CN103670578A - 内燃机的可变阀装置 - Google Patents

Abstract

一种可变阀装置，例如，在低负荷区域，通过第一吸气阀反复进行开闭动作，通过第二吸气阀维持闭阀状态，在筒内产生充分的吸气涡流，谋求通过改善燃烧提高燃料效率。所述可变阀装置包括：可变机构，其使第一、第二吸气阀（3a、3b）的动作状态可变；第一摆臂（30），单个摆动凸轮（7）与其抵接使摇摆力传递，并使第一吸气阀进行开闭动作；第二摆臂（31），其使第二吸气阀进行开闭动作；连结切换装置（36），其根据发动机运转状态将两摆臂连结或者非连结，在被控制为第一摆臂的摇摆量不足规定量的情况下，第二吸气阀维持零提升状态，而在被控制为第一摆臂的摇摆量在规定量以上的情况下，使第一、第二吸气阀一起进行开闭动作。

Description

内燃机的可变阀装置

技术领域

本发明涉及一种内燃机的可变阀装置，其使作为发动机阀的吸气阀、排气阀的阀门提升量等特性根据发动机运转状态能够改变。

背景技术

作为此类以往的内燃机可变阀装置，已知的有下述专利文献1中公开的装置。

其公开内容大体为，设有：支架，其摆动位置通过控制凸轮改变；子凸轮，其以固定在所述支架的支承轴为支点进行摆动运动，并且，被吸气凸轮驱动。所述子凸轮具有驱动凸轮面和停止凸轮面，所述驱动凸轮面经由第一摇臂驱动第一吸气阀，所述停止凸轮面经由第二摇臂驱动第二吸气阀。而且，具有连结切换机构，使所述两个摇臂处于连结或者非连结状态。

此外，在发动机的高负荷区域，两个摇臂通过所述连结切换机构处于连结状态，第一、第二吸气阀双方被提升大的所述驱动凸轮面驱动而进行开闭动作，提高吸气填充效率，加大输出转矩。

另一方面，在发动机的低负荷区域，使两个摇臂处于非连结状态，第一吸气阀被提升大的所述驱动凸轮面驱动，第二吸气阀通过提升小的所述停止凸轮面实质上处于闭阀状态（微小提升），由此，通过第一、第二吸气阀的提升差，利用筒内的吸气涡流效果改善燃烧，降低燃料消耗。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2009-103040号公报

发明内容

发明要解决的技术问题

但是，所述以往的可变阀装置，在两个摇臂的非连结状态下，在控制控制凸轮相位来改变所述支架的摆动位置的情况下，第一、第二吸气阀的提升特性将联动而进行关联变化。

这是因为，由于各自驱动两个摇臂的驱动凸轮面和停止凸轮面形成在同一子凸轮，所以两个凸轮面以相同的摆动动作特性进行动作。

其结果是，如专利文献1的图9所示，在改变大提升侧的第一吸气阀的动作角（开阀期间）的情况下，小提升侧的第二吸气阀的动作角也随之联动而进行关联变化。由此，产生种种的问题。例如，在小提升侧的第二吸气阀的动作角变得比较小的情况下，在开阀期间排除闭阀期间积在所述第二吸气阀的伞部上表面的燃料、污物的功能降低，有可能发生燃烧的随时间变化。另一方面，在小提升侧的第二吸气阀的动作角变得比较大的情况下，涡流功能降低，燃烧恶化，而且动阀系统的摩擦增加，可能使燃料效率恶化。

解决技术问题的技术方案

鉴于前述以往的可变阀装置的技术问题，提出本发明，其特征在于，包括：第一发动机阀以及第二发动机阀，其被阀门弹簧施加向闭阀方向的弹簧力；第一驱动凸轮以及第二驱动凸轮，其被可一体旋转地设在与曲轴同步旋转的驱动轴；传递机构，其将所述第一驱动凸轮的旋转运动转换成摆动力进行传递；摆动凸轮，所述传递机构的摆动力被传递而进行摆动运动；第一摆臂，其通过所述摆动凸轮的摆动运动而被按压，使所述第一发动机阀进行开动作；第二摆臂，其通过所述第二驱动凸轮的旋转而被按压，使所述第二发动机阀进行开动作；控制机构，其通过改变所述传递机构的姿态，改变所述摆动凸轮的摆动量；连结切换机构，其连结或者不连结所述第一摆臂和第二摆臂。

发明的效果

根据本发明，在第一摆臂和第二摆臂被连结切换机构解除连结的情况下，由于两个摆臂相互不施加影响，所以一个的发动机阀的提升量特性与另一个的发动机阀的提升量特性没有关联变化。因此，能够避免发动机性能上的问题。

附图说明

图1是分解表示第一实施方式中可变阀装置的主要部分的立体图。

图2是本实施方式中可变阀装置的主要部分剖视图。

图3A是用于本实施方式的摇臂的俯视图，B是侧视图。

图4表示最小动作角控制时的剖视图，A是第一吸气阀闭阀时沿图2中A-A线的剖视图，B是沿图2中B-B线的剖视图，C是此时的第二吸气阀的闭阀状态下的沿图2中C-C线的剖视图。

图5表示最小动作角控制时的剖视图，A是第一吸气阀开阀时，在峰值提升时沿图2中A-A线的剖视图，B是沿图2中B-B线的剖视图，C是此时的第二吸气阀开阀提升的状态下的沿图2中C-C线的剖视图。

图6表示中间动作角控制时的剖视图，A是第一吸气阀闭阀时沿图2中A-A线的剖视图，B是沿图2中B-B线的剖视图，C是此时的第二吸气阀的闭阀状态下的沿图2中C-C线的剖视图。

图7表示中间动作角控制时的剖视图，A是第一吸气阀开阀时，在峰值提升时沿图2中A-A线的剖视图，B是沿图2中B-B线的剖视图，C是表示第一吸气阀开阀提升时第二吸气阀也开阀提升的状态的沿图2中C-C线的剖视图。

图8表示最大动作角控制时的剖视图，A是第一吸气阀闭阀时沿图2中A-A线的剖视图，B是沿图2中B-B线的剖视图，C是此时的第二吸气阀的闭阀状态下的沿图2中C-C线的剖视图。

图9表示最大动作角控制时的剖视图，A是第一吸气阀开阀时，在峰值提升时沿图2中A-A线的剖视图，B是沿图2中B-B线的剖视图，C是表示第一吸气阀开阀时第二吸气阀闭阀的状态的沿图2中C-C线的剖视图。

图10是本实施方式的第一吸气阀和第二吸气阀的阀门提升特性图。

图11是本实施方式的两个摆臂被连结切换机构连结时和不连结时的第一吸气阀和第二吸气阀的阀门提升特性图。

图12是在本实施方式的发动机转速和负荷的关系中，第一吸气阀和第二吸气阀的峰值提升量控制映射图。

图13是本实施方式中，在加速时，表示包含两个摆臂从非连结状态变化至连结状态的过程的第一、第二吸气阀的峰值提升量变化的特性图。

图14是分解表示第二实施方式的可变阀装置的主要部分的立体图。

图15是本实施方式的可变阀装置的主要部分剖视图。

图16表示本实施方式的两摆臂在被连结的状态下，通过第二驱动凸轮的凸轮轮廓的第一、第二吸气阀的最大提升量控制时的剖视图，A是第一吸气阀开阀时，在峰值提升时的剖视图，B表示此时的第一驱动凸轮的旋转位置，C是表示此时的第二吸气阀在开阀提升的状态的剖视图。

图17是本实施方式的两个摆臂处于非连结状态的情况下，第一吸气阀和第二吸气阀的阀门提升特性图。

图18是本实施方式的两摆臂通过连结切换机构，在连结时和非连结时的第一吸气阀和第二吸气阀的阀门提升特性图。

图19表示在第三实施方式中，在两个摆臂被连结的情况下的第一、第二吸气阀的动作状态，A是表示第一吸气阀的最大提升量控制状态的剖视图，B是表示此时的第一驱动凸轮的旋转位置的剖视图，C是表示此时的第二吸气阀的闭阀状态的剖视图。

