CN102052113A - 内燃机用可变阀装置 - Google Patents

Abstract

在内燃机用可变阀装置中，其具有包括开口可变功能的凸轮相位可变机构，当内燃机运行于预定的极低转速低载荷区域中时，把第二进气凸轮的相位控制到比第二进气阀的阀关闭定时处于最大延迟角位置处的相位更靠近提前角侧(S1)。

Description

内燃机用可变阀装置

技术领域

本发明涉及一种内燃机用可变阀装置，涉及用于使进排气阀的阀开启/关闭定时最优化的技术。

背景技术

在近年中，越来越多的内燃机(发动机)装备了作为可变阀装置的凸轮相位可变机构，用于改变阀开启/关闭定时(凸轮相位)。而且，已经开发了相关技术，由此把上述凸轮相位可变机构应用到在每个汽缸上具备多个阀门的内燃机上，并且使得只有多个阀门中的一部分阀门的阀开启/关闭定时根据内燃机的运行状态而变化(开口)(日本专利特开2009-144521号公报)。

这样，在每个汽缸的多个阀门中能够只改变一部分阀门的阀开启/关闭定时的话，则能够连续开启多个阀门，例如，进气阀中可以延长进气阀的阀开启期间，执行高灵活性的阀控制，这使得改进内燃机的运转性能成为可能。

一般对于进气阀而言，因为通过延迟阀关闭定时能够减少泵送损失，所以当内燃机处于低转速低载荷的状态中时优选地将进气阀的阀关闭定时设定到最大延迟角位置处。基于这种观点，根据上述的公开文献，当内燃机处于启动和怠速等低转速低载荷的状态中时，把多个(此处为2个)进气阀中开启/关闭定时可变的一个阀控制到最大延迟角位置。

然而，根据发明人的研究，在热怠速等内燃机预热之后的极低转速低载荷时，如果把多个进气阀中开启/关闭定时可变的一个阀，如上所述控制到最大延迟角位置的话，则会减少泵送损失，但是已经确认能够引起其他现象，比如燃烧不稳定和燃费增加。这样，在内燃机预热之后的极低转速低载荷时使得燃烧稳定性恶化和燃料费用增加的话，特别是从怠速运行的实施频率高的角度出发，则不能充分提高内燃机的运行性能，这是不被期望的。

发明内容

本发明的目的在于提供一种内燃机用可变阀装置，其能够在内燃机预热之后的极低转速低载荷时防止燃烧稳定性和燃料消耗的恶化，以及改进内燃机的运行性能。

为了获得上述目的，本发明提供了一种具有凸轮相位可变机构的内燃机用可变阀装置，在每个汽缸上具有由第一进气凸轮驱动的第一进气阀和由第二进气凸轮驱动的第二进气阀，该机构能够相对于所述第一进气凸轮改变所述第二进气凸轮的相位，其特征在于可变阀装置具有控制所述凸轮相位可变机构的相位可变控制单元；以及当内燃机运行于预定的极低转速低载荷区域中时，该相位可变控制单元把所述第二进气凸轮的相位控制到比所述第二进气阀的阀关闭定时处于最大延迟角位置的相位更靠近提前角侧。

由此，在具有凸轮相位可变机构的内燃机用可变阀装置中，该机构包括用于相对于第一进气凸轮使第二进气凸轮的相位改变的开口可变功能，当内燃机运行于预定的极低转速低载荷区域中时，把第二进气凸轮的相位控制到比第二进气阀的阀关闭定时处于最大延迟角位置处的相位更靠近提前角侧。因此，在极低转速低载荷区域中，如果通过使用具有开口可变功能的凸轮相位可变机构延迟第二进气凸轮的相位，那么在精确控制进气歧管的压力的同时成功地降低泵送损失是可能的，但是另一方面，发生了燃烧稳定性和燃料消耗恶化的现象，然而，在极低转速低载荷区域中通过把第二进气凸轮的相位控制到比第二进气阀的阀关闭定时处于最大延迟角位置的相位更靠近提前角侧，能够防止燃烧稳定性和燃料消耗的恶化、改进内燃机的运行性能。

