JP2004084505A - Variable valve mechanism for internal combustion engine and internal combustion engine control device - Google Patents

Variable valve mechanism for internal combustion engine and internal combustion engine control device Download PDF

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JP2004084505A JP2002244115A JP2002244115A JP2004084505A JP 2004084505 A JP2004084505 A JP 2004084505A JP 2002244115 A JP2002244115 A JP 2002244115A JP 2002244115 A JP2002244115 A JP 2002244115A JP 2004084505 A JP2004084505 A JP 2004084505A
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To correspond change of a valve characteristic to an operation of an accelerator pedal or the like by adopting a mechanism for inhibiting an influence by the driving state of an internal combustion engine and an environment without using an electric motor. <P>SOLUTION: Since the accelerator pedal 46 and a control shaft 130 are connected by a wire 48 and a winding pulley 140, the operation force of the accelerator pedal 46 directly rotates the winding pulley 40 to be transmitted to the control shaft 130. Since the operation force of a driver is imparted to the control shaft 130 as a motive power even at the time of low rotation of the engine 2 and low temperature, the change of the valve characteristic can correspond to the operation of the accelerator pedal 46 by inhibiting the influence by the driving state of the engine 2 and the environment. Thus, adjustment of the intake amount of air becomes easy and the engine driving property such as a starting property or the like becomes good. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は内燃機関の可変動弁機構及び内燃機関制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
内燃機関のバルブ駆動機構に設けられたコントロールシャフトを駆動することにより内燃機関のバルブ特性を変更する可変動弁機構が知られている（特開平１０−３１７９２７、特開平１１−１０７７２５、特開２００１−２６３０１５）。
【０００３】
これらの可変動弁機構は油圧により駆動されることで、例えばバルブオーバラップ量やリフト量・作用角を変更し、このことにより内燃機関の負荷や燃焼状態を調節している。このため可変動弁機構の駆動制御に際しては、まず運転者が操作する機構、例えばスロットルバルブの踏み込み量（スロットル開度）を電気的に検出することで運転者の加減速要求を検出する。そして、この要求に対応したバルブオーバラップ量やリフト量・作用角となるように可変動弁機構が油圧駆動される。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、このような可変動弁機構の駆動のために前記開示技術のごとくの油圧機構を採用していると、内燃機関の低回転時や低温時では油圧低下や作動油粘度の上昇により応答性が低下する。このような状態は、特に低温始動時や低温始動直後に生じることが多く、吸気バルブが適切なバルブ特性に変更できなかったり、バルブ特性の変更動作が鈍化するためにアクセルペダルの踏み込み通りに内燃機関運転状態が迅速に変化しない場合がある。
【０００５】
このような駆動上の問題を避けるために、油圧機構の代わりにサーボモータなどの電動モータを用いることも考えられるが、高コスト化を招くとともに、内燃機関の出力を電気エネルギーに変換して用いることになるため、エネルギー効率が悪く、燃費の悪化を招くおそれがある。
【０００６】
本発明は電動モータを用いることなく内燃機関の運転状態や環境による影響を抑制する機構を採用することで、バルブ特性の変更をアクセルペダル等の操作に対応させることができる内燃機関の可変動弁機構及び、この可変動弁機構を用いる内燃機関制御装置を提供することを目的とするものである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について記載する。
請求項１に記載の内燃機関の可変動弁機構は、内燃機関のバルブ駆動機構においてカムシャフトとは別個に設けられたコントロールシャフトを回転することにより内燃機関のバルブ特性を変更する内燃機関の可変動弁機構であって、前記コントロールシャフトとアクセル操作部とを操作力の伝達物を介して連結することにより、該アクセル操作部の操作力を前記コントロールシャフトに伝達させる操作力伝達系を備えていることを特徴とする。
【０００８】
この可変動弁機構は、コントロールシャフトとアクセル操作部とを操作力の伝達物を介して連結する操作力伝達系を備えている。このことによりアクセル操作部の操作力は操作力伝達系にて伝達されてコントロールシャフトを回転させることができる。尚、操作力伝達系にて伝達される操作力は軸方向の操作力でも良く、回転操作力でも良い。軸方向の操作力である場合には、コントロールシャフトに伝達する際に回転操作力に変換される。
【０００９】
このため内燃機関の低回転時や低温時では油圧低下や作動油粘度の上昇が生じていたとしても、運転者による操作力が原動力として可変動弁機構に与えられるので、内燃機関の運転状態や環境による影響を抑制して、バルブ特性の変更をアクセルペダル等の操作に対応させることができる。
【００１０】
この場合、コントロールシャフトの回転は、運転者の操作力が原動力になっているので、この原動力分については燃費は不要である。このため燃費の悪化を招くことはない。
【００１１】
又、コントロールシャフト自身は回転により内燃機関のバルブ特性を変更するため、コントロールシャフト自身の熱膨張によるバルブ特性調節への影響はほとんど無く、内燃機関の発熱等によるバルブ特性の調節精度への影響が少ない。
【００１２】
尚、操作力の伝達物とは、操作力が伝達される物質であれば、固体でも液体でも気体でも良い。
請求項２に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項１において、前記バルブ特性は、吸気バルブのリフト量と作用角との一方又は両方であることを特徴とする。
【００１３】
例えば、可変動弁機構によって吸気バルブのリフト量と作用角との一方又は両方を変更することにより、スロットルバルブの代わりに、内燃機関への吸入空気量を調節することができる。このことによりスロットルバルブを用いた場合よりも内燃機関のポンピング損失を小さくでき、燃費を向上させることができる。
【００１４】
このように可変動弁機構により吸入空気量を調節する構成とした場合には、従来のごとくの駆動機構では、低回転時や冷間時などで吸気バルブのバルブ特性の調節が困難となれば、内燃機関への吸入空気量の調量が困難となってしまう。
【００１５】
しかし、本発明では、前記操作力伝達系により運転者の操作力が原動力になってコントロールシャフトを回転させているので、内燃機関の運転状態や環境による影響を抑制して、バルブ特性の変更をアクセルペダル等の操作に対応させて吸気バルブのリフト量や作用角の調節を行うことができる。したがって内燃機関への吸入空気量の調量が容易となり始動性等の内燃機関運転性を良好なものとできる。
【００１６】
請求項３に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項１又は２において、前記操作力伝達系は、前記伝達物から伝達される軸方向の操作力を、回転操作力に変換して前記コントロールシャフトに伝達する回転変換機構を備えることを特徴とする。
【００１７】
伝達物から伝達される操作力が軸方向の操作力であれば、上記回転変換機構を備えることにより、操作力伝達系は操作力を回転操作力に変換してコントロールシャフトに伝達することができる。このことにより内燃機関の運転状態や環境による影響を抑制して、バルブ特性の変更をアクセルペダル等の操作に対応させることができる。そして運転者の操作力が原動力になっているので燃費の悪化を招くおそれがない。
【００１８】
請求項４に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項３において、前記操作力伝達系は、前記回転変換機構と前記アクセル操作部とを、操作力の伝達物としてのワイヤにて連結し、該ワイヤの軸方向移動にて前記アクセル操作部の操作力を前記回転変換機構に伝達させる機構であることを特徴とする。
【００１９】
このようにワイヤにてアクセル操作部の操作力を回転変換機構に伝達させる機構を採用することで、内燃機関の運転状態や環境による影響を抑制して、バルブ特性の変更をアクセルペダル等の操作に対応させることができる。そして運転者の操作力がコントロールシャフト回転の原動力になっているので燃費の悪化を招くおそれがない。
【００２０】
更に操作力の伝達物としてワイヤを採用することで操作力伝達系の構造が簡易なものとなるので耐久性が高く製造コストが抑制できる。
請求項５に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項４において、前記回転変換機構は前記コントロールシャフトの一端に設けられた巻き取りプーリであり、前記ワイヤの一端側は前記巻き取りプーリの外周に巻き取られていることを特徴とする。
【００２１】
ワイヤが操作力の伝達物として用いられる場合には、回転変換機構として上記巻き取りプーリを採用することで、容易に軸方向の操作力を回転操作力に変換できる。更に、プーリの直径を大きくすることにより、特別な機構を用いなくとも回転操作力を増幅することが可能であり、倍力機構を兼ねることができる。
【００２２】
このように回転変換機構の構造が簡易なものとなるので耐久性が高く製造コストが抑制できる。
請求項６に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項４において、前記回転変換機構は、ラック−ピニオン機構、ヘリカルスプライン機構又はクランク機構であることを特徴とする。
【００２３】
ワイヤが操作力の伝達物として用いられる場合には、回転変換機構としてラック−ピニオン機構、ヘリカルスプライン機構又はクランク機構を採用することができる。このことで容易に軸方向の操作力を回転操作力に変換できる。
【００２４】
更に、ピニオンの直径を大きく、ヘリカルスプラインの角度を小さく又はクランク半径を大きくすることにより、特別な機構を用いなくとも回転操作力を増幅することが可能であり、倍力機構を兼ねることができる。
【００２５】
このように回転変換機構の構造が簡易なものとなるので耐久性が高く製造コストが抑制できる。
請求項７に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項３において、前記操作力伝達系は、前記回転変換機構と前記アクセル操作部とを油圧的に連結し、操作力の伝達物としての作動油を介して前記アクセル操作部の操作力を前記回転変換機構に伝達させる機構であることを特徴とする。
【００２６】
回転変換機構とアクセル操作部とを油圧的に連結する機構を採用することができる。この場合、作動油を媒介させることになるが、アクセル操作部は内燃機関の運転状態に関係ない運転者の操作力をコントロールシャフト回転の原動力としているので、内燃機関の運転状態や環境による影響を抑制して、バルブ特性の変更をアクセルペダル等の操作に対応させることができる。そして運転者の操作力が原動力となっているので燃費の悪化を招くおそれがない。
