CN103939167A - 多缸内燃机的可变气门装置及该可变气门装置的控制装置 - Google Patents

Abstract

一种多缸内燃机的可变气门装置，能够提高通过燃烧改善而实现的良好的起动性和向气缸中止的切换响应性。所述多缸内燃机的可变气门装置具有：在每一个#1气缸和每一个#2气缸上分别设置的一对进气门(3a～3b)和一对排气门(71a～71b)、对#1气缸和#2气缸的一对进气门中的一进气门进行气门动作状态和气门停止状态的切换的第一气门停止机构(11b、11c)、对另一进气门进行气门动作状态和气门停止状态的切换的第二气门停止机构(11a)，第一气门停止机构构成为被供给油压时设为气门动作状态，而油压的供给停止时设为气门停止状态，第二气门停止机构构成为被供给油压时设为气门停止状态，而油压的供给停止时设为气门动作状态。

Description

多缸内燃机的可变气门装置及该可变气门装置的控制装置

技术领域

本发明涉及可根据内燃机运转状态使进气门和排气门的开闭动作停止的多缸内燃机的可变气门装置及该可变气门装置的控制装置。

背景技术

作为现有的多缸内燃机的可变气门装置，已知有以下专利文献1记载的可变气门装置。

该可变气门装置具备使一部分气缸的进气门和排气门的开闭动作停止(中止)的气门停止(中止)机构，在要求内燃机输出的高旋转运转等时，成为摇臂的摆动支点的气门间隙调节器主体被切换部件固定于气缸盖。因此，作为通常的气门间隙调节器发挥功能，所以由凸轮按压摇臂时，以该摇臂的一端部为摆动支点而摆动，通过另一端部进气门和排气门分别以规定的气门升程量进行动作。

另一方面，在要求耗油量低的常用运转区域中，通过减缸运转来改善耗油量，所谓减缸运转是指在一部分气缸中，上述切换部件在气门间隙调节器的主体内移动，使气门间隙调节器进行无效运动，从而使进气门及排气门的动作停止，仅由剩余的气缸进行燃烧运转。

专利文献1：JP特开2007-100585号公报(图2、图3)

但是，上述现有的可变气门装置在内燃机的起动时，为了确保内燃机扭矩，进行全缸运转而不进行气缸中止，从而使全部的进气门和排气门都被开闭驱动(气门动作)，然而并不是因为这样的运转而起动性提高。

另外，当内燃机达到规定的实用运转区域时，一部分气缸就转变到中止状态，但在这种情况下，中止的气缸的进气门和排气门全都一起变成停止状态。即，需要使与一部分气缸的全部进气门和排气门对应的上述切换部件通过供给油压(信号油压)来同时移动。因此，存在供给油压的上升性下降而向气缸中止的切换响应性变差之类的技术课题。例如，在加速过程中，有时会影响到加速的平滑度及灵敏度。

发明内容

本发明是鉴于现有可变气门装置中存在的上述技术课题而提出的，其目的在于，提供一种多缸内燃机的可变气门装置，通过内燃机起动时的摩擦的降低和强烈的进气涡流的生成所实现的燃烧改善，能够得到良好的起动性，并且能够提高向气缸中止方式(状态)切换时的切换响应性。

为了达到上述目的，本发明第一方面的一种具有多个气缸的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，具有：

在每一个气缸上设置的一对进气门及一对或单一的排气门、

切换使一部分所述气缸的所述一对进气门中的一进气门进行开闭动作的气门动作状态和使开闭动作停止的气门停止状态的第一气门停止机构、

切换使一部分所述气缸的所述一对进气门中的另一进气门进行开闭动作的气门动作状态和使开闭动作停止的气门停止状态的第二气门停止机构，

所述第一气门停止机构构成为被供给切换能量时设为气门动作状态，而切换能量的供给停止时设为气门停止状态，

所述第二气门停止机构构成为被供给切换能量时设为气门停止状态，而切换能量的供给停止时设为气门动作状态。

在第一方面发明的基础上，第二方面发明的多缸内燃机的可变气门装置的特征在于，具有：

在每一个气缸上设置的一对排气门、

切换使一部分所述气缸的所述一对排气门进行开闭动作的气门动作状态和使开闭动作停止的气门停止状态的第三气门停止机构，

所述第三气门停止机构构成为被供给切换能量时设为气门停止状态，而切换能量的供给停止时设为气门动作状态，并且，

所述第二气门停止机构使一部分所述气缸的另一进气门设为气门停止状态时，所述第三气门停止机构也使一部分所述气缸的一对排气门设为气门停止状态。

在第二方面发明的基础上，第三方面发明的多缸内燃机的可变气门装置的特征在于，

所述第一气门停止机构在全部气缸上切换所述一对进气门中的一进气门的气门动作状态和气门停止状态。

在第三方面发明的基础上，第四方面发明的多缸内燃机的可变气门装置的特征在于，具有：

全缸运转进气单气门动作区域，停止向所述第一气门停止机构、所述第二气门停止机构、所述第三气门停止机构供给切换能量；

减缸运转进气单气门动作区域，停止向所述第一气门停止机构供给切换能量，并且向所述第二气门停止机构及所述第三气门停止机构供给切换能量；

全缸运转进气双气门动作区域，将切换能量向所述第一气门停止机构供给，并且停止向所述第二气门停止机构及所述第三气门停止机构供给切换能量。

在第二方面发明的基础上，第五方面发明的多缸内燃机的可变气门装置的特征在于，

设有第四气门停止机构，该第四气门停止机构切换多个所述气缸中除一部分所述气缸以外的其余气缸的一对进气门中一方的气门动作状态和气门停止状态，该第四气门停止机构构成为被供给切换能量时设为气门动作状态，而切换能量的供给停止时设为气门停止状态。

在第五方面发明的基础上，第六方面发明的多缸内燃机的可变气门装置的特征在于，具有：

全缸运转进气单气门动作区域，停止向所述第一气门停止机构、所述第二气门停止机构、所述第三气门停止机构、所述第四气门停止机构供给切换能量；

减缸运转进气单气门动作区域，停止向所述第一气门停止机构和所述第四气门停止机构供给切换能量，并且向所述第二气门停止机构及所述第三气门停止机构供给切换能量；

减缸运转进气双气门动作区域，停止向所述第一气门停止机构供给切换能量，并且向所述第二气门停止机构、所述第三气门停止机构、所述第四气门停止机构供给切换能量；

全缸运转进气双气门动作区域，向所述第一气门停止机构、第四气门停止机构供给切换能量，并且停止向所述第二气门停止机构和所述第三气门停止机构供给切换能量。

在第二方面发明的基础上，第七方面发明的多缸内燃机的可变气门装置的特征在于，

将所述切换能量设为油压能量。

在第四方面发明的基础上，第八方面发明的多缸内燃机的可变气门装置的特征在于，

具有可变气门装置，该可变气门装置能够使进气门和排气门的升程特性中的相位或升程量变化。

本发明第九方面的一种具有多个气缸的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，具有：

在每一个气缸上设置的一对进气门及一对或单一的排气门；

摇臂，以气门间隙调节器为摆动支点摆动，使所述进气门及所述排气门进行开闭动作；

第一气门停止机构，利用油压进行动作，其通过使与多个所述气缸中的一部分气缸的所述一对进气门中的一进气门对应的所述摇臂的摆动量无效运动而设为气门停止状态；

第二气门停止机构，其利用油压进行动，其通过使与一部分所述气缸的所述一对进气门中的另一进气门对应的所述摇臂的摆动量无效运动而设为气门停止状态；

所述第一气门停止机构构成为被供给油压时成为气门动作状态，而油压的供给被限制时成为气门停止状态，

所述第二气门停止机构构成为被供给油压时成为气门停止状态，而油压的供给被限制时成为气门动作状态。

本发明第十方面的一种可变气门装置的控制装置，该可变气门装置是多缸内燃机的可变气门装置，具有：

在每一个气缸上设置的一对进气门及一对或单一的排气门、

切换使一部分所述气缸的所述一对进气门中的一进气门进行开闭动作的气门动作状态和使开闭动作停止的气门停止状态的第一气门停止机构、

切换使一部分所述气缸的所述一对进气门中的另一进气门进行开闭动作的气门动作状态和使开闭动作停止的气门停止状态的第二气门停止机构，

所述可变气门装置的控制装置的特征在于，

所述第一气门停止机构构成为被供给切换能量时使进气门动作，而切换能量的供给停止时使进气门的动作停止，

所述第二气门停止机构构成为被供给切换能量时使进气门的动作停止，而切换能量的供给停止时使进气门动作，

个别地控制向所述第一气门停止机构和所述第二气门停止机构供给切换能量。

根据本发明，能够实现内燃机起动性的提高和一部分气缸向气缸中止状态转变时的切换响应性的提高。

附图说明

图1是表示将本发明的可变气门装置应用于双缸内燃机的第一实施方式的进气门侧的立体图；

图2是表示第一实施方式的排气门侧的立体图；

图3是图1和图2的A-A线剖面图；

图4(A)是表示本实施方式的进气侧所设有的第一气门停止机构的纵剖面图，(B)是表示所述第一气门停止机构的作用的纵剖面图，(C)是(A)的B-B线剖面图；

图5(A)是表示本实施方式的进气门(排气门)侧所设有的第二(第三)气门停止机构的纵剖面图，(B)是表示所述第二(第三)气门停止机构的作用的纵剖面图，(C)是(B)的C-C线剖面图；

图6是表示不具备本实施方式的气门停止机构的油压气门间隙调节器的纵剖面图；

图7是表示本实施方式的控制油压回路的示意图；

图8是本实施方式的各进气门和排气门的气门升程量特性图；

图9(A)是具备本实施方式的气门停止机构的进气门被控制到最大升程量(L4)时的气门打开时的作用说明图，(B)是所述进气门的气门关闭时的作用说明图；

图10(A)是不具备本实施方式的气门停止机构的进气门的被控制到最大升程量(L4)时的气门打开时的作用说明图，(B)是所述进气门气门关闭时的作用说明图；

图11(A)是具备本实施方式的气门停止机构的进气门被控制到最小升程量(L1)时的气门打开时的作用说明图，(B)是各进气门的气门关闭时的作用说明图，(C)是气门停止机构的无效运动作用说明图；

图12表示的是#1气缸侧的排气门的动作状态，(A)是打开后的排气门的气门升程量成为LE后的峰值升程状态，(B)是表示关闭后的排气门的状态的作用说明图，(C)是气门停止机构的无效运动作用说明图；

图13是表示本实施方式的内燃机转速和内燃机扭矩的匹配图上的气门停止运转区域和全缸运转区域的图；

图14是表示向图13所示的运转区域(1)～(8)切换转变时的#1气缸和#2气缸的进气门和排气门的气门升程特性和节流阀的开度特性的图；

图15是表示本发明第二实施方式的进气门侧的立体图；

图16是表示本实施方式的控制油压回路的示意图；

图17是表示本实施方式的内燃机转速和内燃机扭矩的匹配图上的气门停止运转区域和全缸运转区域的图；

图18是表示向图17所示的运转区域(1)～(10)切换转变时的#1气缸和#2气缸的进气门和排气门的气门升程特性和节流阀的开度特性的图；

符号说明

1...气缸盖

1a...保持孔

3a、3a...#1气缸侧的第一、第二进气门

3b、3b...#2气缸侧的第一、第二进气门

5...驱动轴

5a...驱动凸轮

6...摇臂

6a...一端部

6b...另一端部

7...摆动凸轮

8...传递机构

9...控制机构

10a、10b...#1气缸的进气侧第一、第二油压气门间隙调节器(支点部件)

10c、10d...#2气缸的进气侧第三、第四油压气门间隙调节器(支点部件)

11a...第二气门停止机构

11b、11c...第一气门停止机构

11d、11e...第三气门停止机构

11f...第四气门停止机构

12...进气侧气门弹簧

13...轴承部

14...辊

24...主体

27...柱塞

27b...前端头部

34...滑动用孔

35...无效运动弹簧(施力部件)

36...限制机构

38...移动用孔

39...限制用孔

40...保持器

41...滑动销

42...限制销

43...复位弹簧

44...油通路孔

45、66、92...排泄通路

54、64、91...油泵

55...第一电磁切换阀

65...第二电磁切换阀

90...第三电磁切换阀

71a、71a...#1气缸侧的第一、第二排气门

71b、71b...#2气缸侧的第一、第二排气门

72...排气侧气门弹簧

73...排气侧凸轮轴

73a...旋转凸轮

74...排气侧摇臂

75a、75b...#1气缸的排气侧第一、第二油压气门间隙调节器(支点部件)