优选地，所述第二进气阀的阀关闭定时，在转速和载荷都高于在所述预定的极低转速低载荷区域的低转速低载荷区域中优选设置在所述最大延迟角位置。

由此，第二进气阀的阀关闭定时被设定在转速和载荷都高于在预定的极低转速低载荷区域的低转速低载荷区域中最大延迟角位置，因此，在低转速低载荷区域中，通过延迟第二进气阀的阀关闭定时能够降低实际压缩比成功地减少泵送损失，并且能够加速气缸内的流动、优化燃料消耗。

优选地，所述内燃机在进气通道上具有调节进气量的节流阀，所述相位可变控制单元进一步控制所述节流阀使其位于比所述第二进气阀的阀关闭定时处于最大延迟角位置时更靠近关闭侧。

由此，控制节流阀使其比当第二进气阀的阀关闭定时处于最大延迟角位置处时更靠近关闭侧的位置处，因此能够增加负压，促进燃料气化，能够进一步防止燃烧稳定性和燃料消耗的恶化。

进而优选地，所述凸轮相位可变机构，通过把内部凸轮轴可转动地收容于由管构件形成的外部凸轮轴中而构成，其具有能够由所述内燃机的曲柄输出来驱动的轴构件；在所述外部凸轮轴的外周部设置有所述第一进气凸轮，并且，所述第二进气凸轮可转动地围绕所述外部凸轮轴的轴心设置，并且构成为使得在所述外部凸轮轴和所述内部凸轮轴的相对位移处，所述第二进气凸轮的相位以所述第一进气凸轮为基准可变。所述相位可变控制单元把所述第二进气凸轮的相位控制到预定的相位范围内，以使得在比所述最大延迟角位置更靠近提前角侧的位置所述轴构件的驱动扭矩波动小于该最大延迟角位置的驱动扭矩波动。

由此，在凸轮相位可变机构中，其通过把内部凸轮轴可转动地收容在由管构件形成的外部凸轮轴中来构成，并且具有能够由内燃机的曲柄输出来驱动的轴构件，把第二进气凸轮的相位控制到预定的相位范围内，以使得在比最大延迟角位置更靠近提前角侧的位置，轴构件的驱动扭矩波动小于该最大延迟角位置的驱动扭矩波动，因此，轴构件的驱动扭矩波动大时，尽管润滑油的润滑状态易于从流体润滑改变到混合润滑或边界润滑，并且驱动摩擦易于增加，但是通过控制第二进气凸轮的相位以使得轴构件的驱动扭矩波动变小，能够减少驱动摩擦并且成功地防止燃烧稳定性和燃料消耗的恶化。

附图说明

通过在下文中给出的详细描述以及附图，本发明将变得更显而易见，其中仅仅以例证的形式给出附图，因此附图不对本发明构成限制，其中：

图1是依据本发明的内燃机用可变阀装置的结构示意图；

图2是用于控制第一凸轮相位可变机构和第二凸轮相位可变机构的运行的图；

图3是表示在低转速低载荷区域中进行操作控制的情况下，发动机的曲柄角与第一进气阀、第二进气阀以及排气阀的提升量之间的关系的图；

图4是表示第二进气阀的阀关闭定时与燃烧稳定性、进气歧管压力、泵送损失和燃料消耗之间的关系的图；

图5是斯特里贝克(stribeck)线图；

图6是表示发动机转速Ne与阀驱动摩擦和润滑油温度之间的关系的图；以及

图7是表示在第一进气阀和第二进气阀之间的开口(split)量与施加到进气凸轮轴上的扭矩之间的关系的图。

具体实施方式

下面将参考附图描述本发明的一个实施例。

图1根据本发明的内燃机用可变阀装置的结构示意图，是表示发动机1的汽缸盖2的内部结构的俯视图。

例如，发动机1是具有DOHC气阀机构的直列式四缸发动机。如图1所示，凸轮链轮5和6分别连接到可自由旋转地支撑在汽缸盖2中的排气凸轮轴3和进气凸轮轴4上，这些凸轮链轮5和6通过链7连接到未图示的曲柄轴上。

