JP5119180B2 - 内燃機関の可変動弁装置 - Google Patents

Description

本発明は、機関弁である吸気弁や排気弁の少なくとも作動角（開弁期間）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。

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・排気弁の作動角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、その一つとして、本出願人が先に出願した以下の特許文献１に記載されているもの知られている。

概略を説明すれば、クランクシャフトによって回転駆動するドライブシャフトの外周に一体に有する駆動カムと、該駆動カムの回転力を揺動運動に変換するロッカアームやリンク部材などからなる多節リンク式の伝達機構と、該伝達機構を介してバルブリフターの上面を摺動して吸気弁を開閉作動させる揺動カムと、基端部が前記ドライブシャフトに回動自在に支持されて、先端部が前記伝達機構のロッカアームの揺動支点に回動自在に連結されたほぼ横倒し状態のサポートアームと、該サポートアームの先端側を上下方向へ回動させる駆動機構と、機関運転状態に応じて前記駆動機構を正逆回転制御する制御手段と、を備えている。

そして、前記駆動機構によってサポートアームを上下方向へ回動制御することにより前記伝達機構のロッカアームとリンク部材を介して揺動カムのバルブリフターの上面に対する摺動位置を変化させて吸気弁の作動角(リフト量)を可変制御するようになっており、かかる作動角が増大する場合に開弁時のピークリフト位相が遅角側へ移行するようになっている。

このため、吸気弁の閉時期（ＩＶＣ）を大きく変化でき、これによって前述した機関性能の向上が図れるようになっている。

特開平１１−２６４３０７号公報(図９、図１０)

前記従来の可変動弁装置にあっては、公報の図１０に示すように、小作動角から大作動角に移行する際に、吸気弁の閉時期(ＩＶＣ)については大きく遅角化し、開時期(ＩＶＯ)については変化は小さいが、一様に進角変化する特性となる。

しかしながら、機関の低回転部分負荷域において制御される中間作動角(中リフト)制御時における吸気弁の開時期（ＩＶＯ）は、排気弁とのバルブオーバーラップを大きくして燃費を向上させるために、前記従来の技術に対して相対的にさらに進角側に制御されることが望ましいが、前記従来の可変動弁装置では、作動角が増大するにつれて一様にＩＶＯが進角する特性になっている。

この特性は、前記可変動弁装置の機構全体が回転することによって吸気弁の作動角を変化させることに起因している。

この結果、前記中作動角制御時における前記燃費の向上を十分に図ることができないといった問題がある。

ここで、前記従来の可変動弁装置にバルブタイミング制御装置（カムフェーザー）を併用して、吸気弁の中作動角制御時に進角制御することも考えられるが、この状態から急加速などで大作動角に移行した場合には、バルブタイミング制御装置の遅角側への変換応答性が遅い場合に、機関弁とピストンとの干渉やトルクレスポンスの不良が懸念される。

本発明は、前記従来の可変動弁装置の技術的課題に鑑みて案出されたもので、請求項１に記載の発明は、駆動支軸と、中心点が前記駆動支軸の軸心に対して偏心して設けられた駆動偏心カムとを有し、前記駆動支軸を中心にクランクシャフトに同期して回転する駆動軸と、制御支軸と、中心点が前記制御支軸の軸心に対して偏心して設けられた制御偏心カムとを有し、前記制御支軸を中心に回転可能に設けられた制御軸と、揺動支軸に揺動可能に軸支されると共に、カム面によって機関弁を開閉作動させる揺動カムと、前記制御偏心カムを支点として揺動するロッカアームと、一端側が前記駆動偏心カムの中心点である第１支点を中心として前記駆動偏心カムに揺動自在に連係されると共に、他端側が前記ロッカアームに設けられた第２支点を中心に揺動自在に連係されたリンクアームと、一端側が前記ロッカアームにおける前記第２支点と異なる位置に設けられた第３支点を中心として揺動自在に連係されると共に、他端側が前記揺動カムに連係された伝達機構と、を備え、前記制御軸を回転することによって機関弁の少なくとも作動角を変化させる内燃機関の可変動弁装置であって、
前記機関弁が最小作動角よりも所定量だけ大きな中間作動角に制御されたときの前記制御偏心カムの位置を、最小作動角に制御された機関弁の開弁ピークリフトになった瞬間における前記第２支点を中心として、最小作動角に制御されたときの前記制御偏心カムの中心点を通って描かれた第１円弧線よりも前記駆動軸の回転方向からみて進角側の位置となるように設定すると共に、前記駆動支軸を中心として、最小作動角に制御されたときの前記制御偏心カムの中心点を通って描かれた第２円弧線よりも機関弁の開弁リフトが増大する方向に乖離した位置となるように設定したことを特徴としている。

請求項１に記載の発明によれば、中間作動角制御時における機関弁の開弁時期を進角させることが可能になる。

この結果、例えば部分負荷運転時時におけるバルブオーバーラップが増加して燃費を向上させることができる。

第１実施例における可変動弁装置の要部斜視図である。 本実施例における可変動弁装置の要部断面図である。 Ａは本実施例に供されるロッカアームの平面図、Ｂは側断面図である。 最小作動角制御時の断面図を示し、Ａは閉弁時における図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 最小作動角制御時の断面図を示し、Ａは開弁時のピークリフト時の図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 中間作動角制御時の断面図を示し、Ａは閉弁時における図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 中間作動角制御時の断面図を示し、Ａは開弁時のピークリフト時の図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 最大作動角制御時の断面図を示し、Ａは閉弁時の図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 最大作動角制御時の断面図を示し、Ａは開弁時のピークリフト時の図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 本実施例と従来技術と比較したバルブリフト特性図である。 本実施例と従来技術と比較したバルブタイミング可変特性図である。 第２実施例における可変動弁装置の要部正面図である。 Ａは同第２実施例に供されるロッカアームの平面図、Ｂは側断面図である。 第３実施例における可変動弁装置の要部正面図である。 第３実施例における可変動弁装置のロッカアーム側の要部平面図である。 第４実施例の可変動弁装置を示し、Ａは最小作動角制御時における図２のＡ−Ａ線と同じ個所からの断面図、Ｂは同じく図２のＢ−Ｂ線と同じ個所からの断面図である。 第５実施例の可変動弁装置を示し、Ａは最小作動角制御時における図２のＡ−Ａ線と同じ個所からの断面図、Ｂは同じく図２のＢ−Ｂ線と同じ個所からの断面図である。

以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置の各実施例を図面に基づいて詳述する。この実施例では、可変動弁装置を内燃機関の吸気側に適用したものを示している。
〔第１実施例〕
この実施例における可変動弁装置は、図１及び図２に示すように、シリンダヘッド１にバルブガイドを介して摺動自在に設けられて、吸気ポートを開閉する一気筒当たり２つの吸気弁３，３と、機関前後方向に配置された内部中空状の駆動軸４と、各吸気弁３，３の上端部に配設されたフォロアである各スイングアーム６、６を介して各吸気弁３，３を開閉作動させる一対の揺動カム７，７と、駆動軸４の後述する駆動偏心カム５と揺動カム７，７との間を連係し、前記駆動偏心カム５の回転力を揺動運動に変換して揺動カム７，７に揺動力として伝達する伝達機構８と、該伝達機構８の姿勢を可変にして各吸気弁３，３のバルブリフト量及び作動角を機関運転状態に応じて可変制御する制御機構９とを備えている。なお、前記作動角とは、吸気弁３，３が開弁している期間をいう。この作動角は、吸気弁３，３の開弁時のリフト開始直後及びリフト終了直前の傾斜の緩やかなランプ部を除いた有効リフト区間をいう。

