JP4293078B2 - バルブ特性可変装置を備えた内燃機関 - Google Patents

Description

本発明は、機関バルブのバルブ特性を機関運転状態に応じて変更するバルブ特性可変装置を備えた内燃機関に関するものである。

内燃機関の一般的な動弁装置は、バルブスプリングによって閉弁方向に付勢された吸・排気バルブ（以下、機関バルブという）を、内燃機関によって回転駆動されるカムシャフトのカムによって直接、又はロッカーアーム等を介して押下げて（リフトさせて）開弁させる構成を採用している。バルブスプリングの主な機能は、機関バルブの慣性力に打勝って、その機関バルブをカムのプロフィールに忠実に追従させて開閉動作させることである。この機能は、最大ばね荷重が、機関バルブの追従性を確保するために要求される値よりも大きいことを条件に発揮される。最大ばね荷重は、機関バルブが最大量リフトするときのばね荷重である。しかし、最大ばね荷重が上記要求値よりも過度に大きいと、カムシャフトを回転させるのに大きな力が必要となり、このことが燃費の低下を招く。機関バルブの追従性を確保しつつ燃費の低下を抑制する観点からは、バルブスプリングの最大ばね荷重の設定が重要となる。そこで、バルブスプリングの最大ばね荷重として上記要求値よりも若干大きな値が設定される。

一方、例えば車両に搭載される内燃機関にあっては、機関バルブの最大リフト量及び作用角の少なくとも一方（以下、バルブ特性という）を機関運転状態に応じて可変とするバルブ特性可変装置を搭載することが提案されている。こうした内燃機関では、バルブ特性可変装置により変更される機関バルブのバルブ特性が大きくなるほど、上述したバルブスプリングに要求される最大ばね荷重が大きくなる。そこで、バルブ特性可変装置が搭載された内燃機関では、バルブ特性が採り得る範囲の最大となるときを基準に最大ばね荷重が設定される。

なお、本発明にかかる先行技術文献としては、例えば以下の特許文献１が挙げられる。これは、機関バルブのリフト量に対して最適なばね荷重が得られるように、バルブスプリングの線間ピッチを適宜に調整することにより、バルブスプリングのばね定数が、その変位に伴って段階的に変化するようにしたものである。例えば、リフト量が小さい領域ではばね定数を大きくし、リフト量が大きな領域ではばね定数を小さくしたり、あるいはその逆にリフト量が小さな領域ではばね定数を小さくし、リフト量が大きな領域ではばね定数を大きくしたりしている。
特開平１０−１４１０２７号公報（図１、図２）

ところが、上記のようにしてバルブ特性の最大時を基準に最大ばね荷重を設定すると、その最大時には最大ばね荷重が適切になるものの、バルブ特性可変装置により変更されるバルブ特性が小・中等、最大でない場合には、最大ばね荷重が、そのバルブ特性においてバルブスプリングに要求される最大ばね荷重よりも過大になる。その結果、バルブ特性可変装置を必要以上に大きな力で駆動して機関バルブをリフトさせなければならず、燃費の悪化等を招く。

なお、上述した特許文献１では、バルブスプリングのばね定数を機関バルブのリフト量に応じて変更しているに過ぎず、バルブ特性が最大以外のときに最大ばね荷重が依然として要求値よりも過大となり、上記と同様の問題が起り得る。

本発明はこのような実情に鑑みてなされたものであって、その目的は、必要以上に大きな力でバルブ特性可変装置を駆動しなくてもすむバルブ特性可変装置を備えた内燃機関を提供することにある。

以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について記載する。
請求項１に記載の発明では、カムによりバルブスプリングに抗して開弁される機関バルブの最大リフト量及び作用角の少なくとも一方をバルブ特性とし、各機関バルブのバルブ特性を機関運転状態に応じて変更するバルブ特性可変装置を備えた内燃機関において、前記バルブ特性可変装置による前記各機関バルブのバルブ特性の非最大時又は非最大への変更時には最大時よりも、前記各機関バルブが最大量リフトするときの前記各バルブスプリングの最大ばね荷重を小さくするばね荷重変更手段を設けている。

上記の構成によれば、内燃機関では、カムが回転することで、機関バルブがバルブスプリングに抗して押下げられて開弁する。このバルブスプリングの機能に、機関バルブをカムに追従させることがある。この機能は、バルブスプリングの最大ばね荷重が、機関バルブをカムに追従させるのに要求される値よりも大きいことを条件に発揮される。反面、最大ばね荷重がこの要求値よりも過度に大きいと、カムを回転させるために大きな力が必要となる。そのため、最大ばね荷重は上記要求値よりも若干大きな値に設定されることが望ましい。

ところで、各機関バルブのバルブ特性（最大リフト量及び作用角の少なくとも一方）はバルブ特性可変装置によって変更される。上記の要求される最大ばね荷重は、バルブ特性が大きくなるに従い大きくなる。そのため、バルブ特性に拘らず最大ばね荷重が一定であり、しかもその最大ばね荷重が、バルブ特性が最大となるときを基準に設定されると、バルブ特性が最大以外のときに、要求される値よりも過大になる。

この点、請求項１に記載の発明では、最大ばね荷重がバルブ特性可変装置によるそのときのバルブ特性に応じて変更される。すなわち、バルブ特性可変装置によるバルブ特性の非最大時又は非最大への変更時には最大時よりも前記最大ばね荷重を小さくするよう変更する。この変更により、バルブ特性が最大以外の場合であっても、最大ばね荷重を、そのときのバルブ特性に対応する要求値に近づけることが可能となる。その結果、必要以上に大きな力でバルブ特性可変装置を駆動しなくてもすみ、過大な駆動力でバルブ特性可変装置を駆動することに伴う各種の不具合、例えば燃費の低下を抑制することが可能となる。

ここで、バルブスプリングに要求される最大ばね荷重は、バルブ特性可変装置によるバルブ特性が小さくなるに従い小さくなる。従って、請求項１に記載の発明によるように、バルブ特性の非最大時又は非最大への変更時に最大時よりも最大ばね荷重が小さくされることで、最大ばね荷重が要求値に近づけられ、上記の効果が確実に得られる。

請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の発明において、前記ばね荷重変更手段は、前記バルブ特性可変装置による前記バルブ特性の非最大時であって、前記カムの回転速度が高いときには、低いときよりも、前記最大ばね荷重を小さくする度合いを小さくするものであるとする。

ここで、カムに対する機関バルブの追従性を確保するうえで、バルブスプリングに要求される最大ばね荷重に影響を及ぼす要素としては、機関バルブのリフト量に加え、カムの回転速度が挙げられる。一般には、この最大ばね荷重は、カムの回転速度が高いときには低いときよりも大きくなる。

