CN101553647A - 带可变动阀机构的内燃机 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种能够防止油压式气门间隙调节器的唧送的发生，而且能够抑制多余的摩擦的增加的带可变动阀机构的内燃机。其中，将最大负荷(P1max、P2max)按如下方式进行设定，即：在将可变动阀机构的惯性力(F2)超过空转弹簧的最大负荷(P2max)的临界发动机转速设为第一发动机转速(N1)，且将阀和弹动杆的惯性力(F1)超过阀簧的最大负荷(P1max)的临界发动机转速设为第二发动机转速(N2)时，第一发动机转速(N1)比第二发动机转速(N2)更低。

Description

带可变动阀机构的内燃机
技术领域
本发明涉及具有能够以机械方式变更阀的作用角和抬起量的可变动阀机构的带可变动阀机构的内燃机。
背景技术
已知具有根据内燃机的运转状态，能够以机械方式变更阀的作用角和抬起量的可变动阀机构的装置(例如，参照专利文献1)。根据该装置，在凸轮和弹动杆之间配置上述可变动阀机构。
专利文献1：日本特开2003-239712号公报
专利文献2：日本特开平6-221123号公报
专利文献3：日本特开平9-228808号公报
专利文献4：日本专利第2503932号公报
然而，弹动杆由阀和油压式气门间隙调节器(HLA：Hydraulic LashAdjuster)支撑。因此，通过这些阀簧和油压式气门间隙调节器的作用力，弹动杆被按压在可变动阀机构上。
但是，在内燃机的高速旋转时，由可变动阀机构，弹动杆和阀等构成的气门传动系统以高速动作，因此在该气门传动系统上作用的惯性力增大。如果这样的惯性力增大，则有时可变动阀机构和弹动杆的触点会分离。这时，在瞬时油压式气门间隙调节器伸长，由此弹动杆和可变动阀机构再次接触。即，发生油压式气门间隙调节器的唧送(pump up)。其结果，有可能发生阀不完全关闭的阀关闭不良的现象。
此外，如果弹簧最大负荷设定得高，则气门传动系统的多余的摩擦力增加，有可能招来燃料费的恶化或构成零部件的耐磨损性的下降。
发明内容
本发明是为了解决上述的课题而提出的，其目的在于，提供能够防止油压式气门间隙调节器的唧送的发生，且能够抑制多余的摩擦的增加的带可变动阀机构的内燃机。
第一发明为了达到上述的目的，提供一种内燃机，其在驱动凸轮和由油压式气门间隙调节器以及阀支撑的弹动杆之间具有机械式的可变动阀机构，其特征在于，
包括：以将上述可变动阀机构向上述驱动凸轮按压的方式施加负荷的空转弹簧；以将上述弹动杆向上述可变动阀机构按压的方式施加负荷的阀簧，
将上述空转弹簧和上述阀簧的最大负荷按如下方式进行设定，即：上述可变动阀机构的惯性力超过上述空转弹簧的最大负荷的临界发动机转速设为第一发动机转速，将上述阀和上述弹动杆的惯性力超过上述阀簧的最大负荷的临界发动机转速设为第二发动机转速时，该第一发动机转速比该第二发动机转速更低。
此外，第二发明在第一发明的基础上，其特征在于，
将上述空转弹簧和上述阀簧的最大负荷按如下方式进行设定，即：上述阀的回弹发生的发动机转速成为瞬间地允许的最大发动机转速即瞬间允许最大转速。
此外，第三发明在第一或第二发明的基础上，其特征在于，
将上述阀簧的最大负荷按如下方式进行设定，即：上述第二发动机转速成为在执行燃料切断之后只用上述内燃机能实现的最大转速即长时间保证转速。
