JP6001388B2 - 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バルブリフト量などの特性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。

この種の従来の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。

概略を説明すれば、制御カムによって揺動位置が変化するホルダと、該ホルダに固定された支持軸を支点として揺動運動すると共に、吸気カムによって駆動されるサブカムが設けられている。該サブカムは、駆動カム面と休止カム面を有しており、該駆動カム面は第１ロッカアームを介して第１吸気弁を駆動し、該休止カム面は第２ロッカアームを介して第２吸気弁を駆動するようになっている。そして、該両ロッカアームを連結あるいは非連結状態にする連結切換機構と、を備えている。

そして、機関の高負荷域には、前記連結切換機構によって両ロッカアームが連結状態になって第１、第２吸気弁の両方がリフトの大きな前記駆動カム面により駆動されて開閉作動されて、吸気充填効率を高めて出力トルクを向上している。

一方、機関の低負荷域には、両ロッカアームを非連結状態にして、第１吸気弁がリフトの大きな前記駆動カム面により駆動され、第２吸気弁がリフトの小さな前記休止カム面により実質的に閉弁状態(微小リフト)になるようにし、これによって、第１、第２吸気弁のリフト差によって筒内での吸気スワール効果によって燃焼を改善し、燃費を低減するようになっている。

特開２００９−１０３０４０号公報

しかしながら、前記従来の可変動弁装置にあっては、両ロッカアーム非連結状態において、制御カム位相を制御して前記ホルダの揺動位置を変化させた場合、第１、第２吸気弁のリフト特性が連動して関連変化してしまう。

なぜなら、両ロッカアームをそれぞれ駆動する駆動カム面と休止カム面とが同じサブカムに形成されているので、両カム面が同じ揺動作動特性で作動してしまうからである。

その結果、特許文献１の図９に示されているように、大リフト側の第１吸気弁の作動角(開弁期間)を変化させた場合、小リフト側の第２吸気弁の作動角も付随的に連動して関連変化してしまうのである。これにより、種々の不都合が生じてしまうのである。例えば、小リフト側の第２吸気弁の作動角が比較的小さくなってしまった場合には、閉弁期間中に、該第２吸気弁の傘部上面に溜まった燃料やコンタミを開弁期間中に排除する機能が低下し、燃焼の経時変化が生じる可能性がある。一方、小リフト側の第２吸気弁の作動角が比較的大きくなってしまった場合には、スワール機能が低下して燃焼が悪化し、また動弁系のフリクションが増加して燃費が悪化するおそれが生じてしまうのである。

本願請求項１の発明は、バルブスプリングのばね力によって閉弁方向へ付勢された第１排気弁及び第２排気弁と、クランクシャフトと同期回転する駆動軸に一体回転可能に設けられた第１駆動カムと及び第２駆動カムと、前記第１駆動カムの回転運動を揺動力に変換して伝達する伝達機構と、該伝達機構の揺動力が伝達されて揺動運動を行う揺動カムと、該揺動カムの揺動運動によって押圧されて前記第１排気弁を開作動させる第１スイングアームと、前記第２駆動カムの回転によって押圧されて前記第２排気弁を開作動させる第２スイングアームと、前記伝達機構の姿勢を変化させることによって、前記揺動カムの揺動量を変化させる制御機構と、前記第１スイングアームと第２スイングアームを連結または非連結とする連結切換機構を有し、
前記連結切換機構によって第１スイングアームと第２スイングアームの連結が解除された場合に、前記第１排気弁の開閉は吸気行程で行われると共に、前記第２排気弁の開閉は排気行程で行われることを特徴としている。

本発明によれば、第１スイングアームと第２スイングアームを連結切換機構によって連結が解除された場合には、両スイングアームは互いに影響を与えることないことから、一方の機関弁のリフト量特性が他方の機関弁のリフト量特性に関連して変化することがない。したがって、機関性能上の不具合を回避できる。

第１実施形態における可変動弁装置の要部を分解して示す斜視図である。 本実施形態における可変動弁装置の要部断面図である。 Ａは本実施形態に供されるロッカアームの平面図、Ｂは側面図である。 最小作動角制御時の断面図を示し、Ａは第１吸気弁の閉弁時における図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図、Ｃはその時の第２吸気弁の閉弁状態での図２のＣ−Ｃ線断面図である。 最小作動角制御時の断面図を示し、Ａは第１吸気弁の開弁時における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、Ｃはその時の第２吸気弁が開弁リフトしている状態での図２のＣ−Ｃ線断面図である。 中間作動角制御時の断面図を示し、Ａは第１吸気弁の閉弁時における図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図、Ｃはその時の第２吸気弁の閉弁状態での図２のＣ−Ｃ線断面図である。 中間作動角制御時の断面図を示し、Ａは第１吸気弁の開弁時における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、Ｃは第１吸気弁の開弁リフト時に第２吸気弁も開弁リフトしている状態を示す図２のＣ−Ｃ線断面図である。 最大作動角制御時の断面図を示し、Ａは第１吸気弁の閉弁時における図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図、Ｃはその時の第２吸気弁の閉弁状態での図２のＣ−Ｃ線断面図である。 最大作動角制御時の断面図を示し、Ａは第１吸気弁の開弁時における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、Ｃは第１吸気弁開弁時に第２吸気弁が閉弁している状態を示す図２のＣ−Ｃ線断面図である。 本実施形態の第１吸気弁と第２吸気弁のバルブリフト特性図である。 本実施形態の連結切換機構による両スイングアームの連結時と非連結時における第１吸気弁と第２吸気弁のバルブリフト特性図である。 本実施形態における機関回転数と負荷との関係で第１吸気弁と第２吸気弁のピークリフト量制御マップである。 本実施形態において、加速の際、両スイングアームの非連結状態から連結状態に変化する過程も含めた第１、第２吸気弁のピークリフト量の変化を示す特性図である。 第２実施形態の可変動弁装置の要部を分解して示す斜視図である。 本実施形態における可変動弁装置の要部断面図である。 本実施形態の両スイングアームが連結された状態で第２駆動カムのカムプロフィールによる第１、第２吸気弁の最大リフト量制御時の断面図を示し、Ａは第１吸気弁の開弁時におけるピークリフト時の断面図、Ｂはその時の第１駆動カムの回転位置を示し、Ｃはその時の第２吸気弁が開弁リフトしている状態を示す断面図である。 本実施形態における両スイングアームが非連結状態にある場合の第１吸気弁と第２吸気弁のバルブリフト特性図である。 本実施形態の連結切換機構による両スイングアームの連結時と非連結時における第１吸気弁と第２吸気弁のバルブリフト特性図である。 第３実施形態における両スイングアームが連結された場合の第１、第２吸気弁の作動状態を示し、Ａは第１吸気弁の最大リフト量制御状態を示す断面図、Ｂはその時の第１駆動カムの回転位置を示す断面図、Ｃはその時の第２吸気弁の閉弁状態を示す断面図である。 本実施形態における両スイングアームが非連結状態にある場合の第１吸気弁と第２吸気弁のバルブリフト特性図である。 本実施形態の連結切換機構による両スイングアームの連結時と非連結時における第１吸気弁と第２吸気弁のバルブリフト特性図である。 第４実施形態における両スイングアームが非連結状態にある場合の第１排気弁と第２排気弁のバルブリフト特性図である。 本実施形態の連結切換機構による両スイングアームの連結時と非連結時における第１排気弁と第２排気弁のバルブリフト特性図である。

