CN104033204A - 内燃机的可变气门系统、控制装置及可变气门装置 - Google Patents

Abstract

一种可变气门系统，其根据气门停止中的气门停止机构的空动位移量（行程量）限制内燃机的最高转速，从而能够抑制摆臂相对支撑部件的横向偏移引起的偏磨损、脱落等不规则举动。在步骤S1中，求出与控制轴（21）的旋转角度θ对应的实际气门升程量L，并且读入液压开关（48）的输出信号。在步骤S2中，在从液压开关输出的信号为接通的情况下，视为气门停止方式而移至步骤S3。在此，求出来自控制轴的旋转角度θ的动作侧的实际升程L，在停止侧以L为假想升程而求出空动位移量S，利用图11的Na特性运算出与该位移量S对应的实际允许临界转速Na，在步骤S4将Na作为旋转临界N1进行设定。

Description

内燃机的可变气门系统、控制装置及可变气门装置

技术领域

本发明涉及根据内燃机运转状态能够进行内燃机气门的气门停止的内燃机的可变气门系统等。

背景技术

作为以往的内燃机的可变气门系统，已知有以下专利文献1记载的系统。

该可变气门系统利用间隙调节器切换内燃机气门的开闭驱动和驱动停止，该间隙调节器具备整体收容在固定于气缸盖的外壳内且用弹簧向上方向被施力并可上下滑动地收容于所述外壳内的筒状主体部、可上下滑动地设于该主体部的内部并利用上端侧支承摇臂一端部的柱塞部、通过摇臂的摆动运动将开闭驱动的内燃机气门切换成驱动状态和驱动停止状态的切换机构部。

而且，所述切换机构部的连结销通过液压在所述主体部和所述外壳的连通孔内移动，由此在内燃机主体上锁定所述主体部（间隙调节器）而处于气门驱动状态，或者使主体部做空动（lost motion）而处于气门停止状态。通过进行这些气门驱动和气门停止的切换，以实现内燃机的输出和耗油量的降低。

专利文献1：（日本）特开2007-100585号公报（图1～图3）

但是，在所述现有的可变气门系统中，为了提高内燃机的输出，假如较大地设定驱动凸轮的凸轮升程量，则所述主体部（间隙调节器）的空动位移量必然变大。由此，间隙调节器的长度方向和摇臂之间的开启角度增加，即使形成于摇臂一端部的凹部和所述间隙调节器的柱塞部的前端头部的抵接直到未脱离发生横向偏移，可能也得不到流畅的空动动作。

另外，如果假定内燃机转速上升到高转速域的情况，则所述柱塞前端头部和摇臂一端凹部之间处于松动的状态（非接触状态），摇臂的一端凹部相对于所述柱塞前端头部的横向偏移变大，从而容易在两部位间产生偏磨损，根据情况，摇臂的一端凹部可能从所述柱塞前端头部脱落。

发明内容

本发明是鉴于现有的可变气门系统的技术课题而提出的，其目的在于，根据气门停止中的气门停止机构的空动位移量（行程量）限制内燃机的最高转速，从而抑制摆臂（swing arm）等气门机构的构件相对于支承部件的横向偏移引起的偏磨损、脱落等不规则举动。

第一方面发明提供一种内燃机的可变气门系统，其特征在于，具备：每一个气缸设置的多个内燃机气门、通过以支承部件为支点进行摆动运动而使各所述内燃机气门进行开闭动作的摆臂、使该摆臂摆动并使所述内燃机气门的气门升程量可变的可变升程机构、设于多个所述内燃机气门中至少一部分的内燃机气门侧且通过使所述支承部件空动而停止至少所述一部分的内燃机气门的开闭动作的气门停止机构，还设置有内燃机转速限制机构，该内燃机转速限制机构根据所述气门停止机构的空动位移量限制变更内燃机的最高转速。

第二方面发明提供一种内燃机的可变气门系统，其特征在于，具备：每一个气缸设置的多个内燃机气门、通过以支承部件为支点进行摆动运动而使各所述内燃机气门进行开闭动作的摆臂、使该摆臂摆动并使所述内燃机气门的气门升程量可变的可变升程机构、设于多个所述内燃机气门中至少一部分的内燃机气门侧且通过使所述支承部件空动而停止至少所述一部分的内燃机气门的开闭动作的气门停止机构，还设置有电子控制器，该电子控制器根据所述气门停止机构的空动位移量限制变更内燃机的最高转速。

第三方面发明提供一种内燃机的可变气门系统，其特征在于，具备：每一个气缸设置的多个内燃机气门、通过以支承部件为支点进行摆动运动而使各所述内燃机气门进行开闭动作的摆臂、使该摆臂摆动并使所述内燃机气门的气门升程量可变的可变升程机构、设于多个所述内燃机气门中至少一部分的内燃机气门侧且通过使所述支承部件空动而停止至少所述一部分的内燃机气门的开闭动作的气门停止机构，在根据所述气门停止机构的空动位移量限制变更内燃机的最高转速设为内燃机转速限制机构上设置有用于检测当前的空动位移量并将该信息信号输出的检测机构。

根据本发明，通过在气门停止中根据气门停止机构的空动位移量限制内燃机最高转速，能够避免气门零件的偏磨损、脱落等不规则举动。

附图说明

图1是表示将本发明的气门装置适用于直列三缸内燃机的第一实施方式的立体图；

图2是图1的A－A线剖面图；

图3是图1的B－B线剖面图；

图4（A）是表示本实施方式的第一液压间隙调节器及气门停止机构的纵剖面图，图4（B）是表示该第一液压间隙调节器及气门停止机构的作用的纵剖面图；

图5是本实施方式的第二液压间隙调节器的纵剖面图；

图6是表示本实施方式的控制液压回路的示意图；

图7（A）是将本实施方式的第一进气门的升程量控制为L1的情况下的关闭气门时的第一液压间隙调节器及气门停止机构的作用说明图，图7（B）是打开气门时的该第一液压间隙调节器及气门停止机构的作用说明图；

图8（A）是将本实施方式的第二进气门的升程量控制为L1的情况下的关闭气门时的第二液压间隙调节器的作用说明图，图8（B）是打开气门时的该第二液压间隙调节器的作用说明图；

图9是在将本实施方式的第二进气门的升程量控制为L3的状态下第一进气门被气门停止控制时的第一液压间隙调节器及气门停止机构的作用说明图；

图10是本实施方式中的气门停止机构的空动的运动特性图；

图11是本实施方式中的气门停止机构的空动位移量的诸特性图；

图12是设定本实施方式中的内燃机转速限制回路的旋转临界的流程图；

图13是本实施方式中的内燃机转速限制回路的控制流程图；

图14是表示本实施方式中的进气门的升程量稳定控制迈普（map）的图；

图15是第二实施方式中的气门停止机构的空动位移量的特性图；

图16是第三实施方式中的气门停止机构的空动位移量的特性图；

图17是在将第四实施方式中的第二进气门的升程量控制为L3的状态下第一进气门被气门停止控制时的第一液压间隙调节器及气门停止机构的作用说明图。

附图标记说明

1…气缸盖

1a…保持孔

3…进气门（内燃机气门）

5…驱动轴

5a…驱动凸轮

6…摆臂

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…第一、第二液压间隙调节器（支承部件）

11…气门停止机构（空动机构）

12….气门弹簧

13…轴承部

14…滚子

24…主体

27…柱塞

27b…前端头部

34…滑动用孔

35…空动弹簧

36…限制机构

38…移动用孔

39…限制用孔

40…保持架

41…限制销

42…回位弹簧

43…油通路孔

44…排放孔

48...液压开关

53…控制单元（内燃机转速限制机构）

54…油泵

55…电磁切换阀

具体实施方式

以下，基于附图对本发明的内燃机的可变气门系统、控制装置及可变气门装置的实施方式进行说明。在本实施方式中，表示适用于直列三缸（或V型六缸的单组）且具备可变控制作为内燃机气门的进气门的动作角和气门升程量的可变升程机构（VEL）的装置。在直列三缸的情况下，从图1的右侧起，由#1缸、#2缸及#3缸构成，在V型六缸的单组的情况下，从右侧起，对应#1缸、#3缸及#5缸。以下，对直列三缸进行说明