根据第一发明，可变动阀机构的惯性力超过空转弹簧最大负荷的第一发动机转速低于阀和弹动杆的惯性力超过阀簧最大负荷的第二发动机转速。由此，在弹动杆和可变动阀机构之间的触点的分离之前，允许可变动阀机构和驱动凸轮之间的触点的分离。
这里，如果弹动杆和可变动阀机构之间的触点分离，则发生油压式气门间隙调节器的唧送，有可能发生阀的关闭不良。
但是，根据第一发明，允许可变动阀机构和驱动凸轮之间的触点的分离引起的突增的发生，且可防止油压式气门间隙调节器的唧送的发生。因此，能够防止阀的关闭不良的发生，能够防止内燃机的性能下降。
进而，根据第一发明，将空转弹簧的最大负荷设定得低些，以便为了防止弹动杆和可变动阀机构的触点的分离而设定阀簧的最大负荷时，允许可变动阀机构和驱动凸轮之间的触点的分离，因此能够抑制可变动阀机构的多余的摩擦的增加。由此，能够抑制燃料经济性的恶化、可变动阀机构的构成零部件的耐磨损性的下降。
根据第二发明，通过空转弹簧和阀簧的最大负荷的设定，回弹发生的发动机转速成为瞬间允许最大转速。由此，能够实质上禁止回弹的发生。进而，与回弹发生的发动机转速比瞬间允许最大转速更高时相比，弹簧最大负荷设定得低些，因此能够抑制可变动阀机构的多余的摩擦的增加。
根据第三发明，通过阀簧的最大负荷的设定，阀和弹动杆的惯性力超过阀簧的最大负荷的临界发动机转速(第二发动机转速)为长时间保证转速。由此，在达到长时间保证转速为止之前，禁止弹动杆和可变动阀机构之间的触点的分离，禁止油压式气门间隙调节器的唧送。因此，在达到长时间保证转速为止之前，禁止阀的关闭不良的发生，从而能够避免内燃机的性能下降发生的事态。
附图说明
图1是用于说明根据本发明实施方式的系统的整体构成的图。
图2是用于说明图1所示的可变动阀机构40的构成的立体图。
图3是从吸气凸轮轴15的轴向观察图2所示的可变动阀机构40的侧视图。
图4是表示由可变动阀机构40实现的吸气阀14的作用角和抬起量的连续的变化的图。
图5是表示弹簧负荷和惯性力的一个例子的图。
图6是用于说明高速旋转时突增发生的图。
图7是用于说明高速旋转时回弹发生的图。
图8是用于说明在本发明的实施方式中，弹簧最大负荷P1max、P2max的设定方法的图。
图9是表示对本发明的实施方式的比较例的图。
符号的说明如下：
1-内燃机；7-曲轴转角传感器；14-吸气阀；14b-阀簧；16-吸气凸轮；40-可变动阀机构；41-控制轴；50-摇臂；52-凸轮滚柱；55-空转弹簧；56-弹动杆；57-摇杆滚轮；58-油压式气门间隙调节器；60-ECU。
具体实施方式
以下，参照附图说明本发明的实施方式。另外，对在各图中共通的要素赋予相同的符号，并省略重复说明。
[系统构成的说明]
图1是用于说明本发明的实施方式的系统的整体构成的图。本实施方式的系统具有内燃机1。内燃机1具有多个气缸2。图1中只表示多个气缸中的一个气缸。
内燃机1具备在内部具有活塞3的气缸体4。活塞3通过曲柄机构与曲柄轴6连接。在曲柄轴6的附近设置有曲轴转角传感器7。曲轴转角传感器7构成为可检测曲柄轴6的旋转角度(曲柄角CA)。
在气缸体4的上部组装有气缸盖8。从活塞3上面到气缸盖8为止的空间构成燃烧室10。在气缸盖8上设置有对燃烧室10内直接喷射燃料的喷射器11。此外，在气缸盖8上设置有对燃烧室10内的混合气进行点火的火花塞12。
气缸盖8具备与燃烧室10连通的吸气口13。在吸气口13和燃烧室10的连接部上设置有吸气阀14。本实施方式1的系统与在按各气缸设置的2个吸气口13对应地具有2个吸气阀14(参照图2)。