前記吸気弁３，３は、シリンダヘッド１の上端部内に収容されたほぼ円筒状のボアの底部とバルブステム上端部のスプリングリテーナ１０との間に弾装された図外のバルブスプリングによって吸気ポートの各開口端を閉塞する方向に付勢されている。

前記駆動軸４は、駆動支軸４ａと該駆動支軸４ａの外周に固定された前記駆動偏心カム５とを備えていると共に、両端部がシリンダヘッド１の上部に設けられた軸受部１１によって回転自在に軸支されている。また、この駆動軸４は、一端部に設けられた図外のバルブタイミング制御装置（カムフェーザー）を介して機関のクランクシャフトから回転力が伝達されて、図１の時計方向(矢印方向)に回転するようになっている。

前記駆動偏心カム５は、ほぼ円盤状に形成されたカム本体５ａと、該カム本体５ａの外側部に一体に設けられた筒状のボス部５ｂと、からなり、このボス部５ｂに径方向に穿設されたピン孔に挿通する固定用ピン１２を介して前記駆動支軸４ａに固定されている。また、この駆動偏心カム５は、前記揺動カム７，７の一端側に配置されていると共に、前記ボス部５ｂがカム本体５ａを挟んで揺動カム７，７と反対側の位置に配置されている。したがって、カム本体５ａ側がスペーサ２を介して揺動カム７，７側に位置している。前記カム本体５ａは、外周面が偏心円のカムプロフィールに形成されて、軸心Ｘが駆動支軸４ａの軸心Ｙから径方向へ所定量だけオフセットしており、前記軸心Ｘが第１支点Ｘとして構成されている。

前記各スイングアーム６は、図１に示すように、凹状一端部６ａの下面が前記各吸気弁３のステムエンドに当接していると共に、他端部６ｂの球面状下面がシリンダヘッド１に形成された保持穴１ｃ内に保持された油圧ラッシアジャスタ１３の球面状の頭部に当接支持されて、この油圧ラッシアジャスタ１３の頭部を枢支点として揺動するようになっている。また、スイングアーム６は、中空状のほぼ中央位置に各揺動カム７が当接するローラ１４が回転自在に支持されている。

前記各揺動カム７は、図１及び図４に示すように、同一形状のほぼ雨滴状を呈し、基端部側に前記駆動軸４の外周面に嵌挿される円筒状のカムシャフト７ａが一体に形成されて、該カムシャフト７ａを介して揺動支軸としての前記駆動支軸４ａの軸心Ｙを中心として揺動自在に支持されている。

また、各揺動カム７は、基端部と先端側のカムノーズ部７ｂとの間の下面にはカム面７ｄがそれぞれ形成されている。このカム面７ｄは、基端部側の基円面と、該基円面からカムノーズ部７ｂ側に円弧状に延びるランプ面と、該ランプ面からカムノーズ部７ｂの先端側に有する最大リフトの頂面に連なるリフト面とが形成されており、該基円面とランプ面、リフト面及び頂面とが、揺動カム７の揺動位置に応じて各スイングアーム６のローラ１４の外周面の変位した位置に当接するようになっている。

さらに、各揺動カム７は、前記カム面７ｄがリフト面側に移動して吸気弁３，３を開作動させる揺動方向が前記駆動軸４の回転方向(矢印方向)と同一に設定されている。したがって、前記駆動軸４と各揺動カム７との間の摩擦係数によって、各揺動カム７がリフトする方向に連れ回りトルクが発生する。このため、各揺動カム７の駆動効率が向上する。

さらに、前記駆動偏心カム５側の揺動カム７は、前記カムシャフト７ａを挟んだカムノーズ部７ｂと反対側の位置に連結部７ｃが一体に突設されており、この連結部７ｃには、後述するリンクロッド１７の他端部と連結する連結ピン２０が挿通されるピン孔が両側面方向へ貫通形成されている。

なお、前記各ローラ１４が、各スイングアーム６の上面から突出した状態に配置されて、スイングアーム６，６の上面との間に比較的大きな隙間が形成されていることから、作動中において前記スイングアーム６，６と各揺動カム７，７の連結部７ｃやリンクロッド１７の他端部１７ｂとの干渉が防止される。したがって、図４Ａに示すように、各揺動カム７が最も跳ね上がった位置でも、該干渉が防止されるのである。また、ローラ１４と揺動カム７の連結部７ｃとの干渉も図４Ａに示すように左右のクリアランスで回避することができる。よって、平面フォロアのバケットリフターに適用した場合などに較べて連結部７ｃの干渉が発生しにくくなる。

前記伝達機構８は、図１〜図４に示すように、駆動軸４の上方に機関巾方向に沿って配置されたロッカアーム１５と、該ロッカアーム１５と駆動偏心カム５とを連係するリンクアーム１６と、ロッカアーム１５と前記一方の揺動カム７の連結部７ｃとを連係するリンクロッド１７とによって多節リンク機構に形成されている。

前記ロッカアーム１５は、図３Ａ、Ｂに示すように、後述する制御偏心軸２９に揺動自在に支持された一端側の筒状基部１５ａと、該筒状基部１５ａの外面から機関の内側へ二股状にほぼ並行に突設された第１、第２アーム部１５ｂ、１５ｃとから構成されている。

前記筒状基部１５ａは、ほぼ内部に後述する制御偏心軸２９の外周に微小隙間をもって嵌合支持される支持孔１５ｄが貫通形成されている。

前記第１アーム部１５ｂは、先端部の外側面に前記リンクアーム１６の後述する突出端１６ｂが回転自在に連係される軸部１５ｅが一体に突設されており、この軸部１５ｅの軸心が第２支点Ｒとして構成されている。

一方、前記第２アーム部１５ｃは、先端部のブロック部１５ｆにリフト調整機構２１が設けられていると共に、該リフト調整機構２１の後述する枢支ピン１９に前記リンクロッド１７の後述する一端部１７ａが回転自在に連係しており、前記枢支ピン１９の軸心が第３支点Ｓとして構成されている。また、前記ブロック部１５ｆの両側部には、前記枢支ピン１９が上下方向移動可能な長孔１５ｈが横方向から貫通形成されている。

前記第１アーム部１５ｂと第２アーム部１５ｃは、互いに揺動方向へ異なった角度で設けられて上下に位置ずれ状態に配置され、第１アーム部１５ｂの先端部が第２アーム部１５ｃの先端部よりも僅かな傾斜角度をもって下方に傾斜している。

前記リンクアーム１６は、比較的大径な円環部１６ａと、該円環部１６ａの外周面所定位置に突設された前記突出端１６ｂとを備え、円環部１６ａの中央位置には、前記駆動偏心カム５の外周面を回転自在に嵌合支持する嵌合孔１６ｃが形成されている。

前記各リンクロッド１７は、プレス成形によって一体に形成され、横断面ほぼコ字形状に形成され、内側がコンパクト化を図るために、ほぼ円弧状に折曲形成されている。この各リンクロッド１７は、一端部１７ａがピン孔に挿通された前記枢支ピン１９を介して第２アーム部１５ｃに連結され、他端部１７ｂがピン孔に挿通した連結ピン２０を介して前記一方の揺動カム７の連結部７ｃに回転自在に連結されている。前記連結ピン２０の軸心が第４支点Ｔとして構成されている(図４Ａ参照)。また、このリンクロッド１７は、一気筒当たり一つだけ設けられていることから、構造が簡素化されると共に軽減化が図れる。