この点、請求項２に記載の発明では、バルブ特性可変装置によるバルブ特性が非最大であって、カムの回転速度が高いときには低いときよりも最大ばね荷重を小さくする度合いが小さくされる。このように最大ばね荷重を小さくする度合いが小さくされると、最大ばね荷重はバルブ特性の最大時に要求される値を越えないことを条件に、上記回転速度が高いときには低いときよりも大きくされ、そのときのバルブ特性及びカムの回転速度に適した値になる。

（第１実施形態）
以下、本発明を具体化した第１実施形態について、図１〜図１１を参照して説明する。
車両には、図１及び図２に示すように、内燃機関としての車両用多気筒ガソリンエンジン（以下、単にエンジンという）１１が搭載されている。エンジン１１は、複数の気筒（シリンダ）１２を有するシリンダブロック１３と、その上に取付けられたシリンダヘッド１４とを備えている。気筒１２毎のシリンダボア１２Ａにはピストン１５が往復動可能に収容されている。各ピストン１５は、コネクティングロッド（図示略）を介し、出力軸であるクランクシャフト１６（図２参照）に連結されている。各ピストン１５の往復運動は、コネクティングロッドによって回転運動に変換された後、クランクシャフト１６に伝達される。

ピストン１５、シリンダボア１２Ａ及びシリンダヘッド１４によって囲まれた空間は燃焼室１７となっている。シリンダヘッド１４には、吸気通路の一部をなす吸気ポート１８と、排気通路の一部をなす排気ポート１９とが、気筒１２毎に設けられている。吸気ポート１８の下流端及び排気ポート１９の上流端は、シリンダヘッド１４の下面において燃焼室１７に対応する箇所で開口している。

シリンダヘッド１４には、吸気ポート１８及び燃焼室１７間を開閉する吸気バルブ２１と、排気ポート１９及び燃焼室１７間を開閉する排気バルブ２２とが機関バルブとして設けられている。これらの吸気バルブ２１及び排気バルブ２２は、バルブガイド２３により軸方向（図１の略上下方向）へ往復動可能に支持されている。

吸・排気バルブ２１，２２の上部にはそれぞれリテーナ２４が取付けられている。シリンダヘッド１４においてバルブガイド２３の上部に対応する箇所には、ばね受け座２０が設けられている。吸・排気バルブ２１，２２の周りであって、リテーナ２４とばね受け座２０との間にはバルブスプリング２５が配置されている。これらのバルブスプリング２５により、吸・排気バルブ２１，２２が常に閉弁方向（図１の略上方）へ付勢されている。

シリンダヘッド１４における吸気バルブ２１の略上方には、吸気カム２６を有する吸気カムシャフト２７が支持壁部２８により回転可能に支持されている（図２参照）。同様に、シリンダヘッド１４における排気バルブ２２の略上方には、排気カム２９を有する排気カムシャフト３１が回転可能に支持されている。吸・排気カムシャフト２７，３１は、タイミングチェーン３２、スプロケット（図示略）等によりクランクシャフト１６に駆動連結されている。そして、クランクシャフト１６の回転がタイミングチェーン３２等を介して吸・排気カムシャフト２７，３１に伝達される。そして、同カムシャフト２７，３１の回転により、吸・排気バルブ２１，２２がバルブスプリング２５に抗して押下げられて（リフトして）、吸・排気ポート１８，１９を開放する。

この際、バルブスプリング２５には、吸・排気バルブ２１，２２の慣性力に打勝って、その吸・排気バルブ２１，２２を吸・排気カム２６，２９のプロフィールに忠実に追従させることが要求される。この要求を満たすには、最大ばね荷重が、吸・排気バルブ２１，２２の追従性を確保するために要求される値よりも大きいことが必要である。最大ばね荷重は、吸・排気バルブ２１，２２が最大量リフトして最大量伸縮したときのばね荷重である。しかし、最大ばね荷重が上記要求値よりも過度に大きいと、吸・排気カムシャフト２７，３１を回転させるのに不要に大きな力が必要となり、このことが燃費の低下を招く。吸・排気バルブ２１，２２の追従性を確保しつつ吸・排気カムシャフト２７，３１の必要駆動力を抑える観点からは、バルブスプリング２５の最大ばね荷重の設定が重要となる。そこで、バルブスプリング２５の最大ばね荷重として上記要求値よりも若干大きな値が設定される。

ここで、一般に、吸・排気バルブ２１，２２のリフト量が大きくなるに従い、また吸・排気カム２６，２９の回転速度が高くなるに従い最大ばね荷重の要求値が大きくなる。また、吸・排気カムシャフト２７，３１がクランクシャフト１６に駆動連結されていることから、吸・排気カム２６，２９の回転速度とクランクシャフト１６の回転速度（エンジン回転速度）とは対応している。そのため、最大リフト量及び作用角といったバルブ特性がエンジン１１の運転状態に拘らず一定である排気バルブ２２については、エンジン回転速度が採り得る最大値となるときの要求値を基準に、バルブスプリング２５の最大ばね荷重が設定されている。また、後述するように、最大リフト量及び作用角がエンジン運転状態に応じて変更される吸気バルブ２１については、最大リフト量及び作用角が採り得る最大値となり、かつエンジン回転速度が採り得る最大値となるときの要求値を基準に、バルブスプリング２５の最大ばね荷重が設定されている。

吸気通路には、吸気ポート１８の下流へ向けて燃料を噴射する燃料噴射弁（図示略）が各気筒１２に対応して取付けられている。噴射された燃料は、吸気通路を通って燃焼室１７内に導入される吸入空気と混ざり合って混合気となる。なお、燃料噴射弁から燃料を燃焼室１７に直接噴射するようにしてもよい。

シリンダヘッド１４には、点火プラグ３３が各気筒１２に対応して取付けられている。そして、前記混合気は点火プラグ３３の電気火花によって着火され、爆発・燃焼する。このときに生じた高温高圧の燃焼ガスによりピストン１５が往復動され、クランクシャフト１６が回転されて、エンジン１１の駆動力（出力トルク）が得られる。そして、燃焼ガスは排気ポート１９を通じて排気通路へ排出される。

図２に示すように、エンジン１１におけるタイミングチェーン３２側の端部（図２の左端部）には、クランクシャフト１６に対する吸気カムシャフト２７の相対回転位相を調節して、吸気バルブ２１のバルブタイミング（開閉期間）を進角又は遅角させるバルブタイミング可変機構３４が設けられている。また、エンジン１１には、各吸気バルブ２１の最大リフト量及び作用角を連続的に変更する最大リフト量可変機構３５がバルブ特性可変装置として設けられている。ここで、図８に示すように吸気バルブ２１の作用角は、クランクシャフト１６の回転について、吸気バルブ２１が開弁を開始してから閉弁するまでの角度範囲である。また、吸気バルブ２１の最大リフト量は、その吸気バルブ２１が最も下方まで変位（リフト）させられたときの変位量である。なお、本実施形態では最大リフト量可変機構３５によって最大リフト量が変更されると、それに伴って作用角も変更される。このように最大リフト量及び作用角が一対一で対応している。そのため、最大リフト量可変機構３５によってこれらの最大リフト量及び作用角を変更する場合には、単に「最大リフト量を変更」と表現するものとする。排気バルブ２２については、こうしたバルブタイミング可変機構３４や最大リフト量可変機構３５は設けられていない。