在发动机1的每个气缸8中设置有两个进气阀9和10与未图示的两个排气阀。两个进气阀9和10通过在进气凸轮轴4中交替配置的第一进气凸轮11和第二进气凸轮12驱动。具体地，两个进气阀中的第一进气阀9由第一进气凸轮11来驱动，而第二进气阀10由第二进气凸轮12来驱动。一方面，两个排气阀由固定到排气凸轮轴3上的各自的排气凸轮13来驱动。

进气凸轮轴4为具有空心外部凸轮轴和插入到该外部凸轮轴中的内部凸轮轴的双层结构。外部凸轮轴和内部凸轮轴同心地配置成在彼此之间具有小间隙，并且由形成在发动机1的汽缸盖2中的多个凸轮轴颈23可转动地支撑。

第一进气凸轮11固定在外部凸轮轴上。此外，第二进气凸轮12可转动地支撑在外部凸轮轴上。通过固定销固定该第二进气凸轮12和内部凸轮轴，该固定销穿过在外部凸轮轴的圆周方向上延伸的长孔。因此，通过外部凸轮轴的旋转来驱动第一进气凸轮11，而通过内部凸轮轴的旋转来驱动第二进气凸轮12。

第一凸轮相位可变机构30和第二凸轮相位可变机构(根据本发明的凸轮相位可变机构)31设置在进气凸轮轴4上。例如，在第一凸轮相位可变机构30和第二凸轮相位可变机构31上使用了公知的叶片式液压致动器。这样来构成叶片式液压致动器，以使得叶片转子可转动地设置在圆筒状的壳体(盖)中，根据从液压单元50经过电磁液压阀52和54供给到壳体中的液压油的量，即根据液压，叶片式液压致动器具有相对于壳体改变叶片旋转角的功能。

第一凸轮相位可变机构30设置在进气凸轮轴4的前端。凸轮链轮6固定到第一凸轮相位可变机构30的壳体上，所述外部凸轮轴固定到第一凸轮相位可变机构30的叶片转子上。

第二凸轮相位可变机构31设置在进气凸轮轴4的后端。外部凸轮轴固定到第二凸轮相位可变机构31的壳体上，内部凸轮轴固定到第二凸轮相位可变机构31的叶片转子上。

通过这样的构造，第一凸轮相位可变机构30具有相对于凸轮链轮6改变外部凸轮轴的旋转角的功能，而第二凸轮相位可变机构31具有相对于外部凸轮轴改变内部凸轮轴的旋转角的功能。即第一凸轮相位可变机构30具有相对于排气阀的阀开启/关闭定时改变第一进气阀9和第二进气阀10整体的阀开启/关闭定时的功能，第二凸轮相位可变机构31具有开口可变功能，用于改变第一进气阀9的阀开启/关闭定时和第二进气阀10的阀开启/关闭定时之间的相位差(开口量)。

用于检测外部凸轮轴的实际旋转角的第一凸轮传感器32安装在汽缸盖2上。基于来自该第一凸轮传感器32的信息，能够调节液压阀52的开度，并且实施第一凸轮相位可变机构30的操作控制。

进气凸轮轴4的后端穿过汽缸盖2的后壁2a，第二凸轮相位可变机构31设置在汽缸盖2的外部并且由致动器盖40覆盖。

致动器盖40上设置有第二凸轮传感器45，该第二凸轮传感器通过检测第二凸轮相位可变机构31的叶片转子的旋转定时来检测内部凸轮轴的实际旋转角。

由此，基于来自第二凸轮传感器45的信息和来自上述第一凸轮传感器32的信息来检测在内部凸轮轴的实际旋转角和外部凸轮轴的实际旋转角之间的差成为可能，能够基于该实际旋转角之间的差，调节电磁液压阀54的开度，实施第二凸轮相位可变机构31的操作控制。