このリンクロッド１７によって、揺動カム７が連結部７ｃが引き上げられることでリフトするが、ローラ１４からの入力を受けるカムノーズ部７ｂは揺動中心に対して連結部７ｃの逆側に配置されていることから、各揺動カム７の倒れの発生が抑制できる。

前記リフト調整機構２１は、図１及び図２に示すように、ロッカアーム１５の第２アーム部１５ｃのブロック部１５ｆの前記長孔１５ｈに配置された前記枢支ピン１９と、前記ブロック部１５ｆの下部内に前記長孔に向かって穿設された調整用雌ねじ孔に下方から螺着した調整ボルト２２と、ブロック部１５ｆの上部内に前記長孔に向かって穿設された固定用雌ねじ孔に上方から螺着したロック用ボルト２３とを備えている。

そして、各構成部品の組み付け後に、前記調整ボルト２２によって前記枢支ピン１９の長孔１５ｈ内での上下位置を調整することによって各吸気弁３，３のリフト量を微調整し、該調整作業が終了した時点で前記ロック用ボルト２３を締め付けることによって枢支ピン１９の位置を固定するようになっている。

前記制御機構９は、駆動軸４の上方位置に駆動支軸４ａと平行に配置された制御軸２４と、該制御軸２４を回転駆動する図外のアクチュエータである電動アクチュエータとを備えている。

前記制御軸２４は、図１、図２、図４に示すように、制御支軸２４ａと該制御支軸２４ａの外周に一気筒毎に設けられて前記ロッカアーム１５の揺動支点となる複数の制御偏心カム２５とから構成されている。

前記制御支軸２４ａは、前記各ロッカアーム１５に対応する位置に二面幅状の凹部２４ｂ、２４ｃが形成されていると共に、該両凹部２４ｂ、２４ｃの間には軸方向へ所定間隔をもって２つのボルト挿通孔２６ａ、２６ｂが径方向に沿って貫通形成されている。前記各凹部２４ｂ、２４ｃは、制御支軸２４ａの軸方向に沿って延設されて、それぞれの底面が平坦面に形成されている。

前記制御偏心カム２５は、前記一方の凹部２４ｂに、他方の凹部２４ｃ側から前記ボルト挿通孔２６ａ、２６ａに挿通した２本のボルト２７，２７を介して固定されるブラケット２８と、該ブラケット２８の先端側に固定された制御偏心軸２９とから構成されている。

前記ブラケット２８は、側面ほぼコ字形状に折曲形成されて前記一方の凹部２４ｂの長手方向に沿って延設され、前記一方の凹部２４ｂに嵌合保持される長方形状の基部２８ａと、該基部２８ａの長手方向の両端部に図２中、下方へ突設されたアーム状の固定片２８ｂ、２８ｂと、から構成されている。

前記基部２８ａは、長手方向の両端部側に前記ボルト２７，２７の先端部が螺着する雌ねじ孔が形成されている一方、前記両固定片２８ｂ、２８ｂは、各先端部側に前記制御偏心軸２９を固定する固定用孔２８ｃ、２８ｃが貫通形成されている。また、このブラケット２８は、基部２８ａの外面が一方の凹部２４ｂの底面に当接配置されていると共に、両固定片２８ｂ、２８ｂの各外端縁が前記一方の凹部２４ｂの対向内面に密接状態に当接しつつ嵌合保持されていることから、長手方向の位置決め精度が高くなる。

前記制御偏心軸２９は、その外周面に前記ロッカアーム１５の筒状基部１５ａの支持孔１５ｄを介してロッカアーム１５を揺動自在に支持していると共に、その軸方向の長さＬが前記ブラケット２８の両支持片２８ｂ、２８ｂの各外面とほぼ同一に設定されて、両端部が前記各固定用孔２８ｃ、２８ｃ内に圧入などによって固定されている。前記ロッカアーム１５の揺動支点となる軸心が第５支点Ｑとして構成されている。

そして、前記制御偏心軸２９の長さＬ内に、前記駆動偏心カム５のカム本体５ａの外面から前記一方の揺動カム７を含むリンクロッド１７の外面までが配置された状態になっている。

また、制御偏心軸２９の第５支点Ｑは、図４Ａ、Ｂに示すように、ブラケット２８の両支持片２８ｂ、２８ｂの腕に長さによって前記制御支軸２４ａの軸心Ｐから比較的大きな偏心量αで偏心している。換言すれば、前記制御偏心軸２９は、前記ブラケット２８を介して前記制御支軸２４ａの軸心Ｐに対してクランク状に形成されていることから、その偏心量αを十分に大きく取ることができるのである。

なお、前記制御偏心カム２５としては、前記ブラケット２８や制御偏心軸２９によって構成されるばかりではなく、前記制御支軸２４ａの外周に一体的に固定された単に円柱状の構造することも可能である。これによって、剛性を向上させることも可能になる。

前記電動アクチュエータは、シリンダヘッド１の後端部に固定された図外の電動モータと、該電動モータの回転駆動力を前記制御支軸２４ａに伝達する例えばボール螺子機構などの減速機とから構成されている。

前記電動モ−タは、比例型のＤＣモータによって構成され、機関の運転状態を検出する図外の電子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。

この電子コントローラは、機関回転数を検出するクランク角センサや、吸入空気量を検出するエアーフローメータ、機関の水温を検出する水温センサ及び制御軸２４の回転位置を検出するポテンショメータ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、前記電動モータに制御信号を出力している。このような電動モータによって回転駆動するアクチュエータによれば、機関の油温などに拘わらず迅速な切り換え応答性を期待できる。

また、この実施例では、前記駆動支軸４ａの前端部に、前記吸気弁３，３の開閉時期を機関運転状態に応じて可変できるバルブタイミング制御装置が設けられている。このバルブタイミング制御装置（カムフェーザー）は、周知のような、例えばベーンタイプ式のものであって、概略的には、前記駆動支軸５ａの前端部に配置されて、前記クランクシャフトから回転力が伝達されるタイミングスプロケットと、該タイミングスプロケットの円筒状のハウジングの内部に回転自在に配置されて、前記駆動支軸４ａの前端部に固定されたベーン部材と、前記ハウジングとベーン部材との間に隔成された進角油圧室と遅角油圧室とに油圧を選択的に給排する油圧回路と、を備えている。また、この油圧回路のオイルポンプから前記各油圧室への油圧を給排を切り換える電磁切換弁は、前記電子コントローラによって作動が制御されている。この種のバルブタイミング制御装置は、油圧を駆動源としていることから、一般的に作動応答性が遅く、油温の影響も受けやすい。

そして、この実施例では、機関運転状態に応じて前記電動アクチュエータにより前記制御支軸２４ａの回転位置を制御することによって、前記吸気弁３，３のバルブリフト量と作動角を最小作動角から最大作動角まで制御するようになっているが、前記制御支軸２４ａの回転位置に応じて前記第１支点Ｘ，第２支点Ｒ、第３支点Ｓなどの位置関係を特定することによって中間作動角制御時におけるバルブリフト特性の開時期を進角側に変化させるようになっている。