〔第一实施方式〕

图1～图3表示本发明的第一实施方式，具备：开闭形成在气缸盖1内的一对进气口2,2的每一个气缸两个的第一、第二进气门3,3；沿气门前后方向配置于#1气缸～#3气缸的上方侧且在外周具有三个驱动凸轮5a的驱动轴5；旋转自如地支承于该驱动轴5的外周面且经由作为夹装部件的各摆臂6使各所述进气门3进行开闭动作的一对摆动凸轮7,7；将各所述驱动凸轮5a的旋转力变换成摆动力并传递至各所述摆动凸轮7的传递机构8；经由该传递机构8控制各所述进气门3,3的动作角和升程量的控制机构9；保持于气缸盖1且经由各所述摆臂6使各进气门3,3与各摆动凸轮7之间的气门间隙设为零间隙的两个支点部件（枢轴）即第一、第二液压间隙调节器10a,10b；根据内燃机运转状态经由所述一方侧的第一液压间隙调节器10a停止一个所述第一进气门3的开闭动作的三个气门停止机构11。

需要说明的是，由所述驱动轴5、摆动凸轮7、传递机构8及控制机构9构成可变升程机构。

以下，为了便于说明，对一个气缸例如#1气缸中的各构成部件进行说明。

各所述进气门3经由气门导管4滑动自如地保持于气缸盖1，并且利用在设于各杆端3a附近的各弹簧保持架3b和气缸盖1的内部上面之间弹性接触的各气门弹簧12向关闭方向被施力。

所述驱动轴5的所述摆动凸轮7经由凸轮轴7a旋转自如地支承于在气缸盖1的上端部设置的多个轴承部13，曲轴的旋转力经由设于一端部的未图示的正时带轮利用正时皮带被传递。另外，每一个气缸在驱动轴5的外周设置一个的所述驱动凸轮5a的轴心Y从驱动轴5的轴心X向径向偏心，并且外周的凸轮轮廓通常大致圆形状地形成。

各所述摆臂6的一端部6a的平面或稍微呈凸状的下表面与各所述进气门3的杆端3a抵接，而另一端部6b的下表面凹部6c与各所述液压间隙调节器10a,10b抵接，并且，在形成于中央的收容孔内经由滚子轴14a旋转自如地收容配置有滚子14。

在图1等中也有图示，各所述摆动凸轮7一体地设于圆筒状的凸轮轴7a的两端部，并且在下面形成有由基圆面、斜坡面及升程面构成的凸轮面7b，该基圆面、斜坡面及升程面根据摆动凸轮7的摆动位置，在所述摆臂6的滚子14的上面转接。

在所述凸轮轴7a中形成于外周面的轴向大致中央位置的轴颈部保持微小间隙且旋转自如地支承于所述轴承部13，并且利用内周面旋转自如地支承所述驱动轴5的外周面。

所述传递机构8具备：配置于驱动轴5上方的摇臂（rocker arm）15、连接该摇臂15的一端部15a和驱动凸轮5a的连杆臂16、连接摇臂15的另一端部15b和一个摆动凸轮7的连接杆17。

在所述摇臂15中，位于中央的筒状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利用销18与连杆臂16旋转自如地连结，而另一端部15b经由销19与连接杆17的上端部旋转自如地连结。

在所述连杆臂16中，所述驱动凸轮5a的凸轮主体旋转自如地嵌合于圆环状的基部的中央位置的嵌合孔16a，而突出端利用所述销18与摇臂一端部15a连结。

在所述连接杆17中，下端部经由销20与摆动凸轮7的凸轮尖部旋转自如地连结。

需要说明的是，在所述摇臂15的另一端部15b与连接杆17的上端部之间，设有在组装各构件时微调整各进气门3的升程量的调整机构23。

所述控制机构9具备：在驱动轴5的上方位置旋转自如地支承于相同的轴承部的控制轴21、在该控制轴21的外周滑动自如地嵌入所述摇臂15的支承孔而成为摇臂15的摆动支点的控制凸轮22。

所述控制轴21与驱动轴5平行地配置在内燃机前后方向上，并且利用图6所示的促动器50进行旋转控制。另一方面，所述控制凸轮22呈圆筒状，轴心位置从控制轴21的轴心偏移规定量。

如图6所示，所述促动器50由固定于未图示的壳体的一端部的电动马达51和滚珠丝杠机构52构成，该滚珠丝杠机构52设于壳体内部且由作为将该电动马达51的旋转驱动力传递至所述控制轴21的减速机构的滚珠丝杠元件和连杆等构成。

所述电动马达51由比例型DC马达构成，根据来自检测内燃机运转状态的后述控制单元53的控制信号进行正反旋转控制。

如图1～图5所示，所述第一、第二各液压间隙调节器10a,10b具备：上下滑动自如地保持于气缸盖1的圆柱状的保持孔1a内的有底圆筒状主体24、上下滑动自如地收容于该主体24内且经由与下部一体地具有的隔壁25在内部构成贮存室26的柱塞27、形成于所述主体24的下部内且经由贯通形成于所述隔壁25的连通孔25a与所述贮存室26连通的高压室28、设于该高压室28的内部且只允许向高压室28方向流入所述贮存室26内的工作油的止回阀29。另外，在所述气缸盖1的内部形成有将积存在所述保持孔1a内的工作油排出到外部的排出孔1b。

所述主体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的周壁上沿径向贯通形成有第一通路孔31，该第一通路孔31连通形成于所述气缸盖1的内部且下游端向所述第一凹槽24a开口的油通路30和主体24内部。

另外，如图4A、图4B所示，在第一液压间隙调节器10a侧的主体24中，底部24b侧比第二液压间隙调节器10b侧的主体24更向下方延伸并形成为大致圆柱状。

所述油通路30与形成于气缸盖1内的润滑油供给用主油道30a连通，从图6所示的油泵54向该主油道30a加压输送润滑油。

所述柱塞27在外周面的轴向的大致中央位置形成有圆筒状的第二凹槽27a，并且在形成有该第二凹槽27a的周壁上沿径向贯通形成有连通所述第一通路孔31和贮存室26的第二通路孔32。为了确保与摆臂6的另一端部6b的球面状的下表面凹部6c的良好的滑动性，柱塞27的前端头部27b的前端面形成为球面状。