电控单元(ECU)60是实施发动机1的各种控制的控制装置，并且由CPU、存储器等构成。连接到ECU 60的输入侧上的不仅仅是所述第一凸轮传感器32和第二凸轮传感器45，还有各种类型的传感器，包括检测发动机1的油门开度的油门开度传感器(APS)62、检测发动机1的曲柄角的曲柄角传感器64等。除了所述电磁液压阀52和54等以外，连接到ECU 60的输出侧上的是各种类型的装置，包括设置在进气通道中用于调节进气量的节流阀66等。再者，发动机载荷基于由APS62检测的油门开度信息被检测，发动机转速Ne基于由曲柄角传感器64检测的曲柄角的信息被检测。

以下，关于依据本发明被构成的内燃机用可变阀装置的作用进行描述。

基于如图2所示的图，根据发动机1的运行状态，即对应于发动机载荷和发动机转速Ne，由ECU 60(相位可变控制单元)来控制第一凸轮相位可变机构30和第二凸轮相位可变机构31的操作。

如图2所示，分成如下区域实施第一凸轮相位可变机构30和第二凸轮相位可变机构31的操作控制：区域X，其中发动机1启动并且预热；低转速低载荷区域A，其中发动机载荷和发动机转速Ne二者都低；低转速高载荷区域B，其中发动机载荷高，而发动机转速Ne低；和高转速区域C，其中发动机转速Ne高。

首先，在对应于发动机1的启动和预热的区域X中，没有足够的来自液压单元50的液压压力的供给，因此，第一凸轮相位可变机构(在图中由“第一VVT”表示)30和第二凸轮相位可变机构(在图2中由“第二VVT”表示)31分别通过固定于最大延迟角位置和最大提前角位置的锁销来维持相位。

在区域A中，不同于在上述区域X中的发动机1的启动和预热，基于来自APS 62的油门开度信息，第一凸轮相位可变机构30被控制到最大延迟角位置，而第二凸轮相位可变机构31被控制到任意的相位上。具体地，当发动机转速Ne等于或高于预定值N0但低于预定值N1时，由液压单元50供给的液压小，因此在第一凸轮相位可变机构30和第二凸轮相位可变机构31之间的比较中，具有较少数量的相位可变阀门的第二凸轮相位可变机构31能够具有更高的可控性，由于这个原因，使用锁销维持第一凸轮相位可变机构30的相位或利用液压压力把第一凸轮相位可变机构30控制到最大延迟角位置，而把第二凸轮相位可变机构31控制到任意的相位上。而且，当发动机载荷低于预定值L1，且发动机转速Ne等于或高于预定值N1但低于预定值N2时，把第一凸轮相位可变机构30控制到最大延迟角位置处，而把第二凸轮相位可变机构31控制到任意的相位上。

在区域B中，把第一凸轮相位可变机构30控制到任意延迟角位置处，而把第二凸轮相位可变机构31控制到最大提前角位置处。具体地，基于来自APS 62的油门开度信息，当发动机载荷等于或高于预定值L1，且发动机转速Ne等于或高于预定值N1但低于预定值N2时，把第一凸轮相位可变机构30控制到任意延迟角位置，而把第二凸轮相位可变机构31控制到最大提前角位置。

在区域C中，与所述区域X的情况相同，把第一凸轮相位可变机构30控制到最大延迟角位置，而把第二凸轮相位可变机构31控制到最大提前角位置。具体地，当发动机转速Ne等于或高于预定值N2时，把第一凸轮相位可变机构30控制到最大延迟角位置处，而把第二凸轮相位可变机构31控制到最大提前角位置。