在吸气阀14和设置在吸气凸轮轴15上的吸气凸轮16之间设置有机械式的可变动阀机构40。虽然在后面进行详述，但是能够以机械方式变更吸气阀14的开阀特性地构成该可变动阀机构40。即，该可变动阀机构40构成为可使吸气凸轮16的旋转运动和后述的弹动杆56的摇动运动的连动状态连续地变化。此外，通过传递曲柄轴6的驱动力，可旋转驱动吸气凸轮轴15。
在吸气口13上连接有吸气通路18。在吸气通路18的途中设置有稳压罐(surge tank)20。在稳压罐20的上游设置有节气门22。节气门22是由节流马达23驱动的电子控制式的阀。根据由加速装置开度传感器24检测到的加速装置开度AA，来驱动节气门22。在节气门22的附近设置有检测节气门开度TA的节气门角度传感器25。
在节气门22的上游设置有气流计26。气流计26构成为可检测吸入空气量Ga。在气流计26的上游设置有空气过滤器27。
此外，气缸盖8具有与燃烧室10连通的排气口28。在排气口28和燃烧室10之间的连接部上设置排气阀30。在排气口28上连接有排气通路32。在排气通路32上设置将排气气体净化的催化剂34。在催化剂34的上游设置有检测排气空燃比的空燃比传感器36。
此外，本实施方式的系统具有作为控制装置的ECU(ElectronicControl Unit)60。在ECU60的输出一侧连接有喷射器11、火花塞12、节流马达23、可变动阀机构40等。在ECU60的输入一侧连接有曲轴转角传感器7、加速装置开度传感器24、节气门角度传感器25、气流计26、空燃比传感器36等。ECU60根据各传感器的输出，执行燃料喷射控制或点火时期控制那样的内燃机整体的控制。
此外，ECU60根据曲轴转角传感器7的输出，来计算发动机转速NE。此外，ECU60根据加速装置开度AA及节气门开度TA等，来计算内燃机1所要求的负荷KL。进而，ECU60根据内燃机1的运转状态(NE、KL)，来控制控制轴41的位置，由此连续可变地控制吸气阀14的作用角/抬起量。
[可变动阀机构的构成]
图2是用于说明图1所示的可变动阀机构40的构成的立体图。图3是从吸气凸轮轴15的轴向观察图2所示的可变动阀机构40的侧视图。
如图2所示，以驱动凸轮即吸气凸轮16作为中心，左右对称地配置有2个吸气阀14L、14R。在吸气凸轮16和吸气阀14L、14R之间设置有使各吸气阀14L、14R的抬起运动与吸气凸轮16的旋转运动连动的可变动阀机构40。
以下，在本说明书和附图中，关于可变动阀机构40的各构成零部件和吸气阀14L、14R等对称地被配置的零部件，在没必要特别区别时，有时也不附加区别左右的L、R的标记。
如图2和图3所示，可变动阀机构40具有控制轴41。该控制轴41与吸气凸轮轴15平行地被配置。该控制轴41由未图示的驱动机构而旋转驱动。驱动机构例如能够由固定在控制轴41上的蜗轮、与该蜗轮啮合的蜗轮蜗杆、具有固定该蜗轮蜗杆的输出轴的电动马达等构成。
在控制轴41上用螺栓43固定有控制臂42。在控制臂42的突出部上用销45安装有中间臂44。销45配置在从控制轴41的中心偏心的位置上。因此，中间臂44以销45为中心摇动地构成。在中间臂44的顶端部上可旋转地设置有后面描述的滚柱52、53。
此外，在控制轴41上可摇动地支承有2个摇臂50L、50R。摇臂50R在与吸气凸轮16相对置的一侧上具有滑动面50a。该滑动面50a形成为与第二滚柱53接触。滑动面50a由从摇臂50的顶端一侧越向控制轴41的轴中心一侧移动，第一滚柱53与吸气凸轮16之间的间隔逐渐变窄的曲面来构成。
