JP5951513B2 - 多気筒内燃機関の可変動弁装置及び該可変動弁装置の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、機関運転状態に応じて吸気弁と排気弁の開閉作動を停止可能な多気筒内燃機関の可変動弁装置及び該可変動弁装置の制御装置に関する。

従来の多気筒内燃機関の可変動弁装置としては、以下の特許文献１に記載されたものが知られている。

この可変動弁装置は、一部の気筒の吸気弁と排気弁の開閉作動を停止（休止）させる弁停止（休止）機構を備え、機関の出力が要求される高回転運転などでは、ロッカアームの揺動支点となるラッシアジャスタのボディが切換部材によってシリンダヘッドに固定されている。したがって、通常のラッシアジャスタとして機能することから、カムによりロッカアームを押し下げると、該ロッカアームの一端部を揺動支点として揺動して他端部により吸気弁と排気弁がそれぞれ所定のバルブリフト量で作動するようになっている。

一方、低燃費が要求される常用運転域では、一部の気筒において前記切換部材がラッシアジャスタのボディ内に移動して、ラッシアジャスタをロストモーションさせて吸気弁及び排気弁の作動を停止させて、残り気筒のみで燃焼運転するいわゆる減筒運転とすることによって、燃費を改善するようになっている。

特開２００７−１００５８５号公報(図２、図３)

しかしながら、前記従来の可変動弁装置は、機関の始動時には、機関トルクを確保するために、気筒休止を行うことなく全筒運転となって全ての吸気弁と排気弁が開閉駆動(弁作動)されるようになっているが、これらによって特に始動性が向上するというわけではない。

また、機関が所定の実用運転領域になると、一部の気筒が休止状態に移行するが、この場合は、休止気筒の吸気弁と排気弁の全てが一緒に停止状態になる。つまり、一部気筒の全ての吸気弁と排気弁に対応する前記切換部材を供給油圧(信号油圧)によって同時に移動させる必要があった。したがって、供給油圧の立ち上がり性が低下して、気筒休止への切り換え応答性が悪い、といった技術的課題がある。例えば、加速過程においては、加速の滑らかさやレスポンスに影響が出る場合があった。

本発明は、従来の可変動弁装置の前記技術的課題に鑑みて案出されたもので、機関始動時におけるフリクションの低減と強い吸気スワールの生成による燃焼改善により良好な始動性を得ると共に、気筒休止態様(状態)に切り換わる際の切り換え応答性を向上させることができる多気筒内燃機関の可変動弁装置を提供することを目的としている。

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、複数気筒を有する内燃機関において、気筒毎にそれぞれ設けられた一対の吸気弁及び一対または単一の排気弁と、前記一部の気筒の前記一対の吸気弁のうち、一方の吸気弁を開閉作動させる弁作動状態と開閉作動を停止させる弁停止状態を切り換える第１弁停止機構と、前記一部の気筒における前記一対の吸気弁のうち、他方の吸気弁を開閉作動させる弁作動状態と開閉作動を停止させる弁停止状態を切り換える第２弁停止機構と、を有し、前記第１弁停止機構は、切り換えエネルギーが供給されると弁作動状態となり、切り換えエネルギーの供給が停止されると弁停止状態となるように構成され、前記第２弁停止機構は、切り換えエネルギーが供給されると弁停止状態となり、切り換えエネルギーの供給が停止されると弁作動状態となるように構成されたことを特徴としている。

この発明によれば、機関始動性の向上と、一部の気筒が気筒休止状態に移行するときの切り換え応答性の向上が図れる。

本発明に係る可変動弁装置を２気筒内燃機関に適用した第１実施形態を示す吸気弁側の斜視図である。 同実施形態の排気弁側を示す斜視図である。 図１と図２のＡ−Ａ線断面図である。 Ａは本実施形態の吸気側に供される第１弁停止機構を示す縦断面図、Ｂは同第１弁停止機構の作用を示す縦断面図、ＣはＡのＢ−Ｂ線断面図である。 Ａは本実施形態の吸気弁(排気弁)側に供される第２(第３)弁停止機構を示す縦断面図、Ｂは同第２(第３)弁停止機構の作用を示す縦断面図、ＣはＢのＣ−Ｃ線断面図である。 本実施形態における弁停止機構が備えられていない油圧ラッシアジャスタを示す縦断面図である。 本実施形態の制御油圧回路を示す概略図である。 本実施形態における各吸気弁と排気弁のバルブリフト量特性図である。 Ａは本実施形態における弁停止機構が備えられている吸気弁が最大リフト量（Ｌ４）に制御された場合の開弁時の作用説明図、Ｂは同吸気弁の閉弁時の作用説明図である。 Ａは本実施形態における弁停止機構が備えられていない吸気弁の最大リフト量（Ｌ４）に制御された場合の開弁時の作用説明図、Ｂは同吸気弁の閉弁時の作用説明図である。 Ａは本実施形態における弁停止機構が備えられている吸気弁が最小リフト量（Ｌ１）に制御された場合の開弁時の作用説明図、Ｂは各吸気弁の閉弁時の作用説明図、Ｃは弁停止機構によるロストモーション作用説明図である。 ＃１気筒側の排気弁の作動状態を示し、Ａは開弁した排気弁のバルブリフト量がＬＥとなったピークリフト状態を示し、Ｂは閉弁した排気弁の状態を示す作用説明図、Ｃは弁停止機構によるロストモーション作用説明図である。 本実施形態における機関回転数と機関トルクとのマップ上における弁停止運転領域と全筒運転領域を示す図である。 図１３に示す運転領域(１)〜(８)への切り換え移行時の＃１気筒と＃２気筒の吸排気弁のバルブリフト特性とスロットルバルブの開度特性を示す図である。 本発明の第２実施形態における吸気弁側を示す斜視図である。 本実施形態の制御油圧回路を示す概略図である。 本実施形態における機関回転数と機関トルクとのマップ上における弁停止運転領域と全筒運転領域を示す図である。 図１７に示す運転領域(１)〜(１０)への切り換え移行時の＃１気筒と＃２気筒の吸排気弁のバルブリフト特性とスロットルバルブの開度特性を示す図である。

以下、本発明に係る多気筒内燃機関の可変動弁装置の各実施形態を図面に基づいて説明する。

この各実施形態では、ガソリン仕様の直列２気筒の内燃機関に適用されたものである。
〔第１実施形態〕
図１は＃１気筒と＃２気筒の吸気側の動弁装置を示し、図２は＃１気筒と＃２気筒の排気側の動弁装置を示している。この図１及び図２に示すフロント（Ｆ）側の＃１気筒が気筒休止可能な気筒、すなわち、全ての吸気弁と排気弁の弁作動停止が可能な気筒になっていると共に、リア（Ｒ）側の＃２気筒は気筒休止せず、常時少なくとも1つの吸気弁と排気弁が作動する常時稼働気筒になっている。但し、本実施形態では、この常時稼働気筒の＃２気筒のリア（Ｒ）側の吸気弁のみは弁停止(吸気片弁停止)可能になっている。

また、図３は＃１気筒(気筒休止可能気筒)における吸気側及び排気側の動弁装置を示している。
〔吸気側の動弁装置〕
まず、＃１、＃２気筒の吸気側の動弁機構について具体的に説明すると、図１及び図３に示すように、シリンダヘッド１内に形成された一対の吸気ポート２、２を開閉する一気筒当たり一対の吸気弁が設けられている。すなわち、＃１気筒では第１、第２吸気弁３ａ，３ａ、＃２気筒では第１、第２吸気弁３ｂ、３ｂが設けられている。ここで、各気筒とも第１吸気弁３ａ、３ｂはＦ側に、第２吸気弁３ａ、３ｂはＲ側にそれぞれ配置されている。

前記各吸気弁３ａ〜３ｂに設けられた可変リフト機構は、図１及び図３に示すように、各気筒の上方側に機関前後方向に沿って配置され、外周に２つの駆動カム５ａを有する駆動軸５と、該駆動軸５の外周面に回転自在に支持されて、各スイングアーム６を介して前記各吸気弁３ａ〜３ｂを開閉作動させるそれぞれカム面７ｂ、７ｂを有する一対の揺動カム７、７と、前記各駆動カム５ａの回転力を揺動力に変換して前記各揺動カム７に伝達する伝達機構８と、該伝達機構８を介して前記各吸気弁３ａ〜３ｂの作動角（開弁期間）とリフト量を制御する制御機構９と、から構成されている。

また、シリンダヘッド１に保持されて、前記各スイングアーム６と各吸気弁３ａ〜３ｂとの間の隙間及び各揺動カム７の各カム面７ｂのベースサークルとの間の隙間を零ラッシに調整する支点部材（ピボット）である４つの第１〜第４油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂ、１０ｃ、１０ｄが配設されている。

つまり、＃１気筒の吸気弁側には、第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂが配設され、＃２気筒の吸気弁側には第３、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｃ、１０ｄが配設されている。

ここで、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａは、＃１気筒のＦ側に配設され、第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂは、同Ｒ側に配設され、第３油圧ラッシアジャスタ１０ｃは、＃２気筒のＦ側に配設され、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｄはＲ側に配設されている。

さらに、前記＃１気筒の第１、第２吸気弁３ａ、３ａ側には、機関運転状態に応じて前記＃１気筒側の第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂを介して前記＃１気筒の第１、第２吸気弁３ａ、３ａの開閉作動をそれぞれ停止させる第１、第２弁停止機構（ロストモーション機構）１１ａ、１１ｂが設けられている。

また、＃２気筒のＲ側の第２吸気弁３ｂ側には、前記＃２気筒側のＲ側の第４ラッシアジャスタ１０ｄを介して前記第２吸気弁３ｂの開閉作動を停止させるもう１つの第１弁停止機構（ロストモーション機構）である１１ｃが設けられている。

なお、前述の前記駆動軸５と揺動カム７、伝達機構８及び制御機構９によって構成される吸気側可変リフト機構を、以下、吸気ＶＥＬと称する。

また、前記吸気側には、図７に示すように、前記駆動軸５のＦ側の端部に、前記各吸気弁３ａ〜３ｂの開閉タイミングを機関運転状態に応じて可変にする位相変更型バルブタイミング制御装置(吸気ＶＴＣ)が設けられている。この吸気ＶＴＣは、例えば図外のベーンロータを油圧で位相変換する通常タイプとすれば良い。

以下、＃１、＃２気筒における各構成部材について説明すると、前記４つの吸気弁３ａ〜３ｂは、各バルブガイド４を介してシリンダヘッド１に摺動自在に保持されていると共に、各ステムエンド３ｃの近傍に設けられた各スプリングリテーナ３ｄとシリンダヘッド１の内部上面との間に弾接された各バルブスプリング１２によって閉方向に付勢されている。

前記駆動軸５は、シリンダヘッド１の上端部に設けられた複数の軸受部１３に前記揺動カム７のカムシャフト７ａを介して回転自在に支持され、一端部に設けられた前述の吸気ＶＴＣの図外のハウジングに設けられたタイミングプーリを介してクランクシャフトの回転力がタイミングベルトによって伝達されるようになっている。また、駆動軸５の外周に一気筒当たり１つ設けられた前記駆動カム５ａは、その軸心Ｙが駆動軸５の軸心Ｘから径方向へ偏心していると共に、外周のカムプロフィールが円形状に形成されている。

前記各スイングアーム６は、一端部６ａの平坦状あるいはやや凸状の下面が前記各吸気弁３ａ〜３ｂの各ステムエンド３ｃに当接している一方、他端部６ｂの下面凹部６ｃが前記各油圧ラッシアジャスタ１０ａ〜１０ｄの頭部に当接していると共に、中央に形成された収容孔内に、それぞれローラ軸１４ａを介してローラ１４が回転自在に収容配置されている。

前記各揺動カム７は、図１及び図３に示すように、円筒状のカムシャフト７ａの両端部に、下面にベースサークル面やランプ面及びリフト面からなる前記カム面７ｂが形成されており、該ベースサークル面とランプ面及びリフト面が、揺動カム７の揺動位置に応じて前記スイングアーム６のローラ１４の上面を転接するようになっている。

前記カムシャフト７ａは、外周面の軸方向ほぼ中央位置に形成されたジャーナル部が前記複数の軸受部１３に微小クリアランスをもって回転自在に支持されていると共に、内周面によって前記駆動軸５の外周面を回転自在に支持するようになっている。

前記各伝達機構８は、駆動軸５の上方に配置されたロッカアーム１５と、該ロッカアーム１５の一端部１５ａと駆動カム５ａとを連係するリンクアーム１６と、ロッカアーム１５の他端部１５ｂと一つの揺動カム７とを連係するリンクロッド１７と、を備えている。

前記ロッカアーム１５は、中央に有する筒状の基部が支持孔を介して後述する制御カムに回転自在に支持されていると共に、一端部１５ａがピン１８によってリンクアーム１６に回転自在に連結されている一方、他端部１５ｂがリンクロッド１７の上端部にピン１９を介して回転自在に連結されている。

前記リンクアーム１６は、円環状の基部の中央位置に有する嵌合孔１６ａに前記駆動カム５ａのカム本体が回転自在に嵌合している一方、突出端が前記ピン１８によってロッカアーム一端部１５ａに連結されている。