也就是说，在发动机载荷和发动机转速Ne二者都低的区域A中，把第一凸轮相位可变机构30固定在最大延迟角位置处，以便优先控制第二凸轮相位可变机构31，在发动机载荷高而发动机转速Ne低的区域B中，把第二凸轮相位可变机构31固定在最大提前角位置，以便优先控制第一凸轮相位可变机构30，在发动机转速Ne高的区域C中，把第一凸轮相位可变机构30和第二凸轮相位可变机构31分别固定在最大延迟角和最大提前角位置。

如此，如果固定第一凸轮相位可变机构30和第二凸轮相位可变机构31中的至少任一个而控制另外一个的话，那么液压压力不会同时供给到第一凸轮相位可变机构30和第二凸轮相位可变机构31，而能够把液压压力有限制地供给到第一凸轮相位可变机构30和第二凸轮相位可变机构31中的至少任一个，在区域A，B和C中的每个区域中，也能防止工作液压供给波动的发生，能够实现对第一凸轮相位可变机构30和第二凸轮相位可变机构31的稳定且精确的控制。

因此，能够使第一进气阀9和第二进气阀10连续、平稳且动作自如，并延长阀开启期间，在发动机1中，在精确地控制进气歧管的压力的同时能够成功地减少泵送损失，并且能够改进发动机输出和降低燃料消耗。

然而，在发动机载荷和发动机转速Ne二者都低的区域A中，把第二凸轮相位可变机构31，控制到区域A的中心部分的最大延迟角位置，而在区域A的外周部分，如箭头所示朝着离开中心部分的方向使其提前，控制到任意延迟角位置。

此外，如在图2中由虚线所示的，把区域A分成发动机载荷和发动机转速Ne都非常低的区域A1和剩余区域A2，区域A1表示包括热怠速区域的发动机预热之后的极低转速低载荷区域，而区域A2表示通常的低转速低载荷区域。

区域A1的极低转速低载荷的区域，位于区域A的周边范围中，其远离区域A的中心部分，由于这个原因，在为极低转速低载荷区域的该区域A1中，如上所述地把第一凸轮相位可变机构30控制到最大延迟角位置，而把第二凸轮相位可变机构31控制到比最大延迟角的位置更加提前的任意延迟角位置而不是最大延迟角的位置。

在此，参考图3，其表示出了在所述区域A中执行操作控制时发动机1的曲柄角与第一进气阀9、第二进气阀10以及排气阀的阀提升量之间的关系。图3(a)表示了，例如，与区域X中发动机1的启动和预热的情形相同，把第二凸轮相位可变机构31控制到最大提前角位置，使第一进气阀9和第二进气阀10的阀关闭定时位于提前角侧，通过增加实际压缩比增强点火性能以及燃烧稳定性。此外，图3(b)表示了在区域A1的极低转速低载荷区域，把第二凸轮相位可变机构31控制到任意延迟角位置，通过延迟进气阀的阀关闭定时减少泵送损失，同时通过第一和第二进气阀的阀开启期间的偏移来加速气缸内的流动，而通过阀关闭定时所引起的实际压缩比的平衡来增强燃烧稳定性、改善燃料消耗的情形。此外，图3(c)表示了在区域A2中区域A的中心部分，把第二凸轮相位可变机构31控制到最大延迟角位置，使在第一进气阀9的开启/关闭定时和第二进气阀10的开启/关闭定时的相位差，即开口量最大化，通过进气阀的阀关闭定时的延迟使实际压缩比最小化，泵送损失也降低到最小，促进气缸内的流动加速，改善燃料消耗的情形。

这样，在区域A1的极低转速低载荷的区域中，把第二凸轮相位可变机构31控制到任意延迟角位置而不是最大延迟角的位置，其原因在于已经发现，如果在极低转速低载荷的区域中把第二凸轮相位可变机构31控制到最大延迟角的位置，使第一进气阀9和第二进气阀10的开口量最大化，那么将会使燃烧稳定性恶化，伴随着有燃料消耗恶化的倾向。