75c、75d...#2气缸的排气侧第三、第四油压气门间隙调节器(支点部件)

具体实施方式

下面，基于附图说明本发明的多缸内燃机的可变气门装置的各实施方式。

在各实施方式中，均将所述可变气门装置适用于汽油直列双缸内燃机。

〔第一实施方式〕

图1表示的是#1气缸和#2气缸的进气侧的气门装置，图2表示的是#1气缸和#2气缸的排气侧的气门装置。这些图1及图2所示的前(F)侧的#1气缸是可中止的气缸，也就是，全部的进气门和排气门的气门动作能够停止的气缸，后(R)侧的#2气缸是不中止而至少一个进气门和排气门总是动作的总是运转气缸。但是，在本实施方式中，该总是运转气缸#2气缸中只有后(R)侧的进气门能够进行气门停止(进气单气门停止)。

另外，图3表示的是#1气缸(可中止气缸)的进气侧及排气侧的气门装置。

〔进气侧的气门装置〕

首先，对#1气缸、#2气缸的进气侧的气门机构进行具体说明，如图1及图3所示，每一气缸都设有对形成于气缸盖1内的一对进气口2、2进行开闭的一对进气门。即，在#1气缸中设有第一、第二进气门3a、3a，在#2气缸中设有第一、第二进气门3b、3b。在此，在各气缸中都同样将第一进气门3a、3b配置于F侧，将第二进气门3a、3b配置于R侧。

如图1及图3所示，设置于上述各进气门3a～3b的可变升程机构包括：沿内燃机前后方向配置在各气缸的上方侧且在外周具有两个驱动凸轮5a的驱动轴5、旋转自如地支承于该驱动轴5的外周面且具有经由各摇臂6分别使上述各进气门3a～3b进行开闭动作的凸轮面7b、7b的一对摆动凸轮7、7、将上述各驱动凸轮5a的旋转力变换为摆动力并传递给上述各摆动凸轮7的传递机构8、经由该传递机构8对上述各进气门3a～3b的动作角(气门打开期间)和升程量进行控制的控制机构9。

另外，配置有作为支点部件(枢轴)的四个第一～第四油压气门间隙调节器10a、10b、10c、10d，所述四个第一～第四油压气门间隙调节器10a、10b、10c、10d保持于气缸盖1，将上述各摇臂6和各进气门3a～3b之间的间隙及上述各摇臂6和各摆动凸轮7的各凸轮面7b的基圆之间的间隙调节为零间隙。

即，在#1气缸的进气门侧配置有第一、第二油压气门间隙调节器10a、10b，在#2气缸的进气门侧配置有第三、第四油压气门间隙调节器10c、10d。

在此，第一油压气门间隙调节器10a配置于#1气缸的F侧，第二油压气门间隙调节器10b配置于#1气缸的R侧，第三油压气门间隙调节器10c配置于#2气缸的F侧，第四油压气门间隙调节器10d配置于#2气缸的R侧。

另外，在上述#1气缸的第一、第二进气门3a、3a侧设有第一、第二气门停止机构(无效运动机构)11a、11b，所述第一、第二气门停止机构(无效运动机构)11a、11b根据内燃机运转状态，经由上述#1气缸侧的第一、第二油压气门间隙调节器10a、10b分别使上述#1气缸的第一、第二进气门3a、3a的开闭动作停止。

另外，在#2气缸的R侧的第二进气门3b侧还设有一个第一气门停止机构(无效运动机构)11c，所述一个第一气门停止机构(无效运动机构)11c经由上述#2气缸侧的R侧的第四气门间隙调节器10d使上述第二进气门3b的开闭动作停止。

需要说明的是，以下将由上述的驱动轴5、摆动凸轮7、传递机构8及控制机构9构成的进气侧可变升程机构称为进气VEL。

另外，在上述进气侧，如图7所示，在上述驱动轴5的F侧的端部，设有根据内燃机运转状态使上述各进气门3a～3b的开闭时机可变的相位变更式配气正时控制装置(进气VTC)。该进气VTC只要是例如由油压对未图示的叶片转子进行相位变换的通常型即可。

下面，对#1气缸、#2气缸的各构成部件进行说明。上述四个进气门3a～3b经由各气门导向件4滑动自如地保持于气缸盖1，并且被各气门弹簧12向闭方向施力，该各气门弹簧12弹性接触在设置于各阀杆端3c附近的各弹簧保持器3d和气缸盖1的内部上表面之间。

上述驱动轴5经由上述摆动凸轮7的凸轮轴7a旋转自如地支承在设置于气缸盖1上端部的多个轴承部13，经由在设置于一端部的前述进气VTC的未图示的壳体上设置的正时带轮，曲轴的旋转力被正时皮带传递。另外，在驱动轴5的外周对应于每一气缸都设置的一个上述驱动凸轮5a形成为其轴心Y从驱动轴5的轴心X向径方向偏心，并且外周的凸轮轮廓形成为圆形状。

上述各摇臂6形成为一端部6a的平坦状或稍微凸状的下表面与上述各进气门3a～3b的各阀杆端3c抵接，而另一端部6b的下面凹部6c与上述各油压气门间隙调节器10a～10d的头部抵接，并且在形成于中央的收纳孔内分别经由辊轴14a旋转自如地收纳配置有辊14。

如图1及图3所示，上述各摆动凸轮7构成为在圆筒状的凸轮轴7a的两端部的下表面形成有由基圆面、斜面及升程面构成的上述凸轮面7b，该基圆面、斜面及升程面根据摆动凸轮7的摆动位置与上述摇臂6的辊14的上表面滚动接触。

上述凸轮轴7a构成为形成于外周面的轴方向大致中央位置的轴颈部以保持微小间隙的方式旋转自如地支承于上述多个轴承部13，并且由内周面旋转自如地支承上述驱动轴5的外周面。

上述各传递机构8具备：配置在驱动轴5上方的摇臂15、将该摇臂15的一端部15a和驱动凸轮5a连接的连杆臂16、将摇臂15的另一端部15b和一个摆动凸轮7连接的连杆17。

上述摇臂15的位于中央的筒状的基部经由支承孔旋转自如地支承于后述的控制凸轮，并且一端部15a通过销18旋转自如地与连杆臂16连结，而另一端部15b通过销19旋转自如地与连杆17的上端部连结。

在上述连杆臂16的位于圆环状基部的中央位置的嵌合孔16a内，旋转自如地嵌合有上述驱动凸轮5a的凸轮主体，而上述连杆臂16的突出端通过上述销18与摇臂一端部15a连结。

上述连杆17的下端部通过销20旋转自如地与摆动凸轮7的形成有一凸轮面7b的凸轮尖部连结。

需要说明的是，在上述各摇臂15的另一端部15b和连杆17的上端部之间，分别设有在组装各构成零件时对各进气门3a～3b的升程量进行微调的调节机构23。

上述控制机构9固定有在驱动轴5的上方位置旋转自如地支承于同一轴承部的控制轴21，和在该控制轴21的外周滑动自如地嵌入上述摇臂15的支承孔并成为各摇臂15的摆动支点的两个控制凸轮22。

上述控制轴21与驱动轴5平行地配置在内燃机前后方向上，并且被图7所示的促动器50旋转控制。另一方面，上述控制凸轮22呈圆筒状，轴心位置从控制轴21的轴心偏离规定量。

如图7所示，上述促动器50由固定于未图示的壳体的一端部的电动机51和滚珠丝杠机构52构成，所述滚珠丝杠机构52设置于壳体的内部，作为将该电动机51的旋转驱动力传递到上述控制轴21的减速机构，由滚珠丝杠部件及变换连杆等构成。

上述电动机51由比例式DC电动机构成，通过来自检测内燃机运转状态的控制器(控制单元)53的控制信号进行正反转控制。

如图4～图6所示，上述四个油压气门间隙调节器10a～10d具备：分别在气缸盖1的圆柱状的各保持孔1a内被保持的有底圆筒状的主体24、上下滑动自如地收纳于该主体24内并经由一体地位于下部的隔壁25在内部构成储油室26的柱塞27、形成于上述主体24的下部内并经由贯通形成于上述隔壁25的连通孔25a与上述储油室26连通的高压室28、设置于该高压室28的内部并容许上述储油室26内的工作油仅流向高压室28方向的单向阀29。另外，在上述气缸盖1的内部形成有将上述保持孔1a内所贮存的工作油排出到外部的排出孔1b。

上述主体24在外周面形成有圆筒状的第一凹槽24a，并且在该第一凹槽24a的周壁，沿径方向贯通形成有第一通路孔31，所述第一通路孔31将形成于上述气缸盖1的内部且下游端朝向上述第一凹槽24a开口的油通路30和主体24的内部连通。

另外，如图4(A)、图4(B)和图5(A)、图5(B)分别所示，#1气缸的第一、第二油压气门间隙调节器10a、10b(F、R侧)和#2气缸的第四油压气门间隙调节器10d(R侧)的各主体24大致大致圆柱状形成为底部24b侧比图6所示的未设有气门停止机构的#2气缸侧第三油压气门间隙调节器10c(F侧)的主体24的底部24c更下方向延伸。

如图3所示，上述油通路30与在气缸盖1内形成的润滑油供给用主油道30a连通，从图7所示的油泵54或油泵64向该主油道30a加压输送润滑油。

如图4～图6所示，上述柱塞27在轴方向的大致中央的外周面上形成有圆筒状的第二凹槽27a，在该第二凹槽27a的周壁，沿径方向贯通形成有将上述第一通路孔31和储油室26连通的第二通路孔32。另外，各柱塞27的前端头部27b的前端面形成为球面状以确保与各摇臂6的另一端部6b的球面状的下面凹部6c的良好的滑动性。

需要说明的是，该各柱塞27的最大突出量被在主体24的上端部上嵌装固定的圆环状的止动部件33限制。

上述第二凹槽27a形成为其轴方向的宽度比较大，由此，在柱塞27相对于主体24的任意上下滑动位置，总是将上述第一通路孔31和第二通路孔32连通。

上述各单向阀29包括：将上述连通孔25a的下部开口缘(座)开闭的单向球29a、对该单向球29a向闭方向施力的第一螺旋弹簧29b、保持该第一螺旋弹簧29b的杯子状保持器29c、弹性安装在主体24的底壁24c的内底面和保持器29c的圆环状上端部之间对保持器29c向隔壁25方向施力且对柱塞27整体向上方施力的第二螺旋弹簧29d。

而且，在摆动凸轮7的凸轮面7b的基圆区间，随着上述柱塞27在上述第二螺旋弹簧29d的施力的作用下进行进出移动(上方移动)，高压室28内变成低压时，从上述油通路30被供给到保持孔1a内的工作油就从第一凹槽24a流过第一通路孔31、第二凹槽27a及第二通路孔32流入储油室26，进而抵抗第一螺旋弹簧29b的弹簧力推开单向球29a，使工作油流入高压室28内。

由此，柱塞27向上推动摇臂6的另一端部6b，通过辊14和摆动凸轮7的接触，将摆动凸轮7和摇臂6的一端部6a及各进气门3的阀杆端3a之间的间隙调节为零间隙。

而且，在上述摆动凸轮7的升程区间，由于向下方的载荷作用于柱塞27，因此高压室28内的油压上升，高压室28内的油从柱塞27和主体24之间的间隙漏出，柱塞27稍微下降(泄沉)。

当再次变成摆动凸轮7的凸轮面7b的基圆区间时，如前所述，上述柱塞27在上述第二螺旋弹簧29d的施力下进出移动(上方移动)，由此将各部的间隙调节为零间隙。

上述第一～第四油压气门间隙调节器10a～10d都有这种间隙调节功能。

上述无效运动机构(第二、第一气门停止机构)11a、11b、11c仅设置于上述#1气缸的F侧和R侧的第一、第二油压气门间隙调节器10a、10b和#2气缸的R侧的第四油压气门间隙调节器10d，如图6所示，没有设置于#2气缸的F侧的第三油压气门间隙调节器10c。

即，设有#1、#2气缸的各R侧的第二、第四油压气门间隙调节器10b、10d侧的第一气门停止机构11b、11c、#1气缸的F侧的第一油压气门间隙调节器10a侧的第二气门停止机构11a，如后文所述，根据内燃机运转状态来切换气门停止和气门动作。与此相对，在#2气缸的F侧未设有气门停止机构，因此，仅具有通常的枢轴功能和零间隙调节功能。