前記リンクロッド１７は、下端部がピン２０を介して揺動カム７の一方のカム面７ｂが形成されたカムノーズ部に回転自在に連結されている。

なお、前記各ロッカアーム１５の他端部１５ｂとリンクロッド１７の上端部との間には、各構成部品の組み付け時に各吸気弁３ａ〜３ｂのリフト量を微調整するアジャスト機構２３がそれぞれ設けられている。

前記制御機構９は、駆動軸５の上方位置に同じ軸受部に回転自在に支持された制御軸２１と、該制御軸２１の外周に前記ロッカアーム１５の支持孔に摺動自在に嵌入されて、各ロッカアーム１５の揺動支点となる２つの制御カム２２が固定されている。

前記制御軸２１は、駆動軸５と並行に機関前後方向に配設されていると共に、図７に示すアクチュエータ５０によって回転制御されている。一方、前記制御カム２２は、円筒状を呈し、軸心位置が制御軸２１の軸心から所定分だけ偏倚している。

前記アクチュエータ５０は、図７に示すように、図外のハウジングの一端部に固定された電動モータ５１と、ハウジングの内部に設けられて、該電動モータ５１の回転駆動力を前記制御軸２１に伝達する減速機構として、ボール螺子要素及び変換リンクなどからなるボール螺子機構５２と、から構成されている。

前記電動モ−タ５１は、比例型のＤＣモータによって構成され、機関運転状態を検出するコントロ−ラ(コントロールユニット)５３からの制御信号によって正逆回転制御されるようになっている。

前記４つの油圧ラッシアジャスタ１０ａ〜１０ｄは、図４〜図６に示すように、シリンダヘッド１の円柱状の各保持穴１ａ内にそれぞれ保持された有底円筒状のボディ２４と、該ボディ２４内に上下摺動自在に収容されて、下部に一体に有する隔壁２５を介して内部にリザーバ室２６を構成するプランジャ２７と、前記ボディ２４の下部内に形成されて、前記隔壁２５に貫通形成された連通孔２５ａを介して前記リザーバ室２６と連通する高圧室２８と、該高圧室２８の内部に設けられて、前記リザーバ室２６内の作動油を高圧室２８方向へのみ流入を許容するチェック弁２９と、を備えている。また、前記シリンダヘッド１の内部には、前記保持穴１ａ内の溜まった作動油を外部に排出する排出孔１ｂが形成されている。

前記ボディ２４は、外周面に円筒状の第１凹溝２４ａが形成されていると共に、該第１凹溝２４ａの周壁に、前記シリンダヘッド１の内部に形成されて下流端が前記第１凹溝２４ａに開口した油通路３０とボディ２４内部とを連通する第１通路孔３１が径方向に貫通形成されている。

また、＃１気筒の第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂ（Ｆ、Ｒ側）と、＃２気筒の第４油圧ラッシアジャスタ１０ｄ（Ｒ側）の各ボディ２４は、図４Ａ，Ｂ、図５Ａ、Ｂにそれぞれ示すように、底部２４ｂ側が、図６に示す弁停止機構が設けられていない＃２気筒側の第３油圧ラッシアジャスタ１０ｃ（Ｆ側）のボディ２４の底部２４ｃよりも下方向へ延設されてほぼ円柱状に形成されている。

前記油通路３０は、図３に示すように、シリンダヘッド１内に形成された潤滑油供給用のメインオイルギャラリ３０ａと連通しており、このメインオイルギャラリ３０ａには、図７に示すオイルポンプ５４または６４から潤滑油が圧送されるようになっている。

前記プランジャ２７は、図４〜図６に示すように、軸方向のほぼ中央の外周面に円筒状の第２凹溝２７ａが形成されていると共に、該第２凹溝２７ａの周壁に前記第１通路孔３１とリザーバ室２６とを連通する第２通路孔３２が径方向に沿って貫通形成されている。また、各プランジャ２７の先端頭部２７ｂの先端面が各スイングアーム６の他端部６ｂの球面状の下面凹部６ｃとの良好な摺動性を確保するために球面状に形成されている。

なお、この各プランジャ２７は、ボディ２４の上端部に嵌着固定された円環状のストッパ部材３３によってその最大突出量が規制されるようになっている。

前記第２凹溝２７ａは、その軸方向の幅が比較的大きく形成され、これによってボディ２４に対するプランジャ２７のいずれの上下摺動位置においても前記第１通路孔３１と第２通路孔３２とを常時連通するようになっている。

前記各チェック弁２９は、前記連通孔２５ａの下部開口縁(シート)を開閉するチェックボール２９ａと、該チェックボール２９ａを閉方向へ付勢する第１コイルばね２９ｂと、該第１コイルばね２９ｂを保持するカップ状のリテーナ２９ｃと、ボディ２４の底壁２４ｃの内底面とリテーナ２９ｃの円環状上端部との間に弾装されて、リテーナ２９ｃを隔壁２５方向へ付勢しつつプランジャ２７全体を上方に付勢する第２コイルばね２９ｄとから構成されている。

そして、揺動カム７のカム面７ｂのベースサークル区間では、前記第２コイルばね２９ｄによる付勢力による前記プランジャ２７の進出移動（上方移動）に伴って高圧室２８内が低圧になると、前記油通路３０から保持穴１ａ内に供給された作動油が第１凹溝２４ａから第１通路孔３１と第２凹溝２７ａ及び第２通路孔３２を通ってリザーバ室２６に流入して、さらにチェックボール２９ａを第１コイルばね２９ｂのばね力に抗して押し開き、作動油を高圧室２８内に流入させる。

これによって、プランジャ２７は、スイングアーム６の他端部６ｂを押し上げてローラ１４と揺動カム７との接触を介して揺動カム７とスイングアーム６の一端部６ａ及び各吸気弁３のステムエンド３ａとの間の隙間を零ラッシに調整するようになっている。

そして、前記揺動カム７のリフト区間では、プランジャ２７に下方荷重が作用するので、高圧室２８内の油圧が上昇し、高圧室２８内のオイルがプランジャ２７とボディ２４の隙間から漏れ出てプランジャ２７は僅かに降下する（リークダウン）。

再び、揺動カム７のカム面７ｂのベースサークル区間になると、前述のように、前記第２コイルばね２９ｄによる付勢力で前記プランジャ２７の進出移動（上方移動）により、各部の隙間を零ラッシに調整するのである。

このようなラッシ調整機能を、前記第１〜第４油圧ラッシアジャスタ１０ａ〜１０ｄの全てが有している。

前記ロストモーション機構(第２、第１弁停止機構)である１１ａ、１１ｂ、１１ｃは、前記＃１気筒のＦ側とＲ側の第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂ側と＃２気筒のＲ側の第４油圧ラッシアジャスタ１０ｄのみに設けられ、図６に示すように、＃２気筒のＦ側の第３油圧ラッシアジャスタ１０ｃには設けられていない。

すなわち、＃１、＃２気筒の各Ｒ側の第２、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄ側の第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃと、＃１気筒のＦ側の第１油圧ラッシアジャスタ１０ａ側の第２弁停止機構１１ａが設けられており、後述するように機関運転状態に応じて弁停止と弁作動が切り換えられるようになっている。これに対して、＃２気筒のＦ側には弁停止機構が設けられておらず、したがって、通常のピボット機能と零ラッシ調整機能のみを有している。

また、前記第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃと第２弁停止機構１１ａとは、図４及び図５に示すように構造の一部（規制機構）が相違している。

第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃは、図４Ａ、Ｂに示すように、前記各保持穴１ａの底部側に連続して形成された円柱状の一対の摺動用穴３４と、該各摺動用穴３４の底面とボディ２４の下面との間に弾装されて、前記第２、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄを上方向へそれぞれ付勢する一対のロストモーションスプリング３５と、第２、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄのロストモーションを規制する一対の規制機構３６と、から構成されている。

前記各摺動用穴３４は、内径が前記保持穴１ａの内径と同一に設定されて前記各ボディ２４が前記保持穴１ａから連続的に上下方向へ摺動可能に保持するようになっている。

前記各ロストモーションスプリング３５は、コイルスプリングによって形成されて、前記ボディ２４の底面を上方向へ付勢して前記プランジャ２７の先端頭部２７ｂを前記スイングアーム６の他端部６ｂ下面の凹部６ｃに弾接させるようになっている。

また、前記各ボディ２４は、前記シリンダヘッド１の内部に挿通配置されたストッパピン３７によって最大上方移動位置が規制されるようになっている。すなわち、前記各ストッパピン３７は、シリンダヘッド１内を前記ボディ２４に向かって軸直角方向に配置され、先端部３７ａが前記第１凹溝２４ａ内に摺動可能に臨設配置されて、ボディ２４の上方移動に伴い前記先端部３７ａが第１凹溝２４ａの下端縁に当接することによってボディ２４の最大上方の摺動位置が規制されるようになっている。

したがって、前記各油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄは、スイングアーム６の揺動に伴い前記ロストモーションスプリング３５のばね力を介して前記保持穴１ａと摺動用穴３４との間を上下にストロークしてロストモーションを行うことによって、前記スイングアーム６の揺動支点としての機能が失われて、揺動カム７のリフト作動が吸収され、各吸気弁３ａの開閉作動を停止させるようになっている。

前記第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃの各第１規制機構３６は、図４Ａ〜Ｃに示すように、前記ボディ２４の底部２４ｂの内部径方向に貫通形成された移動用孔３８と、前記シリンダヘッド１内に保持穴１ａと軸直角方向に形成された規制用孔３９と、前記移動用孔３８の内部一端側に固定されたばね支持用のリテーナ４０と、前記移動用孔３８の内部に摺動自在に設けられて、該移動用孔３８内に摺動自在に設けられた摺動ピン４１と、前記移動用孔３８と前記規制用孔３９に跨って移動可能な円柱状の規制ピン（第１規制ピン）４２と、前記摺動ピン４１の後端と前記リテーナ４０との間に弾装されて、前記摺動ピン４１を介して前記規制ピン４２を規制用孔３９方向へ付勢するリターンスプリング４３と、から主として構成されている。

前記規制用孔３９は、前記ボディ２４が前記ストッパピン３７によって最大上方位置に規制された際に、前記移動用孔３８と軸方向から合致するようになっており、内径が前記移動用孔３８とほぼ同一に形成されていると共に、一端側にシリンダヘッド１内に形成された油通路孔４４から信号油圧が導入されるようになっている。

ここで、前記ボディ２４の回転方向の規制は、前記ストッパピン３７の飛び出し量を僅かに増やすと共に、前記ボディ２４の前記第１凹溝２４ａ内に軸長手方向のスリットを設け、前記ストッパピン３７先端と係合させることによって容易に実現できる。あるいは、別個の回転規制部材をシリンダヘッド１と前記ボディ２４の間に装着してもよい。

前記リテーナ４０は、有蓋円筒状に形成されて、底壁に摺動ピン４１の円滑な移動を確保するための呼吸孔４０ａが貫通形成されていると共に、後端面の呼吸孔４０ａが臨む中央部４０ｂが平坦に形成されているが、外端部４０ｃ、４０ｃは、滑らかな摺動性を確保するために前記摺動用穴３４の内周面とほぼ同一の曲率の円弧面状に形成されている。また、このリテーナ４０の軸方向の長さは、図４Ｂに示すように、前記規制ピン４２が移動用孔３８に完全に収容される前に、先端縁に規制ピン４２の後端縁が当接してそれ以上の後退移動を規制する長さに設定されている。なお、前記移動用孔３８にリークした僅かな作動油は、前記呼吸孔４０ａを介してリテーナ４０の底壁外面と摺動用穴３４の内周面を通って摺動用穴３４内に導かれるようになっている。

前記摺動ピン４１は、図４Ａ、Ｃに示すように、有蓋円筒状に形成されて、外径が前記移動用孔３８の内径よりも僅かに小さく形成されて円滑な摺動性が確保されていると共に、先端部の先端面４１ａが滑らかな摺動性を確保するために前記摺動用穴３４の内周面と同じ曲率の円弧面状に形成されている。

前記規制ピン４２は、中実円柱状に形成されて、軸方向の長さが前記規制用孔３９の軸方向長さとほぼ同一に形成されて、図４Ａに示すように前記リターンスプリング４３のばね力で前記摺動ピン４１を介して規制用孔３９内に移動すると、全体が規制用孔３９内に収容されるようになっている。これによって、＃１、＃２気筒のＲ側の油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄの上下方向の移動、つまり、ロストモーションが行われるようになっている。

また、この規制ピン４２は、外径が前記移動用孔３８と規制用孔３９の内径よりも僅かに小さく形成されてこれらに対して円滑な摺動性が確保されていると共に、前記油通路孔４４から規制用孔３９に供給された油圧を平坦な受圧面としての先端面４２ａが受けることにより、図４Ｂに示すように、前記リターンスプリング４３のばね力に抗して図中左方向へ移動して前記摺動ピン４１がリテーナ４０に軸方向から当接した場合に、先端部が規制用孔３９から移動用孔３８内に跨って収容されて＃１、＃２気筒の第２、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄの上下方向の移動を規制、つまりロストモーションを規制してシリンダヘッド１にロックするようになっている。