图20是在本实施方式中，两摆臂处于非连结状态的情况下的第一吸气阀和第二吸气阀的阀门提升特性图。

图21是本实施方式的两摆臂通过连结切换机构，在连结时和非连结时的第一吸气阀和第二吸气阀的阀门提升特性图。

图22是在第四实施方式中，在两摆臂处于非连结状态的情况下，第一吸气阀和第二吸气阀的阀门提升特性图。

图23是本实施方式的两摆臂通过连结切换机构，在连结时和非连结时的第一吸气阀和第二吸气阀的阀门提升特性图。

符号说明

1气缸盖 3a第一吸气阀（第一发动机阀） 3b第二吸气阀（第二发动机阀） 4驱动轴 5第一驱动凸轮 6摇摆机构 7摆动凸轮 8传递机构 9控制机构 10a、10b阀门弹簧 13第二驱动凸轮 13a外周面 13b凸轮凸部15摇臂 16连结臂 17连结杆 24控制轴 30第一摆臂（第一随动件） 31第二摆臂（第二随动件） 32摇摆轴 34第一辊体 34a第一辊轴 35滑动凸部 35a滑动面 36连结切换机构 37a、37b第一、第二保持孔 38柱塞 39螺旋弹簧 40受压室 41液压回路 42油通路 43液压供排通路 44油泵46供排通路 47排出通路 48电磁切换阀 49电子控制单元 50第二驱动凸轮 50a外周面 50b凸轮凸部 51第二辊体 X驱动凸轮的轴心 Y驱动轴的轴心

具体实施方式

下面，参照附图详细说明本发明涉及的内燃机可变阀装置的各实施方式。本实施方式表示将可变阀装置适用于多气缸内燃机的吸气侧或者排气侧的情况。

（第一实施方式）

如图1以及图2所示，本实施方式的可变阀装置，包括：第一、第二吸气阀3a、3b，其经由图外的阀门引导部可自由滑动地设置在气缸盖1，是开闭吸气口的发动机阀，在一个气缸设置两个；内部中空状的驱动轴4，其被配置在发动机前后方向；摇摆机构6，其各自被配置在各吸气阀3a、3b的上端部；单一的摆动凸轮7，其经由所述摇摆机构6原则上使第一吸气阀3a进行开闭动作；后述的第一驱动凸轮5，其设在所述驱动轴4的外周；传递机构8，其连接所述第一驱动凸轮5和所述摆动凸轮7之间，将所述第一驱动凸轮5的旋转力转换为摆动运动，作为摆动力向摆动凸轮7传递；控制机构9，其使所述传递机构8的姿态能够改变，根据发动机运转状态连续可变控制第一吸气阀3a的阀门提升量以及动作角。

所述动作角是指各吸气阀3a、3b开阀的期间。此外，由所述摆动凸轮7、传递机构8以及控制机构9构成可变机构，该可变机构在各气缸设置一个。

所述第一、第二吸气阀3a、3b被阀门弹簧10a、10b向闭塞吸气口的各开口端的方向施力，所述阀门弹簧10a、10b被弹性安装在被收容于气缸盖1的上端部内的大致圆筒状缸膛的底部和阀杆上端部的弹簧保持件之间。

所述驱动轴4，其两端部和轴向的规定位置被第一、第二轴承部11a、11b和两端部侧的轴承部11c可自由旋转地轴支承，所述第一、第二轴承部11a、11b以一个气缸配置两个的方式被配置在设于气缸盖1的上部的可变机构两侧部。此外，驱动轴4，在其内部轴向上形成油通路，将流动通过该油通路的润滑油向所述各轴承部11a～11c等供应。进一步地，在驱动轴4外周的轴向规定位置以每个气缸设置一个的方式固定所述第一驱动凸轮5，并且，在从该第一驱动凸轮5在轴向分开的位置以每个气缸设置一个的方式设置第二驱动凸轮13。

所述驱动轴4，经由设在其一端部的图外的正时链，从发动机的曲轴传递旋转力，使该驱动轴4向图1的顺时针方向（箭头方向）旋转。

所述第一驱动凸轮5由形成大致圆盘状的凸轮本体5a和在该凸轮本体5a的外侧部一体设置的筒状凸起部5b构成，经由固定用销12固定在所述驱动轴4，所述固定用销12贯穿插入在所述凸起部5b上向径向贯穿设置的销孔。此外，所述第一驱动凸轮5被配置在所述摆动凸轮7的一侧部侧，并且，所述凸起部5b隔着凸轮本体5a被配置与摆动凸轮7相反侧的位置。所述凸轮本体5a形成外周面为偏心圆的凸轮轮廓，其轴心X从驱动轴4的轴心Y向径向偏移了规定量。

如图1以及图4C所示，所述第二驱动凸轮13，将驱动轴4的外周面沿着圆周方向切削而形成，以剖面小径圆环状形成的外周面13a作为所谓卵型凸轮构成，整体外径比驱动轴4的外径小。该第二驱动凸轮13通过与驱动轴4同步旋转，使其外周面13a的基圆部和凸轮凸部13b经由所述摇摆机构6的后述第二摆臂31使第二吸气阀3b进行开闭动作。

如图1所示，所述摇摆机构6由作为第一随动件的第一摆臂30和作为第二随动件的第二摆臂32两个构成，所述第二摆臂31被相邻配置在所述第一摆臂30的轴向侧部。这些两个摆臂30、31各自独立设置，各基端部30a、31a侧在同一条摇摆轴32上可被自由摆动地支承，并且，在向相同方向突出的各前端部30b、31b的下表面形成圆形状的凹部，经由嵌合在所述各凹部内的圆盘状垫片33a、33b，与所述第一、第二吸气阀3a、3b的杆端各自抵接。

所述第一摆臂30设有辊体34，该辊体34被配置在发动机的宽度方向上与所述摆动凸轮7的位置相同的位置，在所述摇摆轴32轴向上宽度范围的大致中央位置与所述摆动凸轮7的后述的凸轮面转动接触，并且，该辊体34宽度方向的大致中央部位与所述第一吸气阀3a的阀杆轴心Z同心。所述辊体34在第一摆臂30的大致中央形成的凹槽内经由辊轴34a被可自由旋转地收容配置，其上端部总是露出于摆动凸轮7侧。

所述第二摆臂31在轴向上与所述摆动凸轮7偏离配置，来自所述摆动凸轮7的摆动力不被直接传递，而且，与其前端部31b嵌合的垫片33b的球面状下表面抵接在第二吸气阀3b的杆端，在通过后述的连结切换机构36与所述第一摆臂30连结时，克服所述阀门弹簧10b的弹簧力进行按压，使第二吸气阀3b开阀。

此外，该第二摆臂31，在宽度方向大致中央位置的上表面一体地设置有滑动凸部35。该滑动凸部35在侧视图中形成大致矩形形状，在第二摆臂31摆动的情况下，利用阀门弹簧10b的弹簧力，上表面的滑动面35a能够从径向与所述第二驱动凸轮13的外周面13a弹性接触。

所述各垫片33a、33b，其与各吸气阀3a、3b抵接的各下表面形成大致球面状。由此，在各摆臂30、31摆动的情况下，能够按压各吸气阀3、3的杆端中心（图1、图2的z线）附近。

此外，所述各垫片33a、33b适当选择不同厚度，特别是，在第一吸气阀3a的非提升时（闭阀时），第一吸气阀3a的杆端和垫片33a之间的间隙被调整为接近零的微小间隙。此外，在两个摆臂30、31被后述的连结切换机构36连结的状态下，在作为闭阀时的非提升时，第二吸气阀3b的杆端和垫片33b之间的间隙也被调整为接近零的微小间隙。

