CN104929721A - 内燃机的可变气门装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种内燃机的可变气门装置，例如实现冷机起动时的燃烧的改善并实现废气排放性能的提高。具有：使进气门(1、1)的工作角可变的进气VVL(3)；使排气门(2、2)的工作角可变的排气VVL(4)。进气VVL在通过第1电磁切换阀(20)没有作为转换驱动力的来自油泵(19)的排出液压作用的情况下，通过小升程凸轮(8)的凸轮轮廓将各进气门机械地保持在最小工作角、最小升程这一侧，排气VVL在通过第2电磁切换阀(47)没有来自所述油泵的排出液压作用的情况下，沿着大升程凸轮(31)的凸轮轮廓，将排气门机械地保持在大工作角、大升程这一侧。

Description

内燃机的可变气门装置

技术领域

本发明涉及提高例如汽车用内燃机的冷机起动时的燃烧性来实现燃烧效率的改善的内燃机的可变气门装置。

背景技术

作为以往的内燃机的可变气门装置，公知有以下的专利文献1记载的发明。

该可变气门装置具有：使进气门的工作角可变的进气工作角可变机构；使排气门的工作角可变的排气工作角可变机构。

所述进气工作角可变机构是在例如发动机停止时等没有转换驱动力即液压作用的情况下，机械地将进气门控制到小工作角这一侧，排气工作角可变机构也是在没有转换驱动力即液压作用的情况下，机械地将排气门控制到小工作角这一侧。

【现有技术文献】

【专利文献】

【专利文献1】汽车技术(自動車技術)Vo143，No8，P14～P19，1989年发行

但是，该以往的可变气门装置是在发动机停止时，机械地将进气门和排气门双方控制到小工作角，从而发动机起动初期(包含，发动机起动)也将进气门和排气门双方控制到小工作角。

这里，考虑到发动机的起动初期的燃烧周期时，超过活塞的排气上止点地向进气行程过渡，活塞开始下降时，由于排气门提早关闭，所以开始将来自排气端口这一侧的高温的燃烧气体(高温EGR气体)反向导入缸内(燃烧室内)。由此，缸内难以加热，燃烧变得不稳定，并且HC等的废气排放大量地发生。

发明内容

本发明是鉴于所述以往的技术课题而研发的，提供一种内燃机的可变气门装置，进气工作角可变机构将进气门机械地控制在小工作角这一侧，排气工作角可变机构将排气门机械地控制在大工作角这一侧，由此实现燃烧的改善和燃烧效率的提高。

技术方案1记载的发明是一种内燃机的可变气门装置，其特征在于，具有：进气工作角可变机构，使进气门的工作角可变；排气工作角可变机构，使排气门的工作角可变，

所述进气工作角可变机构是在没有转换驱动力作用的情况下，将进气门机械地保持在小工作角这一侧，而所述排气工作角可变机构是在没有转换驱动力作用的情况下，将排气门机械地保持在大工作角这一侧。

本发明是从起动初期开始，进气门机械地稳定于小工作角，排气门机械地稳定于大工作角(默认气门正时)，超过活塞的排气上止点，进入进气行程，活塞开始下降，排气门也不会马上关闭，从而在从排气上止点到排气门闭时期的较长期间(第1期间)，从排气端口这一侧经由排气门使高温的燃烧气体(高温EGR气体)直接大量地向缸内逆流。

另一方面，此时，进气门被保持在小工作角，从进气门的开时期到排气上止点的期间(第2期间)较短，因此，在该第2期间中，排气行程后半程的高温燃烧气体(高温EGR气体)经由进气门一次返回冷的进气端口、进气管这一侧，由此，能够减少冷的燃烧气体(低温EGR气体)在下一次的进气行程中再被导入缸内的量。

像这样，能够小地抑制被导入缸内的EGR气体中的、所述第2期间的低温EGR气体的比例，并且能够增大所述第1期间的高温EGR气体的比例。

另外，由于进气门被保持在小工作角，所以进气门闭时期提前到进气下止点附近，能够提高有效压缩比，这也有助于燃烧稳定化。

根据这些能够增大高温EGR气体的比例的效果和提高有效压缩比的效果，还能够得到使起动燃烧稳定的同时减少HC等的废气排放的效果。

而且，由于是排气门大工作角，排气门开时期较早，燃烧气体的温度未充分降低地排出到排气系统，所以能够有效地加热催化剂，能够促进催化剂的活性化，从这方面来说，也能够减少废气排放。

这里，从发动机起动及起动的初期开始，成为进气门小工作角、排气门大工作角，从而从恰好起动燃烧初期开始就能够可靠地得到前述的一系列的效果。

而且，在发生电气系统的断线等的故障的情况下，在前述的默认气门正时机械地稳定，在该故障时，也具有同样的起动燃烧稳定效果或排放降低效果，即，也具有机械故障安全功能。

发明的效果

根据本发明，例如能够实现冷机起动时的燃烧的改善并实现废气排放性能的提高。

附图说明

图1是本发明的第1实施方式的内燃机的可变气门装置的概要图。

图2A和B中，A是进气侧升程可变机构(进气VVL)的小升程控制时的工作说明图，B是该机构的大升程控制时的工作说明图。

图3A和B中，A是排气侧升程可变机构(排气VVL)的小升程控制时的工作说明图，B是该机构的大升程控制时的工作说明图。

图4是本实施方式的各升程可变机构对进气门和排气门的气门升程特性图。

图5是本实施方式的控制器的控制流程图。

图6A和B是表示第2实施方式中的排气侧(进气侧)所使用的相位可变机构的沿图7的A-A线的剖视图。

图7是本实施方式的相位可变机构的纵剖视图。

图8是本实施方式的进气门和排气门的气门升程特性图。

图9是本实施方式的控制器的控制流程图。

图10是第3实施方式的可变气门装置的概要图。

图11A和B是本实施方式的进气VEL的工作说明图，A表示进气门的最小升程状态，B表示最大升程状态。

图12A和B表示本实施方式的电动执行机构的工作状态，A表示将进气门控制到最小升程的工作状态，B表示将进气门控制到最大升程的工作状态。

图13是本实施方式的进气门和排气门的气门升程特性图。

图14是本实施方式的控制器的控制流程图。

具体实施方式

以下，基于附图详细说明本发明的内燃机的可变气门装置的各实施方式。在各实施方式中，示出了适用于汽油规格的4冲程多气缸内燃机的情况。

〔第1实施方式〕

图1表示第1实施方式的可变气门装置，进气侧和排气侧每1气缸分别具有2个进气门1、1和排气门2、2。

在所述各进气门1、1和各排气门2、2上设置有与发动机状态相应地对该各吸排气门1、1、2、2阶段性地可变控制各自的工作角和气门升程量的进气工作角可变机构即进气VVL3和排气工作角可变机构即排气VVL4。

首先，关于进气VVL3进行说明，如图1及图2所示，该进气VVL3具有：大升程用的卵型的大升程凸轮7，被一体地固定在进气凸轮轴5(排气凸轮轴6)上，并被配置在各气缸的中央；小升程用的小升程凸轮8、8，被设置在该大升程凸轮7的两侧；一体的主摇臂10，能够自由摆动地被支承在摇臂轴9上，在与所述两小升程凸轮8、8对应的位置配置有一对从动部10a、10a，该从动部10a、10a的各前端部的下端与所述两进气门1、1(各排气门2、2)的杆端抵接；能够空转的子摇臂11，在与所述大升程凸轮7对应的位置设置有从动部11a；空转机构12，被设置在该子摇臂11内，向所述大升程凸轮7这一侧对该子摇臂11施力；连杆部件14，能够自由摆动地被支承在固定于主摇臂10上的支轴13，通过与所述子摇臂11的下端部11b卡脱，使该子摇臂11和主摇臂10同步连动，或者解除连动；使该连杆部件14卡脱工作的液压柱塞15及被设置在主摇臂10内的复位弹簧16。