前記油通路孔４４（規制用孔３９）には、図７に示すように、前記第１オイルポンプ５４から圧送された油圧が第１電磁切換弁５５を介して信号油圧として供給されるようになっている。すなわち、この第１電磁切換弁５５は、切り換えエネルギ−である油圧を供給する状態と供給停止する状態とを変換する、切り換えエネルギ−供給/供給停止変換手段(第１油圧供給/供給停止変換手段)となっている。

前記第１電磁切換弁５５は、図外のバルブボディの内部に摺動自在に設けられたスプール弁を、ソレノイドの電磁力とコイルスプリングのばね力とによって、オン、オフ的に２段階に切り換えるようになっている。前記ソレノイドには、前記電動モータ５１の駆動を制御する同じコントロールユニット５３から制御電流が通電、非通電（オン、オフ）されてポンプ吐出通路と第１油通路孔４４とを連通して前記第１規制ピン４２に第１信号油圧を供給するか、またはポンプ吐出通路を閉止して前記油通路孔４４とドレン通路４５を連通するように切り換え制御されるようになっている。

したがって、機関停止時には、コントロールユニット５３からソレノイドに通電されず第１電磁切換弁５５が、ポンプ吐出通路を閉止して油通路４４とドレン通路４５を連通することから第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃによるロストモーションが作動可能状態になっている。すなわち、第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃは、切り換えエネルギーである油圧の供給が停止された場合に、弁停止状態に機械的に安定する、弁停止安定型となっている。

一方、前記第２弁停止機構１１ａは、図５Ａ〜Ｃに示すように、第２規制機構４６が第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃの第１規制機構３６と構造が異なり、摺動ピン４１と規制ピン４２と一体に形成されている。

すなわち、第１規制機構３６と共通の構成部材は同一の符号を付して簡単に説明すると、前記第２規制機構４６は、前記ボディ２４の底部２４ｂの内部径方向に貫通形成された移動用孔３８と、前記シリンダヘッド１内に保持穴１ａと軸直角方向に形成された規制用孔３９と、前記移動用孔３８の内部一端側に固定されたリテーナ４０と、前記移動用孔３８の内部に摺動自在に設けられて、該移動用孔３８から前記規制用孔３９に跨って移動可能な第２規制ピン４７と、該第２規制ピン４７の後端と前記リテーナ４０との間に弾装されて、前記第２規制ピン４７を規制用孔３９方向へ付勢するリターンスプリング４２と、から主として構成されている。

前記リテーナ４０は、軸方向の長さが図５Ｂに示すように、前記第２規制ピン４７が移動用孔３８に完全に収容された時点で、先端縁に第２規制ピン４７の後端が当接してそれ以上の後退移動を規制する長さに設定されている。

前記第２規制ピン４７は、円筒状に形成されて、中実な先端部４７ａが軸方向へ延設されていると共に、外径が前記移動用孔３８と規制用孔３９の内径よりも僅かに小さく形成されて円滑な摺動性が確保されている。また、この第２規制ピン４７は、第２油通路孔４８から規制用孔３９に供給された油圧を受圧面として先端面４７ａが受けることにより、図５Ｂに示すように、前記リターンスプリング４２のばね力に抗して後退移動して先端部が規制用孔３９から抜け出して全体が移動用孔３８内に収容されて、規制が解除されるようになっている。また、前記第２規制ピン４７は、図５Ｃに示すように、先端面４７ａが良好な摺動性を確保するために前記摺動用穴３４の内周面とほぼ同じ曲率の円弧面状に形成されている。また、前記リテーナ４０は、後端面の呼吸孔４０ａが臨む中央部４０ｂが平坦に形成されているが、外端部４０ｃ、４０ｃが、滑らかな摺動性を確保するために前記摺動用穴３４の内周面とほぼ同一の曲率の円弧面状に形成されている。

前記第２油通路孔４８には、図７に示すように、第２オイルポンプ６４から圧送された油圧が第２電磁切換弁６５を介して第２信号油圧として供給されるようになっている。

前記第２電磁切換弁６５（第２油圧供給/供給停止変換手段）は、図外のバルブボディの内部に摺動自在に設けられたスプール弁を、ソレノイドの電磁力とコイルスプリングのばね力とによって、オン、オフ的に２段階に切り換えるようになっており、前記ソレノイドに、前記コントロールユニット５３から制御電流が通電、非通電されてポンプ吐出通路と第２油通路孔４８とを連通して前記第２規制ピン４７に第２信号油圧を供給するか、またはポンプ吐出通路を閉止して前記第２油通路孔４７と第２ドレン通路６６を連通するように切り換え制御されるようになっている。

したがって、機関停止には、コントロールユニット５３からソレノイドに通電されず第２電磁切換弁６４が、ポンプ吐出通路を閉止して第２油通路４８と第２ドレン通路４５を連通することから第２弁停止機構１１ａによるロストモーションが作動せず、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａはシリンダヘッド１にロックされた状態である弁作動態様になっている。すなわち、第２弁停止機構１１ａは、切り換えエネルギーである油圧の供給が停止された場合に、弁作動状態に機械的に安定する、弁作動安定型となっている。

前記コントロールユニット５３は、クランク角センサやエアーフローメータ、水温センサ、スロットルバルブ角度センサなどの各種センサ類から機関回転数や負荷、スロットルバルブ開度量などの情報信号に基づいて機関運転状態を検出すると共に、この機関運転状態と前記制御軸２１の現在の回転位置を検出する図外の回転位置センサからの情報信号（ＶＥＬ制御軸実位置信号）によって前記電動モータ５１を駆動制御して前記制御軸２１の回転位置を制御する。これによって、＃１，＃２気筒の４つの吸気弁３ａ〜３ｂのリフト量と作動角を変化させるようになっている。

すなわち、図８に示すように、各吸気弁３ａ〜３ｂのリフト量は、対応する各油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂ、１０ｄが前記第２、第１弁停止機構１１ａ〜１１ｃによってロストモーションせずにシリンダヘッド１にロックされて弁停止が行われない場合は、最小のＬ１から最大のＬ４までの範囲で変化させるのである。

各吸気弁３ａ〜３ｂが最大リフト量Ｌ４に制御された場合のＶＥＬの作動は、図９、図１０に示す通りである。図９は弁停止機構を備えた、例えば＃１気筒のＲ側を示し、＃２気筒のＲ側と＃１気筒のＦ側も同様であって、これらには前述の第１、第２弁停止機構１１ｂ、１１ｃ、１１ａが設けられている。この図９に示す状態は、例えば第１弁停止機構１１ｂによって第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂがロストモーションせずにシリンダヘッドにロックされた弁作動状態を示している。制御軸２１の回転角度は、最大リフト量Ｌ４に対応するθ４になっており、駆動カム５ａが時計方向に回転し、図９Ａのピークリフトに示す位置で最大リフトＬ４となり、図９Ｂに示す位置で閉弁となる。第１弁停止機構１１ｃを有する＃２気筒のＲ側も同様で、＃１気筒のＦ側も第２弁停止機構１１ａに置き換わるだけで同様の作用となる。なお、これらは同様のリフト特性で弁作動（弁開閉作動）する。

一方、図１０は弁停止機構を備えていない常時稼働＃２気筒Ｆ側の吸気弁３ｂと第３油圧ラッシアジャスタ１０ｃを示し、ここには弁停止機構が設けられておらず、したがって、図９に示す弁作動態様の場合の前記＃２気筒のＲ側と同じリフト特性で弁作動する。

図１１Ａ、Ｂは吸気弁が最小リフトに制御された場合の作用説明図であり、例えば前記吸気側の＃１気筒のＲ側において、吸気弁３ａが最小リフト量Ｌ１に制御された場合のＶＥＬの作動を示している。第１弁停止機構１１ｂが弁停止作動せず第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂがロストモーションせずシリンダヘッドにロックしている場合は、リフト量がＬ１に制御される。一方、第１弁停止機構１１ｂが弁停止作動（ロストモ−ション作動）している場合には、図１１Ｃに示すように、第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂがＭ１だけロストモーションして、リフト量が零の状態を継続する弁停止態様(状態)となる。

第１弁停止機構を備えた他の＃２気筒のＲ側の作動は、図１１Ａ、Ｂ、Ｃに示す＃１気筒のＲ側と同様である。また。第２弁停止機構を備えた＃１気筒のＦ側も、弁停止安定型が弁作動安定型になるだけであって、図１１に示す作動は同様である。さらに、弁停止機構を備えていない＃２気筒のＦ側に関しては、図示しないが、図１１Ａ、Ｂに示す弁作動態様の場合の＃１気筒のＲ側と同一リフト特性となる。

また、コントロールユニット５３は、機関運転状態に応じて前記吸気ＶＴＣの図外の吸気ＶＴＣ電磁切換弁に制御信号を出力することにより、前記オイルポンプ５４またはオイルポンプ６４から吐出された油圧を介してクランクシャフトに対して図外のベーンロータを進角側あるいは遅角側へ相対回転させて駆動軸５の回転位相を可変にする。これによって、各吸気弁３ａ、３ａ、３ｂ、３ｂの開閉タイミングやピークリフトの位相を制御するようになっている。
〔排気側の動弁装置〕
前記排気側の動弁装置は、図２、図３及び図７に示されており、吸気側のようなリフト可変機構(ＶＥＬ)を有していないが、前述の吸気ＶＴＣと同様の位相可変機構（排気ＶＴＣ）を有し、＃１気筒のみに弁作動安定型の弁停止機構を備えている。

すなわち、図２に示すように、シリンダヘッド１内に形成された一気筒当たり一対の排気ポート７０、７０をそれぞれ開閉する一気筒当たり２つの排気弁７１ａ、７１ａ、７１ｂ、７１ｂが設けられている。つまり、＃１気筒ではＦ側とＲ側の第１、第２排気弁７１ａ、７１ａ、＃２気筒ではＦ側とＲ側の第１、第２排気弁７１ｂ、７１ｂが設けられている。

排気側動弁装置として、各気筒の上方側に機関前後方向に沿って配置され、外周に前記各排気弁７１ａ〜７１ｂを各バルブスプリング７２のばね力に抗して開作動させる卵形の回転カム７３ａを有する排気カムシャフト７３が設けられており、前記各排気弁７１ａ〜７１ｂと各回転カム７３ａとの間に介装されたローラ７７及び各スイングアーム７４を介して前記各排気弁７１ａ〜７１ｂを図８、図１２Ａに示す一定バルブリフト量ＬＥをピークリフトとして開閉作動するようになっている。

また、シリンダヘッド１に保持されて、前記各スイングアーム７４と各排気弁７１ａ〜７１ｂとの隙間及び各回転カム７３ａのベースサークルとの間の隙間を零ラッシュ調整する支持部材（ピボット）である油圧ラッシアジャスタ７５ａ〜７５ｄがそれぞれ配設されている。つまり、排気側にも４つの油圧ラッシアジャスタ７５ａ〜７５ｄがあり、＃１気筒に第１、第２油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂが配設され、＃２気筒に第３、第４油圧ラッシアジャスタ７５ｃ、７５ｄが配設されている。

ここで、第１油圧ラッシアジャスタ７５ａは、＃１気筒のＦ側に配設され、第２油圧ラッシアジャスタ７５ｂは、同Ｒ側に配設され、第３油圧ラッシアジャスタ７５ｃは、＃２気筒のＦ側に配設され、第４油圧ラッシアジャスタ７５ｄは、同Ｒ側に配設されている。

そして、図２に示す＃１気筒のＦ側とＲ側の前記排気弁７１ａ、７１ａ側の各第１、第２油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂは、それぞれロストモーション機構（第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅ）を備えている。これらの第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅは、図５に示す吸気弁側＃１気筒のＦ側の第２弁停止機構１１ａと同様の構成となっている。すなわち、切り換えエネルギーである油圧の供給が停止された場合に、弁作動状態に機械的に安定する、弁作動安定型となっている。第２弁停止機構が吸気弁側なのに対し、これらは排気弁側に用いられるので、説明の混乱を避けるために第３弁停止機構と称する。
一方、＃２気筒のＦ，Ｒ側の前記排気弁７１ｂ、７１ｂの第３、第４油圧ラッシアジャスタ７５ｃ、７５ｄは弁停止機構を備えていない。

前記第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅは、前述した図５に示す第２弁停止機構１１ａと同様の構造であるから、図５において、同一の符番を付して具体的な説明は省略する。すなわち、シリンダヘッド１の各保持穴１ａの底部側に連続して形成された円柱状の摺動用穴３４と、該摺動用穴３４の底面とボディ２４の下面との間に弾装されて、前記第１、第２油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂを上方向へ付勢するロストモーションスプリング３５、３５と、前記第１、第２油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂのロストモーションを規制する第３規制機構７６と、から構成されている。

そして、この第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅを備えた＃１気筒側の第１、第２排気弁７１ａ、７１ａは、そのバルブリフト量が図８の破線で示すように、ロストモーションにより弁停止された場合は零リフトとなり、弁停止されていない場合は、ピークリフト量がＬＥ一定となっており、これは同図実線で示す＃１，２気筒の各吸気弁３ａ〜３ｂのやや大きな中リフトＬ３とほぼ同じであり、最大リフト量Ｌ４よりも小さくなるように設定されている。