如图2所示，所述连结切换机构36包括：第一保持孔37a以及第二保持孔37b，其在所述两个摆臂30、31的各基端部30a、31a的内部沿着轴向连续形成，所述第一保持孔37a是第二摆臂31侧的连结孔，第二保持孔37b是第一摆臂30侧的连结孔；连结销38，其被保持在所述第一保持孔37a内，是前端部38a侧能够向所述第二保持孔37b方向滑动卡入的连结部件；螺旋弹簧39，其被弹性保持在所述第二保持孔37b的内部，是对所述连结销38向第一保持孔37a侧施力的施力部件；受压室40，其形成在所述第一保持孔37a的后端部侧，使所述连结销38克服螺旋弹簧39的弹簧力，适当地向第二保持孔37b方向施加液压；液压回路41，其向所述受压室40供排液压。

所述液压回路41包括：液压供排通路43，其向所述受压室40经由油孔42a在形成于摇摆轴32的内部轴向的油通路42供排工作液压；油泵44，其将油盘45内的工作油经由供应通路46向所述液压供排通路43压送；电磁切换阀48，其对所述液压供排通路43切换所述供应通路46和排出通路47；电子控制单元49（ECU），其控制所述电磁切换阀48的切换动作。

所述电子控制单元49接收图外的曲轴转角传感器、空气流量计、发动机水温传感器等各种类别的传感器的信息信号，检出当前的发动机运转状态，向所述电磁切换阀48输出控制信号。

如图1以及图2所示，所述摆动凸轮7呈大致雨滴状，在基端部侧一体地设置嵌合插入于所述驱动轴4的外周面的短圆筒状凸轮轴7a，经由该凸轮轴7a，以作为摆动支轴的所述驱动轴4的轴心Y为中心被可自由摆动地支承。（图4）

此外，在摆动凸轮7，在其基端部和前端侧的凸轮凸部7b之间的下表面形成有凸轮面7d。所述凸轮面7d形成：基端部侧的基圆面；从该基圆面向凸轮凸部7b侧以圆弧状延伸的倾斜面；从该倾斜面连续至在凸轮凸部7b的前端侧具有的最大提升的顶面的提升面。此外，所述凸轮面7d与第一摆臂30的辊体34的外周面抵接，并且，与摆动凸轮7的摆动位置对应地移动相对于所述辊体34的抵接位置，而改变提升量。

进一步地，设定摆动凸轮7的使凸轮面7d上与所述辊体的抵接点向提升面侧移动而使第一吸气阀3a进行开动作的摇摆方向，与所述驱动轴4的旋转方向（箭头方向）相同。因此，利用所述驱动轴4和摆动凸轮7之间的摩擦系数，产生摆动凸轮7向提升的方向被带动旋转的转矩。因此，能够提高摆动凸轮7的驱动效率。

进一步地，在所述摆动凸轮7中，在隔着所述凸轮轴7a的、凸轮凸部7b的相反侧的位置一体地突出设置连结部7c，在该连结部7c向两侧面方向贯穿形成销孔，所述销孔中贯穿插入固定用销12，所述固定用销12连结后述的连结杆17的另一端部。

如图1～图4所示，所述传递机构8包括：摇臂15，其在驱动轴4的上方沿发动机宽度方向配置；连结臂16，其连结所述摇臂15和驱动凸轮5；连结杆17，其连结摇臂15和所述摆动凸轮7的连结部7c，所述传递机构8由上述部件构成机械的多节连接机构。

如图3A、B所示，所述摇臂15包括：一端侧的筒状基部15a，其被可自由摆动地支承在后述的控制偏心轴29；从该筒状基部15a的外表面向发动机的内侧以双股状大致并行地突出设置的第一、第二臂部15b、15c。

所述筒状基部15a在内部贯穿形成支承孔15d，其以微小间隙在后述的控制偏心轴29的外周被嵌合支承。

所述第一臂部15b在前端部的外侧面一体地突出设置了轴部15e，该轴部15e与所述连结臂16的后述突出端16b可自由旋转地连结。

另一方面，所述第二臂部15c在前端部的块部15f设有提升调整机构21，并且，在该提升调整机构21的后述枢支承销19可自由旋转地连接所述连结杆17的一端部17a。此外，在所述块部15f的两侧部，所述枢支承销19从横向贯穿能够在上下方向移动的长孔15h。

所述第一臂部15b和第二臂部15c，在摆动方向以相互不同的角度设置，并配置成上下错开位置的状态，第一臂部15b的前端部与第二臂部15c的前端部相比，以微小的倾斜角度更向下方倾斜。

如图1以及图2所示，所述连结臂16具有较大直径的圆环部16a和在该圆环部16a的外周面规定位置突出设置的所述突出端16b，在圆环部16a的中央位置形成嵌合孔16c，其可自由旋转地嵌合支承驱动凸轮5的凸轮本体5a外周面。

所述各连结杆17通过冲压成形使横截面形成大致“コ”形状，为了谋求内侧的紧凑化，以大致圆弧状弯曲形成。所述各连结杆17，其一端部17a经由贯穿插入销孔的所述枢支承销19与第二臂部15c连结，另一端部17b经由贯穿插入销孔的连结销18在所述摆动凸轮7的连结部7c可自由旋转地连结。此外，所述连结杆17因为在每个气缸仅设置一个，因此能够谋求结构简单而且轻便。

所述摆动凸轮7，通过连结部7c被连接杆17抬高而摆动提升，但是接受来自所述辊体34输入的凸轮凸部7b相对于摆动中心被配置在连结部7c的相反测，因此能够抑制摆动凸轮7的倾倒发生。

如图1以及图2所示，所述提升调整机构21具有：所述枢支承销19，其被配置在摇臂15的第二臂部15c的块部15f的所述长孔15h；调整螺栓22，其从下方螺合安装在所述块部15f的下部内朝向所述长孔贯穿设置的调整用内螺纹孔；固定用螺栓23，其从上方螺合安装在块部15f的上部内朝向所述长孔贯穿设置的固定用内螺纹孔。

此外，在各构成部件的组装后，通过利用所述调整螺栓22在所述枢支承销19的长孔15h内调整上下位置，微调各吸气阀3a、3b的提升量，在该调整作业结束时通过将所述固定用螺栓23紧固，固定枢支承销19的位置。

所述控制机构9具有在驱动轴4的上方位置平行配置的控制轴24和将该控制轴24旋转驱动的图外作为促动机构的电动促动机构。

如图1、图2、图4所示，所述控制轴24包括：控制支轴24a；多个控制偏心凸轮25，其在所述控制支轴24a的外周以每个气缸设置一个的方式设置，作为所述摇臂15的摆动支点。

所述控制支轴24a在与所述各摇臂15对应的位置形成两面展宽状的凹部24b、24c，并且，在所述两个凹部24b、24c之间以轴向固定间距沿着径向贯穿形成两个螺栓贯插孔26a、26b。所述各凹部24b、24c沿着控制支轴24a的轴向延伸设置，各自的底面形成平坦面。

所述控制偏心凸轮25包括：托架28，其在所述一方的凹部24b，经由从另一方的凹部24c侧贯穿插入所述螺栓贯插孔26a、26a的两根螺栓27、27进行固定；控制偏心轴29，其被固定在所述托架28的前端测。

所述托架28，其侧面弯曲形成大致“コ”形状，沿着所述一方的凹部24b的长度方向延伸设置，包括：长方形状的基部28a，其被所述一方的凹部24b嵌合保持；臂状固定片28b、28b，如图2所示，其在所述基部28a的长度方向的两端部向下方突出设置。

所述基部28a在长度方向的两端部侧形成螺合安装所述螺栓27、27的前端部的内螺纹孔，并且，所述两个固定片28b、28b在各前端部侧贯穿形成固定所述控制偏心轴29的固定用孔28c、28c。此外，该托架28，其基部28a的外表面在一方的凹部24b的底面被抵接配置，并且，两个固定片28b、28b的各外端缘在所述一方的凹部24b的相对内表面以紧贴状态抵接的同时被嵌合保持，因此长度方向的定位精度变高。

所述控制偏心轴29，在其外周面经由所述摇臂15的筒状基部15a的支承孔15d可自由摆动地支承摇臂5，并且，该轴向长度L被设定成与所述托架28的两个固定片28b、28b的各外表面大致相同，两端部通过向所述各固定用孔28c、28c内压入等被固定。控制偏心轴29的轴心Q作为所述摇臂15的摆动支点构成。