以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置の各実施形態を図面に基づいて詳述する。この実施形態では、可変動弁装置を多気筒内燃機関の吸気側あるいは排気側に適用したものを示している。
〔第１実施形態〕
この実施形態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に図外の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つの機関弁である第１、第２吸気弁３ａ、３ｂ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３ａ、３ｂの上端部に配設それぞれ配置されたスイング機構６と、該スイング機構６を介して原則的には第１吸気弁３ａを開閉作動させる単一の揺動カム７と、前記駆動軸４の外周に設けられた後述する第１駆動カム５と、該第１駆動カム５と前記揺動カム７との間を連係し、前記第１駆動カム５の回転力を揺動運動に変換して揺動カム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第１吸気弁３ａバルブリフト量及び作動角を機関運転状態に応じて連続的に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、各吸気弁３ａ，３ｂが開弁している期間をいう。また、前記揺動カム７と伝達機構８及び制御機構９によって可変機構が構成され、この可変機構は各気筒に一つずつ設けられている。

前記第１，第２吸気弁３ａ、３ｂ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との間に弾装されたバルブスプリング１０ａ、１０ｂ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、両端部や軸方向の所定箇所が、シリンダヘッド１の上部に設けられて可変機構の両側部に配置された一気筒当たり２つの第１，第２軸受部１１ａ、１１ｂや両端部側の軸受部１１ｃによって回転自在に軸支されている。また、駆動軸４は、内部に軸方向に油通路が形成されて、該油通路を通流した潤滑油を前記各軸受部１１ａ〜１１ｃなどに供給するようになっている。さらに、駆動軸４の外周の軸方向に所定位置に一気筒当たり１つの前記第１駆動カム５が固定されていると共に、該第１駆動カム５から軸方向へ離間した位置に一気筒当たり１つの第２駆動カム１３が設けられている。

この駆動軸４は、一端部に設けられた図外のタイミングチェーン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。

前記第１駆動カム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を介して前記駆動軸４に固定されている。また、この第１駆動カム５は、前記揺動カム７の一側部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と反対側の位置に配置されている。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が駆動軸４の軸心Ｙから径方向へ所定量だけオフセットしている。

前記第２駆動カム１３は、図１及び図４Ｃにも示すように、駆動軸４の外周面を円周方向に沿って切欠形成されたもので、断面小径円環状に形成された外周面１３ａがいわゆる卵型カムとして構成されて、全体外径が駆動軸４の外径よりも小さく形成されている。そして、この第２駆動カム１３が駆動軸４と同期回転することによって、外周面１３ａのベースサークル部とカムノーズ部１３ｂによって前記スイング機構６の後述する第２スイングアーム３１を介して第２吸気弁３ｂを開閉作動するようになっている。

前記スイング機構６は、図１に示すように、第１フォロアである第１スイングアーム３０と、該第１スイングアーム３０の軸方向側部に隣接配置された第２フォロアである第２スイングアーム３１の２つによって構成されている。これら両スイングアーム３０，３１は、それぞれ独立して設けられ、各基端部３０ａ、３１ａ側が同じ一本のロッカシャフト３２に揺動自在に支持されていると共に、同じ方向に突出した各先端部３０ｂ、３１ｂの下面に円形状の凹部が形成され、この各凹部内に嵌合した円盤状のシム３３ａ、３３ｂを介して前記第１、第２吸気弁３ａ、３ｂのステムエンド上面にそれぞれ当接している。

前記第１スイングアーム３０は、前記揺動カム７の位置と機関の幅方向で同一の位置に配置され、前記ロッカシャフト３２軸方向の幅範囲のほぼ中央位置に前記揺動カム７の後述するカム面に転接するローラ３４が設けられていると共に、このローラ３４の幅方向のほぼ中央部位が前記第１吸気弁３ａのバルブステムの軸心Ｚと同心上になっている。なお、前記ローラ３４は、第１スイングアーム３０のほぼ中央に形成された凹溝内にローラ軸３４ａを介して回転自在に収容配置され、上端部が常時揺動カム７側に露出している。

前記第２スイングアーム３１は、前記揺動カム７とは軸方向でオフセット配置されて、該揺動カム７からの揺動力が直接伝達されることはなく、また、先端部３１ｂと嵌合したシム３３ｂの球面状下面が第２吸気弁３ｂのステムエンドの上面に当接しており、後述する連結切換機構３６によって前記第１スイングアーム３０と連結された際は、前記バルブスプリング１０ｂのばね力に抗して押圧して第２吸気弁３ｂを開弁させるようになっている。

また、この第２スイングアーム３１は、幅方向のほぼ中央位置の上面にスリッパ凸部３５が一体に設けられている。このスリッパ凸部３５は、側面視ほぼ矩形状に形成されて、第２スイングアーム３１が揺動した場合には、バルブスプリング１０ｂのばね力によって上面のスリッパ面３５ａが前記第２駆動カム１３の外周面１３ａに径方向から弾接し得るようになっている。

前記各シム３３ａ、３３ｂは、各吸気弁３，３に当接する各下面がほぼ球面状に形成されている。これによって、各スイングアーム３０，３１が揺動した場合に各吸気弁３，３のステムエンドの中心(図１、図２のＺ線)付近を押圧することができるようになっている。

また、この各シム３３ａ、３３ｂは、厚さの異なるものを適宜選択して、特に、第１吸気弁３ａの非リフト時(閉弁時)において第１吸気弁３ａのステムエンドとシム３３ａとの間の隙間を零に近い僅かなクリアランスに調整されるようになっている。また、後述の連結切換機構３６によって両スイングアーム３０，３１が連結された状態での閉弁時である非リフト時には、第２吸気弁３ｂのステムエンドとシム３３ｂとの間の隙間も零に近い僅かなクリアランスに調整されるようになっている。

前記連結切換機構３６は、図２に示すように、前記両スイングアーム３０、３１の各基端部３０ａ、３１ａの内部に軸方向に沿って連続して形成された第２スイングアーム３１側の連結孔である第１保持穴３７ａ及び第１スイングアーム３０側の連結孔である第２保持穴３７ｂと、前記第１保持穴３７ａ内に保持されて、先端部３８ａ側が前記第２保持穴３７ｂ方向へ摺動係入可能な連結部材である連結ピン３８と、前記第２保持穴３７ｂの内部に弾持されて、前記連結ピン３８を第１保持穴３７ａ側へ付勢する付勢部材であるコイルばね３９と、前記第１保持穴３７ａの後端部側に形成されて、前記連結ピン３８をコイルばね３９のばね力に抗して適宜第２保持穴３７ｂ方向へ油圧を作用させる受圧室４０と、該受圧室４０に油圧を給排する油圧回路４１と、から構成されている。

前記油圧回路４１は、前記受圧室４０に油孔４２ａを介してロッカシャフト３２の内部軸方向に形成された油通路４２に作動油圧を給排する油圧給排通路４３と、オイルパン４５内の作動油を、供給通路４６を介して前記油圧給排通路４３に圧送するオイルポンプ４４と、前記油圧給排通路４３に対して前記供給通路４６とドレン通路４７とを切り換える電磁切換弁４８と、該電磁切換弁４８の切り換え作動を制御する電子コントローラ４９(ＥＣＵ)と、を備えている。

前記電子コントローラ４９は、図外のクランク角センサやエアーフローメータ、機関水温センサなどの各種センサ類からの情報信号を入力して現在の機関運転状態を検出して前記電磁切換弁４８に制御信号を出力するようになっている。