需要说明的是，该柱塞27利用嵌装固定于主体24上端部的圆环状的止动部件33限制其最大突出量。

所述第二凹槽27a的轴向上的宽度较大地形成，由此，在柱塞27相对于主体24的任意的上下滑动位置，总是使所述第一通路孔31和第二通路孔32连通。

所述止回阀29由开闭所述连通孔25a的下部开口缘（阀座）的止回阀球29a、向关闭方向对该止回阀球29a施力的第一螺旋弹簧29b、保持该第一螺旋弹簧29b的杯状保持架29c、弹性安装于主体24的底壁24c的内底面与保持架29c的圆环状上端部之间向隔壁25方向对保持架29c施力的同时向上方对柱塞27整体施力的第二螺旋弹簧29d构成。

而且，在摆动凸轮7的基圆区间，随着所述柱塞27因所述第二螺旋弹簧29d的靠压力而进出移动（上方移动），当高压室28内成为低压时，从所述油通路30向保持孔1a内供给的工作油从第一凹槽24a通过第一通路孔31和第二凹槽27a及第二通路孔32流入贮存室26，并抵抗第一螺旋弹簧29b的弹簧力推开止回阀球29a，使工作油流入高压室28内。

由此，柱塞27将摆臂6的另一端部6b推上，经由滚子14和摆动凸轮7的接触将摆臂6的一端部6a及各进气门3的杆端3a之间的间隙调整成零间隙。

而且，在所述摆动凸轮7的升程区间，由于在柱塞27上作用下方负载，因此，高压室28内的液压上升，高压室28内的油从柱塞27与主体24的间隙漏出，柱塞27稍微下降（漏下）。

当再次成为摆动凸轮7的基圆区间时，如上所述，利用所述第二螺旋弹簧29d的靠压力，通过所述柱塞27的进出移动（上方移动）将各部的间隙调整成零间隙。

所述第一、第二液压间隙调节器10a,10b双方均具有这种间隙调整功能。

如图4A、图4B所示，所述气门停止机构11由仅设于所述第一液压间隙调节器10a侧且与所述保持孔1a的底部侧连续形成的圆柱状的滑动用孔34、弹性安装于该滑动用孔34的底面与主体24的下表面之间且向上方对所述第一液压间隙调节器10a施力的空动弹簧35、限制所述第一液压间隙调节器10a的空动的限制机构36构成。

所述滑动用孔34的内径设定为与所述保持孔1a的内径相同，所述滑动用孔34将所述主体24保持为使其在所述保持孔1a内可连续地沿上下方向滑动。

所述空动弹簧35由螺旋弹簧形成，向上方对所述主体24的底面施力以使所述柱塞27的前端部27a与所述摆臂6的另一端部6b下表面弹性接触。

另外，所述主体24利用插通配置于所述气缸盖1内部的止动销37限制最大上方移动位置。即，所述止动销37在气缸盖1内朝向所述主体24沿轴直角方向配置，并且前端部37a在所述第一凹槽24a内可滑动地且突出配置直到所述第一凹槽24a的内部，随着主体24向上方移动，所述前端部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，所述第一液压间隙调节器10a随着摆臂6的摆动，通过所述空动弹簧35的弹簧力，在所述保持孔1a和滑动用孔34之间上下做行程而进行空动，由此，作为所述摆臂6的摆动支点的功能消失，使第一进气门3的开闭动作停止。

所述限制机构36主要包括：沿所述主体24的底部24b的内部径向贯通形成的移动用孔38、沿与保持孔1a成轴直角方向形成于所述气缸盖1内的限制用孔39、固定于所述移动用孔38的内部一端侧的保持架40、滑动自如地设于所述移动用孔38的内部并从该移动用孔38跨过所述限制用孔39可移动的限制销41、弹性安装于该限制销41的后端和所述保持架40之间向限制用孔39方向对所述限制销41施力的回位弹簧42。

在利用所述止动销37将所述主体24限制在最大上方位置时，所述限制用孔39从轴向与所述移动用孔38一致，内径与所述移动用孔38大致相同地形成，并且从形成于气缸盖1内的油通路孔43向一端侧导入信号液压。

在此，所述主体24在旋转方向上的限制通过稍微增加所述止动销37的鼓出量，并且在所述主体24的所述第一凹槽24a内设置长度方向的狭缝，并与所述止动销37前端卡合而能够容易地实现。或者，也可以在气缸盖1和所述主体24之间安装另一个旋转限制部件。

所述保持架40形成为有盖圆筒状，在底部贯通形成有用于确保限制销41流畅的移动的呼吸孔40a，并且如图4B所示，轴向的长度设定成在所述限制销41完全收容于移动用孔38的时刻，限制销41的后端与前端缘抵接而限制后退移动过度的长度。

所述限制销41形成为实心圆柱状，且外径比所述移动用孔38和限制用孔39的内径稍微小地形成，从而确保流畅的滑动性。另外，该限制销41利用前端部41a的受压面承受从所述油通路孔43向限制用孔39供给的液压，由此，抵抗所述回位弹簧42的弹簧力进行后退移动，前端部从限制用孔39脱离并收容于移动用孔38内，从而解除限制。

如图6所示，在所述油通路孔43（限制用孔39）设有液压开关48，该液压开关48使从所述油泵54加压输送的液压经由电磁切换阀55作为信号液压供给，并且根据所述加压输送的信号液压的大小进行开闭。该液压开关48监视通过油通路孔43的实际液压，当该实际压力比规定压力高时，向后述的控制单元53输出接通信号，当比规定压力低时，输出切断信号。

所述电磁切换阀55以如下方式进行切换控制，即利用螺线管的电磁力和螺旋弹簧的弹簧力，将滑动自如地设于未图示的阀体内部的滑阀以接通和切断的方式切换成两个阶段，控制电流从控制所述电动马达51的驱动的相同的控制单元53向所述螺线管进行通电和非通电，连通泵排出通路和油通路孔43，或者堵塞泵排出通路而连通所述油通路孔43和排放通路44，由此，将信号液压控制成大小两个阶段。

所述控制单元53基于来自曲轴传感器或空气流量计、水温传感器、节气门角度传感器等各种传感器的信息信号检测内燃机运转状态（内燃机运转条件），并且基于该内燃机运转状态和检测所述控制轴21的当前旋转位置的来自未图示的旋转位置传感器的旋转角度θ的信号驱动所述电动马达51，并反馈控制所述控制轴21的旋转位置。由此，使各进气门3,3的升程量L和动作角D根据内燃机运转状态变化。

另外，该控制单元53为电子控制器，具有根据所述气门停止机构11的空动位移量限制变更内燃机的最高转速的内燃机转速限制机构即转速限制回路。该转速限制回路将由所述控制轴21的旋转位置传感器检测到的旋转角度θ作为气门停止机构11的空动位移量进行检测，并且输入从所述曲轴角传感器输出的当前的内燃机转速的信息来限制变更内燃机转速。

〔可变气门装置的动作〕

以下，对本实施方式的可变气门装置的动作进行说明。

例如在内燃机低转速域，电动马达51通过从所述控制单元53输出的控制电流进行旋转驱动，该旋转扭矩经由滚珠丝杠机构52传递至所述控制轴21。当该控制轴21向一方向旋转驱动时，如图7A、图7B、图8A、图8B所示，控制凸轮22也向一方向转动，轴心绕控制轴21的轴心以相同半径旋转，壁厚部从驱动轴5按照图示那样向右上方分开移动到旋转角度θ1。由此，摇臂15的另一端部15b和连接杆17的枢支点（连结销19）相对于驱动轴5向上方移动，因此，各摆动凸轮7经由连接杆17凸轮尖部侧被强制性地提上。