而且，配置成为如下状态：在所述控制偏心轴29的长度L内，配置从所述驱动凸轮5的凸轮本体5a的外表面到包括所述摆动凸轮7的连结杆17的外表面。

此外，如图4A～C所示，控制偏心轴29的轴心Q利用托架28的两个支承片28b、28b的臂长，从所述控制支轴24a的轴心P以较大的偏心量α偏心。换言之，所述控制偏心轴29经由所述托架28，相对于所述控制支轴24a的轴心P形成曲轴状，因此能够使其偏心量α充分大。

所述电动促动机构包括：电动马达，其固定在气缸盖1的后端部，位于图外；减速器，其将所述电动马达的旋转驱动力向所述控制支轴24a传递，例如是滚轴丝杠机构等。

所述电动马达，例如由比例型DC马达构成，被检出发动机的运转状态的所述电子控制单元49输出的控制信号驱动。

该电子控制单元49根据前述的检出发动机转速的曲轴转角传感器、检出吸入空气量的空气流量计、检出发动机水温的水温传感器等，通过计算对当前的发动机运转状态进行检测，此外，输入检测所述控制轴24的旋转位置的电位差计等的信息信号，检测可变机构的动作位置，反馈控制所述电动马达。上述的电动促动机构因为利用电力，不限于发动机的油温等，因此能够期待迅速的切换响应。

而且，通过根据发动机的运转状态由所述电动促动机构控制所述控制支轴24a的旋转位置，能够从最小动作角到最大动作角连续控制所述第一吸气阀3a的阀门提升量和动作角，但是根据所述控制支轴24a的旋转位置，通过指定所述控制支轴24a的轴心P、摇臂15的突出轴15e的轴心R以及枢支承销19的轴心S等的位置关系，在中间动作角控制时，使阀门提升特性的开时期向前进角侧变化。

（本实施方式中可变阀装置的动作）

下面，参照图4～图9说明上述本实施方式的可变阀装置的动作。在此，图4、图5表示吸气阀被可变阀装置控制而处于最小提升量L1（最小动作角D1）的状态，图4A～C表示闭阀时，图5A～C表示开阀时，图6、图7表示吸气阀被控制而处于中间提升量L2(中间动作角D2)的状态，图6A～C表示闭阀时，图7A～C表示开阀时。此外，图8、图9表示吸气阀被控制而处于最大提升量L3（最大动作角D3）的状态，图8A～C表示闭阀时，图9A～C表示开阀时。

首先，例如，在怠速运转的发动机低旋转、低负荷时，通过连结切换机构36，第二摆臂31相对各气缸的所述第一摆臂30处于非连结状态。即，不从所述电子控制单元49向电磁切换阀48输出控制信号，液压供排通路43与排出通路47连通，与供应通路46的连通被切断。因此，不向受压室40供应液压，如图2所示，连结销38由于螺旋弹簧39的弹簧力整体处于后退位置，即，作用力而被保持在第一保持孔37a内。由此，所述第一摆臂30和第二摆臂31处于非连结状态，在第二驱动凸轮提升的状态下，所述第二摆臂31由于阀门弹簧10b的弹簧力，垫片33b与第一吸气阀3a的杆端抵接，并且，滑动凸部35的滑动面35a与第二驱动凸轮13的外周面13a抵接。

另一方面，如图4A～C以及图5A～C所示，从电子控制单元49向所述电动马达输出控制信号，经由滚珠丝杠机构，控制支轴24a向逆时针方向θ1的位置被旋转驱动。因此，控制偏心轴29同样变成θ1的位置，轴心Q从驱动轴4向左上方向分开移动。由此，传递机构8的整体，以驱动轴4为中心向逆时针方向倾斜运动。因此，摆动凸轮7也向逆时针方向转动，向第一摆臂30的辊体34抵接的抵接位置成为凸轮面7d的基圆部附近。

因此，如果从图4A所示的闭阀状态，伴随着驱动凸轮5的旋转，经由连结臂16将摇臂15推高，则如图5A所示，经由连结杆17将摆动凸轮7的连结部7c抬高，使该摆动凸轮7向顺时针方向旋转，其提升经由第一摆臂30的辊体34向第一吸气阀3a传递，该第一吸气阀3a开阀提升，但其提升量以及动作角变得非常小。（提升量L1、动作角D1）

另一方面，在第二摆臂31，其滑动面35a总是抵接在第二驱动凸轮13的外周面13a，因此如图4C所示，在第二吸气阀3b，第二驱动凸轮13的旋转位置在基圆区域成为闭阀状态，图5C所示的凸轮凸部13b在抵接的提升区域成为开阀状态，在图10所示的固定提升曲线的峰值提升量成为LN，动作角成为DN。

该控制中，如果基于图10，将所述第一吸气阀3a的提升曲线L1、第二吸气阀3b的固定提升曲线LN进行比较，第二吸气阀3b的峰值提升量LN比第一吸气阀3a的最小提升量L1小，动作角DN也比D1小。

在此，第二吸气阀3a的峰值提升相位θN，没有从第一吸气阀3a的θ1偏离多少，成为大致相等的相位。即，提升曲线LN被完全包含在提升曲线L1。其结果是，在第一、第二摆臂30、31通过连结切换机构36被连结，两吸气阀3a、3b以相同的提升特性提升的情况下，可靠地按照提升曲线L1（第一驱动凸轮5）升起。

换言之，在提升动作途中不改换成提升曲线LN（第二驱动凸轮13），因此能够避免噪音的产生。

此外，第二吸气阀3b的提升量（LN）和动作角（DN），与第一吸气阀3a的控制范围内的最小提升量（L1）和最小动作角（D1）相比分别相对校小，因此能够将相同气体交换（相同吸入空气量）所需的第一吸气阀3a的最小提升量（L1）以及最小动作角（D1）设定得相对大。其结果是，能够使第一吸气阀3a的提升量以及动作角的变换幅度（L1～L3、D1～D3）变小，能够抑制传递机构9的姿态变化，因此可以提高向发动机的安装性等，此外，能够避免传递机构的不合理姿态，提高机构的耐磨耗性。

其次，在车辆的正常行驶等中，向发动机的中旋转、部分负荷区域转移的情况下，通过连结切换机构36，第二摆臂31尚未对各气缸的所述第一摆臂30成为非连结状态。

另一方面，在此，如图6A～C以及7A～C所示，根据来自电子控制单元49的控制信号，经由电动促动机构，控制轴24进一步向逆时针方向旋转至θ2的位置，而控制偏心轴29也同样地转动至θ2的位置，控制偏心凸轮25的轴心Q2与驱动轴4最接近。

因此，摇臂15和连结臂16等传递机构8整体以驱动轴4为中心向顺时针方向转动，由此，摆动凸轮7也相对地向顺时针方向（提升方向）转动。

在图6所示的状态中，摆动凸轮7突然上升，摆动凸轮7的基圆部与辊体34相接，因此第一吸气阀3a不提升（闭阀状态）。第二驱动凸轮13的凸轮凸部13b朝向上方，与滑动面35a抵接的是基圆部，因此第二吸气阀3b处于没有提升开阀的闭阀状态。

在图7所示的状态，摆动凸轮7的凸轮凸部7b从第一摆臂30向第一吸气阀3a传递，开阀提升。因此，在相应发动机的低中负荷或者低中旋转的区域，第一吸气阀3a的阀门提升量以及动作角如图10所示那样地进行增加，而成为中间提升L2以及中间动作角D2。

另一方面，在该瞬间，在第二驱动凸轮13，其凸轮凸部13b按下滑动面35a，使第二吸气阀3b开阀提升，该提升量变成如图10所示的LN，进而驱动轴旋转，在第一吸气阀3a变成峰值提升的驱动轴角度，提升量从LN下降一些。换言之，第一吸气阀3a的峰值提升相位，略微处于比第二吸气阀3b的峰值提升相位滞后的滞后角侧。