図１２は前記＃１気筒排気弁側の作動状態を示し、Ａは第１、第２排気弁７１ａ、７１ａがやや大きな一定ピークリフト量ＬＥ(≒Ｌ３)で作動している状態を示し、Ｂは第１、第２排気弁７１ａ、７１ａの閉弁状態、Ｃは第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅによって第１、第２ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂのロストモーション作動状態（弁停止状態）を示している。

また、図１２Ｃに示すように、＃１気筒の各排気弁７１ａ、７１ａ側の各第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅによる各油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂのロストモーション量はＭ３と比較的大きく、スイングアーム７４とロストモーション方向のなす角度α３も比較的大きな値になっている。ここで、この角度α３は、より具体的には、スイングアーム７４の揺動支点とローラの回転中心を結ぶ線と、油圧ラッシアジャスタのロストモーション方向としての軸線とのなす角度である。

しかしながら、このα３程度であれば、高回転になった場合でも各油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂの頭部と各スイングアーム７４の凹部との当接が浮くことはなく、円滑なロストモーション作動が得られる。逆にいえば、Ｍ３（α３）の値は、円滑なロストモーション作動が得られる範囲内の値となっている。ここで、仮にＭ４（α４）までさらに大きくなったと想定すると、高回転になった場合には前記当接部が不均一ないし局部的な接触となり、両者間のズレが生じ、さらには当接部に浮き(セパレ−ション)が発生するようになり、円滑なロストモーション作動が得られず不整挙動が発生する場合がでてくる。それを考慮し、ＶＥＬ制御によりロストモ−ション量Ｍが変化する吸気弁側に関しては、高回転領域では、後述するようにロストモ−ション量はＭ３.５（α３.５）の値に制限されるのである。

一方、前記弁停止機構を有さない＃２気筒の排気側の第３、第４ラッシアジャスタ７５ｃ、７５ｄは、図６に示す前記＃２気筒の吸気側の第３ラッシアジャスタ１０ｃと同じ構造である。

そして、この＃２気筒の各排気弁７１ｂ、７１ｂの固定的なバルブリフト量も＃１気筒の各排気弁７１ａ、７１ａと同じくピークリフト量がＬＥとなるように回転カム７３ａのカムプロフィールが同一に設定されている。

なお、図１２Ａに示すように、ピークリフト状態でのスイングアーム７４とロストモーション方向とのなす角度β３は理想の９０°に近く、高回転域でバルブのジャンピングなどが発生しても、スイングアーム７４と油圧ラッシアジャスタ頭部２７との横ずれは発生しにくく、スイングアーム７４の外れなどは発生しにくくなっている。また、吸気側についても、ピークリフト状態でのスイングアーム６のロストモーション方向とのなす角度は、図９Ａ及び図１０に示すリフト量Ｌ４制御でのβ４で示すように、理想の９０°に近い角度になっており、同様にして弁作動時におけるスイングアームの外れなどの不整挙動は発生しにくくなっている。すなわち、弁作動時におけるβ３〜β４と９０°との差は、ロストモ−ション時におけるα３と９０°との差より小さく、弁作動時におけるスイングアームの外れなどの不整挙動はロストモ−ション時より発生しにくくなっている。

なお、前述の排気ＶＴＣは、前述の吸気ＶＴＣと同様の構造であり、コントロールユニット５３は、機関運転状態に応じて前記排気ＶＴＣの図外の排気ＶＴＣ電磁切換弁に制御信号を出力することにより前記オイルポンプ５４またはオイルポンプ６４から吐出された油圧を介してクランクシャフトに対して図外のベーンロータを進角側あるいは遅角側へ相対回転させて駆動軸５の回転位相を可変にする。これによって、各排気弁の開閉タイミング（リフト位相）を制御するようになっている。ここで、排気ＶＴＣ電磁切換弁に油圧を供給するオイルポンプは、吸気ＶＴＣ電磁切換弁に油圧を供給するオイルポンプと共用でも良いし、別個に設けても良い。前者の場合はエンジンシステム構造が簡素化され、後者の場合は各ＶＴＣの変換応答性が向上する。
〔可変動弁装置の作動〕
以下、本実施形態における可変動弁装置の作動について説明する。

機関停止時には、各オイルポンプ５４，６４の油圧が作動していないので、第１、第２電磁切換弁５５，６５のオン・オフ位置によらず、信号油圧は非作動ないし低圧となっており、第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃは弁停止安定型のため弁停止態様、すなわちロストモ−ション作動できる状態になっており、一方、第２弁停止機構１１ａ、第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅは弁作動安定型のため弁作動態様になっている。

したがって、図１４の（１）に示すように、＃１、＃２両気筒の片側（Ｒ側）の２つの吸気弁３ａ、３ｂは弁停止状態、他のＦ側２つの吸気弁３ａ、３ｂ及び全排気弁は駆動（弁作動）状態になっている。

機関始動のためのクランキングが開始されて、始動燃焼が開始されても、オイルポンプ５４、６４の油圧が急には立ち上がらず、前述した状態（態様）は維持される。

また、第１電磁切換弁５５（第１弁停止機構を変換）の信号及び第２電磁切換弁６５（第２、第3弁停止機構を変換）の信号ともオフ制御、すなわち各信号油圧はポンプ油圧でなくドレン通路４５，６６と連通し、各信号油圧は低圧しか作用し得ない状態となっており、オイルポンプ５４、６４の油圧がたとえ早めに立ち上がった場合でも、前述の状態を維持できるようになっている。

ここで、機関始動時には、低い機関温度に起因して機関各部のフリクションが増大しており、要求吸入空気量が大きく、図１４（１）のスロットル開度に示すように大きなスロットル開度が求められ、また全気筒(全筒)運転とし爆発間隔を短くすることも求められる。また、始動時は機関温度が低く燃焼不良になりがちである。

それに対し本実施形態では、片側（Ｒ側）の吸気弁３ａ、３ｂ停止（吸気片弁停止）による吸気スワ−ルによる攪拌により燃焼が改善させることができる。また、前述の機関各部のフリクションの増大も片側吸気弁停止により動弁フリクションをほぼ半減することで低減できる。この結果、始動フリクションが低減されると共に、燃焼が改善されることから、始動性を向上させることができる。

さらに、本実施形態では、電動式の吸気ＶＥＬにより、＃１・＃２気筒のＦ側の駆動吸気弁３a・３ｂ側も小リフト量（例えば最小リフトＬ１）で吸気弁下死点前早閉じとできるので、さらに一層機関フリクションが低減でき、またコンプレッションやポンプ損失を低減でき、機関駆動（始動）負荷を低減することによって大幅に始動性が向上する。ここで、吸気弁閉時期が下死点前の早閉じとすると有効圧縮比が低下し一般的には燃焼が悪化しがちだが、前述の吸気スワ−ルによる燃焼改善効果によってリカバー、あるいは一層早閉じとし一層コンプレッションやポンプ損失を低減することもできるので始動性能を一層高めることができる。

次に暖機完了後のアイドリング運転では、機関各部のフリクションが低下しており、また燃費を向上するために、機関回転数は始動燃焼時（例えば１０００ｒｐｍ）よりも抑えている（例えば６００ｒｐｍ）。したがって、図１４の（１）のスロットル開度の上側に示すように、スロットル開度は中開度まで絞られている。
この暖機アイドル状態でも、アイドリングの品質要求から、アイドリング回転変動を抑制するため全筒運転としており、さらに良好な燃焼と低フリクションが求められる。

よって、第１電磁切換弁５５と第２電磁切換弁６５へのそれぞれの信号はオフ状態が継続され、つまり、始動時と同様の吸排気弁状態が継続されることから、片側吸気弁停止による吸気スワ−ルにより燃焼改善と片側吸気弁停止による低機関フリクションによって燃費が向上するだけでなく、アイドリング回転の変動低減にも貢献できる。

さらに、本実施形態では、電動式の吸気ＶＥＬによって、駆動吸気弁側も小リフト（例えばＬ１）制御によって吸気弁下死点前早閉じとできるので、さらに機関各部のフリクションが低減されると共に、コンプレッションやポンプ損失を低減でき、さらに燃費が向上できることから回転変動も低減させることができる。

ここで、吸気弁の閉時期を下死点前の早閉じにすると、有効圧縮比が低下して一般的には燃焼が悪化するおそれがあるが、前述した吸気スワ−ル効果によってリカバーないし一層早閉じとし一層コンプレッションやポンプ損失を低減することができるのでアイドリング運転の燃費が一層向上すると共に、回転変動も一層低減できる。

次に、図１３及び図１４に基づいて暖機アイドル状態の運転条件（１）から、最大トルク付近の運転条件（８）まで、加速する過程（（１）⇒（２）⇒（３）⇒（４）⇒（５）⇒（６）⇒（７）⇒（８））を一例にして、本実施形態の種々の効果について説明する。

ここで、図１３は、稼動気筒数・作動弁数マップ（横軸機関回転数、縦軸機関トルク）を示す。最も低回転、低トルク側の領域Ａでは、全気筒（＃１、＃２）とも稼動し、全気筒の吸気弁３ａ〜３ｂは、片弁作動（Ｆ側吸気弁は駆動され、Ｒ側吸気弁は弁停止）となっている。領域Ａよりやや回転が高いかあるいはやや機関トルクが高い領域Ｂでは、減筒・片弁(減筒運転・吸気片弁作動)の領域、つまり＃１気筒については、吸排気弁３ａ、３ａ、７１ａ、７１ａは全て弁停止した気筒休止態様となり、＃２気筒については、Ｒ側吸気弁３ｂは継続して弁停止で、Ｆ側の吸気弁３ｂ及び両排気弁７１ｂ、７１ｂは継続して弁駆動（弁作動）された、吸気弁片弁作動の気筒稼動態様となっている。ここで、減筒とは、一部の気筒が気筒休止態様で、残りの気筒が気筒稼動態様という意味である。

図１３に示す領域Ｂよりやや回転数が高いか、あるいはやや機関トルクが高い領域Ｃは、全筒・片弁の領域、つまり＃１気筒、＃２気筒とも気筒休止せずに稼動して、両気筒ともＲ側吸気弁のみ弁停止しＦ側吸気弁は弁作動する片弁作動態様となっており、排気弁は全て駆動されている。領域Ｃより回転数が高いかあるいは機関トルクが高い領域Ｄでは、全筒・両弁(全気筒運転・吸気両弁作動)の領域、つまり＃１気筒、＃２気筒とも稼動し、両気筒とも全ての吸排気弁が駆動される。

ここで、ＡからＣまでの領域は、吸気弁の片弁作動(吸気弁片弁停止)の領域であり、吸気スワ−ルによる燃焼改善効果は、全筒（全気筒稼動）領域（領域Ａ及びＣ）と減筒領域（領域B）の両方において得られ、よって車両ト−タルでの燃費を向上できるのである。

具体的に考察すると、領域Ａにおける暖機アイドリング運転（１）からアクセルペダルを踏み込んで、機関トルクあるいは機関回転数が増加していくと、（２）でスロットルバルブの開度をほぼ全開とし、吸気弁のリフト量を例えばL２に増加する。これによる吸気弁の作動角拡大と吸気ＶＴＣによってやや遅角に制御することによって、吸気弁閉時期を遅角側変換して下死点に近づけていき、吸入空気量を増大させて機関トルクの増加に対応する。すなわち、スロットルバルブをほぼ全開状態とすることによりポンプ損失を十分抑制しつつトルクを増加できると共に、燃費を向上できる。

なお、ここで前記吸気ＶＴＣによって吸気弁の開時期をやや遅角側に制御することによって、排気弁とのバルブオーバーラップの変化を抑制する。これにより、筒内のＥＧＲガス量の過渡変化を抑制して過渡燃焼の不安定を抑制することによって機関の回転変動を抑制することができる。

ここで、暖機アイドリング運転（１）から、低回転低負荷（２）までの間は、回転変動が車体振動や違和感として運転者が感じやすい運転領域であり、回転変動を抑える要求が強い。したがって、回転変動の基本的に小さい全筒運転が求められており、その前提で前述のように、燃費を向上させ、さらに吸気弁の片弁停止による吸気スワ−ルによる燃焼改善により回転変動を抑制するのである。

前記低回転低負荷（２）から機関トルクあるいは機関回転数が増加し、Ａ領域とＢ領域の境界ライン（ＡＢ境界ライン）を超えると、吸気弁の片弁停止を維持しつつ減筒状態に変換される。すなわち、第２電磁切換弁６５へコントロールユニット５３からオンの制御信号が送られ、＃１気筒が気筒休止状態（４つの吸排気弁３ａ、３ａ、７１ａ、７１ａが全て停止状態）に移行する。

前記４つの吸排気弁３ａ〜７１ａのうち、Ｒ側の一つの吸気弁３ａは元々停止状態になっているので、弁停止状態に新に移行するのは、３弁（３箇所）だけである。具体的には、＃１気筒のＦ側の１つの吸気弁３ａ（第２弁停止機構１１ａ）と＃１気筒の２つの排気弁７１ａ、７１ａ（第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅ）の３つだけである。