因此，当驱动凸轮5a旋转并经由连杆臂16提升摇臂15的一端部15a时，该升程量经由连接杆17传递至各摆动凸轮7及各摆臂6，各进气门3抵抗气门弹簧12的弹簧反力而打开气门，该升程量如L1一样变得非常小。

例如，在内燃机从低旋转转换至中、高转速区域的情况下，通过来自控制单元53的控制电流，电动马达51进行反转，随着该旋转，经由滚珠丝杠机构52，控制轴21使控制凸轮22向另一方向（顺时针方向）旋转，轴心向下方（左方）移动。

因此，摇臂15的整体此次向驱动轴5方向移动，利用另一端部15b经由连接杆17向下方挤压摆动凸轮7的凸轮尖部，使该各摆动凸轮7整体从图7、图8所示的位置向逆时针方向转动规定量。因此，各摆动凸轮7的凸轮面7b相对于各摆臂6的滚子14外周面的抵接位置向凸轮尖部侧（升程部侧）移动。

因此，在进气门3的打开动作时，如果驱动凸轮5a旋转并经由连杆臂16提升摇臂15的一端部15a，则各进气门3经由各摆臂6抵抗各气门弹簧12的弹簧力而打开气门，该气门升程量连续变化直到成为最大的L4（控制凸轮旋转角度θ4），并且随着旋转的上升而变大。由此，进气填充效率提高，可实现输出的提高。

〔气门停止机构的动作〕

从前述的怠速运转起，在低转速域中各进气门3,3的升程量处于小升程量范围的情况下，特别是在谋取降低耗油量的特定的运转条件下，从所述控制单元53向电磁切换阀55输出控制电流，较大的排出液压作为信号液压从油泵54通过油通路孔43导入限制用孔39内。

因此，接收该较大的信号液压的限制销41抵抗回位弹簧42的弹簧力向后退移动，前端部41a从限制用孔39脱离，从而解除第一液压间隙调节器10a相对于气缸盖1的锁定。

因此，如图4B所示，第一液压间隙调节器10a为了使整体能够空动，通过所述空动弹簧35的弹簧力，在保持孔1a和滑动用孔34内反复向上下方向移动而处于空动状态。因此，第一进气门3变为关闭气门状态（气门停止状态）。

即，直到变为气门停止状态，所述摆动凸轮7在从图7A所示的零升程（关闭气门）位置到该图7B的最大打开气门升程位置之间进行变化，升程量L1成为打开气门的升程量，当气门停止时，即使所述摆动凸轮7进行最大限度摆动，第一液压间隙调节器10a也以图7B所示的M1的行程量进行空动，实际上进入到未进行气门升程的气门停止状态。在该瞬间的第一摆臂6和第一液压间隙调节器10a之间形成的开启角度α（参照图7B）在摆动凸轮7成为峰值升程的位置变大，但这未成为过度的开启角度。

因此，即使所述摆动凸轮7成为峰值升程（最大打开气门动作），也可得到顺畅的气门停止动作。

另一方面，如图8A、图8B所示，第二液压间隙调节器10b侧作为对第二摆臂6的通常的摆动支点发挥作用，因此，第二进气门3依然以升程量L1进行开闭动作，由此，可强化进气涡流，可谋求耗油量及燃烧的改善。

接着，考察例如内燃机转速进一步上升，要求扭矩变高，再次进入到两气门升程动作状态，并且进一步增加升程量，使所述控制轴21向顺时针方向旋转而成为旋转角度θ3的情况下，即两进气门3,3的升程量成为L3的情况下的空动动作。

在该状态下，如图9所示，在第一摆臂6和第一液压间隙调节器10a之间形成的开启角度成为α3而处于充分打开的状态。因此，第一液压间隙调节器10a的前端头部27b相对于第一摆臂6的另一端部6b的下表面凹部6c的接触易于不均匀。

即，通常，液压间隙调节器10a的前端头部27b在滚子14侧的球面部的接触和在反滚子14侧的球面部的接触平衡，且稳定地保持第一摆臂6的另一端部6b的下表面凹部6c，但如果所述α3变大，则前端头部27b中的滚子14侧球面部的接触位置向上方移动，而反滚子侧球面部的接触位置向下方移动。

对此部位从滚子14作用包含横向成分的负载，即包含与间隙调节器的长度方向成直角方向成分的负载。其结果，在向上方移动的滚子14侧的球面部的接触部受到的负载急剧增加，从而失衡，易于形成局部性的接触。

由此，将接触部位向前端头部27b的上方移动的情况包括在内，从滚子14作用包含横向成分的负载等而引起的接触易于产生偏移，易于产生第一摆臂6向反气门侧偏移的现象。如果开启角度α接近α1左右和90°，则这种倾向不显著，但如果变大到α3左右，则该倾向增强。

接着，如果假定成为更高旋转的情况，则在高转速域，还产生摆臂或摆动凸轮之类的气门系零件的稍微变形引起的振动，即由于所述振动，在第一摆臂6的下表面凹部6b和液压间隙调节器10a的前端头部27b之间产生稍微的分离。

由于该分离现象，所述的偏移现象变得显著。这是因为在分离（接触的松动）期间，摩擦力消失，摆臂6易于横向偏移。而且，根据情况，可能第一摆臂6的另一端部6b的下表面凹部6c从前端头部27b脱离。

因此，α越大，且内燃机转速越高，越易于产生所述第一摆臂6的横向偏移或脱落。

本发明的一个目的在于，例如，α越大，越较低地限制内燃机转速的上限，从而防止这种第一摆臂6的横向偏移或脱落等不规则举动。

接着，对气门停止机构11的空动的动作特性进行具体地考察。在图9中，当空动位移量S成为峰值的S3（例如10mm；0.010mm），且摆动凸轮7摆动时，该空动位移量S从0增加到峰值S3并再次减少到0。

对此时的气门停止机构11的空动运动特性进行考察。

该空动位移量S的升程曲线如图10的上部所示，此时的S的加速度（m/rad²）如图10下部所示。该加速度不是与时间相关而是与驱动轴的旋转角度相关的加速度，因此，单位成为m/rad²，成为角度（rad）的二次微分。

空动的等效惯性质量Ms为间隙调节器主体的质量和摆臂6的可动部质量（摆臂质量的1/3左右）之和（例如，Ms=0.040kg）。

空动弹簧35使该Ms推上，该弹簧负载如式1所示，F0为设定负载（N），K为弹簧常数（N/m）。

F=F0+K×S …式1

例如，在此，设为F0=52N、K=12300N/m，如上所述，S为0.010m，因此，弹簧负载F成为I75N。

在构成为如上所述的系统结构且比较低的内燃机转速的情况下，作用在所述Ms上的惯性力相对于弹簧负载非常小，因此，如图10上部的实线所示，以大致理论升程特性进行空动。此时的位移S的加速度特性如图10下部所示，在升程的上升部中作用正加速度（以+表示），升程上升后进行减速，因此成为负加速度（用“－”表示），然后升程继续减少，且在朝向零升程的下降部再次成为正加速度（用“＋”表示），并结束升程。