另外，如图4及图5所示，上述第一气门停止机构11b、11c和第二气门停止机构11a在构造方面存在部分(限制机构)不同。

如图4(A)、图4(B)所示，第一气门停止机构11b、11c包括：与上述各保持孔1a的底部侧连续形成的圆柱状的一对滑动用孔34、弹性安装在该各滑动用孔34的底面和主体24的下面之间对上述第二、第四油压气门间隙调节器10b、10d分别向上方向施力的一对无效运动弹簧35、限制第二、第四油压气门间隙调节器10b、10d的无效运动的一对限制机构36。

上述各滑动用孔34设定为内径与上述保持孔1a的内径相同，上述各主体24被保持为从上述保持孔1a可连续地向上下方向滑动。

上述各无效运动弹簧35由螺旋弹簧形成，对上述主体24的底面向上方向施力，使上述柱塞27的前端头部27b与上述摇臂6的另一端部6b下面的凹部6c弹性接触。

另外，上述各主体24的最大上方移动位置被在上述气缸盖1的内部插通配置的止动销37限制。即，上述各止动销37在气缸盖1内以朝向上述主体24的方式配置在轴直角方向上，前端部37a在上述第一凹槽24a内可滑动地面向配置，随着主体24的上方移动，上述前端部37a与第一凹槽24a的下端缘抵接，由此限制主体24的最大上方的滑动位置。

因此，上述各油压气门间隙调节器10b、10d随着摇臂6的摆动，通过上述无效运动弹簧35的弹簧力，在上述保持孔1a和滑动用孔34之间以上下移动的方式进行无效运动，由此失去作为上述摇臂6的摆动支点的功能，从而吸收摆动凸轮7的升程动作，使各进气门3a的开闭动作停止。

如图4(A)～图4(C)所示，上述第一气门停止机构11b、11c的各第一限制机构36主要包括：沿上述主体24的底部24b的内部径方向贯通形成的移动用孔38、与保持孔1a成轴直角方向地形成于上述气缸盖1内的限制用孔39、固定于上述移动用孔38的内部一端侧的弹簧支承用保持器40、滑动自如地设置于上述移动用孔38的内部并滑动自如地设置于该移动用孔38内的滑动销41、横跨上述移动用孔38和上述限制用孔39可移动的圆柱状的限制销(第一限制销)42、弹性安装在上述滑动销41的后端和上述保持器40之间通过上述滑动销41对上述限制销42向限制用孔39方向施力的复位弹簧43。

上述限制用孔39构成为上述主体24被上述止动销37限制在最大上方位置时，从轴方向来看，与上述移动用孔38一致，内径与上述移动用孔38大致相同，并且从形成于气缸盖1内的油通路孔44向一端侧导入信号油压。

在此，上述主体24的旋转方向的限制是通过稍微增大上述止动销37的突出量，并且在上述主体24的上述第一凹槽24a内设置轴长度方向的槽，且使其与上述止动销37前端卡合来能够容易实现的。或者，也可以将另一个旋转限制部件安装在气缸盖1和上述主体24之间。

上述保持器40形成为有盖圆筒状，在底壁上贯通形成有用于确保滑动销41的顺利移动的呼吸孔40a，并且后端面的呼吸孔40a所面临的中央部40b平坦地形成，但外端部40c、40c为确保平滑的滑动性而形成为与上述滑动用孔34的内周面大致相同的曲率的圆弧面状。另外，如图4B所示，该保持器40的轴方向的长度设定为如下的长度：在上述限制销42完全收纳于移动用孔38之前，限制销42的后端缘与保持器40的前端缘抵接而限制过度的后退移动。需要说明的是，泄漏到上述移动用孔38的一点点工作油经由上述呼吸孔40a，穿过保持器40的底壁外面和滑动用孔34的内周面导入滑动用孔34内。

如图4(A)、图4(C)所示，上述滑动销41形成为有盖圆筒状，外径形成为比上述移动用孔38的内径稍小，从而确保顺利的滑动性，并且前端部的前端面41a为确保平滑的滑动性而形成为与上述滑动用孔34的内周面相同的曲率的圆弧面状。

上述限制销42形成为实心圆柱状，轴方向的长度形成为与上述限制用孔39的轴方向长度大致相同，如图4A所示，通过上述复位弹簧43的弹力经由上述滑动销41向限制用孔39内移动时，整体就收纳在限制用孔39内。由此，进行#1气缸、#2气缸的R侧的油压气门间隙调节器10b、10d的上下方向的移动，即进行无效运动。

另外，该限制销42形成为外径比上述移动用孔38和限制用孔39的内径稍小，从而确保该限制销42相对于这两者的顺利的滑动性，并且通过平坦的作为受压面的前端面42a承受从上述油通路孔44供给到限制用孔39的油压，如图4B所示，该限制销42抵抗上述复位弹簧43的弹簧力，向图中左方向移动，上述滑动销41从轴方向与保持器40抵接，在该情况下，前端部从限制用孔39横跨收纳于移动用孔38内，限制#1气缸、#2气缸的第二、第四油压气门间隙调节器10b、10d的上下方向的移动，即限制无效运动，并锁定于气缸盖1。

如图7所示，在上述油通路孔44(限制用孔39)内，经由第一电磁切换阀55被供给有从上述第一油泵54加压输送的油压作为信号油压。即，该第一电磁切换阀55成为切换供给作为切换能量的油压的状态和停止供给的状态的切换能量供给／供给停止变换装置(第一油压供给／供给停止变换装置)。

上述第一电磁切换阀55通过螺线管的电磁力和螺旋弹簧的弹簧力，以通、断的方式分两个阶段对滑动自如地设置于未图示的阀体的内部的滑阀进行切换。从控制上述电动机51的驱动的同一控制单元53向上述螺线管导通或不导通控制电流而将上述螺线管切换控制为将泵排出通路和第一油通路孔44连通，向上述第一限制销42供给第一信号油压，或者将泵排出通路封闭，将上述油通路孔44和排泄通路45连通。

因此，在内燃机停止时，不从控制单元53向螺线管通电，第一电磁切换阀55将泵排出通路封闭，将油通路44和排泄通路45连通，所以第一气门停止机构11b、11c的无效运动变成可动作的状态。即，第一气门停止机构11b、11c在停止了作为切换能量的油压的供给的情况下，成为机械地稳定在气门停止状态的气门停止稳定型。

另一方面，如图5(A)～图5(C)所示，上述第二气门停止机构11a的第二限制机构46的构造与第一气门停止机构11b、11c的第一限制机构36不同，滑动销41和限制销42形成为一体。

即，对与第一限制机构36共同的构成部件标注同一符号进行简单说明为如下。上述第二限制机构46主要包括：沿上述主体24的底部24b的内部径方向贯通形成的移动用孔38、以与保持孔1a成轴直角方向的方式形成于上述气缸盖1内的限制用孔39、固定于上述移动用孔38的内部一端侧的保持器40、滑动自如地设置于上述移动用孔38的内部并从该移动用孔38横跨于上述限制用孔39而可移动的第二限制销47、弹性安装在该第二限制销47的后端和上述保持器40之间对上述第二限制销47向限制用孔39方向施力的复位弹簧42。

如图5(B)所示，上述保持器40的轴方向的长度设定为如下的长度：在上述第二限制销47完全收纳于移动用孔38的时点，第二限制销47的后端与限制器40的前端缘抵接，限制过度的后退移动。

上述第二限制销47形成为圆筒状，实心的前端部47a向轴方向延伸设置，并且外径形成为比上述移动用孔38和限制用孔39的内径稍小，可确保顺利的滑动性。另外，该第二限制销47通过将前端面47a作为受压面而承受从第二油通路孔48供给到限制用孔39的油压，如图5B所示，抵抗上述复位弹簧42的弹簧力进行后退移动，前端部脱离限制用孔39，整体收纳于移动用孔38内，限制被解除。另外，如图5(C)所示，上述第二限制销47的前端面47a为确保良好的滑动性而形成为与上述滑动用孔34的内周面大致相同的曲率的圆弧面状。另外，上述保持器40的后端面的呼吸孔40a所面临的中央部40b平坦地形成，但外端部40c、40c为确保平滑的滑动性而形成为与上述滑动用孔34的内周面大致相同的曲率的圆弧面状。

如图7所示，在上述第二油通路孔48内，经由第二电磁切换阀65被供给有从第二油泵64加压输送的油压作为第二信号油压。

上述第二电磁切换阀65(第二油压供给／供给停止变换装置)按照如下方式进行切换控制：通过螺线管的电磁力和螺旋弹簧的弹力，以通、断的方式分两个阶段对滑动自如地设置于未图示的阀体的内部的滑阀进行切换，从上述控制单元53对上述螺线管导通或不导通控制电流而将上述螺线管切换控制为，将泵排出通路和第二油通路孔48连通，向上述第二限制销47供给第二信号油压，或者将泵排出通路封闭，将上述第二油通路孔47和第二排泄通路66连通。

因此，在内燃机停止时，不从控制单元53对螺线管通电，第二电磁切换阀64将泵排出通路封闭，将第二油通路48和第二排泄通路45连通，因此第二气门停止机构11a的无效运动不动作，第一油压气门间隙调节器10a变成锁定于气缸盖1的状态即气门动作方式。即，第二气门停止机构11a在停止了作为切换能量的油压的供给的情况下，成为机械地稳定在气门动作状态的气门动作稳定型。

上述控制单元53基于来自曲柄转角传感器及空气流量计、水温传感器、节流阀角度传感器等各种传感器类的内燃机转速及负荷、节流阀开度量等信息信号，检测内燃机运转状态，并且根据该内燃机运转状态和来自对上述控制轴21的当前的旋转位置进行检测的未图示的旋转位置传感器的信息信号(VEL控制轴实际位置信号)，对上述电动机51进行驱动控制，对上述控制轴21的旋转位置进行控制。由此，使#1气缸、#2气缸的四个进气门3a～3b的升程量和动作角变化。

即，如图8所示，各进气门3a～3b的升程量在对应的各油压气门间隙调节器10a、10b、10d不进行基于上述第二、第一气门停止机构11a～11c的无效运动而锁定于气缸盖1不进行气门停止的情况下，从最小的L1到最大的L4的范围内进行变化。

各进气门3a～3b被控制到最大升程量L4时的VEL的动作如图9、图10所示。图9表示的是具备气门停止机构的例如#1气缸的R侧，#2气缸的R侧和#1气缸的F侧也同样，它们都设有前述的第一、第二气门停止机构11b、11c、11a。该图9所示的状态表示的是例如第二油压气门间隙调节器10b不被第一气门停止机构11b进行无效运动而锁定于气缸盖的气门动作状态。控制轴21的旋转角度为对应于最大升程量L4的θ4，驱动凸轮5a沿顺时针方向旋转，在图9A的峰值升程所示的位置成为最大升程L4，在图9B所示的位置成为气门关闭。具有第一气门停止机构11c的#2气缸的R侧也同样，#1气缸的F侧也仅替换为第二气门停止机构11a，就发挥同样的作用。需要说明的是，它们都以同样的升程特性进行气门动作(气门开闭动作)。

另一方面，图10表示的是不具备气门停止机构的总是运转#2气缸F侧的进气门3b和第三油压气门间隙调节器10c，在此未设有气门停止机构，因此，以与图9所示的气门动作方式时的上述#2气缸的R侧相同的升程特性进行气门动作。

图11(A)、图11(B)是进气门被控制到最小升程时的作用说明图，例如，表示的是在上述进气侧的#1气缸的R侧，进气门3a被控制到最小升程量L1时的VEL的动作。在第一气门停止机构11b不进行气门停止动作且第二油压气门间隙调节器10b不进行无效运动而锁定于气缸盖的情况下，升程量被控制到L1。另一方面，在第一气门停止机构11b进行气门停止动作(无效运动动作)的情况下，如图11C所示，第二油压气门间隙调节器10也仅进行M1程度的无效运动，成为升程量持续零的状态的气门停止方式(状态)。

具备第一气门停止机构的另一#2气缸的R侧的动作与图11(A)、图11(B)、图11(C)所示的#1气缸的R侧同样。另外，对具有第二气门停止机构的#1气缸的F侧而言，也只是气门停止稳定型变成气门动作稳定型，且图11所示的动作是同样的。另外，关于不具备气门停止机构的#2气缸的F侧，虽未图示，但升程特性与图11(A)、图11(B)所示的气门动作方式时的#1气缸的R侧相同。

另外，控制单元53根据内燃机运转状态向上述进气VTC的未图示的进气VTC电磁切换阀输出控制信号，由此通过从上述油泵54或油泵64排出的油压，使未图示的叶片转子相对于曲轴向提前角侧或滞后角侧进行相对旋转，从而使驱动轴5的旋转相位可变。由此来控制各进气门3a、3a、3b、3b的开闭定时及峰值升程的相位。