図２に示すように、最大リフト量可変機構３５は、気筒１２毎の仲介駆動機構３６を備えるほか、全部の仲介駆動機構３６に共通する１本の支持パイプ３７、１本のコントロールシャフト３８及び１つのアクチュエータ３９を備えている。

支持パイプ３７は気筒１２の配列方向（図２の左右方向）へ延びるように配置され、前述した支持壁部２８に貫通固定されている。なお、この方向について、特に区別する必要のない場合には「軸方向」といい、区別する必要のある場合には矢印Ａ方向又は矢印Ｂ方向というものとする。矢印Ａ方向は、前述したタイミングチェーン３２に近づく方向であり、吸気バルブ２１の最大リフト量を小さくする方向である。また、矢印Ｂ方向はタイミングチェーン３２から遠ざかる方向であり、最大リフト量を大きくする方向である。前記貫通固定により、支持パイプ３７は軸方向への移動が不能であり、しかも回転不能である。コントロールシャフト３８は支持パイプ３７内に挿通されており、電動モータ等からなるアクチュエータ３９により軸方向へ往復駆動される。

各仲介駆動機構３６は、吸気カムシャフト２７と吸気バルブ２１との間に設けられている（図１参照）。各仲介駆動機構３６は、図２及び図３に示すように、入力アーム４１と、その軸方向についての両側に配置された一対の出力アーム４２，４３とを備えている。入力アーム４１及び各出力アーム４２，４３は、それらの相対向する端部において嵌合により連結されている。仲介駆動機構３６毎の入力アーム４１及び両出力アーム４２，４３は支持壁部２８，２８間に配置されており、軸方向への変位が両支持壁部２８，２８によって規制されている（図５参照）。

図３〜図６に示すように、入力アーム４１は一対の支持片４４，４４を備えており、両支持片４４，４４間にはローラ４５が軸支されている。また、各出力アーム４２，４３は、ベース円部４６と、凹状に湾曲するカム面４７Ａを有するノーズ４７とをそれぞれ備えている。

支持パイプ３７と、入力アーム４１及び両出力アーム４２，４３との間には、動力伝達用のスライダ４８が配置されている。スライダ４８は、支持パイプ３７上に回動可能かつ軸方向への移動可能に支持されている。スライダ４８をコントロールシャフト３８に動力伝達可能に連結するために、同スライダ４８の内周面には、周方向に延びる溝部４９が形成されている。溝部４９は、スライダ４８に設けられた貫通孔５１によって同スライダ４８の外部に連通している（図６参照）。また、支持パイプ３７において、各仲介駆動機構３６に対応する箇所には、軸方向へ延びる長孔５２が形成されている。これらの溝部４９及び長孔５２には、前述した貫通孔５１を通じて挿入された係止ピン５３が配置され、その一端部（図５及び図６の下端部）がコントロールシャフト３８に圧入固定されている。また、溝部４９内に位置する係止ピン５３の他端部（図５及び図６の上端部）にはブッシュ５４が固定されている。

従って、前述したように支持パイプ３７がシリンダヘッド１４（支持壁部２８）に固定されているが、コントロールシャフト３８の軸方向への移動に伴い、係止ピン５３が支持パイプ３７の長孔５２内を移動することで、ブッシュ５４を介してスライダ４８を軸方向へ移動させることが可能である。さらに、スライダ４８自体は、周方向へ延びる溝部４９にて係止ピン５３及びブッシュ５４に係止されていることから、係止ピン５３及びブッシュ５４にて軸方向の位置は決定されるが、軸周りについては回動可能である。

入力アーム４１及びスライダ４８間で動力を伝達するために、入力アーム４１の内周面には、出力アーム４２側ほど時計回り方向へねじれたヘリカルスプライン４１Ａが形成されている。これに対応して図４に示すように、スライダ４８の外周面の軸方向における中間部分には、同方向へねじれたヘリカルスプライン４８Ａが形成され、これが前述した入力アーム４１のヘリカルスプライン４１Ａに噛合わされている。

また、各出力アーム４２，４３及びスライダ４８間で動力を伝達するために、各出力アーム４２，４３の内周面には、前記入力アーム４１のヘリカルスプライン４１Ａとは逆方向、すなわち入力アーム４１から出力アーム４２側へ離れるほど反時計回り方向へねじれたヘリカルスプライン４２Ｂ，４３Ｃが形成されている。これに対応して、スライダ４８の外周面の軸方向における両端部には同方向へねじれたヘリカルスプライン４８Ｂ，４８Ｃが形成され、これらが前記出力アーム４２，４３のヘリカルスプライン４２Ｂ，４３Ｃに噛合わされている。このように、ヘリカルスプライン４１Ａ，４８Ａと、ヘリカルスプライン４２Ｂ，４３Ｃ，４８Ｂ，４８Ｃとは逆方向へねじれている。そのため、コントロールシャフト３８の軸方向の移動に連動してスライダ４８が同方向へ変位しながら回転することにより、入力アーム４１と各出力アーム４２，４３とに対し互いに逆方向のねじり力が付与され、入力アーム４１及び出力アーム４２，４３の相対位相差が変化する。また、前記ヘリカルスプライン４１Ａ，４２Ｂ，４３Ｃ，４８Ａ，４８Ｂ，４８Ｃのねじれ方向の設定により、入・出力アーム４１〜４３の相対位相差はスライダ４８が矢印Ａ方向（最大リフト量を小さくする方向）へ変位するに従い小さくなる。

図１に示すように、各仲介駆動機構３６のローラ４５は、吸気カムシャフト２７の吸気カム２６に接触しており、同吸気カムシャフト２７の回転に伴い吸気カム２６による略下向きの力がローラ４５に加えられる。また、支持片４４及びシリンダヘッド１４間にはスプリング５５が圧縮状態で配置されており、このスプリング５５によりローラ４５が常に吸気カム２６に押付けられている。そして、吸気カム２６のカムプロフィールに応じて変化する略下向きの力と、スプリング５５による上向きの力とがつり合うように入力アーム４１がコントロールシャフト３８を支点として上下に揺動する。

一方、吸気バルブ２１及び出力アーム４２，４３間にはロッカーアーム５６が配置され、同ロッカーアーム５６を介して出力アーム４２，４３の揺動が吸気バルブ２１に伝達される。すなわち、各ロッカーアーム５６は、その基端部（図１の左端部）５６Ａにおいてアジャスタ５７にて揺動可能に支持され、先端部（図１の右端部）５６Ｂにおいて吸気バルブ２１に接触している。そして、バルブスプリング２５の付勢力が吸気バルブ２１を通じてロッカーアーム５６の先端部５６Ｂに加わり、同ロッカーアーム５６のローラ５８が両出力アーム４２，４３のベース円部４６又はノーズ４７に接触している。