以下、前記本実施例の可変動弁装置の作動説明中において、前記特異なバルブリフト特性について詳述する。

すなわち、まず、駆動支軸４ａがクランクシャフトによって図１の矢印方向へ回転すると、駆動偏心カム５も同方向へ回転してリンクアーム１６を介してロッカアーム１５が制御偏心軸２９の第５支点Ｑを支点として揺動してリンクロッド１７を引き上げあるいは引き下ろすことにより、各揺動カム７，７のカム面によりローラ１４を介して各吸気弁３，３を開閉作動させる。

そして、例えば、機関のアイドリング運転時などの低回転域では、コントローラからの制御信号によって電動モータが回転駆動し、この回転トルクによって減速機を介して制御支軸２４ａ反時計方向のθ１の位置に回転駆動される。したがって、制御偏心軸２９は、図４及び図５に示すように同じくθ１の位置になり、第５支点Ｑが駆動軸４から左上方向に離間移動する。これにより、伝達機構８の全体が、駆動支軸４ａを中心として反時計方向に傾動する。このため、各揺動カム７も反時計方向へ回動して、ローラ１４の当接位置がカム面７ｄの基円部側寄りになる。

よって、駆動偏心カム５の回転に伴いリンクアーム１６を介してロッカアーム１５を押し上げると、図５Ａに示すように、リンクロッド１７を介して揺動カム７の連結部７ｃを持ち上げ揺動カム７を時計方向に回転させ、そのリフトがスイングアーム６のニードルローラ１４に伝達されてバルブリフトするが、そのリフト量及び作動角が十分小さくなる。

したがって、かかる機関の低回転軽負荷領域では、各吸気弁３のバルブリフト量Ｌ１が図１０に示すように十分に小さくなり、これによって、各吸気弁３の開時期が遅くなり、排気弁とのバルブオーバーラップがなくなる。このため、燃焼改善などによって、燃費の向上と機関の安定した回転が得られる。

前記各吸気弁３のピークリフト時は、図５Ａ、Ｂに示すように、前記駆動偏心カム５の第１支点Ｘの駆動支軸４ａの軸心Ｙに対する偏心方向Ｘ−Ｙ線がリンクアーム１６の第２支点Ｒとの２軸線Ｘ−Ｒと一致した瞬間である。

このとき、駆動偏心軸４ａの偏心方向Ｙ−Ｘは、同図に示すように駆動支軸４ａの回転方向(時計方向)にα１だけ回転した位置にある。

ここで、リンクアーム１６の２軸方向Ｘ−Ｒを結ぶ直線（延長線）とロッカアーム１５の回動位置方向Ｑ１−Ｒを結ぶ直線（線分）のなす角度∠Ｘ−Ｒ−Ｑ１をβ１とおくと、このβ１は比較的大きな値になっている。

次に、ロッカアーム１５上でのリンクロッド１７の第３支点Ｓを結ぶ線Ｒ−Ｓについて考察すると、リンクアーム１６の２軸方向のＸ−Ｒ直線と前記Ｒ−Ｓ直線とのなす角度γ１とすると、以下の式で表される。

γ１＝∠Ｑ１−Ｒ−Ｓ −(１８０°−β１)＝β１−(１８０°−∠Ｑ１−Ｒ−Ｓ)
ここで、丸括弧の中は固定値なので、γ１はβ１と直接的な相関関係にあることになる。

前述した最小作動角(最小リフト)制御時のピークリフトの瞬間においては、β１は比較的大きく、γ１も比較的大きくなっている。

次に、機関運転状態が低中回転部分負荷領域に移行すると、電子コントローラからの制御信号によって電動アクチュエータを介して制御軸２４が、図６、図７に示すように、θ２の位置まで反時計方向へ回転して制御偏心軸２９も同じくθ２の位置まで回動して、制御偏心カム２５の中心である第５支点Ｑ２は駆動支軸４ａに最も接近する。

このため、ロッカアーム１５とリンクアーム１６などの伝達機構８全体が駆動支軸４ａを中心に時計方向へ回動し、これによって、各揺動カム７，７も相対的に時計方向（リフト方向）へ回動する。

したがって、開弁時のピークリフトになると、図７Ａ、Ｂに示すように、揺動カム７のリフトがスイングアーム６のニードルローラ１４に伝達されてバルブリフトするが、そのリフト量及び作動角が増加して中間リフト、中間作動角になる。

よって、かかる機関の低中回転部分負荷の領域では、各吸気弁３のバルブリフト量Ｌ２および作動角が図１０に示すように大きくなる。

そして、前記ピークリフト時の駆動支軸４ａの軸心Ｙに対する駆動偏心カム５の第１支点Ｘの偏心方向Ｙ−Ｘ（駆動軸角α２）は、前記最小作動角制御時に比較して時計方向(遅角側)へ移動する(α１＜α２)。

したがって、かかる中間作動角時におけるバルブリフトのピークリフト位相は、図１０に示すように、最小作動角時(Ｌ１)の場合に比較して遅角側に移行する。

ここで、制御偏心軸２９は、駆動軸４側に指向していることから、ピークリフトの瞬間(図７Ａ、Ｂ参照)においてＸ−Ｒの直線（Ｙ−Ｒの直線と一致）と、Ｒ−Ｑ２の直線のなす角度β２は最小になる。なぜならば、Ｙ−Ｒ−Ｑ２において形成される三角形のＹ−Ｑ２の長さが最小になるためである(Ｑ２−Ｒ、Ｙ−Ｒは固定値)。

したがって、前記γ２も最小となり、このことが図１０に記載されたバルブリフト軌跡のリフト開始時期（ＩＶＯ）が進角側に膨らむ特性となる。この特性については後述する。

さらに、例えば、機関高回転領域に移行した場合は、電子コントローラからの制御信号によって電動モータが減速機を介して制御支軸２４ａをさらに反時計方向へ回転させると、図８及び図９に示すように、制御偏心軸２９も同じ方向へ回動して、該制御偏心軸２９の第５支点Ｑ３が駆動軸４側から右方向は離れた位置に移動する(最小作動角制御時とほぼ対称位置)。

このため、伝達機構８全体が、図８、図９に示すように、さらに時計方向へ回動し、これによって、各揺動カム７，７も相対的にさらに時計方向（リフト方向）へ回動する。したがって、開弁時のピークリフトになると、図９Ａ、Ｂに示すように、各揺動カム７のリフトがスイングアーム６のニードルローラ１４に伝達されてバルブリフトするが、そのリフト量及び作動角がさらに増加して最大リフト、最大作動角になる。

よって、かかる高回転領域では、図１０に示すように、バルブリフト量Ｌ３及び作動角が最大になり、各吸気弁３の開時期（ＩＶＯ）がＬ１より早くなるものの、Ｌ２に対する進角が抑制され、排気弁とのバルブオーバーラップが適度に増加すると共に、閉時期が十分に遅くなる。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。

そして、前記ピークリフト時の駆動支軸４ａの軸心Ｙに対する駆動偏心カム５の第１支点Ｘの偏心方向Ｙ−Ｘ（駆動軸角α３）は、前記中間作動角制御時に比較してさらに時計方向(遅角側)へ移動する(α２＜α３)。一方、角度β３は前記β２に対して再び大きくなり、したがって、角度γ３もγ２に対して再び大きくなる。