〔排气侧的气门装置〕

如图2、图3及图7所示，上述排气侧的气门装置不具有如进气侧那样的升程可变机构(VEL)，但具有与前述的进气VTC同样的相位可变机构(排气VTC)，只有#1气缸装设有气门动作稳定型的气门停止机构。

即，如图2所示，对应每一气缸设有两个排气门71a、71a、71b、71b，所述两个排气门71a、71a、71b、71b分别对形成于气缸盖1内的对应每一气缸设置的一对排气口70、70进行开闭。即，在#1气缸中设有F侧和R侧的第一、第二排气门71a、71a，在#2气缸中设有F侧和R侧的第一、第二排气门71b、71b。

作为排气侧气门装置，设有排气凸轮轴73，该排气凸轮轴73沿内燃机前后方向配置在各气缸的上方侧，且在外周具有使上述各排气门71a～71b抵抗各气门弹簧72的弹簧力进行开动作的卵形旋转凸轮73a，经由夹装在上述各排气门71a～71b和各旋转凸轮73a之间的辊77及各摇臂74，将图8、图12A所示的一定气门升程量LE作为峰值升程对上述各排气门71a～71b进行开闭动作。

另外，分别配置有作为支承部件(枢轴)的油压气门间隙调节器75a～75d，所述油压气门间隙调节器75a～75d保持于气缸盖1，将上述各摇臂74和各排气门71a～71b之间的间隙及与各旋转凸轮73a的基圆之间的间隙调节为零间隙。即，在排气侧，也具有四个油压气门间隙调节器75a～75d，在#1气缸上配置有第一、第二油压气门间隙调节器75a、75b，在#2气缸上配置有第三、第四油压气门间隙调节器75c、75d。

在此，第一油压气门间隙调节器75a配置于#1气缸的F侧，第二油压气门间隙调节器75b配置于#1气缸的R侧，第三油压气门间隙调节器75c配置于#2气缸的F侧，第四油压气门间隙调节器75d配置于#2气缸的R侧。

而且，图2所示的#1气缸的F侧和R侧的上述排气门71a、71a侧的各第一、第二油压气门间隙调节器75a、75b分别具备无效运动机构(第三气门停止机构11d、11e)。这两个第三气门停止机构11d、11e的构成与图5所示的进气门侧#1气缸的F侧的第二气门停止机构11a的构成相同。即，在停止了作为切换能量的油压的供给的情况下，成为机械地稳定在气门动作状态的气门动作稳定型。第二气门停止机构是进气门侧的气门停止机构，与此相对，它们被用于排气门侧，因此为了避免说明上的混乱，将它们称为第三气门停止机构。

另一方面，#2气缸的F、R侧的上述排气门71b、71b的第三、第四油压气门间隙调节器75c、75d不具备气门停止机构。

上述第三气门停止机构11d、11e的构成与前述的图5所示的第二气门停止机构11a构成相同，所以在图5中，被标注同一符号，省略具体说明。即，上述第三气门停止机构11d、11e包括：连续形成于气缸盖1的各保持孔1a的底部侧的圆柱状的滑动用孔34、弹性安装在该滑动用孔34的底面和主体24的下面之间对上述第一、第二油压气门间隙调节器75a、75b向上方向施力的无效运动弹簧35、35、对上述第一、第二油压气门间隙调节器75a、75b的无效运动进行限制的第三限制机构76。

而且，具备该第三气门停止机构11d、11e的#1气缸侧的第一、第二排气门71a、71a其气门升程量如图8的虚线所示，在通过无效运动而气门已停止的情况下，成为零升程，在气门未停止的情况下，峰值升程量成为一定的LE，该峰值升程量与同图实线所示的#1气缸、#2气缸的各进气门3a～3b中的稍大的中升程L3大致相同，被设定为比最大升程量L4小。

图12表示的是上述#1气缸排气门侧的动作状态，A表示的是第一、第二排气门71a、71a以稍大的一定峰值升程量LE(≈L3)进行动作的状态，B表示的是第一、第二排气门71a、71a的气门关闭状态，C表示的是利用第三气门停止机构11d、11e的第一、第二气门间隙调节器75a、75b的无效运动动作状态(气门停止状态)。

另外，如图12(C)所示，#1气缸的各排气门71a、71a侧的利用各第三气门停止机构11d、11e的各油压气门间隙调节器75a、75b的无效运动量为M3且比较大，摇臂74与无效运动方向所成的角度α3也变成比较大的值。在此，更加具体而言，角度α3是将摇臂74的摆动支点和辊的旋转中心连结的线与油压气门间隙调节器的作为无效运动方向的轴线所成的角度。

但是，如果是该α3程度，则即使在高旋转的情况下，各油压气门间隙调节器75a、75b的头部和各摇臂74的凹部的抵接也不会浮动，也可得到顺利的无效运动动作。反过来说，M3(α3)的值成为可得到顺利的无效运动动作的范围内的值。在此，当假设进一步大到M4(α4)时，在高旋转的情况下，上述抵接部就会不均匀，或成为局部接触，产生两者间的偏离，进而在抵接部发生浮动(分离)，就会出现得不到顺利的无效运动动作，发生不规则动作的情况。考虑到该情况，对于无效运动量M变化的进气门侧，在高旋转区域，如后文所述，通过VEL控制，无效运动量被限制在M3.5(α3.5)的值。

另一方面，不具有上述气门停止机构的#2气缸的排气侧的第三、第四气门间隙调节器75c、75d的构造与图6所示的上述#2气缸的进气侧的第三气门间隙调节器10c的构造相同。

而且，以该#2气缸的各排气门71b、71b的固定的气门升程量也与#1气缸的各排气门71a、71a相同，且峰值升程量成为LE的方式旋转凸轮73a的凸轮轮廓设定为同一轮廓。

需要说明的是，如图12(A)所示，峰值升程状态下的摇臂74和无效运动方向所成的角度β3接近理想的90°，即使在高旋转区域发生气门的突变现象等，也不易发生摇臂74和油压气门间隙调节器头部27的横向偏移，也不易发生摇臂74的脱离等。另外，关于进气侧也如此，如图9(A)及图10所示的升程量L4控制下的β4所示，峰值升程状态下的摇臂6与无效运动方向所成的角度为接近理想的90°的角度，同样，不易发生气门动作时的摇臂的脱离等不规则动作。即，气门动作时的β3～β4和90°之差比无效运动时的α3和90°之差小，气门动作时的摇臂的脱离等不规则动作比无效运动时更难以发生。

另外，前述的排气VTC的构造与前述的进气VTC的构造相同，控制单元53根据内燃机运转状态向上述排气VTC的未图示的排气VTC电磁切换阀输出控制信号，由此通过从上述油泵54或油泵64排出的油压，使未图示的叶片转子相对于曲轴向提前角侧或滞后角侧进行相对旋转，从而使驱动轴5的旋转相位可变。由此来控制各排气门的开闭定时(升程相位)。在此，向排气VTC电磁切换阀供给油压的油泵既可以与向进气VTC电磁切换阀供给油压的油泵共用，也可以另行设置。在前者的情况下，发动机系统构造被简化，在后者的情况下，各VTC的变换响应性提高。

〔可变气门装置的动作〕

下面，对本实施方式的可变气门装置的动作进行说明。

在内燃机停止时，由于各油泵54、64的油压不动作，因此不管第一、第二电磁切换阀55、65的通、断位置如何，信号油压都不动作，或成为低压，第一气门停止机构11b、11c由于是气门停止稳定型，所以变成气门停止方式即能够进行无效运动动作的状态，而第二气门停止机构11a、第三气门停止机构11d、11e由于是气门动作稳定型，因此变成气门动作方式。

因此，如图14的(1)所示，#1气缸、#2气缸两气缸的一侧(R侧)的两个进气门3a、3b变成气门停止状态，其他F侧的两个进气门3a、3b及全部排气门都变成驱动(气门动作)状态。

即使用于内燃机起动的曲轴旋转开始而起动燃烧开始，油泵54、64的油压也不急剧上升，维持前述的状态(方式)。

另外，第一电磁切换阀55(变换第一气门停止机构)的信号及第二电磁切换阀65(变换第二及第三气门停止机构)的信号都成为断开控制，即各信号油压都不是泵油压，而是与排泄通路45、66连通，各信号油压都成为只有低压能作用的状态，即使在油泵54、64的油压已提前上升的情况下，也能够维持前述的状态。

在此，在内燃机起动时，因较低的内燃机温度而内燃机各部的摩擦增大，要求吸入空气量大，如图14(1)的节气门开度所示，要求具有较大的节气门开度，而且，也要求设为全部气缸(全缸)运转且缩短爆发间隔。另外，在起动时，经常内燃机温度低，且燃烧不良。

与此相对，在本实施方式中，通过一侧(R侧)的进气门3a、3b停止(进气单气门停止)引起的进气涡流所带来的搅拌，能够改善燃烧。另外，前述的内燃机各部的摩擦增大也能够通过一侧进气门停止而将气门摩擦大致减半来降低。该结果是，起动摩擦被降低，并且燃烧得到改善，所以能够提高起动性。

另外，在本实施方式中，通过电动式的进气VEL，#1气缸、#2气缸的F侧的驱动进气门3a、3b侧也能够以小升程量(例如，最小升程L1)在进气门下止点前提前关闭，因此能够进一步降低内燃机摩擦，而且能够降低压缩及泵损失，通过降低内燃机驱动(起动)负荷，起动性大幅度地提高。在此，将进气门关闭时期设为下止点前的提前关闭时，有效压缩比下降，通常燃烧常常变差，但通过前述的进气涡流的燃烧改善效应来弥补，或者设为进一步提前关闭，也能够进一步降低压缩及泵损失，因此能够进一步提高起动性能。

接着，在热机完成后的怠速运转中，内燃机各部的摩擦下降，而且，为了降低耗油量，内燃机转速抑制为比起动燃烧时(例如，1000rprn)小(例如，600rpm)。因此，如图14的(1)的节气门开度的上侧所示，节气门开度缩小到中等开度。即使在该热机怠速状态下，从怠速的质量要求来看，为了抑制怠速旋转波动，设为全缸运转，还要求良好的燃烧和低摩擦。

因而，向第一电磁切换阀55和第二电磁切换阀65各自发送的信号持续被断开状态，即，持续与起动时相同的进排气门状态，所以通过一侧进气门停止引起的进气涡流所带来的燃烧改善和一侧进气门停止引起的低内燃机摩擦，不仅能够降低耗油量，而且也有助于降低怠速旋转的波动。

另外，在本实施方式中，通过电动式的进气VEL，驱动进气门侧也能够通过小升程(例如，L1)控制在进气门下止点前被提前关闭，因此能够进一步降低内燃机各部的摩擦，并且能够降低压缩及泵损失，而且能够降低耗油量，因此也能够降低旋转波动。

在此，当将进气门的关闭时期设定为下止点前的提前关闭时，有效压缩比就下降，通常燃烧有可能变差，但通过前述的进气涡流效应来弥补，或者设为进一步提前关闭，能够进一步降低压缩及泵损失，因此能够进一步降低怠速运转的耗油量，并且也能够进一步降低旋转波动。

接着，基于图13及图14，以从热机怠速状态的运转条件(1)加速到最大扭矩附近的运转条件(8)的过程 $(\left(1\right)\⇒\left(2\right)\⇒\left(3\right)\⇒\left(4\right)\⇒\left(5\right)\⇒$ $\left(6\right)\⇒\left(7\right)\⇒\left(8\right))$ 为一个例子对本实施方式的种种效果进行说明。

在此，图13表示的是运转气缸数及动作气门数的脉谱图(横轴为内燃机转速，纵轴为内燃机扭矩)。在最低旋转、最低扭矩侧的区域A，全部气缸(#1、#2)都运转，全部气缸的进气门3a～3b成为单气门动作(F侧进气门被驱动，R侧进气门为气门停止)。在转速或内燃机扭矩比区域A稍高的区域B，即在减缸及单气门(减缸运转及进气单气门动作)的区域，对#1气缸而言，进排气门3a、3a、71a、71a全都成为气门停止的气缸中止方式，对#2气缸而言，成为R侧进气门3b持续气门停止而F侧的进气门3b及两排气门71b、71b持续气门驱动(气门动作)的进气门单气门动作的气缸运转方式。在此，减缸是指一部分气缸为气缸中止方式，而其余气缸为气缸运转方式。

在图13所示的转速或内燃机扭矩比区域B稍高的区域C，即全缸及单气门的区域成为#1气缸、#2气缸都不中止而运转，两气缸都只有R侧进气门处于气门停止而F侧进气门进行气门动作的单气门动作方式，排气门全都被驱动。在转速或内燃机扭矩比区域C高的区域D，即在全缸及双气门(全部气缸运转及进气双气门动作)的区域，#1气缸、#2气缸都进行运转，两气缸的全部进排气门被驱动。