【００２７】
請求項８に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項７において、前記回転変換機構は前記コントロールシャフトの一端にて軸周りに設けられた油圧室であり、前記コントロールシャフトから前記油圧室内に突出して該油圧室内を２つの圧力室に区画するベーンを設け、該区画された圧力室のいずれかに前記伝達物としての作動油を供給するよう油圧経路を接続したことを特徴とする。
【００２８】
作動油が操作力の伝達物として用いられる場合には、回転変換機構として上記ベーンにて区画された油圧室のいずれかの圧力室に油圧経路を介して作動油を供給する機構が採用できる。このことで、作動油により伝達される軸方向の操作力を、容易に回転操作力に変換できる。
【００２９】
更に、油圧室の直径を大きくすることにより、特別な機構を用いなくとも回転操作力を増幅することが可能であり、倍力機構を兼ねることができる。
請求項９に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項７において、前記操作力伝達系はピストンにて２つの圧力室に区画されたシリンダを備え、該２つの圧力室のいずれかに前記伝達物としての作動油を供給するとともに、前記回転変換機構は、前記ピストンと前記コントロールシャフトとを接続するラック−ピニオン機構、ヘリカルスプライン機構又はクランク機構を備えたことを特徴とする。
【００３０】
作動油が操作力の伝達物として用いられる場合には、回転変換機構としては、ラック−ピニオン機構、ヘリカルスプライン機構又はクランク機構を用いたものを採用することができる。
【００３１】
このことによりピストンにより区画された圧力室のいずれかに作動油を供給することにより、作動油により伝達されるピストンの軸方向の操作力を、容易に回転操作力に変換できる。
【００３２】
更に、シリンダの直径、ピニオンの直径を大きく、ヘリカルスプラインの角度を小さく又はクランク半径を大きくすることにより、特別な機構を用いなくとも回転操作力を増幅することが可能であり、倍力機構を兼ねることができる。
【００３３】
請求項１０に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項１〜９のいずれかにおいて、前記操作力伝達系は、前記アクセル操作部の操作力を増幅する倍力機構を備えたことを特徴とする。
【００３４】
尚、運転者の操作力を原動力にすること自体は変わらないが、アクセル操作部による可変動弁機構の駆動を更に容易にするためにアクセル操作部の操作力を増幅する倍力機構を備えても良い。この場合、運転者の操作力は原動力の一部となる場合があるが、コントロールシャフトとアクセル操作部とは連結しているので、内燃機関の運転状態や環境による影響を抑制して、バルブ特性の変更をアクセルペダル等の操作に対応させることができる。
【００３５】
更に倍力機構が運転者の操作とは独立して出力が可能な場合には、運転者の操作に代えて吸気バルブのリフト量や作用角の調節を自動実行することで、オートクルーズやトラクションコントロールなどでの内燃機関出力制御に転用することも可能である。この場合には複数の機能を１つの倍力機構で達成でき、少ない構成で高性能な内燃機関制御システムを構築できる。
【００３６】
請求項１１に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項１０において、前記倍力機構は、バキュームポンプにより生じている負圧を利用したものであることを特徴とする。
【００３７】
このように倍力機構としては、ブレーキブースタなどと同様なバキュームポンプによる負圧を利用するものを挙げることができ、アクセル操作部による可変動弁機構の駆動を更に容易にすることができる。
【００３８】
請求項１２に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項１０において、前記倍力機構は、前記アクセル操作部の操作力に応じたアシスト力を発生させる油圧アシスト機構を利用したものであることを特徴とする。
【００３９】
このように倍力機構としては、アクセル操作部の操作力に応じたアシスト力を発生させる油圧アシスト機構を利用するものが挙げることができ、アクセル操作部による可変動弁機構の駆動を更に容易にすることができる。
【００４０】
更に油圧アシスト機構が設けられることにより、この油圧アシスト機構を、前述したごとくオートクルーズやトラクションコントロールなどでの内燃機関出力制御に転用することも可能である。したがって複数の機能を１つの油圧アシスト機構で実現でき、少ない構成で高性能な内燃機関制御システムを構築できる。
【００４１】
請求項１３に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項１０において、前記倍力機構は、前記アクセル操作部の操作力を梃子を利用して増幅するものであることを特徴とする。
【００４２】
このように倍力機構としては、梃子を利用したものが挙げられ、アクセル操作部による可変動弁機構の駆動を更に容易にすることができる。
梃子による操作力の増幅は他のエネルギーを必要としないため、コントロールシャフトの回転は運転者の操作力が全ての原動力になっているので、燃費の悪化を招くことはない。
【００４３】
請求項１４に記載の内燃機関の可変動弁機構では、請求項１〜１３のいずれかにおいて、前記コントロールシャフトは、カムシャフトによる内燃機関の吸気バルブの駆動を仲介する仲介駆動機構にて、前記カムシャフトの回転に伴う吸気バルブのリフト量と作用角との一方又は両方を調節するコントロールシャフトであることを特徴とする。
【００４４】
上記仲介駆動機構を設けた場合には、コントロールシャフトとしては仲介駆動機構においてカムシャフトの回転に伴う吸気バルブのリフト量と作用角との一方又は両方を調節するコントロールシャフトに相当する。
【００４５】
このような仲介駆動機構を用いた場合にも、内燃機関の運転状態や環境による影響を抑制して、バルブ特性の変更をアクセルペダル等の操作に対応させることができる。
【００４６】
請求項１５に記載の内燃機関制御装置は、請求項１〜１４のいずれか記載の内燃機関の可変動弁機構と、前記アクセル操作部による操作量を検出する操作量センサと、前記操作量センサの検出値に基づいて内燃機関を制御する制御手段とを備えたことを特徴とする。
【００４７】
前述した可変動弁機構により内燃機関を運転する場合には、制御手段は、上記操作量センサからの検出値に基づいて内燃機関を制御する。このことにより、例えば、吸気バルブのリフト量や作用角により吸入空気量を調節する場合に、エアフローメータなどの吸入空気量検出手段を別途設けずに、簡易な構成で内燃機関を制御することもできる。
【００４８】
請求項１６に記載の内燃機関制御装置では、請求項１５において、前記伝達物自体あるいは前記伝達物近傍の温度を検出する温度検出手段を備え、前記制御手段は、前記操作量センサの検出値を前記温度検出手段にて検出された温度に基づいて補正すると共に、該補正後の前記操作量センサの検出値を用いて内燃機関の制御に用いる物理量を算出することを特徴とする。
【００４９】
可変動弁機構は、前記伝達物によりアクセル操作部の操作力をコントロールシャフトに伝達させて内燃機関のバルブ特性を変更しているため、内燃機関が発生する熱により前記伝達物が熱膨張して操作量センサの検出値に影響が現れる場合がある。そしてこのことにより操作量センサの検出値に基づく内燃機関の制御精度に悪影響を及ぼす場合がある。
【００５０】
このため制御手段は、温度検出手段にて検出された温度に基づいて操作量センサの検出値を補正して、内燃機関の制御に用いる負荷率などの物理量を算出している。したがって、一層、精度の高い内燃機関制御が可能となる。
【００５１】
請求項１７に記載の内燃機関制御装置は、請求項１〜１４のいずれか記載の内燃機関の可変動弁機構と、該可変動弁機構におけるコントロールシャフトの回転量を検出する回転センサと、前記回転センサの検出値に基づいて内燃機関を制御する制御手段とを備えたことを特徴とする。
【００５２】
前述した可変動弁機構により内燃機関を運転する場合には、制御手段は、上記回転センサからの検出値に基づいて内燃機関を制御する。このことにより、エアフローメータなどの吸入空気量検出手段を別途設けずに、簡易な構成で内燃機関を制御することもできる。
【００５３】
コントロールシャフトの回転量はコントロールシャフトの温度の影響をほとんど受けないので、コントロールシャフトの温度を検出して回転センサの検出値を補正する必要がない。このため簡易な構成で、精度の高い内燃機関制御が可能となる。
【００５４】
請求項１８に記載の内燃機関の可変動弁機構は、請求項１０〜１２のいずれかにおいて、前記倍力機構は、前記アクセル操作部からの操作力とは関係なく、自ら操作力を発生して前記コントロールシャフトに伝達させることが可能であることを特徴とする。
【００５５】
このような構成の倍力機構を用いることにより、前述したごとくに内燃機関のバルブ特性をアクセル操作部にて操作するモードと、内燃機関のバルブ特性を自動的に操作するモードとの両方の機能を果たさせることができる。
【００５６】
したがって複数の機能を１つの倍力機構で実現でき、少ない構成で高性能な内燃機関制御システムを構築できる。
請求項１９に記載の内燃機関制御装置は、車両走行用内燃機関における内燃機関制御装置であって、吸気バルブのリフト量と作用角との一方又は両方を変更するための請求項１８に記載の内燃機関の可変動弁機構と、車両の走行状態に応じて、前記可変動弁機構の倍力機構を用いて内燃機関の出力を自動調節する自動出力調節手段とを備えたことを特徴とする。
【００５７】
このことにより運転者が、吸気バルブのリフト量や作用角をアクセル操作部にて操作して内燃機関の出力を調節する際のアシストができるとともに、自動出力調節手段によるオートクルーズやトラクションコントロールなどの内燃機関出力の自動調節も同じ倍力機構にて可能となる。
【００５８】
したがってアクセル操作に対するアシストと、内燃機関出力自動調節との複数の機能を１つの倍力機構で実現でき、少ない構成で高性能な内燃機関制御システムを構築できる。
【００５９】
【発明の実施の形態】
［実施の形態１］
図１は、上述した発明が適用された内燃機関としてのガソリンエンジン（以下、「エンジン」と略す）２およびその制御系統の概略構成図である。図２はエンジン２の縦断面図（図１のＡ−Ａ断面）を示している。
【００６０】
エンジン２は、車両走行用として自動車車両に搭載されているものである。このエンジン２は、シリンダブロック４、シリンダブロック４内で往復動するピストン６およびシリンダブロック４上に取り付けられたシリンダヘッド８等を備えている。シリンダブロック４には複数、ここでは４つの気筒２ａが形成され、各気筒２ａには、シリンダブロック４、ピストン６およびシリンダヘッド８にて区画された燃焼室１０が形成されている。
【００６１】
そして各燃焼室１０には、それぞれ２つの吸気バルブ１２ａ，１２ｂと２つの排気バルブ１６ａ，１６ｂとが配置されて、吸気バルブ１２ａ，１２ｂはそれぞれ吸気ポート１４ａ，１４ｂを開閉し、排気バルブ１６ａ，１６ｂはそれぞれ排気ポート１８ａ，１８ｂを開閉するように配置されている。
【００６２】
各気筒２ａの吸気ポート１４ａ，１４ｂは吸気マニホールド３０内に形成された吸気通路３０ａを介してサージタンク３２に接続されている。各吸気通路３０ａにはそれぞれ燃料噴射弁３４が配置されて、各吸気ポート１４ａ，１４ｂに対して制御上要求される量の燃料、例えば後述する負荷率に応じた燃料量を噴射している。こうして形成された混合気は点火プラグ３６により点火される。
【００６３】
又、サージタンク３２は吸気ダクト４０を介してエアクリーナ４２に連結されている。尚、本実施の形態では吸気ダクト４０内にはスロットルバルブは配置されていない。吸入空気量の調節は、吸気バルブ１２ａ，１２ｂのリフト量及び作用角の調節によりなされる。
【００６４】
この吸気バルブ１２ａ，１２ｂのリフト量及び作用角には、図３に示すごとくアクセルペダル４６がワイヤ４８を介して後述するリフト可変機構１００に連結されていることにより、運転者の操作が直接、反映されるようにされている。尚、ワイヤ４８の途中にはワイヤ４８の長さ調整を行うアジャスタ４８ａが設けられている。
【００６５】
ここでアクセルペダル４６は、踏み込み部４６ａと支持部４６ｂと作用部４６ｃとを備えている。アクセルペダル４６の全体は支持部４６ｂにて揺動可能に車体側に支持されている。そしてアクセルペダル４６全体は踏み込み部４６ａ側にて圧縮スプリング４６ｄにより図示反時計方向に付勢されている。このことにより踏み込み部４６ａを運転者が踏み込んでいない時には、作用部４６ｃに接続されているワイヤ４８は最小の引き出し量となっている。
【００６６】
運転者が踏み込み部４６ａを踏み込めば、ワイヤ４８は引き出されて、これに連動して、後述するリフト可変機構１００が吸気バルブ１２ａ，１２ｂのリフト量及び作用角を大きくする。エンジン２が回転していれば、吸気バルブ１２ａ，１２ｂのリフト量及び作用角が大きくなることにより、１回の吸気行程にて各燃焼室１０に吸入される空気量も多くなる。そして運転者が踏み込み部４６ａを最大限に踏み込めば、吸入空気量も最大となる。