従って、吸気カムシャフト２７が回転すると、仲介駆動機構３６では、吸気カム２６によって入力アーム４１がコントロールシャフト３８を支点として上下に揺動する。この揺動はスライダ４８を介して各出力アーム４２，４３に伝達され、同出力アーム４２，４３が上下に揺動する。これらの揺動する出力アーム４２，４３によって、対応する吸気バルブ２１が駆動されて開弁する。この開弁に伴い吸気ポート１８から燃焼室１７へ空気が吸入される。

また、アクチュエータ３９によってコントロールシャフト３８が軸方向へ移動されることで、入・出力アーム４１〜４３の揺動方向について、入力アーム４１と各出力アーム４２，４３との相対位相差が変更される。この変更に伴い各吸気バルブ２１の最大リフト量が連続的に変化する。スライダ４８が矢印Ａ方向へ最大量変位して相対位相差が小さいときには最大リフト量が小さく、気筒１２当りの吸入空気量が少ない。そして、スライダ４８の矢印Ｂ方向への移動に伴って相対位相差が増大すると、最大リフト量が大きくなって吸入空気量が多くなる。

また、図１及び図４に示すように仲介駆動機構３６においては、吸気カム２６により入力アーム４１のローラ４５に略下向きの力が加わる。この力は、ヘリカルスプライン４１Ａ，４８Ａを通じてスライダ４８に伝達される。前述したように、両ヘリカルスプライン４１Ａ，４８Ａが出力アーム４２側ほど時計回り方向へねじれている。このねじれ方向と、吸気カム２６からの力とにより決定されるスラスト方向の力として、スライダ４８には矢印Ａ方向の荷重が作用する。

一方、バルブスプリング２５により、吸気バルブ２１、ロッカーアーム５６等を介して両出力アーム４２，４３に略上向きの力が加わる。この力は、ヘリカルスプライン４２Ｂ，４３Ｃ及び４８Ｂ，４８Ｃを通じてスライダ４８に伝達される。前述したように、これらのヘリカルスプライン４２Ｂ，４３Ｃ及び４８Ｂ，４８Ｃが前記ヘリカルスプライン４１Ａ，４８Ａとは逆方向へねじれている。これらのねじれ方向と、バルブスプリング２５からの力（バルブ反力）とにより決定されるスラスト方向の力として、スライダ４８には矢印Ａ方向の荷重が作用する。

このように、入力アーム４１を通じて作用する荷重と、両出力アーム４２，４３を通じて作用する荷重とにより、スライダ４８は矢印Ａ方向へ移動しようとする。
ところで、図７（Ａ）及び図７（Ｂ）は、アクチュエータ３９によってコントロールシャフト３８を図２の矢印Ｂ方向へ最大量移動させたときの仲介駆動機構３６の状態を示している。スライダ４８が可動範囲における矢印Ｂ方向の端に位置している。このときには、入力アーム４１と各出力アーム４２，４３との相対位相差が最大となっている。

特に、図７（Ａ）は、吸気カム２６がそのベース円部２６Ａにおいて、仲介駆動機構３６のローラ４５に接触している状態を示している。この状態では、両出力アーム４２，４３のベース円部４６においてノーズ４７に近い部分がロッカーアーム５６のローラ５８に接触している。このため、吸気バルブ２１は閉弁状態（リフト量が「０」）となる。

吸気カムシャフト２７が回転すると、吸気カム２６のノーズ２６Ｂによってローラ４５が押下げられて、入力アーム４１が下方へ揺動する。この揺動がスライダ４８を介して各出力アーム４２，４３に伝達されて、同出力アーム４２，４３が下方へ揺動する。これらの揺動により、ノーズ４７のカム面４７Ａが直ちにロッカーアーム５６のローラ５８に接触して、図７（Ｂ）に示すように、カム面４７Ａの略全範囲を使用してローラ５８を押下げる。この押下げにより、ロッカーアーム５６が基端部５６Ａを支点として下方へ揺動し、ロッカーアーム５６の先端部５６Ｂが大きく吸気バルブ２１を押下げ、吸気ポート１８を大きく開放（開弁）させる。最大リフト量が最大となり、吸気ポート１８から燃焼室１７に流入する空気量が最大となる。

前記の状態から、アクチュエータ３９によってコントロールシャフト３８を図２の矢印Ａ方向へ移動させると、それに連動してスライダ４８が回転しながら同方向へ変位する。スライダ４８の回転により入力アーム４１及び各出力アーム４２，４３に対し互いに逆方向のねじり力が付与され、入力アーム４１及び各出力アーム４２，４３の相対位相差が変化する。この相対位相差は、スライダ４８の変位量が大きくなるほど小さくなる。

吸気カム２６のベース円部２６Ａが、仲介駆動機構３６のローラ４５に接触するときに、出力アーム４２，４３のベース円部４６についてロッカーアーム５６のローラ５８との接触箇所がノーズ４７から遠ざかる。このため、出力アーム４２，４３が揺動しても、しばらくはロッカーアーム５６のローラ５８はノーズ４７のカム面４７Ａに接触することなくベース円部４６に接触し続ける。

その後、カム面４７Ａがローラ５８を押下げて、基端部５６Ａを支点としてロッカーアーム５６を下方へ揺動させるが、ローラ５８が当初、ノーズ４７から離れている分、カム面４７Ａの使用範囲が少なくなる。その結果、ロッカーアーム５６の揺動角度が小さくなり、最大リフト量が小さくなる。こうして、吸気バルブ２１は最大時よりも小さな最大リフト量にて吸気ポート１８を開放状態にする。吸気バルブ２１の開弁に伴い各吸気ポート１８から燃焼室１７に流入する空気量は、スライダ４８の矢印Ａ方向への変位量に応じて少なくなる。

このように、アクチュエータ３９によってコントロールシャフト３８を通じてスライダ４８の位置を調整することにより、図８に示すリフト量パターンの間で、出力アーム４２，４３によって駆動される吸気バルブ２１の最大リフト量を連続的に調整することが可能である。

ところで、吸気バルブ２１を付勢するバルブスプリング２５について、最大リフト量が最大となるときの要求値を基準に最大ばね荷重を設定することについては、前述した通りである。しかし、こうした設定を行った場合、仮に最大ばね荷重が最大リフト量に拘らず常に一定であるとすると、上記最大時には最大ばね荷重が適切になるものの、最大リフト量が小・中等、最大でない場合には、実際の最大ばね荷重が、上述したバルブスプリング２５に要求される値よりも過大になる。

そこで、本実施形態では、吸気バルブ２１が最大量リフトするときのバルブスプリング２５の最大ばね荷重を、最大リフト量可変機構３５による最大リフト量に応じて変更するようにしている。この変更は、ばね荷重変更装置７０（ばね荷重変更手段）によって実現される。次に、このばね荷重変更装置７０について説明する。