此外，摇臂50在滑动面50a的相反一侧具有摇动凸轮面51。摇动凸轮面51由非作用面51a和作用面51b构成，该非作用面51a形成为离摇臂50的摇动中心的距离为一定，该作用面51b形成为越离开非作用面51a的位置离控制轴41的轴中心的距离越远。
在滑动面50a和吸气凸轮16的周面之间配置有第一滚柱(以下也称作“凸轮滚柱”)52和第二滚柱53。更具体而言，凸轮滚柱52配置成与吸气凸轮16的周面接触。此外，第二滚柱53配置成与摇臂50的滑动面50a接触。
凸轮滚柱52和第二滚柱53由在上述中间臂44的顶端部固定的连接轴54可自由旋转地被支承。中间臂44以销45作为支点而摇动，因此这些滚柱52、53也从销45保持一定距离，并且沿着滑动面50a和吸气凸轮16的周面进行摇动。
此外，在摇臂50上形成有弹簧座50b。在该弹簧座50b上挂有空转弹簧55的一端。空转弹簧55的另一端固定在内燃机1的静止部位上。空转弹簧55是压缩弹簧。
因空转弹簧55的负荷，摇臂50的滑动面50a被按压在第二滚柱53上，进而凸轮滚柱52被按压在吸气凸轮16上。后面叙述空转弹簧55的最大负荷P2max的设定。
在摇臂50的下方配置有弹动杆56。在弹动杆56上与摇动凸轮面51相对置地设置有摇杆滚轮57。摇杆滚轮57可自由旋转地安装在弹动杆56的中间部上。弹动杆56的一端由阀14的阀轴14a支承。弹动杆56的另一端由油压式气门间隙调节器58可自由旋转地支承。由此，弹动杆56以油压式气门间隙调节器58作为支点可转动。该油压式气门间隙调节器58以在摇杆滚轮57和摇动凸轮面51之间不形成间隙的方式，被推向按压弹动杆56的方向。
此外，阀轴14a的上部与阀座14c连接。在该阀座14c的下方设置有阀簧14b。因阀簧14b的负荷P1，阀座14c被推向阀关闭方向，而按压弹动杆56。由此，弹动杆56被推向按压的方向，因此摇杆滚轮57按压在摇臂50的摇动凸轮面51上。后面叙述阀簧14b的最大负荷P1max。
根据上述的可变动阀机构40的构成，随着吸气凸轮16的旋转，吸气凸轮16的按压力通过凸轮滚柱52和第二滚柱53而传递到滑动面50a上。其结果，如果摇动凸轮面51和摇杆滚轮57的触点从非作用面51a波及到作用面51b上，则弹动杆56被下压，吸气阀14开阀。
此外，根据可变动阀机构40的构成，如果使控制轴41的旋转角度(旋转位置)变化，则滑动面50a上的第二滚柱53的位置就变化，抬起动作时的摇臂50的摇动范围变化。
更具体而言，如果将控制轴41在图3中的逆时针方向旋转，则在滑动面50a上的第二滚柱53的位置移动到摇臂50的顶端一侧。这样，对于在吸气凸轮16的按压力传递而摇臂50开始摇动动作后，到事实上弹动杆56开始被按压所需的摇臂50的旋转角度而言，控制轴41越向图3中的逆时针方向旋转则越变大。即，通过将控制轴41在图3中的逆时针方向旋转，能够减小阀14的作用角和抬起量。相反，通过将控制轴41向顺时针方向旋转，能够增大阀14的作用角和抬起量。通过这样控制控制轴41的位置，如图4所示，能够连续地使吸气阀14的作用角和抬起量变化。
[实施方式的特征]
然而，根据本发明的见解，在由可变动阀机构40、弹动杆56和吸气阀14等构成的气门传动系统上作用的惯性力，与发动机转速NE的平方成比例。