然后，在向发动机的高旋转高负荷运转区域转移的情况下，根据来自电子控制单元49的输出信号，电磁切换阀48连通液压供排通路43和供应通路46，切断液压供排通路43和排出通路47的连通。因此，向受压室40供应高压液压，连结销38在第一摆臂30的非提升时，其前端部38a卡入第二保持孔37b。

即，在此刻第二摆臂31因为处于非提升状态，第一摆臂30也在非提升区间，第一保持孔37a和第二保持孔37b一致。因此，在所述两者的非提升区间，连结销38克服螺旋弹簧39的弹簧力，从图2所示的位置向右方向移动，其前端部38a卡入第二保持孔37b。由此，第一摆臂30和第二摆臂31被一体地连结，两摆臂30、31同步地反复进行提升、非提升动作。

另一方面，在此，从电子控制器49向所示电动马达输出控制信号，经由滚珠丝杠机构，如图8A～C以及图9A～C所示，控制支轴24a进一步向逆时针方向旋转，移动至θ3的位置。因此，控制偏心轴29同样地位于θ3的位置，轴心Q从驱动轴4向右上方向分开移动。由此，传递机构8的整体，以驱动轴4为中心向顺时针方向倾斜移动。因此，摆动凸轮7也向顺时针方向转动，向第一摆臂30的辊体34抵接的抵接位置成为凸轮面7d的提升部附近。

图8表示作为闭阀状态的非提升状态的姿态，如图8A所示，摆动凸轮7突然提升，摆动凸轮7的基圆部与辊体34相接，因此第一吸气阀3a不提升（闭阀状态）。第二驱动凸轮13的凸轮凸部13b朝向上方，与滑动面35a抵接的是基圆部，因此第二吸气阀3b也不提升（闭阀状态）。

图9表示提升状态，表示第一吸气阀3a变成开阀状态的姿态。即，是第一驱动凸轮5的偏心方向Y-X刚好朝向连结杆16的轴间方向的瞬间。由此，如图10所示，第一吸气阀3a，其提升量成为最大峰值提升量L3，动作角也成为最大动作角D3。

在此，如前所述，通过连结切换机构36，第一、第二摆臂30、31成为连结状态，所述两个摆臂30、31一体地进行动作，因此第二吸气阀3b也变成与第一吸气阀3a相同的提升曲线。即，如图9C所示，第二驱动凸轮13的凸轮凸部13b和第二摆臂31的滑动面35a之间产生大的间隙C，第二驱动凸轮13的外周面13a的凸轮凸部13b的提升不传递到第二摆臂31，第二吸气阀3b按照第一摆臂30的摆动动作，与第一吸气阀3a相同地成为最大提升量L3、最大动作角D3。

其次，从发动机的性能方面说明本实施方式的效果。

在图4、图5所示的最小提升量L1（最小动作角D1）的控制状态中，在图10，第一吸气阀3a与提升曲线L1对应，第二吸气阀3b与提升曲线LN对应。如前所述，这被用于怠速等发动机低旋转区域等，使提升动作角D变小以降低泵送损失，并且，通过降低摩擦谋求降低燃料消耗。

进一步地，第二吸气阀3b尽量采用小提升量、小动作角，扩大第一、第二吸气阀3a、3b的两阀提升差，提高涡流效果，改善燃烧，从而进一步降低燃料消耗。

在此，如果使第二吸气阀3b的提升、动作角过小，有可能产生下述问题。即，在第二吸气阀3b的闭阀时，伞部外周的阀座接触部附近容易附着沉积物（デポ），来自倒吹的混合气体、EGR气体的成分在闭阀时附着在相同部位，作为沉积物生长。

在本实施方式中，如果第二吸气阀3b开阀，在伞部外周流速快的气体进行流动，具有分离除去沉积物的效果。

所述第二吸气阀3b的动作角越大，并且提升量越大，其效果变得越高，但是如果第二吸气阀3b的动作角、提升过大，则第一、第二吸气阀3a、3b的两阀间提升差引起的涡流效果减弱。

因此，谋求满足沉积物要求的最小动作角提升。在本实施方式中，将第二驱动凸轮13产生的提升曲线LN设定为满足沉积物要求并且也能够获得充分的涡流效果的规定的一种固定提升曲线。但是，即使第一吸气阀3a的动作角、提升改变，该第二吸气阀3b的提升曲线LN也不发生变化。即，与这些无关地，能够稳定地满足沉积物要求，并且维持提高涡流的效果。

例如，在图6、图7所示的两摆臂30、31处于非连结状态的中间提升量L2（中间动作角D2）控制的情况下，第一吸气阀3b是与第二吸气阀3a的提升曲线LN大致相同的提升曲线，因此同样能够满足沉积物要求，并且能够维持提高涡流的效果。

在这种情况下，在比怠速运转负荷（或者转速）高的部分负荷区域，能够基于涡流引起的燃烧改善降低燃料消耗。

另一方面，在转矩要求高的运转条件的情况下，提高图外的节流阀打开程度，并且，如图8以及图9所示，通过连结切换机构36连结两个摆臂30、31。其结果是，第一、第二吸气阀3a、3b两阀均被控制为最大提升量L3（最大动作角D3），增加吸入空气量，能够提高转矩（输出）。这样，在转矩高的区域增加吸入空气量，改善了燃烧，因此涡流不是必要的。

如图11右侧的提升特性图所示，第一、第二摆臂30、31被连结切换机构36连结时，第一、第二吸气阀3a、3b两阀均变成相同的提升曲线，从提升曲线L1的动作角D1（提升量L1）变化到提升曲线L3的动作角D3（提升量L3）。也能够实现：发动机转速越高，越扩大动作角，提高最大输出，发动机转速越低，越减小动作角，提高极低旋转转矩。

图12表示第一、第二吸气阀3a、3b的峰值提升量的控制映射图的一个例子。

在发动机旋转-发动机转矩（负荷）映射图上，在转矩比K线低的情况下，通过连结切换机构36使第一、第二摆臂30、31不连结，使其带有第一、第二吸气阀3a、3b的两阀间提升差，通过涡流改善燃烧降低燃料消耗。

另一方面，在转矩比K线高的情况下，通过连结切换机构36使第一、第二摆臂30、31连结，第一、第二吸气阀3a、3b两阀均以大提升量提升，提高转矩。

如图12所示，该K线被设定为：随着发动机旋转（X轴）上升，K线的转矩（Y轴）减少。这是因为，越是高旋转，以高转矩行驶的频率变高，因此从低转矩开始预先通过连结切换机构36将两摆臂30、31连结。由此，减少进行连结切换机构36的连接-非连接切换动作的次数，并且，降低发生切换所需的时间延迟的频率。由此，能够实现缓慢的转矩上升，并且，降低连接切换机构36进行连接-非连接切换动作所引起的转矩冲击的频率。

如进一步补充说明，在超过所述K线的时刻，如果使第二吸气阀3b的提升量从极小提升LN变化至与第一吸气阀3a相同的大提升，因为转矩的突然上升，将发生前述的转矩冲击。因此，进行图13所示的过渡提升控制。

图13表示从怠速的加速（图12），实线是第一吸气阀3a的峰值提升量变化特性，虚线是第二吸气阀3b的峰值提升量变化特性。第二吸气阀3b成为极小固定提升LN，而第一吸气阀3a成为小提升L1，但是随着发动机的旋转上升、负荷上升，提升增加，达到成为中间提升L2的K线。因此，如果通过连结切换机构36将两摆臂30、31连结，第二吸气阀3b的提升从极小的LN激增至L2，空气量激增，转矩上升得更突然，有可能发生转矩冲击。

因此，如图13所示，通过连结切换机构36将两摆臂30、31连结的同时，使控制轴24向一方向旋转，将两吸气阀3a、3b的阀门提升量改变至L1.5。

所述两个吸气阀3a、3b的阀门提升量均成为L1.5，使其转矩成为与第一吸气阀3a的阀门提升量为L2且第二吸气阀3b的阀门提升量为LN的情况大致相同的转矩，因此能够减少、抑制上述转矩差引起的转矩冲击。