前記揺動カム７は、図１及び図２に示すように、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短尺円筒状のカムシャフト７ａに一体に設けられて、該カムシャフト７ａを介して揺動支軸としての前記駆動軸３の軸心Ｙを中心として揺動自在に支持されている。（図４）
また、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いる。また、前記カム面７ｄは、第１スイングアーム３０のローラ３４の外周面に当接していると共に、揺動カム７の揺動位置に応じて前記ローラ３４に対する当接位置が変位してリフト量を可変にするようになっている。

さらに、揺動カム７は、カム面７ｄにおける前記ローラとの当接点がリフト面側に移動して第１吸気弁３ａ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と揺動カム７との間の摩擦係数によって、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、揺動カム７の駆動効率が向上する。

さらに、前記揺動カム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固定用ピン１２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。

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とによって機械的な多節リンク機構として構成されている。

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の一端部１７ａが回転自在に連係している。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に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、図１及び図２に示すように、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、駆動カム５のカム本体５ａ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１８を介して前記揺動カム７の連結部７ｃに回転自在に連結されている。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。

前記揺動カム７は、リンクロッド１７によって連結部７ｃが引き上げられることによって揺動リフトするが、前記ローラ３４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、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３ａ、３ｂ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。制御偏心軸２９の軸心Ｑが前記ロッカアーム１５の揺動支点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、前記駆動カム５のカム本体５ａの外面から前記揺動カム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の軸心Ｑは、図４Ａ〜Ｃに示すように、ブラケット２８の両支持片２８ｂ、２８ｂの腕の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。

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前記電子コントローラ４９から出力される制御信号によって駆動されるようになっている。

この電子コントローラ４９は、前述した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などによって現在の機関運転状態を演算などにより検出している他に、前記制御軸２４の回転位置を検出するポテンショメータ等からの情報信号を入力して、可変機構の作動位置を検出して前記電動モータをフィードバック制御するようになっている。このような電動アクチュエータによれば、電気を利用することから、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。

そして、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、前記第１吸気弁３ａ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連続して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制御支軸２４ａの軸心Ｐやロッカアーム１５の突出軸１５ｅの軸心Ｒ及び枢支ピン１９の軸心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。
〔本実施形態における可変動弁装置の作動〕
以下、前記本実施形態の可変動弁装置の作動を図４〜図９に基づいて説明する。ここで図４、図５は可変動弁装置により吸気弁が最小リフト量Ｌ１(最小作動角Ｄ１)に制御された状態であって、図４Ａ〜Ｃは閉弁時、図５Ａ〜Ｃは開弁時を示し、図６、図７は吸気弁が中間リフト量Ｌ２(中間作動角Ｄ２)に制御された状態であって、図６Ａ〜Ｃは閉弁時、図７Ａ〜Ｃは開弁時を示している。また、図８、図９は吸気弁が最大リフト量Ｌ３(最大作動角Ｄ３)に制御された状態であって、図８Ａ〜Ｃは閉弁時、図９Ａ〜Ｃは開弁時を示している。

まず、例えば、アイドリング運転の機関低回転時や低負荷時では、連結切換機構３６によって各気筒における前記第１スイングアーム３０に対して第２スイングアーム３１が非連結になっている。すなわち、前記電子コントローラ４９から電磁切換弁４８に制御信号が出力されず、油圧給排通路４３はドレン通路４７と連通されて供給通路４６との連通が遮断される。このため、受圧室４０に油圧が供給されないことから、連結ピン３８は、図２に示すように、コイルばね３９のばね力によって全体が後退位置、つまり第１保持穴３７ａ内に付勢保持されている。これによって、前記第１スイングアーム３０と第２スイングアーム３１とは非連結状態になっており、前記第２スイングアーム３１は、第２駆動カムがリフトしている状態では、バルブスプリング１０ｂのばね力によってシム３３ｂが第１吸気弁３ｂのステムエンドに当接していると共に、スリッパ凸部３５のスリッパ面３５ａが第２駆動カム１３の外周面１３ａに当接している。

一方、電子コントローラ４９から前記電動モータへの制御信号が出力されて、ボール螺子機構を介して制御支軸２４ａが図４Ａ〜Ｃ及び図５Ａ〜Ｃに示すように反時計方向θ１の位置に回転駆動される。したがって、制御偏心軸２９は、同じくθ１の位置になり、軸心Ｑが駆動軸４から左上方向へ離間移動する。これにより、伝達機構８の全体が、駆動軸４を中心として反時計方向に傾動する。このため、揺動カム７も反時計方向へ回動して、第１スイングアーム３０のローラ３４への当接位置がカム面７ｄのベースサークル部寄りになる。

よって、図４Ａに示す閉弁状態から駆動カム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を持ち上げて該揺動カム７を時計方向に回転させ、そのリフトが第１スイングアーム３０のローラ３４を介して第１吸気弁３ａに伝達されて該第１吸気弁３ａが開弁リフトするが、そのリフト量及び作動角は十分小さくなる。（リフト量Ｌ１、作動角Ｄ１）
一方、第２スイングアーム３１は、スリッパ面３５ａが第２駆動カム１３の外周面１３ａに常時当接しており、したがって、第２吸気弁３ｂは、図４Ｃに示すように、第２駆動カム１３の回転位置がベースサークル領域で閉弁状態となり、図５Ｃに示すカムノーズ部１３ｂが当接するリフト領域で開弁状態となって、図１０に示す固定リフトカーブは、ピークリフト量がＬＮ、作動角がＤＮになる。

この制御中における前記第１吸気弁３ａのリフトカーブＬ１と、第２吸気弁３ｂの固定リフトカーブＬＮを図１０に基づいて比較すると、第２吸気弁３ｂのピークリフト量ＬＮは第１吸気弁３ａの最小リフト量Ｌ１より小さく、作動角ＤＮもＤ１より小さい。

ここで、第２吸気弁３ａのピークリフト位相θＮは、第１吸気弁３ａのθ１から余りずれておらず、ほぼ等しい位相になっている。つまり、リフトカーブＬＮはリフトカーブＬ１に完全に含められてしまうのである。その結果、連結切換機構３６によって第１、第２スイングアーム３０，３１が連結されて、両吸気弁３ａ、３ｂが同一リフト特性でリフトすることになった場合、確実にリフトカーブＬ１（第１駆動カム５）にしたがってリフトすることになる。

換言すれば、リフト作動の途中でリフトカーブＬＮ（第２駆動カム１３）に乗り変わることはないことから、騒音の発生を回避できる。

また、第２吸気弁３ｂのリフト量（ＬＮ）と作動角（ＤＮ）は、それぞれ第１吸気弁３ａの制御範囲内の最小リフト量（Ｌ１）と最小作動角（Ｄ１）より相対的に小さいので、同一ガス交換（同一吸入空気量）のために必要な第１吸気弁３ａの最小リフト量（Ｌ１）および最小作動角（Ｄ１）を相対的に大きく設定できる。この結果、第１吸気弁３ａのリフト量および作動角の変換幅（Ｌ１〜Ｌ３、Ｄ１〜Ｄ３）を小さくでき、伝達機構９の姿勢変化を抑制できるので、機関への搭載性などを向上でき、また、伝達機構の無理な姿勢を回避し、機構の耐摩耗性を向上できる。

次に、車両の定常走行などで機関の中回転や部分負荷域に移行した場合は、連結切換機構３６によって各気筒における前記第１スイングアーム３０に対して第２スイングアーム３１がいまだ非連結になっている。