そして、前述したように、中間作動角時におけるバルブリフトのリフト開時期（ＩＶＯ）は進角側へ膨らむ状態になるが、この理由は中間作動角時の前記角度γ２が、最小作動角制御時での角度γ１や最大作動角制御時での角度γ３よりも相対的に小さいことに起因する。

すなわち、中間作動角においては、図７Ｂに示すように、前記γの角度が相対的に小さいと、ロッカアーム１５の第２アーム部１５ｃとリンクロッド１７の一端部１７ａとを連結する枢支ピン１９の第３支点Ｓを相対的に引き上げるので、リンクロッド１７の他端部１７ｂの揺動カム７との連係位置の第４支点Ｔを持ち上げて、各揺動カム７，７をリフト方向へ移動(変位)させるため、リフト量及び作動角が増加する。このとき、ピークリフト位相α２は変化しない。

ここで、仮に前記γの角度変化の効果がない場合を想定してみると、図５Ｂは最小作動角制御時におけるピークリフトの瞬間を示しており、そのときの制御偏心カム２５の中心である第５支点は点Ｑ１である。

例えば、前述した特許文献１に記載した従来の可変動弁装置のように、駆動軸を中心に機構全体が回転する場合には、前記第５支点の軌跡は駆動軸を中心とした第２円弧線上を動くことになる。そして、この場合には、機構の全体回転であることからβはβ１のまま不変であり、またγもγ１のまま不変である。したがって、ピークリフト位相がα２になったときのリフトカーブは、図１０の破線で示すようなリフトカーブ特性となり、かかるピークリフト軌跡(破線Ｚ１)は、前記従来の可変動弁装置と同様なほぼ直線的な特性となる。

それに対して本実施例では、第５支点が図５Ｂに示す点Ｑ２であり、第２円弧線に対して駆動軸４側(矢印方向)にある。すなわち、駆動軸４を中心として点Ｑ２を通る第３円弧線は、前記第２円弧線に対して駆動軸４側にある。

したがって、前述のように、γの角度が変化して小さくなる(γ１→γ２)ため、揺動カム７，７のリフト変位(揺動)が増加してリフト量、作動角が増大する。このとき、ピークリフト位相は変わらないので(γとは無関係)、図１０中、矢印で示すように、かかるピークリフト位相の不変によってリフト量と作動角が増大することから、実線Ｌ２に示すリフトカーブ特性となる。よって、同図に示すように、中間作動角域でピークリフト軌跡Ｚ２が進角側へ湾曲状に膨らむのである。

また、前記点Ｑ２は、図５Ｂの記載から明らかなように、点Ｒを中心として点Ｑ１を通る第１円弧線ａよりも時計方向側(矢印方向)、つまり駆動軸４の回転方向に対して進角側にある。

すなわち、第１円弧線ａと第３円弧線ｃの交点をＱ２'とすると、点Ｑ１と点Ｑ２'は両者ともに第１円弧線ａ上にあり、したがって、制御偏心カム２５の中心が点Ｑ１から点Ｑ２'に移動してもリンクアーム１６の角度は変わらないので、ピークリフトの駆動軸４の位相は変わらない。そこにもってきて、点Ｑ２'から点Ｑ２は第３円弧線ｃ上を駆動軸４の回転方向で進角側にリンクアーム１６とともに移動する。つまり、駆動偏心カム５は、中間作動角制御時にはさらに回転しないと、ピークリフトにならないことを意味している。したがって、ピークリフト位相がα１からα２に遅角し、前述のような吸気弁３の閉時期(ＩＶＣ)を十分に遅らせ、開時期(ＩＶＯ)は前述のように進角側に膨らみ、ピークリフト軌跡も湾曲状に膨らむのである。

さらに、最大作動角になると、制御偏心カム２５の第５支点が図５Ｂの点Ｑ３に移動する。この位置は、点Ｑ２よりさらに第１円弧線ａより時計方向側(矢印方向)に移動する。これは駆動軸４の回転方向に対して遅角側にある。したがって、ピークリフト位相がα２からα３へとさらに遅角する。

一方、第２円弧線ｂに対しては、点Ｑ３は再び接近し、ほぼ第２円弧線ｂ上に移動する。これによって、前述にように、γが再び増加(γ２→γ３)するので、同じα３に対して作動角が減少するためである。

このため、中間作動角(点Ｑ２)において進角傾向にあった吸気弁３の開時期(ＩＶＯ)やピークリフト位相は再び遅角方向へ移動する。そのため、図１１におけるＩＶＯやピークリフト位相は上凸傾向となり、また、図１０におけるピークリフト位相も左上凸傾向になる。

このように、本実施例における吸気弁３のＩＶＯやピークリフト位相の特異な変化は、制御偏心カム２５の中心である第５支点Ｑの第１円弧線ａと第２円弧線ｂに対する位置から説明することができる。

図１１は吸気弁３，３の開閉時期（バルブタイミング）を縦軸に取り、作動角を横軸に取って本実施例(実線)と、従来技術(破線)のそれぞれの可変動弁装置によるバルブタイミング可変特性を比較して示したものである。

この図の上段側の本実施例の吸気弁３の開時期（ＩＶＯ）特性をみると、中間作動角から最大作動角に至る付近でＩＶＯが最進角となるが、この状態では、吸気弁３，３とピストンとの干渉を回避できる、つまり、許容ＩＶＯを超えないように設定されている。

具体的には、クランクシャフトの回転を駆動軸(カムシャフト)に伝達するタイミングプーリの取り付け位相の設定により行うか、あるいは特開２００６−３０７６５８号公報に記載された技術であるタイミングプーリにカムフェイザー(位相可変型バルブタイミング制御装置)を用いた場合は、カムフェイザーによる最進角位相で図１０のＩＶＯ特性（本実施例）となるようにし、許容ＩＶＯを超えないように設定されている。

そして、中間作動角制御時のＩＶＯ(中)は、図１１から明らかなように、また、前述のように従来技術のＩＶＯに対して進角寄りに設定されている。

したがって、本実施例では、機関低中回転あるいは部分負荷域で中間作動角に制御した際に、ＩＶＯが従来技術に対して十分進角するので、排気弁とのバルブオーバーラップを大きくできる。この結果、内部ＥＧＲを増加できることから、燃費を向上させることができる。

しかも、その後、機関の加速要求などから作動角を拡大制御してもＩＶＯが最大まで僅かに進角するものの、許容ＩＶＯを超えていない。

一方、従来技術についてみると、図１１の破線で示すように、ＩＶＯが変化するが、中間作動角におけるＩＶＯ（中）は本実施例にように十分進角できないため、バルブオーバーラップが小さくなって燃費を向上させることができないと共に、ＮＯｘも減少させることができない。

ここで、従来技術において前記カムフェイザーを設け、これによってバルブタイミングを進角させて、図１１の矢印に示すように、本実施例のＩＶＯ(中)の位置に持って行くこともできるが、加速要求などでさらに作動角を拡大制御する場合、カムフェイザーの遅角側への変換応答性が悪い場合、図１１の星印に移行して許容ＩＶＯを超えてしまい、この結果、吸気弁３，３とピストンとの干渉が発生してしまう虞がある。したがって、ピストンの上面に干渉防止用のバルブリセスを大きく形成しなければならず、これによって、冷却損失が発生して燃費が悪化し、ＨＣの排気エミッションも増加する虞がある。