これらの各第２・第３弁停止機構１１ａ、１１ｄ、１１ｅは、図５に示す弁作動安定型弁停止機構に分類され、第２電磁切換弁６５からの第２信号油圧が高圧となると、下流に位置する３つの規制ピン４７が高油圧により押し出され、前記各々の油圧ラッシアジャスタ１０ａ、７５ａ、７５ｂがロストモ−ション状態に移行することによって、第２・第3弁停止機構１１ａ、１１ｄ、１１ｅの３箇所全てが弁停止状態に移行するのである。

３つの規制ピン４７が移動する際にオイルが押し出される容積は、３×Ａ（ピン面積）×Ｓ（移動ストロ−ク）であり、油圧をPとしたとき、P×３×Ａ×Ｓがオイルの行う仕事となる。この３ＰＡＳなる仕事を完了するまでかかる時間は、応答遅れとなる。

ここで、前述の従来例における、通常の気筒休止移行について考えてみると、４弁（４箇所）とも一度に弁停止移行することになるので、必要仕事は４ＰＡＳに増加し、もって気筒休止への変換応答性が悪化してしまう。また、高圧を作用させる規制ピンへの油通路は、本実施形態では３つであるのに対して、４つであり、その分、油通路からのオイル洩れが多く、もって作用油圧P自体も低下してしまう。この点からも変換応答性が一層悪化してしまうのである。

しかるに、本実施形態では、第２電磁切換弁６５からの第２信号油圧（高油圧）で作動させる規制ピン４７の数が従来例より少ない。すなわち、吸気側が従来は規制ピン数が２箇所だったのが１個所に減少し、吸気側・排気側全体で見れば従来は規制ピン数４箇所だったのが３個所に減少するのである。その結果、変換に要するオイル仕事（油圧仕事）を低減でき、また前述の洩れによる油圧低下も少ないため、気筒休止への移行応答性を高めることができる。また、その結果、第２電磁切換弁６５に油圧を供給するオイルポンプ６４の容量を増やさなくても済む。あるいは、このオイルポンプ６４を外し、第１電磁切換弁５５に油圧を供給するオイルポンプ５４に兼ねさせることも可能である。
ここで、１つの第２電磁切換弁６５のみで、下流の油圧経路を3経路に分岐させることだけで、吸気側第２弁停止機構１１ａの規制機構４６、排気側第3弁停止機構１１ｄ、１１ｅの各規制機構７６、７６の合計３つ全てを作動できることから、搭載面、コスト面でも有利となる。また、１つの第２電磁切換弁(第２油圧供給/供給停止変換手段)６５のみで、＃１気筒のＦ側吸気弁３ａと両排気弁７１ａ、７１ａの３弁全部の弁停止機構を一度に一緒に同時に弁停止態様に変換できるので、吸排気弁間の変換タイミングのズレも抑制でき、過渡性能が安定する。

このようにして、減筒運転状態に移行しても、図１４（３）に示すように、稼動気筒である＃２気筒は吸気弁の片弁作動状態に維持されており、吸気スワ−ル効果は維持され、機関各部のフリクションは＃１気筒の３弁の追加弁停止移行も加わって（さらなる動弁フリクション低減）、一層低減される。また、減筒運転により稼動＃２気筒での燃焼の高負荷シフトによって、サイクル効率が向上して燃費もさらに向上する。つまり、燃焼ガスが接する筒内表面積が減筒運転によりほぼ半減するので冷却損失なども低減するからである。

以上のように、燃費は一層向上するのであるが、とりわけ、本実施形態では、（３）で併せて吸気ＶＥＬによって大リフト・大作動角（例えばリフト量Ｌ４）に制御し、吸気ＶＴＣによってやや遅角側に制御することによって燃費をさらに向上させることができる。

すなわち、減筒運転に移行すると、稼動＃２気筒の負荷（トルク）をほぼ２倍に高める必要があるが、これに対し吸気弁閉時期を早閉じ側から下死点に近づける方策もあるが、この場合、リフト量は十分に高められないと共に、負荷を高めようとすると吸気弁閉時期が下死点に近づき、ポンプ損失低減効果が殆ど無くなってしまうのである。

そこで、前述のように、吸気ＶＥＬによって大リフト・大作動角に制御し、吸気ＶＴＣによってやや遅角側に制御するのである。そうすると、大リフトによって吸入空気量を増やしつつ、大作動角及び吸気ＶＴＣによる開閉時期遅角制御によって、吸気弁閉時期を下死点から十分に遅角させることでポンプ損失を抑制し、もって、通常の気筒休止の効果を十分に上回る燃費向上効果を得ることができる。

ここで、吸気弁閉時期を下死点から十分に遅角させるができているので、コンプレッションを減らせており、これにより回転変動を低減できると共に、吸気片弁停止効果である吸気スワ−ルによる燃焼安定化による回転変動低減効果も加わり、減筒運転による回転変動の増加およびそれに起因する車両振動の増加を抑制できる。この結果、減筒運転領域を低トルク側ないし低回転側にさらに広げることができるのである。

また、吸気弁閉時期を下死点から十分に遅角側へ制御させているので、発生する機関トルク自体を低くできることから、この意味からも燃費の良い減筒領域を低負荷・低回転側に広げることができる。つまり、図１３のＡＢ境界ラインを、回転変動や車両振動を抑制しつつ、低負荷・低回転側に広げ、車両ト−タルでの燃費を一層向上することもできる。

さらに、アクセルペダルを踏み込んで加速していくと、（４）で稼動気筒の負荷（機関トルク）を高めるため、スロットルバルブはほぼ全開を維持しつつ吸気弁閉時期を下死点付まで近づけて行く（例えばリフト量Ｌ３）。これにより、体積効率が高められて、燃費の良い気筒休止領域が高回転・高トルク側まで確保され、つまりＢＣ境界ラインを高回転・高トルク側に確保し、車両としての燃費を向上する。

そして、さらに機関回転数と機関トルクが高まると減筒運転では要求される機関トルクを出せなくなるので、（５）において全筒運転に変換される。すなわち、第２電磁切換弁６５への制御信号が再びオフとなり、図５Ａに示すように、第２・第3弁停止機構１１ａ、１１ｄ、１１ｅ（計３箇所）の規制ピン４７（計３つ）が各々リターンスプリング４２のばね力により図中右方に移動し、油圧ラッシアジャスタ１０ａ、７５ａ、７５bがロストモ−ション作動できる状態からシリンダヘッド１にロック固定された状態に３箇所同時に切り換わるのである。ここで、規制ピンの移動は油圧に頼らず各々リターンスプリング４２の機械的なばね力にて行われるので、３箇所同時変換であっても応答性の悪化は特に生じないし、変換作動も安定する。

これにより、図１４の（５）の気筒作動に示すように、＃１気筒も稼動を開始するのである。一方、両気筒とも吸気片弁状態は維持できており、（１）〜（５）までは吸気スワ−ルによる燃焼改善効果（燃費向上効果）を、この間、全筒運転、減筒運転によらずに得ているのである。

（５）において全筒運転に切り換わるので、リフト量Ｌ３で吸気弁閉時期下死点付近のままだと、機関トルクが急増してしまう。そこで、吸気ＶＥＬにより例えばＬ４といった大リフト（大作動角）に変化させ、さらに吸気ＶＴＣによって遅角制御することにより吸気弁閉時期を十分遅角側へ制御する。これにより、吸気充填効率を抑制し、ポンプ損失も抑制すると共に、全筒運転化でのトルク急増も抑制しつつ全筒運転における燃費を向上させることができるのである。

さらにアクセルペダルを踏み込んで加速していくと、要求機関トルクの増大に伴い、リフト（作動角）をＬ３まで低減し、吸気ＶＴＣを進角し、吸気弁閉時期を下死点付近まで進角していくが、（６）では全筒運転での機関トルクが十分には上がらなく、頭打ちとなる。なぜなら、片弁停止は、（１）〜（６）まで吸気スワ−ル効果により燃焼改善（燃費向上）に寄与してきたものの、全負荷に近い高負荷領域ではこの吸気スワ−ルにより吸気充填効率（体積効率）が抑えられてしまうからである。

そこで、ＣＤ境界ラインを超えた（７）において吸気弁の片弁停止をやめて両吸気弁の作動に切り換えるのである。つまり、第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃ（２箇所）の第１電磁切換弁(第１油圧供給/供給停止変換手段)５５へオン信号を出力すると、図４Ｂに示すように、規制ピン４２が左方向へ移動して油圧ラッシュアジャスタ１０ｂ、１０ｄがロストモ−ション作動していたのがシリンダヘッド１にロック固定されるため弁作動状態になるのである。ここでの変換応答性は２箇所のみの変換であるので良好である。つまり、前述の図１４の(２)から（３）に変化する際の規制ピン４７の３箇所変換よりさらに高応答とできるのである。したがって、その分、第１電磁切換弁５５へ油圧供給するオイルポンプ５４を小型化できたり、あるいはオイルポンプ５４自体を廃止し、第２電磁切換弁６５へ油圧供給するオイルポンプ６４を兼用することも可能である。

ここで、リフト量Ｌ３のまま両弁駆動にしてしまうと、機関トルクは急増してしまい、スロットルバルブの開度を絞らざるを得ず、この結果、ポンプ損失が増加し燃費が悪化してしまう。そこでリフト量を例えばＬ３とＬ４の間のＬ３.５とし、吸気ＶＴＣによってやや遅角側に制御する。これにより、適度に吸気弁閉時期を遅角できることで、機関トルクの急増を抑えると共に、スロットルバルブをほぼ全開に維持しつつポンプ損失を抑制して全筒運転・吸気両弁作動での燃費悪化を防止できる。また、全負荷に近い高負荷で吸入空気量も多いことから、吸気流動による冷却損失も増大する傾向にあるが、吸気両弁作動となったことから、吸気スワ−ル流動が減少するので、この冷却損失を低減でき、その面からも燃費向上できる。

さらに、アクセルペダルを踏み込むと、ほぼ最大トルク特性曲線に近い（８）となる。これは、吸気ＶＥＬによってリフト量を例えばＬ３に制御し、吸気ＶＴＣによってやや進角側に制御することによって、吸気弁閉時期を下死点付近まで適宜進角させるのである。ここで、機関回転数応じた最大充填効率となる進角量に設定すれば良く、例えば機関回転数増加に伴い、この吸気弁閉時期の進角量をやや減少させていけば良いのである。
なお、ＢＣ境界ラインを少し越えた（５）では、作動側吸気弁（Ｆ側）が最大リフト量Ｌ４の状態であり、弁停止側吸気弁（Ｒ側）でロストモ−ション量は最大のＭ４となってしまう。ここで、高回転になった場合を想定すると、前述のように円滑なロストモ−ション作動が得られなくなり不整挙動が発生する可能性がある。
しかしながら、このロストモ−ション量が最大のＭ４の状態では高回転域までは使用されないのである。すなわち、ＢＣ境界ラインから僅かに高回転側で使用されるだけで、レブリミットすなわち図１３においてトルクカ−ブが描かれた上限機関回転数に対して充分余裕がある。弁停止が行われ高回転まで回される可能性のあるＣ領域において、レブリミット迄達する最大リフト量は前述のＬ３.５であり、そのロストモ−ション量Ｍ３.５は、レブリミット機関回転数でも円滑なロストモ−ション作動が維持されているのである。

以上のように、（１）〜（８）まで加速する例について、本実施形態の効果を示した。この例では、吸気ＶＴＣによりバルブオーバーラップ（吸気弁開時期と排気弁閉時期との間の区間）の変化を抑制して筒内残留ガス量（内部ＥＧＲ）の過渡変化を抑制し、過渡燃焼が不安定になるのを防止する例を示した。

一方、排気ＶＴＣによりオ−バラップ変化を積極的に用いて、さらに燃費を向上させることも可能である。例えば、図１４の（１）に破線で示すように、暖機アイドリング運転時において、排気ＶＴＣによって排気弁の閉時期を進角制御させて負の大きなバルブオーバーラップを設け、残留ガスを最小にしてさらに燃費を向上させることもできる。通常のリフトカ−ブの開始部や終了部にはランプといわれる僅かな微小リフト区間が存在するが、バルブオーバーラップ区間（吸気弁開時期と排気弁閉時期との重なり区間）を充分抑制して、ランプ区間（微小リフト区間）のみでオーバーラップさせるようにし、筒内残留ガスを低減するのである。さらに吸気片弁停止によって、燃焼ガスが吸気系に逆流し筒内に再吸入する現象も抑制することもでき、それらの相乗効果で、筒内残留ガスを十分低減することができ、燃焼安定性と燃費が一層向上するのである。