一方、ここで、電子コントローラ４９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６Ａ〜Ｃ及び図７Ａ〜Ｃに示すように、θ２の位置までさらに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の軸心Ｑ２は駆動軸４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全体が駆動軸４を中心に時計方向へ回動し、これによって、揺動カム７も相対的に時計方向（リフト方向）へ回動する。

図６に示す状態では、第１吸気弁３ａは揺動カム７が跳ね上がっており、揺動カム７のベースサークル部がローラ３４と接しているためリフトはしていない（閉弁状態）。第２吸気弁３ｂも第２駆動カム１３のカムノーズ部１３ｂが上方を向いており、スリッパ面３５ａと当接するのはベースサークル部であるため開弁リフトはしていない閉弁状態にある。

図７に示す状態では、揺動カム７のカムノーズ部７ｂが第１スイングアーム３０から第１吸気弁３ａに伝達されて開弁リフトする。よって、かかる機関の低中負荷ないし低中回転の領域では、第１吸気弁３ａのバルブリフト量および作動角が、図１０に示すように増加して中間リフトＬ２及び中間作動角Ｄ２になる。

一方、この瞬間に第２駆動カム１３も、カムノーズ部１３ｂがスリッパ面３５ａを押し下げて第２吸気弁３ｂを開弁リフトさせ、このリフト量が図１０に示すようにＬＮになり、さらに駆動軸が回転し第１吸気弁３ａがピークリフトとなる駆動軸角度では、リフト量がＬＮ≡にやや低下するのである。換言すれば、第１吸気弁３ａのピークリフト位相が第２吸気弁３ｂのピークリフト位相よりも僅かに遅角側になる。

続いて、機関高回転高負荷の運転域に移行した場合は、電子コントローラ４９からの出力信号によって電磁切換弁４８が油圧給排通路４３と供給通路４６を連通させ、油圧給排通路４３とドレン通路４７との連通を遮断する。このため、受圧室４０に高圧油圧が供給されて、連結ピン３８は、第１スイングアーム３０の非リフト時に先端部３８ａが第２保持穴３７ｂに係入する。

すなわち、この時点では第２スイングアーム３１が非リフト状態になっていることから、第１スイングアーム３０も非リフトの区間において第１保持穴３７ａと第２保持穴３７ｂが合致する。したがって、この両者の非リフト区間で、連結ピン３８が、コイルばね３９のばね力に抗して図２に示す位置から右方向へ移動して先端部３８ａが第２保持穴３７ｂに係入するのである。これによって、第１スイングアーム３０と第２スイングアーム３１が一体に連結されて、両スイングアーム３０、３１が同期してリフト、非リフト作動を繰り返す。

一方、ここで電子コントローラ４９から前記電動モータへの制御信号が出力されて、ボール螺子機構を介して制御支軸２４ａが、図８Ａ〜Ｃ及び図９Ａ〜Ｃに示すように、反時計方向へさらに回転してθ３の位置に移動する。したがって、制御偏心軸２９は、同じくθ３の位置になり、軸心Ｑが駆動軸４から右上方向へ離間移動する。これにより、伝達機構８の全体が、駆動軸４を中心として時計方向に傾動する。このため、揺動カム７も時計方向へ回動して、第１スイングアーム３０のローラ３４への当接位置がカム面７ｄのリフト部側寄りになる。

図８は閉弁状態である非リフト状態の姿勢を示すが、第１吸気弁３ａは、図８Ａに示すように、揺動カム７が跳ね上がっており、揺動カム７のベースサークル部がローラ３４と接しているためリフトはしていない（閉弁状態）。第２吸気弁３ｂも第２駆動カム１３のカムノーズ部１３ｂが上方を向いており、スリッパ面３５ａと当接するのはベースサークル部であるためリフトはしていない（閉弁状態）。

図９はリフト状態を示し、第１吸気弁３ａが開弁状態になっている姿勢を示す。すなわち、第１駆動カム５の偏心方向Ｙ−Ｘが丁度リンクアーム１５の軸間方向を向いた瞬間である。これにより第１吸気弁３ａは、図１０に示すように、リフト量が最大ピークリフトＬ３となり、作動角も最大作動角Ｄ３となる。

ここで、前述のように、連結切換機構３６によって第１、第２スイングアーム３０，３１が連結状態になっており、該２つのスイングアーム３０，３１は一体で作動することから、第２吸気弁３ｂも第１吸気弁３ａと同じリフトカーブとなる。つまり、図９Ｃに示すように、第２駆動カム１３のカムノーズ部１３ｂと第２スイングアーム３１のスリッパ面３５ａとの間には大きな隙間Ｃが発生して、第２駆動カム１３の外周面１３ａのカムノーズ部１３ｂのリフトが第２スイングアーム３１に伝達されず、第２吸気弁３ｂは第１スイングアーム３０のスイング作動にしたがって第１吸気弁３ａと同じく最大リフト量Ｌ３、最大作動角Ｄ３となる。

次に、機関の性能面からの本実施形態の効果を説明する。

図４、図５に示す最小リフト量Ｌ１（最小作動角Ｄ１）の制御状態では、図１０において、第１吸気弁３ａがリフトカーブＬ１、第２吸気弁３ｂがリフトカーブＬＮと対応する。これは、前述したように、アイドリングなど機関低回転域などに用いられ、リフト作動角Ｄを小さくしてポンピングロスを低減すると共に、フリクションを低減することで燃費低減を図ることができる。

さらに、第２吸気弁３ｂはできるだけ小リフト量小作動角とし、第１、第２吸気弁３ａ、３ｂの２弁リフト差を拡大してスワール効果を高め燃焼を改良することで一層の燃費低減を行うことができる。

ここで、第２吸気弁３ｂのリフトや作動角を小さくし過ぎると次のような問題が発生するおそれがある。つまり、第２吸気弁３ｂの閉弁時には傘部外周のバルブシート接触部付近にデポが付着し易く、吹き返される混合気やＥＧＲガスからの成分が閉弁時に同部位に付着してデポとして成長するのである。

本実施形態では、第２吸気弁３ｂが開弁すると、傘部外周を流速の速いガスが流れてデポを分離除去させる効果を有する。

前記第２吸気弁３ｂの作動角が大きいほど、またリフト量が大きいほどその効果は高くなるが、第２吸気弁３ｂの作動角やリフトが大きすぎると、今度は第１、第２吸気弁３ａ、３ｂの２弁間のリフト差によるスワール効果が弱まってしまう。

したがって、デポ要求を満足させられる最小の作動角リフトとすることが求められる。本実施形態では、第２駆動カム１３によるリフトカーブＬＮを、デポ要求を満足しスワール効果も十分得られるような所定の１種類の固定リフトカーブに設定している。しかも、この第２吸気弁３ｂのリフトカーブＬＮは、第１吸気弁３ａの作動角やリフトが変化しても変わらない。つまり、これらによらず、安定的にデポ要求を満足しスワールを高める効果を維持できるのである。

例えば、図６、図７に示す両スイングアーム３０，３１が非連結状態にある中間リフト量Ｌ２（中間作動角Ｄ２）制御の場合でも、第１吸気弁３ｂは、第２吸気弁３ａのリフトカーブＬＮとほぼ同じリフトカーブなので、同様にデポ要求を満足しスワールを高める効果を維持できるのである。