参照图4，用实验值表示了第二进气阀10的阀关闭定时与燃烧稳定性、进气歧管压力、泵送损失和燃料消耗之间的关系，根据图4，如果第二凸轮相位可变机构31进而第二进气阀10的阀关闭定时，朝着延迟角侧移动时，能够在精确控制进气歧管的压力的同时成功地降低泵送损失，另一方面，发现燃料消耗随着燃烧稳定性的恶化而恶化。

在极低转速低载荷区域中使第二凸轮相位可变机构31延迟时引起燃烧稳定性和燃料消耗恶化，比起减少泵送损失带来的效果，可以认为实际压缩比的降低造成的燃烧恶化和过度加速气缸内流动导致的热损失的增加为重要原因。

由此，在极低转速低载荷区域中，把第二凸轮相位可变机构31控制到任意延迟角位置而不是最大延迟角位置，例如，如图4所示，燃烧稳定性和燃料消耗最好的位置S1处，或者位置S1附近的预定相位范围内的位置。

此外，当把第二凸轮相位可变机构31控制到任意延迟角位置而不是最大延迟角位置，例如，图4中，在燃烧稳定性和燃料消耗变得最好的位置S 1处，或者在位置S 1附近的在预定相位范围内的位置处时，朝着关闭侧控制节流阀66。由此，增加了进气歧管的压力，进而增加了燃烧室中的负压，能够促进燃料气化，进一步改进燃烧稳定性。

此外，在极低转速低载荷的区域中使第二凸轮相位可变机构31延迟时造成燃烧稳定性和燃料消耗恶化的原因在于，由进气凸轮轴4与进气阀9和10中润滑油的润滑状态的变化造成的摩擦的增加。下面进行说明。

参考图5，其表示了被称为斯特里贝克的线图，表示了润滑油粘性、滑动速度和波动载荷{(粘性)×(滑动速度)/(波动载荷)}与润滑状态之间的关系，如在图5中所示的，润滑油的粘性越小或者滑动速度越低或者波动载荷越大，润滑状态从流体润滑改变到混合润滑，或者进一步变为边界润滑，摩擦系数μ增加。

如在图6中所示的，随着发动机转速Ne降低到极低，阀驱动摩擦越有增加的倾向，进而在极低转速区域中，润滑油的温度越高，并且润滑油的粘性越低，那么阀驱动摩擦越有增加的倾向，与通常摩擦的特性相反。

基于上述图5，发动机预热之后的极低转速低载荷的区域中，最初发动机转速Ne和滑动速度都低，所以易于发生边界润滑或混合润滑，润滑油温度越高，并且润滑油粘性越低，越易于发生边界润滑或混合润滑，摩擦系数μ增加，阀驱动摩擦增加。因此，进一步恶化了燃料消耗。

除上述情形以外，当在极低转速低载荷的区域中驱动进气凸轮轴4时，产生波动载荷。在表示了进气凸轮驱动扭矩的图7中，表示了第一进气阀9和第二进气阀10的开口量，以及施加到进气凸轮轴(轴构件)4上的扭矩幅值内的最大扭矩值(实线)和最小扭矩值(虚线)，当第二进气阀10的阀关闭定时设定在开口量不是十分大的上述位置S 1的附近时与设在开口量大的最大延迟角的情况相比，驱动进气凸轮轴4的最大扭矩较低，并且扭矩幅值，即波动载荷小。

即，根据上述图5，驱动进气凸轮轴4的扭矩波动载荷在开口量大的最大延迟角位置处高，因此，驱动进气凸轮轴4的系统或旋转支撑进气凸轮轴4的部位的润滑状态易成为边界润滑或混合润滑，摩擦系数μ增加，阀驱动摩擦增大，而且燃料消耗恶化，一方面，在开口量不是十分高的所述位置S1的周边，驱动进气凸轮轴4的扭矩波动载荷低，易于保证流体润滑，保持摩擦系数μ小，并且降低驱动摩擦，防止燃料消耗的恶化。