なお、減速時は（８）〜（１）まで逆に変化するが、その過程で前述の加速時と同様の性能効果を得ることができる。

ここで、減速時における弁停止機構の切り換え応答性について考察すると、（７）から（６）では、第１弁停止機構（２箇所）が弁停止態様に移行するが、油圧ではなく各リタ−ンスプリングにより規制ピンが作動するため、安定的に作動し、さらに複数個所同時作動でも応答性悪化は特に生じない。
（５）から（４）では、第２・第３弁停止機構（３箇所）が第２信号油圧により弁停止態様に変換されるが、その際油圧により押し出される規制ピンは３つであり、従来の４つより少なく、もって前述のように切り換え応答性が向上する。
（３）から（２）では、第２・第３弁停止機構（３箇所）が弁作動態様に移行するが、油圧ではなく各リタ−ンスプリングにより規制ピンが作動するため、安定的に作動し、さらに複数個所同時作動でも応答性悪化は特に生じない。
以上のように、減速時においても弁停止機構の良好な切り換え応答性が得られる。
また、本実施形態では、片弁停止させる吸気弁３ａ、３ｂは、駆動カム５ａから近い側としているのは、遠い側の稼働吸気弁３ａ、３ｂ側に各バルブスプリング１２のばね荷重を作用させて揺動カム７全体に大きなモ−メントを安定的に発生させ、それにより、作動側吸気弁のリフト特性の安定化を狙ったためである。
〔第２実施形態〕
図１５〜図１８は第２実施形態を示し、図１５に示すように、吸気弁３ａ〜３ｂ側の動弁系には、第１実施形態とは異なり吸気ＶＥＬを設けていない。すなわち、＃１、＃２気筒の４つの吸気弁３ａ〜３ｂは、吸気側カムシャフト８０の外周に一体に形成された卵形の４つの回転カム８０ａによって各スイングアーム６とローラ１４を介して開閉作動するようになっている。

また、＃２気筒の吸気弁３ｂの弁停止機構（R側）は第１実施形態と同様に弁停止安定型であるが、同じく弁停止安定型の＃１気筒の吸気弁の第１弁停止機構１１ｂ（R側）を制御する第１電磁切換弁５５とは別の第３電磁切換弁９０により制御されるようになっている。したがって、本実施形態における前記＃２気筒の吸気弁３ｂの弁停止機構（R側）は、第１実施形態における第１弁停止機構１１ｃ（R側）と構造的には同一であるものの（図４）、制御する電磁弁が異なるため、区別する意味で、第４弁停止機構１１fと称する。
４つの排気弁７１ａ〜７１ｂの動弁機構については、第１実施形態の図２と同様である。

図１６図は制御システム図を示し、＃１気筒のＲ側吸気弁３ａの第１弁停止機構１１ｂは、第１実施形態と同様に第１電磁切換弁５５により制御されるが、＃２気筒のＲ側吸気弁３ｂの第４弁停止機構１１ｆは、前述のように別個の第３電磁切換弁９０により制御される。すなわち、＃２気筒のＲ側吸気弁３ｂの第４弁停止機構１１ｆは第１実施形態の第１弁停止機構１１ｃと同様に弁停止安定型であるが、同じく弁停止安定型の＃１気筒の第１弁停止機構１１ｂ（R側）を制御する第１電磁切換弁５５とは別の第3電磁切換弁９０により独立して制御されるようになっている。そして、第3電磁切換弁９０には別の第３オイルポンプ９１からの油圧を供給するようになっている。

本実施形態の始動性効果は第１実施形態と同様であるが、以下に補足説明すると、機関停止時には、各オイルポンプ５４，６４，９１の油圧が作動していないので、第１弁停止機構１１ｂ及び第４弁停止機構１１ｆは弁停止態様となっており、一方、第２弁停止機構１１ａは駆動（弁作動）態様になっている。

したがって、図１８の（１）の気筒作動に示すように、＃１、＃２両気筒の片側（Ｒ側）の両吸気弁３ａ、３ｂは停止状態になり、他の吸排気弁３ａ、３ｂは弁作動態様、すなわち両気筒とも吸気片弁態様になっている。

機関始動のためのクランキングが開始されて、始動燃焼が開始されても、オイルポンプ５４、６４，９１の油圧が立ち上がらないので前記の状態は維持される。

また、第１電磁切換弁５５信号及び第２電磁切換弁６５信号及び第３電磁切換弁９０信号ともオフ制御され、すなわち各信号油圧はポンプ油圧でなくドレン通路４５，６６、９２と連通し、各信号油圧は低圧しか作用し得ない状態となっており、オイルポンプ５４，６４，９１の油圧が早めに立ち上がった場合でも、前記状態を維持できるようになっている。

ここで、機関始動時は機関温度が低く燃焼不良になるおそれがあるが、片側吸気弁停止による吸気スワ−ルにより燃焼が改善される。また、低い機関温度に起因して機関フリクションが増大しており、要求吸入空気量が大きく、図１８の（１）のスロットル開度に示すように、ほぼ全開のスロットル開度が求められている。ここで、前述の片側吸気弁停止により機関フリクションが低減できる。その結果、始動フリクションが低減されて始動性が向上されるのである。

さらに、本実施形態では、油圧ベーン式の吸気ＶＴＣが図外のバイアススプリングにより最遅角安定するように構成され、油圧ベーン式の排気ＶＴＣが図外のバイアススプリングにより最進角安定するように構成されている。したがって、油圧の作用しない始動時にも、これらの位置に安定する。

したがって、本実施形態は、図１８の（１）の吸排気作動に示すような、バルブタイミングになる。すなわち、本実施形態では、吸気弁閉時期が下死点より十分遅閉じとなるので、コンプレッションやポンプ損失が低減でき、大幅に始動性が向上する。ここで、吸気弁閉時期が下死点より十分遅閉じにすると、有効圧縮比が低下して一般的には燃焼が悪化するおそれがあるが、前述の吸気スワ−ル効果によってリカバーあるいは一層遅閉じとし、一層コンプレッションやポンプ損失を低減することもできるので始動性能を一層高められる。

次に、暖機完了後のアイドリング運転時では、機関各部のフリクションが低下しており、また機関回転数は、燃費を向上するために始動燃焼時（例えば１０００ｒｐｍ）よりおさえている（例えば６００ｒｐｍ）。よって、図１８の（１）のスロットル開度の上側に示すように、スロットル開度は中開度まで絞られている。

この暖機アイドリング運転状態でも、アイドリングの品質要求から、アイドリング回転変動を抑制するための良好な燃焼が求められる。

したがって、第１電磁切換弁５５信号及び第２電磁切換弁６５信号第３電磁切換弁９０信号ともオフが継続され、つまり、始動時と同様の吸排気弁状態が継続され、片側吸気弁停止による吸気スワ−ルにより燃焼改善と、吸気弁遅閉じによるコンプレッションやポンプ損失が低減によって燃費が向上するだけでなく、アイドリング回転変動の低減にも貢献できる。

このとき、吸気ＶＴＣによって十分遅角側に制御されているので、吸気弁開時期も遅れてバルブオーバーラップは生成されなく負になっている。通常のリフトカ−ブの開始部や終了部にはランプといわれる僅かな微小リフト区間が存在するが、バルブオーバーラップ区間（吸気弁開時期と排気弁閉時期との間の区間）を充分抑制して、ランプ区間（微小リフト区間）のみでオーバーラップさせるようにして筒内残留ガスを低減するのである。さらに吸気片弁停止によって、燃焼ガスが吸気系に逆流し筒内に再吸入する現象も抑制することもでき、それらの相乗効果で、筒内残留ガスを十分低減することができ、燃焼安定性と燃費が一層向上するのである。

ここで、吸気弁の閉時期を遅閉じに制御すると、有効圧縮比が低下して一般的には燃焼が悪化しがちだが、前述の吸気スワ−ル効果及び残留ガス低減効果によってリカバーないし一層遅閉じとし一層コンプレッションやポンプ損失を低減することができるのでアイドリング運転時の燃費がさらに向上し、回転変動もさらに低減させることができる。

次に、図１７及び図１８に示す暖機アイドリングの運転条件（１）から最大トルク付近の運転条件（１０）まで、加速する過程（（１）⇒（２）⇒（３）⇒（４）⇒（５）⇒（６）⇒（７）⇒（８）⇒（９）⇒（１０））を一例にして、本実施形態の種々の効果について説明する。

ここで、図１７は稼動気筒数・作動弁数マップ（横軸機関回転数、縦軸機関トルク）を示し、最も低い回転数、低いトルク側の領域Ａでは、全気筒（＃１、＃２）とも稼動し、全気筒の吸気弁３ａ〜３ｂは片弁作動（Ｆ側吸気弁３ａ、３ｂは駆動され、Ｒ側吸気弁３ａ、３ｂは弁停止）となっている。領域Ａよりやや回転が高いか、あるいはやや機関トルクが高い領域Ｂは、減筒・片弁の領域、つまり＃１気筒は吸気弁３ａ、３ａと排気弁７１ａ、７１ａが全て弁停止した気筒休止態様で、＃２気筒はＲ側吸気弁３ｂは継続して弁停止で、Ｆ側吸気弁３ｂ及び両排気弁７１ｂ、７１ｂは駆動された吸気片弁態様となっている。

図１７に示す領域Ｂよりやや回転が高いか、やや機関トルクが高い領域Ｅでは、減筒・両弁の領域、つまり＃１気筒は気筒休止状態が継続し、稼動＃２気筒の吸気弁は両弁作動に変化する。（第１実施形態には領域Ｅが存在しない）
前記Ｅ領域より回転が高いか、機関トルクが高い領域Ｃは、全筒・片弁の領域、つまり＃１気筒、＃２気筒ともに稼動し、両気筒とも全ての吸気片弁停止となっている。

前記Ｃ領域より回転が高いか、機関トルクが高い領域Ｄは、全筒・両弁の領域、つまり＃１気筒、＃２気筒とも稼動し、両気筒とも全ての吸排気弁が駆動される。

ここで、本実施形態の場合は、減筒状態において、低機関トルク側ないし低回転側のB領域では、第１実施形態と同様に片弁停止態様によるフリクション低減効果と吸気スワ−ルによる燃焼改善効果によりさらに燃費や燃焼安定性を向上させることができ、燃費の良い減筒状態をより低回転・低負荷側に拡大できる。

一方、高機関トルク側あるいは高回転側のＥ領域では、常時稼動＃２気筒の両吸気弁作動態様によりトルクの向上を得ることができ、燃費の良好な気筒休止領域を実施形態１よりさらに高機関トルクまで拡大できるのである。この気筒休止領域の高トルク側への拡大は、車両トータルでの燃費向上に有利である。トランスミッションがハイギヤ−ドな車両にあっては、高機関トルクの使用頻度が高まるため特に有利である。

（１）〜（１０）まで、加速する過程について具体的に検討すると、図１７及び図１８に示すように、暖機アイドリング運転（１）からアクセルペダルを踏み込んで、機関トルク、機関回転数が増加していくと、（２）でスロットル開度をほぼ全開まで増大していく。

また、排気ＶＴＣによって排気弁７１ａ〜７１ｂの開閉時期を遅角側に制御するが、これにより排気弁開時期が下死点付近まで遅角されるので、燃焼圧を有効にピストン仕事に変換でき、つまり有効膨張比が高まり、サイクル効率を向上させ燃費を向上できるのである。

一方、負のバルブオーバーラップから僅かな正のバルブオーバーラップに変化するが、スロットル大開度に起因して吸気マニフォールド内の負圧が減少しており、筒内残留ガスがさほど増加したりはせず、残留ガスに起因する燃焼不安定は抑制される。この結果、有効膨張比増加の影響の方が支配的となり、燃費が向上するのである。また、吸気弁の遅閉じによるポンプ損失低減は継続しており、その分さらに燃費が向上するのである。

ここで、暖機アイドリング運転（１）から低回転低負荷の（２）まで間は、機関回転変動が車体振動や違和感として運転者に感じやすい運転領域であり、回転変動を抑える要求が強い。したがって、回転変動の基本的に小さい全筒運転が求められており、その前提で前述のように、燃費を向上させ、さらに吸気片弁での吸気スワ−ルによる燃焼改善（燃焼安定化）によって回転変動を抑制するのである。

運転領域（２）からＡＢ境界ラインを超えると、（３）で吸気片弁を維持しつつ減筒態様になる。つまり、第２・３弁停止機構１１ａ・１１ｄ・１１ｅ（３箇所）を変換する第２電磁切換弁６５にオン信号が送られ、＃１気筒が気筒休止状態（４つの吸排気弁３ａ、３ａ、７１ａ、７１ａが全て停止状態）に移行する。

前記４つの吸排気弁３ａ、３ａ、７１ａ、７１ａのうち、R側吸気弁は元々停止状態にあるので、弁停止状態に新たに移行するのは、３弁（３箇所）だけである。具体的には、＃１気筒のＦ側吸気弁３ａの第２弁停止機構１１ａと、＃２気筒のＦ側排気弁７１ａの第３弁停止機構１１ｄ、＃１気筒のＲ側排気弁７１ａの第３弁停止機構１１ｅの３つだけである。

これらの弁停止機構は、図１０に示す弁作動安定型弁停止機構に分類され、信号油圧が高圧となると、３つのピンが高油圧により押し出され、各々ロストモ−ション状態に移行することで弁停止移行するのである。

したがって、本実施形態でも、第１実施形態と同様の作用により、高油圧で作動させるピンの数が従来例（４つ）より少ないため、変換に要するオイル仕事を低減でき、また作用油圧の低下も少ないため、気筒休止への移行応答性を高めることができるのである。また、吸気弁と排気弁が一度に弁停止移行するので、吸気弁・排気弁の変換タイミングのズレも抑制できるのである。