在气门传动系统中的比可变动阀机构40更下方的弹动杆56和吸气阀14等(以下也称作“阀一侧的气门传动系统”)上作用的惯性力F1，能够表示为以下表达式(1)、(2)。在以下表达式(1)、(2)中，“We”是阀一侧气门传动系统的换算等价质量[kg]，“A”是阀加速度[mm/deg2(CAM)]。
另一方面，在气门传动系统中的可变动阀机构40上作用的惯性力F2，即在可变动阀机构40的凸轮滚柱52上作用的惯性力F2能够从控制轴41周围的惯性矩而求出。
F 1 = We 1000 × A × [ NE 60 × 2 × 360 ] 2 · · · ( 1 )
= 0.009 × We × A × NE · · · ( 2 )
在低速旋转时，上述气门传动系统的动作速度不那么快。因此，在低速旋转时，如图5所示，由虚线L2表示的气门传动系统的惯性力F1、F2比由实线L1表示的弹簧负荷P1、P2更小。在这种低速旋转时，图3中所示的吸气凸轮16和凸轮滚柱52之间的触点A、摇臂50和摇杆滚轮57之间的触点B均不分离而接触。从而，在图6中由虚线C1表示的低速旋转时的起阀曲线变为已被设计的起阀曲线(以下称作“设计起阀曲线”)。因此，在低速旋转时不发生吸气阀14的突增。
然而，随着发动机转速NE的增加，作用在气门传动系统上的惯性力与该发动机转速NE的平方成比例地增大(参照图5)。而如果惯性力超过弹簧负荷，则上述的触点A和触点B分离。这样就发生吸气阀14的突增，与低速旋转时的起阀特性C1不同，成为在图6中由实线C2表示的起阀特性。
进而，当发动机转速NE增加时，惯性力也进一步增大。后面将详细描述，但如果惯性力的合计超过弹簧最大负荷的合计规定值ΔF，则如在图7中由实线C3所示，发生突增的吸气阀14落座之后跳回的所谓的回弹。该回弹的冲击负荷传递到吸气阀14的盖部，因此希望避免回弹的发生。
在本实施方式中，根据以下说明的方法，设定阀簧14b的最大负荷P1max和空转弹簧55的最大负荷P2max。图8是用于说明在本实施方式中，阀簧14b的最大负荷P1max和空转弹簧55的最大负荷P2max的设定方法的图。
首先，说明阀簧14b的最大负荷P1max的设定方法。
这里，在吸气阀14和弹动杆56的惯性力F1超过阀簧14b的最大负荷P1max之前，图3所示的摇杆滚轮57和摇臂50之间的触点B接触。即，如果摇杆滚轮57和摇臂50分离，则弹动杆56和油压式气门间隙调节器58也分离。这样，油压式气门间隙调节器58具有的校验功能发挥作用，油压式气门间隙调节器58在向上推弹动杆56的方向(向上)上伸长。即，发生油压式气门间隙调节器58的唧送。
此外，当触点B离开时，发生吸气阀14的突增。在直到该突增的吸气阀14落座之前，油压式气门间隙调节器58回漏(leak down)，而使弹动杆56下压到原来的位置时，不发生内燃机1的功能下降的问题。
但是，油压式气门间隙调节器58中，与校验(唧送)所需的时间相比，回漏(缩小)所需的时间更长。这是因为如果过度敏感地进行油压式气门间隙调节器58的伸缩，则弹动杆56的位置过分地变动，而吸气阀14的抬起量也过度地变动。因此，突增的吸气阀14落座之前，唧送的油压式气门间隙调节器58的回漏不会结束。
这样，弹动杆56的转动支点偏移到上方，因此发生吸气阀14的关闭不良。如果发生吸气阀14的关闭不良，则向吸气通路18的新气的吹回量增大，因此被吸入到燃烧室10内的空气量不足，实际压缩比降低。其结果，导致压缩端温度的下降和发动机输出的下降等内燃机1的性能下降。