在此，从A到C区域是进气门的单气门动作(进气门单气门停止)的区域，进气涡流所带来的燃烧改善效果在全缸(全部气缸运转)区域(区域A及区域C)和减缸区域(区域B)中都能够得到，因而能够降低车辆总体的耗油量。

具体地考察如下：从区域A的热机怠速运转(1)起，当踏下油门踏板而使内燃机扭矩或内燃机转速增大时，在(2)中将节流阀的开度为大致全开，且将进气门的升程量增大到例如L2。由此所实现的进气门的动作角扩大和利用进气VTC控制到稍靠滞后角，使得进气门关闭时期向滞后角侧变换而接近下止点，使吸入空气量增大以应对内燃机扭矩的增大。即，通过将节流阀处于大致全开状态，既能够充分抑制泵损失，又能够增大扭矩，还能够降低耗油量。

需要说明的是，在此利用上述进气VTC将进气门的开时期控制到稍靠滞后角侧，由此来抑制与排气门的气门重叠度的变化。由此，抑制缸内的EGR气体量的过渡变化，抑制过渡燃烧的不稳定，从而能够抑制内燃机的旋转波动。

在此，从热机怠速运转(1)到低旋转低负荷(2)之间是驾驶员通过车身振动或不适感的方式感到旋转波动运转区域，抑制旋转波动的要求强烈。因此，要求旋转波动基本上小的全缸运转，在该前提下，如上所述，降低耗油量，进而通过进气门的单气门停止引起的进气涡流所带来的燃烧改善，来抑制旋转波动。

当内燃机扭矩或内燃机转速从上述低旋转低负荷(2)增大且超过A区域和B区域的边界线(AB边界线)时，维持进气门的单气门停止且变换为减缸状态。即，从控制单元53向第二电磁切换阀65发送接通的控制信号，#1气缸转变到气缸中止状态(四个进排气门3a、3a、71a、71a全都处于停止状态)。

由于上述四个进排气门3a～71a中R侧的一个进气门3a原本就是停止状态，因此重新转变到气门停止状态的只有三个气门(三个部位)。具体而言，只有#1气缸F侧的一个进气门3a(第二气门停止机构11a)和#1气缸的两个排气门71a、71a(第三气门停止机构11d、11e)这三个。

这三个第二及第三气门停止机构11a、11d、11e被分到图5所示的气门动作稳定型气门停止机构类，当来自第二电磁切换阀65的第二信号油压成为高压时，位于下游的三个限制销47通过高油压而被推出，上述各油压气门间隙调节器10a、75a、75b转变到无效运动状态，由此第二及第三气门停止机构11a、11d、11e这三个部位全都转变到气门停止状态。

在三个限制销47移动时油被推出的容积是3×A(销面积)×S(移动行程)，在设油压为P时，P×3×A×S就是油所做的功。直到做完该3PAS的功所花费的时间就是响应滞后。

在此，回顾一下前述的现有例的通常的气缸中止转变。由于四个气门(四个部位)一同进行气门停止转变，因此所需功增大到4PAS，因而导致向气缸中止的变换响应性变差。对通往作用有高压的限制销的油通路而言，本实施方式为三条，与此相对，现有技术中为四条，因此相应地来自油通路的油泄漏会增多，因而导致作用油压P本身也下降。从这一点来看，也会导致变换响应性进一步变差。

然而，在本实施方式中，通过来自第二电磁切换阀65的第二信号油压(高油压)动作的限制销47的数量比现有例少。即，现有中进气侧的限制销数为两个部位，而本实施方式减少到一个部位，如果从进气侧及排气侧整体来看，现有中限制销数为四个，而本实施方式减少到三个。其结果是，能够降低变换所需要的油功(油压功)，而且，前述的泄漏引起的油压下降也少，因此能够提高向气缸中止的变换响应性。其结果是，即使不增大向第二电磁切换阀65供给油压的油泵64的容量也可。或者，也可以卸下该油泵64，使向第一电磁切换阀55供给油压的油泵54来兼任。

在此，只通过仅用一个第二电磁切换阀65将下游的油压路径分支为三条路径，就能够使进气侧第二气门停止机构11a的限制机构46、排气侧第三气门停止机构11d、11e的各限制机构76、76共计三个限制机构全都动作，因此在搭载方面和成本方面也有利。另外，仅用一个第二电磁切换阀(第二油压供给/供给停止变换装置)65就能够将#1气缸F侧进气门3a和两排气门71a、71a这三个气门的气门停止机构一同且同时变换为气门停止方式，因此也能够抑制进排气门间的变换定时的偏离，从而过渡性能稳定。

这样，即使转变到减缸运转状态，如图14(3)所示，作为运转气缸的#2气缸也维持进气门的单气门动作状态，且维持进气涡流效应，内燃机各部的摩擦通过再加上#1气缸的三个气门的追加气门停止转变(进一步的气门摩擦降低)而进一步降低。另外，通过减缸运转而运转#2气缸的燃烧的高负荷转移，从而循环效率提高，耗油量也进一步降低。理由是：由于燃烧气体接触的缸内表面积通过减缸运转而大致减半，因此冷却损失等也降低。

如上所述，耗油量进一步降低，尤其是在本实施方式中，在(3)中，与上述单气门动作一同利用进气VEL抑制到大升程及大动作角(例如，升程量L4)，通过利用进气VTC而控制到稍靠滞后角侧，能够进一步降低耗油量。

即，如果转变到减缸运转，则需要将运转#2气缸的负荷(扭矩)提高到大致2倍，对此也具有使进气门关闭时期从提前关闭侧接近下止点的策略，但在这种情况下，升程量没有充分提高，并且当要提高负荷时，进气门关闭时期就接近下止点，导致几乎没有泵损失降低效果。

于是，如上所述，通过进气VEL，控制到大升程及大动作角，通过进气VTC，控制到稍靠滞后角侧。这样，通过大升程来增大吸入空气量，且通过大动作角及基于进气VTC的开闭时期滞后角控制，来使进气门关闭时期从下止点起充分滞后，由此能够抑制泵损失，因而能够得到充分超过通常的气缸中止效果的耗油量降低效果。

在此，由于能够使进气门关闭时期从下止点起充分滞后，因此能够减小压缩，由此能够降低旋转波动，并且也将进气单气门停止效果即进气涡流引起的燃烧稳定化所带来的旋转波动降低效果包括在内，还能够抑制减缸运转所引起的旋转波动的增大以及该旋转波动的增大引起的车辆振动的增大。该结果是，能够使减缸运转区域进一步向低扭矩侧或低旋转侧扩大。

另外，由于将进气门关闭时期从下止点充分控制到滞后角侧，因此能够降低要发生的内燃机扭矩自身，所以从该意义来看，也能够将耗油量降低效果好的减缸区域扩大到低负荷及低旋转侧。即，也能够使图13的AB边界线一边抑制旋转波动、车辆振动一边扩大到低负荷及低旋转侧，从而能够进一步降低车辆总体的耗油量。

另外，当踏下油门踏板而加速时，在(4)中就会提高运转气缸的负荷(内燃机扭矩)，因此节流阀一方面维持大致全开，一方面使进气门关闭时期接近到下止点附近(例如，升程量L3)。由此，体积效率被提高，耗油情况良好的气缸中止区域可确保到高旋转及高扭矩侧，也就是将BC边界线确保在高旋转及高扭矩侧，降低车辆的耗油量。

而且，如果进一步提高内燃机转速和内燃机扭矩，则在减缸运转中就不会输出所要求的内燃机扭矩，因此在(5)中转换为全缸运转。即，送往第二电磁切换阀65的控制信号再次被断开，如图5A所示，第二及第三气门停止机构11a、11d、Ue(共计三个部位)的限制销47(共计三个)分别通过复位弹簧42的弹簧力而向图中右方移动，油压气门间隙调节器10a、75a、75b这三个部位同时从能够进行无效运动动作的状态切换到锁定于气缸盖1的状态。在此，限制销的移动不依赖于油压，而是分别通过复位弹簧42的机械弹簧力来进行，因此，即使三个部位同时转换，响应性的变差也不会特别地产生，转换动作也稳定。

由此，如图14的(5)的气缸动作所示，#1气缸也开始运转。另一方面，两气缸都能够维持进气单气门状态，从(1)到(5)，在该期间，不管是不是全缸运转或减缸运转，都可得到进气涡流所带来的燃烧改善效果(降低耗油量效果)。

在(5)中，由于要切换到全缸运转，因此当以升程量L3维持在进气门关闭时期下止点附近时，就会导致内燃机扭矩急剧增大。于是，利用进气VEL使其变化到例如L4这种大升程(大动作角)，进而利用进气VTC控制滞后角，来将进气门关闭时期充分控制到滞后角侧。由此，能够抑制进气填充效率，也能够抑制泵损失，并且也能够抑制全缸运转化下的扭矩急剧增大，又能够降低全缸运转的耗油量。

当进一步踏下油门踏板而加速时，随着要求内燃机扭矩的增大，就会将升程(动作角)降低到L3，使进气VTC提前，使进气门关闭时期提前到下止点附近，但在(6)中，全缸运转下的内燃机扭矩不会充分上升，而是达到极限。这是因为，单气门停止虽然在从(1)到(6)，通过进气涡流效应而有助于燃烧改善(降低耗油量)，但在接近总负荷的高负荷区域，该进气涡流抑制进气填充效率(体积效率)的缘故。

于是，在超过了CD边界线的(7)中，中止进行进气门的单气门停止，切换到双进气门的动作。即，当向第一气门停止机构11b、11c(两个部位)的第一电磁切换阀(第一油压供给/供给停止变换装置)55输出接通信号时，如图4B所示，限制销42就向左方向移动，油压气门间隙调节器10b、10d就进行无效运动动作，但因为被锁定于气缸盖1，所以变成气门动作状态。在此的变换响应性仅仅是两个部位的转换，因此是良好的。即，与前述的从图14的(2)变化到(3)时的限制销47的三个部位转换相比，能够进一步实现高响应。因此，能够使向第一电磁切换阀55供给油压的油泵54相应地小型化，或者，也可以去掉油泵54自身，而兼用向第二电磁切换阀65供给油压的油泵64。

在此，在维持升程量L3的状态下进行双气门驱动时，就会导致内燃机扭矩急剧增大，不得不缩小节流阀的开度，该结果是，导致泵损失增大，耗油量变差。于是，通过将升程量设为例如L3和L4之间的L3.5，且通过进气VTC，来控制到稍靠滞后角侧。由此，可适度地使进气门关闭时期滞后，从而能够抑制内燃机扭矩的急剧增大，并且既能够将节流阀维持为大致全开，又能够抑制泵损失而防止全缸运转及进气双气门动作下的耗油量变差。另外，由于在接近总负荷的高负荷下吸入空气量也多，因此处于进气流动引起的冷却损失也增大的趋势，但由于成为进气双气门动作，所以进气涡流流动减少，因此能够降低该冷却损失，从这个方面来看，也能够降低耗油量。

另外，当踏下油门踏板时，就大致接近最大扭矩特性曲线而成为(8)。这是通过利用进气VEL将升程量控制到例如L3，且利用进气VTC控制到稍靠提前角侧，来使进气门关闭时期适当地提前到下止点附近。在此，只要设定为内燃机转速相应的成为最大填充效率的提前角量即可，例如，只要随着内燃机转速增大而稍减小该进气门关闭时期的提前角量即可。

需要说明的是，在稍微超过了BC边界线的(5)中，动作侧进气门(F侧)为最大升程量L4的状态，在气门停止侧进气门(R侧)中，无效运动量成为最大的M4。在此，假想达到了高旋转的情况，则如上所述，就得不到顺利的无效运动动作，有可能发生不规则动作。

但是，该无效运动量在最大的M4的状态下不会使用到高旋转区域。即，仅在从BC边界线起稍靠高旋转侧使用，对转速极限即在图13中画出扭矩曲线的上限内燃机转速而言，具有足够余量。在进行气门停止且有可能旋转到高旋转的C区域，达到转速极限的最大升程量为前述的L3.5，在该无效运动量M3.5是即使是转速极限内燃机转速也维持顺利的无效运动动作的无效运动量。

如上所述，从(1)到(8)，通过加速的例子表示了本实施方式的效果。在该例子中，表示的是通过进气VTC来抑制气门重叠度(进气门开启时期和排气门关闭时期之间的区间)的变化，从而抑制缸内残留气体量(内部EGR)的过渡变化，并且防止过渡燃烧不稳定的例子。