【００６７】
運転者が踏み込み部４６ａを戻していけば、次第に吸入空気量は減少し、完全に元に戻せば、すなわち踏み込み部４６ａの踏み込み量が「０」となれば、吸入空気量も最小となる。この最小量は、例えば暖機後のアイドル回転時において必要とする吸入空気量分は確保される状態に設定されている。
【００６８】
尚、各気筒２ａの排気ポート１８ａ，１８ｂを開閉している排気バルブ１６ａ，１６ｂは、排気カムシャフト５４に設けられた排気カム５６の回転により、ローラロッカーアーム５８（図２）を介して一定のリフト量及び作用角で開閉されている。そして各気筒２ａの排気ポート１８ａ，１８ｂは排気マニホルド６０に連結されていることにより、排気は触媒コンバータ６２及び図示していないマフラーを介して外部に排出される。
【００６９】
エンジン２を制御するための電子制御ユニット（以下、ＥＣＵと称する）６４は、双方向性バスを介して相互に接続されたＲＡＭ、ＲＯＭ、ＣＰＵ、入力ポートおよび出力ポートを備え、デジタルコンピュータとして構成されている。
【００７０】
このＥＣＵ６４には、後述する回転センサ１０１からの回転角Ｌθ（回転量に相当）を表す信号、エンジン回転数センサ６６からのエンジン回転数ＮＥに対応した信号、気筒判別センサ６８からの基準クランク角Ｇ２を表す基準信号が入力されている。またＥＣＵ６４には、シリンダブロック４に設けられた冷却水温センサ７０からの冷却水温ＴＨＷを表す信号、排気マニホルド６０に設けられた空燃比センサ７１からの空燃比ＡＦを表す信号、及びその他のセンサ類からの各種信号も入力されている。
【００７１】
ＥＣＵ６４は、上述した各種信号内容、メモリーに記憶しているデータ及びこれらを用いた演算結果に基づいて、燃料噴射弁３４から制御上要求されるタイミングで制御上要求される量の燃料を噴射し、イグナイタを駆動して点火プラグ３６による点火を実行している。例えば、ＥＣＵ６４は、回転センサ１０１にて検出した回転角Ｌθ等の値を用いて負荷率ｅｋｌｑを算出し、燃料噴射量、噴射時期、点火時期等を算出している。
【００７２】
ここでリフト可変機構１００を含む可変動弁機構について説明する。
可変動弁機構は、図２，３に示したごとく、ワイヤ４８、リフト可変機構１００及びローラロッカーアーム７４にて構成されている。尚、排気バルブ１６ａ，１６ｂ側については、前述したごとく排気カム５６が直接ローラロッカーアーム５８を駆動しているので可変動弁機構は採用されていない。
【００７３】
リフト可変機構１００は、シリンダヘッド８において吸気カムシャフト７２に平行に配置された１本のコントロールシャフト１３０を中心として構成されている。図４の斜視図に示すごとくコントロールシャフト１３０には、軸方向に直角に突出する各気筒２ａ毎に２対のアーム１３２，１３４が設けられている。この各対のアーム１３２，１３４の先端部には揺動ロッド１３６，１３８が掛け渡されている。コントロールシャフト１３０の一端にはコントロールシャフト１３０と一体に回転する巻き取りプーリ１４０が設けられている。
【００７４】
ここで巻き取りプーリ１４０は、円周面に設けられた巻き取り溝１４０ａの内部にワイヤ４８の先端が固定されている。そしてワイヤ４８の先端側の一部が巻き取り溝１４０ａ内に巻き取られた状態にある。図４では反時計回りに巻き取られている。そして巻き取りプーリ１４０とシリンダヘッド８との間には、２つのリターンスプリング１４２，１４４が配置されている。このリターンスプリング１４２，１４４は、伸張状態でそれぞれ一端１４２ａ，１４４ａがシリンダヘッド８に固定され、他端１４２ｂ，１４４ｂが巻き取りプーリ１４０に固定されている。このことにより巻き取りプーリ１４０はワイヤ４８を巻き取る方向（図４で反時計方向）の回転力を与えられている。更に巻き取りプーリ１４０は、外周に係止突起１４０ｂを備えており、シリンダヘッド８側のストッパー８ａに当接することにより、反時計回りの回転が制限されている。したがってワイヤ４８に対して引き出し力がアクセルペダル４６から加えられていない場合にリターンスプリング１４２，１４４により、巻き取りプーリ１４０はワイヤ４８を巻き取る方向に回転するが、係止突起１４０ｂがストッパー８ａに当接することにより、巻き取り方向への回転角の最小位置を設定している。尚、ストッパー８ａの位置は図示していないアジャスタにより変更できるので、巻き取りプーリ１４０の回転角最小位置を調節できる。
【００７５】
運転者がアクセルペダル４６を踏み込めば、ワイヤ４８がアクセルペダル４６側へ引き出されることで、巻き取りプーリ１４０は、係止突起１４０ｂがストッパー８ａに当接した位置から図４において時計方向に回転する。この巻き取りプーリ１４０の回転に連動してコントロールシャフト１３０も回転し、各アーム１３２，１３４の先端に設けられた揺動ロッド１３６，１３８が上下に揺動する。
【００７６】
これら揺動ロッド１３６，１３８は、図２に示したごとく、ローラロッカーアーム７４に対して、ラッシュアジャスタ７４ｂを間にして、吸気バルブ１２ａ，１２ｂのステムエンド１２ｃを押圧する先端部７４ｄとは反対側の支持端部７４ｃの下方に配置されている。尚、図２及び後述する図５〜７では吸気バルブ１２ａ，１２ｂの内の一方の吸気バルブ１２ａ側のみを示しているが、他方の吸気バルブ１２ｂ側についても同じであるので両方の符号を用いて説明する。
【００７７】
図５は運転者がアクセルペダル４６を踏み込んでいない状態を示す。図５（Ａ）の状態は吸気行程以外の行程であり、揺動ロッド１３６，１３８はローラロッカーアーム７４の支持端部７４ｃから大きく下方に離れた位置となっている。この時には、ローラロッカーアーム７４は、中央付近でラッシュアジャスタ７４ｂにて、先端部７４ｄで吸気バルブ１２ａ，１２ｂのステムエンド１２ｃにて支持された状態にある。ラッシュアジャスタ７４ｂはスプリング７４ｅによりローラロッカーアーム７４を押し上げているので、ローラロッカーアーム７４のローラ７４ａは吸気カム７２ａのカム面に当接している。
【００７８】
吸気行程となり、吸気カム７２ａがローラロッカーアーム７４のローラ７４ａを押し下げ始めると、図５（Ｂ）に示すごとくローラロッカーアーム７４はラッシュアジャスタ７４ｂのスプリング７４ｅの付勢力に抗して先端部７４ｄを中心として図示時計回りに回転する。すなわちラッシュアジャスタ７４ｂとステムエンド１２ｃとでローラロッカーアーム７４が支持されている場合には、スプリング７４ｅの付勢力が小さいラッシュアジャスタ７４ｂ側が押し下げられるのみで、バルブスプリング１３は圧縮されることはなく吸気バルブ１２ａ，１２ｂは開弁することはない。
【００７９】
そして時計回りの回転が継続した後に、図５（Ｃ）に示すごとくローラロッカーアーム７４の支持端部７４ｃが下方にある揺動ロッド１３６，１３８に当接すると、支持端部７４ｃの移動は揺動ロッド１３６，１３８により阻止されるのでローラロッカーアーム７４の時計回りの回転は停止する。このため今度は、スプリング７４ｅ及びバルブスプリング１３の付勢力に抗して、支持端部７４ｃを中心として反時計回りに回転する。このことにより図５（Ｄ）に示すごとく吸気バルブ１２ａ，１２ｂが開く。
【００８０】
図５の場合には、当初、揺動ロッド１３６，１３８は支持端部７４ｃから下方に大きく離れているので、吸気カム７２ａによるローラ７４ａの押し下げ期間のほとんどは、支持端部７４ｃが揺動ロッド１３６，１３８に接触するまでの期間となる。このため図５（Ｄ）に示したごとく吸気バルブ１２ａ，１２ｂの開度はわずかなものとなる。すなわち吸気バルブ１２ａ，１２ｂは最小リフト量及び最小作用角にて吸気ポート１４ａ，１４ｂを開放状態にする。
【００８１】
図６は運転者がアクセルペダル４６を中程度に踏み込んだ状態を示す。図６（Ａ）の状態は吸気行程以外の行程であり、揺動ロッド１３６，１３８はローラロッカーアーム７４の支持端部７４ｃから中程度に下方に離れた位置となっている。この時には、ローラロッカーアーム７４は、中央付近でラッシュアジャスタ７４ｂにて、先端部７４ｄで吸気バルブ１２ａ，１２ｂのステムエンド１２ｃにて支持された状態にあり、ローラロッカーアーム７４のローラ７４ａは吸気カム７２ａのカム面に当接している。
【００８２】
吸気行程となり、吸気カム７２ａがローラロッカーアーム７４のローラ７４ａを押し下げた場合には、図６（Ｂ）に示すごとく、最初はローラロッカーアーム７４は、ラッシュアジャスタ７４ｂのスプリング７４ｅの付勢力に抗して先端部７４ｄを中心として時計回りに回転する。
【００８３】
しかし、図５の場合と異なり、図６（Ｃ）に示すごとく短い期間でローラロッカーアーム７４の支持端部７４ｃが、下方にある揺動ロッド１３６，１３８に当接する。このことにより、早期に支持端部７４ｃを中心として反時計回りに回転するようになり、図６（Ｄ）に示すごとく吸気バルブ１２ａ，１２ｂを開くようになる。
【００８４】
図６の場合には、当初、揺動ロッド１３６，１３８は支持端部７４ｃから下方に中程度に離れているので、吸気カム７２ａによるローラ７４ａの押し下げ期間の半分程度が、支持端部７４ｃが揺動ロッド１３６，１３８に接触するまでの期間となる。このため図６（Ｄ）に示したごとく吸気バルブ１２ａ，１２ｂの開度は中程度となる。すなわち吸気バルブ１２ａ，１２ｂは中程度のリフト量及び中程度の作用角にて吸気ポート１４ａ，１４ｂを開放状態にする。
【００８５】
図７は運転者がアクセルペダル４６を最大限に踏み込んだ状態を示す。図７（Ａ）の状態は吸気行程以外の行程であり、揺動ロッド１３６，１３８はローラロッカーアーム７４の支持端部７４ｃに下からほぼ接触した状態となっている。この時には、ローラロッカーアーム７４は、中央付近でラッシュアジャスタ７４ｂにて、先端部７４ｄで吸気バルブ１２ａ，１２ｂのステムエンド１２ｃにて支持された状態にあり、ローラロッカーアーム７４のローラ７４ａは吸気カム７２ａのカム面に当接している。
【００８６】
吸気行程となって、図７（Ｂ）に示すごとく吸気カム７２ａがローラロッカーアーム７４のローラ７４ａを押し下げた場合に、この押し下げ期間のほぼ初期からローラロッカーアーム７４の支持端部７４ｃの下方への移動が揺動ロッド１３６，１３８により阻止される。このためローラロッカーアーム７４は、ほぼ最初から支持端部７４ｃを中心として反時計回りに回転する。このことにより図７（Ｃ）に示すごとくほぼ最初から先端部７４ｄにより吸気バルブ１２ａ，１２ｂが開く。
【００８７】
このように図７の場合には、吸気カム７２ａによりローラ７４ａの押し下げ期間のほぼ全てが吸気バルブ１２ａ，１２ｂのステムエンド１２ｃを押し下げる期間となる。このため図７（Ｄ）に示すごとく吸気バルブ１２ａ，１２ｂの開度は最大開度となる。すなわち吸気バルブ１２ａ，１２ｂは最大リフト量及び最大作用角にて吸気ポート１４ａ，１４ｂを開放状態にする。
【００８８】
このように運転者がアクセルペダル４６の踏み込み量を調節することで、図８のグラフに示す最小と最大とのリフト量及び作用角パターン間で、吸気バルブ１２ａ，１２ｂのリフト量及び作用角が無段階に連続的に変更可能となる。
【００８９】
そして回転センサ１０１にて検出される回転角Ｌθは運転者によるアクセルペダル４６の踏み込みによるリフト量及び作用角の状態に対応しているので、この回転角Ｌθを用いて、ＥＣＵ６４により各種エンジン制御に用いられる負荷率ｅｋｌｑが算出される。
【００９０】
ＥＣＵ６４により実行される負荷率算出処理を図９のフローチャートに示す。本処理は短時間周期で繰り返し実行される処理である。
本処理が開始されると、まずエンジン回転数センサ６６にて検出されているエンジン回転数ＮＥがＥＣＵ６４のＲＡＭ中に設けられた作業領域に読み込まれる（Ｓ１００）。次に回転センサ１０１にて検出されている回転角Ｌθが同じく作業領域に読み込まれる（Ｓ１０２）。
【００９１】
次に、回転角Ｌθとエンジン回転数ＮＥとをパラメータとする負荷率マップから、ステップＳ１００，Ｓ１０２にて読み込まれたエンジン回転数ＮＥと回転角Ｌθとに基づいて負荷率ｅｋｌｑを算出する（Ｓ１０４）。この負荷率ｅｋｌｑは最大機関負荷に対する現在の負荷の割合を示すものである。
【００９２】
こうして負荷率ｅｋｌｑが繰り返し算出されることにより、エンジン制御、例えば燃料噴射制御では、負荷率ｅｋｌｑに基づいて基本燃料噴射量を算出する。そして、この基本燃料噴射量を空燃比センサ７１により検出された空燃比ＡＦに基づいて補正し、その他各種の補正をして実燃料噴射量を算出し、エンジン回転数ＮＥ、負荷率ｅｋｌｑ及び実燃料噴射量に基づいて求めた燃料噴射タイミングにて燃料噴射弁３４から噴射する。更に点火時期制御ではエンジン回転数ＮＥ及び負荷率ｅｋｌｑに基づいて基本点火時期を求め、各種の補正を行って実点火時期を求めて点火を実行する。
【００９３】
上述した構成において、吸気カムシャフト７２、リフト可変機構１００及びローラロッカーアーム７４からなる機構がバルブ駆動機構に、アクセルペダル４６がアクセル操作部に、ワイヤ４８及び巻き取りプーリ１４０が操作力伝達系に、巻き取りプーリ１４０が回転変換機構に、ＥＣＵ６４が制御手段に相当する。
【００９４】
以上説明した本実施の形態１によれば、以下の効果が得られる。