因此，在本实施方式中，如图8所示，在长时间保证转速N2之前，为了防止上述的油压式气门间隙调节器58的唧送的发生，禁止摇杆滚轮57和摇臂50之间的触点B的分离。即，在长时间保证转速N2中，弹动杆56和吸气阀14的惯性力F1超过阀簧最大负荷P1max地设定该最大负荷P1max。即，惯性力F1超过阀簧最大负荷P1max的临界发动机转速为长时间保证转速N2。
这里，长时间保证转速N2是在燃料切断执行后只由内燃机1能够实现的最大发动机转速。该长时间保证转速N2是考虑在红区内执行的燃料切断后的过冲、该燃料切断的偏移等而被设定的。长时间保证转速N2是比最高输出转速(例如6000rpm)更高的转速，例如6500rpm。
下面，说明空转弹簧55的最大负荷P2max的设定方法。与上述阀簧最大负荷P1max同样，如图9所示的比较例那样，可以考虑在长时间保证转速N2中，以可变动阀机构40的凸轮滚柱52的惯性力F2超过空转弹簧最大负荷P2max的方式，来设定该最大负荷P2max。根据这样的方法，在直到长时间保证转速N2为止，与上述触点B同样，能够防止吸气凸轮16和凸轮滚柱52之间的触点A的分离。
然而，如图9所示，如果上述2个惯性力F1、F2的合计F(＝F1+F2)比上述2个弹簧最大负荷P1max、P2max的合计P(＝P1max+P2max)仅仅大规定量ΔF，则发生图7所示的回弹。因此，如图9所示，在以长时间保证转速N2作为基准来设定2个最大负荷P1max、P2max时，在比瞬间允许最大转速Nmax更高的发动机转速N3以后，发生回弹。该瞬间允许最大转速Nmax是内燃机1不以自身力旋转，而是由减档时的转速上升而瞬间地实现的发动机转速，例如是6900rpm。
但是，实际上能够到达的是瞬间允许最大转速Nmax，达不到发动机转速N3。因此，在图9的比较例中，如该图中箭头所示，在瞬间允许最大转速Nmax～发动机转速N3之间，过度地抑制回弹的发生，相应地最大负荷的合计P变得过剩。其结果，导致气门传动系统的摩擦增大，因此有可能导致燃料经济性的恶化或可变动阀机构40的构成零部件的耐磨损性的下降。
因此，在本实施方式中，如图8所示，将该最大负荷P2max按如下方式进行设定，即在比长时间保证转速N2更低的发动机转速N1(例如6100rpm)中，可变动阀机构40的惯性力F2超过空转弹簧最大负荷P2max。即在发动机转速N1中，允许吸气凸轮16和凸轮滚柱52的触点A的分离。在发动机转速N1以后，允许吸气阀14的突增的发生。
这里，如果发生吸气阀14的突增，则落座时的声音有可能成为问题。但是，因为是高速旋转时，所以可认为落座时的声音不会成为太大问题。进而，由于突增，起阀量增大，所以吸入到缸内的空气量增大，不发生实际压缩比的下降。因此，可认为与上述油压式气门间隙调节器58的唧送时不同，即使如上所述地允许吸气凸轮16和凸轮滚柱52的触点A的分离，也不发生内燃机1的性能下降。
在本实施方式中，将上述最大负荷P2max以在瞬间允许最大转速Nmax下发生回弹的方式进行设定。即，将上述最大负荷P2max按如下方式进行设定，即在瞬间允许最大转速Nmax下，上述2个惯性力F1、F2的合计F比2个最大负荷P1max、P2max的合计P大规定值ΔF。
如上所述，根据本实施方式，根据阀簧14b的最大负荷P1max的设定，在达到长时间保证转速N2为止之前，禁止摇杆滚轮57和摇臂50之间的触点B的分离。由此，在长时间保证转速N2之前，禁止弹动杆56和油压式气门间隙调节器58之间的触点C的分离，禁止油压式气门间隙调节器58的唧送。因此，在达到长时间保证转速N2为止之前，禁止吸气阀14的关闭不良的发生，因此能够避免内燃机1的性能下降发生的事态。