此外，在本实施方式中，表示了适用于第一、第二吸气阀3a、3b的例子，但也可以适用于第一、第二排气阀侧。

即，第二排气阀也在闭阀时，在伞部外周的阀座接触部附近容易附着燃烧气体引起的沉积物，但是通过将第二排气阀固定在极小提升LN，能够进行沉积物的除去。此外，即使在改变第一排气阀的提升量特性的情况下，该LN也不会变化，能够确保可靠的沉积物除去功能。

此外，将该第二排气阀固定在极小提升LN，即主要从第一排气阀排出燃烧气体，因此在排气冲程中缸内气体流动提高，在下次燃烧循环中提高燃烧稳定性，能够进一步降低燃料消耗。进而，通过在向下游的排气分流器、催化剂的排放气体流动产生混乱，能够获得提高催化剂的转化性能，降低气体排放等有益效果。

（第二实施方式）

图14～17表示本发明的第二实施方式、所述第一驱动凸轮5和第二驱动凸轮50各自与驱动轴4一体地形成，并且，摆动凸轮7在包括凸轮轴7a的基端部侧分割形成。

即，所述第一驱动凸轮5在驱动轴4通过锻造、铸造等成形时被一体地形成，并且，第二驱动凸轮50也在该驱动轴4的成形时被一体地形成。该第二驱动凸轮50，与第一实施方式的第二驱动凸轮13相比形成大的卵形凸轮。

而且如前所述，如果在驱动轴4一体地形成第一、第二驱动凸轮5、50，在将多个摆动凸轮7组装在驱动轴4时，由于所述各驱动凸轮5、50的存在，能够从驱动轴4的端部依次贯穿插入而组装。

因此，在本实施方式中，如图14所示，所述摆动凸轮7的基端部侧由凸轮面7d侧的凸轮本体和托架部件7e分割形成，并且，相对所述凸轮本体将托架部件7e由两根螺栓14、14连结，同时，将彼此相对的半分割状的轴承槽从所述驱动轴4的径向外侧嵌合。

如前所述，所述第一、第二驱动凸轮5、50在驱动轴4被一体地设置，因此第一、第二驱动凸轮5、50的支承刚性变高，能够使提升变动稳定化，并且，不需要如第一实施方式所述的固定用销12，削减部件数目，谋求制造作业的成本降低。

此外，如图14所示，所述摆动凸轮7，其凸轮轴7a的轴向的驱动凸轮5侧的一端部延长形成，该延长部7f的前端边缘接近第一驱动凸轮5的一侧面配置。通过以上述的方式设置延长部7f，在摆动中能够抑制摆动凸轮7的轴向的倾倒，并且，通过套筒2的弃用，谋求部件数目的削减。

连结臂17在驱动轴4沿着轴向从侧方插入配置。

此外，在第二摆臂31的长度方向大致中央位置，第二辊体51被第二辊轴51a可自由旋转地支承。因此，所述第二驱动凸轮50的外周面50a，不与滑动面转动接触，而与第二辊体51转动接触。这是因为将第二驱动凸轮50高提升化，因此抑制摩擦损失增加。

因此，在本实施方式中，例如，在发动机的规定旋转区域，在第一、第二摆臂30、31没有被所述连结切换机构36连结的非连结状态下，第一吸气阀3a，其摆动凸轮7的凸轮面7d与第一辊体34旋转接触而开阀提升，因此该提升量L和动作角D变成图17的L1～L3的提升曲线特性。另一方面，第二吸气阀3b，总是按照第二驱动凸轮50的凸轮轮廓成为固定的开阀提升，其提升量和动作角成为图17的提升量LN、动作角DN的提升曲线特性。

之后，在发动机高旋转区域等中，如果第一、第二摆臂30、31被连结切换机构36连结，如图16A～C中所示，各吸气阀3a、3b的开阀提升被提升大的第二驱动凸轮50的凸轮轮廓支配，因此摆动凸轮7的凸轮面7d与第一辊体34之间形成间隙C1，第一吸气阀3a和第二吸气阀3b一起按照第二驱动凸轮50的提升量开阀提升。

即，如图17所示，第二吸气阀3b的提升量LN、动作角DN变得比第一吸气阀3a的最大提升量L3、最大动作角D3大。因此，在第一、第二摆臂30、31被连结切换机构36连结的情况下，第一吸气阀3a和第二吸气阀3b双方被由第二驱动凸轮50生成的提升曲线LN被驱动。

图18表示第一、第二吸气阀3a、3b的提升特性，从图中可知，第二吸气阀3b总是以大的提升量LN和大的动作角DN动作。因此，只需打开图外的节流阀，即能提高转矩，因此转矩提高的响应性变高。

其原因是，在所述第一实施方式中，在第一吸气阀3a以小动作角L1、第二吸气阀3b以极小动作角LN运转时，在欲进行急加速的情况下，为了增加转矩，有必要增加动作角，或者将两个摆臂30、31连结，相应地，转矩的产生需要时间。

在此，连结切换机构36被解除的情况下的第二吸气阀3b的提升量LN具有如下特性，即，比所述第一吸气阀3a的控制范围内的最大提升量L3大，而且，动作角DN也变成比第一吸气阀3a的控制范围内最大动作角L3大的动作角。

因此，在第一、第二摆臂30、31被连结切换机构36连结的情况下，能够避免两吸气阀3a、3b在开阀提升中部分地被第一驱动凸轮5驱动（改变），从而能够降低噪音。

此外，第二吸气阀3b的提升量LN和动作角DN，相对地比第一吸气阀3a的控制范围内的最大提升量L3和最大动作角D3大，因此能够将交换相同气体所需的第一吸气阀3a的最大提升量L3以及最大动作角D3设定得相对小。其结果是，能够使第一吸气阀3a的提升量以及动作角的变换幅度（L1～L3、D1～D3）变小，抑制所述传递机构8的姿态变化，提高向发动机的安装性，而且，具有抑制传递机构变为不合理的姿态，提高机构的耐磨耗性的效果。

此外，本实施方式虽然说明了适用于吸气阀侧的例子，但也可以适用于排气阀侧。在这种情况下，通过使一个排气阀的提升量和动作角可变，使另一个排气阀的提升量和动作角各自成为比上述提升量和动作角大的固定提升曲线，能够获得相同的噪音降低效果、变换幅度降低效果等。

（第三实施方式）

图19表示第三实施方式，可变阀装置的基本结构与第二实施方式相同，但是所述第一吸气阀3a是在排气冲程中进行开闭动作的结构，第二吸气阀3b在一般的吸气冲程进行开闭动作。即，第一驱动凸轮以相对于驱动轴为前进角的相位被固定，反之，第二驱动凸轮以相对滞后的相位被固定。

该图19中表示第一吸气阀3a被提升曲线L3控制，该第一吸气阀3a的峰值提升变成L3的瞬间的姿态。另一方面，如图19C所示，第二驱动凸轮50向逆时针方向加大η的相位滞后角被固定在驱动轴，因此第二吸气阀3b在该瞬间变成零提升。

另一方面，如果驱动轴4相位旋转η，第二吸气阀3b利用第二驱动凸轮50表示峰值提升LN。因此，如图20以及图21的左侧所示，提升特性为：在第一吸气阀3a的提升曲线L3结束之后，开始第二吸气阀3b的固定提升曲线LN。

在此，第一吸气阀3a的提升曲线L3，优选地，被设定为包含在图20以及图21的虚线表示的每个气缸两个排气阀的提升曲线内侧。在这种情况下，各排气阀的开阀提升开始后，第一吸气阀3a的开阀提升开始，各排气阀的开阀提升结束前，第一吸气阀3a的提升终止，因此能够抑制排放气体（EGR气体）以高压向吸气侧倒吹产生吸气音。

此外，第一吸气阀3a的最小提升曲线L1，被设定为不开阀提升而成零提升。这可以通过，如图19所示，将控制轴24向顺时针方向加大相位变换，或者将摆动凸轮7的凸轮突出部设定为比第一实施方式低，从而能够容易地实现。