需要说明的是，在升程上升初期、升程下降的最后具有稍微的加速度，但这些加速度成为用于产生或消除各自稍微的斜坡速度的稍微的加速度。

另一方面，当成为超高转速域时，如图10上部的虚线所示，产生跳跃现象。这是因为，由于所述负加速度对Ms作用的负惯性力因超高旋转而变大，且完全比空动弹簧35的弹簧负载F大，从而不能利用空动弹簧35保持。

最大负惯性力FI用以下式2表示。

FI=Ms×|S”Max|×（πN/60）²…式2

N为每分钟（60sec）的内燃机转速rpm，角速度为2πN/60，驱动凸轮（驱动轴）的角速度成为其一半的πN/60（单位：rad/sec）。在本实施例的情况下，空动位移量S成为0.010m的最大负加速度|S”Max|为0.025m/rad²左右。

在此，例如将N设为3000rpm，则最大负惯性力FI成为约25N，相比弹簧负载175N非常小，描绘图10的上部实线所示的理论升程曲线。

在此，如果内燃机转速N成为高达9000rpm的非常高的转速，则最大负惯性力FI成为约220N，比弹簧负载175N大，因此，随着图10的上部虚线所示的跳跃而产生异常运动。

于是，对这种异常运动所产生出的内燃机转速进行考察。认为如果达到负惯性力FI和空动弹簧35的弹簧负载F一致的转速，则负惯性力赶上所述弹簧负载，因此这里产生零件间的分离。

可以将该内燃机转速称为简易计算临界转速Nt（rpm），由式3简易地计算。

$\mathrm{Nt}=\left(\mathrm{\πNZ}60\right)\×\sqrt{\mathrm{}}\{F/(\mathrm{Ms}\×|S^{,,}\mathrm{Max}\left|\right)\}$ …式3

在此，{}表示{}内的平方根。

例如，如上所述，Ms=0.040kg，S=0.010m（=S3），|S”Max|=0.025m/rad²，

另外，由于F0=52N，K=12300N/m，且空动位移量S为0.010m，因此，弹簧负载F成为175N。

在如上所述的前提下，根据式3求得Nt时成为8000rpm。

图11中表示空动位移量S与简易计算临界转速Nt的关系，空动S3时的简易计算临界转速作为Nt3图示。

但是，即使在空动位移量S变化的情况下，该Nt也没有大幅变化。这是因为，当空动位移量S增加时，|S”Max|增加，负惯性力增加，但是，当空动位移量S增加时，弹簧负载F也增加，因此，作为式3的结果，不怎么变化。因此，S与Nt的关系如图11的虚线所示，成为不怎么变化的大致恒定的特性。

另一方面，允许临界转速Nr（rpm）一般比Nt（rpm）低。这是因为，当对空动弹簧35的弹簧负载的负惯性力的剩余负载变小时，由摆臂、摆动凸轮等构成的气门系刚性Kd不是∞（无限大）而引起系统的变形，从而产生振动，由此产生零件间的分离。

更详细而言，只要也加上空动弹簧35的弹簧特性的不均等引起的运动特性恶化量或相反的气门系各滑动部的衰减系数C引起的运动特性改善量等，设置ΔN（rpm）作为临界，如式4所示，作为计算允许临界转速Nr（rpm）=Nt（rpm）－ΔN（rpm）设定即可。

Nr=Nt－ΔN…式4

该情况下，如果ΔN为通常的气门系，则转速可取数百rpm左右。如果本实施方式中假定为500rpm，则成为Nr3=Nt3－500=7500rpm。

变化空动位移量S时的Nr的特性如图11的单点划线所示，与Nt一样，由于空动位移量S成为不怎么变化的大致恒定的特性。

接着，考察本实施方式的气门停止机构11中的特殊性即前述的开启角α变化时对实际允许旋转的影响。

如上所述，该开启角α越大（S越大），进而内燃机转速越高，则越易产生第一摆臂6自液压间隙调节器10a的前端头部27b的横向偏移或脱落。因此，S越大，越需要降低实际允许转速。

考虑到S3=0.010m的空动动作，将计算允许临界转速Nr7500rpm，需要将允许临界转速降低到例如1200rpm左右，实际允许临界转速Na3降低到7500rpm－1200rpm=6300rpm（参照图11的较长的下方向箭头）。

如果进一步增加α，则姿势进一步恶化，需要使实际允许临界转速更急剧地降低。例如，如果增加到空动位移量S4且使α增加到α4，则需要将实际允许临界转速降低到3500rpm左右，实际允许临界转速Na4降低到7500rpm－3500rpm=4000rpm。因此，如果横轴的空动位移量从S1变化到S4，则α从α1变化到α4，实际允许临界转速Na的特性如图11粗实线所示在上凸从7500rpm变化到4000rpm。

需要说明的是，图11所示的假想升程量是指在各空动位移量的状态下，假定推想到从气门停止（空动）状态转为气门动作时的第一进气门的升程量，换言之，成为进行气门动作的第二进气门的升程量。

如上所述，如果根据空动位移量，按照图11的粗实线那样使实际允许临界转速Na变化，则即使在任意空动位移量的情况下，都能够防止第一摆臂6自液压间隙调节器10a的前端头部27b的横向偏移或由此引起的抵接部的偏磨损、摆臂的脱落等异常举动。

另外，不是气门停止（空动）时的通常内燃机允许旋转用图11的Nb表示。其恒定为例如7750rpm，将其称为内燃机基本临界转速。

确定该Nb的主要因素有排气气门侧的气门装置的允许转速，或者由活塞烧结临界确定的允许转速等各种，该Nb可以被称为各个内燃机本身所具有的固有的允许转速。

即，如果全部内燃机气门不是气门停止方式，则该Nb确定内燃机的允许转速，但如果一部分内燃机气门为气门停止方式，则内燃机允许转速基于所述实际允许临界转速Na特性确定，受到空动位移量S的影响。

图12表示设定内燃机转速的旋转临界N1的控制流程图。

首先，在步骤S1中，检测所述控制轴21的旋转角度θ，求出与之对应的实际气门升程量L，并且读入所述液压开关48的输出信号。

接着，在步骤S2中，检测从所述液压开关48输出的信号为接通还是切断。

在来自液压开关48的输出信号为接通的情况下，判断为气门停止方式而进入步骤S3。在该步骤S3中，利用图11的Na特性求出作为气门停止方式的实际允许临界转速。具体而言，求出来自控制轴的旋转角度θ的动作侧的实际升程L，停止侧以L为假想升程求出空动位移量S，并利用图11的Na特性运算出与该位移量S对应的实际允许临界转速Na。

然后，在步骤S4中，将所述Na设定为旋转临界N1。

在所述步骤S2中，在从液压开关48检测到切断信号的情况下，判断为气门动作方式而进入步骤S5，但在液压开关48从接通变为切断后未经过规定时间ΔT的情况下，实际上存在是气门停止方式的可能性而进入步骤S3，但在经过ΔT的情况下进入步骤S6。