またここで、前記カムフェイザーの遅角側への変換状況に応じて作動角を拡大制御するという方法も考えられるが、このカムフェイザーは、一般的に油圧が駆動源のため応答性が遅い上に、かかる増大制御による過渡モーションコントロールの制御のばらつきが大きく、安全性を考慮すると、やはり、バルブリセスを大きくせざるを得ず、燃費の悪化などを招来する。また、作動角の拡大制御を極めて遅くすることも考えられるが、このようにすると、加速性能が大幅に悪化して運転性が大きく低下するおそれがある。

これに対して、本実施例では、前述したカムフェイザーがあっても最進角側であっても、作動角によらず吸気弁３，３とピストンとの干渉が防止されるので、前記過渡モーションコントロールの制御のばらつきを考慮しなくてもよいため、バルブリセスを大きく形成する必要がない。これによって、燃費や排気エミッションなどの素質を良好にすることができる。

また、カムフェイザーの遅角側への制御応答性が遅い場合であっても、吸気弁３，３とピストンとの干渉なしに作動角を拡大することができるので、加速応答性も良好になるばかりか、前記中間作動角制御時でのＩＶＯを十分進角することができるので、バルブオーバーラップの拡大による部分負荷での燃費の改善が図れると共に、排気エミッション性能の向上も図れる。

また、本実施例に前記カムフェイザーを適用した場合は、例えばアイドリング運転時に最小作動角制御し、さらにカムフェイザーを遅角側へ制御することで、機関回転の安定性を得ることができる。これは、図１１中のカムフェイザー遅角(１)に示すように、ＩＶＯが上死点より遅れるため、バルブオーバーラップがなくなって内部ＥＧＲが大幅に減少することと、吸気スワールの増加により燃焼が改善するためである。

また、冷機時にアイドリング運転時よりもやや大きな小作動角（図１０におけるＬ１の上のリフト特性）とし、前記カムフェイザーによって遅角制御することによって燃焼性が良好になり、ＨＣの排出量を低減できる。すなわち、図１１のカムフェイザー遅角(２)に示すように、やや作動角が大きく、冷機時の機関フリクションの増加に打ち勝つだけのトルクを出せるのに加えて、吸気弁３，３の閉時期(ＩＶＣ)が下死点付近となるので、有効圧縮比が向上して冷機時の燃焼が良好になるのである。なお、カムフェイザーを遅角制御する分には、ピストンとの干渉はしにくくなる方向で問題はない。

また、本実施例は、中間作動角制御時には、前記制御偏心軸２９が駆動支軸４ａに指向した状態になることから、各構成部品の組付時において前記制御軸２４の容易な位置決めよって、前記ＩＶＯ特性を有する中間作動角設定を得ることができる。

さらに、図２に示すように、前記制御偏心軸２９の長さＬの範囲内に、前記ロッカアーム１５やリンクアーム１６、リンクロッド１７及び駆動偏心カム５を配置したことから、装置のコンパクト化が図れると共に、特にロッカアーム１５の作動の安定化が図れ、作動中における該ロッカアーム１５の倒れモーメントに起因する倒れ挙動を低減することができる。しかも、前記駆動偏心カム５は、円筒部５ｂ側が前記リンクロッド１７と軸方向反対側に配置されていることから、カム本体５ａとリンクロッド１７の軸方向の距離を短くすることができるので、前記ロッカアーム１５の倒れモーメント自体も低減することができ、さらに、ロッカアーム１５の挙動の安定化が図れる。

また、前記制御軸２４の制御支軸２４ａと制御偏心軸２９を、ブラケット２８を介して別体に形成したことから、組み付け作業時に、制御偏心軸２９にロッカアーム１５などをサブアッシしてから制御支軸２４ａに組み付けできるので、組み付け作業性が向上する。

さらに、この実施例では、前記バルブタイミング制御装置（カムフェイザー）も設けられていることから、吸気弁３，３のリフト位相の変換を機関運転状態に応じて自由に行うことができるので、より細かな開閉時期制御が可能になる。特に、制御作動角によらず、バルブタイミング制御装置によって進角側に制御された場合であっても、することができるので、ピストンとの干渉を抑制することが可能になる。この結果、ピストンとの干渉問題の制約がなくなって作動角の変換速度を速くすることができ、加速レスポンスをさらに向上させることもできる。ここで、変換応答性が良好な電動アクチュエータとすれば、一層、加速レスポンスを向上させることができる。

また、前記制御偏心軸２９は、ブラケット２８の両固定片２８ｂ、２８ｂ間に固定されていることから、制御支軸２４ａに対して安定かつバランス良く支持されている。

また、本実施例では、前記リンクアーム１６を押し上げることによってリフトさせる方式を採用している。これによれば、リンクアーム１６が剛性が高い状態で作動するので、バルブ運動特性が安定化する。なぜならば、リンクアーム１６は、２軸間で圧縮されるだけなので、変形が小さいのである。逆にリンクアーム１６が引っ張られると、円環部が変形するので、変形量が大きくなるのである。

なお、前記第１実施例では、第３支点Ｓが、第１支点Ｘと第２支点Ｒを結ぶ直線の延長線より外側にある例を示したが、この場合は、中間作動角制御時に、第２支点Ｒと第３支点Ｓを結ぶ直線が第１支点Ｘと第２支点Ｒを結ぶ直線に近づく方向(γが小さくなる方向)となり、前述のように、ＩＶＯが中間作動角制御時に進角側へ膨らむ効果が得られる。すなわち、この場合は、図５Ｂに示すように、中間作動角での点Ｑ２が第２円弧線ｂより駆動軸４側の領域に位置し、この領域がγ効果でリフトや作動角が増大する領域になっている。

これに対して、第３支点Ｓが、第１，第２支点Ｘ，Ｒを結ぶ直線の延長線よりも内側にある場合も本実施例を適用することができる。

すなわち、この場合は、第２支点Ｒと第３支点Ｓを結ぶ直線が逆に反時計方向に回転する方向(第２支点Ｒと第３支点Ｓを結ぶ直線が第１支点Ｘと第２支点Ｒを結ぶ直線に近づく方向)となり、この場合は、前述のＩＶＯが中間作動角制御時に膨らむ効果が得られる。これは、図５Ｂにおいて、点Ｑ１はそのままにして制御支軸２４ａの中心Ｐを右上の位置から左上の位置に変更すれば実現可能になる。つまり、この場合は、反時計方向に制御軸２４を捩り中間作動角に制御すると、点Ｑ２は第２円弧線ｂより外側の領域になる。

そうすると、点Ｑ１→Ｑ２で前記βがβ１からβ２に増加するので、第２支点Ｒと第３支点Ｓを結ぶ直線が逆に反時計方向に回転することになり、所望のＩＶＯやピークリフト位相が中間作動角で膨らむ特性を実現できる。

いずれにせよ、中間作動角の制御域で、第２支点Ｒと第３支点Ｓを結ぶ直線がリフト量、作動角の拡大する方向に角度変化する場合には、前述のＩＶＯが中間作動角制御時に膨らむ効果が得られるのである。

要するに、中間作動角域で制御偏心カム２５の中心点Ｑ２が、最小作動角制御時Ｑ１を通る第２円弧線ｂに対してリフト増大側に位置し、前述のように、小作動角制御時のピークリフトの瞬間における中心点Ｒを通る第１円弧線ａに対して駆動軸４の方向へ遅角側になっていれば良いのである。