所述子摇臂11通过设置在主摇臂10的后端部的支承轴23能够自由摆动地被支承。

所述空转机构12由以下部件构成：柱塞25，形成在子摇臂11的下部内，并与形成在所述主摇臂10的中央下部的凸部10b抵接；空转弹簧24，对该柱塞25向凸部10b方向施力。而且，所述连杆部件14相对于子摇臂11的下端阶梯部11b的卡合被解除的情况下，借助所述柱塞25和空转弹簧24，子摇臂11空转。

来自图1所示的油泵19的液压(转换工作力)经由第1电磁切换阀20被给排到形成在后端侧的油室17，而使所述液压柱塞15进退移动。

即，在油室17中，沿所述摇臂轴9的内部轴向或经由形成在主摇臂10内的液压通路18a、18b等给排液压，所述第1电磁切换阀20如图1所示地切换所述液压通路18a、18b与排放通道21或油泵19的排出通路19a之间的导通。

因此，液压柱塞15是在将接通信号输出(通电)到第1电磁切换阀20，从油泵19向所述油室17供给液压时，如图2B所示，进出移动，所述连杆部件14的前端部与所述阶梯部11b卡合。由此，各进气门1、1通过子摇臂11的摆动，借助主摇臂10沿着大升程凸轮7的凸轮轮廓被控制到图4的LI2所示的大升程。

另一方面，断开信号输出(非通电)到第1电磁切换阀20，向油室17没有泵液压的供给的情况下，如图2A所示，液压柱塞15通过所述复位弹簧16的弹力而后退移动，所述连杆部件14的前端部从所述阶梯部11b脱离，卡合被解除。由此，子摇臂11因空转机构12成为空转状态，从而各进气门1、1通过主摇臂10沿着两小升程凸轮8、8的两者相同形状的凸轮轮廓被控制成图4的LI1所示的小升程。

这里，考虑到发动机停止等的没有产生所述油泵19的液压(转换驱动力)的情况时，无论所述第1电磁切换阀20的断开位置还是接通位置，各进气门1、1都机械地稳定于小升程控制(将其称为默认位置)。也就是说，各进气门1、1的小升程工作成为默认方式。

〔排气VVL〕

以下，所述排气VVL4如上所述地与进气VVL3的基本结构相同，但液压相对于液压柱塞的作用方向不同，在图1及图3中，变更了对应的构成部件的附图标记地进行说明。

具有：大升程用的大升程凸轮31，被一体地固定在沿发动机前后方向延伸的所述排气凸轮轴6上，并被配置在气缸的中央；小升程用的小升程凸轮32、32，被设置在该大升程凸轮31的两侧；一体的主摇臂34，能够自由摆动地被支承在摇臂轴33上，在与所述两小升程凸轮32、32对应的位置配置有一对从动部34a、34a，该从动部34a、34a的各前端部的下端与所述两排气门2、2的杆端抵接；能够空转的子摇臂35，被设置在与所述大升程凸轮31对应的位置；空转机构36，被设置在该子摇臂35内，对该子摇臂35的从动部35a向所述大升程凸轮31这一侧施力；连杆部件38，能够自由摆动地被支承在固定于主摇臂34上的支轴41，通过与所述子摇臂35的下端部的阶梯部35a卡脱，使该子摇臂35和主摇臂34同步连动，或者解除连动；使该连杆部件38卡脱工作的液压柱塞39及被设置在主摇臂34内的复位弹簧40。

所述子摇臂35通过设置在主摇臂34的后端部的支承轴41能够自由摆动地被支承。

所述空转机构36由以下部件构成：与主摇臂凸部34b抵接的柱塞42；对该柱塞42向该凸部34b方向施力的空转弹簧43。

来自所述油泵19的液压(转换工作力)经由第2电磁切换阀47被供给到形成在前端侧外周的油室44，由此使所述液压柱塞39后退移动，第2电磁切换阀47被断开(非通电)，没有来自油泵19的液压的供给的情况下，通过被弹性安装在内部的盘簧46的弹力而进出移动。

即，在所述油室44中，沿所述摇臂轴33的内部轴向或经由形成在主摇臂34内的液压通路45a、45b等给排液压，所述第2电磁切换阀47如图1所示地切换所述液压通路45a、45b与排放通道48或油泵19的排出通路19a之间的导通。

因此，第2电磁切换阀47被接通(通电)，从油泵19向所述油室17供给液压时，如图3A所示，液压柱塞39抵抗盘簧46的弹力而后退移动，所述连杆部件38的前端部从所述阶梯部35a脱离，卡合被解除。由此，子摇臂35通过空转机构36成为空转状态，从而各排气门2、2通过主摇臂34沿着两小升程凸轮32、32的两者相同形状的凸轮轮廓被控制成图4的LE1所示的小升程。

另一方面，断开信号输出(非通电)到第2电磁切换阀47，从油泵19向所述油室44没有液压供给时，如图3B所示，所述液压柱塞39因盘簧46的弹力而进出移动，推压所述连杆部件38的下端部，使该连杆部件38的前端部与所述阶梯部35a卡合。由此，各排气门2、2通过子摇臂35的摆动，借助主摇臂34沿着大升程凸轮31的凸轮轮廓被控制成图4的LE2所示的大升程。

这里，如上所述，发动机停止等没有产生所述油泵19的液压的情况下，无论所述第2电磁切换阀47的断开位置还是接通位置，各排气门2、2都机械地稳定于大升程控制(将其称为默认位置)。也就是说，各排气门2、2的大升程工作成为默认方式，与进气VVL3相反。

所述控制器(ECU)22基于未图示的曲轴转角传感器、空气流量计、发动机水温传感器、油温传感器、检测节气门的开度的节气门开度传感器等的各种传感器检测当前的发动机运转状态，接通-断开地向所述第1、第2电磁切换阀20、47输出控制电流。

〔本实施方式的作用效果〕

如上所述，默认方式如图4所示地在各进气门1、1中成为小升程(LI1)、小工作角，在排气门2、2中成为大升程(LE2)、大工作角。因此，在发动机停止时或者在发动机起动时等几乎没有油泵液压产生的状态下，机械地稳定于该默认方式。

该默认气门正时是使容易变得不稳定的起动时(尤其冷机起动的情况)的燃烧稳定，能够得到减少HC等的起动时排放的效果。

而且，在发动机停止时，已经成为该默认气门正时，从而从起动燃烧初期开始就能够获得该效果。

由于各排气门2、2是大工作角DE2(升程LE2)，所以即使跨过活塞的排气上止点地进入进气行程，活塞开始下降，排气门2、2也不会马上关闭，从而在从排气上止点(TDC)到排气门闭时期(EVC2)的较长期间(第1期间即图4中(1)-2所示的期间)，能够将高温的燃烧气体(高温EGR气体)从排气端口这一侧经由排气门2、2直接向缸内大量地逆导入。另一方面，进气门1、1是小工作角(DI1)，从进气门开时期(IVO1)到排气上止点(TDC)的期间(第2期间即图4中(2)-1所示的期间)较短，因此，在该期间中，排气行程后半程的高温燃烧气体(高温EGR气体)经由进气门1、1向冷的进气端口、进气管这一侧返回，由此，冷的燃烧气体(低温EGR气体)在下一进气行程中再被导入缸内的量能够减少。