図１０及び図１１に示すように、吸気バルブ２１に対応するばね受け座２０は、円形断面を有し、かつ自身の中心線を吸気バルブ２１の軸線に合致させた状態の凹部からなる。ばね受け座２０内にはシートケース６１が組込まれている。シートケース６１は、吸気バルブ２１と同軸上に配置された内筒部６２及び外筒部６３と、これら内筒部６２及び外筒部６３の下端同士を連結する底部６４とを備えて構成されている。内筒部６２はバルブガイド２３に外嵌されている。内筒部６２の上端の複数箇所には外方へ突出するストッパ６５が設けられている。外筒部６３及び底部６４はばね受け座２０に嵌合されている。底部６４には多数の油孔６６があけられている。

シリンダヘッド１４において、ばね受け座２０の下方には気筒配列方向（図１０において紙面と直交する方向）へ延びる油路６７が設けられている。また、シリンダヘッド１４には、上記油路６７とばね受け座２０とを連通させる油孔６８が設けられている。

各シートケース６１内には、それぞれ環状をなすアッパシート７１及びロアシート７２が、それらの各内周面を内筒部６２に接触させ、かつ各外周面を外筒部６３に接触させた状態で収容されている。

図９〜図１１に示すように、アッパシート７１の上面の大部分は吸気バルブ２１の軸線に対し直交している。この上面において、吸気バルブ２１の周りには環状の凹部７３が設けられていて、ここでバルブスプリング２５の下端を受けている。アッパシート７１の下面は、上記上面に対し所定の角度をもって周方向に傾斜する複数の傾斜面７４と、隣合う傾斜面７４，７４間に設けられた複数の受圧面７５とを備える。

ロアシート７２の下面の大部分は吸気バルブ２１の軸線に対し直交している。この下面において、シートケース６１の油孔６６に対応する箇所には環状溝７６が設けられている。ロアシート７２の上面は、上記下面に対し所定の角度をもって周方向に傾斜する複数の傾斜面７７と、隣合う傾斜面７７，７７間に設けられた複数の受圧面７８とを備える。さらに、ロアシート７２には、各受圧面７８から環状溝７６に貫通する油孔７９が設けられている。

なお、図９（Ａ），（Ｂ）では、アッパシート７１及びロアシート７２の傾斜面７４，７７、受圧面７５，７８が３つずつ図示されているが、この数に限定されるものではない。ただし、アッパシート７１及びロアシート７２の各高さを抑えてコンパクトな構造にする観点からは、傾斜面７４，７７、受圧面７５，７８の数を「３」、「４」程度にすることが望ましい。

また、アッパシート７１の上面に対し傾斜面７４がなす角度、及びロアシート７２の下面に対し傾斜面７７がなす角度は、ばね荷重やアッパシート７１及びロアシート７２の形状等に応じて１０〜２０度の範囲で設定されることが望ましい。

さらに、アッパシート７１において傾斜面７４が受圧面７５に対しなす角度、及びロアシート７２において傾斜面７７が受圧面７８に対しなす角度は、アッパシート７１及びロアシート７２の接触による応力集中を抑制する観点から、いずれも鈍角に設定されることが望ましい。

アッパシート７１及びロアシート７２は、シートケース６１に収納された状態では、傾斜面７４，７７を互いに密接させた状態で相対回転可能である。図１０に示すように、受圧面７５を受圧面７８に当接させた状態では、アッパシート７１及びロアシート７２は両受圧面７５，７８をさらに近づける側へ相対回転することが不能となる。この状態では、アッパシート７１は可動範囲の下限位置に位置する。この状態から、傾斜面７４，７７を摺接させながらアッパシート７１及びロアシート７２を相対回転させると、アッパシート７１がシートケース６１内を上昇する。

このとき、シートケース６１の内筒部６２及び外筒部６３と、アッパシート７１の傾斜面７４及び受圧面７５と、ロアシート７２の傾斜面７７及び受圧面７８とによって画成された複数（３つ）の空間が、それぞれ油圧アクチュエータの油圧室８１として機能する（図１１参照）。

そして、アッパシート７１がシートケース６１上端のストッパ６５に当ったところで、それ以上のアッパシート７１の上昇が停止され、ロアシート７２とアッパシート７１との相対回転が停止される。この状態では、両傾斜面７４，７７はそれらの一部において互いに接触しており、完全には離反しない。すなわち、アッパシート７１及びロアシート７２の相対回転には許容限界があり、アッパシート７１の傾斜面７４とロアシート７２の傾斜面７７とは常に同じ面同士で接触し、相手側の受圧面７８，７５を乗り越えることがない。

上記油路６７はメインオイル通路８２から分岐している。メインオイル通路８２には、オイルポンプ８３、オイルスイッチングバルブ（以下、ＯＳＶと略称する）８４、及び逆止弁８５が配置されている。オイルポンプ８３は、オイルパン８６内のオイル８０を吸引してメインオイル通路８２に吐出する。逆止弁８５は、オイルポンプ８３からメインオイル通路８２を通じて油路６７にオイル８０が流通するのを許容し、その逆方向、すなわち油路６７側からＯＳＶ８４側にオイル８０が逆流するのを阻止する。ＯＳＶ８４は、逆止弁８５及びオイルポンプ８３間を開放又は遮断する開閉弁である。また、逆止弁８５よりも下流側のメインオイル通路８２には、リリーフ弁８７を備えたリリーフ通路８８が接続されている。リリーフ通路８８はメインオイル通路８２のオイル８０をオイルパン８６に戻すための通路であり、リリーフ弁８７は、リリーフ通路８８を開放又は遮断する開閉弁である。

ＯＳＶ８４及びリリーフ弁８７は、電子制御装置８９によって、最大リフト量可変機構３５による最大リフト量に応じて次のように制御される。
＜最大リフト量の最大時＞
図１１は、最大リフト量可変機構３５によって最大リフト量が最大にされているときの状態を示している。このときには、油圧室８１内のオイル８０の油圧により、両受圧面７５，７８が互いに最も大きく離間し、アッパシート７１がシートケース６１のストッパ６５に当たり、それ以上の上昇が規制されている。このように、アッパシート７１が可動範囲の上限位置に位置することで、バルブスプリング２５が最も大きく圧縮され、最大ばね荷重が最大となっている。従って、最大リフト量の最大時には、吸気バルブ２１を吸気カム２６に追従させるために要求される最大ばね荷重が大きいが、この要求が満たされる。こうした状態は、少なくともリリーフ弁８７を閉弁させ、油圧室８１からオイル８０が流出しないようにすることで実現される。ＯＳＶ８４については、これが閉弁されることにより油圧室８１へのオイル８０の流入が遮断されてもよいし、開弁されることにより油圧室８１へオイル８０が供給されてもよい。