另一方面，也可以通过排气VTC来积极地利用重叠度变化，进一步降低耗油量。例如，如图14的(1)的虚线所示，在热机怠速运转时，也可以通过排气VTC，对排气门的关闭时期进行提前控制而设置负的较大的气门重叠度，使残留气体最少，从而进一步降低耗油量。通常，在升程曲线的开始部及结束部，存在被称为斜升的若干的微小升程区间，通过充分抑制气门重叠区间(进气门开启时期和排气门关闭时期的重叠区间)，仅在斜升区间(微小升程区间)使其重叠，来降低缸内残留气体。而且，也可以通过进气单气门停止来抑制燃烧气体倒流到进气系统且再吸入缸内的现象，通过那些复合效果，能够充分降低缸内残留气体，燃烧稳定性和降低耗油量效果进一步提高。

需要说明的是，在减速时，从(8)到(1)相反地变化，在该过程中，能够得到与前述的加速时同样的性能效果。

在此，对减速时的气门停止机构的切换响应性进行考察如下：在从(7)到(6)中，第一气门停止机构(两个部位)转变到气门停止方式，但限制销不是通过油压而是通过各复位弹簧而动作，所以会稳定地动作，另外，即使多个部位同时动作，也不会响应性特别地变差。

在从(5)到(4)中，第二及第三气门停止机构(三个部位)通过第二信号油压转换为气门停止方式，但此时，通过油压而推出的限制销为三个，比现有的四个少，因而，如上所述，切换响应性提高。

在从(3)到(2)中，第二及第三气门停止机构(三个部位)转变到气门动作方式，限制销不是通过油压而是通过各复位弹簧而动作，所以会稳定地动作，另外，即使多个部位同时动作，也不会响应性特别地变差。

如上所述，即使在减速时，也可得到气门停止机构的良好的切换响应性。

另外，在本实施方式中，使单气门停止的进气门3a、3b设为距驱动凸轮5a近的一侧，这是因为，使各气门弹簧12的弹簧载荷作用于远侧的运转进气门3a、3b侧，从而使摆动凸轮7整体稳定地产生较大的力矩，由此，谋求实现动作侧进气门的升程特性的稳定化。

〔第二实施方式〕

图15～图18表示的是第二实施方式，如图15所示，在进气门3a～3b侧的气门系统中，与第一实施方式不同，未设置有进气VEL。即，#1气缸、#2气缸的四个进气门3a～3b通过一体地形成于进气侧凸轮轴80的外周的卵形的四个旋转凸轮80a，经由各摇臂6和辊14进行开闭动作。

另外，#2气缸的进气门3b的气门停止机构(R侧)与第一实施方式同样是气门停止稳定型，但通过与对相同的气门停止稳定型的#1气缸的进气门的第一气门停止机构11b(R侧)进行控制的第一电磁切换阀55分体的第三电磁切换阀90来控制。因此，本实施方式的上述#2气缸的进气门3b的气门停止机构(R侧)虽然在构造上与第一实施方式的第一气门停止机构11c(R侧)相同(图4)，但进行控制的电磁阀不同，所以为了区别开来，称之为第四气门停止机构11f。

四个排气门71a～71b的气门机构与第一实施方式的图2相同。

图16表示的是控制系统图，#1气缸的R侧进气门3a的第一气门停止机构11b与第一实施方式同样，通过第一电磁切换阀55来控制，但#2气缸的R侧进气门3b的第四气门停止机构11f如上所述，通过另一个第三电磁切换阀90来控制。即，#2气缸的R侧进气门3b的第四气门停止机构11f与第一实施方式的第一气门停止机构11c同样，是气门停止稳定型，但通过与对相同的气门停止稳定型的#1气缸的第一气门停止机构11b(R侧)进行控制的第一电磁切换阀55分体的第三电磁切换阀90，来独立地进行控制。而且，向第三电磁切换阀90供给来自另外的第三油泵91的油压。

本实施方式的起动性效果与第一实施方式相同，但进行以下补充说明：在内燃机停止时，由于各油泵54、64、91的油压不动作，因此第一气门停止机构11b及第四气门停止机构11f成为气门停止方式，而第二气门停止机构11a成为驱动(气门动作)方式。

因此，如图18的(1)的气缸动作所示，#1气缸、#2两气缸的一侧(R侧)的两进气门3a、3b处于停止状态，其他进排气门3a、3b成为气门动作方式，即两气缸都成为进气单气门方式。

即使用于内燃机起动的曲轴旋转开始而起动燃烧开始，由于油泵54、64、91的油压也不上升，因此维持上述的状态。

另外，第一电磁切换阀55信号、第二电磁切换阀65信号及第三电磁切换阀90信号都被进行断开控制，即各信号油压不是泵油压，而是与排泄通路45、66、92连通，各信号油压成为只有低压可作用的状态，即使在油泵54、64、91的油压已提前上升的情况下，也能够维持上述状态。

在此，在内燃机起动时，内燃机温度低，有可能会燃烧不良，但通过一侧进气门停止引起的进气涡流，可改善燃烧。另外，因较低的内燃机温度而内燃机摩擦会增大，要求吸入空气量大，如图18的(1)的节气门开度所示，被要求大致全开的节气门开度。在此，通过前述的一侧进气门停止，能够降低内燃机摩擦。其结果是，起动摩擦被降低，起动性提高。

另外，在本实施方式中，油压叶片式的进气VTC构成为利用未图示的偏置弹簧处于最滞后角稳定状态，油压叶片式的排气VTC构成为利用未图示的偏置弹簧处于最提前角稳定状态。因此，在油压不作用的起动时，也在这些位置处于稳定。

因此，本实施方式为如图18的(1)的进排气动作所示的配气正时。即，在本实施方式中，由于进气门关闭时期成为比下止点更充分滞后关闭，因此能够降低压缩及泵损失，起动性大幅度地提高。在此，当进气门关闭时期比下止点更充分滞后关闭时，有效压缩比就下降，通常燃烧有可能变差，但通过前述的进气涡流效应来弥补，或者设为进一步滞后关闭，也能够进一步降低压缩及泵损失，因此可进一步提高起动性能。

接着，在热机完成后的怠速运转时，内燃机各部的摩擦下降，而且，为了降低耗油量，内燃机转速抑制为比起动燃烧时(例如，1000rpm)低(例如，600rpm)。因而，如图18的(1)的节气门开度的上侧所示，节气门开度缩小到中等开度。

即使在该热机怠速运转状态下，从怠速的质量要求来看，也要求实现用于抑制怠速旋转波动的良好的燃烧。

因此，第一电磁切换阀55信号、第二电磁切换阀65信号及第三电磁切换阀90信号都持续被断开，即持续与起动时同样的进排气门状态，通过一侧进气门停止实现的进气涡流来改善燃烧，且通过降低进气门滞后关闭实现的压缩及泵损失，不仅能够降低耗油量，而且也能够有助于怠速旋转波动的降氐。

此时，由于通过进气VTC来充分控制到滞后角侧，因此进气门开启时期也滞后，不会生成气门重叠而变成为负。通常，在升程曲线的开始部及结束部存在被称为斜升的若干的微小升程区间，但通过充分抑制气门重叠区间(进气门开启时期和排气门关闭时期之间的区间)，并仅在斜升区间(微小升程区间)使其重叠，来降低缸内残留气体。进而，通过进气单气门停止，也能够抑制燃烧气体倒流到进气系统且再吸入缸内的现象，通过那些复合效果，能够充分降低缸内残留气体，燃烧稳定性和降低耗油量效果进一步提高。

在此，当将进气门的关闭时期控制为滞后关闭时，有效压缩比就下降，通常，燃烧常常变差，但通过前述的进气涡流效应及残留气体降低效果来弥补，或者设为进一步滞后关闭，能够进一步降低压缩及泵损失，因此能够进一步降低怠速运转时的耗油量，也能够进一步降低旋转波动。

接着，以从图17及图18所示的热机怠速的运转条件(1)加速到最大扭矩附近的运转条件(10)的过程 $(\left(1\right)\⇒\left(2\right)\⇒\left(3\right)\⇒\left(4\right)\⇒\left(5\right)\⇒\left(6\right)$ $\⇒\left(7\right)\⇒\left(8\right)\⇒\left(9\right)\⇒\left(10\right))$ 为一个例子，对本实施方式的种种效果进行说明。

在此，图17表示的是运转气缸数及动作气门数曲线图(横轴表示内燃机转速，纵轴表示内燃机扭矩)，在最低的转速、最低的扭矩侧的区域A，全部气缸(#1、#2)都运转，全部气缸的进气门3a～3b成为单气门动作(F侧进气门3a、3b被驱动，R侧进气门3a、3b为气门停止)。在旋转或内燃机扭矩比区域A稍高的区域B，即在减缸、单气门的区域，#1气缸为进气门3a、3a和排气门71a、71a全都进行了气门停止的气缸中止方式，#2气缸的R侧进气门3b持续为气门停止，F侧进气门3b及两排气门71b、71b成为已被驱动的进气单气门方式。

在图17所示的旋转或内燃机扭矩比区域B稍高的区域E，即在减缸、双气门的区域，#1气缸持续气缸中止状态，运转#2气缸的进气门变成双气门动作。(在第一实施方式中，不存在区域E)

在旋转或内燃机扭矩比上述E区域高的区域C，即在全缸、单气门的区域，#1气缸、#2气缸都进行运转，两气缸都成为全部进气单气门停止。

在旋转或内燃机扭矩比上述C区域高的区域D，即在全缸、双气门的区域，#1气缸、#2气缸都进行运转，两气缸都是全部进排气门被驱动。

在此，本实施方式的情况是，在减缸状态下，在低内燃机扭矩侧或低旋转侧的B区域，与第一实施方式同样，通过单气门停止方式实现的摩擦降低效果和进气涡流实现的燃烧改善效果，能够进一步降低耗油量及燃烧稳定性，能够将降低耗油量效果良好的减缸状态扩大到更低旋转及低负荷侧。

另一方面，在高内燃机扭矩侧或高旋转侧的E区域，通过总是运转#2气缸的进气双气门方式，能够得到扭矩的提高，与实施方式1相比，能够将降低耗油量效果良好的气缸中止区域进一步扩大到高内燃机扭矩侧。该气缸中止区域的向高扭矩侧的扩大有利于车辆总体的降低耗油量。对变速器为高齿轮传动比的车辆而言，高内燃机扭矩的使用频度升高，因此特别有利。

从(1)到(10)，对加速的过程进行具体探讨如下：如图17及图18所示，当从热机怠速运转(1)起踏下油门踏板而内燃机扭矩、内燃机转速增大时，在(2)中，将节气门开度增大到大致全开。

另外，通过排气VTC将排气门71a～71b的开闭时期控制到滞后角侧，但是，由此排气门开启时期滞后到下止点附近，因此能够有效地将燃烧压力转换为活塞功，即有效膨胀比增高，能够提高循环效率，能够降低耗油量。

另一方面，虽然从负的气门重叠度变化为微小的正的气门重叠度，但因节气门大开度而进气岐管内的负压减小，缸内残留气体并不那么增大，残留气体引起的燃烧不稳定得到抑制。该结果是，有效膨胀比增大的影响占支配地位，降低耗油量。另外，进气门的滞后关闭实现的泵损失降低会持续，降低耗油量效果相应地进一步提高。

在此，从热机怠速运转(1)到低旋转低负荷的(2)之间是驾驶员通过车身振动或不适感感来感到内燃机旋转波动的运转区域，抑制旋转波动的要求很强烈。因此，要求实现旋转波动基本上小的全缸运转，在该前提下如上所述，通过降低耗油量，进而进气单气门的进气涡流实现的燃烧改善(燃烧稳定化)，来抑制旋转波动。

当从运转区域(2)起超过AB边界线时，在(3)中，一方面维持进气单气门，一方面变成减缸方式。即，向对第二、三气门停止机构11a、11d、11e(三个部位)进行转换的第二电磁切换阀65发送接通信号，#1气缸转变到气缸中止状态(四个进排气门3a、3a、71a、71a全都为停止状态)。

由于上述四个进排气门3a、3a、71a、71a中的R侧进气门原本就处于停止状态，因此重新转变到气门停止状态的只是三个气门(三个部位)。具体而言，仅是#1气缸的F侧进气门3a的第二气门停止机构11a、#2气缸的F侧排气门71a的第三气门停止机构11d及#1气缸的R侧排气门71a的第三气门停止机构11e这三个。