此外，根据本实施方式，在摇杆滚轮57和摇臂之间的触点B的分离之前，先允许吸气凸轮16和凸轮滚柱52之间的触点A的分离。由此，允许吸气阀14的突增的发生，且能够禁止油压式气门间隙调节器58的唧送。此外，通过先允许触点A的分离，能够将空转弹簧55的最大负荷P2max抑制得低些。从而，将空转弹簧55的最大负荷P2max设定得低些，以便即使是如上所述地设定阀簧14b的最大负荷P1max时也允许触点A的分离，因此能够抑制可变动阀机构40的多余的摩擦增加。因此，能够抑制燃料经济性的恶化、可变动阀机构40的构成零部件的耐磨损性的下降。
进而，根据本实施方式，通过最大负荷P1max、P2max的设定，回弹发生的发动机转速成为瞬间允许最大转速Nmax。因此，回弹发生的发动机转速比瞬间允许最大转速Nmax更高时，能够抑制可变动阀机构40的多余的摩擦增加。
然而，在本实施方式中，在瞬间允许最大转速Nmax下发生回弹，但是回弹发生的发动机转速并不限定于该瞬间允许最大转速Nmax。通过使惯性力F2超过空转弹簧最大负荷P2max的临界发动机转速比惯性力F1超过阀簧最大负荷P1max的临界发动机转速更低，而能够使回弹发生的发动机转速比图9所示的比较例中的发动机转速N3更低。从而，能够抑制多余的摩擦的发生。
如果能够排除回弹的冲击引起的可靠性下降的可能性，则可以在比瞬间允许最大转速Nmax更低转速旋转的一侧发生回弹。这时，与在瞬间允许最大转速Nmax下发生回弹时相比，能够将空转弹簧最大负荷P2max抑制得更低，因此能够进一步抑制多余的摩擦的增大。
另外，在本实施方式中，吸气凸轮16相当于第一发明中的“驱动凸轮”，油压式气门间隙调节器58相当于第一发明中的“油压式气门间隙调节器”，吸气阀14相当于第一发明中的“阀”，弹动杆56相当于第一发明中的“弹动杆”。此外，在本实施方式中，可变动阀机构40相当于第一发明中的“可变动阀机构”，内燃机1相当于第一发明中的“内燃机”，空转弹簧55相当于第一发明中的“空转弹簧”，阀簧14b相当于第一发明中的“阀簧”。

Claims (3)

1.一种带可变动阀机构的内燃机，在驱动凸轮和由油压式气门间隙调节器以及阀支撑的弹动杆之间具有机械式的可变动阀机构，其特征在于，
包括：以将上述可变动阀机构向上述驱动凸轮按压的方式施加负荷的空转弹簧；以将上述弹动杆向上述可变动阀机构按压的方式施加负荷的阀簧，
将上述空转弹簧和上述阀簧的最大负荷按如下方式进行设定，即：上述可变动阀机构的惯性力超过上述空转弹簧的最大负荷的临界发动机转速设为第一发动机转速，将上述阀和上述弹动杆的惯性力超过上述阀簧的最大负荷的临界发动机转速设为第二发动机转速时，该第一发动机转速比该第二发动机转速更低。
2.根据权利要求1所述的带可变动阀机构的内燃机，其特征在于，将上述空转弹簧和上述阀簧的最大负荷按如下方式进行设定，即：上述阀的回弹发生的发动机转速成为瞬间地允许的最大发动机转速即瞬间允许最大转速。
3.根据权利要求1或2所述的带可变动阀机构的内燃机，其特征在于，将上述阀簧的最大负荷按如下方式进行设定，即：上述第二发动机转速成为在执行燃料切断之后只用上述内燃机能实现的最大转速即长时间保证转速。
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