＜最大リフト量の最小時＞
図１０は、最大リフト量可変機構３５によって最大リフト量が最小にされているときの状態を示している。このときには、ＯＳＶ８４が閉弁されてリリーフ弁８７が開弁されている。オイルポンプ８３によって昇圧された油圧が、メインオイル通路８２、油路６７等を通じて各ばね荷重変更装置７０の各油圧室８１に供給されなくなる一方で、同油圧室８１の作動油圧がリリーフ通路８８等を通じてオイルパン８６に開放されている。油圧室８１にオイル８０が殆どない状態となり、アッパシート７１の受圧面７５がロアシート７２の受圧面７８に当接している。アッパシート７１が可動範囲の下限位置に位置することで、バルブスプリング２５が最も伸長し、最大ばね荷重が最小となっている。従って、最大リフト量の最小時には、吸気バルブ２１を吸気カム２６に追従させるために要求される最大ばね荷重が小さいが、この要求が満たされる。

＜最大リフト量の中間時＞
最大リフト量可変機構３５によって最大リフト量が上記最大と最小の中間の状態にされているときには、油圧室８１内のオイル８０の油圧により、両受圧面７５，７８が互いに離間している。両受圧面７５，７８の間隔は、上記最大リフト量の最大時よりも狭い。こうした状態は、例えば油圧室８１内に所定量のオイル８０が貯留された状態で、ＯＳＶ８４及びリリーフ弁８７がともに閉弁されることにより実現される。アッパシート７１が可動範囲の中間位置（図１１の上限位置と図１０の下限位置との中間）に位置することで、バルブスプリング２５が中程度圧縮され、最大ばね荷重が上記最大と最小の中間となっている。従って、最大リフト量の中間時には、吸気バルブ２１を吸気カム２６に追従させるために要求される最大ばね荷重が中程度であるが、この要求が満たされる。

＜最大リフト量の変更（増大）時＞
最大リフト量が最小又は中間から大きくされる場合には、電子制御装置８９によってＯＳＶ８４が開弁されてリリーフ弁８７が閉弁される。オイルポンプ８３によって昇圧されたオイル８０が、油路６７、油孔６８，７９、環状溝７６等を通じて、アッパシート７１の受圧面７５とロアシート７２の受圧面７８との間の油圧室８１に供給される。この供給により、アッパシート７１及びロアシート７２には、傾斜面７４，７７を互いに摺動させながら相対回転させようとする力が作用する。この相対回転により両受圧面７５，７８を互いに離間させながらアッパシート７１が上昇し、バルブスプリング２５が圧縮され、最大ばね荷重が大きくなる。

なお、アッパシート７１がシートケース６１のストッパ６５に当たるまで上記ＯＳＶ８４の開弁、及びリリーフ弁８７の閉弁が続けられると、それ以上の上昇が停止され、上述した最大リフト量の最大時と同様の状態になる。また、アッパシート７１がストッパ６５に当る前にリリーフ弁８７に加えＯＳＶ８４が閉弁されると、最大ばね荷重は、最大値よりは小さいが、最大ばね荷重の変更前よりも大きな値に変更される。

＜最大リフト量の変更（減少）時＞
最大リフト量が最大又は中間から小さくされる場合には、電子制御装置８９によってＯＳＶ８４が閉弁されてリリーフ弁８７が開弁される。オイルポンプ８３によって昇圧されたオイル８０が各油圧室８１に供給されなくなる一方で、同油圧室８１がリリーフ通路８８等を通じてオイルパン８６に接続されている。ここで、アッパシート７１に対し、バルブスプリング２５のばね荷重が下向きの力として加わっている。アッパシート７１とロアシート７２の傾斜面７４，７７が摺動可能に当接している。そのため、アッパシート７１及びロアシート７２が相対回転してアッパシート７１が下降し、受圧面７５がロアシート７２の受圧面７８に近づき、油圧室８１内のオイル８０が排出される。このオイル８０は、リリーフ通路８８を通じてオイルパン８６に戻される。アッパシート７１が下限位置に達した後には、ＯＳＶ８４及びリリーフ弁８７の開閉状態が切り替わらない限り、アッパシート７１は下限位置に保持される（図１０参照）。上記相対回転に伴うアッパシート７１の下降によりバルブスプリング２５が伸長し、最大ばね荷重が小さくなる。

なお、アッパシート７１の受圧面７５がロアシート７２の受圧面７８に当接するまで上記ＯＳＶ８４の閉弁、及びリリーフ弁８７の開弁が続けられると、油圧室８１にオイル８０が殆どない状態となり、アッパシート７１が可動範囲の下限位置に位置し、上述した最大リフト量の最小時と同様の状態になる。また、受圧面７５が受圧面７８に当接する前に、ＯＳＶ８４に加えリリーフ弁８７が閉弁されると、最大ばね荷重は、最小値よりは大きいが、最大ばね荷重の変更前よりも小さな値に変更される。

以上詳述した第１実施形態によれば、次の効果が得られる。
（１）バルブスプリング２５の最大ばね荷重を、最大リフト量可変機構３５による最大リフト量に応じて変更するようにしている。すなわち、最大ばね荷重を、最大リフト量の最大時には最大にし、同最大リフト量の非最大時には最大時よりも小さな値に変更するようにしている。そのため、最大ばね荷重をそのときの最大リフト量に対応する要求値に近づけることができる。必要以上に大きな力で最大リフト量可変機構３５を駆動しなくてもすみ、過大な力で最大リフト量可変機構３５を駆動することに伴う燃費の低下を抑制することができる。また、アクチュエータ３９の小型化及び低コスト化が可能となる。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態について、第１実施形態との相違点を中心に説明する。
ここで、吸気カム２６に対する吸気バルブ２１の追従性を確保するうえで、バルブスプリング２５に要求される最大ばね荷重に影響を及ぼす要素としては、上述した吸気バルブ２１のリフト量に加え、吸気カム２６の回転速度が挙げられる。一般には、最大ばね荷重の要求値は、吸気カム２６の回転速度が高いときには低いときよりも大きくなる。より正確には、この要求値は吸気カム２６の回転速度が高くなるに従って（比例して）大きくなる。

そこで、第２実施形態では、最大リフト量可変機構３５による最大リフト量が非最大であるときには、吸気カム２６の回転速度が高いほど最大ばね荷重を小さくする度合いを小さくするようにしている。なお、エンジン１１では、上述したように吸気カムシャフト２７の回転とクランクシャフト１６の回転とが一対一で対応している。そのため、ここでは、吸気カム２６の回転速度の代用値としてエンジン回転速度を用いている。もちろん、吸気カム２６（吸気カムシャフト２７）の回転速度を直接用いてもよい。

