、前記カムプロフィールを変更して、Δ１＞Δ２＞Δ３の関係になるように設定すれば、中間リフトである定常運転領域でもスワールが十分に生成されて、燃焼を良好にすることも可能である。

本発明は、前記各実施例の構成に限定されるものではなく、発明の技術的思想を変更しない範囲で構成を任意に変更することができる。

さらに、本発明は、前記吸気弁側の他に排気弁側あるいは両方の弁側に適用することも可能である。さらに可変機構としては、必ずしも前記実施形態のものに限定されるものではない。機関弁を開閉させるフォロアとしては、図示したバケット型でもよいし、スイングアーム型でもよい。また、内燃機関の気筒数についても４気筒、直列６気筒などの多気筒のものに適用できることは勿論である。

前記実施形態から把握される前記請求項に記載した発明以外の技術的思想について以下に説明する。
（イ）前記伝達機構に、前記一対の機関弁のリフト量を同時に調整するリフト調整手段を設けたことを特徴とする請求項１に記載の多気筒内燃機関の動弁装置。

この発明によれば、揺動カム軸の選択により一対の機関弁のリフト差を気筒間で合わせることができることに加えて、リフト調整手段により一対の機関弁の平均リフトも気筒間で合わせることができる。したがって、気筒間の燃焼や吸気充填効率のばらつきをさらに低減できる。
（ロ）前記揺動カム軸を選択的に組み付けて気筒間の前記揺動カム軸の径方向の傾倒を所定の値に合わせた後に、一対の機関弁のリフト量の平均リフト量または少なくとも一方の機関弁のリフト量またはリフト位置を調整するリフト調整機構を設けたことを特徴とする請求項１に記載の多気筒内燃機関の動弁装置。
（ハ）前記一対の揺動カムの一方側のカムリフト量を、他方側のカムリフト量よりも大きくしたことを特徴とする請求項１に記載の多気筒内燃機関の動弁装置。

この発明によれば、一対の機関弁のリフト差を気筒間で合わせることができることに加えて、機関の低回転域では一対の機関弁のリフト差を拡大して混合気のスワール流動を強化し、燃焼レベル自体を向上させたり、また、高回転域では、一対の機関弁のリフト差が縮小して混合気のスワール流動を低減することによって出力を向上させたりすることができる。
（ニ）前記一対の揺動カムの一方側のカムクリアランス量を、他方側のカムクリアランス量よりも小さくしたことを特徴とする請求項１に記載の多気筒内燃機関の動弁装置。

この発明によれば、前記（ハ）に記載したように、一対の揺動カムのカムリフト差を設けなくとも一端側の機関弁のバルブリフトを高くすることが可能になる。
（ホ）前記一対の揺動カムとこれに対応する前記一対の機関弁との間に、カムクリアランスを零に調整するラッシアジャスタを設けたことを特徴とする請求項１に記載の多気筒内燃機関の動弁装置。

一対の機関弁のリフト差は各々のカムクリアランスのばらつきによっても変化するが、ラッシアジャスタを用いれば、これらを一定値あるいは零に維持できるから、リフト精度が向上して一対の機関弁のリフト差による気筒間のばらつきをより低減させることが可能になる。
（へ）前記揺動カム軸を揺動自在に支持する支軸を、前記駆動軸としたことを特徴とする請求項１に記載の多気筒内燃機関の動弁装置。

支軸を駆動軸とすることによって、駆動軸が回転することによりこの外周面と揺動カム軸の挿通孔の内周面との間の潤滑状態が安定し、これにより、揺動カム軸の倒れ挙動が安定する。したがって、一対の機関弁のリフト差が安定すると共に、気筒間のばらつきも低減する。
（ト）回転することによって前記伝達機構の姿勢を変化させて、前記一対の機関弁のリフト量を同時に変化させる制御軸を有することを特徴とする請求項１に記載の多気筒内燃機関の動弁装置。

制御軸を回転させることにより機関運転状態に応じたバルブリフト量の可変制御を行うことができるので、一対の機関弁のリフト差が安定する。この結果、機関の諸性能が向上すると共に、安定化が図れる。
（チ）前記支軸の外周面と揺動カム軸の挿通孔の内周面との間のクリアランスと前記揺動カムのカムクリアランスとをそれぞれ零に想定した際の前記一対の機関弁のリフト量の差が、前記制御軸の回転角によらず所定の範囲となるように前記一対の揺動カムのカムプロフィールを設定したことを特徴とする前記（ト）に記載の多気筒内燃機関の動弁装置。