在步骤S6中，判断为气门动作，将通常的内燃机允许旋转Nb设定为旋转临界N1。

在此，在步骤S5中，在液压开关48输出切断信号的情况下，在该液压开关48从接通变为切断后未经过规定时间ΔT的情况下，由于达到液压峰值的上升延迟或气门停止机构的动作延迟等而实际上存在是气门停止方式的可能性，从而进入步骤S3，这由于总是Na＜Nb，因此，考虑到安全方面，将较低的Na设为旋转临界N1（只要将ΔT设定为0.1～0.5秒左右即可）。

以上，使用图12说明了设定旋转临界N1的流程图，但在图13中表示实际上控制为旋转临界N1时的旋转限制控制流程图。

图13所示的流程图例如在图12的步骤S4中，从将Na设定为旋转临界N1的点开始实质的控制。

在图13的步骤S11中，将第一进气门作为气门停止（单气门停止），设定成N1=Na，即与图12的步骤S4对应。

在此，图14表示稳定运转状态下的控制图，但在例如图13的步骤S11的时刻成为点A（单气门升程量L4、单气门停止空动量S4）的状态。在该点A，转速成为Nm4，该转速作为空动量S4，在稳定控制图上成为最高的转速。由于Nm4＜Na4（=N1），因此，该转速Nm4本身也可以处于实际允许临界转速Na4内，不存在问题。即，如果是稳定运转，则不会产生所述不规则举动。

但是，如果由于快速加速而油门开度η、内燃机转速N快速增加，则在保持空动状态下成为高速旋转，存在短暂地超过N1的可能性。于是，根据图13的旋转限制控制流程图，可避免该问题。

在图13的步骤S12中，读入油门开度η、内燃机转速N等当前的运转状态。

接着，在步骤S13中，检测油门开度η的增大、内燃机转速N的增大，判断是否为加速状态。在判断为不是加速状态的情况下返回，在判断为加速状态的情况下进入步骤S14。

而且，在步骤S14中，判断内燃机转速N是否超过N1－ΔN1。在此，ΔN1取例如100rpm的较小的转速。在判断为内燃机转速N未超过N1－ΔN1的情况下返回，但在判断为N超过N1－ΔN1的情况下，如果保持该状态，则有可能超过N1。

于是，在判断为N＞N1－ΔN1的情况下进入步骤S15，在此，通过进行燃料切断控制而中止燃烧扭矩的产生。即，通过该燃料切断，限制内燃机转速。需要说明的是，即使不进行燃料切断，也可以通过燃料喷射量减少某程度地限制内燃机转速。

然后，在步骤S16中，再次判断转速N是否超过N1－ΔN1，在未超过的情况下返回，但在超过的情况下判断为内燃机转速限制不充分而进入步骤S17。

在该步骤S17中，此次产生再生制动，由此可靠地对内燃机转速N作用制动。是因为例如在下坡等情况下，内燃机转速难以降低。

然后，在步骤S18中，判断内燃机转速N是否成为旋转临界N1（=允许临界转速Na）以下（“是”），在判断为成为旋转临界N1以下的情况下返回。

在此，如果还判断为比N1高（“否“）的情况下进入步骤S19，进行增大再生制动的控制，且在步骤S18中再次确认转速N成为旋转临界N1（=实际允许临界转速Na）以下，并返回。

这样，可以根据需要反复进行该再生制动增大循环，限制在旋转临界N1内。

需要说明的是，在通常的情况下，只通过燃料切断就可充分限制内燃机转速，但在快速下坡中这种再生制动也是有效的，另外，如果并用摩擦制动，则能够进一步加快转速限制。

另一方面，即使仅是燃料切断，在快速下坡的情况下，如果将内燃机从车轮驱动系分开，即使不采用制动，也能够迅速地进行旋转限制。

需要说明的是，图13表示在单气门停止状态下设定成N1时的流程图，在该流程图的中途，在两进气门3,3均切换成动作的情况下，基于图12的流程图识别两气门动作，之后在图12的步骤S6变更为N1=Nb。

之后的限制在旋转临界N1内的流程图与图13所示的内容一样，在图13的步骤S11中，仅设定N1=Nb，也同样能够限制在旋转临界N1内。

图13表示了从单气门升程量L4、单气门停止状态（空动位移量S4）下的稳定状态最高转速Nm4（图11的点A）向通常的内燃机基本临界转速Nb（点B）加速的例子，但也可以从其它单气门升程量向通常的内燃机基本临界转速Nb（点B）加速。在全域中，这些稳定迈普（map）上的最高转速Nm1～Nm4比实际允许临界转速Na1～Na4小，在稳定运转的量方面存在富余，可以实现作为本发明目的的防止空动动作中的不规则举动的产生。

在从图11的Nm1～Nm3加速的情况下，相对实际允许临界转速Na1～Na3的转速富余对Nm4、Na4的情况而言扩大，因此，超高速旋转引起的不规则举动产生的危险性处于变小的方向。

图13的流程图内所示的所述再生制动可以通过经由曲轴和皮带等进行同步旋转的发电机用电动马达等容易地实现。

利用曲轴的电动马达旋转力可以发电，此时产生再生制动。在图13的步骤S17、S19中要使再生制动作用时，为了增大该发电量，只要进行电动马达用中原来具备的逆变器等控制即可。这种再生制动的优点在于，可以通过发电进行蓄电池充电等，可以将该充电能量在其它方面作为车辆驱动或内燃机启动中的能量来使用，由此可降低车辆整体的耗油量。

作为其它制动机构，有通常的车轮的摩擦制动等，为了输出制动力，需要液压能量，此时，由于摩擦使能量损耗，因此，车辆的耗油量恶化。

需要说明的是，对图14的记载内容补充说明如下。该图14表示本实施方式的稳定运转状态下的升程量控制图，虚线表示在进气门的单气门停止下的运转侧进气门（第二进气门）的升程量迈普，而实线表示在第一、第二进气门的两气门动作状态下的两进气升程量迈普。

表示单气门L1的虚线及与此相比旋转及扭矩小的一侧由单气门L1控制。表示单气门L2的虚线由单气门L2控制。表示单气门L1的虚线和表示单气门L2的虚线之间以单气门状态从L1连续地控制到L2。表示单气门L3的虚线由单气门L3控制。表示单气门L2的虚线和表示单气门L3的虚线之间以单气门状态从L2连续地控制到L3。表示单气门L4的虚线由单气门L4控制。表示单气门L3的虚线和表示单气门L4的虚线之间以单气门状态从L3连续地控制到L4。

即，由于在内燃机扭矩、转速较低的区域重视耗油量，因此，通过进气门的单气门动作引起的气体流动可改善燃烧。进而，根据扭矩、转速的增加，维持节气门较大开度且提高运转气门的升程量，从而抑制泵损耗且提高输出。通过这些燃烧改善、泵损耗抑制，可降低耗油量。

从表示单气门L4的虚线起旋转、扭矩稍大的一侧实线表示两气门L4的线。通过该线，旋转、扭矩大的一侧总是大升程的L4且两气门动作。即，通过大升程且两气门动作而产生充分的扭矩。

需要说明的是，在内燃机启动之后或比较地冷机（冷機）时等，也可以保持其它升程量控制迈普。例如，在图14中，低旋转的升程量L1～L2的范围也可以不是单气门停止而设为两气门动作，提高进气填充效率（扭矩），能够提高运转性能。