上記度合いを小さくする場面としては、上記＜最大リフト量の最小時＞、＜最大リフト量の中間時＞といった最大リフト量の非変更時、上記＜最大リフト量の変更（増大）時＞、＜最大リフト量の変更（減少）時＞といった最大リフト量の変更時が挙げられる。いずれの場面でも、ばね荷重変更装置７０におけるアッパシート７１の停止位置が、エンジン回転速度が高いほど高くなるように、ＯＳＶ８４及びリリーフ弁８７の各開閉状態が電子制御装置８９によって制御される。こうした制御が行われると、最大リフト量が同一でも、エンジン回転速度が高いほどアッパシート７１によるバルブスプリング２５の圧縮量が多くなる。最大リフト量最大時の最大ばね荷重を越えないことを条件に、最大ばね荷重が大きくなり、そのときの最大リフト量及びエンジン回転速度に適した値になる。

従って、第２実施形態によると、上述した（１）の効果に加え、次の効果が得られる。
（２）吸気バルブ２１を吸気カム２６に追従させるためにバルブスプリング２５に要求される最大ばね荷重が、吸気カム２６の回転速度が高くなるに従って大きくなることに着目し、最大リフト量可変機構３５による最大リフト量の非最大時において、エンジン回転速度が高いほど最大ばね荷重を小さくする度合いを小さくするようにしている。そのため、最大ばね荷重を、エンジン回転速度に応じて変化する要求値により近づけることができる。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態について、上記第１及び第２実施形態との相違点を中心に説明する。

最大リフト量可変機構３５では、上述したように吸気カム２６及びバルブスプリング２５により、スライダ４８に対し、最大リフト量を小さくさせる方向へ向う力が作用する。この作用に着目し、本実施形態では、最大リフト量可変機構３５により最大リフト量が小さくなる方向へ変更されるとき、すなわち上記＜最大リフト量の変更（減少）時＞において、最大リフト量最大時の最大ばね荷重を越えないことを条件に、最大ばね荷重を変更前よりも大きくするようにしている。

この最大ばね荷重の増大により、スライダ４８を同方向へ変位させようとする力が強められる。その結果、コントロールシャフト３８及びスライダ４８の軸方向についての移動速度が上昇して、入力アーム４１及び出力アーム４２，４３の相対位相差の変更が速く行われる。このようにして、最大リフト量可変機構３５による最大リフト量の変更速度が上昇し、変更の応答性が向上する。

従って、第３実施形態によると、上述した（１），（２）の効果に加え、次の効果が得られる。
（３）最大リフト量可変機構３５によって最大リフト量が小さくなる方向へ変更されるとき、最大リフト量最大時の最大ばね荷重を越えないことを条件に、最大ばね荷重を変更前よりも大きくするようにしている。このため、最大リフト量可変機構３５によって最大リフト量を小さくする際の変更速度を上昇させて、応答性を向上させることができる。

（第４実施形態）
次に、本発明の第４実施形態について図１２を参照し、第１〜第３実施形態との相違点（ばね荷重変更装置の構成）を中心に説明する。なお、第１〜第３実施形態と同様の部材、箇所等については同一の符号を付して説明を省略する。

第４実施形態のばね荷重変更装置９０は、ばね定数を切替えることによりばね荷重を変更するものであり、吸気バルブ２１上端のリテーナ２４とばね受け座２０との間に補助リテーナ９１を備えた構成を有している。補助リテーナ９１には貫通孔９２があけられており、ここに吸気バルブ２１が挿通されている。そのため、補助リテーナ９１は吸気バルブ２１に対し相対移動可能である。

バルブスプリング２５は、長さ方向に複数（図１２では２つ）のスプリング構成体９３，９４に分割されている。上側のスプリング構成体９３は、吸気バルブ２１の周りであってリテーナ２４と補助リテーナ９１との間に介装されている。また、下側のスプリング構成体９４は、吸気バルブ２１の周りであって補助リテーナ９１とばね受け座２０との間に介装されている。

補助リテーナ９１は油圧シリンダ９５を介してシリンダヘッド１４に連結されている。より詳しくは、油圧シリンダ９５のシリンダ９５Ａがシリンダヘッド１４に固定され、ピストン９５Ｂが補助リテーナ９１に固定されている。シリンダ９５Ａ内にオイル１０３を供給するために、同シリンダ９５Ａとオイルパン９６とを繋ぐオイル通路９７にオイルポンプ９８、ＯＳＶ９９及び逆止弁１００が配置されている。

オイルポンプ９８は、オイルパン９６内のオイル１０３を吸引してオイル通路９７に吐出する。逆止弁１００は、オイルポンプ９８からオイル通路９７を通じてシリンダ９５Ａ内にオイル１０３が流通するのを許容し、その逆方向、すなわちシリンダ９５Ａ側からＯＳＶ９９側にオイル１０３が逆流するのを阻止する。ＯＳＶ９９は、逆止弁１００及びオイルポンプ９８間を開放又は遮断する開閉弁である。

また、シリンダ９５Ａからオイル１０３を排出するために、逆止弁１００よりも下流側のオイル通路９７には、リリーフ弁１０１を備えたリリーフ通路１０２が接続されている。リリーフ通路１０２はオイル通路９７のオイル１０３をオイルパン９６に戻すための通路であり、リリーフ弁１０１はリリーフ通路１０２を開放又は遮断する開閉弁である。

ＯＳＶ９９及びリリーフ弁１０１は、電子制御装置８９によって、最大リフト量可変機構３５による最大リフト量に応じて制御される。最大リフト量可変機構３５による最大リフト量の最大時には、シリンダ９５Ａ内にオイル１０３が満たされた状態で、ＯＳＶ９９及びリリーフ弁１０１がともに閉弁される。これらの閉弁により、シリンダ９５Ａに対するオイル１０３の流入・流出が遮断され、ピストン９５Ｂが往復動不能となる。これに伴い、補助リテーナ９１がシリンダヘッド１４に対し移動不能となる（ロックされる）。ばね受け座２０及び補助リテーナ９１の間隔が一定となり、吸気バルブ２１の往復動に拘らず下側のスプリング構成体９４は伸縮しなくなる。すなわち、スプリング構成体９４はバルブスプリングとして機能しなくなる。上側のスプリング構成体９３のみがバルブスプリングとして機能する。従って、この場合には、下側のスプリング構成体９４が機能しなくなる分バルブスプリング２５の実質的な長さが短くなってばね定数が高くなり、それに伴い最大ばね荷重が大きくなる。

最大リフト量可変機構３５によって最大リフト量が小さくなる側へ変更される場合には、ＯＳＶ９９が閉弁され、リリーフ弁１０１が開弁される。オイルポンプ９８によって昇圧された作動油圧がシリンダ９５Ａ内に供給されなくなる一方で、同シリンダ９５Ａ内のオイル１０３がリリーフ通路１０２を通じてオイルパン９６に排出され、ピストン９５Ｂが往復動自在になる。これに伴い、補助リテーナ９１がシリンダヘッド１４に対し移動自在（フリー）となって、吸気バルブ２１の往復動に伴う上側のスプリング構成体９３の伸縮が補助リテーナ９１を介して下側のスプリング構成体９４に伝達される。この伝達によりスプリング構成体９３に加え、スプリング構成体９４が伸縮する。このように、両スプリング構成体９３，９４がともにバルブスプリングとして機能するため、バルブスプリング２５の実質的な長さが長くなってばね定数が低くなり、最大ばね荷重が小さくなる。