像这样，能够小地抑制被导入缸内的EGR气体中的、所述第2期间的低温EGR气体的比例的同时，增大所述第1期间的高温EGR气体的比例。

而且，各排气门2、2是大工作角，该排气门2、2的开时期较早(EVO2)，燃烧气体的温度未充分地降低地向排气系统排出，能够有效地加热后流的催化剂，促进催化剂的活性(转化率提高)，从这方面来说，还能够降低废气排放。

另外，各进气门1、1是小工作角DI1(升程LI1)，该进气门1、1的闭时期(IVC1)提前到进气下止点(BDC)附近，能够提高有效压缩比，这也有助于燃烧稳定化。

根据这些能够增大高温EGR气体的比例的效果和提高有效压缩比的效果，使起动燃烧稳定，另外，再加上前述的催化剂的活性促进效果，还能够得到进一步降低HC等的废气排放的效果。

而且，从发动机起动及起动的恰好初期，各进气门1、1成为小工作角，各排气门2、2成为大工作角，从而从恰好起动燃烧初期就能够可靠地得到上述效果。

图5表示所述控制器22的控制流程图，成为还包含发动机停止过渡的流程。

首先，在步骤1中，判别是否是发动机停止条件(钥匙关闭)，判别为是发动机停止条件时，在步骤2中，输出发动机停止(燃料切断)信号，发动机转速(Ne)降低。

随之，油泵19的排出液压降低，无论两升程可变机构3、4的第1、第2电磁切换阀20、47的控制位置如何，都没有转换液压(转换工作力)作用，从而在步骤3中，向所述默认位置(进气门1、1小工作角，排气门2、2大工作角)过渡，因此，机械地稳定。然后，在步骤4中，发动机停止。

而且，然后，在步骤5中，再次判别是否是发动机起动条件(钥匙打开)，判别为是发动机起动条件的情况下，在该发动机状态下，也机械地稳定于该默认位置，但在步骤6中，为了谨慎起见，也可以向两电磁切换阀20、47输出控制到与该默认位置对应的位置的控制信号。这是因为，在下一行程的发动机起动时，泵液压不经意变动，或者存在发动机起动导致的旋转变动的情况下，也具有存在微小的泵液压的同时通过默认位置而获得稳定化的效果(此外，该行程也可以省略)。

然后，在步骤7中，输出发动机起动信号，开始发动机起动时，在步骤8中，判别是否达到规定的发动机起动转速，判别为能够达到完全燃烧的发动机起动转速时，在步骤9中，进行用于起动燃烧的燃料喷射·点火(完全燃烧控制)。

从该起动燃烧的恰好初期，稳定于前述的默认气门正时，从而能够使起动燃烧可靠地稳定，还能够降低起动排放。

然后，在步骤10中，通过计时器判别起动后是否经过了规定时间，判别为经过了规定时间的情况下，旋转变动也稳定，然后，在步骤11中，判别发动机温度T是否为T0以下。这里，判别为没有超过规定温度T0时，返回，但如果超过，则作为暖机结束，向步骤12过渡。

在该步骤12中，向排气VVL4输出使排气门2、2的工作角降低到小工作角LD1(小升程LE1)的信号。这是因为，超过规定温度T0时，考虑到正在进行充分的暖机，在该状态下，相反存在发生由爆燃或预点火这样的高温引起的异常燃烧的可能性。在默认气门正时，将高温EGR气体大量地导入缸内，从而虽然冷机燃烧被改善，但发动机温度上升时，因该高温EGR气体，使前述的异常燃烧变得容易。

因此，使排气门2、2的工作角(升程)减少时，从排气上止点(TDC)到排气门闭时期(EVCl)的第1期间减少(图4中(1)-1所示的期间)，高温的燃烧气体(高温EGR气体)从排气端口这一侧经由排气门2、2直接向缸内逆流的量减少。由此，抑制缸内的过度加热，避免爆燃或预点火这样的异常燃烧。

而且，在步骤13中，判别发动机转速Ne是否达到规定转速N0，判别为达到了规定转速N0时，在步骤14中，实施通过进气VVL3将各进气门1、1转换成大工作角(DI2)的控制。

这是因为，在小工作角的状态下，升程低，进气门1、1的闭时期IVC1为下止点附近，不能确保高转速区域中的填充效率，扭矩/输出被抑制。

因此，将各进气门1、1的工作角扩大到DI2，使升程增加到LI2，延迟到闭时期IVC2，提高填充效率，使扭矩/输出增大。

像这样，扭矩/输出增加时，热负荷也增加，爆燃或预点火这样的异常燃烧相当容易发生。然而，在该进气门1、1的大工作角下，开时期IVO提前。也就是说，从开时期IVO2到排气上止点(TDC)的第2期间扩大，从而再被吸入缸内的低温EGR的比例相对地增加，由此，还具有能够抑制异常燃烧的效果，进而，能够确保高转速区域的扭矩/输出的同时，还能够抑制爆燃或预点火。

此外，前述的默认气门正时的起动时的起动燃烧稳定化或排放降低效果是在各电磁切换阀20、47发生断线等的电气故障的情况下，也具有有效的机械故障安全功能。这是因为，通过断线，向各电磁切换阀20、47始终输出断开信号(非通电)，成为断开位置固定的情况下，或者通过电子控制系异常等误输出接通信号而成为接通位置的情况下，在转换工作力即泵液压几乎未被供给的起动时，也机械地(机械)稳定于前述的默认气门正时，从而能够使起动燃烧稳定，还能够减少废气排放。

〔第2实施方式〕

图6及图7表示本发明的第2实施方式，在第1实施方式的进气VVL3和排气VVL4分别并设有进气相位可变机构即进气VTC49和排气相位可变机构即排气VTC50。这两个VTC49、50形成为大致相同构造。

即，进气VTC49和排气VTC50仅各凸轮轴(驱动轴)相位的转换角θI和θE不同(止挡位置不同)，基本构造相同。因此，以下，基于图6及图7仅说明排气侧VTC50的构造。

所述排气VTC50是所谓的叶片类型的结构，具有：正时链轮51，通过发动机的曲轴被旋转驱动，将该旋转驱动力传递到排气凸轮轴6；叶片部件52，被固定于所述排气凸轮轴6的端部并能够自由旋转地收容在正时链轮51内；液压回路53，通过液压使该叶片部件52正反旋转。

所述正时链轮51由以下部件构成：外壳54，能够自由旋转地收容所述叶片部件52；圆板状的前盖55，封闭该外壳54的前端开口；大致圆板状的后盖56，封闭外壳54的后端开口。这些外壳54及前盖55、后盖56通过4根小径螺栓79从排气凸轮轴6的轴向被一体地紧固固定。

所述外壳54呈开口形成前后两端的圆筒状，在内周面的周向的约90°位置朝向内侧突出设置有4个隔壁即蹄块54a。

该各蹄块54a呈截面大致梯形，在大致中央位置沿轴向贯穿形成有供所述各螺栓37的轴部穿插的4个螺栓插孔54b，并且在各内端面上沿轴向切口形成的保持槽内，嵌合保持有コ形状的密封部件58和将该密封部件58向内侧推压的未图示的板簧。