然后，在连结切换机构36将第一、第二摆臂30、31连结的情况下，如图21的右侧所示，第一、第二吸气阀3a、3b双方在排气冲程进行子提升，当变成吸气冲程，第一、第二吸气阀3a、3b双方以固定提升曲线LN进行主提升。

以上述方式，两个吸气阀3a、3b均开阀提升，因此能够提高吸气填充效率，增加转矩。特别是，在最大限度地提高转矩的情况下，如果使所述子提升成为提升曲线L1，即，不进行零提升完全不开闭，则被导入到缸内的EGR量变成最小，相应地，新气体的填充效率提高，转矩最大限度地提高。至此，在没有转矩要求的情况下，通过子提升导入适度的EGR来谋求降低燃料消耗。

在第三实施方式中，连结切换机构36在非连结的情况下的发动机性能效果综合起来如下所述。即，通过可变控制在排气冲程中进行子提升动作的第一吸气阀3a的动作角和提升，能够调整向吸气口侧排出的EGR气体量。进一步地，该EGR气体，只从一方的第一吸气阀3a排出，而不从另一方的第二吸气阀3b排出，因此在缸内发生排气冲程中的涡流。

此外，在下次的吸气冲程中，进行主提升的第二吸气阀3b的提升特性是固定的，因此即使在子提升特性被可变控制的情况下，也能够获得稳定的吸气动作，而且，该主提升只在第二吸气阀3b进行，因此也产生吸气冲程中的涡流。

通过如上所述的EGR气体量调整、排气冲程涡流、吸气冲程涡流、吸气动作稳定等，能够在燃料消耗、排气等方面提高发动机性能。

此外通过这些，提高导入缸内的EGR气体量的容许值，能够进一步提高燃料效率、排气。

另一方面，在第三实施方式中，连结切换机构36连结的情况下的发动机性能效果为：如前所述，两个吸气阀3a、3b均开阀提升，因此能够提高吸气填充效率，增加转矩。

（第四实施方式）

图22、图23表示第四实施方式，可变阀装置的基本结构与第三实施方式相同，其区别在于，第一、第二发动机阀是排气阀，而不是吸气阀。即，第三实施方式的第一吸气阀3a作为第一排气阀3a使用，第二吸气阀3b作为第二排气阀3b使用，第二驱动凸轮50的相位不是滞后η错开，而是相反地在前进角侧错开η。

其结果是，如图23所示，先在排气冲程以固定提升曲线LN进行第二排气阀3b的主提升动作，然后，在吸气冲程进行第一排气阀3a的子提升动作。

此外，图外的第一、第二吸气阀的开阀提升的提升量，如图22、图23的虚线所示，双方都变成大的固定提升曲线L1。

即使是第一排气阀3a的最大的子提升曲线L3，也可以被包含在两个吸气阀的提升曲线L1中。在这种情况下，吸气阀打开之后排气阀打开，吸气阀关闭之前排气阀关闭，因此排放气体（EGR气体）以高压进入缸内，抑制缸内过热诱发敲缸。

第一排气阀3a的最小提升L1被设定为零提升（不开阀提升）。

其次，在连结切换机构36将第一、第二摆臂30、31连结的情况下，如图23的右侧所示，两个排气阀3a、3b在吸气冲程中进行子提升，其后，在燃烧后的排气冲程时，两个排气阀3a、3b以固定提升曲线LN进行主提升。在排气冲程，两个排气阀3a、3b均开阀提升，因此能够提高排气效率，增加转矩。

特别是，在最大限度地提高转矩的情况下，如果使子提升变成提升曲线L1，即，零提升完全不开闭，则在吸气冲程中导入到缸内的EGR量变成最小，相应地，新气体的填充效率提高，因此能够最大限度地提高转矩。至此，在没有转矩要求的情况下，开着子提升导入适度的EGR，谋求燃料消耗的降低。

在第四实施方式中，连结切换机构36在非连结的情况下的发动机性能效果综合起来如下所述。即，首先，通过可变控制在吸气冲程中进行子提升的第一排气阀3a的动作角和提升，能够调整从排气口侧向缸内流入的EGR气体量。进一步地，该EGR气体只从一方的第一排气阀3a流入，而不从另一方的第二排气阀3b流入，因此在缸内发生吸气冲程涡流。

此外，在终止燃烧的下次排气冲程中进行主提升的第二排气阀3b的提升特性是固定的，因此即使在子提升特性被可变控制的情况下，也能够获得稳定的排气动作，而且，该主提升只在一方的第二排气阀3b进行，因此，同样产生排气冲程中的涡流，在下次的吸气冲程中也残留其涡流，能够提高前述吸气冲程中的涡流。

通过如上所述的EGR气体量调整、排气冲程涡流、吸气冲程涡流、排气动作稳定等，能够在燃料效率、排气等方面提高发动机性能。

其次，通过这些，能够提高导入至缸内的EGR气体量的容许值，能够进一步提高燃料效率和排气。

另一方面，在第四实施方式中，在连结切换机构36连结的情况下的发动机性能效果为：如前所述，在排气冲程两个排气阀3a、3b均开阀提升，因此能够提高排气效率，增加转矩。

在前述各实施方式中，将一对随动件作为以摇摆轴32为中心可摆动的一对摆臂30、31，在其间设置了连结切换机构36，但也可以是其他种类。例如，优选地，设置一对直动型的圆筒状阀门提升器，经由这些，各自驱动一对发动机阀。

优选地，在所述各阀门提升器的圆筒侧面的一部分形成平面部，将所述各平面部彼此抵接，在其间设置连结切换机构。

此外，作为连结切换机构36，不限于通过连结销连结，也可以是如在（日本专利文献）特开平8-210113所公开的支承（摇杆）式连结切换机构。此外，连结销的驱动不限于液压，也可以如（日本专利文献）特开2012-2095所公开，通过电磁螺线管驱动。

进一步地，将第一发动机阀的提升量连续地可变驱动的可变机构，不限于实施方式所示的以偏心凸轮作为驱动凸轮的方式，也可以如（日本专利文献）2007-321653所示，以卵形凸轮作为驱动凸轮。

即，在不超出本发明的主旨范围内能够对各种结构进行变更。此外，在驱动轴前端的图外的链轮，能够并设如（日本专利文献）特开2009-74414所示的相位可变型的可变机构。在这种情况下，能够变更吸气阀门时间和排气阀门时间，因此能够期待更好的性能效果。

下面，对从前述实施方式可获得的所述技术方案以外的发明的技术思想进行说明。

（技术方案a）如技术方案1所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述第一、第二发动机阀是吸气阀，

将第一、第二摆臂的连结被所述连结切换机构解除的情况下的所述第二吸气阀的提升特性设定为：使其成为比所述第一吸气阀的控制范围内的最小提升量以及最小动作角小的规定的提升量和动作角。

（技术方案b）如技术方案a所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述第1驱动凸轮在与所述曲轴同步旋转的驱动轴被可一体旋转地设置，

所述第二驱动凸轮的外径比所述驱动轴的外径小。

（技术方案c）如技术方案a所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述第一摆臂，具有与所述摆动凸轮转动接触的辊体。

根据本发明，所述摆动凸轮，因在第一摆臂的抵接位置的摩擦方向变化，容易产生磨耗，因此通过利用辊体能够抑制磨耗发生。

（技术方案d）如技术方案a所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

在所述第二摆臂，设有与所述第二驱动凸轮抵接的抵接面。

根据本发明，进行旋转的第二驱动凸轮的摩擦方向一定，因此第二摆臂的抵接位置不易发生磨耗，因此能够不使用辊体，而只以抵接面构成。由此，与设置辊体的情况相比，能够谋求成本的降低。