这些气门停止机构分为图10所示的气门动作稳定型气门停止机构类，当信号油压成为高压时，三个销就由高油压推出，分别转变到无效运动状态，由此进行气门停止转变。

因此，在本实施方式中，也通过与第一实施方式同样的作用，以高油压动作的销的数量比现有例(四个)少，因此能够降低转换所需要的油功，而且，由于作用油压的下降也少，因此能够提高向气缸中止的转变响应性。另外，由于进气门和排气门同时进行气门停止转变，因此也能够抑制进气门、排气门的转换定时的偏离。

另外，在(3)的减缸运转状态下，如图18所示，运转气缸维持在进气门单气门方式，且维持进气涡流效应，内燃机摩擦由于也加上以#1气缸的三个气门的追加停止状态转变，所以进一步降低。另外，通过减缸运转，通过运转气缸#2的燃烧的高负荷转移，循环效率提高，降低耗油量效果也进一步提高。即，这是因为，由于燃烧气体接触的缸内表面积通过减缸运转而大致减半，因此冷却损失等也降低。

另外，也加上进气涡流引起的燃烧稳定化的旋转波动降低效果，能够抑制减缸运转实现的旋转波动的增大及该旋转波动的增大引起的车辆振动。该结果是，能够将减缸运转区域扩大到低扭矩侧或低旋转侧。

即，也能够使图17的AB边界线一边抑制旋转波动、车辆振动的增大一边扩大到低负荷及低旋转侧，从而能够进一步提高车辆总体的降低耗油量效果。

对本实施方式进行补充说明如下：在(3)中，与上述单进气动作一同利用进气VTC进行提前控制并控制到中等程度。即，当转变到减缸运转时，就需要将运转着的#气缸的负荷(扭矩)提高大致2倍，因此，对进气门关闭时期进行提前控制并控制到中等程度。

另一方面，通过负荷增大，针对缸内残留气体能够出现燃烧耐力，因此也能够使正气门重叠度增大，使缸内残留气体增加(比热比提高)，能够进一步改善耗油量。

另外，当踏下油门踏板而加速时，在(4)中，就可提高运转气缸的负荷(内燃机扭矩)，因此节流阀一边维持大致全开，一边通过进气VTC进行提前角控制，使进气门关闭时期接近下止点附近，从而可提高体积效率，将减缸区域确保到高旋转及高扭矩侧。另一方面，通过进一步的负荷增大，针对缸内残留气体能够进一步出现燃烧耐力，因此能够使正气门重叠度进一步增大，使缸内残留气体进一步增加，能够进一步改善燃料消耗性能。

但是，当旋转及扭矩进一步升高时，在减缸且进气单气门运转中，就不会出现所要求的内燃机扭矩。因此，在(5)中，总是运转#2气缸要切换到进气双气门动作。即，向第三电磁切换阀90的控制信号变化为接通(第一电磁切换阀55持续断开，第二电磁切换阀65持续接通)，#2气缸的R侧进气门3b的第四气门停止机构11f的油压气门间隙调节器10d被锁定，变化为气门动作方式，在#2气缸中，切换为两进气门3b、3b的动作。

此时，运转气缸(#2气缸)中只有一进气门切换，因此响应性良好，可得到顺利的加速性。

在(5)中，由于#2气缸的双方进气门3b、3b都进行气门动作，因此在与(4)相同的配气正时中，导致出现扭矩急剧增大感，所以如图18(5)所示，通过进气VTC，将进气门转换到稍进行了滞后角控制的稍提前的相位，因此能够抑制(4)→(5)的扭矩急剧增大。

另外，当内燃机扭矩和转速上升而到达(6)时，通过进气VTC，再次进行提前角控制而控制到足够提前的相位，可将填充效率提高到最大限度。另一方面，随着该填充效率上升，废气的绝对量也增大，因此通过排气VTC，对排气门进行提前角控制而控制到中等相位，使排气门开启时期稍提前，从而降低随着废气量增大的排出损失，可提高内燃机扭矩。由此，将降低耗油量效果良好的减缸区域扩大到内燃机扭矩或旋转高的一侧，因而提高车辆总体的降低耗油量效果。

如上所述，对变速器为高齿轮传动比的车辆而言，高内燃机扭矩的使用频度升高，因此该运转气缸的进气双气门所带来的气缸中止(减缸)区域的进一步向高扭矩侧的扩大对车辆总体的降低耗油量效果更为有利。

另外，当内燃机扭矩及转速上升时，在减缸方式中，不会输出要求内燃机扭矩，在(7)中设为全部气缸运转状态，且使各气缸的进气门转变到单气门停止。即，与(1)同样，向全部的第一、第二及第三电磁切换阀输出断开信号(向第一电磁切换阀55持续输出断开信号；向第二电磁切换阀65输出接通信号以后再输出断开信号；向第三电磁切换阀90输出接通信号以后再输出断开信号)。即，向第二电磁切换阀65输出断开信号，将第二及第三气门停止机构11a、11d、11e(三个部位)转换为气门动作方式，然后向第三电磁切换阀90输出断开信号，将第四气门停止机构11f转换为气门停止方式。

这四个气门停止机构的转换不是油压实现的转换动作，而是复位弹簧43的弹簧力实现的动作，所以第二及第三电磁切换阀65、90同时动作，即使这四个气门停止机构同时转换，也不会特别地出现多个同时转换引起的响应性变差，转换动作也稳定。因此，切换响应性良好，可得到顺利的加速性能。

在此，由于从减缸运转切换到全缸运转，因此当不改变配气正时时就会导致扭矩急剧增大，因此通过进气VTC，进行滞后角控制而控制到中等程度，从而抑制扭矩急剧增大。由此，即使在中高扭矩区域，也能够通过进气涡流来提高燃烧效果及降低耗油量效果。

另外，当内燃机扭矩及转速上升而到达(8)时，为了提高填充效率，通过进气门VTC，将进气门控制到稍靠提前角侧，可提高内燃机扭矩。

但是，当旋转及扭矩进一步升高时，可称之为全缸运转，在进气门的单气门运转中就不会输出所要求的内燃机扭矩。于是，在(9)中，两气缸都切换为进气双气门。即，将R侧的第一气门停止机构11b和第四气门停止机构11f转换为气门动作状态。在此，进行基于信号油压的限制销42的推出功的仅是#1气缸的R侧的进气门(第一气门停止机构11b)和#2气缸的R侧的进气门(第四气门停止机构11f)这两个部位，因此，切换响应性良好，可得到顺利的加速性能。在此，如图16所示，另行设置有向第三电磁切换阀90(第四气门停止机构11f)供给油压的油泵91，但也可以使向第一电磁切换阀55(第一气门停止机构11b)供给油压的油泵54兼任。在前者的情况下，各气门停止机构的切换响应性提高，在后者的情况下，发动机系统可简化。

在此，当双进气门都动作时，就会导致扭矩急剧增大，因此使进气VTC滞后到中等程度以抑制扭矩急剧增大。

然后，当进一步踩踏油门时，就大致接近最大扭矩特性曲线而成为(10)。这只要通过进气VTC对进气门关闭时期适当进行提前角控制而控制到下止点附近，然后设定为转速相应的成为最大填充效率的提前角量即可。

需要说明的是，在减速时，相反地从(10)变化到(1)，在该过程中，可得到与前述的加速时同样的性能效果。

接着，对减速时的气门停止机构的切换响应性进行考察如下：基本上与第一实施方式同样，所以对本实施方式特有的部分进行补充说明。

在从(7)到(6)中，#1气缸的第二及第三气门停止机构(三个移动销)通过来自第二电磁切换阀65的信号油压同时进行气门停止转变，但相比现有例(四个移动销)，在响应性上有利。另一方面，#1气缸的第四气门停止机构(一个移动销)也通过来自第三电磁切换阀90(第四气门停止机构11f)的信号油压进行气门动作转变，但向第三电磁切换阀90供给油压的油泵91为第三电磁切换阀90专用，因此不会对第二及第三气门停止机构(三个移动销)的切换响应性产生影响。

在从(5)到(4)中，第四气门停止机构(一个移动销)通过第三电磁切换阀的信号油压断开，且通过复位弹簧，来转变到气门动作，可得到良好的响应性。

以上对第一、第二实施方式进行了说明，如上所述，能够提高起动性能及降低耗油量效果等诸多性能，还特别提高重要的加速过程的气门停止机构的变换响应性，减速过程的变换响应性也能够进一步提高。

在上述各实施方式中，表示了将切换能量作为油压的例子，据此，具有如下优点：通过在各电磁切换阀的下游侧设置多条油压路径，能够将多个气门停止机构一同同时转换。

另外，在实施方式中，表示了设有多个供给各油压的油泵的例子，但由单一的油泵来兼用也不可以。

另一方面，也以考虑采用电磁力的能量来代替油压，通过例如螺线管电磁阀的通-断动作自身和复位弹簧，直接控制各气门停止机构的各限制销(移动销)的移动。

在这种情况下，气门停止稳定型及气门动作稳定型的差别与油压的情况同样，在复位弹簧按压限制销的情况下，存在的只是气门间隙调节器为无效运动状态或变成气缸盖固定状态这个问题，在该电磁力式等时也能够容易地具体化。在这种例如将电磁力使用于切换能量的情况下，难以得到来自油泵的油压能量，即使在内燃机的极低旋转(包含在内的内燃机停止)及极冷机时等时，也可得到平稳的转换动作。

另外，表示了这些气门停止机构被设置在成为摇臂的支点的油压气门间隙调节器上，使该油压气门间隙调节器直接在气缸盖1的保持孔内滑动的例子，但也可以在该保持孔内设置使用铁系材料的轴套，使气门间隙调节器在该轴套内滑动。这样，在气缸盖1为铝或镁那种材料的情况下，也能够提高耐磨损性。

另外，也可以将上述成为摇臂的支点的油压气门间隙调节器以外的其他部位设为气门停止机构。

例如，将上述无效运动机构也可以设置在摇臂的内部。在这种情况下，例如，只要在如JP特表2009-503345等所示的主摇臂上设置能够位移(无效运动)的辊件，然后通过对该辊件和主摇臂进行联接或非联接的切换来设为气门停止机构即可。

即，在不脱离本发明精神的范围内，可应用于种种构成，例如也可应用于如JP特开2010-270633号公报所示的不具有油压气门间隙调节器的挺杆式的气门机构。在这种情况下，只要使用如JP特开昭63-16112号公报所示的内装于挺杆的气门停止机构即可。

另外，在上述实施方式中，表示的是直列双缸的例子，但也可以将构成部件设为2倍的数量，扩展为直列四缸，还可以设为3倍的数量，应用于直列六缸。另外，也可以将直列六缸的构成部件分为两个组，展开为V型六缸，并不特别限定于直列双缸，可广泛应用。

例如，也可以应用于V型六缸，将一组设为可气缸中止的气缸，而将另一组设为总是运转气缸。在这种情况下，在可气缸中止的气缸中，进气门侧与本第一实施方式或第二实施方式同样，通过气门停止机构进行气门停止转变，排气门侧也可以不使用进行零升程转换的气门停止机构，而是如JP特开2011-117399所示，通过将排气VTC的峰值升程相位提前到下止点附近，来实现实质的气缸中止。

下面，对从上述实施方式掌握的上述发明以外的技术思想进行说明。

[发明a]如第一方面发明所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，具有：

一对排气门，对每一气缸都设有；

第三气门停止机构，其切换气门动作状态和气门停止状态，该气门动作状态是指对一部分上述气缸中的上述一对排气门进行开闭动作的状态，该气门停止状态是指使开闭动作停止的状态；

上述第三气门停止机构构成为：当被供给切换能量时设为气门停止状态，当切换能量的供给停止时设为气门动作状态，并且，

在上述第二气门停止机构将一部分上述气缸中的另一进气门设为气门停止状态时，上述第三气门停止机构也将一部分上述气缸中的一对排气门设为气门停止状态。

根据该发明，在气缸中止转变时，除关闭另一侧的一个进气门以外，还同时关闭一对排气门，所以在对一部分气缸进行气缸中止转变时，能够抑制进气门的动作停止和排气门的动作停止的定时的偏离。

[发明b]如发明a所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

上述第一气门停止机构对全部气缸切换上述一对进气门中的一进气门的气门动作状态和气门停止状态。

根据该发明，由于能够从内燃机的起动时起使全部气缸的进气门处于单气门停止状态，因此能够得到较大的摩擦降低效果，并且在全部气缸上得到基于进气涡流的燃烧改善效果。结果是，能够进一步实现良好的起动性。