所述前盖55形成为圆盘板状，中央穿设有较大径的支承孔55a，并且在外周部的与所述各蹄块54a的各螺栓插孔54b对应的位置穿设有未图示的4个螺栓孔。

在所述后盖56的后端侧一体地设置有供所述正时链条啮合的齿轮部56a，并且在大致中央沿轴向贯穿形成有大径的轴承孔56b。

所述叶片部件52具有：中央具有螺栓插孔的圆环状的叶片转子52a；在该叶片转子52a的外周面的周向的大致90°位置一体地设置的4个叶片52b。

所述叶片转子52a的前端侧的小径筒部能够自由旋转地被所述前盖55的支承孔55a支承，而后端侧的小径圆筒部能够自由旋转地被所述后盖56的轴承孔56b支承。

另外，叶片部件52通过从轴向穿插在所述叶片转子52a的螺栓插孔中的固定螺栓57从轴向被固定在排气凸轮轴6的前端部。

所述各叶片52b中的3个形成为较细长的长方体形状，另外1个形成为宽度尺寸大的梯形，所述3个叶片52b各自的宽度尺寸被设定成大致相同，而1个叶片52b的宽度尺寸被设定得比所述3个叶片大，能够取得叶片部件52整体的重量平衡。

另外，各叶片52b被配置在各蹄块54a之间，并且在沿各外表面的轴向形成的细长的保持槽内，分别嵌合保持有与所述外壳54的内周面滑动接触的コ形状的密封部件60及将该密封部件60向外壳54的内周面方向推压的板簧。另外，在各叶片52b的与所述排气凸轮轴6的旋转方向的相反侧的各自的一侧面上，分别形成有大致圆形状的2个凹槽52c。

另外，在该各叶片52b的两侧和各蹄块54a的两侧面之间，分别分隔出4个提前角侧液压室61和迟滞角侧液压室62。

所述液压回路如图7所示地具有对于所述各提前角侧液压室61给排工作油的液压的第1液压通路63、和对于所述各迟滞角侧液压室62给排工作油的液压的第2液压通路64这两系统的液压通路，在该两液压通路63、64中，与所述排出通路19a连通的供给通路65和排放通道66分别经由通路切换用的第3电磁切换阀67被连接。在所述供给通路65中，设置有压送油盘01内的油的单向的油泵19，而排放通道66的下游端与油盘01连通。

所述第1、第2液压通路63、64形成在圆柱状的通路构成部59的内部，该通路构成部59的一端部从所述叶片转子52a的小径筒部被穿插配置在内部的支承孔52d内，而另一端部被连接在所述第3电磁切换阀67。

另外，在所述通路构成部59的一端部的外周面和支承孔52d的内周面之间，嵌合固定有分隔密封各液压通路63、64的一端侧之间的3个环状密封部件70。

所述第1液压通路63具有：油室63a，形成在所述支承孔62d的排气凸轮轴6这一侧的端部；4条分支路63b，以大致辐射状形成在叶片转子52a的内部并连通油室63a和各提前角侧液压室61。

另一方面，第2液压通路64止于通路构成部59的一端部内，并具有：环状室64a，形成在该一端部的外周面上；第2油路64b，以大致L字形状弯折形成在叶片转子52a的内部，并连通所述环状室64a和各迟滞角侧液压室62。

所述第3电磁切换阀67是4端口3位置型，内部的阀体相对地切换控制各液压通路63、64与供给通路65及排放通道66，并且根据来自控制器22的控制信号进行切换工作。

该排气VTC50的第3电磁切换阀67是在没有控制电流作用的情况下，供给通路65被连通于与迟滞角侧液压室62连通的第2液压通路64，排放通道66被连通于与提前角侧液压室61连通的所述第1液压通路63。另外，通过第3电磁切换阀67内的盘簧以机械地成为所述位置的方式形成。

另外，设置有进气VTC49用的第4电磁切换阀68，但与排气VTC50用的前述的第3电磁切换阀67相同，从而省略详细说明。

前述的控制器22与第1实施方式的进气VVL3(第1电磁切换阀20)和排气VVL4(第2电磁切换阀47)所使用的控制器相同，从而在本第2实施方式中，进气、排气VTC49、50(第4、第3电磁切换阀68、67)都使用通用的部件，检测发动机运转状态，并且根据曲轴转角传感器及来自进气、排气各自的驱动轴角度传感器的信号，检测进气、排气各自的正时链轮和进气、排气各自的凸轮轴5、6之间的相对旋转位置。

另外，在进气、排气VTC49、50中，在所述叶片部件52和外壳54之间，设置有对于该外壳54锁定叶片部件52的旋转及解除锁定的锁定机构。该锁定机构被设置在所述宽度尺寸大的1个叶片52b和后盖56之间，并由以下部件构成：滑动用孔72，沿所述叶片52b的内部的排气凸轮轴6的轴向形成；有盖圆筒状的锁定销73，能够自由滑动地设置在该滑动用孔72的内部；锁定孔74a，被设置在所述后盖56所具有的固定孔内固定的截面杯状的卡合孔构成部74，并供所述锁定销73的锥形前端部73a卡脱；弹簧部件76，通过固定在所述滑动用孔72的底面侧的弹簧保持器75被保待，并对锁定销73向卡合孔74a方向施力。

另外，在所述锁定孔74a中，经由未图示的油孔被直接供给所述迟滞角侧液压室62内的液压或油泵19的液压。

而且，所述锁定销73是在所述叶片部件52旋转到最大迟滞角这一侧的位置(默认位置)，前端部73a通过所述弹簧部件76的弹力卡合于锁定孔74a来锁定正时链轮51和排气凸轮轴6的相对旋转。另外，通过从所述迟滞角侧液压室62被供给到锁定孔74a内的液压或油泵19的液压，使锁定销73后退移动来解除与锁定孔74a的卡合。也就是说，所述锁定机构具有保持固定在默认位置的功能。

这里，锁定机构当然可以不设置。

另外，在所述各叶片52b的一侧面侧的所述各凹槽52c底面和与该底面相对的各蹄块54a的相对面之间，配置有对叶片部件52向迟滞角这一侧旋转施力的施力部件即一对盘簧77、78。

各盘簧77、78是具有在最大压缩变形时也不相互接触的轴间距离地并列设置的，并且各一端部经由与所述各凹槽52c嵌合的未图示的薄板状的保持器被连结。

以下，以排气VTC50为例说明基本的工作，但进气VTC49也同样。

首先，在发动机停止时，停止从控制器22对于第3电磁切换阀67的控制电流的输出，阀体通过弹力机械地成为图7所示的迟滞角控制位置，供给通路65和迟滞角这一侧的第2液压通路64被连通，并且排放通道66和提前角这一侧的第1液压通路63被连通。另外，在所述发动机停止的状态下，没有油泵19的液压作用，供给液压也成为0。

因此，叶片部件52如图6A所示地通过所述各盘簧77、78的弹力被向最大迟滞角这一侧旋转施力，1个幅宽叶片52b的一端面与相对的1个蹄块54a的一侧面抵接的同时，所述锁定机构的锁定销73的前端部73a卡入锁定孔74a内，将叶片部件52稳定地保持在所述最大迟滞角位置。即，该排气VTC50的最大迟滞角位置成为机械地稳定的默认位置。