この場合は、アイドリング運転より負荷（ないし回転数）の高い部分負荷領域において、スワールによる燃焼改善に基づき、燃費を低減できるのである。

一方、トルク要求が高い運転条件の場合は、図外のスロットルバルブ開度を高める共に、図８及び図９に示したように、連結切換機構３６によって両スイングアーム３０，３１を連結する。この結果、第１、第２吸気弁３ａ、３ｂの２弁とも、最大リフト量Ｌ３（最大作動角Ｄ３）に制御され、吸入空気量を増加させて、トルク（出力）を高めることができるのである。このような、トルクが高い領域では吸入空気量が増加するので、燃焼は改善されることからスワールの必要性はなくなる。

図１１の右側のリフト特性図に示すように、連結切換機構３６によって第１、第２スイングアーム３０，３１が連結されているときは、第１、第２吸気弁３ａ、３ｂの２弁とも同一リフトカーブとなり、リフトカーブＬ１の作動角Ｄ１（リフト量Ｌ１）からリフトカーブＬ３の作動角Ｄ３（リフト量Ｌ３）まで変化する。機関回転数が高いほど作動角を拡大し最大出力を高め、機関回転数が低いほど作動角を縮小し極低回転トルクを高めることも可能である。

図１２に第１、第２吸気弁３ａ、３ｂのピークリフト量の制御マップの一例を示す。

機関回転−機関トルク（負荷）マップ上のＫラインよりもトルクが低い場合は、連結切換機構３６によって第１、第２スイングアーム３０，３１を非連結とし、第１、第２吸気弁３ａ、３ｂの２弁間リフト差をつけて、スワールにより燃焼を改良し燃費を改善する。

―方、Ｋラインよりもトルクが高い場合は、連結切換機構３６によって第１、第２スイングアーム３０，３１を連結して第１、第２吸気弁３ａ、３ｂの２弁とも大きなリフト量でリフトさせることでトルクを高める。

このＫラインは、図１２に示すように、機関回転（Ｘ軸）上昇とともにＫラインのトルク（Ｙ軸）は減少するように設定されている。これは、高回転になるほど高トルクで走行する頻度が高まるので、低いトルクのうちから予め連結切換機構３６によって両スイングアーム３０，３１を連結しておくのである。こうすることで、連結切換機構３６の連結一非連結の切換え作動をする回数を減少させると共に、切換えに必要な時間遅れが発生する頻度を低下させる。これによって、滑らかな卜ルク上昇を実現させると共に、連結切換機構３６が連結一非連結の切換え作動によるトルクショックが発生する頻度も低下させることができるのである。

さらに、補足すると、前記Ｋラインを超えた時点で、第２吸気弁３ｂのリフト量を極小リフトＬＮから第１吸気弁３ａと同じ大リフトに変化させてしまうと、突然トルクアップし、前述のトルクショックが発生してしまう。そこで、図１３に示すような過渡リフト制御を行う。

この図１３はアイドルからの加速（図１２）を示しており、実線は第１吸気弁３ａのピークリフト量変化特性、破線は第２吸気弁３ｂのピークリフト量変化特性を示している。第２吸気弁３ｂは極小固定リフトＬＮとなっている一方、第１吸気弁３ａは小リフトＬ１となっているが、機関の回転上昇、負荷上昇とともにリフト増加していき、中間リフトＬ２になったＫラインに達する。そこで、連結切換機構３６によって両スイングアーム３０，３１を連結すると、第２吸気弁３ｂのリフトが極小のＬＮからＬ２に急増してしまい、空気量も急増し、もって突然トルクアップし、トルクショックが発生してしまうおそれがある。

そこで、図１３に示すように、連結切換機構３６によって両スイングアーム３０，３１を連結すると同時に、制御軸２４を一方向へ回転させて両吸気弁３ａ、３ｂのバルブリフト量をＬ１．５までを変化させてしまう。

この２つの吸気弁３ａ、３ｂ２ともバルブリフト量がＬ１．５になっており、第１吸気弁３ａがバルブリフト量Ｌ２でかつ第２吸気弁３ｂのバルブリフト量ＬＮであった場合とほぼ同一トルクとなるようなリフトであるため、上述のトルク段差によるトルクショックが低減・抑制されるのである。

なお、本実施形態では、第１、第２吸気弁３ａ、３ｂに適用した例を示したが、第１、第２排気弁側に適用することも可能である。

すなわち、第２排気弁も閉弁時には傘部外周のバルブシート接触部付近に燃焼ガスによるデポが付着し易いが、第２排気弁を極小リフトＬＮに固定することで、デポの除去を行うことができる。また、第１排気弁のリフト量特性を変化させた場合であっても、このＬＮは変化しないので、確実なデポの除去機能を確保できるのである。

また、この第２排気弁を極小リフトＬＮ固定は、第１排気弁から主に燃焼ガスを排出することになるので、排気行程おいて筒内ガス流動が高まり、次燃焼サイクルにおいて燃焼安定性を高め、もって燃費も低減できる。さらに、後流の排気マニホルドや触媒への排気ガス流に乱れを生じることにより、触媒の転化性能を高め排気エミッションを低減できるメリットも得られる。
〔第２実施形態〕
図１４〜１７は本発明の第２実施形態を示し、前記第１駆動カム５と第２駆動カム５０が駆動軸４にそれぞれ一体に形成されていると共に、揺動カム７が、カムシャフト７ａを含めた基端部側で分割形成されている。

すなわち、前記第１駆動カム５は、駆動軸４の鍛造、鋳造などによる成形時に一体に形成されている一方、第２駆動カム５０も該駆動軸４の成形時に一体に形成されている。この第２駆動カム５０は、第１実施形態の第２駆動カム１３に対して大きな卵形のカムに形成されている。

そして、前述のように、駆動軸４に第１、第２駆動カム５、５０を一体成形すると、複数の揺動カム７を駆動軸４に組み付ける際に、前記各駆動カム５、５０の存在によって駆動軸４の端部から順次挿通して組み付けることができなくなる。

そこで、本実施形態では、図１４に示すように、前記揺動カム７の基端部側をカム面７ｄ側のカム本体とブラケット部材７ｅとに分割形成されていると共に、前記カム本体に対してブラケット部材７ｅを、互いに対向した半割状の軸受溝を前記駆動軸４の径方向外側から嵌合しつつ２本のボルト１４、１４によって連結されている。

前述のように、前記第１、第２駆動カム５、５０が駆動軸４に一体に設けられていることから、第１、第２駆動カム５、５０の支持剛性が高くなってリフト挙動を安定化できると共に、第１実施形態のような固定用ピン１２が不要になって部品点数の削減と製造作業コストの低減化が図れる。

また、前記揺動カム７は、図１４に示すように、カムシャフト７ａの軸方向の駆動カム５側の一端部が延長形成され、該延長部７ｆの先端縁が第１駆動カム５の一側面に近接配置されている。このように延長部７ｆを設けることにより、揺動中における揺動カム７の軸方向の倒れを抑制できると共に、スリーブ２の廃止によって部品点数の削減が図れる。

リンクアーム１７は、駆動軸４に軸方向に沿って側方から挿入配置されている。

また、第２スイングアーム３１の長手方向のほぼ中央位置には、第２ローラ軸５１ａによって第２ローラ５１が回転自在に支持されている。したがって、前記第２駆動カム５０の外周面５０ａは、スリッパ面ではなく、第２ローラ５１に転接している。これは、第２駆動カム５０をハイリフト化したため、摩擦損失増加を抑制する意味もある。