また、（３）の減筒運転状態では、図１８に示すように、稼動気筒は吸気弁片弁態様に維持されており、吸気スワ−ル効果は維持され、機関フリクションは＃１気筒の３弁の追加停止状態移行も加わることから一層低減される。また、減筒運転により、稼動気筒＃２での燃焼の高負荷シフトにより、サイクル効率が向上し、燃費もさらに向上する。すなわち、燃焼ガスが接する筒内表面積が減筒運転によりほぼ半減するので、冷却損失なども低減するからである。

また、吸気スワ−ルによる燃焼安定化による回転変動低減効果も加わり、減筒運転による回転変動の増加およびそれに起因する車両振動を抑制できる。この結果、減筒運転領域を低トルク側ないし低回転側に広げることができるのである。

すなわち図１７のＡＢ境界ラインを、回転変動や車両振動の増大を抑制しつつ、低負荷・低回転側に広げて車両ト−タルでの燃費を一層向上することもできる。

本実施形態について補足説明すると、（３）で併せて吸気ＶＴＣによって中程度まで進角制御するのである。すなわち、減筒運転に移行すると、稼動している＃気筒の負荷（トルク）をほぼ２倍に高める必要があるが、そのために吸気弁閉時期を中程度まで進角制御するのである。

一方、負荷増大により、筒内残留ガスに対する燃焼耐力がでてきるので、正バルブオーバーラップを増加させ、筒内残留ガスを増加させ（比熱比向上）、燃費を一層改善することもできる。

さらに、アクセルペダルを踏み込んで加速していくと、（４）で稼動気筒の負荷（機関トルク）を高めるため、スロットルバルブはほぼ全開を維持しつつ吸気ＶＴＣによって進角制御して吸気弁閉時期を下死点付近に近づけて行って体積効率を高め、減筒領域を高回転・高トルク側まで確保するのである。一方、さらなる負荷増大により、筒内残留ガスに対する燃焼耐力がさらにでてきるので、正バルブオーバーラップをさらに増加させ、筒内残留ガスをさらに増加させ、燃費を一層改善することができる。

しかし、さらに回転・トルクが高まると減筒且つ吸気片弁運転では要求される機関トルクを出せなくなる。そこで、（５）で常時稼動＃２気筒は吸気両弁作動に切り換わるのである。つまり、第３電磁切換弁９０への制御信号がオンに変化し（第１電磁切換弁５５はオフ継続、第２電磁切換弁６５はオン継続）、＃２気筒のＲ側吸気弁３ｂの第４弁停止機構１１ｆの油圧ラッシュアジャスタ１０ｄがロック固定され、弁作動態様に変化し、＃２気筒では両吸気弁３ｂ、３ｂの作動に切り換わる。

その際、稼動気筒（＃２気筒）の一方の吸気弁だけの切換えなので応答性が良好となり、スム−ズな加速性が得られる。

（５）では、＃２気筒の両方の吸気弁３ｂ、３ｂの弁作動となるため、（４）と同じバルブタイミングではトルク急増感がでてしまうことから、図１８（５）に示すように、吸気ＶＴＣによって吸気弁をやや遅角制御させたやや進角した位相まで変換するので、（４）→（５）でのトルク急増を抑制できる。

さらに、機関トルクと回転数が上昇し（６）に至ると、吸気ＶＴＣによって再び充分進角した位相まで進角制御し充填効率を最大限に高める。一方、この充填効率アップに伴い、排気ガスの絶対量も増えるので、排気ＶＴＣによって排気弁を中位相まで進角制御し、排気弁開時期をやや早めて排気ガス量増大に伴う排気押し出し損失を低減し、機関トルクを高めるのである。これにより、燃費の良い減筒領域を機関トルクないし回転が高い側に拡大し、もって車両ト−タルでの燃費を向上するのである。

前述のように、トランスミッションがハイギヤ−ドな車両にあっては、高機関トルクの使用頻度が高まるため、この稼動気筒の両吸気弁作動による気筒休止（減筒）領域のさらなる高トルク側への拡大は、車両トータルでの燃費向上に一層有利である。

さらに、機関トルクや回転数が上昇すると、減筒態様では、要求機関トルクを出せなくなり、（７）で全気筒稼動状態としかつ各気筒の吸気弁を片弁停止に移行させる。すなわち、（１）と同様に、第１・第２・第３電磁切換弁の全てにオフ信号を出力するのである（第１電磁切換弁５５にオフ信号継続出力、第２電磁切換弁６５にオン信号からオフ信号出力、第３電磁切換弁９０にオン信号からオフ信号出力）。すなわち、第２電磁切換弁６５にオフ信号を出力し、第２・第3弁停止機構１１ａ・１１ｄ・１１ｅ（３箇所）を弁作動態様に変換し、第３電磁切換弁９０にオフ信号を出力して第４弁停止機構１１ｆを弁停止態様に変換する。

これらの４つの弁停止機構の変換は、油圧による変換作動ではなく、リターンスプリング４３のばね力による作動であるため、第２・第３電磁切換弁６５、９０が同時に作動して、これらの４つの弁停止機構が同時に変換されても、複数同時変換による応答性の悪化は特になく、変換作動も安定する。したがって、切換応答性は良好になって円滑な加速性能が得られる。

ここで、減筒運転から全筒運転に切り換わるので、バルブタイミングを変えないとトルクが急増してしまうので、吸気ＶＴＣによって中程度まで遅角制御してトルク急増を抑える。これにより、中高トルク域でも吸気スワ−ルにより、燃焼・燃費を高めることができる。

さらに、機関トルクや回転数が上昇し（８）に至ると、充填効率を高めるために、吸気弁ＶＴＣによって吸気弁やや進角側に制御して機関トルクを高める。

しかし、さらに回転・トルクが高まると全筒運転とはいえ、吸気弁の片弁運転では要求される機関トルクを出せなくなる。そこで、（９）で両気筒とも両吸気弁作動に切り換わるのである。すなわち、Ｒ側の第１弁停止機構１１ｂと第４弁停止機構１１ｆを弁作動状態に変換する。ここで、信号油圧による規制ピン４２の押し出し仕事が行われるのは、＃１気筒のＲ側の吸気弁（第１弁停止機構１１ｂ）と＃２気筒のＲ側の吸気弁（第４弁停止機構１１ｆ）の２個所のみであり、したがって、切換応答性は良く、円滑な加速性能が得られる。ここで、図１６に示すように、第３電磁切換弁９０（第４弁停止機構１１ｆ）に油圧を供給するオイルポンプ９１が別個に設けられているが、第１電磁切換弁５５（第１弁停止機構１１ｂ）に油圧を供給するオイルポンプ５４に兼ねさせても良い。前者の場合は、各弁停止機構の切り換え応答性が向上し、後者の場合はエンジンシステムが簡素化される。

また、ここで、両吸気弁作動になると、トルクが急増してしまうので、吸気ＶＴＣを中程度まで遅角してトルク急増を抑える。

そして、さらに、アクセルを踏むと、ほぼ最大トルク特性曲線に近い（１０）となる。これは、吸気ＶＴＣにより吸気弁閉時期を下死点付近まで適宜進角制御し、回転数応じた最大充填効率となる進角量に設定すれば良い。

なお、減速時は（１０）から（１）まで逆に変化するが、その過程で前述の加速時と同様の性能効果を得ることができる。

次に、減速時における弁停止機構の切り換え応答性について考察すると、基本的に第１実施形態と同様であるから、本実施形態に特有の部分を補足説明する。
（７）から（６）では、＃１気筒の第２・第３弁停止機構（移動ピン３つ）が第２電磁切換弁６５からの信号油圧により同時に弁停止移行するが、従来例相当（移動ピン４つ）よりは応答性では有利である。一方、＃１気筒の第４弁停止機構（移動ピン１つ）も第３電磁切換弁９０（第４弁停止機構１１ｆ）からの信号油圧により弁作動移行するが、第３電磁切換弁９０へ油圧を供給するオイルポンプ９１は第３電磁切換弁９０専用であるため、第２・第３弁停止機構（移動ピン３つ）の切り換え応答性への影響はない。
（５）から（４）では、第４弁停止機構（移動ピン１つ）が第３電磁切換弁の信号油圧オフにより、リタ−ンスプリングにより弁作動に移行し、良好な応答性が得られる。

以上、第１、第２実施形態について説明してきたように、始動性能や燃費性能などの諸性能を高められ、また特に重要な加速過程の弁停止機構の変換応答性を高められ、さらには減速過程の変換応答性も高めることができる。

前記各実施形態では、切り換えエネルギーを油圧とした例を示したが、これによれば、各電磁切換弁の下流側に油圧経路を複数設けることで、複数弁停止機構を一度に同時に変換できるという利点を有している。
また、実施形態では、各油圧を供給するオイルポンプを複数設けた例を示したが、単一のオイルポンプで兼用しても構わない。

一方、油圧に代えて電磁力によるエネルギ−とし、各弁停止機構の各規制ピン（移動ピン）の移動を、例えば電磁ソレノイドバルブのオン−オフ作動そのものとリタ−ンスプリングによって直接的に制御することも考えられる。

この場合、弁停止安定型や弁作動安定型の相違については、油圧の場合と同様に、リターンスプリングが規制ピンを押し付けた場合にラッシアジャスタがロストモ−ション状態であるか、シリンダヘッド固定状態になるだけの問題で、この電磁力式などでも容易に具体化できる。このような、例えば電磁力を切り換えエネルギ−に使う場合では、油圧ポンプからの油圧エネルギ−が得られにくい、内燃機関の極低回転（含む、機関停止）や、極冷機時などでもスム−ズな変換作動が得られる。

また、これらの弁停止機構は、スイングア−ムの支点となる油圧ラッシアジャスタに設け、該油圧ラッシアジャスタを直接シリンダヘッド１の保持孔に摺動させる例を示したが、該保持孔に鉄系材料を用いたカラ−を介在させて、該カラー内にラッシアジャスタを摺動させても良い。そうすると、シリンダヘッド１がアルミやマグネシウムのような材料であった場合でも耐磨耗性を向上できる。

また、前記スイングア−ムの支点となる油圧ラッシアジャスタ以外の他の部位を弁停止機構とすることも可能である。

例えば、前記ロストモ−ション機構を、スイングア−ムの内部に設けても構わない。この場合、例えば、特表２００９−５０３３４５などに示すような、メインスイングアームに変位（ロストモーション）できるローラエレメントを設け、このローラエレメントとメインスイングアームを締結ないし非締結を切り替えることで弁停止機構とすればよい。

すなわち、本発明の主旨を逸脱しない範囲で種々の構成に適用でき、例えば、特開２０１０−２７０６３３号公報に示すような、油圧ラッシアジャスタを持たないリフタ型の動弁機構にも適用できる。この場合、特開昭６３−１６１１２号公報に示すような、リフタに内蔵する弁停止機構を用いればよいのである。

また、前記実施形態では直列２気筒の例を示したが、その構成要素を２倍の数とし、直列４気筒に展開するのも可能であり、３倍の数とし、直列６気筒に適用してもよい。さらには、直列６気筒での構成要素を２つのバンクに分け、V型６気筒に展開することも可能であり、特に直列２気筒に限定される訳ではなく、広く適用が可能である。
例えば、V型６気筒に用い、一方のバンクを気筒休止可能気筒とし、他方のバンクを常時稼動気筒としても良い。この場合、気筒休止可能気筒において、吸気弁側は本実施形態１ないし２と同様に弁停止機構により弁停止移行し、排気弁側は零リフト変換する弁停止機構は用いずに、特開２０１１-１１７３９９に示すように排気ＶＴＣのピ−クリフト位相を下死点付近まで進角することで、実質的な気筒休止を実現するようにしても良い。