〔第２実施例〕
図１２及び図１３は第２実施例を示し、基本構造は第１実施例と同様であるが異なるところは、前記ロッカアーム１５の第１アーム部１５ｂの構造を変更したものである。

すなわち、前記第１アーム部１５ｂの先端部を二股状に突出形成し、該二股部１５ｂ、１５ｂの先端部に横方向から貫通形成された固定孔１５ｇ、１５ｇに、前記リンクアーム１６の突出端１６ｂと回転自在に連結する連結ピン３０の両端部を圧入固定した。

したがって、この第２実施例によれば、第１の実施例と同様な作用効果が得られることは勿論のこと、二股状に第１アーム部１５ｂ、１５ｂによって連結ピン３０が両持ち状態で支持されるため、支持剛性が向上し、リンクアーム１６の突出端１６ｂの傾きなどが防止されて、安定かつ確実に支持することができる。

なお、連結ピン１８の軸方向のずれを防止するために、該連結ピン１８をリンクアーム１６のピン孔に圧入してもよいし、またリンクロッド１７側では内側フランジと外側フランジの一方、または両方に圧入してもよい。さらには、圧入せずに、スナップリングによって抜け止め防止を行うことも可能である。

〔第３実施例〕
図１４及び図１５は第３実施例を示し、前記駆動偏心カム５を両揺動カム７，７の間に配置すると共に、リンクロッド１７、１７を一気筒当たり左右一対設けたものである。

すなわち、前記制御支軸２４ａのブラケット２８側の凹部２４ｂが、軸方向へ延設されていると共に、制御偏心カム２５のブラケット２８も同じく軸方向へ延長形成され、これに対応して制御偏心軸２９が軸方向に延長形成されている。

前記ロッカアーム１５は、筒状基部１５ａの軸方向幅が延長形成されていると共に、該筒状基部１５ａから前方に突出した対称形の第１アーム部１５ｂ、１５ｂが二股状に形成されていると共に、該各第１アーム部１５ｂ、１５ｂの各上部に突出状の第２アーム部１５ｃ、１５ｃがそれぞれ一体に形成されて、該両第１アーム部１５ｂ、１５ｂ間に第２実施例のものよりも長い連結ピン３０を介して前記リンクアーム２６の突出端１６ｂが回転自在に連結されている。

前記両第２アーム部１５ｃ、１５ｃは、先端部に有する各ボス部１５ｆ、１５ｆに前記各リフト調整機構２１、２１の両枢支ピン１９、１９に前記一対のリンクロッド１７，１７の一端部が回転自在に連結されている。

前記各揺動カム７、７は、左右に２分割形成されて各カムシャフト７ａ、７ａが前記駆動支軸４ａの外周に独立した状態で揺動自在に支持されている。

前記駆動偏心カム５は、カム本体５ａの内部径方向から圧入された固定用ピン１２によって駆動支軸４ａに一体的に連結されていると共に、前記両揺動カム７，７にスペーサ２，２を介して挟持状態に配置されている。

したがって、この実施例によれば、ロッカアーム１５の両端側の２つのリンクロッド１７，１７によって各揺動カム７，７を介して各吸気弁３，３を開閉作動するようになっているため、前記ロッカアーム１５の軸方向の倒れを十分に防止することができる。この結果、伝達機構８全体の常時安定した作動が得られると共に、各部の片当たりなども抑制できることから、偏摩耗の発生も防止できる。

しかも、前記各揺動カム７，７は、互いに独立した状態で揺動するため、各吸気弁３，３のリフト量を、例えば各カム面７ｄ、７ｄのカムプロフィールなどを変えて異ならせることも可能になる。これによって、最小リフト制御時に筒内の吸気スワールを大きくすることができるので、燃焼性が良好になる。

〔第４実施例〕
図１６Ａ、Ｂは第４実施例(請求項５の発明に対応)を示し、制御軸２４、揺動カム７、リンクロッド１７などの基本構造は、前記第１実施例のものと共通であるが、前記リンクアーム１６を廃止すると共に、前記駆動偏心カム５を一般的な駆動カム３１に変更したものである。前記図５Ａ，Ｂに対応している。

具体的には、前記ロッカアーム１５の第１アーム部１５ｂの先端部にローラ３２がローラ軸３３を介して取り付けられている。

一方、駆動軸４の駆動支軸４ａに雨滴状(卵形)の駆動カム３１が一体的に固定されており、この駆動カム３１の円形状基部３１ａが駆動支軸４ａに圧入などによって固定されていると共に、外周面３１ｂがカム面として前記ローラ３２の外周面に転接するようになっている。

また、前記ローラ３２は、付勢手段であるコイルスプリング３３によって前記駆動カム３１の外周面方向へ付勢されている。つまり、前記コイルスプリング３３は、一端部がロッカカバー３４に弾持されて、他端部が前記ロッカアーム１５の第１アーム部１５ｂの上面に弾持されて、前記ローラ３２の外周面を常時駆動カム３１の外周面に弾接するようになっている。

ここで図１６に示す駆動カム３１のカムノーズ部３１ａのリフトトップ位置Ｘ’が、第１実施例のリンクアーム１６の突出端１６ｂの第１支点Ｘに対応し、ローラ３２のローラ軸３３の軸心Ｒ’が、第１実施例の第２支点Ｒに対応する。

そして、各吸気弁３，３のピークリフト時にＹ−Ｘ’を結ぶ直線とＸ’−Ｒ’を結ぶ直線の方向が一致するのは第１実施例と同様であり、前記Ｙ−Ｘ’の直線の位相が第１実施例の駆動支軸４ａの位相α２に相当する。

また、リンクロッド１７の軸心である第３支点Ｓは第１実施例と同じであって、Ｘ’−Ｒ’を結ぶ直線の延長線と、Ｒ’−Ｓを結ぶ直線とのなす角度γ１が第１実施例のγ１に相当する。

したがって、前記中間作動角制御時の中心点Ｑ２も前記第１実施例の図５に示す位置と同様の位置になる。よって、第１実施例と同様な作用効果が得られる。

〔第５実施例〕
図１７は第５実施例(請求項４の発明に対応)を示し、前記リンクロッド１７が揺動カム７，７のカムノーズ部７ｂ側の端部を押し下げることによって吸気弁３、３を開作動させるように構成したものである。

図１７Ａ、Ｂにおいて前記制御偏心カム２５は下方を指向しており(制御軸角度θ１、制御偏心カムの中心点Ｑ１)、最小作動角制御の状態にある。

駆動軸４(駆動偏心カム５)の回転方向は、前記他の実施例と異なり、図１７中では反時計方向になっている。

前記制御軸２４を時計方向に回転させると、制御偏心カム２５の中心点Ｑは点Ｑ１から点Ｑ２に変化して中作動角に制御される。

前記点Ｑ２は、点Ｑ１を通る第１円弧線ａよりも駆動軸４の回転方向で進角している。したがって、他の実施例と同様に中間作動角のピークリフト位相は遅角する。

また、前記の点Ｑ２を通る第２円弧線ｂより外側、つまりリフト増大方向へ乖離している。

したがって、他の実施例と同様に中間作動角制御時における吸気弁３，３の開弁時期を進角させることが可能になる。

ここで、前記点Ｑ２を通る第２円弧線ｂよりも外側(他の実施例と相違)がリフト増大方向なのは、γがγ２に増加すると、リンクロッド１７が揺動カム７，７を押し下げてリフトを増加させるためである。