この発明によれば、各機関弁の制御されたいずれのリフト量にかかわらず一対の機関弁のリフト差が所定の範囲に維持されるので、良好な燃焼状態が得られる。

本発明の第１実施例に供される多気筒内燃機関の動弁装置の要部斜視図である。 片バンク３気筒側の動弁装置の要部を示す平面図である。 低回転域における揺動カム構成体の倒れ状態を示す断面図である。 高回転域における揺動カム構成体の倒れ状態を示す断面図である。 Ａは動弁装置における最小リフト制御時の閉弁作用を示す図１のＡ矢視図、Ｂは同最小リフト制御時の開弁作用を示す図１のＡ矢視図である。 Ａは動弁装置における最大リフト制御時の閉弁作用を示す図１のＡ矢視図、Ｂは同最大リフト制御時の開弁作用を示す図１のＡ矢視図である。 低回転域と高回転域における各気筒の各吸気弁のリフト特性図である。 第２実施例に供される動弁装置を示す要部斜視図である。 本実施例における各構成部品の組み付け手順を示すフローチャート図である。 第３実施例における各揺動カムのリフト差に基づき低回転域と高回転域の各吸気弁のバルブリフト特性図である。 第４実施例における各揺動カムと各バルブリフターとの間のカムクリアランスを示す動弁装置の要部側面図である。 第５実施例における動弁装置の要部断面図である。 第６実施例にけるバルブリフト特性図である。 第６実施例における制御軸の回転角度とバルブリフト量の相関図である。

符号の説明

２ａ・２ｂ…吸気弁（機関弁）
３ａ・３ｂ…バルブスプリング
４…可変機構
５…制御機構
６…駆動機構
１３…駆動軸
１５…駆動カム
１６ａ・１６ｂ…バルブリフター
１７…揺動カム構成体
１８…揺動カム軸
１８ａ…挿通孔
１９ａ・１９ｂ…第１，第２揺動カム
Ｅ…挿通孔の内径
Ｆ…駆動軸の外径

Claims (4)

1. 機関のクランクシャフトによって回転駆動され、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、
   支軸の外周に所定のクリアランスをもって挿通孔を介して揺動自在に軸支され、軸方向の両端側外周に一気筒当たり一対の揺動カムが設けられた揺動カム軸と、
   前記揺動カム軸を介して前記一対の揺動カムが揺動運動することによって開閉作動される２つの機関弁と、
   前記揺動カム軸の軸方向の一端部と連係しかつ前記駆動カムの回転運動を揺動運動に変換して前記揺動カムに伝達する伝達機構と、
   前記支軸に対する揺動カム軸の径方向の倒れに伴う一対の機関弁間のリフト差を各気筒間で揃えるように、少なくとも前記挿通孔の内径に基づいて前記気筒毎に前記揺動カム軸を選択的に組み付けることを特徴とする多気筒内燃機関の動弁装置。
2. 機関のクランクシャフトによって回転駆動され、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、
   支軸の外周に所定のクリアランスをもって挿通孔を介して揺動自在に軸支され、軸方向の両端側外周に一気筒当たり一対の揺動カムが設けられた揺動カム軸と、
   前記揺動カム軸を介して前記一対の揺動カムが揺動運動することによって開閉作動される２つの機関弁と、
   前記揺動カム軸の軸方向の一端部と連係しかつ前記駆動カムの回転運動を揺動運動に変換して前記揺動カムに伝達する伝達機構と、
   を備えた多気筒内燃機関の動弁装置の組立方法であって、
   前記支軸の外径寸法と前記揺動カム軸の挿通孔の内径寸法とを計測する工程と、
   前記支軸に対する揺動カム軸の径方向の倒れに伴う前記一対の機関弁のリフト差を各気筒間で揃えるように、前記計測工程で計測された前記挿通孔の内径寸法に基づいて、気筒毎に前記支軸に対して揺動カム軸を選択的に組み付ける組付工程と、
   を備えたことを特徴とする多気筒内燃機関の動弁装置の組立方法。
3. 機関のクランクシャフトによって回転駆動され、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、
   支軸の外周に所定のクリアランスをもって挿通孔を介して揺動自在に軸支され、軸方向の両端側外周に一気筒当たり２つの揺動カムが設けられた揺動カム軸と、
   前記揺動カム軸を介して前記一対の揺動カムが揺動運動することによって開閉作動される２つの機関弁と、
   前記揺動カム軸の軸方向の一端部と連係しかつ前記駆動カムの回転運動を揺動運動に変換して前記揺動カムに伝達する伝達機構と、
   を備えた多気筒内燃機関の動弁装置の組立方法であって、
   前記支軸の外径寸法と前記揺動カム軸の挿通孔の内径寸法とを計測する工程と、
   前記支軸に対する揺動カム軸の径方向の倒れに伴う前記各機関弁のリフト差を各気筒間で揃えるように、前記計測工程で計測された前記挿通孔の内径寸法に基づいて、長さの異なる前記伝達機構を揺動カム軸に選択的に組み付ける組立工程と、
   を備えたことを特徴とする多気筒内燃機関の動弁装置の組立方法。
4. 請求項３に記載の多気筒内燃機関の動弁装置の組立方法において、
   前記組付工程によって各揺動カム軸の気筒間における傾きを合わせ後に、前記一対の機関弁のリフト量を、前記伝達機構に有するリフト調整手段によって一対の機関弁の一方のリフト量または一方の機関弁の平均リフト量またはリフト位置を所定の値に調整する調整工程と、
   をさらに備えたことを特徴とする多気筒内燃機関の動弁装置の組立方法。

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