上記の状態から最大リフト量可変機構３５によって最大リフト量が大きくなる側へ変更される場合にはＯＳＶ９９が開弁され、リリーフ弁１０１が閉弁される。オイルポンプ９８によって昇圧されたオイル１０３がシリンダ９５Ａ内に供給される。同シリンダ９５Ａ内にオイル１０３が充填された状態で、ＯＳＶ９９及びリリーフ弁１０１がともに閉弁されると、シリンダ９５Ａに対するオイル１０３の流入・流出が遮断され、ピストン９５Ｂが往復動不能となる。補助リテーナ９１がロックされ、下側のスプリング構成体９４が伸縮しなくなる。バルブスプリング２５のばね定数が高くなり、最大ばね荷重が大きくなる。

従って、第４実施形態によっても上記第１〜第３実施形態と同様の効果が得られる。
なお、本発明は次に示す別の実施形態に具体化することができる。
・第２実施形態において、最大リフト量可変機構３５による最大リフト量の非最大時において、エンジン回転速度が高いときには、低いときよりも、最大ばね荷重を小さくする度合いを小さくしてもよい。例えば、エンジン回転速度が採り得る回転速度領域を複数に分割し、その分割された領域毎に上記度合いを異ならせてもよい。

・第４実施形態において、バルブスプリング２５を３つ以上のスプリング構成体に分割するとともに、隣合うスプリング構成体間に補助リテーナを配置する。そして、各補助リテーナ９１をシリンダヘッド１４に対し移動不能に連結したり、その連結を解除したりしてもよい。

・バルブ特性可変装置は、吸・排気バルブ２１，２２の最大リフト量及び作用角の一方のみをバルブ特性とし、このバルブ特性を変更するものであってもよい。
・本発明は、吸気バルブ２１に代えて又は加えて、排気バルブ２２のバルブ特性を変更するバルブ特性可変装置が設けられた内燃機関にも適用可能である。

・ばね荷重変更装置を、前記各実施形態で用いたものとは異なるタイプに変更してもよい。
・上記各実施形態における最大リフト量可変機構３５の構成を適宜変更してもよい。

例えば、支持パイプ３７を省略し、コントロールシャフト３８に支持パイプ３７の機能を兼ねさせてもよい。
また、ヘリカルスプライン４２Ｂ，４８Ｂ及びヘリカルスプライン４３Ｃ，４８Ｃのねじれ角を互いに同一にしてもよい。この場合には、気筒１２毎の２つの吸気バルブ２１，２１が同じ最大リフト量にて往復動する。

また、ヘリカルスプライン４２Ｂ，４８Ｂ及びヘリカルスプライン４３Ｃ，４８Ｃのねじれ角を互いに異ならせてもよい。こうすると、同一の気筒１２であっても、２つの吸気バルブ２１，２１が異なる最大リフト量で往復動することとなる。２つの吸気バルブ２１，２１から異なる流量、あるいは異なるタイミングで燃焼室１７内に空気を吸入させることにより、燃焼室１７内にスワール等の旋回流を生じさせ、もって燃焼性を改良してエンジン１１の性能を向上させることが可能となる。

上述した内容は、ヘリカルスプライン４２Ｂ，４８Ｂ又は４３Ｃ，４８Ｃのねじれ角を異ならせることにより、最大リフト量に差を設けたものである。これに代えて、出力アーム４２，４３のノーズ４７の位相位置に差を設けたり、ノーズ４７のカム面４７Ａの形状に差を設けたりすることで、最大リフト量に差を設けてもよい。

さらに、仲介駆動機構３６と吸気バルブ２１との間のロッカーアーム５６を省略してもよい。この場合、例えば、吸気バルブ２１にバルブリフタを設け、出力アーム４２，４３のノーズ４７をバルブリフタに直接接触させる。そして、出力アーム４２，４３の揺動によってバルブリフタを介して吸気バルブ２１を押下げるようにしてもよい。

また、ノーズ４７の前記直接接触に代え、ローラを介してノーズ４７をバルブリフタに間接的に接触させてもよい。この場合、ノーズ４７にローラを支持し、このローラをバルブリフタに転がり接触させてもよいし、バルブリフタにローラを支持し、このローラをノーズ４７に転がり接触させてもよい。

・前記各実施形態で用いたものとは異なるタイプの最大リフト量可変機構をバルブ特性可変装置としてもよい。

本発明を具体化した第１実施形態におけるエンジン上部の部分断面図。 シリンダヘッド上部を示す平面図。 最大リフト量可変機構における仲介駆動機構を示す斜視図。 仲介駆動機構におけるスライダ等を示す側面図。 仲介駆動機構の内部構造を示す断面図。 仲介駆動機構におけるコントロールシャフト、支持パイプ、スライダ等の関係を示す部分断面図。 （Ａ），（Ｂ）は仲介駆動機構の作用を示す部分断面図。 吸・排気バルブのバルブ特性を示す特性図。 （Ａ）はばね荷重変更装置に用いられるアッパシートを斜め下方から見た斜視図であり、（Ｂ）はロアシートを斜め上方から見た斜視図。 ばね荷重変更装置の作用を説明する部分断面図。 ばね荷重変更装置の作用を説明する部分断面図。 第４実施形態におけるばね荷重変更装置を示す部分断面図。

符号の説明

１１…ガソリンエンジン（内燃機関）、２１…吸気バルブ（機関バルブ）、２２…排気バルブ（機関バルブ）、２５…バルブスプリング、２６…吸気カム、２９…排気カム、３５…最大リフト量可変機構（バルブ特性可変装置）、３８…コントロールシャフト、３９…アクチュエータ、４１…入力アーム、４２，４３…出力アーム、４８…スライダ、７０，９０…ばね荷重変更装置（ばね荷重変更手段）。

Claims (2)

1. カムによりバルブスプリングに抗して開弁される機関バルブの最大リフト量及び作用角の少なくとも一方をバルブ特性とし、各機関バルブのバルブ特性を機関運転状態に応じて変更するバルブ特性可変装置を備えた内燃機関において、
   前記バルブ特性可変装置による前記各機関バルブのバルブ特性の非最大時又は非最大への変更時には最大時よりも、前記各機関バルブが最大量リフトするときの前記各バルブスプリングの最大ばね荷重を小さくするばね荷重変更手段を設けることを特徴とするバルブ特性可変装置を備えた内燃機関。
2. 前記ばね荷重変更手段は、前記バルブ特性可変装置による前記バルブ特性の非最大時であって、前記カムの回転速度が高いときには、低いときよりも、前記最大ばね荷重を小さくする度合いを小さくする請求項１に記載のバルブ特性可変装置を備えた内燃機関。

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