したがって、本実施形態では、例えば、機関の所定回転域において前記連結切換機構３６によって第１、第２スイングアーム３０，３１が連結されていない非連結状態では、第１吸気弁３ａは、揺動カム７のカム面７ｄが第１ローラ３４に転接して開弁リフトされることからこのリフト量Ｌと作動角Ｄは、図１７のＬ１〜Ｌ３のリフトカーブ特性となる。一方、第２吸気弁３ｂは、常時第２駆動カム５０のカムプロフィールにしたがって固定的な開弁リフトとなり、そのリフト量と作動角は図１７のリフト量ＬＮ、作動角ＤＮのリフトカーブ特性になる。

その後、機関高回転域などにおいて、連結切換機構３６によって第１、第２スイングアーム３０，３１が連結されると、各吸気弁３ａ、３ｂの開弁リフトは、図１６Ａ〜Ｃに示すように、リフトの大きな第２駆動カム５０のカムプロフィールに支配されることから、揺動カム７のカム面７ｄと第１ローラ３４との間に隙間Ｃ１が形成されて、第１吸気弁３ａは第２吸気弁３ｂと共に第２駆動カム５０のリフト量にしたがって開弁リフトする。

すなわち、図１７に示すように、第２吸気弁３ｂのリフト量ＬＮ、作動角ＤＮが第１吸気弁３ａの最大リフト量Ｌ３、最大作動角Ｄ３より大きくなる。したがって、連結切換機構３６によって第１、第２スイングアーム３０，３１が連結された場合には、第１吸気弁３ａと第２吸気弁３ｂの両方が第２駆動カム５０によるリフトカーブＬＮにて駆動される。

図１８は第１、第２吸気弁３ａ、３ｂのリフト特性を纏めたもので、この図から分かるように、第２吸気弁３ｂは、常に大きなリフト量ＬＮと大きな作動角ＤＮで作動している。したがって、図外のスロットルバルブを開くだけで、トルクを立ち上げることができるのでトルクの立ち上がり応答性が高くなる。

因みに、前記第１実施形態では、第１吸気弁３ａが小作動角Ｌ１、第２吸気弁３ｂが極小作動角ＬＮで運転時に、急加速をしたい場合、トルクを増加させるために、作動角を増加したり、両スイングアーム３０，３１を連結する必要があり、その分、トルク発生に時間がかかるのである。

ここで、連結切換機構３６が解除された場合の第２吸気弁３ｂのリフト量ＬＮは、前記第１吸気弁３ａの制御範囲内の最大リフト量Ｌ３より大きく、また作動角ＤＮも第１吸気弁３ａの制御範囲内最大作動角Ｌ３より大きい作動角となる特性となっている。

したがって、連結切換機構３６によって第１、第２スイングアーム３０，３１が連結されている場合において、両吸気弁３ａ、３ｂが開弁リフト中に部分的に第１駆動カム５により駆動される（乗り変わる）ことを回避できるので騒音を低減できる。

また、第２吸気弁３ｂのリフト量ＬＮと作動角ＤＮが、第１吸気弁３ａの制御範囲内の最大リフト量Ｌ３と最大作動角Ｄ３より相対的に大きいので、同一ガス交換のために必要な第１吸気弁３ａの最大リフト量Ｌ３および最大作動角Ｄ３を相対的に小さく設定できる。その結果、第１吸気弁３ａのリフト量および作動角の変換幅（Ｌ１〜Ｌ３、Ｄ１〜Ｄ３）を小さくでき、前記伝達機構８の姿勢変化を抑制でき、機関への搭載性などを向上でき、また伝達機構が無理な姿勢になるのを抑制し、機構の耐摩耗性などを向上できる効果なども得られる。

なお、本実施形態は、吸気弁側に適用した例を示したが、排気弁側に適用することも可能である。その場合は、一方の排気弁のリフト量と作動角を可変とし、他方の排気弁のリフト量と作動角を各々それらより大きい固定リフトカーブとすることで、同様の騒音低減効果、変換幅低減効果などが同様に得られる。
〔第３実施形態〕
図１９は第３実施形態を示し、可変動弁装置の基本構造は第２実施形態と同じであるが、前記第１吸気弁３ａが排気行程中に開閉作動する構成におり、第２吸気弁３ｂは通常の吸気行程で開閉作動するようになっている。すなわち、第１駆動カムは、駆動軸に相対的に進角した位相で固定され、逆に、第２駆動カムは相対的に遅角した位相で固定されている。

この図１９では第１吸気弁３ａがリフトカーブＬ３に制御され、該第１吸気弁３ａのピークリフトがＬ３になった瞬間の姿勢を示す。一方、第２吸気弁３ｂは、図１９Ｃに示すように、第２駆動カム５０がηだけ反時計方向に大きく位相遅角して駆動軸に固定されているので、この瞬間は零リフトとなっている。
一方、駆動軸４がηだけ位相回転すると、第２吸気弁３ｂは第２駆動カム５０によりピークリフトＬＮを示す。したがって、リフト特性は、図２０及び図２１の左側に示すように、第１吸気弁３ａのリフトカーブＬ３が終了した後、第２吸気弁３ｂの固定リフトカーブＬＮが開始される。
ここで、第１吸気弁３ａのリフトカーブＬ３は、図２０及び図２１の破線で示す一気筒当たり２つの排気弁のリフトカーブの内側に含まれるように設定してもよい。その場合、各排気弁の開弁リフトが開始してから第１吸気弁３ａの開弁リフトが開始され、各排気弁の開弁リフトが終了する前に第１吸気弁３ａのリフトが終了するようになっているので、排気ガス（ＥＧＲガス）が高圧で吸気側に吹き返し吸気音を発生するのを抑制できる。

なお、第１吸気弁３ａの最小リフトカーブＬ１は、開弁リフトせずに零リフトになるように設定されている。これは、図１９において、制御軸２４を時計方向に大きく位相変換するか、あるいは、揺動カム７のカム山を第１実施形態のものよりも低く設定することによって容易に実現できる。

次に、連結切換機構３６が第１、第２スイングアーム３０，３１を連結した場合は、図２１の右側に示すように、第１、第２吸気弁３ａ、３ｂの両方が排気行程中にサブリフトし、吸気行程になると、第１、第２吸気弁３ａ、３ｂの両方が固定リフトカーブＬＮでメインリフトする。

このように、両吸気弁３ａ、３ｂとも開弁リフトするので、吸気充填効率を高め、トルクを増加することができる。特に、最大限トルクを高めたい場合には、前記サブリフトをリフトカーブＬ１、すなわち、零リフトとし全く開閉しないようにすると、筒内に導入されるＥＧＲ量が最小となり、その分、新気の充填効率が高まってトルクが最大限に向上する。そこまで、トルク要求がない場合は、サブリフトをつけて適度のＥＧＲを導入することで燃費の低減化が図れる。

第３実施形態における、連結切換機構３６が非連結の場合での機関性能効果を纏めると以下のようになる。すなわち、排気行程においてサブリフト作動する第１吸気弁３ａの作動角やリフトを可変制御することで吸気ポート側に排出するＥＧＲガス量を調整することが可能になる。さらに、このＥＧＲガスは、一方の第１吸気弁３ａのみから排出し他方の第２吸気弁３ｂからは排出されないため、筒内に排気行程中のスワールが発生する。

また、次の吸気行程でメインリフトする第２吸気弁３ｂのリフト特性は固定であるため、サブリフト特性が可変制御された場合でも安定した吸気作動が得られる上に、このメインリフトは第２吸気弁３ｂのみで行われるので、吸気行程中のスワールも発生する。