[发明c]如发明b所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，具有：

全缸运转进气单气门动作区域，在该区域中停止向上述第一气门停止机构、第二气门停止机构、第三气门停止机构供给切换能量；

减缸运转进气单气门动作区域，停止向上述第一气门停止机构供给切换能量，并且向上述第二气门停止机构及第三气门停止机构供给切换能量；

全缸运转进气双气门动作区域，将切换能量向上述第一气门停止机构供给，并且停止向上述第二气门停止机构及第三气门停止机构供给切换能量。

根据该发明，在全部气缸(全缸)运转时和减缸运转时这两种情况下，都能够通过进气涡流来提高燃烧。另外，通过该效果，特别是通过抑制减缸运转中低内燃机扭矩侧或低旋转侧区域的内燃机旋转波动(制约减缸运转的瓶颈)，能够将减缸运转区域扩大到低内燃机扭矩侧或低旋转侧，从而能够提高车辆总体的耗油量。

[发明d]如发明a所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

设有第四气门停止机构，该第四气门停止机构切换上述多个气缸中除一部分上述气缸以外的其余气缸的一对进气门中一方的气门动作状态和气门停止状态，该第四气门停止机构构成为当被供给切换能量时设为气门动作状态，当切换能量的供给停止时设为气门停止状态。

根据该发明，能够从起动时起使全部气缸处于进气单气门停止方式，因此在全部气缸上能够得到摩擦降低效果、基于进气涡流的燃烧改善效果，能够实现良好的起动性，而且在减缸运转区域，运转气缸在进气双气门方式和进气单气门停止方式中能够选择任一方式。其结果是，在减缸运转区域的低内燃机扭矩侧或低旋转侧，通过进气单气门停止方式，且通过摩擦降低效果、进气涡流，能够进一步降低耗油量，并且通过基于单气门停止的燃烧稳定、旋转波动抑制效果，能够将降低耗油量效果良好的减缸区域进一步扩大到低内燃机扭矩侧或低旋转侧。进一步，在减缸运转区域的高内燃机扭矩侧或高旋转侧，通过进气双气门方式，能够得到扭矩的提高，且能够将降低耗油量效果良好的减缸区域进一步扩大到高内燃机扭矩侧或高旋转侧。由此，能够进一步提高车辆总体的降低耗油量效果。

[发明e]如发明d所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，具有：

全缸运转进气单气门动作区域，停止向上述第一气门停止机构、第二气门停止机构、第三气门停止机构、第四气门停止机构供给切换能量；

减缸运转进气单气门动作区域，停止向上述第一气门停止机构和第四气门停止机构供给切换能量，并且向上述第二气门停止机构及第三气门停止机构供给切换能量；

减缸运转进气双气门动作区域，停止向上述第一气门停止机构供给切换能量，并且向上述第二气门停止机构、第三气门停止机构、第四气门停止机构供给切换能量；

全缸运转进气双气门动作区域，向上述第一气门停止机构、第四气门停止机构供给切换能量，并且停止向上述第二气门停止机构和上述第三气门停止机构供给切换能量。

根据该发明，能够得到与发明d相同的作用效果。

[发明f]如发明a所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

将上述切换能量设为油压能量。

根据该发明，通过在切换能量供给／供给停止变换装置即油压供给／供给停止转换装置的下游设置多个分支的油压路径，能够一同对多个气门的停止机构进行转换，因此构造不复杂，而且气门停止机构间难以发明定时的偏离。

[发明g]如发明c或发明e所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

具有可变气门装置，该可变气门装置能够使进气门和排气门的升程特性中的相位或升程量变化。

在该发明中，利用配气正时控制装置VTC和升程可变机构VEL，能够通过气门停止或气门动作的组合进一步提高诸多性能提高的效果。

[发明h]如发明f所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

上述进气门和排气门通过以气门间隙调节器为摆动支点进行摆动的摇臂进行开闭动作，

上述第一气门停止机构、第二气门停止机构、第三气门停止机构是无效运动机构，所述无效运动机构通过以吸收上述摇臂的摆动量的方式可使上述气门间隙调节器移动来设置气门停止状态。

[发明i]如发明h所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于

上述第一气门停止机构和第二气门停止机构及第三气门停止机构具有：可沿轴方向移动地保持上述气门间隙调节器的保持孔、对上述气门间隙调节器以与上述摇臂抵接的方式施力的弹簧、将上述气门间隙调节器分别卡止在上述保持孔的规定位置的第一卡止机构和第二卡止机构。

[发明j]如发明i所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

上述第一气门停止机构具有的第一卡止机构设有：可保持在上述气门间隙调节器内的轴直角方向的第一销、对该第一销向上述保持孔的周壁(气缸盖)侧施力的第一销弹簧、上述第一销嵌合在上述保持孔的周壁内的第一嵌合孔、向该第一嵌合孔内周供给油压的油通路，在不向上述第一嵌合孔供给油压的情况下，上述第一销的整体收纳在上述第一嵌合孔内，上述气门间隙调节器被设定为可在上述保持孔内移动。

[发明k]如发明i所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

上述第二气门停止机构及第三气门停止机构具有的第二卡止机构设有：可滑动地保持在上述气门间隙调节器内的轴直角方向的滑动孔的第二销、对该第二销向上述保持孔的周壁(气缸盖)侧施力的第二销弹簧、上述第二销嵌合在上述保待孔的周壁内的第二嵌合孔、向该第二嵌合孔内周供给油压的油通路，在不向上述第二嵌合孔供给油压的情况下，上述第二销横跨配置在上述第二嵌合孔和上述气门间隙调节器内的滑动孔之间，上述气门间隙调节器被设定为不能在上述保持孔内移动。

[发明l]如发明c所述的多气缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

在内燃机的起动时或怠速运转时，应用全缸运转进气单气门动作区域。

根据该发明，即使在有效压缩比低的情况下，也会产生进气单气门停止(单气门动作)引起的进气涡流，因此可进行良好的燃烧，进而，由于全缸运转所带来的爆发间隔缩短、进气单气门停止所带来的摩擦降低等而可得到良好的起动性，而且在怠速运转时降低耗油量效果变得良好，内燃机旋转波动也能够降低。

[发明m]如发明g所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

在内燃机的起动时或怠速运转时，使排气门的关闭定时向提前角侧变化。

根据该发明，通过在内燃机起动时使排气门的关闭定时提前，来抑制进气门的开启时期和排气门的关闭时期之间的气门重叠区间，仅在斜升区间(微小升程区间)发生重叠，进而通过进气单气门停止，也抑制燃烧气体倒流到进气系统且再吸入缸内的现象，通过所述的复合效果，能够充分降低缸内残留气体，从而燃烧稳定性进一步提高。

〔发明n〕如发明1所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

从内燃机的起动时或怠速运转时的全缸运转进气单气门动作区域起，随着内燃机扭矩、转速的增大，依次具有减缸运转进气单气门动作区域、全缸运转进气单气门动作区域、全缸运转进气双气门动作区域。

〔发明o〕如发明e所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

从内燃机的起动时或怠速运转时起，随着内燃机扭矩、转速的增大，依次具有全缸运转进气单气门动作区域、减缸运转进气单气门动作区域、减缸运转进气双气门动作区域、全缸运转进气单气门动作区域、全缸运转进气双气门动作区域。

〔发明p〕发明h上述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

上述第一气门停止机构设置在与一部分上述气缸的一对进气门中的一进气门和除一部分上述气缸以外的其他气缸的一对进气门中的一进气门对应的摇臂上，并且上述第二气门停止机构设置在与一部分上述气缸的一对进气门中的另一进气门对应的摇臂上，

上述第三气门停止机构设置在与一部分上述气缸的一对排气门对应的摇臂上。

〔发明q〕如发明p所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

在油压供给/供给停止转换装置的下游分支形成有多个油压通路，各油压通路与进气侧的上述第二气门停止机构或排气侧的第三气门停止机构连结。

根据该发明，能够同时进行进气门和排气门的气门停止。

Claims (10)

1.一种具有多个气缸的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，具有：

在每一个气缸上设置的一对进气门及一对或单一的排气门、

切换使一部分所述气缸的所述一对进气门中的一进气门进行开闭动作的气门动作状态和使开闭动作停止的气门停止状态的第一气门停止机构、

切换使一部分所述气缸的所述一对进气门中的另一进气门进行开闭动作的气门动作状态和使开闭动作停止的气门停止状态的第二气门停止机构，

所述第一气门停止机构构成为被供给切换能量时设为气门动作状态，而切换能量的供给停止时设为气门停止状态，

所述第二气门停止机构构成为被供给切换能量时设为气门停止状态，而切换能量的供给停止时设为气门动作状态。

2.如权利要求1所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，具有：

在每一个气缸上设置的一对排气门、

切换使一部分所述气缸的所述一对排气门进行开闭动作的气门动作状态和使开闭动作停止的气门停止状态的第三气门停止机构，

所述第三气门停止机构构成为被供给切换能量时设为气门停止状态，而切换能量的供给停止时设为气门动作状态，并且，

所述第二气门停止机构使一部分所述气缸的另一进气门设为气门停止状态时，所述第三气门停止机构也使一部分所述气缸的一对排气门设为气门停止状态。

3.如权利要求2所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述第一气门停止机构在全部气缸上切换所述一对进气门中的一进气门的气门动作状态和气门停止状态。

4.如权利要求3所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，具有：

全缸运转进气单气门动作区域，停止向所述第一气门停止机构、所述第二气门停止机构、所述第三气门停止机构供给切换能量；

减缸运转进气单气门动作区域，停止向所述第一气门停止机构供给切换能量，并且向所述第二气门停止机构及所述第三气门停止机构供给切换能量；

全缸运转进气双气门动作区域，将切换能量向所述第一气门停止机构供给，并且停止向所述第二气门停止机构及所述第三气门停止机构供给切换能量。

5.如权利要求2所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

设有第四气门停止机构，该第四气门停止机构切换多个所述气缸中除一部分所述气缸以外的其余气缸的一对进气门中一方的气门动作状态和气门停止状态，该第四气门停止机构构成为被供给切换能量时设为气门动作状态，而切换能量的供给停止时设为气门停止状态。

6.如权利要求5所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，具有：

全缸运转进气单气门动作区域，停止向所述第一气门停止机构、所述第二气门停止机构、所述第三气门停止机构、所述第四气门停止机构供给切换能量；

减缸运转进气单气门动作区域，停止向所述第一气门停止机构和所述第四气门停止机构供给切换能量，并且向所述第二气门停止机构及所述第三气门停止机构供给切换能量；

减缸运转进气双气门动作区域，停止向所述第一气门停止机构供给切换能量，并且向所述第二气门停止机构、所述第三气门停止机构、所述第四气门停止机构供给切换能量；

全缸运转进气双气门动作区域，向所述第一气门停止机构、第四气门停止机构供给切换能量，并且停止向所述第二气门停止机构和所述第三气门停止机构供给切换能量。

7.如权利要求2所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

将所述切换能量设为油压能量。

8.如权利要求4所述的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，

具有可变气门装置，该可变气门装置能够使进气门和排气门的升程特性中的相位或升程量变化。

9.一种具有多个气缸的多缸内燃机的可变气门装置，其特征在于，具有：

在每一个气缸上设置的一对进气门及一对或单一的排气门；

摇臂，以气门间隙调节器为摆动支点摆动，使所述进气门及所述排气门进行开闭动作；

第一气门停止机构，利用油压进行动作，其通过使与多个所述气缸中的一部分气缸的所述一对进气门中的一进气门对应的所述摇臂的摆动量无效运动而设为气门停止状态；

第二气门停止机构，其利用油压进行动，其通过使与一部分所述气缸的所述一对进气门中的另一进气门对应的所述摇臂的摆动量无效运动而设为气门停止状态；

所述第一气门停止机构构成为被供给油压时成为气门动作状态，而油压的供给被限制时成为气门停止状态，

所述第二气门停止机构构成为被供给油压时成为气门停止状态，而油压的供给被限制时成为气门动作状态。

10.一种可变气门装置的控制装置，该可变气门装置是多缸内燃机的可变气门装置，具有：

在每一个气缸上设置的一对进气门及一对或单一的排气门、

切换使一部分所述气缸的所述一对进气门中的一进气门进行开闭动作的气门动作状态和使开闭动作停止的气门停止状态的第一气门停止机构、

切换使一部分所述气缸的所述一对进气门中的另一进气门进行开闭动作的气门动作状态和使开闭动作停止的气门停止状态的第二气门停止机构，

所述可变气门装置的控制装置的特征在于，

所述第一气门停止机构构成为被供给切换能量时使进气门动作，而切换能量的供给停止时使进气门的动作停止，

所述第二气门停止机构构成为被供给切换能量时使进气门的动作停止，而切换能量的供给停止时使进气门动作，

个别地控制向所述第一气门停止机构和所述第二气门停止机构供给切换能量。