由于以上原因，在极低转速低载荷的区域中，如上所述，把第二凸轮相位可变机构31控制到比最大延迟角位置更提前的任意延迟角的位置而不是最大延迟角的位置，例如，图4中所示的位置S 1，或者在位置S1附近的在预定相位范围内的位置，在上述位置S1中通过延迟第二进气阀10的阀关闭定时来降低泵送损失，通过第一进气阀9和第二进气阀10的阀开启期间的延迟来加速气缸内的流动，通过调节阀关闭定时来改善实际压缩比的平衡、增强燃烧稳定性，并且阀驱动摩擦小燃料消耗最佳。通过这样做，在低转速低载荷的区域中，特别地在极低转速低载荷的区域中，能够改进发动机1的低燃料消耗和操作性能之间的平衡。

再者，图7表示了进气凸轮驱动扭矩的情形，然而DOHC的情况，基于进气凸轮驱动扭矩和排气凸轮驱动扭矩，在V型发动机中，凸轮驱动扭矩被一同加算以由曲柄来驱动，因此也可以根据这些合成的驱动扭矩来控制第二凸轮相位可变机构31。

以上，根据本发明对内燃机用可变阀装置进行了说明，但是本发明并不仅仅被限制在上述实施例中。

例如，在上述实施例中，除了改变在第一进气阀9的开启/关闭定时和第二进气阀10的开启/关闭定时之间的相位差(开口量)的第二凸轮相位可变机构31以外，具有可以改变第一进气阀9和第二进气阀10整体的开启/关闭定时的第一凸轮相位可变机构30，然而，本发明能够被成功地应用到仅仅具有第二凸轮相位可变机构31的发动机上。

Claims (4)

1.一种具有凸轮相位可变机构(31)的内燃机用可变阀装置，其中，在每个汽缸(8)上具有由第一进气凸轮(11)驱动的第一进气阀(9)和由第二进气凸轮(12)驱动的第二进气阀(10)，所述机构能够相对于所述第一进气凸轮改变所述第二进气凸轮的相位，其特征在于：

所述可变阀装置具有控制所述凸轮相位可变机构的相位可变控制单元(60)；以及

当所述内燃机(1)运行于预定的极低转速低载荷的区域中时，该相位可变控制单元把所述第二进气凸轮的相位控制到比所述第二进气阀的阀关闭定时处于最大延迟角位置处的相位更靠近提前角侧。

2.根据权利要求1所述的内燃机用可变阀装置，其特征在于：

所述第二进气阀(10)的阀关闭定时，在转速和载荷高于所述预定的极低转速低载荷区域的低转速低载荷区域中，处于所述最大延迟角位置。

3.根据权利要求1所述的内燃机用可变阀装置，其特征在于：

所述内燃机(1)在进气通道上具有用于调节进气量的节流阀(66)；以及

所述相位可变控制单元(60)进一步控制所述节流阀使其位于比所述第二进气阀(10)的阀关闭定时处于最大延迟角位置时更靠近关闭侧。

4.根据权利要求1所述的内燃机用可变阀装置，其特征在于：

所述凸轮相位可变机构(31)，通过把内部凸轮轴可转动地收容于由管构件形成的外部凸轮轴中而构成，其具有能够由所述内燃机(1)的曲柄输出来驱动的轴构件(4)；在所述外部凸轮轴的外周部设置有所述第一进气凸轮(11)，并且，所述第二进气凸轮(12)可转动地围绕所述外部凸轮轴的轴心设置，并且构成为使得在所述外部凸轮轴和所述内部凸轮轴的相对位移处，所述第二进气凸轮的相位以所述第一进气凸轮为基准可变；以及

所述相位可变控制单元(60)把所述第二进气凸轮的相位控制到预定的相位范围内，以使得在比所述最大延迟角位置更靠近提前角侧的位置，所述轴构件的驱动扭矩波动小于该最大延迟角位置的驱动扭矩波动。

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