（イ）．ワイヤ４８及び巻き取りプーリ１４０によりアクセルペダル４６とコントロールシャフト１３０とが連結されているので、アクセルペダル４６の操作力は直接、巻き取りプーリ１４０を回転させる。そしてこの回転力に変換された操作力がコントロールシャフト１３０に伝達されている。
【００９５】
このためエンジン２の低回転時や低温時でも、運転者の操作力が原動力としてコントロールシャフト１３０に与えられるので、エンジン２の運転状態や環境による影響を抑制して、バルブ特性の変更をアクセルペダル４６の操作に対応させることができる。このことにより吸入空気量の調量が容易となり始動性等のエンジン運転性は良好なものとなる。
【００９６】
そして、運転者によるアクセルペダル４６を踏む力が原動力の全てとなっているのでリフト可変機構１００を駆動するための燃費は不要となる。このため燃費の悪化を招くおそれが全くない。
【００９７】
（ロ）．アクセルペダル４６とコントロールシャフト１３０とを、ワイヤ４８及び巻き取りプーリ１４０にて連結する構成であるので、軸方向の操作力を容易に回転操作力に変換できる。しかも操作力伝達系の構造が簡易となるので、耐久性が高く製造コストが抑制できる。
【００９８】
（ハ）．更に、巻き取りプーリ１４０の直径を大きくすることにより、特別な機構を用いなくとも回転操作力を増幅することが容易に実現できる。
（ニ）．ＥＣＵ６４が行うエンジン制御では、回転角Ｌθとエンジン回転数ＮＥとから負荷率ｅｋｌｑを算出している。このようにエアフローメータを用いないので、エンジン２が簡易な構成となり耐久性が高く製造コストが抑制できる。
【００９９】
（ホ）．負荷率算出処理（図９）では回転センサ１０１にて検出したコントロールシャフト１３０の回転角Ｌθをそのまま用いて負荷率ｅｋｌｑを算出している。コントロールシャフト１３０の回転角Ｌθは温度の影響をほとんど受けないので、コントロールシャフト１３０の温度を検出して回転角Ｌθを補正する必要がない。このため簡易な構成で、精度の高いエンジン制御が可能となる。
【０１００】
［実施の形態２］
本実施の形態では、図１０に示すごとく、ワイヤ４８を引くためのアクセルペダル１４６及びこれをアシストする構成が備えられている点が異なる。更に、リフト可変機構２００の巻き取りプーリ２０２の直径が小さくされている。これ以外は前記実施の形態１と同じ構成である。
【０１０１】
アクセルペダル１４６は作用部１４６ｃが支持部１４６ｂと踏み込み部１４６ａとの間に存在する。したがって運転者がアクセルペダル１４６を踏み込んだ場合には、作用部１４６ｃは踏み込み方向と同じ方向に押し込まれることになる。
【０１０２】
作用部１４６ｃには入力側ロッド１４６ｄが揺動可能に取り付けられ、この入力側ロッド１４６ｄはブースタ機構１５０に接続されている。
ブースタ機構１５０はアクセルペダル１４６の踏み込み力を増幅させるものであり、ダイヤフラム１５０ａにより区画されて形成された２つの圧力室１５０ｂ，１５０ｃを有している。この内、第１圧力室１５０ｂへは、チェック弁１５２を介してエンジン２の駆動あるいはバッテリからの電気エネルギーにより駆動するバキュームポンプから負圧が供給されている。このチェック弁１５２は第１圧力室１５０ｂからバキュームポンプへの空気の流れを許し、逆の流れは禁止するものである。
【０１０３】
上記ブースタ機構１５０は次のように機能する。すなわちアクセルペダル１４６が踏み込まれていない時には、ブースタ機構１５０内に設けられた負圧制御バルブ１５０ｅは第１圧力室１５０ｂ内の負圧を第２圧力室１５０ｃ内へ導入している。このため第１圧力室１５０ｂと第２圧力室１５０ｃとは同じ圧力状態となるので、スプリング１５０ｆによりダイヤフラム１５０ａはアクセルペダル１４６側に押し戻されている。このためダイヤフラム１５０ａと連動するプッシュロッド１５０ｇは、揺動レバー１５４の押圧端部１５４ａを押すことはない。このため中央部分の支持部１５４ｂにて揺動可能に支持されている揺動レバー１５４は揺動することが無く、押圧端部１５４ａの反対側にある作用端部１５４ｃは移動することはない。したがって作用端部１５４ｃと接続しているワイヤ４８は引き出されない。
【０１０４】
一方、アクセルペダル１４６が踏み込まれると、アクセルペダル１４６に設けられた入力側ロッド１４６ｄに連動して負圧制御バルブ１５０ｅが第１圧力室１５０ｂと第２圧力室１５０ｃとの間を遮断するとともに、大気を第２圧力室１５０ｃに導入する。このことにより負圧状態の第１圧力室１５０ｂと、大気圧の導入により第１圧力室１５０ｂより高圧となった第２圧力室１５０ｃとの間に圧力差が生じる。このためアクセルペダル１４６に対する踏み込み力が増幅されてダイヤフラム１５０ａはスプリング１５０ｆの付勢力に抗してプッシュロッド１５０ｇを押し出す。このことにより揺動レバー１５４の押圧端部１５４ａが押される。
【０１０５】
こうして押圧端部１５４ａの反対側にある作用端部１５４ｃが押圧端部１５４ａとは反対方向に移動してワイヤ４８が引き出される。したがってリフト可変機構２００の巻き取りプーリ２０２が回転して、前記実施の形態１にて説明したごとくのメカニズムにより吸気バルブ１２ａ，１２ｂのリフト量及び作用角が増加する。
【０１０６】
そしてアクセルペダル１４６が踏み戻されると、入力側ロッド１４６ｄに連動して負圧制御バルブ１５０ｅが第２圧力室１５０ｃと外気側との連通を遮断し、第１圧力室１５０ｂと第２圧力室１５０ｃとの間を連通状態にする。このことにより第２圧力室１５０ｃ内に第１圧力室１５０ｂから負圧が導入される。このため第１圧力室１５０ｂと第２圧力室１５０ｃとの圧力は近づく。したがってダイヤフラム１５０ａはスプリング１５０ｆの付勢力によりアクセルペダル１４６側に移動する。このことによりプッシュロッド１５０ｇは戻り、揺動レバー１５４の押圧端部１５４ａを戻す。
【０１０７】
このことにより作用端部１５４ｃが戻ると共に、巻き取りプーリ２０２の回転力によりワイヤ４８も引き戻され、巻き取りプーリ２０２は元の回転角に戻る。こうして吸気バルブ１２ａ，１２ｂのリフト量及び作用角が元の状態に戻る。
【０１０８】
上述した構成において、吸気カムシャフト７２、リフト可変機構２００及びローラロッカーアーム７４からなる機構がバルブ駆動機構に、下に示した操作力伝達系、リフト可変機構２００及びローラロッカーアーム７４が可変動弁機構に相当する。更に、アクセルペダル１４６がアクセル操作部に、ブースタ機構１５０、揺動レバー１５４、ワイヤ４８及び巻き取りプーリ２０２が操作力伝達系に、ブースタ機構１５０が倍力機構に、巻き取りプーリ２０２が回転変換機構に相当する。
【０１０９】
以上説明した本実施の形態２によれば、以下の効果が得られる。
（イ）．ブースタ機構１５０、揺動レバー１５４、ワイヤ４８及び巻き取りプーリ２０２を介してアクセルペダル１４６とコントロールシャフト１３０とが連結されているので、アクセルペダル１４６の操作力は直接、巻き取りプーリ２０２を回転させる力となる。そしてこの回転力に変換された操作力がコントロールシャフト１３０に伝達されている。
【０１１０】
ブースタ機構１５０を用いているため、運転者の操作力は、リフト可変機構２００を駆動する原動力の一部である。しかし、アクセルペダル１４６とコントロールシャフト１３０とは連結されているので、エンジン２の運転状態や環境による影響を抑制して、バルブ特性の変更をアクセルペダル１４６の操作に対応させることができる。
【０１１１】
そして、運転者によるアクセルペダル１４６の踏み込み力が原動力に加わっているのでリフト可変機構２００を駆動するための燃費は少なくて済む。このため燃費の悪化を抑制できる。
【０１１２】
（ロ）．ブースタ機構１５０を用いているため、アクセルペダル１４６によるコントロールシャフト１３０の回転を容易にすることができる。
又、このことにより巻き取りプーリ２０２の直径が小さくても運転者が吸気バルブのリフト量及び作用角を容易に変更できるので、エンジン２において巻き取りプーリ２０２の取り付けスペースに制約がある場合においても、容易にリフト可変機構２００をエンジン２に設けることができる。
【０１１３】
（ハ）．前記実施の形態１の（ハ）〜（ホ）の効果を生じる。
［実施の形態３］
本実施の形態では、図１１に示すごとく、ワイヤ４８を引くためのアクセルペダル２４６及びこれをアシストする構成が備えられている点が異なる。そしてアシスト制御がＥＣＵにより実行されている点が異なる。これ以外は前記実施の形態２と同じ構成である。
【０１１４】
アクセルペダル２４６において、作用部２４６ｃは支持部２４６ｂを挟んで踏み込み部２４６ａとは反対側に存在する。したがって運転者がアクセルペダル２４６を踏み込んだ場合には、作用部２４６ｃは踏み込み方向とは反対方向に引かれることになる。
【０１１５】
油圧シリンダ２５０はアクセルペダル２４６の踏み込み操作をアシストするものであり、ピストン２５０ａにより区画されて形成された２つの圧力室２５０ｂ，２５０ｃを有している。これら圧力室２５０ｂ，２５０ｃには、油圧経路２５０ｄ，２５０ｅにより、手動遮断弁２５１とＥＣＵにより駆動される３位置電磁弁２５２とを介して、作動油圧供給経路２５４ａとリターン経路２５６ａとが接続されている。作動油圧供給経路２５４ａは油圧ポンプ２５４から作動油圧が供給され、リターン経路２５６ａはリザーバ２５６側に作動油圧を解放する経路である。尚、油圧ポンプ２５４はバッテリを電源とする電動モータ２５５により駆動される。
【０１１６】
手動遮断弁２５１は、油圧経路２５０ｄ，２５０ｅをそのまま３位置電磁弁２５２側へ接続する位置２５１Ｌと、油圧経路２５０ｄ，２５０ｅ同士を接続し３位置電磁弁２５２側を遮断する位置２５１Ｒとの２位置弁として構成されている。この手動遮断弁２５１は通常時は図１１に示されているように位置２５１Ｌにあり、油圧経路２５０ｄ，２５０ｅをそのまま３位置電磁弁２５２側へ接続している。
【０１１７】
尚、３位置電磁弁２５２の駆動ができない異常時には、運転者がボタンＢＲを押し込むことにより、位置２５１Ｒに切り換えて、３位置電磁弁２５２側を切り離す。このことにより、圧力室２５０ｂ，２５０ｃ同士が直接連通してピストン２５０ａが油圧シリンダ２５０内で自由に移動できるようになり、３位置電磁弁２５２が駆動できなくてもアクセルペダル２４６によるコントロールシャフト１３０の回転操作が可能となる。
【０１１８】
そして故障部分の修理により３位置電磁弁２５２が正常駆動できる状態に戻れば、ボタンＢＬを押し込んで位置２５１Ｌに戻すことにより、再度、３位置電磁弁２５２と油圧シリンダ２５０とによる後述する油圧アシストが可能となる。
【０１１９】
３位置電磁弁２５２はソレノイドに通電がなされていない場合には、図１１に示したごとくリターン経路２５６ａは第１油圧経路２５０ｄに接続し、作動油圧供給経路２５４ａは第２油圧経路２５０ｅに接続する位置２５２Ｌとなるので、ピストン２５０ａを油圧により図示左側に移動させることができる。
【０１２０】
又、３位置電磁弁２５２に中程度の通電がなされる場合には、作動油圧供給経路２５４ａとリターン経路２５６ａとが連通し、第１油圧経路２５０ｄと第２油圧経路２５０ｅとはそれぞれ遮断される位置２５２Ｍとなる。このためピストン２５０ａの位置を維持することができる。
【０１２１】
３位置電磁弁２５２に最大の通電がなされている場合には、リターン経路２５６ａは第２油圧経路２５０ｅに接続し、作動油圧供給経路２５４ａは第１油圧経路２５０ｄに接続する位置２５２Ｒとなるので、ピストン２５０ａを油圧により図示右側に移動させることができる。
【０１２２】
油圧シリンダ２５０内のピストン２５０ａには入力側ロッド２５０ｆが設けられて、アクセルペダル２４６の作用部２４６ｃに連結されている。又、ピストン２５０ａには入力側ロッド２５０ｆの反対側に出力側ロッド２５０ｇが設けられて、ワイヤ４８に接続されている。
【０１２３】
したがって運転者によるアクセルペダル２４６の踏み込み操作に応じて、３位置電磁弁２５２を駆動制御することにより、アクセルペダル２４６の踏み込み操作を油圧アシストして、吸気バルブのリフト量及び作用角調節を容易にすることができる。
【０１２４】
尚、運転者によるアクセルペダル２４６の踏み込み操作は、運転者によるアクセルペダル２４６の踏み込み力に対応して入力側ロッド２５０ｆに生じる歪み量を、入力側ロッド２５０ｆに設けた歪みセンサ２５８により検出することで判断している。そして、この歪み量が常に一定、ここでは歪みが「０」を含む或る範囲に収束するように３位置電磁弁２５２を制御してピストン２５０ａを移動させることで油圧アシストを実行している。
【０１２５】
すなわち運転者によりアクセルペダル２４６が踏み込まれていない時には、圧縮スプリング２４６ｄから入力側ロッド２５０ｆは圧縮される方向の歪みを受けるので、ＥＣＵは３位置電磁弁２５２による油圧制御によりピストン２５０ａを図示左側に移動させて、ワイヤ４８の引き出し量を最小にする。この時の巻き取りプーリ２０２の状態は前記実施の形態１の図４にて示した巻き取りプーリ１４０と同じ状態であり、巻き取りプーリ２０２の係止突起はストッパーに当接している。このため前記図５に示したごとく吸気バルブは最小リフト量及び最小作用角となり、最小開度となる。
【０１２６】