〔第二实施方式〕

图15表示第二实施方式的气门停止机构11的空动位移量S的各个特性。

即，在该实施方式中同样地提高（式1）F=F0+K×S中的F0和K。其结果，在整个S区域实际允许临界转速Na的特性得以提高。因此，在稳定迈普上的相对于最高转速Nm的实际允许临界转速Na的富余转速（两者之差）最小的空动L4上的（Na4－Nm4）增大。

因此，通过该富余转速的增加，空动动作中的过渡时的超限运转（保持单气门停止状态超过实际允许内燃机转速Na）引起的空动不规则举动产生的危险性降低。

需要说明的是，在此，空动量为S3时的实际允许临界转速Na3与内燃机基本临界转速Nb大致一致，因此，在空动位移量为S1～S3的范围内，旋转临界N1不是变高的实际允许临界转速Na，而成为内燃机基本临界转速Nb。因此，能够避免超过内燃机基本临界转速Nb而内燃机进行超高速旋转（超限运转），也可避免烧结等内燃机本身的故障。

〔第三实施方式〕

图16表示第三实施方式的气门停止机构11的空动位移量S的各个特性。

本实施方式对第一实施方式进一步降低（式1）F=F0+K×S中的F0，对第二实施方式进一步提高K。由此，越是空动位移量S小的区域，实际允许内燃机转速Na越降低，越是空动位移量S大的区域，实际允许内燃机转速Na越增加。其结果，如图16所示，实际允许内燃机转速Na的特性成为稍微右上方的上凸形状。

由此，在空动位移量S1、S2下的内燃机转速Na1、Na2变低，即在成为单气门L1～L2升程的常用低负荷域，空动弹簧35的弹簧负载相对性地变低，即空动动作引起的摩擦损耗（摩擦）变小，从而有利于耗油量。

在空动位移量为S2和S3之间，实际允许内燃机转速Na与内燃机基本临界转速Nb一致，然后，上升到超过S3的附近，然后朝向空动位移量S4稍微减少，但该S4中的内燃机转速Na4与内燃机基本临界转速Nb大致一致。

因此，在空动位移量S4下的富余转速（Na4－Nm4）变得非常大，能够更加可靠地避免空动动作中的过渡时的超限运转（保持单气门停止状态下超过实际允许内燃机转速Na）引起的空动不规则举动产生。

〔第四实施方式〕

图17表示第四实施方式，基本结构与第一实施方式相同，将包含各所述摆动凸轮7,7的可变升程机构整体以与各所述实施方式反向的方式镜像配置。

由此，摆动凸轮7构成为通过按照图中顺时针方向进行摆动升程，使摆臂6,6、进气门3,3进行打开气门升程。

在该实施方式中，与第一实施方式的图9所示的结构相比，摆动凸轮7的摆动升程方向与第一液压间隙调节器10a的空动方向成为同方向，因此，摆动凸轮7的凸轮尖部和摆臂6在动作中不易干扰。

另外，由于摆动凸轮7与摆臂6的滚子14的接点靠近第一液压间隙调节器10a侧，正好挤压摆臂6的中央附近，因此，第一液压间隙调节器10a与摆臂6的抵接性良好，横向偏移现象得以改善，因此，能够提高空动动作时的实际允许临界转速Na本身。

〔工业实用性〕

在各所述实施方式中，表示了前述的气门停止机构设于成为摆臂支点的液压间隙调节器，且使该液压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安装使用铁系材料的轴环，使间隙调节器在该轴环内滑动。于是，在气缸盖1为铝或镁那样的材料的情况下均可提高耐磨损性。

另外，在各所述实施方式中，表示了进气门3,3的两个气门中使一进气门3做空动，由此进行气门停止的所谓的单气门停止机构，在将可变升程机构与该单气门停止机构组合时，根据其一进气门3的空动量，限制内燃机的最高转速的可变气门系统，但不限于此。

即，也可适用于如下可变气门系统：例如，根据JP特开2007－100585号公报所示的运转条件，使特定的一部分气缸的进气门3,3的两个气门（或/和排气门的两个气门）双方均做空动，由此进行气门停止（气缸休止），使剩余气缸的进气门3,3的两个气门（或/及和气门的两个气门）双方均进行动作的所谓的气缸休止机构（可变气缸机构），使可变升程机构与该气缸休止机构组合。

在该情况下，例如如果根据特定一部分气缸的进气门的两个气门（或/和排气门的两个气门）的空动位移量，限制内燃机的最高转速，则能够得到同样的效果。另外，在该情况下，在进气门和排气门两者均进行空动的运转区域，通过基于实际允许临界转速Na较低的一方，限制内燃机的最高转速，可避免进气门和排气门的双方做空动动作中的所述不规则举动。

另外，作为可变升程机构，表示了使进气门的气门升程量连续变化的例子，但也可以是使气门升程量步骤性地变化的机构。例如，在第一实施方式中，也可以为选择性地变换使控制轴21的旋转角度θ向大升程方向进行最大限度旋转的角度（最大升程量）和使控制轴21的旋转角度θ向小升程方向进行最大限旋转的角度（最小升程量）的可变机构。

另外，作为升程的可变原理，也可以为不变化摆动凸轮7的姿势，而在两凸轮的基圆区间中向轴向移动小升程凸轮和大升程凸轮，切换按下摆臂的凸轮的类型（例如参照JP特表2011－524482号公报）等。即，可变升程机构可以适用于各种类型。

另外，表示了做空动的气门停止机构11内置于作为支承部件的第一液压间隙调节器10a的实施方式，但也可以是内置于作为其它支承部件的摆臂6侧的方式（参照JP特表2009－503345号公报）等。在这种方式中，只要所述不规则举动产生的临界转速根据空动量变化的机构的姿势变化而变化，都可以适用。

如以上所述，在不脱离本发明宗旨的范围内具体的方式不受限定。

下面，对从所述实施方式掌握的所述权利要求书以外的发明的技术思想进行说明。

〔发明a〕如第一方面发明所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

随着所述气门停止机构的空动位移量增加，利用所述内燃机转速限制机构降低内燃机的最高转速。

根据本发明，通过增加空动位移量，即使气门停止机构的姿势受到的不合理的限制，也能够抑制零件脱落、偏磨损等不规则举动、异常现象。

〔发明b〕如发明a所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

在所述可变升程机构的升程可变范围的整个区域，所述气门停止机构做空动时基于所述内燃机转速限制机构的内燃机最高转速低于不做空动时基于所述内燃机转速限制机构的内燃机最高转速。

根据本发明，由于能够较低地设定恢复空动的回位弹簧的弹簧负载，因此，能够降低气门停止时的空动动作所产生的气门系摩擦力。

〔发明c〕如第一方面发明所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

在所述可变升程机构的升程可变范围内的规定范围内，所述气门停止机构做空动时基于所述内燃机转速限制机构的最高转速与所述气门停止机构的全部不做空动且所述内燃机气门进行开闭动作时基于所述内燃机转速限制机构的最高转速大致相同，

在所述可变升程机构的升程可变范围内的除所述规定范围之外的区域，所述气门停止机构做空动时基于所述内燃机转速限制机构的最高转速低于所述气门停止机构的全部不做空动且进行气门动作时基于所述内燃机转速限制机构的最高转速。