然后，在发动机起动时，也就是说接通操作点火开关，通过起动电机使曲轴发动机起动旋转时，从控制器22向第3电磁切换阀67输出控制信号。但是，在该曲柄启动之后紧接着的时刻，油泵19的排出液压还未充分上升，从而叶片部件52通过锁定机构和各盘簧77、78的弹力被保持在最大迟滞角这一侧。

此时，通过从控制器22输出的控制信号，第3电磁切换阀67使供给通路65(排出通路19a)和第2液压通路64连通，并且使排放通道66和第1液压通路63连通。而且，发动机起动进展，与从油泵19被压送的液压的液压上升一起，通过第2液压通路64被供给到迟滞角侧液压室62，而在提前角侧液压室61中，与发动机停止时同样地未被供给液压，液压从排放通道66向油盘01内开放并维持低压状态。

这里，发动机起动旋转上升，液压进一步上升之后，能够实施第3电磁切换阀67的自由的叶片位置控制。即，伴随泵液压及迟滞角侧液压室62的液压上升，锁定机构的锁定孔74a内的液压也提高，锁定销73后退移动，前端部73a从锁定孔74a拔出，允许叶片部件52相对于外壳54的相对旋转，从而能够进行自由的叶片位置控制。

例如，通过来自控制器22的控制信号，第3电磁切换阀67工作，使供给通路65和第1液压通路63连通，并使排放通道66和第2液压通路64连通。

因此，这次，迟滞角侧液压室62内的液压通过第2液压通路64从排放通道66返回油盘01内，该迟滞角侧液压室62内成为低压，而液压被供给到提前角侧液压室61内成为高压。

因此，叶片部件52根据所述提前角侧液压室61内的高压化抵抗各盘簧77、78的弹力向图中顺时针方向旋转并朝向图6B所示的位置相对旋转，将排气凸轮轴6相对于正时链轮51的相对旋转相位转换到提前角这一侧。另外，通过使第3电磁切换阀67的位置成为中立位置，能够保持成任意的相对旋转相位。

而且，与暖机结束后的发动机运转状态相应地使所述相对旋转相位从最大迟滞角(图6A)连续变化到最大提前角(图6B)。

此外，以排气VTC50为例说明了基本工作，进气VTC49也同样。

〔第2实施方式的作用效果〕

图8表示所述进气VVL3、排气VVL4及进气VTC49、排气VTC50对进气门1、1和排气门2、2的升程特性图。

与第1实施方式同样地，排气VVL4的默认位置为大升程LE2(大工作角DE2)，进气VVL3的默认位置为小升程LI1(小工作角DI1’)。这里，进气VVL3的默认工作角DI1’被设定成比第1实施方式的DI1稍窄的工作角。

而且，进气、排气VVL3、4和进气、排气VTC49、50(两VTC的最大迟滞角默认)的默认气门正时为图8中的实线所示的升程曲线。

即，排气门2、2为排气VVL4的大升程LE2(大工作角DE2)，排气VTC50为最大迟滞角时的排气升程曲线(实线)，进气门1、1为进气VVL3的小升程LI1(小工作角DI1’)，进气VTC49为最大迟滞角时的进气升程曲线(实线)。

由此产生的效果比第1实施方式更大。这是因为，默认排气门闭时期(EVC)延迟到EVC2’，从而前述的第1期间成为比第1实施方式的(1)-2宽的(1)-2’，将高温EGR气体更大量地取入缸内。而且，默认进气门1、1的开时期(IVO)延迟到IVO1’，从而前述的第2期间比第1实施方式的(2)-1窄，大致为0(IVO1’为TDC附近)，到如图8所示，IVO1’也可以与TDC相比相反地仅进一步延迟α，成为负的期间。

像这样，即使在排气行程中，活塞到达上止点，进气门1、1也不打开，从而燃烧气体经由进气门返回进气侧，在此被冷却，作为低温EGR气体(燃烧稳定性恶化原因)再被吸入的量几乎为零。

另外，在进气行程中的该α期间中，进气门1、1关闭，仅排气门2、2打开，从而在活塞下降时，不吸入新气，仅将高温EGR气体导入缸内，从而还能够进一步提高所述第1期间中的高温EGR导入效果。

像这样，将高温EGR更大量地导入缸内，而几乎不将低温EGR导入缸内，由此，相对于第1实施方式来说能够进一步实现起动时的燃烧稳定性的改善或废气排放的降低。

另一方面，通过排气VTC50进行了迟滞角控制，由此，排气门2、2的开时期(EVO2’)相应地进一步延迟，从而利用燃烧气体加热缸内的时间变长，还能够缩短(加速)发动机的暖机(温度上升)所需的时间，还能够实现随时间经过的暖机效果对于燃烧稳定的早期化、废气排放降低的早期化。

图9表示所述控制器22对所述各机构的控制流程图。

在步骤21中，判别是否是发动机停止条件(钥匙关闭)，判别为是发动机停止条件(钥匙关闭)的情况下，在步骤22中，输出发动机停止(燃料切断)信号。由此，发动机转速(Ne)开始降低，并且随之，油泵19的排出液压开始降低。因此，无论进气、排气VVL3、4的各电磁切换阀20、47的控制位置如何，都没有转换液压(转换驱动力)作用，从而向所述默认位置(进气门1、1为小工作角，排气门2、2为大工作角)过渡，因此，机械地稳定。

另外，所述进气、排气VTC49、50也无论第4电磁切换阀68、第3电磁切换阀67的控制位置如何，都没有转换液压(转换驱动力)作用，从而通过各盘簧77、78的弹力及气门系统驱动反力，所述进气、排气VTC49、50都向默认即最大迟滞角过渡，因此，机械地稳定。

而且，即使成为下一次的起动条件(钥匙打开)，也机械地稳定于该默认位置，但在步骤23中，为谨慎起见，也可以向进气、排气VVL3、4的两电磁切换阀20、47和进气、排气VTC49、50的两电磁切换阀68、67输出控制到与各默认位置对应的位置的控制信号。这是因为，在下一行程的发动机起动时，泵液压不经意地变动，或者存在因发动机起动引起的旋转变动的情况下，存在尽管是微小的泵液压，也进一步稳定于默认位置。

然后，在步骤24中，确认发动机停止，然后，在步骤25中，判别是否是发动机起动条件(钥匙打开)，若判别为是发动机起动条件，则在步骤26中，向进气、排气VVL3、4和进气、排气VTC49、50的各电磁切换阀20、47、68、67输出至各默认位置的转换信号。

在步骤27中，输出开始发动机起动的信号，在步骤28中，判别是否达到规定的发动机起动转速，判别为达到的情况下，在步骤29中，实施用于起动燃烧的燃料喷射、点火(完全燃烧控制)。

从该起动燃烧的恰好初期，稳定于前述的默认气门正时，从而能够可靠地使起动燃烧稳定，还能够降低起动排放。另外，还具有第1实施方式中说明的机械故障安全效果。

而且，在步骤30中，通过计时器判别是否经过了规定时间，即判别为旋转变动也经过了稳定化的规定时间的情况下，在步骤31中，通过未图示的缸体壁温传感器等检测发动机温度T。