運転者によりアクセルペダル２４６が踏み込まれた時には、入力側ロッド２５０ｆは、アクセルペダル２４６の作用部２４６ｃから伸張される方向の歪みを受ける。このためＥＣＵは３位置電磁弁２５２の油圧制御によりピストン２５０ａを図示右側に移動させて、入力側ロッド２５０ｆの伸張歪みが小さくなるようにする。この油圧シリンダ２５０のアシスト力と運転者の踏み込み力とによりワイヤ４８は引き出される。この時、巻き取りプーリ２０２はワイヤ４８に引かれて回転し、アーム１３２，１３４の先端にある揺動ロッド１３６，１３８を持ち上げる。このことにより前記図６に示したごとく吸気バルブのリフト量及び作用角は大きくなり開度も大きくなる。そして運転者がアクセルペダル２４６を最も深く踏み込んだ時には、前記図７に示したごとく吸気バルブのリフト量及び作用角は最大となり最大開度となる。
【０１２７】
運転者がアクセルペダル２４６を戻そうとすれば、圧縮スプリング２４６ｄから入力側ロッド２５０ｆは圧縮される方向の歪みを受けるので、ＥＣＵは３位置電磁弁２５２の油圧制御によりピストン２５０ａを図示左側に移動させて、入力側ロッド２５０ｆの圧縮歪みが小さくなるようにする。このことによりワイヤ４８は巻き取りプーリ２０２側へ巻き戻される。このワイヤ４８の戻し量に応じて吸気バルブのリフト量及び作用角は小さくなり開度も小さくなる。そして運転者がアクセルペダル２４６を完全に離せば、吸気バルブのリフト量及び作用角は最小となり最小開度となる。
【０１２８】
このように、アクセルペダル２４６の踏み込み操作に応じて油圧シリンダ２５０により油圧アシストされることで、運転者は容易にコントロールシャフト１３０を移動させて吸気バルブのリフト量及び作用角が調節できる。
【０１２９】
尚、油圧アシストを実行している時においても運転者はアクセルペダル２４６を押し戻そうとする圧縮スプリング２４６ｄから、踏み込み量に応じた抵抗力を受けるのでアクセルペダル２４６の踏み込み操作に違和感を感じることはない。
【０１３０】
上述した構成において、アクセルペダル２４６がアクセル操作部に、油圧シリンダ２５０、ワイヤ４８及び巻き取りプーリ２０２が操作力伝達系に、油圧シリンダ２５０が油圧アシスト機構を利用した倍力機構に相当する。
【０１３１】
以上説明した本実施の形態３によれば、以下の効果が得られる。
（イ）．油圧シリンダ２５０、ワイヤ４８及び巻き取りプーリ２０２によりアクセルペダル２４６とコントロールシャフト１３０とが連結されているので、アクセルペダル２４６の操作力は直接、巻き取りプーリ２０２を回転させる力となる。そしてこの回転力に変換された操作力がコントロールシャフト１３０に伝達されている。
【０１３２】
油圧シリンダ２５０を用いているため、運転者の操作力は、リフト可変機構２００を駆動する原動力の一部である。しかし、アクセルペダル２４６とコントロールシャフト１３０とは連結されているので、エンジン２の運転状態や環境による影響を抑制して、バルブ特性の変更をアクセルペダル２４６の操作に対応させることができる。
【０１３３】
そして、運転者によるアクセルペダル２４６の踏み込み力が原動力に加わっているのでリフト可変機構２００を駆動するための燃費は少なくて済む。このため燃費の悪化を抑制できる。
【０１３４】
（ロ）．油圧シリンダ２５０を用いていることによる効果は、前記実施の形態２の（ロ）に述べたブースタ機構１５０を用いた効果と同じである。
（ハ）．前記実施の形態１の（ハ）〜（ホ）の効果を生じる。
【０１３５】
（ニ）．本実施の形態の構成では、３位置電磁弁２５２による油圧シリンダ２５０の作動油圧制御により、運転者によるアクセルペダル２４６の操作とは独立してコントロールシャフト１３０の回転角制御を実行できる。
【０１３６】
このため、この油圧アシスト機構を、オートクルーズやトラクションコントロールなどでのエンジン自動出力制御に転用できる。したがってアクセル操作アシストと、オートクルーズやトラクションコントロールとの複数の機能を１つの油圧アシスト機構で達成でき、少ない構成で高性能なエンジン制御システムを構築できる。
【０１３７】
（ホ）．手動遮断弁２５１により、３位置電磁弁２５２の異常時には３位置電磁弁２５２側を遮断して、油圧シリンダ２５０のピストン２５０ａをアクセルペダル２４６により自由に移動できる状態に切り換えることができる。このため３位置電磁弁２５２が故障等で駆動できない場合にも、アクセルペダル２４６にてリフト可変機構２００側を駆動することができ、退避走行が可能となる。
【０１３８】
［実施の形態４］
本実施の形態では、ワイヤを用いずに図１２に示すごとくアクセルペダル１４６は油圧的に後述するリフト可変機構４００と連結している。そして前記実施の形態２と同様にブースタ機構１５０にてアクセルペダル１４６の踏み込み操作をアシストしている。これ以外は前記実施の形態１と同じ構成である。
【０１３９】
アクセルペダル１４６及びブースタ機構１５０については前記実施の形態２にて説明したごとくであるので詳細な説明は省略する。
ブースタ機構１５０のプッシュロッド１５０ｇ側には、マスターシリンダ３００が設けられて、マスターピストン３００ａにプッシュロッド１５０ｇが接続されている。このため運転者がアクセルペダル１４６を踏み込むとブースタ機構１５０にて増幅された踏み込み力にてプッシュロッド１５０ｇはマスターピストン３００ａを押して、マスター油圧室３００ｂを圧縮することができる。
【０１４０】
マスター油圧室３００ｂは、油圧経路３０２にてリフト可変機構４００を構成しているベーン式油圧回転機構４０２に接続されている。リフト可変機構４００の構成は、ベーン式油圧回転機構４０２、コントロールシャフト１３０、アーム１３２，１３４及び揺動ロッド１３６，１３８から構成されている。コントロールシャフト１３０、アーム１３２，１３４及び揺動ロッド１３６，１３８については前記実施の形態１と同じ構成である。
【０１４１】
ベーン式油圧回転機構４０２の構成を図１３の断面図に示す。図１３（Ａ）に示すごとく、短円筒状のケーシング４０４の中心部にはコントロールシャフト１３０が油密的に挿入されておりベーン体４０６の軸部４０６ａに嵌合している。この軸部４０６ａへは、ケーシング４０４から２つの壁部４０４ａ，４０４ｂが軸対称な位置から突出して、先端部で油密的に接触している。ベーン体４０６の軸部４０６ａからも２つのベーン４０６ｂ，４０６ｃが突出してケーシング４０４の内周面に油密的に接触している。
【０１４２】
このことによりケーシング４０４の内部は、４つの部屋に仕切られている。この内、油圧室４０８，４１０がマスター油圧室３００ｂと油圧経路３０２にて油圧的に接続されている。残りのスプリング室４１２，４１４は貫通孔４１２ａ，４１４ａにて外部に開放されているとともに、内部には圧縮スプリング４１２ｂ，４１４ｂが配置されて、油圧室４０８，４１０を圧縮する方向にベーン体４０６に回転力を与えている。そして、一方の油圧室４０８内にはストッパー４１６が設けられ、一方のスプリング室４１２にもストッパー４１８が設けられて、ベーン体４０６の回転範囲を制限している。
【０１４３】
図１３（Ｂ）は運転者がアクセルペダル１４６を踏み込んでいない状態を示している。この場合、圧縮スプリング４１２ｂ，４１４ｂの付勢力により、ベーン４０６ｂはストッパー４１６に当接しており、油圧室４０８，４１０は最も縮小した状態にある。したがって揺動ロッド１３６，１３８は前記実施の形態１の図５に示したごとく最もローラロッカーアーム７４から離れた位置となるので、吸気行程時における吸気バルブのリフト量及び作用角も最小のものとなる。
【０１４４】
前記図１３（Ａ）は運転者がアクセルペダル１４６を中程度に踏み込んだ状態を示している。この場合、マスター油圧室３００ｂから供給される油圧によりベーン式油圧回転機構４０２の油圧室４０８，４１０内が昇圧する。このためベーン体４０６は圧縮スプリング４１２ｂ，４１４ｂの付勢力に抗して、図示時計回りに回転し、油圧室４０８，４１０の容積を拡大する。このことによりコントロールシャフト１３０が回転して、アーム１３２，１３４を介して揺動ロッド１３６，１３８は、前記実施の形態１の図６に示したごとく中程度にローラロッカーアーム７４に近づく。このため吸気行程時における吸気バルブのリフト量及び作用角も中程度となる。
【０１４５】
前記図１３（Ｃ）は運転者がアクセルペダル１４６を最大限に踏み込んだ状態を示している。この場合、マスター油圧室３００ｂから供給される油圧によりベーン体４０６は圧縮スプリング４１２ｂ，４１４ｂの付勢力に抗して図示時計回りに回転して、ベーン４０６ｂがストッパー４１８に当接するまで、油圧室４０８，４１０の容積を拡大する。このことにより揺動ロッド１３６，１３８は、前記実施の形態１の図７に示したごとく最もローラロッカーアーム７４に近づくので、吸気行程時における吸気バルブのリフト量及び作用角が最大状態となる。
【０１４６】
運転者がアクセルペダル１４６を戻せば、マスター油圧室３００ｂの油圧低下に対応してベーン体４０６は図示反時計回りに回転することで揺動ロッド１３６，１３８がローラロッカーアーム７４から離れて行き、吸気行程時における吸気バルブのリフト量及び作用角が小さくなって行く。そして運転者がアクセルペダル１４６を離せば、吸気行程時における吸気バルブのリフト量及び作用角も最小の状態に戻る。
【０１４７】
上述した構成において、吸気カムシャフト７２、リフト可変機構４００及びローラロッカーアーム７４からなる機構がバルブ駆動機構に、操作力伝達系、リフト可変機構４００及びローラロッカーアーム７４が可変動弁機構に相当する。更に、アクセルペダル１４６がアクセル操作部に、ブースタ機構１５０、マスターシリンダ３００、油圧経路３０２及びベーン式油圧回転機構４０２が操作力伝達系に、ブースタ機構１５０が倍力機構に、ベーン式油圧回転機構４０２が回転変換機構に相当する。
【０１４８】
以上説明した本実施の形態４によれば、以下の効果が得られる。
（イ）．ブースタ機構１５０、マスターシリンダ３００、油圧経路３０２及びベーン式油圧回転機構４０２を介しているが、アクセルペダル１４６の操作力はコントロールシャフト１３０に回転力として伝達されている。
【０１４９】
このためエンジンの低回転時や低温時でも、運転者の操作力が原動力としてコントロールシャフト１３０に与えられるので、エンジン２の運転状態や環境による影響を抑制して、バルブ特性の変更をアクセルペダル１４６の操作に対応させることができる。このことにより吸入空気量の調量が容易となり始動性等のエンジン運転性を良好なものとなる。
【０１５０】
そして、運転者によるアクセルペダル１４６の踏み込み力が原動力に加わっているのでリフト可変機構４００を駆動するための燃費は少なくて済む。このため燃費の悪化を抑制できる。
【０１５１】
（ロ）．ブースタ機構１５０を用いているため、ケーシング４０４の直径や長さを小さいものとしても、アクセルペダル１４６によるコントロールシャフト１３０の回転を容易にすることができる。このためエンジン２におけるベーン式油圧回転機構４０２の取り付けスペースを小さくすることができる。
【０１５２】
（ハ）．更に、ベーン式油圧回転機構４０２のケーシング４０４の直径を大きくすることにより、特別な機構を用いなくとも回転操作力を増幅することが容易に実現できる。
【０１５３】
（ニ）．前記実施の形態１の（ニ）、（ホ）の効果を生じる。
［実施の形態５］
本実施の形態では、図１４に示すごとく、ワイヤ４８を引くためのアクセルペダル４４６及びこれを梃子の原理によりアシストする構成が備えられている点が異なる。これ以外は前記実施の形態２と同じ構成である。
【０１５４】
アクセルペダル４４６は、作用部４４６ｃが支持部４４６ｂと踏み込み部４４６ａとの間に存在する。したがって運転者がアクセルペダル４４６を踏み込んだ場合には作用部４４６ｃは踏み込み方向と同じ方向に押し込まれることになる。
【０１５５】
作用部４４６ｃにある長孔には入力側ロッド４４６ｄの一端が連結されている。この入力側ロッド４４６ｄは軸方向に移動可能に図示していない軸受けにて支持されている。
【０１５６】
更に入力側ロッド４４６ｄの他端は揺動レバー４５４の押圧端部４５４ａにある長孔に連結されている。揺動レバー４５４は、その中央部分の支持部４５４ｂにて支持部材４５５により揺動可能に支持されているため、押圧端部４５４ａの反対側にある作用端部４５４ｃが押圧端部４５４ａとは反対方向に移動する。尚、支持部材４５５と押圧端部４５４ａとの間には圧縮スプリング４５４ｄが配置されているため、揺動レバー４５４には図１４において時計回りに付勢力が作用している。
【０１５７】
そして揺動レバー４５４の作用端部４５４ｃにはワイヤ４８が接続されている。したがって運転者がアクセルペダル４４６を踏み込むと、揺動レバー４５４は圧縮スプリング４５４ｄの付勢力に抗して反時計回りに回転して、ワイヤ４８を引き出す。このことによりリフト可変機構２００のコントロールシャフト１３０が回転して、吸気バルブのリフト量及び作用角が増加する。
【０１５８】
この時、揺動レバー４５４において、中央部分の支持部４５４ｂから押圧端部４５４ａの長孔までの距離と、中央部分の支持部４５４ｂから作用端部４５４ｃのワイヤ４８の取り付け位置までの距離とは、前者の方が長く設定されている。したがって梃子の原理により、運転者は、直接にワイヤ４８を引き出すよりも、弱い操作力でワイヤ４８を引き出すことができる。