根据本发明，能够避免超高速旋转引起的内燃机本身的故障，并且能够将所述气门停止机构做空动时基于所述内燃机转速限制机构的内燃机最高转速确保为较高。

〔发明d〕如第一方面发明所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述内燃机转速限制机构通过产生使内燃机的旋转力利用摩擦衰减的摩擦制动，来限制内燃机转速。

〔发明e〕如第一方面发明所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述内燃机转速限制机构通过产生将内燃机旋转能量利用电动马达的发电作用再生成电能而对内燃机旋转作用制动力的再生制动，来限制内燃机转速。

根据本发明，在限制最高内燃机转速时，能够对蓄电池充电再生的电能，从而谋求车辆整体的耗油量的降低。

〔发明f〕如发明e所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述再生制动通过控制与内燃机同步旋转的交流发电机用马达而产生。

根据本发明，不追加新的马达，仅通过控制就可以容易地产生再生能量。

〔发明g〕如第一方面发明所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述内燃机转速限制机构包括限制对内燃机喷射燃料的控制装置。

〔发明h〕如第一方面发明所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述支承部件由液压间隙调节器构成。

〔发明i〕如发明h所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述气门停止机构具有能够移动地保持所述支承部件的保持孔和向所述摆臂方向对所述支承部件施力的弹簧，

还具有切换相对所述保持孔固定所述支承部件的固定状态和相对所述保持孔能够移动所述支承部件的非固定状态的切换装置。

〔发明j〕如发明h所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述空动位移量根据所述气门停止机构在空动动作时所述可变升程机构所使用的控制轴的旋转角度计算得到。

根据本发明，由于使用原有的旋转角传感器，因此无需追加用于检测空动位移量的另一个传感器，因此可抑制成本上升。

〔发明k〕如第一方面发明所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

在所述内燃机气门的气门停止状态下，在油门开度或内燃机转速的上升时利用所述内燃机转速限制机构限制内燃机转速。

例如，在车辆的快速加速度时，利用内燃机转速限制机构抑制内燃机过度旋转，由此可抑制空动引起的摆臂的脱落等不规则举动。

〔发明l〕如第一方面发明所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述内燃机转速限制机构具有根据所述空动位移量确定内燃机的最高转速的限制的控制迈普，

在所述气门停止机构的空动动作时，将根据所述控制迈普算出的实际允许转速用于内燃机的最高转速的限制。

〔发明m〕如第一方面发明所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

在以相对于所述空动位移量的增加而使所述实际允许转速减少的方式设定的所述控制迈普中，

在所述气门停止机构处于气门停止状态且直到空动位移量达到规定值为止，基于所述内燃机转速限制机构的内燃机最高转速与所述气门停止机构的全部不做空动而进行气门开闭动作时基于所述内燃机转速限制机构的内燃机最高转速大致相同，

当空动位移量在规定值以上时，基于所述内燃机转速限制机构的内燃机最高转速设定为所述实际允许转速。

〔发明n〕如第一方面发明所记载的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

在以相对于所述空动位移量的增加而使所述实际允许转速增加的方式设定的所述控制迈普中，

在所述气门停止机构处于气门停止状态且直到空动位移量达到规定值为止，所述气门停止机构做空动时基于所述内燃机转速限制机构的内燃机最高转速设定为所述实际允许转速，并且，

当空动位移量在规定值以上时，基于所述内燃机转速限制机构的内燃机最高转速与所述气门停止机构的全部不做空动而进行气门动作时基于所述内燃机转速限制机构的内燃机最高转速大致相同。

〔发明o〕如第一方面发明所记载的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

在检测到所述气门停止机构的从气门停止状态转为气门动作状态之后的规定时间，基于所述内燃机转速限制机构的内燃机最高转速设定为所述实际允许转速。

〔发明p〕如第二方面发明所记载的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述电子控制器具有具备运算装置，该运算装置包括输入所述空动位移量的输入部和输出内燃机的最高转速的限制值的输出部。

〔发明q〕如第三方面发明所记载的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述空动位移量的信息根据所述气门停止机构的动作状态及所述可变升程机构的控制位置来检测。

〔发明r〕一种内燃机的可变气门系统，其特征在于，具备：

多个内燃机气门、

经由支承部件使各所述内燃机气门进行开闭动作并且使所述内燃机气门的气门升程量可变的可变升程机构、

设于多个所述内燃机气门中的一部分的内燃机气门侧且通过使所述支承部件做空动而停止所述一部分内燃机气门的开闭动作的气门停止机构，还设置有内燃机转速限制机构，该内燃机转速限制机构根据所述气门停止机构的空动位移量限制变更内燃机的最高转速。

根据本发明，与第一方面发明一样，通过在气门停止中根据气门停止机构的空动的行程量限制内燃机最高转速，从而能够避免气门机构的脱落等不规则举动。

Claims (10)

1.一种内燃机的可变气门系统，其特征在于，具备：

每一个气缸设置的多个内燃机气门、

通过以支承部件为支点进行摆动运动而使各所述内燃机气门进行开闭动作的摆臂、

使该摆臂摆动且使所述内燃机气门的气门升程量可变的可变升程机构、

设于多个所述内燃机气门中至少一部分的内燃机气门侧且通过使所述支承部件进行空动而停止至少所述一部分的内燃机气门的开闭动作的气门停止机构，

还设置有内燃机转速限制机构，该内燃机转速限制机构根据所述气门停止机构的空动位移量限制变更内燃机的最高转速。

2.如权利要求1所述的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

随着所述气门停止机构的空动位移量增加，利用所述内燃机转速限制机构降低内燃机的最高转速。

3.如权利要求2所述的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

在所述可变升程机构的升程可变范围的整个区域，所述气门停止机构做空动时基于所述内燃机转速限制机构的内燃机最高转速低于不做空动时基于所述内燃机转速限制机构的内燃机最高转速。

4.如权利要求1所述的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

在所述可变升程机构的升程可变范围内的规定范围内，所述气门停止机构做空动时基于所述内燃机转速限制机构的最高转速与所述气门停止机构的全部不做空动且所述内燃机气门进行开闭动作时基于所述内燃机转速限制机构的最高转速大致相同，

在所述可变升程机构的升程可变范围内的除所述规定范围之外的区域，所述气门停止机构做空动时基于所述内燃机转速限制机构的最高转速低于所述气门停止机构的全部不做空动且进行气门动作时基于所述内燃机转速限制机构的最高转速。

5.如权利要求1所述的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述内燃机转速限制机构通过产生使内燃机的旋转力利用摩擦衰减的摩擦制动，来限制内燃机转速。

6.如权利要求1所述的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述内燃机转速限制机构通过产生将内燃机旋转能量利用电动马达的发电作用再生成电能而对内燃机旋转作用制动力的再生制动，来限制内燃机转速。

7.如权利要求1所述的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述内燃机转速限制机构包括限制对内燃机喷射燃料的控制装置。

8.如权利要求1所述的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述支承部件由液压间隙调节器构成。

9.如权利要求8所述的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述气门停止机构具有能够移动地保持所述支承部件的保持孔和向所述摆臂方向对所述支承部件施力的弹簧，

还具有切换相对所述保持孔固定所述支承部件的固定状态和相对所述保持孔能够移动所述支承部件的非固定状态的切换装置。

10.如权利要求8所述的内燃机的可变气门系统，其特征在于，

所述空动位移量根据所述气门停止机构在空动动作时所述可变升程机构所使用的控制轴的旋转角度计算得到。