在步骤32中，判别是否达到规定温度T0，这里，判别为超过规定温度T0的情况下，认为暖机已经结束，在步骤33中，基于发动机的转速Ne和负载映像控制进气、排气VVL3、4及进气、排气VTC49、50。

如果没有超过规定温度T0，则认为暖机未结束，向步骤34过渡。在该步骤34中，计算按发动机温度的进气门1、1和排气门2、2的目标相位。

若发动机温度还是非常低的状态，则以前述的默认气门正时被控制。也就是说，进气、排气VTC49、50都以最大迟滞角被控制。

另一方面，发动机温度以某程度升高时，使高温EGR气体大量导入缸内时，相反地容易发生爆燃或预点火这样的高温异常燃烧。因此，在步骤35中，实施与发动机温度T相应地使排气VTC50从最大迟滞角位置(默认位置)提前的控制。

由此，通过排气VTC50，实施能够防止高温异常燃烧的最小限度的相位提前角，由此，防止高温异常燃烧的同时，能够最大限度地提高燃烧稳定性或低排放性。例如，对排气VTC50进行提前角控制直到成为图8的虚线所示的第1实施方式相当的排气门升程特性，发动机温度进一步上升的情况下，再实施迟滞角变化直到成为提前角侧的单点划线所示的排气门升程特性。

此外，这里代替排气VTC50，使进气VTC49从最大迟滞角相位基于发动机温度T进行提前角控制，也能够得到同样的效果。

而且，如上所述，发动机温度超过规定温度T0的情况下，认为暖机已经结束，在步骤33中，向基于发动机的转速Ne映像和负载映像的进气、排气VVL3、4及进气、排气VTC49、50的通常控制过渡。

〔第3实施方式〕

图10表示第3实施方式，排气侧设置有与第1实施方式同样的将液压作为转换驱动力的排气VVL4，同样地，最大升程LE2(最大工作角DE2)成为默认位置。

进气侧与第1实施方式不同，设置有进气侧升程可变机构即电动型的进气VEL80、和进气侧相位可变机构即电动型的进气VTC81。

所述进气VEL80是使进气门1、1的工作角和升程量连续地可变的结构，是与例如本申请人在先提出的日本特开2012-225287号公报记载的发明相同的构造，从而基于图10～图12进行简单说明。此外，关于所述排气VVL4，标注与第1实施方式相同的附图标记并省略具体的说明。

所述进气VEL80对于进气门1、1的最小升程(最小工作角)为LI0(DI0)，最大升程(最大工作角)为LI2(DI2)。

进气VEL80具有：中空状的驱动轴82，能够自由旋转地被气缸盖上部所具有的轴承支承；旋转凸轮83，通过压入等被固定设置在该驱动轴82的外周面上；2个摆动凸轮84，能够自由摆动地被支承在驱动轴82的外周面上，并与配置在各进气门1、1的上端部的各气门挺杆1a的上表面滑动接触，使各进气门1、1打开工作；传递机构，被隔设在旋转凸轮83和各摆动凸轮84之间，将旋转凸轮83的旋转力转换成摆动运动并作为摆动力向各摆动凸轮84传递。

所述驱动轴82经由被设置在一端部的正时链轮85从曲轴被传递旋转力，该旋转方向被设定成图10中的顺时针方向(箭头方向)。

所述旋转凸轮83呈大致环状，凸轮主体的轴心Y从驱动轴82的轴心X沿径向偏离规定量地设定。

所述两摆动凸轮84被一体地设置在圆筒状的凸轮轴的两端部，并且该凸轮轴借助内周面能够自由旋转地被驱动轴82支承。另外，在下表面上形成有由基圆面或斜面及升程面构成的凸轮面，基圆面、斜面及升程面与摆动凸轮84的摆动位置相应地与各气门挺杆1a的上表面的规定位置抵接。

所述传递机构具有摇臂86、连杆臂87和连杆88，所述摇臂86的一端部能够自由旋转地被连结在连杆臂87上，另一端部能够自由旋转地被连结在连杆88的一端部。

所述连杆臂87的旋转凸轮83的凸轮主体能够自由旋转地嵌合于中央的嵌合孔，突出端通过销被连结在摇臂一端部。所述连杆88的另一端部借助销能够自由旋转地被连结在摆动凸轮84的凸轮鼻部。

另外，控制轴89能够自由旋转地被支承在驱动轴82的上方位置，并且成为摇臂86的摆动支点的控制凸轮90被固定在该控制轴89的外周。所述控制轴89通过控电动执行机构91被旋转控制，而控制凸轮90的轴心P2位置从控制轴89的轴心P1以规定量偏移。

所述控电动执行机构91如图12A、B所示地由以下部件构成：电动马达92，被固定在外壳91a的一端部；减速机构即滚珠丝杠传递机构93，被设置在外壳91a的内部并将电动马达92的旋转驱动力传递到所述控制轴89。

所述电动马达92由比例型的DC马达构成，通过来自检测发动机运转状态等的控制器22的控制信号进行驱动。

所述滚珠丝杠传递机构93主要由以下部件构成：滚珠丝杠轴93a，与电动马达92的驱动轴大致同轴地配置；滚珠螺母93b，螺合于该滚珠丝杠轴93a的外周；链接臂93c，沿径向被连结在前配控制轴89的一端部并与滚珠螺母93b链接。

所述滚珠丝杠轴93a经由马达驱动轴被连结在一端部上并通过电动马达92被旋转驱动。所述滚珠螺母93b形成为大致圆筒状，在内周面上以螺旋状连续地形成有与滚珠循环槽共同地能够自由滚动地保持多个滚珠的导槽，并且借助各滚珠将滚珠丝杠轴93a的旋转运动转换成直线运动，并且，被赋予轴向的移动力。另外，通过施力构件即盘簧94的弹力向电动马达92这一侧(最小升程侧)对该滚珠螺母93b施力。因此，在发动机停止时，所述滚珠螺母93b通过所述盘簧94的弹力沿滚珠丝杠轴93a的轴向向最小升程位置移动。即，进气VEL80的默认位置成为最小升程LI0(最小工作角DI0)。

所述控制器22与所述各实施方式的结构相同，从各种信息信号检测当前的发动机运转状态，但本实施方式的结构是，输入来自检测驱动轴82的旋转角度的驱动轴角度传感器的检测信号或来自检测控制轴89的旋转位置的电位器95的检测信号，检测由电动型的进气VTC81产生的相对于驱动轴82的曲轴转角来说的相对旋转角度、以及由电动型的进气VEL80产生的各进气门1、1的气门升程量或工作角。

因此，在规定的运转区域中，根据通过来自控制器22的控制电流向一方向进行旋转驱动的电动马达92的旋转扭矩，使滚珠丝杠轴93a向一方向旋转时，滚珠螺母93b如图12A所示地，通过盘簧94的弹力被辅助的同时，向最大一方向(接近电动马达92的方向)以直线状移动，由此，控制轴89借助链接臂93c向一方向旋转。

因此，控制凸轮90如图11A(主视图)所示地轴心围绕控制轴89的轴心以同一半径旋转，厚壁部从驱动轴82向上方向分离移动。由此，摇臂86的另一端部和连杆88的枢支点相对于驱动轴82向上方向移动，由此，各摆动凸轮84借助连杆88强制地拉起凸轮鼻部这一侧，整体如图11A所示地向顺时针方向转动。