【０１５９】
そしてアクセルペダル４４６が戻されると、入力側ロッド４４６ｄから押圧端部４５４ａへの押圧力が低下するので、圧縮スプリング４５４ｄの付勢力により、揺動レバー４５４が時計回転する。このことにより作用端部４５４ｃに接続されているワイヤ４８が戻され、リフト可変機構２００のコントロールシャフト１３０が逆回転して吸気バルブのリフト量及び作用角が減少する。
【０１６０】
上述した構成において、アクセルペダル４４６がアクセル操作部に、揺動レバー４５４、ワイヤ４８及び巻き取りプーリ２０２が操作力伝達系に、揺動レバー４５４が倍力機構に相当する。
【０１６１】
以上説明した本実施の形態５によれば、以下の効果が得られる。
（イ）．揺動レバー４５４、ワイヤ４８及び巻き取りプーリ２０２を介してアクセルペダル４４６とコントロールシャフト１３０とが連結されているので、アクセルペダル４４６の操作力は直接、巻き取りプーリ２０２を回転させる力となる。そしてこの回転力に変換された操作力がコントロールシャフト１３０に伝達されている。
【０１６２】
この場合、運転者の操作力は、リフト可変機構２００を駆動する原動力の全てであるので、エンジン２の運転状態や環境による影響を抑制して、バルブ特性の変更をアクセルペダル４４６の操作に対応させることができる。
【０１６３】
そして、運転者によるアクセルペダル４４６を踏む力が原動力の全てとなっているのでリフト可変機構２００を駆動するための燃費は不要となる。このため燃費の悪化を招くおそれが全くない。
【０１６４】
（ロ）．揺動レバー４５４により梃子の原理を応用しているため、アクセルペダル４４６によるコントロールシャフト１３０の回転を容易にすることができる。
【０１６５】
又、このことにより巻き取りプーリ２０２側の直径が小さくても運転者が吸気バルブのリフト量及び作用角を容易に変更できるので、エンジン２において巻き取りプーリ２０２の取り付けスペースに制約がある場合においても容易にリフト可変機構２００をエンジン２に設けることができる。
【０１６６】
（ハ）．前記実施の形態１の（ハ）〜（ホ）の効果を生じる。
［実施の形態６］
本実施の形態では、図１５のエンジン縦断面図及び図１６のエンジン平面図に示すごとく可変動弁機構が異なる。これ以外の基本的構成は前記実施の形態１と同じである。
【０１６７】
可変動弁機構は、ワイヤ４８、リフト可変機構５００及びローラロッカーアーム６０６にて構成されている。リフト可変機構５００は、図１７に示すごとく巻き取りプーリ５０２及び仲介駆動機構６００から構成されている。
【０１６８】
仲介駆動機構６００は、各気筒毎に１つ、全気筒で４つの中間カム６０２（図１８）が、クランク状に形成されたコントロールシャフト６０４（図１９）にて連結されて構成されている。尚、図１７では両端の２つの仲介駆動機構６００のみ示し、各仲介駆動機構６００がそれぞれ該当する気筒のローラロッカーアーム６０６に配置されている状態を示している。
【０１６９】
各中間カム６０２は、図１８に示したごとく円筒状のベース部６０８、入力部６１０及び２つの出力部６１２から構成されている。ベース部６０８の中心部分には、円筒状外周面６０８ａと同軸に形成された軸孔６０８ｂが形成されている。この軸孔６０８ｂにコントロールシャフト６０４のピン部６０４ｂが挿入されることで、中間カム６０２はコントロールシャフト６０４に取り付けられているが、中間カム６０２はピン部６０４ｂに対しては回転可能となっている。
【０１７０】
入力部６１０は、ベース部６０８の円筒状外周面６０８ａの軸方向中央付近から突出する２つのアーム６１０ａ、これらアーム６１０ａの先端にベース部６０８の軸方向と平行に掛け渡されているシャフト６１０ｂ、及びこのシャフト６１０ｂに回転可能に取り付けられたローラ６１０ｃとから構成されている。２つの出力部６１２は、入力部６１０の軸方向両側にそれぞれ設けられ、ベース部６０８の円筒状外周面６０８ａから突出する略三角形状に形成されている。この出力部６１２の一辺はわずかに凹状に湾曲するカム面６１２ａを形成している。
【０１７１】
そしてベース部６０８の両端面には段差部６０８ｃが形成されており、２つの端面６０８ｄ，６０８ｅに分割されている。この段差部６０８ｃは周方向に直行する面を形成し、圧縮スプリング６１４の一端が挿入されて取り付けられる穴部（図示略）が形成されている。
【０１７２】
コントロールシャフト６０４は、図１９に示したごとく、主軸部６０４ａ、ピン部６０４ｂ、及びプレート部６０４ｃから構成されている。巻き取りプーリ５０２の回転に伴って、巻き取りプーリ５０２の中心に嵌合されている主軸部６０４ａが回転されることによりコントロールシャフト６０４全体が回転されるように構成されている。尚、この主軸部６０４ａの回転角は、前述した回転センサ１０１により検出されている。
【０１７３】
コントロールシャフト６０４が図１６に示したごとくシリンダヘッド８に取り付けられた状態では、主軸部６０４ａは、シリンダヘッド８上の軸受け部にベアリングキャップ６１６により回転可能に配置されている。尚、このベアリングキャップ６１６は吸気カムシャフト６１８用のベアリングキャップと一体化されている。そしてこの各ベアリングキャップ６１６に各プレート部６０４ｃが隣接するようにされている。
【０１７４】
このプレート部６０４ｃにおいて、主軸部６０４ａに取り付けられている基端側とは反対の先端側では、ピン部６０４ｂがプレート部６０４ｃ間を接続するように設けられている。そしてこのピン部６０４ｂには前述したごとく中間カム６０２が回転（自転）可能に取り付けられている。したがって巻き取りプーリ５０２の回転により主軸部６０４ａが回転されると、プレート部６０４ｃの先端側が主軸部６０４ａを中心として振られる。このためピン部６０４ｂと共に中間カム６０２も主軸部６０４ａを中心に回転、すなわち公転することになる。
【０１７５】
主軸部６０４ａの回転軸は、ローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａの回転軸Ａｒ上に配置されている。そしてこの配置状態にて、図１５に示したごとく、ベース部６０８の円筒状外周面６０８ａは、ローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａに接触するように、ベース部６０８の直径が設定されている。このためコントロールシャフト６０４の主軸部６０４ａが回転すると、中間カム６０２のベース部６０８は、常に円筒状外周面６０８ａがローラ６０６ａと接触した状態を維持して公転することになる。
【０１７６】
尚、コントロールシャフト６０４のプレート部６０４ｃには、中間カム６０２のベース部６０８の端部に設けられた一方の段差部６０８ｃに対抗して、スプリング受け部６０４ｄが形成されている。このスプリング受け部６０４ｄには圧縮スプリング６１４の一端が挿入されて取り付けられる穴部（図示略）が形成されている。したがって図１７のごとく、中間カム６０２がコントロールシャフト６０４に組み込まれて、図１５のごとくローラロッカーアーム６０６と吸気カム６１８ａとの間に配置された状態では、中間カム６０２は、ピン部６０４ｂに対して相対的に回転する付勢力を圧縮スプリング６１４から受ける。このため、入力部６１０が吸気カム６１８ａの方向に持ち上げられて、入力部６１０のローラ６１０ｃは常に吸気カム６１８ａに当接するようになる。
【０１７７】
このようにリフト可変機構５００が構成されているので、運転者は、アクセルペダル４６を操作することにより、ワイヤ４８を介して巻き取りプーリ５０２を回転させてコントロールシャフト６０４の主軸部６０４ａを回転させることができる。そして、このことにより中間カム６０２を、主軸部６０４ａに対して公転させるとともに、ローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａに対して公転させることができる。
【０１７８】
このようにしてローラ６０６ａに対する中間カム６０２の回転角を調節できる。この結果、次に説明するごとく、吸気バルブ１２ａのリフト量及び作用角を調節することが可能となる。以下、アクセルペダル４６による中間カム６０２の公転と、吸気バルブ１２ａのリフト変化について説明する。
【０１７９】
まず、運転者がアクセルペダル４６を踏み込んでいないために吸気バルブ１２ａが最小リフト量及び最小作用角である状態を図２０に示す。図２０（Ａ）の状態は、吸気行程以外の行程であって、回転軸Ａｒに対して図示反時計回りの限界回転角Ｌに中間カム６０２の回転軸Ａｓが存在する状態を示している。
【０１８０】
吸気行程となって、吸気カム６１８ａにより入力部６１０のローラ６１０ｃが押し下げられると、中間カム６０２全体はコントロールシャフト６０４のピン部６０４ｂを軸として図示反時計回りに自転する。この時、ベース部６０８の円筒状外周面６０８ａがローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａに接触した状態で、中間カム６０２が自転する状態が長期間継続する。
【０１８１】
その後、ローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａは出力部６１２のカム面６１２ａに乗り上げる。このことによりローラロッカーアーム６０６は出力部６１２のカム面６１２ａにより押し下げられるようにして駆動し、アジャスタ６２０の先端支持部分を中心として回転して、ステムエンド１２ｃを押し下げて、吸気バルブ１２ａを図２０（Ｂ）の状態まで押し開く。
【０１８２】
そして、更に吸気カムシャフト６１８が回転すると、図２０（Ｂ）の状態から図２０（Ａ）の状態に戻ってゆく。このようにして吸気バルブ１２ａを最小開度で開くことができる。
【０１８３】
運転者がアクセルペダル４６を踏み込んだ場合には中間カム６０２は回転軸Ａｒを中心として時計回りに公転する。図２１にアクセルペダル４６が最大限に踏み込まれた状態を示す。この時、中間カム６０２の回転軸Ａｓはローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａの回転軸Ａｒに対して時計回りの限界回転角Ｈに来る。
【０１８４】
図２１（Ａ）の状態は吸気行程以外の行程での状態を示している。この状態では、出力部６１２のカム面６１２ａは、ローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａに隣接する位置に存在する。
【０１８５】
吸気行程となって、吸気カム６１８ａにより最大限に入力部６１０のローラ６１０ｃが押し下げられた状態を図２１（Ｂ）に示す。この時、吸気カム６１８ａにより中間カム６０２全体が反時計回りに自転するが、この自転においては、初期からローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａは出力部６１２のカム面６１２ａに乗り上げる。このことにより中間カム６０２の自転初期からローラロッカーアーム６０６はアジャスタ６２０の先端支持部分を中心として回転してステムエンド１２ｃを押し下げ、吸気バルブ１２ａを最大限に押し開く。
【０１８６】
そして、更に吸気カムシャフト６１８が回転すると、図２１（Ｂ）の状態から図２１（Ａ）の状態に戻ってゆく。このようにして吸気バルブ１２ａを最大開度に開くことができる。
【０１８７】
このようにしてアクセルペダル４６によって中間カム６０２の公転における回転角を調節することにより、吸気バルブ１２ａのリフト量及び作用角は前記図８のグラフに示したごとく最小と最大とのリフト量及び作用角パターン間で、吸気バルブ１２ａのリフト量及び作用角が無段階に連続的に変更可能となる。
【０１８８】
上述した構成において、吸気カムシャフト６１８、リフト可変機構５００及びローラロッカーアーム６０６からなる機構がバルブ駆動機構に、ワイヤ４８及び巻き取りプーリ５０２が操作力伝達系に、巻き取りプーリ５０２が回転変換機構に相当する。
【０１８９】
以上説明した本実施の形態６によれば、以下の効果が得られる。
（イ）．前記実施の形態１の（イ）〜（ホ）の効果を生じる。
（ロ）．コントロールシャフト６０４によるリフト量及び作用角の調整を実行しても、中間カム６０２は常に吸気カム６１８ａとローラロッカーアーム６０６とに接触した状態にあるので、エンジン騒音はより小さくなる。
【０１９０】
［実施の形態７］
本実施の形態では、図２２のエンジン縦断面図に示すごとくリフト可変機構７００が異なり、これ以外の基本的構成は前記実施の形態６と同じである。リフト可変機構７００の内でも特に、図２３に示すごとくの仲介駆動機構８００の構成が異なる。
【０１９１】
可変動弁機構は、ワイヤ４８、リフト可変機構７００及びローラロッカーアーム６０６にて構成されている。リフト可変機構７００は、巻き取りプーリ５０２及び仲介駆動機構８００から構成されている。ただし仲介駆動機構８００は、前記実施の形態６とは異なりコントロールシャフト８０４の回転は、図２２において反時計回転側で吸気バルブ１２ａのリフト量及び作用角が大きくなるように構成されている。このためワイヤ４８は巻き取りプーリ５０２に対してアクセルペダルを踏み込むとコントロールシャフト８０４が反時計回転する方向に取り付けられている。
【０１９２】