以上のような、ＥＧＲガス量調整、排気行程スワール、吸気行程スワール、吸気作動安定などより、燃費や排気といった機関性能を高められる。

また、これらにより、筒内に導入するＥＧＲガス量の許容値を高められるという意味で、一層、燃費や排気を高められるのである。

一方、第３実施形態における連結切換機構３６が連結の場合での機関性能効果としては、前述のように、両吸気弁３ａ、３ｂとも開弁リフトするので、吸気充填効率を高め、トルクを増加することができることなどである。
〔第４実施形態〕
図２２、図２３は第４実施形態を示し、可変動弁装置の基本構造は第３実施形態と同じであるが、異なるところは、第１、第２機関弁を吸気弁ではなく排気弁に適用したものである。つまり、第３実施形態の第１吸気弁３ａが第１排気弁と３ａして適用され、第２吸気弁３ｂが第２排気弁３ｂとして適用されたものであって、第２駆動カム５０がηだけ位相が遅角にずれるのではなく、この実施形態では第２駆動カムのηが逆に進角側にずれている。

この結果、図２３に示すように、先に排気行程において固定リフトカーブＬＮで第２排気弁３ｂのメインリフト作動が行われ、次に、吸気行程で第１排気弁３ａのサブリフト作動が行われる。

なお、図外の第１、第２吸気弁の開弁リフトのリフト量は、図２２、図２３の破線で示すように両方とも大きな固定リフトカーブＬ１となっている。

第１排気弁３ａの最大のサブリフトカーブＬ３であっても、２つの吸気弁のリフトカーブＬ１の中に含まれるようにしてもよい。この場合、吸気弁が開いてから排気弁が開き、吸気弁が閉じる前に排気弁が閉じるので、排気ガス（ＥＧＲガス）が高圧で筒内に進入し、筒内を過熱しノッキングを誘発するのを抑制できる。

第１排気弁３ａの最小リフトカーブＬ１は零リフト（開弁リフトせず）に設定されている。

次に、連結切換機構３６が第１、第２スイングアーム３０，３１を連結した場合は、図２３の右側に示すように、２つの排気弁３ａ、３ｂが吸気行程中にサブリフトし、その後、燃焼した後の排気行程になると、２つの排気弁３ａ、３ｂが固定リフトカーブＬＮでメインリフトする。排気行程で２つの排気弁３ａ、３ｂがとも開弁リフトするので、排気効率を高め、卜ルクを増加することができる。

特に、最大限トルクを高めたい場合には、サブリフトをリフトカーブＬ１すなわち零リフトとし全く開閉しないようにすると、吸気行程中に筒内に導入されるＥＧＲ量が最小となり、その分、新気の充填効率が高まるのでトルクを最大限向上させることができる。そこまで、トルク要求がない場合は、サブリフトをつけて適度のＥＧＲを導入することで燃費の低減化が図れる。

第４実施形態における、連結切換機構３６が非連結の場合での機関性能効果を纏めると、以下のようになる。すなわち、まず、吸気行程においてサブリフト作動する第１排気弁３ａの作動角やリフトを可変制御することで排気ポート側から筒内に流入するＥＧＲガス量を調整可能となる。さらに、このＥＧＲガスは一方の第１排気弁３ａのみから流入し他方の第２排気弁３ｂからは流入しないため筒内に吸気行程スワールが発生する。

また、燃焼を終えた次の排気行程でメインリフトする第２排気弁３ｂのリフト特性は固定であるため、サブリフト特性が可変制御された場合でも安定した排気作動が得られる上に、このメインリフトは一方の第２排気弁３ｂのみで行われるので、排気行程中のスワールも発生し、次の吸気行程にもそのスワールが残っており、前述の吸気行程中のスワールを高めることができる。

以上のような、ＥＧＲガス量調整、排気行程スワール、吸気行程スワール、排気作動安定などより、燃費や排気といった機関性能を高められる。

また、これらにより、筒内に導入するＥＧＲガス量の許容値を高められるという意味で、さらに燃費や排気を高められるのである。

一方、第４実施形態における連結切換機構３６が連結の場合での機関性能効果としては、前述のように、排気行程で２つの排気弁３ａ、３ｂとも開弁リフトするので、排気効率を高め、トルクを増加することができることなどである。

前記各実施形態では、一対のフォロアを、ロッカシャフト３２を中心に揺動可能な一対のスウィングアーム３０，３１とし、その間に連結切換機構３６を設けたが、別のタイプであっても構わない。例えば、直動型の円筒状のバルブリフタを一対設け、これらを介して一対の機関弁をそれぞれ駆動するようにしても良い。

前記各バルブリフタの円筒側面の一部に平面部を形成し、この各平面部同士を当接させ、その間に連結切換機構を設けても良い。

また、連結切換機構３６として、連結ピンにより連結するものに限らず、特開平８−２１０１１３に示すようなプロップ（レバー）式の連結切換機構であってもよい。また、連結ピンの駆動は、油圧によるものに限らず、特開２０１２−２０９５に示すような電磁ソレノイドによる駆動などとしても良い。

さらに、第１機関弁のリフト量を連続的に可変駆動する可変機構は、実施形態に示したような、偏心カムを駆動カムとするものに限らず、特開２００７−３２１６５３に示すような、卵型カムを駆動カムとするものであっても構わない。

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変更することが可能である。また、駆動軸の先端の図外のチェーンスプロケットに、特開２００９−７４４１４に示すような、位相可変型の可変機構を併設することも可能である。その場合は、吸気バルブタイミングと排気バルブタイミングの相関を変更できるので、さらなる性能効果が期待できる。

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に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１、第２機関弁は吸気弁であり、
前記連結切換機構により第１、第２スイングアームの連結が解除された場合の前記第２吸気弁のリフト特性を、前記第１吸気弁の制御範囲内の最小リフト量及び最小作動角より小さな所定のリフト量と作動角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。
〔請求項ｂ〕請求項ａに記載の内燃機関の可変動弁装置であって、
前記第１駆動カムは、前記クランクシャフトと同期回転する駆動軸に一体回転可能に設けられ、
前記第２駆動カムの外径は、前記駆動軸の外径よりも小さく形成されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｃ〕請求項ａに記載の内燃機関の可変動弁装置であって、
前記第１スイングアームは、前記揺動カムに転接するローラを有することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、前記揺動カムは、第１スイングアームの当接箇所での摩擦方向が変わることから、摩耗が発生し易いことから、ローラを用いることによって、摩耗の発生を抑制することが可能になる。
〔請求項ｄ〕請求項ａに記載の内燃機関の可変動弁装置であって、
前記第２スイングアームには、前記第２駆動カムと当接する当接面が設けられていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、回転する第２駆動カムは摩擦方向が一定であるため、第２スイングアームの当接箇所の摩耗がしにくいことから、ローラを用いなくとも単なる当接面で構成することができる。これによって、ローラを設ける場合に比較してコストの低減化が図れる。
〔請求項ｅ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記連結切換機構は、
前記第１スイングアームと第２スイングアームにそれぞれ設けられた連結孔と、
前記両連結孔内を移動可能に設けられた連結部材と、
前記連結孔に設けられて、前記連結部材を一方向へ付勢するばね部材と、
前記連結部材を前記ばね部材のばね力に抗して移動させる油圧を前記連通孔内に供給する油圧供給通路と、
を備えたことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｆ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記連結切換機構によって連結が解除された場合の前記第２機関弁の特性を、前記第１機関弁の制御範囲内の最大リフト量より大きな所定リフト量でかつ最大作動角よりも大きな所定の作動角となる特性であることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｇ〕請求項ｆに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記揺動カムが当接する第１スイングアームの当接箇所と、前記第２駆動カムが当接する第２スイングアームの当接箇所には、ローラが回転自在に設けられていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、固定リフトが大リフト量であることからローラによる転接によって安定した揺動が可能になる。
〔請求項ｈ〕請求項ｇに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記第２駆動カムは前記クランクシャフトと同期回転する駆動軸と一体回転可能に設けられ、前記揺動カムは前記駆動軸を挟んで２分割可能な２つの部材から形成されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、例えば第２駆動カムを駆動軸に一体に設けた場合でも、揺動カムを組み付けることができるので、組付作業性が向上する。
〔請求項ｉ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記一対の機関弁は吸気弁であって、
前記連結切換機構が解除された場合の前記第１吸気弁の開閉は排気行程で行われると共に、前記第２吸気弁の開閉は吸気行程で行われることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、排気行程で片側一方の吸気弁の開弁作動させることによってＥＧＲの吸入を得ることができる。これによって燃費の向上が図れると共に、片側一方のみのリフトであることから、ＥＧＲスワールも生成できる。
〔請求項ｊ〕請求項ｉに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記連結切換機構が解除された場合の前記第１機関弁の開期間が、前記第２機関弁の開期間とオーバーラップしないことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、連結時に駆動カムが途中で乗り換わる可能性がないので、安定した動作が実現できる。
〔請求項ｋ〕請求項ｊに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１吸気弁の作動角とバルブリフト量が最大に制御された場合であっても、排気弁の作動角及びバルブリフト量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。