なお、駆動軸４の中心で点Ｑ２を通る第３円弧線ｃを想定してみると、さらに理解し易くなる。ここで、第３円弧線ｃと第１円弧線ａの交点を点Ｑ２'とする。

制御偏心カム２５の中心点の位置が点Ｑ１から点Ｑ２'に移動してもリンクアーム１６の位置は変わらないので、ピークリフト位相は変わらないが、γが増加するのでリフト量が増加するのである。

次に、点Ｑ２'から点Ｑ２に移動すると、第３円弧線ｃ上を駆動軸４の回転方向で進角側にリンクアーム１６とともに移動する。すなわち、駆動偏心カム５は、中間作動角制御時では、さらに回転しないとピークリフトにならないことを意味している。したがって、ピークリフト位相が他の実施例と同様に遅角する。このため、他の実施例と同様にＩＶＣを十分に遅らせ、ＩＶＯは前述のように進角側に膨らみ、ピークリフト軌跡も湾曲状に膨らむのである。

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、例えば、前記各実施例では、ロッカアーム１５とリンクアーム１６との第２支点Ｒがロッカアーム１５とリンクロッド１７との第３支点Ｓと比較的近接した場合を示したが、さらに距離が離れたものであってもよい。つまり、各支点の具体的な座標は適宜選択できるものである。

さらに、前記各実施例における吸気弁３，３の作動角は、ランプ部を除いた開期間によって示したが、ランプ区間を含めた作動角としてもよく、効果は同じである。

また、前記各実施例では、吸気弁側に適用した場合を示したが、排気弁側あるいは両方に適用することも可能である。

フォロアとしては、前記実施例に示したスイングアームではなく、上面が平面のバケットリフターであってもよい。

１…シリンダヘッド
３…吸気弁（機関弁）
４…駆動軸
５…駆動偏心カム
７…揺動カム
８…伝達機構
９…制御機構
１５…ロッカアーム
１５ａ…筒状基部
１５ｂ…第１アーム部
１５ｃ…第２アーム部
１６…リンクアーム
１７…リンクロッド
１８…連結ピン
２４…制御軸
２４ａ…制御支軸
２５…制御偏心カム
２８…ブラケット
２９…制御偏心軸
ａ…第１円弧線
ｂ…第２円弧線
ｃ…第３円弧線
Ｘ…第１支点(駆動偏心カムの軸心)
Ｙ…駆動軸の軸心
Ｒ…第２支点(リンクアームと第１アーム部との連結点)
Ｓ…第３支点(第２アーム部とリンクロッドの連結点）
Ｔ…第４支点(リンクロッドの他端部と揺動カムとの連結点)
Ｐ…制御支軸の軸心
Ｑ…第５支点（制御偏心軸の軸心）

Claims (5)

1. 駆動支軸と、中心点が前記駆動支軸の軸心に対して偏心して設けられた駆動偏心カムとを有し、前記駆動支軸を中心にクランクシャフトに同期して回転する駆動軸と、
   制御支軸と、中心点が前記制御支軸の軸心に対して偏心して設けられた制御偏心カムとを有し、前記制御支軸を中心に回転可能に設けられた制御軸と、
   揺動支軸に揺動可能に軸支されると共に、カム面によって機関弁を開閉作動させる揺動カムと、
   前記制御偏心カムを支点として揺動するロッカアームと、
   一端側が前記駆動偏心カムの中心点である第１支点を中心として前記駆動偏心カムに揺動自在に連係されると共に、他端側が前記ロッカアームに設けられた第２支点を中心に揺動自在に連係されたリンクアームと、
   一端側が前記ロッカアームにおける前記第２支点と異なる位置に設けられた第３支点を中心として揺動自在に連係されると共に、他端側が前記揺動カムに連係された伝達機構と、を備え、
   前記制御軸を回転することによって機関弁の少なくとも作動角を変化させる内燃機関の可変動弁装置であって、
   前記機関弁が最小作動角よりも所定量だけ大きな中間作動角に制御されたときの前記制御偏心カムの位置を、
   最小作動角に制御された機関弁の開弁ピークリフトになった瞬間における前記第２支点を中心として、最小作動角に制御されたときの前記制御偏心カムの中心点を通って描かれた第１円弧線よりも前記駆動軸の回転方向からみて進角側の位置となるように設定すると共に、
   前記駆動支軸を中心として、最小作動角に制御されたときの前記制御偏心カムの中心点を通って描かれた第２円弧線よりも機関弁の開弁リフトが増大する方向に乖離した位置となるように設定したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
2. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   前記伝達機構が前記揺動カムのカムノーズ部と逆側の端部を引き上げることによって前記機関弁を開作動するように構成し、
   前記所定の中間作動角に制御されて機関弁が開弁ピークリフトとなった瞬間において第２支点と第３支点とを結ぶ線分と前記第１支点と第２支点を結ぶ線分とのなす角度が、最小作動角に制御されて機関弁の開弁ピークリフトとなった瞬間において前記２つの線分によりなす角度よりも小さいことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
3. 請求項１または２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   前記所定の中間作動角よりも大きな所定の大作動角に制御されたときの前記制御偏心カムの位置を、前記所定の中間作動角に制御されたときの前記制御偏心カムの位置よりも前記第２円弧線に近づけたことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
4. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   前記伝達機構が前記揺動カムのカムノーズ部側の端部を押し下げることで前記機関弁を開作動するように構成し、
   前記所定の中間作動角に制御されて機関弁が開弁ピークリフトになった瞬間における前記第２支点と第３支点を結ぶ線分と前記第１支点と第２支点を結ぶ線分のなす角度が、最小作動角に制御されて機関弁がピークリフトとなった瞬間における前記２つの線分のなす角度よりも大きくなることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
5. 駆動支軸と該駆動支軸に固定されて径方向外側へ突出する雨滴状の駆動カムとを有し、前記駆動支軸を中心にクランクシャフトに同期して回転する駆動軸と、
   制御支軸と、中心点が前記制御支軸の軸心に対して偏心して設けられた制御偏心カムとを有し、前記制御支軸を中心に回転自在に設けられた制御軸と、
   前記駆動支軸に揺動自在に軸支されると共に、前記駆動支軸を中心に揺動してカム面により機関弁を開閉作動させる揺動カムと、
   前記駆動カムからの回転力を第２支点を介して伝達されて、前記制御偏心カムを支点として揺動するロッカアームと、
   一端側が前記ロッカアームに該ロッカアームとの間に有する第３支点を中心として揺動自在に連係され、他端側が前記揺動カムに連係されたリンクロッドと、
   を備え、
   前記制御軸を回転させることによって機関弁の少なくとも作動角を変化させる内燃機関の可変動弁装置であって、
   前記機関弁の最小作動角より所定量だけ大きな所定の中間作動角に制御されたときの前記制御偏心カムの位置を、
   前記最小作動角に制御された機関弁の開弁ピークリフトとなった瞬間の前記第２支点を中心として描かれた前記制御偏心カムの中心点を通る第１円弧線よりも前記駆動軸の回転方向からみて進角位置となるように設定し、
   前記駆動支軸を中心として最小作動角に制御されたときの前記制御偏心カムの中心点を通って描かれた第２円弧線よりも前記機関弁の開弁リフトが増大する方向へ乖離する位置となるように設定したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

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