図２３に示した仲介駆動機構８００は、各気筒毎に１つ、全気筒で４つの中間カム８０２（図２４）が１つのコントロールシャフト８０４に取り付けられた構成をなしている。尚、図２３では１つの中間カム８０２の周辺のみを示している。
【０１９３】
各中間カム８０２は、図２４に示したごとく、入力部８０６、ベース部８０８、連結支持アーム８１０及び出力部８１２から構成されている。この内、ベース部８０８、連結支持アーム８１０及び出力部８１２は、図２５に示すごとく一体に形成されている。
【０１９４】
円筒状に形成されているベース部８０８の中心部分には、円筒状外周面８０８ａと同軸に形成された軸孔８０８ｂが形成されている。この軸孔８０８ｂにはコントロールシャフト８０４の主軸部８０４ａ（図２７）が挿入されることで、ベース部８０８はコントロールシャフト８０４に回転可能に取り付けられている。
【０１９５】
連結支持アーム８１０は、ベース部８０８から径方向に２本が突出して設けられている。この連結支持アーム８１０の先端の軸孔８１０ａには入力部８０６に設けられた軸部８０６ａ（図２６）が回転可能に取り付けられている。
【０１９６】
入力部８０６は、図２６に示しているごとく、４本の枠部材８０６ｂ，８０６ｃ，８０６ｄ，８０６ｅを一体に形成した四角形の枠状をなしている。ベース部８０８の軸方向とは直行する方向の枠部材８０６ｃ，８０６ｅの間には軸受け８０６ｆ，８０６ｇが設けられて、ローラ８０６ｈが回転可能に掛け渡されるようにして取り付けられている。
【０１９７】
出力部８１２は、ベース部８０８の円筒状外周面８０８ａにおいて、回転位相位置が異なるが連結支持アーム８１０とは軸方向においてほぼ同一の位置に２つ設けられている。この出力部８１２の形状は、ベース部８０８の円筒状外周面８０８ａから突出する略三角形状に形成されている。この出力部８１２の一辺はわずかに凹状に湾曲するカム面８１２ａを形成している。
【０１９８】
そしてベース部８０８の両端面には段差部８０８ｃが形成されており、２つの端面８０８ｄ，８０８ｅとに分割されている。この段差部８０８ｃはベース部８０８の軸方向に平行な面を形成し、圧縮スプリング（図示略）の一端が挿入されて取り付けられる穴部（図示略）が形成されている。
【０１９９】
コントロールシャフト８０４は、図２７に示すごとく、主軸部８０４ａ及び４個の可変支持部材８０４ｂから構成されている。各可変支持部材８０４ｂは、中間カム８０２を両側から摺動可能に挟んで中間カム８０２の軸方向を位置決めをする２枚のアーム板８０４ｃと、アーム板８０４ｃの先端部の間に回転可能に掛け渡されているローラ８０４ｄとから構成されている。又、アーム板８０４ｃには、中間カム８０２のベース部８０８の端部に設けられた一方の段差部８０８ｃに対抗して形成されているスプリング受け部８０４ｅが設けられている。したがって、段差部８０８ｃとスプリング受け部８０４ｅとの間に圧縮スプリングが配置されることにより、仲介駆動機構８００をシリンダヘッドに組み込んだ状態では、入力部８０６のローラ８０６ｈが吸気カム８１８ａに当接するように中間カム８０２に回転付勢力が与えられる。
【０２００】
尚、アーム板８０４ｃは主軸部８０４ａに固定されているので、巻き取りプーリ５０２の回転に伴って主軸部８０４ａが回転されると、アーム板８０４ｃの先端部にあるローラ８０４ｄが主軸部８０４ａを中心として上下に振られることになる。尚、この主軸部８０４ａの回転角は回転センサ（図示略）により検出されている。
【０２０１】
コントロールシャフト８０４は、前記実施の形態６におけるコントロールシャフトと同様に、主軸部８０４ａは、シリンダヘッド上の軸受け部にベアリングキャップにより回転可能に配置される。そして各ベアリングキャップにアーム板８０４ｃが隣接するようにされている。
【０２０２】
図２２に示したごとく主軸部８０４ａの回転軸Ａｔは、ローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａの回転軸Ａｒと平行に配置されている。そしてこの配置状態にて、ベース部８０８の円筒状外周面８０８ａは、ローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａに接触するようにされている。主軸部８０４ａは回転するのみで、位置は固定されているので、ベース部８０８は常に円筒状外周面８０８ａとローラ６０６ａとの接触状態を維持することになる。
【０２０３】
このように構成された仲介駆動機構８００は、運転者がアクセルペダルを操作することでワイヤ４８を介してコントロールシャフト８０４の主軸部８０４ａを回転させる。このことで入力部８０６に対して可変支持部材８０４ｂに設けたローラ８０４ｄの当接支持位置を変更させることができる。このことにより中間カム８０２の自転における回転角を調節でき、結果として吸気バルブ１２ａのリフト量及び作用角を調節することが可能となる。
【０２０４】
以下、運転者のアクセルペダル操作による可変支持部材８０４ｂの当接支持位置変更と、吸気バルブ１２ａのリフト変化について説明する。
運転者がアクセルペダルを踏み込んでいない状態を図２８に示す。図２８（Ａ）の状態は、吸気行程以外の行程状態を示している。この時、コントロールシャフト８０４の主軸部８０４ａの回転角は、可変支持部材８０４ｂを時計回りの限界回転角Ｌとした状態になっている。この状態で、可変支持部材８０４ｂと連結支持アーム８１０とにより支持された入力部８０６は最も回転軸Ａｔに近い位置にある。
【０２０５】
この限界回転角Ｌに可変支持部材８０４ｂを配置した状態において、吸気行程となって吸気カム８１８ａが最大限、入力部８０６のローラ８０６ｈが押し込んだ状態を図２８（Ｂ）に示す。
【０２０６】
吸気カム８１８ａにより入力部８０６のローラ８０６ｈが駆動されることにより、中間カム８０２全体はコントロールシャフト８０４の主軸部８０４ａを回転軸として反時計回りに回転する。この時、ベース部８０８の円筒状外周面８０８ａがローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａに接触した状態で中間カム８０２が回転する。この回転の途中まではベース部８０８の円筒状外周面８０８ａはローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａに接触している。そして途中からはローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａは出力部８１２のカム面８１２ａに乗り上げる。このことによりローラロッカーアーム６０６は出力部８１２のカム面８１２ａにより押し下げられるようにして駆動し、アジャスタ６２０の先端支持部分を中心として回転して、ローラロッカーアーム６０６はステムエンド１２ｃを押し下げ、吸気バルブ１２ａを図２８（Ｂ）の状態まで押し開く。
【０２０７】
そして、更に吸気カム８１８ａが回転すると、図２８（Ｂ）の状態から図２８（Ａ）の状態に戻って行く。このことにより最小リフト量及び最小作用角にて吸気バルブ１２ａを開くことができる。
【０２０８】
次に、運転者がアクセルペダルを踏み込むと、ワイヤ４８及び巻き取りプーリ５０２を介してコントロールシャフト８０４の主軸部８０４ａが反時計回りに回転し、入力部８０６と連結支持アーム８１０との間の角度が図２８の場合よりも大きくされている。図２９は運転者が最大限にアクセルペダルを踏み込んだ場合を示している。この時、可変支持部材８０４ｂは限界回転角Ｈにある。
【０２０９】
図２９（Ａ）は吸気行程以外の行程状態にある場合を示している。そして限界回転角Ｈに可変支持部材８０４ｂが配置されている状態にて、吸気カム８１８ａにより最大限に入力部８０６のローラ８０６ｈが押し込まれた状態を図２９（Ｂ）に示す。
【０２１０】
吸気カム８１８ａにより上述したごとく中間カム８０２全体が反時計回りに回転する。この時、初期からあるいは早期にローラロッカーアーム６０６のローラ６０６ａは出力部８１２のカム面８１２ａに乗り上げる。このことによりローラロッカーアーム６０６は出力部８１２のカム面８１２ａにより押し下げられるようにして駆動し、アジャスタ６２０の先端支持部分を中心として回転して、ローラロッカーアーム６０６はステムエンド１２ｃを押し下げて、吸気バルブ１２ａを図２９（Ｂ）の状態まで押し開く。
【０２１１】
そして、更に吸気カム８１８ａが回転すると、図２９（Ｂ）の状態から図２９（Ａ）の状態に戻ってゆく。こうして最大リフト量及び最大作用角に吸気バルブ１２ａを開くことができる。
【０２１２】
このように運転者のアクセルペダル操作により、コントロールシャフト８０４の回転角を調整することにより、バルブのリフト量及び作用角は前記実施の形態６と同様なパターンで吸気バルブ１２ａのリフト量及び作用角を無段階に連続的に可変とすることができる。
【０２１３】
上述した構成において、吸気カムシャフト８１８、リフト可変機構７００及びローラロッカーアーム６０６からなる機構がバルブ駆動機構に相当する。
以上説明した本実施の形態７によれば、以下の効果が得られる。
【０２１４】
（イ）．前記実施の形態６の（イ）、（ロ）の効果を生じる。
［その他の実施の形態］
（ａ）．前記実施の形態６，７のアクセル操作部及び操作力伝達系は、前記実施の形態１と同じであったが、前記実施の形態２〜５のアクセル操作部及び操作力伝達系を採用しても良い。
【０２１５】
（ｂ）．前記各実施の形態においては、コントロールシャフトに取り付けた巻き取りプーリやベーン式油圧回転機構により回転操作力に変換していた。すなわち操作力伝達系は軸方向の操作力を伝達するものであった。これ以外に、操作力伝達系を回転操作力を伝達するものとしても良い。例えば、アクセルペダルの操作力をアクセルペダル部分で直ちに回転操作力に変換し、この回転操作力を、回転シャフト、ギア等を用いてエンジンに設けられているコントロールシャフトに伝達しても良い。
【０２１６】
（ｃ）．前記各実施の形態では、回転センサを備えることで回転角Ｌθを求めて、あるいはストロークセンサを備えることでストローク量を求めて、エンジン回転数ＮＥとともにマップから負荷率ｅｋｌｑを求めていた。これ以外に、回転センサやストロークセンサを備えずに、エアフローメータを吸気ダクトに設けることにより吸入空気量を算出し、エンジン回転数ＮＥとともにマップあるいは関数計算により負荷率ｅｋｌｑを求めるようにしても良い。
【０２１７】
尚、回転角Ｌθ又はストローク量とエンジン回転数ＮＥとから負荷率ｅｋｌｑを求める場合も関数計算にて行っても良い。
（ｄ）．前記実施の形態６，７に示したごとく仲介駆動機構６００，８００はローラロッカーアームを介して吸気バルブを駆動していたが、ローラロッカーアームを介さず直接吸気バルブを駆動しても良い。
【０２１８】
例えば、前記実施の形態６の構成の代わりに、図３０，３１に示すごとく中間カム９０２が、バルブリフタ９５２の頂部に設けられたローラ９５２ａを介してバルブリフタ９５２に接触して吸気バルブ９２２を駆動する構成でも良い。図３０，３１の各図において、（Ａ）は吸気バルブ９２２の閉弁時、（Ｂ）は吸気バルブ９２２の開弁時を表している。中間カム９０２の出力部９１２は前記仲介駆動機構６００の場合とは異なる形状に湾曲し、そのカム面９１２ａにてバルブリフタ９５２のローラ９５２ａに当接する。他の構成については前記実施の形態６の構成と同じである。
【０２１９】
したがって運転者がアクセルペダルを離している時には、図３０（Ａ）に示したごとくバルブリフタ９５２のローラ９５２ａに対して、コントロールシャフトの主軸部はピン部９０４ｂを回転角Ｌに位置させる。このことにより吸気行程時には、図３０（Ｂ）に示したごとく入力部９１０のローラ９１０ｃが吸気カム６１８ａにて押し下げられることにより、吸気バルブ９２２は最小リフト量及び最小作用角で開弁する。
【０２２０】
運転者がアクセルペダルを踏み込むと、コントロールシャフトの主軸部はピン部９０４ｂを回転角Ｌから回転角Ｈへと移動させる。そして運転者が最大限にアクセルペダルを踏み込んだ時には、図３１（Ａ）に示したごとくピン部９０４ｂは回転角Ｈに位置する。このことにより吸気行程時には図３１（Ｂ）に示したごとく吸気バルブ９２２は最大リフト量及び最大作用角で開弁する。
【０２２１】
同様に、前記実施の形態７の構成の代わりに、図３２，３３に示すごとく中間カム１００２が、バルブリフタ９５２の頂部に設けられたローラ９５２ａを介してバルブリフタ９５２に接触して吸気バルブ９２２を駆動する構成でも良い。図３２，３３の各図において、（Ａ）は吸気バルブ９２２の閉弁時、（Ｂ）は吸気バルブ９２２の開弁時を表している。中間カム１００２の出力部１０１２は前記仲介駆動機構８００の場合とは異なる形状に湾曲し、そのカム面１０１２ａにてバルブリフタ９５２のローラ９５２ａに当接する。他の構成については前記実施の形態７の構成と同じである。
【０２２２】
したがって運転者がアクセルペダルを離している時には、図３２（Ａ）に示したごとくバルブリフタ９５２のローラ９５２ａに対して、コントロールシャフトの主軸部１００４ａは可変支持部材１００４ｂの先端のローラ１００４ｄを回転角Ｌに位置させる。このことにより吸気行程時には、図３２（Ｂ）に示したごとく入力部１００６のローラ１００６ｈが吸気カム８１８ａにて駆動されることにより、吸気バルブ９２２は最小リフト量及び最小作用角で開弁する。
【０２２３】