前記実施形態から把握される前記請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。
〔請求項ａ〕請求項１に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
気筒毎に設けられた一対の排気弁と、
前記一部の気筒における前記一対の排気弁を開閉作動させる弁作動状態と開閉作動を停止させる弁停止状態を切り換える第３弁停止機構と、を有し、
前記第３弁停止機構は、切り換えエネルギーが供給されると弁停止状態となり、切り換えエネルギーの供給が停止されると弁作動状態となるように構成されると共に、
前記第２弁停止機構が、前記一部の気筒における他方の吸気弁を弁停止状態とする際、前記第３弁停止機構が、前記一部気筒における一対の排気弁も弁停止状態とするように構成したことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、気筒休止移行時に、他方側の一つの吸気弁に加え、一対の排気弁を同時に閉じることから、一部の気筒を気筒休止移行する際に、吸気弁の作動停止と排気弁の作動停止のタイミングのずれを抑制できる。
〔請求項ｂ〕 請求項ａに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１弁停止機構は、全気筒に渡って、前記一対の吸気弁のうち一方の吸気弁の弁作動状態と弁停止状態とを切り換えることを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、機関の始動時から全気筒の吸気弁を片弁停止状態とできるので、大きなフリクション低減効果が得られると共に、吸気スワールによる燃焼改善効果が全気筒に亘って得られる。この結果、さらに良好な始動性を実現できる。
〔請求項ｃ〕 請求項ｂに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１弁停止機構と第２弁停止機構と第３弁停止機構への切り換えエネルギーの供給を停止する全筒運転吸気片弁作動領域と、
前記第１弁停止機構への切り換えエネルギーの供給を停止すると共に前記第２弁停止機構及び第３弁停止機構に切り換えエネルギーを供給する減筒運転吸気片弁作動領域と、
切り換えエネルギーを前記第１弁停止機構へ供給すると共に、前記第２弁停止機構及び第３弁停止機構への切り換えエネルギー供給を停止する全筒運転吸気両弁作動領域と、
を有することを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、全気筒（全筒）運転時と減筒運転時の両方において、吸気スワールにより燃焼を向上できる。また、この効果により、特に、減筒運転における低機関トルク側ないし低回転側領域での機関回転変動（減筒運転制約のネック）を抑制することで、減筒運転領域を低機関トルク側ないし低回転側に拡大し、車両トータルでの燃費を向上できる。
〔請求項ｄ〕請求項ａに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記複数気筒の前記一部気筒を除く残気筒の一対の吸気弁うち、一方の弁作動状態と弁停止状態を切り換える第４弁停止機構を設けると共に、該第４弁停止機構は、切り換えエネルギーが供給されると弁作動状態となり、切り換えエネルギーの供給が停止すると弁停止状態となるように構成されたことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、始動時から全気筒を吸気片弁停止態様とできるので、フリクション低減効果、吸気スワ−ルによる燃焼改善効果を全気筒に渡って得られ、良好な始動性を実現できるだけでなく、減筒運転領域において、稼動気筒は両吸気弁作動態様と吸気片弁停止態様のどちらも選択できる。その結果、減筒運転領域における低機関トルク側ないし低回転側では、吸気片弁停止態様によりフリクション低減効果、吸気スワ−ルにより一層燃費を向上できると共に、片弁停止による燃焼安定・回転変動抑制効果により、燃費の良い減筒領域を一層低機関トルク側ないし低回転側に拡大できる。さらに、減筒運転領域における高機関トルク側ないし高回転側では、両吸気弁作動態様によりトルクの向上を得ることができ燃費の良い減筒領域をより高機関トルク側ないし高回転側まで拡大できる。以上により、車両ト−タルでの燃費を一層向上できる。
〔請求項ｅ〕 請求項ｄに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１弁停止機構と第２弁停止機構と第３弁停止機構と第４弁停止機構への切り換えエネルギーの供給を停止する全筒運転吸気片弁作動領域と、
前記第１弁停止機構と第４弁停止機構へ切り換えエネルギーの供給を停止すると共に、前記第２弁停止機構及び第３弁停止機構に切り換えエネルギーを供給する減筒運転吸気片弁作動領域と、
前記第１弁停止機構への切り換えエネルギーの供給を停止すると共に、前記第２弁停止機構と第３弁停止機構と第４弁停止機構に切り換えエネルギーを供給する減筒運転吸気両弁作動領域と、
前記第１弁停止機構と第４弁停止機構に切り換えエネルギーを供給すると共に、前記第２弁停止機構と前記第３弁停止機構への切り換えエネルギー供給を停止する全筒運転吸気両弁作動領域と、
を有することを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、請求項ｄと同様の作用効果が得られる。
〔請求項ｆ〕 請求項ａに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記切り換えエネルギーを、油圧エネルギーとしたことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、切り換えエネルギ−供給/供給停止変換手段である油圧供給/供給停止変換手段の下流に油圧経路を複数分岐させて設けることによって、複数弁の停止機構を一度に変換できるので、構造が複雑化せず、また弁停止機構間でのタイミングのズレが発生しにくい。
〔請求項ｇ〕 請求項ｃまたはｅに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
吸気弁と排気弁のリフト特性における位相またはリフト量を変化させることのできる可変動弁装置を有することを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明では、バルブタイミング制御装置ＶＴＣとリフト可変機構VELを利用したもので、弁停止ないし弁作動の組合せによる諸性能向上の効果を一層高めることができる。
〔請求項ｈ〕 請求項ｆに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記吸気弁と排気弁は、ラッシアジャスタを揺動支点として揺動するスイングアームにより開閉作動され、
前記第１弁停止機構と第２弁停止機構と第３弁停止機構は、前記スイングアームの揺動量を吸収するように前記ラッシアジャスタを移動可能とすることにより弁停止状態とするロストモーション機構であることを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｉ〕
請求項ｈに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１弁停止機構と第２弁停止機構及び第３弁停止機構は、前記ラッシアジャスタを軸方向へ移動可能に保持する保持孔と、前記ラッシアジャスタを前記スイングアームに当接させるように付勢するスプリングと、前記ラッシアジャスタを前記保持孔の所定の位置でそれぞれ係止する第１係止機構と第２係止機構と、を有することを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｊ〕
請求項ｉに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１弁停止機構が有する第１係止機構は、前記ラッシアジャスタ内の軸直角方向に保持され得る第１ピンと、該第１ピンを前記保持孔の周壁（シリンダヘッド）側へ付勢する第１ピンばねと、前記保持孔の周壁内に前記第１ピンが嵌合する第１嵌合孔と、該第１嵌合孔内周に油圧を供給する油通路を設け、前記第１嵌合孔に油圧が供給されていない場合には、前記第１ピンが前記第１嵌合孔内に全体が収容され、前記ラッシアジャスタが前記保持孔内を移動可能に設定されたことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｋ〕
請求項ｉに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記第２弁停止機構及び第３弁停止機構が有する第２係止機構は、前記ラッシアジャスタ内の軸直角方向の摺動孔に摺動可能に保持された第２ピンと、該第２ピンを前記保持孔の周壁（シリンダヘッド）側へ付勢する第２ピンばねと、前記保持孔の周壁内に前記第２ピンが嵌合する第２嵌合孔と、該第２嵌合孔内周に油圧を供給する油通路を設け、前記第２嵌合孔に油圧が供給されていない場合には、前記第２ピンが前記第２嵌合孔と前記ラッシアジャスタ内の摺動孔との間に跨って配置され、前記ラッシアジャスタが前記保持孔内を移動不可能に設定されていることを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｌ〕
請求項ｃに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
機関の始動時またはアイドル運転時には、全筒運転吸気片弁作動領域を適用することを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、有効圧縮比が低い場合であっても、吸気片弁停止（片弁作動）による吸気スワールが生じるため良好な燃焼が行われ、さらに全筒運転による爆発間隔短縮、吸気片弁停止によるフリクション低減などから良好な始動性が得られ、またアイドル運転時には燃費が良好になり、機関回転変動も低減できる。
〔請求項ｍ〕
請求項ｇに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
機関の始動時またはアイドル運転時には、排気弁の閉タイミングを進角側へ変化させることを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、機関始動時に排気弁の閉タイミングを進角させることによって、吸気弁の開時期と排気弁の閉時期との間のバルブオーバーラップ区間を抑制して、ランプ区間（微小リフト区間）のみでオーバーラップさせるようにし、さらに吸気片弁停止により燃焼ガスが吸気系の逆流し筒内に再吸入する現象も抑制することとの相乗効果で、筒内残留ガスを十分低減することができ、燃焼安定性が一層向上する。
〔請求項ｎ〕
請求項ｌに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
機関の始動時またはアイドル運転時の全筒運転吸気片弁作動領域から機関トルク・回転数の増加に応じて順に減筒運転吸気片弁作動領域、全筒運転吸気片弁作動領域、全筒運転吸気両弁作動領域を有することを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｏ〕
請求項ｅに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
機関の始動時またはアイドル運転時から機関トルク・回転数の増加に応じて順に全筒運転吸気片弁作動領域、減筒運転吸気片弁作動領域、減筒運転吸気両弁作動領域、全筒運転吸気片弁作動領域、全筒運転吸気両弁作動領域を有することを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｐ〕 請求項ｈに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１弁停止機構は、前記一部の気筒の一対の吸気弁のうちの一方の吸気弁と前記一部の気筒以外の他の気筒の一対の吸気弁のうち一方の吸気弁に対応するスイングアームに設けられていると共に、前記第２弁停止機構は、前記一部の気筒の一対の吸気弁のうち他方の吸気弁に対応するスイングアームに設けられ、
前記第３弁停止機構は、前記一部の気筒の一対の排気弁に対応するスイングアームに設けられていることを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｑ〕 請求項ｐに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、油圧供給/供給停止変換手段の下流に複数の油圧通路が分岐形成され、各油圧通路が、吸気側の前記第２弁停止機構または排気側の第３弁停止機構に連結されていることを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、一度に吸気弁と排気弁の弁停止をできる。

１…シリンダヘッド
１ａ…保持穴
３ａ、３ａ…＃１気筒側の第１、第２吸気弁
３ｂ、３ｂ…＃２気筒側の第１、第２吸気弁
５…駆動軸
５ａ…駆動カム
６…スイングアーム
６ａ…一端部
６ｂ…他端部
７…揺動カム
８…伝達機構
９…制御機構
１０ａ、１０ｂ…＃１気筒の吸気側第１、第２油圧ラッシアジャスタ（支点部材）
１０ｃ、１０ｄ…＃２気筒の吸気側第３、第４油圧ラッシアジャスタ(支点部材)
１１ａ…第２弁停止機構
１１ｂ、１１ｃ…第１弁停止機構
１１ｄ、１１ｅ…第３弁停止機構
１１ｆ…第４弁停止機構
１２…吸気側バルブスプリング
１３…軸受部
１４…ローラ
２４…ボディ
２７…プランジャ
２７ｂ…先端頭部
３４…摺動用孔
３５…ロストモーションスプリング(付勢部材)
３６…規制機構
３８…移動用孔
３９…規制用孔
４０…リテーナ
４１…摺動ピン
４２…規制ピン
４３…リターンスプリング
４４…油通路孔
４５、６６、９２…ドレン通路
５４、６４、９１…オイルポンプ
５５…第１電磁切換弁
６５…第２電磁切換弁
９０…第３電磁切換弁
７１ａ、７１ａ…＃１気筒側の第１、第２排気弁
７１ｂ、７１ｂ…＃２気筒側の第１、第２排気弁
７２…排気側バルブスプリング
７３…排気側カムシャフト
７３ａ…回転カム
７４…排気側スイングアーム
７５ａ、７５ｂ…＃１気筒の排気側第１、第２油圧ラッシアジャスタ(支点部材)
７５ｃ、７５ｄ…＃２気筒の排気側第３、第４油圧ラッシアジャスタ(支点部材)

Claims (3)

1. 複数気筒を有する内燃機関において、
   気筒毎にそれぞれ設けられた一対の吸気弁及び一対または単一の排気弁と、
   前記一部の気筒の前記一対の吸気弁のうち、一方の吸気弁を開閉作動させる弁作動状態と開閉作動を停止させる弁停止状態を切り換える第１弁停止機構と、
   前記一部の気筒における前記一対の吸気弁のうち、他方の吸気弁を開閉作動させる弁作動状態と開閉作動を停止させる弁停止状態を切り換える第２弁停止機構と、を有し、
   前記第１弁停止機構は、切り換えエネルギーが供給されると弁作動状態となり、切り換えエネルギーの供給が停止されると弁停止状態となるように構成され、
   前記第２弁停止機構は、切り換えエネルギーが供給されると弁停止状態となり、切り換えエネルギーの供給が停止されると弁作動状態となるように構成されたことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
2. 複数気筒を有する内燃機関において、
   気筒毎にそれぞれ設けられた一対の吸気弁及び一対または単一の排気弁と、
   ラッシアジャスタを揺動支点として揺動し、前記吸気弁及び排気弁を開閉作動するスイングアームと、
   油圧により作動し、前記複数気筒のうち一部の気筒における前記一対の吸気弁のうち、一方の吸気弁に対応する前記スイングアームの揺動量をロストモーションさせることにより弁停止状態とする第１弁停止機構と、
   油圧により作動し、前記一部の気筒における前記一対の吸気弁のうち、他方の吸気弁に対応する前記スイングアームの揺動量をロストモーションさせることにより弁停止状態とする第２弁停止機構と、
   を備え、
   前記第１弁停止機構は、油圧が供給されると弁作動状態とし、油圧の供給が制限されると弁停止状態とするように構成され、
   前記第２弁停止機構は、油圧が供給されると弁停止状態とし、油圧の供給が制限されると弁作動状態とするように構成されたことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
3. 気筒毎にそれぞれ設けられた一対の吸気弁及び一対または単一の排気弁と、
   前記一部の気筒における前記一対の吸気弁のうち、一方の吸気弁を開閉作動させる弁作動状態と、開閉作動を停止させる弁停止状態とを切り換える第１弁停止機構と、
   前記一部気筒における前記一対の吸気弁のうち、他方の吸気弁を開閉作動させる弁作動状態と、開閉作動停止させる弁停止状態とを切り換える第２弁停止機構と、を備えた多気筒内燃機関の可変動弁装置の制御装置であって、
   前記第１弁停止機構は、切り換えエネルギーが供給されると吸気弁を作動させ、切り換えエネルギーの供給が停止すると吸気弁の作動を停止させるように構成され、
   前記第２弁停止機構は、切り換えエネルギーが供給されると吸気弁の作動を停止させ、切り換えエネルギーの供給が停止されると吸気弁を作動させるように構成され、
   前記第１弁停止機構と第２弁停止機構への切り換えエネルギーの供給を別個に制御することを特徴とする可変動弁装置の制御装置。

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