（技术方案e）如技术方案1所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述连结切换机构包括：

在所述第一摆臂和第二摆臂各自设置的连结孔；

在所述两个连结孔内可移动地设置的连结部件；

设置于所述连结孔，并且对所述连结部件向一方向施力的弹簧部件；

向所述连通孔内供应液压的液压供应通路，所述液压使所述连结部件克服所述弹簧部件的弹簧力移动。

（技术方案f）如技术方案1所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

连结被所述连结切换机构解除的情况下的所述第二发动机阀具有的特性为：比所述第一发动机阀的控制范围内的最大提升量大的规定提升量，且比最大动作角大的规定的动作角。

（技术方案g）如技术方案f所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

在所述摆动凸轮抵接的第一摆臂的抵接位置和所述第二驱动凸轮抵接的第二摆臂的抵接位置，可自由旋转地设有辊体。

根据本发明，固定提升是大提升量，因此通过辊体的转动接触，能够进行稳定的摆动。

（技术方案h）如技术方案g所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述第二驱动凸轮在与所述曲轴同步旋转的驱动轴被可一体旋转地设置，所述摆动凸轮由隔着所述驱动轴的可二分割的两个部件形成。

根据本发明，例如，即使在将第二驱动凸轮一体地设置在驱动轴的情况下，也能够安装摆动凸轮，因此提高了安装操作性。

（技术方案i）如技术方案1所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述一对发动机阀是吸气阀，

所述连结切换机构被解除的情况下的所述第一吸气阀的开闭在排气冲程进行，并且，所述第二吸气阀的开闭在吸气冲程进行。

根据本发明，在排气冲程通过一侧的吸气阀的开阀动作，能够获得EGR的吸入。由此，谋求燃料效率的提高，并且，只在一侧提升，因此能够生产EGR涡流。

（技术方案j）如技术方案i所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述连结切换装置被解除的情况下的所述第一发动机阀的打开期间，与所述第二发动机阀的打开期间不重叠。

根据本发明，连结时的驱动凸轮在途中不可能意外改换，能够实现稳定的动作。

（技术方案k）如技术方案j所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述第一吸气阀的动作角和阀门提升量即使在被控制为最大的情况下，也比排气阀的动作角以及阀门提升量小。

根据本发明，吸气阀在排气阀的阀门提升量的范围内开闭，因此能够抑制过量的排放气体被送入该吸气阀侧的吸气口。其结果是，能够抑制排放气体与空气清洁器等对撞而产生异常声音。

（技术方案l）如技术方案j所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

从被所述连结切换装置连结的情况下的所述摆动凸轮传递到所述第一摆臂的摆动量被控制成大致为零。

连结时在排气冲程不被打开，因此新气体的比例增加，能够在需要转矩的高旋转区域等输出转矩。

（技术方案m）如技术方案1所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述第一、第二发动机阀是排气阀，

连结被所述连结切换机构解除的情况下的所述第一排气阀的开闭在吸气冲程进行，并且，所述第二排气阀的开闭在排气冲程进行。

在吸气冲程能够通过单侧阀提升来获得EGR气体的吸入，因此燃料效率提高，并且，只在单侧阀有提升，所以能够产生EGR气体引起的涡流。

（技术方案n）如技术方案m所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

连结被所述连结切换机构解除的情况下的所述第一发动机阀的打开期间，不和所述第二发动机阀的打开期间重叠。

根据本发明，连结时驱动凸轮不在中途切换，能够实现稳定的动作。

（技术方案O）如技术方案O所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述第一排气阀的打开期间以及阀门提升量即使在被控制为最大的情况下，也比吸气阀的打开期间和阀门提升量小。

（技术方案p）如技术方案1所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述连结切换机构的连结以及非连结切换在作为所述第一发动机阀和第二发动机阀的关闭期间的凸轮基圆时进行。

根据本发明，两个发动机阀的闭阀时两个摆臂的动作停止，因此如果在此时进行，则可以稳定地进行连结、非连结。

（技术方案q）如技术方案1所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述第一发动机阀的阀门提升量，在发动机低运转时被控制为小，在发动机高运转时被控制为大。

（技术方案r）如技术方案q所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述连结切换结构的连结、非连结条件，与发动机转速对应地被决定

根据本发明，通过与发动机转速对应地被切换连结、非连结，能够调整输出。

Claims (10)

1.一种内燃机的可变阀装置，包括：

第一发动机阀以及第二发动机阀，其被阀门弹簧施加向闭阀方向的弹簧力；

第一驱动凸轮以及第二驱动凸轮，其被可一体旋转地设在与曲轴同步旋转的驱动轴；

传递机构，其将所述第一驱动凸轮的旋转运动转换为摆动力进行传递；

摆动凸轮，所述传递机构的摆动力被传递而进行摆动运动；

第一摆臂，通过所述摆动凸轮的摆动运动而被按压，使所述第一发动机阀进行开动作；

第二摆臂，通过所述第二驱动凸轮的旋转而被按压，使所述第二发动机阀进行开动作；

控制机构，其通过改变所述传递机构的姿态，改变所述摆动凸轮的摆动量；

连结切换机构，其使所述第一摆臂和第二摆臂连结或者不连结。

2.一种内燃机的可变阀装置，包括：

第一驱动凸轮以及第二驱动凸轮，其被曲轴的旋转力旋转驱动；

第一发动机阀以及第二发动机阀，其被阀门弹簧施加向闭阀方向的弹簧力；

传递机构，其将所述第一驱动凸轮的旋转运动转换为摆动运动进行传递；

控制机构，其通过改变所述传递机构的姿态，改变所述摆动凸轮的摆动量；

第一随动件，其与所述摆动凸轮抵接，使所述第一发动机阀进行开闭动作；

第二随动件，其与所述第二驱动凸轮抵接，使所述第二发动机阀进行开闭动作；

切换机构，其使所述第一随动件和第二随动件的开闭量和开闭时间联动或者解除联动。

3.一种内燃机的可变阀装置，包括：

一对发动机阀，即第一发动机阀和第二发动机阀；

第一随动件，其开闭驱动所述第一发动机阀；

第二随动件，其开闭驱动所述第二发动机阀；

第一驱动凸轮，其与曲轴同步旋转；

摆动凸轮，其将所述第一随动件按压驱动；

传递机构，其将所述第一驱动凸轮的旋转运动转换为所述摆动凸轮的摆动运动进行传递；

控制机构，其改变所述传递机构的姿态，使传递特性可变；

第二驱动凸轮，其与所述曲轴同步旋转，驱动所述第二随动件；

切换机构，其切换所述第一随动件和第二随动件的连动或者非连动。

4.如权利要求1所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述第一、第二发动机阀是吸气阀，

将第一、第二摆臂的连结被所述连结切换机构解除的情况下的所述第二吸气阀的提升特性设定为：比所述第一吸气阀的控制范围内的最小提升量以及最小动作角小的规定的提升量和动作角。

5.如权利要求1所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述连结切换机构包括：

在所述第一摆臂和第二摆臂各自设置的连结孔；

在所述两连结孔内能够移动地设置的连结部件；

设置于所述连结孔，并且对所述连结部件向一方向施力的弹簧部件；

向所述连结孔内供应油压的油压供应通路，所述油压使所述连结部件克服所述弹簧部件的弹簧力进行移动。

6.如权利要求1所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

连结被所述连结切换机构解除的情况下的所述第二发动机阀具有的特性为：成为比所述第一发动机阀的控制范围内的最大提升量大的规定提升量，且比最大动作角大的规定的动作角的特性。

7.如权利要求1所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述一对发动机阀是吸气阀，

所述连结切换机构被解除的情况下的所述第一吸气阀的开闭在排气冲程进行，并且，所述第二吸气阀的开闭在吸气冲程进行。

8.如权利要求4所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述第一吸气阀的动作角和阀门提升量即使在被控制为最大的情况下，也比排气阀的动作角以及阀门提升量小。

9.如权利要求1所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述第一、第二发动机阀是排气阀，

连结被所述连结切换机构解除的情况下的所述第一排气阀的开闭在吸气冲程进行，并且，所述第二排气阀的开闭在排气冲程进行。

10.如权利要求9所述的内燃机的可变阀装置，其特征在于，

所述第一排气阀的开期间以及阀门提升量即使在被控制为最大的情况下，也比吸气阀的开期间和阀门提升量小。

Images