因此，旋转凸轮83旋转，并借助连杆臂87推起摇臂86的一端部时，其升程量经由连杆88被传递到摆动凸轮84及气门挺杆1a，由此，各进气门1、1的气门升程量如图13的气门升程曲线所示地成为最小升程(LI0)，其工作角DI0也变得最小。

另外，例如向高转速高负荷区域过渡的情况下等，通过来自控制器22的控制信号使电动马达92向另一方向旋转，使滚珠螺母93b如图12B所示地向最大右方向移动。由此，控制轴89使控制凸轮90向图11中的顺时针方向旋转，使轴心P2向下方向转动。由此，摇臂86如图11B所示地整体向驱动轴82方向附近移动，另一端部使摆动凸轮84的凸轮鼻部借助连杆88向下方推压而使该摆动凸轮84整体以规定量向逆时针方向转动。

因此，旋转凸轮83旋转，借助连杆臂87推起摇臂86的一端部时，其升程量经由连杆88被传递到摆动凸轮84及气门挺杆1a8，但其气门升程量如图13所示地连续地以LI1、LI1.5、LI2变大。其结果，能够提高高转速区域中的排气效率，还能够提高输出。

即，进气门1、1的升程量与发动机的运转状态相应地从最小升程LI0连续地变化到大升程LI2，因此，各进气门1、1的工作角也从最小升程的DI0连续地变化到大升程的DI2。

另外，在发动机的停止时，如上所述，滚珠螺母93b通过盘簧94的弹力被向电动马达92这一侧施力并自动地移动，从而被稳定地保持在最小工作角DI0及最小升程LI0位置(默认位置)。

由于所述电动型的进气VTC81是例如本申请人提出的日本特开2012-145036公报公开的构造，所以省略具体的说明，但对于电动马达的旋转力，借助减速机构使驱动轴82的旋转相位变化。另外，未图示的施力弹簧对驱动轴82向迟滞角方向施力，进而，进气VTC81的默认位置与第2实施方式的进气VTC49同样地成为最大迟滞角。

因此，由所述进气VEL80和进气VTC81产生的进气门1、1的默认位置中的升程曲线如图13的粗实线(LI0)所示。

由此实施的起动时的燃烧稳定性或排放降低的效果变得比第1实施方式或第2实施方式大。

这是因为，所述默认位置处的进气门1、1的开时期(IVO)大幅度延迟到IVO0(比第2实施方式大α)，前述的第2期间变得不完全，在排气行程中，即使活塞到达上止点，进气门1、1也不打开。由此，燃烧气体经由进气门1、1返回进气侧，在此被冷却，作为低温EGR气体(燃烧稳定性恶化原因)再被吸入的量几乎为零。

而且，在比该第2实施方式大的α的期间中，进气门1、1关闭，仅排气门2、2打开，从而在活塞下降时，不吸入新气，仅将高温EGR气体导入缸内，从而进一步提高所述第1期间中的高温EGR导入效果，并且还能够得到比第2实施方式更好的效果。

这里，在本实施方式中，充分小地设定该默认位置的进气门1、1的升程(工作角)，并且将进气门1、1的闭时期(IVC0)设定于下止点附近，从而该α变得充分大，进一步提高前述的效果。

而且，在本实施方式中，进气门1、1的升程量充分低到LI0，从而进气流速变快，缸内搅拌效果提高，由此，燃烧变得进一步良好。

而且，在排气门闭时期(EVC2)和进气门开时期(IVO0)之间，存在进气门1、1、排气门2、2都关闭的β期间，从而在此期间存在由活塞下降导致的缸内负压变强，由此，在进气门1、1打开时，进气流速进一步增加，进而进一步改善燃烧。

另外，进气门1、1的闭时期为下止点附近，通过有效压缩比提高，也能够改善燃烧，这与其他实施方式相同。

而且，由排气门2、2的大工作角DE2(大升程LE2)产生的燃烧改善效果与其他实施方式相同。

本实施方式是在发动机温度与燃烧改善效果提高相应地上升的情况下，更存在爆燃或预点火的问题。

在此，随着发动机温度上升，使由进气VEL80产生的进气门1、1的工作角细微地增大，实施对进气VTC81细微地进行提前角控制的控制。

〔控制流程图〕

图14表示所述控制器22对于进气VEL80、进气VTC81及排气VVL4的控制流程图。

首先，在步骤41中，判定是否成为发动机停止条件(钥匙关闭)，判定为成为发动机停止条件的情况下，向步骤42过渡，这里，输出发动机停止(燃料切断)信号。由此，发动机转速(Ne)开始降低，并且随之，油泵19的排出液压开始降低。

因此，在步骤43中，无论液压排气VVL4的电磁切换阀47的切换阀位置如何，都没有转换液压(转换驱动力)作用，从而向排气门2、2的默认位置(大升程LE2、大工作角DE2)过渡，因此，机械地稳定。另外，电动进气VEL80和电动进气VTC81也没有电力(转换驱动力)的供给，从而进气门1、1分别向默认位置即最小升程LI0、最大迟滞角过渡，这里，机械地稳定。而且，在步骤44中，发动机停止。

然后，在步骤45中，判别是否成为下一次的再起动条件(钥匙打开)，判别为成为起动条件的情况下，在该时刻，机械地稳定于该默认位置，但在步骤46中，为谨慎起见，也可以对于排气VVL4、进气VEL80和进气VTC81，输出控制到各默认位置的控制信号。这是因为，在下一次行程的发动机起动时，即使存在由发动机起动产生的旋转变动的情况下，也能够通过供给电力或微小的泵液压进一步稳定于默认位置。

然后，在步骤47中，开始发动机起动，在步骤48中，判定是否达到规定的发动机起动旋转，判别为达到了能够完全燃烧的发动机起动转速时，在步骤49中，实施用于起动燃烧的燃料喷射、点火。从该起动燃烧的恰好初期，稳定于前述的默认气门正时，从而能够可靠地使起动燃烧稳定，还能够降低起动排放。另外，与第1、第2实施方式同样地还具有机械故障安全效果。

而且，在步骤50中，判别是否经过了旋转变动的稳定化所需的规定时间，判别为经过了的情况下，在步骤51中，通过缸体的壁温传感器等检测发动机温度T。

在步骤52中，判别所述发动机温度T是否超过规定温度T0，判别为超过的情况下，认为暖机已经结束，在步骤53中，基于发动机的转速Ne和负荷运转映像，控制进气VEL80、排气VVL4、进气VTC81。

在步骤52中，作为温度检测的结果，若没有超过规定温度T0，则认为暖机未结束，在步骤54中，按发动机温度计算进气VEL80或进气VTC81的目标值，在步骤55中，基于所述计算的目标值细致并连续地控制进气VEL80和进气VTC81。

若发动机温度还是非常低的状态，则以前述的默认气门正时被控制。

另一方面，发动机温度以某程度提高时，将高温EGR气体大量地导入缸内时，容易发生爆燃或预点火这样的高温异常燃烧。因此，与发动机温度T相应地使进气VEL80从最小升程LI0(最小工作角DI0)位置增加到LI1、LI1.5，而将进气门1、1的闭时期维持在下止点附近，以此方式逐渐对进气VTC81进行提前角控制。由此，能够防止高温异常燃烧的同时，最大限度地提高燃烧稳定性或低排放性。