この発明によれば、排気弁のバルブリフト量の範囲内で吸気弁が開閉することから、該吸気弁側の吸気ポートに過度の排気ガスが送り込まれることを抑制できる。この結果、エアクリーナなどに排気ガスが当たって異音が発生するなどの不具合が抑制できる。
〔請求項ｌ〕請求項ｊに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記連結切換機構によって連結された場合の前記揺動カムから前記第１スイングアームへ伝達される揺動量はほぼ零に制御されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

連結時は排気行程で開かないようにすることで、新気の割合を増加させ、トルクの必要な高回転域などでトルクを出すことが可能になる。
〔請求項ｍ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１、第２機関弁は排気弁であって、
前記連結切換機構によって連結が解除された場合の前記第１排気弁の開閉は吸気行程で行われると共に、前記第２排気弁の開閉は排気行程で行われることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

吸気行程での片弁リフトによってＥＧＲガスの吸入を得ることができるので、燃費が向上すると共に、片弁のみのリフトであるからＥＧＲガスによるスワールも生成できる。
〔請求項ｎ〕請求項ｍに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記連結切換機構によって連結が解除された場合の前記第１機関弁の開期間が、前記第２機関弁の開期間とオーバーラップしないことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、連結時に駆動カムが途中で切り換わることがないので、安定した動作が実現できる。
〔請求項ｏ〕請求項ｎに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１排気弁の開期間及びバルブリフト量が最大に制御された場合であっても、吸気弁の開期間とバルブリフト量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。
〔請求項ｐ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記連結切換機構の連結及び非連結に切り換えは前記第１機関弁と第２機関弁の閉時期であるカムベースサークル時に行うことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、両機関弁の閉弁時は両スイングアームの動作が停止していることから、この時期に行うと安定して連結、非連結を行える。
〔請求項ｑ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置であって、
前記第１機関弁のバルブリフト量は、機関低回転には小さく制御されていると共に、高回転時には大きくなるように制御されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｒ〕請求項ｑに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記連結切換機構の連結、非連結条件は、機関回転数に応じて決定されることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、機関回転数に応じて連結、非連結を切り換えることによって出力を調整することができる。

１…シリンダヘッド
３ａ…第１吸気弁(第１機関弁)
３ｂ…第２吸気弁(第２機関弁)
４…駆動軸
５…第１駆動カム
６…スイング機構
７…揺動カム
８…伝達機構
９…制御機構
１０ａ・１０ｂ…バルブスプリング
１３…第２駆動カム
１３ａ…外周面
１３ｂ…カムノーズ部
１５…ロッカアーム
１６…リンクアーム
１７…リンクロッド
２４…制御軸
３０…第１スイングアーム(第１フォロア)
３１…第２スイングアーム(第２フォロア)
３２…ロッカシャフト
３４…第１ローラ
３４ａ…第１ローラ軸
３５…スリッパ凸部
３５ａ…スリッパ面
３６…連結切換機構
３７ａ・３７ｂ…第１，第２保持穴
３８…プランジャ
３９…コイルばね
４０…受圧室
４１…油圧回路
４２…油通路
４３…油圧給排通路
４４…オイルポンプ
４６…供給通路
４７…ドレン通路
４８…電磁切換弁
４９…電子コントローラ
５０…第２駆動カム
５０ａ…外周面
５０ｂ…カムノーズ部
５１…第２ローラ
Ｘ…駆動カムの軸心
Ｙ…駆動軸の軸心

Claims (4)

1. バルブスプリングのばね力によって閉弁方向へ付勢された第１排気弁及び第２排気弁と、
   クランクシャフトと同期回転する駆動軸に一体回転可能に設けられた第１駆動カムと及び第２駆動カムと、
   前記第１駆動カムの回転運動を揺動力に変換して伝達する伝達機構と、
   該伝達機構の揺動力が伝達されて揺動運動を行う揺動カムと、
   該揺動カムの揺動運動によって押圧されて前記第１排気弁を開作動させる第１スイングアームと、
   前記第２駆動カムの回転によって押圧されて前記第２排気弁を開作動させる第２スイングアームと、
   前記伝達機構の姿勢を変化させることによって、前記揺動カムの揺動量を変化させる制御機構と、
   前記第１スイングアームと第２スイングアームを連結または非連結とする連結切換機構を有し、
   前記連結切換機構によって第１スイングアームと第２スイングアームの連結が解除された場合に、前記第１排気弁の開閉は吸気行程で行われると共に、前記第２排気弁の開閉は排気行程で行われる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、
   前記連結切換機構によって前記第１スイングアームと第２スイングアームの連結が解除された場合に、前記第１排気弁の開期間が前記第２排気弁の開期間とオーバーラップしないことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
3. 請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   前記第１排気弁の開期間及びバルブリフト量が最大に制御された場合であっても、吸気弁の開期間とバルブリフト量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。
4. クランクシャフトの回転力によって回転駆動する第１駆動カム及び第２駆動カムと、
   バルブスプリングによって閉弁方向へ付勢された第１排気弁及び第２排気弁と、
   前記第１駆動カムの回転運動を揺動運動に変換して伝達する伝達機構と、
   該伝達機構の揺動力が伝達されて揺動運動を行う揺動カムと、
   前記伝達機構の姿勢を変化させることによって前記揺動カムの揺動量を変化させる制御機構と、
   前記揺動カムが当接して前記第１排気弁を開閉作動させる第１フォロアと、
   前記第２駆動カムが当接して前記第２排気弁の開閉作動を行う第２フォロアと、
   前記第１フォロアと第２フォロアの開閉量と開閉タイミングを連動させるか、または連動解除する切換機構とを有し、
   前記切換機構によって連動が解除された場合の前記第１排気弁の開閉は吸気行程で行われると共に、前記第２排気弁の開閉は排気行程で行われることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

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