而且，如上所述，发动机温度超过规定温度T0的情况下，认为暖机已经结束，向基于转速Ne、负载映像的进气VEL80、排气VVL4及进气VTC81的通常控制过渡。

例如，向高转速、高负荷区域过渡时，如图13的虚线所示，通过进气VEL80转换成最大升程LI2，通过进气VTC81向迟滞角这一侧进行控制，抑制进气门1、1的开时期IVO2的变化的同时(≒IVO1.5)，使进气门1、1的闭时期延迟到IVC2，能够抑制EGR气体量的变化的同时，提高高转速区域中的填充效率，并稳定地顺畅地提高输出。

此外，在本实施方式中，在发动机温度为T0以下的暖机不充分的状态(包含，冷机)下，进气VEL80、进气VTC81这样的、转换驱动力为电气的以这些可变机构为主体优先被转换，从而能够得到良好的转换响应性和转换稳定性。

另外，从图10可知，在本实施方式中，作为各可变机构的转换驱动力，进气侧采用电动，排气侧采用液压。这里，假设进气侧和排气侧都采用液压的情况下，通常是使用单一油泵的情况，油通路增加到两系统或以上，从而油泄漏(液压降低)相应地增加，或者进气侧和排气侧的同时转换的情况下，各转换用的油供给速度降低，从而转换响应性恶化。

在本实施方式中，作为可变机构的转换能量，仅进气侧和排气侧的一方采用液压，从而即使使用液压能量，也能够确保响应性。

这里，还考虑到进气侧和排气侧的可变机构双方采用电动的情况，但除了电池负荷增加以外，还存在布局上的课题。即，进气VEL80的电动执行机构(电动转换装置)因电动马达92和减速机构需要更大的空间，但将其安装在进气侧和排气侧双方时，发动机所占的空间变得极大，向发动机舱的搭载性等存在问题。若一个排气VVL4采用液压，能够容易地将电磁切换阀安装在与另一个进气侧的电动执行机构不同的位置(例如，发动机前方或发动机侧方)，进而，能够提高空间效率。

本发明不限于所述各实施方式的结构，在不脱离本发明的主旨的范围内还能够适用于各种结构、构造。

例如，升程可变机构或相位可变机构也可以采用两段可变等的步骤转换(阶段性的转换)，也可以采用连续转换。另外，转换驱动力可以是液压，也可以是电动，当然也可以采用空气压等。

而且，示出了在没有转换驱动力作用的情况下，作为保持于机械性的稳定位置(默认位置)的手段使用了施力弹簧的例子，但也可以没有这样的施力弹簧，机械地稳定。例如，也可以利用气门系统驱动负荷来稳定于默认位置，也可以使用锁定销等直接固定于默认位置。

此外，吸排气门的开闭正时(IVO、IVC、EVO、EVC等)也可以恰好作为升程开始及结束的时期，但也可以作为除了设置于升程开始初期及升程结束末期的微小的斜面期间以外的时期。后者的情况下，是气体交换实质上有效地开始、实质上有效地结束的时期，从而能够进一步提高本发明的效果。

另外，在本发明中，还能够组合不同类型的可变机构，进一步提高效果。例如，能够并用日本特开2002-276446号公报公开的能够调整活塞上止点高度的可变机械压缩比机构。该情况下，例如，前述的各实施方式那样地在起动时将进气门闭时期作为下止点附近，不仅提高有效压缩比，还通过所述可变机械压缩比机构使活塞压缩上止点位置本身稍上升，由此还能够提高几何学的压缩比，能够进一步提高有效压缩比。其结果，还能够进一步提高本发明的效果即起动时的燃烧改善效果等。

关于从所述实施方式把握的所述技术方案以外的发明的技术思想进行如下说明。

〔技术方案a〕

如技术方案1所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述进气工作角可变机构和排气工作角可变机构的至少一方的转换驱动力是液压。

〔技术方案b〕

如技术方案1所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述进气工作角可变机构和排气工作角可变机构的至少一方的转换驱动力是电气。

〔技术方案c〕

如技术方案1所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述进气工作角可变机构是在有转换驱动力作用的情况下，被转换到比没有所述转换驱动力作用的情况下的小工作角大的工作角。

〔技术方案d〕

如技术方案1所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述排气工作角可变机构是在有转换驱动力作用的情况下，被转换到比没有转换工作角作用的情况下的工作角小的工作角。

〔技术方案e〕

如技术方案1所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述进气工作角可变机构和排气工作角可变机构根据转换驱动力的作用的有无选择性地转换所述工作角。

〔技术方案f〕

如技术方案1所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述进气工作角可变机构和排气工作角可变机构根据转换驱动力的工作量使工作角连续地可变。

〔技术方案g〕

如技术方案6所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

具有使所述进气门的最大升程相位变化的进气相位可变机构；使所述排气门的最大升程相位变化的排气相位可变机构，

所述进气相位可变机构和排气相位可变机构是在没有转换驱动力作用的情况下，分别机械地保持在迟滞角这一侧的相位。

附图标记的说明

1…进气门

2…排气门

3…进气VVL(进气升程可变机构)

4…排气VVL(排气升程可变机构)

5…进气凸轮轴

6…排气凸轮轴

7…大升程凸轮

8…小升程凸轮

19…油泵

20…第1电磁切换阀

22…控制器

31…大升程凸轮

32…小升程凸轮

47…第2电磁切换阀

49…液压进气VTC

67…第3电磁切换阀

50…液压排气VTC

80…电动进气VEL

81…电动进气VTC

Claims (10)

1.一种内燃机的可变气门装置，其特征在于，具有：

进气工作角可变机构，使进气门的工作角可变；

排气工作角可变机构，使排气门的工作角可变，

所述进气工作角可变机构是在没有转换驱动力作用的情况下，将进气门机械地保持在小工作角这一侧，

所述排气工作角可变机构是在没有转换驱动力作用的情况下，将排气门机械地保持在大工作角这一侧。

2.如权利要求1所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

具有使所述排气门的最大升程相位变化的排气相位可变机构，

该排气相位可变机构是在没有转换驱动力作用的情况下，将排气门机械地保持在至迟滞角这一侧的最大升程相位。

3.如权利要求1所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

具有使所述进气门的最大升程相位变化的进气相位可变机构，

该进气相位可变机构是在没有转换驱动力作用的情况下，将进气门机械地保持在至迟滞角这一侧的最大升程相位。

4.如权利要求1所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

具有：使所述进气门的最大升程相位变化的进气相位可变机构；使所述排气门的最大升程相位变化的排气相位可变机构，

所述进气相位可变机构和排气相位可变机构是在没有转换驱动力作用的情况下，分别机械地保持在迟滞角这一侧。

5.如权利要求1所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述进气工作角可变机构和排气工作角可变机构的至少一方的转换驱动力是液压。

6.如权利要求1所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述进气工作角可变机构和排气工作角可变机构的至少一方的转换驱动力是电气。

7.如权利要求1所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述进气工作角可变机构是在有转换驱动力作用的情况下，被转换到比没有所述转换驱动力作用的情况下的小工作角大的工作角。

8.如权利要求7所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述排气工作角可变机构是在有转换驱动力作用的情况下，被转换到比没有转换工作角作用的情况下的工作角小的工作角。

9.如权利要求8所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述进气工作角可变机构和排气工作角可变机构根据转换驱动力的作用的有无，选择性地转换所述工作角。

10.如权利要求8所述的内燃机的可变气门装置，其特征在于，

所述进气工作角可变机构和排气工作角可变机构与转换驱动力的工作量相应地使工作角连续地可变。