運転者がアクセルペダルを踏み込むと、主軸部１００４ａは可変支持部材１００４ｂの先端のローラ１００４ｄを回転角Ｌから回転角Ｈへと移動させる。そして運転者が最大限にアクセルペダルを踏み込んだ時には、図３３（Ａ）に示したごとくローラ１００４ｄは回転角Ｈに位置する。このことにより吸気行程時には図３３（Ｂ）に示したごとく吸気バルブ９２２は最大リフト量及び最大作用角で開弁する。
【０２２４】
（ｅ）．前記実施の形態４ではブースタ機構１５０を介してマスターピストン３００ａを駆動したが、ブースタ機構１５０を用いずに、アクセルペダル１４６にて直接マスターピストン３００ａを操作するようにしても良い。
【０２２５】
（ｆ）．前記各実施の形態１〜３，５，６では、巻き取りプーリとしては真円形のプーリを用いた。これ以外に、アクセルペダルの踏み込み量に応じてコントロールシャフトが吸気バルブ側から受ける反力としての回転力が大きく変化する場合には、アクセルペダル側に伝達される反力が緩やかに変化するように巻き取りプーリの半径を回転角に応じて変化させても良い。逆に、アクセルペダルの踏み込み量に応じてコントロールシャフトが受ける反力の変化がほとんど無い場合には、アクセルペダル側での反力が適切に変化するように巻き取りプーリの半径を変化させても良い。例えば、楕円形の巻き取りプーリを採用しても良い。
【０２２６】
（ｇ）．前記各実施の形態ではいずれにおいても回転センサにて回転角Ｌθを求めていた。この代わりにストロークセンサ（操作量センサに相当）にてアクセルペダルやワイヤのストローク量を求めて回転角Ｌθの代わりに用いても良い。
【０２２７】
ワイヤについては、コントロールシャフトに比較してエンジンから離れているため、ストロークセンサの検出値はエンジン温度の影響を受けにくいため、通常は温度補正しなくても検出されたストローク量に基づいて負荷率ｅｋｌｑ等の物理量を精度良く算出できる。
【０２２８】
しかし、車両の構造によってはエンジン温度によりワイヤの温度が大きく影響を受けてワイヤの長さが変化し、吸気バルブ開度と検出されたストローク量との対応がずれて、算出される物理量の精度を低下させることが考えられる。このような場合には、ワイヤの温度を検出する温度センサ（温度検出手段に相当）を設けて、検出されたワイヤ温度に基づいて補正値を求める。例えば図３４に示すごとくのマップから補正値を求める。そしてこの補正値にてストロークセンサにより検出されたストローク量を補正し、補正後のストローク量とエンジン回転数ＮＥとにより負荷率マップから負荷率ｅｋｌｑを算出して各種制御に用いる。このことにより精密なエンジン制御が可能となる。尚、ワイヤ専用に温度センサを設けるのではなく、冷却水温センサにより検出される冷却水温ＴＨＷで代用したり、冷却水温ＴＨＷに基づいてワイヤ温度を推定しても良い。
【０２２９】
（ｈ）．前記各実施の形態１〜３，５，６では、ワイヤを引いたり戻したりする巻き取りプーリによる回転変換機構であったが、ラック−ピニオン機構によるもの、ヘリカルスプライン機構によるもの、あるいはクランク機構によるものにて回転変換機構を構成しても良い。
【０２３０】
例えば、図３５に示すごとく、アクセルペダル１１４６にてマスターシリンダ１３００内のマスターピストン１３００ａを直接駆動し、マスター油圧室１３００ｂ内の油圧を油圧経路１３０２にて、シリンダヘッドに設けられたレリーズシリンダ１４０２のレリーズ油圧室１４０２ａに供給する。この油圧によりレリーズシリンダ１４０２ではレリーズピストン１４０２ｂが駆動される。このことによりレリーズピストン１４０２ｂに接続されたシャフト１４０２ｃが軸方向に移動する。シャフト１４０２ｃの一部にはラック部１４０２ｄが形成されており、コントロールシャフト１１３０の端部に設けられたピニオン１１３０ａに噛み合っている。したがってアクセルペダル１１４６の踏み込みによりコントロールシャフト１１３０の回転角を調節できる。
【０２３１】
尚、シャフト１４０２ｃにラックの代わりに、ヘリカルスプラインを設けて、このヘリカルスプラインに噛み合う歯をコントロールシャフト１１３０側には設ければ、同様にアクセルペダル１１４６の踏み込みによりコントロールシャフト１１３０の回転角を調節できる。この場合、マスターシリンダ１３００の軸方向は、コントロールシャフト１１３０の軸方向となるように配置する。
【０２３２】
又、コントロールシャフト１１３０の端部にピニオンの代わりに、クランクを設けて、シャフト１４０２ｃとコネクティングロッドにて接続することにより、同様にアクセルペダル１１４６の踏み込みによりコントロールシャフト１１３０の回転角を調節できる。
【０２３３】
上述の各構成において、レリーズシリンダ１４０２の直径を大きく、ピニオン１１３０ａの直径を大きく、ヘリカルスプラインの角度を小さく又はクランク半径を大きくすることにより、特別な機構を用いなくとも回転操作力を増幅することが可能であり、倍力機構を兼ねることができる。
【０２３４】
尚、これらの例も、油圧でなくワイヤにて、ラック−ピニオン機構、ヘリカルスプライン機構又はクランク機構に対して操作力を伝達しても良い。
（ｉ）．前記実施の形態３では、図１１に示したごとく油圧シリンダ２５０を倍力機構として用いているため、アクセルペダル２４６からの操作力とは関係なく、油圧シリンダ２５０自ら操作力を発生してコントロールシャフト１３０に伝達させることが可能な構成である。
【０２３５】
したがって、運転者のアクセルペダル２４６の操作とは独立して、ＥＣＵにて車両走行状態に応じて吸気バルブのリフト量と作用角とを自動調節することで、エンジン出力を自動調節しても良い。
【０２３６】
具体的には、運転者が希望する車速をＥＣＵに指示すると、運転者のアクセル操作がなくても上記自動出力調節により指示速度を維持して車両を走行させる処理であるオートクルーズ（クルーズコントロール、オートドライブあるいはオートマチックスピードコントロールとも言う）をＥＣＵに実行させても良い。更に車間距離を自動調節するオートクルーズを実行しても良い。すなわち、この場合、ＥＣＵが上記自動出力調節手段に相当する構成となる。
【０２３７】
更に、滑りやすい路面にて発進あるいは加速する時に過剰な駆動力によって駆動輪が空転しないように上記自動出力調節をするトラクションコントロールをＥＣＵに実行させても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施の形態１としてエンジンおよびその制御系統の概略構成図。
【図２】上記エンジンの縦断面図。
【図３】上記エンジン、操作力伝達系及びアクセル操作部の構成説明図。
【図４】実施の形態１で用いられるリフト可変機構の斜視図。
【図５】上記リフト可変機構の動作説明図。
【図６】上記リフト可変機構の動作説明図。
【図７】上記リフト可変機構の動作説明図。
【図８】上記リフト可変機構によるリフト変化を示すグラフ。
【図９】実施の形態１のＥＣＵが実行する負荷率算出処理のフローチャート。
【図１０】実施の形態２のエンジン、操作力伝達系及びアクセル操作部の構成説明図。
【図１１】実施の形態３のエンジン、操作力伝達系及びアクセル操作部の構成説明図。
【図１２】実施の形態４のエンジン、操作力伝達系及びアクセル操作部の構成説明図。
【図１３】実施の形態４のベーン式油圧回転機構の動作説明図。
【図１４】実施の形態５のエンジン、操作力伝達系及びアクセル操作部の構成説明図。
【図１５】実施の形態６のエンジンの縦断面図。
【図１６】実施の形態６のエンジン、操作力伝達系及びアクセル操作部の構成説明図。
【図１７】実施の形態６で用いられるリフト可変機構の斜視図。
【図１８】上記リフト可変機構の中間カムの斜視図。
【図１９】上記リフト可変機構のコントロールシャフトの斜視図。
【図２０】上記リフト可変機構の動作説明図。
【図２１】上記リフト可変機構の動作説明図。
【図２２】実施の形態７のエンジンの縦断面図。
【図２３】実施の形態７で用いられるリフト可変機構の斜視図。
【図２４】上記リフト可変機構の中間カムの斜視図。
【図２５】上記リフト可変機構のベース部の斜視図。
【図２６】上記リフト可変機構の入力部の斜視図。
【図２７】上記リフト可変機構のコントロールシャフトの斜視図。
【図２８】上記リフト可変機構の動作説明図。
【図２９】上記リフト可変機構の動作説明図。
【図３０】実施の形態６の変形例としてのリフト可変機構の動作説明図。
【図３１】実施の形態６の変形例としてのリフト可変機構の動作説明図。
【図３２】実施の形態７の変形例としてのリフト可変機構の動作説明図。
【図３３】実施の形態７の変形例としてのリフト可変機構の動作説明図。
【図３４】負荷率算出処理の変形例にて用いられる補正値マップの構成説明図。
【図３５】回転変換機構の他の例を示す操作力伝達系及びアクセル操作部の構成説明図。
【符号の説明】
２…エンジン、２ａ…気筒、４…シリンダブロック、６…ピストン、８…シリンダヘッド、８ａ…ストッパー、１０…燃焼室、１２ａ，１２ｂ…吸気バルブ、１２ｃ…ステムエンド、１３…バルブスプリング、１４ａ，１４ｂ…吸気ポート、１６ａ，１６ｂ…排気バルブ、１８ａ，１８ｂ…排気ポート、３０…吸気マニホールド、３０ａ…吸気通路、３２…サージタンク、３４…燃料噴射弁、３６…点火プラグ、４０…吸気ダクト、４２…エアクリーナ、４６…アクセルペダル、４６ａ…踏み込み部、４６ｂ…支持部、４６ｃ…作用部、４６ｄ…圧縮スプリング、４８…ワイヤ（伝達物）、４８ａ…アジャスタ、５４…排気カムシャフト、５６…排気カム、５８…ローラロッカーアーム、６０…排気マニホルド、６２…触媒コンバータ、６４…ＥＣＵ、６６…エンジン回転数センサ、６８…気筒判別センサ、７０…冷却水温センサ、７１…空燃比センサ、７２…吸気カムシャフト、７２ａ…吸気カム、７４…ローラロッカーアーム、７４ａ…ローラ、７４ｂ…ラッシュアジャスタ、７４ｃ…支持端部、７４ｄ…先端部、７４ｅ…スプリング、１００…リフト可変機構、１０１…回転センサ、１３０…コントロールシャフト、１３２，１３４…アーム、１３６，１３８…揺動ロッド、１４０…巻き取りプーリ、１４０ａ…巻き取り溝、１４０ｂ…係止突起、１４２，１４４…リターンスプリング、１４６…アクセルペダル、１４６ａ…踏み込み部、１４６ｂ…支持部、１４６ｃ…作用部、１４６ｄ…入力側ロッド、１５０…ブースタ機構、１５０ａ…ダイヤフラム、１５０ｂ…第１圧力室、１５０ｃ…第２圧力室、１５０ｅ…負圧制御バルブ、１５０ｆ…スプリング、１５０ｇ…プッシュロッド、１５２…チェック弁、１５４…揺動レバー、１５４ａ…押圧端部、１５４ｂ…中央部分の支持部、１５４ｃ…作用端部、２００…リフト可変機構、２０２…巻き取りプーリ、２４６…アクセルペダル、２４６ａ…踏み込み部、２４６ｂ…支持部、２４６ｃ…作用部、２４６ｄ…圧縮スプリング、２５０…油圧シリンダ、２５０ａ…ピストン、２５０ｂ，２５０ｃ…圧力室、２５０ｄ…第１油圧経路、２５０ｅ…第２油圧経路、２５０ｆ…入力側ロッド、２５０ｇ…出力側ロッド、２５１…遮断弁、２５２…３位置電磁弁、２５４…油圧ポンプ、２５４ａ…作動油圧供給経路、２５５…電動モータ、２５６…リザーバ、２５６ａ…リターン経路、２５８…歪みセンサ、３００…マスターシリンダ、３００ａ…マスターピストン、３００ｂ…マスター油圧室、３０２…油圧経路、４００…リフト可変機構、４０２…ベーン式油圧回転機構、４０４…ケーシング、４０４ａ，４０４ｂ…壁部、４０６…ベーン体、４０６ａ…軸部、４０６ｂ，４０６ｃ…ベーン、４０８，４１０…油圧室、４１２，４１４…スプリング室、４１２ａ，４１４ａ…貫通孔、４１２ｂ，４１４ｂ…圧縮スプリング、４１６，４１８…ストッパー、４４６…アクセルペダル、４４６ａ…踏み込み部、４４６ｂ…支持部、４４６ｃ…作用部、４４６ｄ…入力側ロッド、４５４…揺動レバー、４５４ａ…押圧端部、４５４ｂ…支持部、４５４ｃ…作用端部、４５４ｄ…圧縮スプリング、４５５…支持部材、５００…リフト可変機構、５０２…巻き取りプーリ、６００…仲介駆動機構、６０２…中間カム、６０４…コントロールシャフト、６０４ａ…主軸部、６０４ｂ…ピン部、６０４ｃ…プレート部、６０４ｄ…スプリング受け部、６０６…ローラロッカーアーム、６０６ａ…ローラ、６０８…ベース部、６０８ａ…円筒状外周面、６０８ｂ…軸孔、６０８ｃ…段差部、６０８ｄ，６０８ｅ…端面、６１０…入力部、６１０ａ…アーム、６１０ｂ…シャフト、６１０ｃ…ローラ、６１２…出力部、６１２ａ…カム面、６１４…圧縮スプリング、６１６…ベアリングキャップ、６１８…吸気カムシャフト、６１８ａ…吸気カム、６２０…アジャスタ、７００…リフト可変機構、８００…仲介駆動機構、８０２…中間カム、８０４…コントロールシャフト、８０４ａ…主軸部、８０４ｂ…可変支持部材、８０４ｃ…アーム板、８０４ｄ…ローラ、８０４ｅ…スプリング受け部、８０６…入力部、８０６ａ…軸部、８０６ｂ，８０６ｃ，８０６ｄ，８０６ｅ…枠部材、８０６ｈ…ローラ、８０８…ベース部、８０８ａ…円筒状外周面、８０８ｂ…軸孔、８０８ｃ…段差部、８０８ｄ，８０８ｅ…端面、８１０…連結支持アーム、８１０ａ…先端の軸孔、８１２…出力部、８１２ａ…カム面、８１８…吸気カムシャフト、８１８ａ…吸気カム、９０２…中間カム、９０４ｂ…ピン部、９１０…入力部、９１０ｃ…ローラ、９１２…出力部、９１２ａ…カム面、９２２…吸気バルブ、９５２…バルブリフタ、９５２ａ…ローラ、１００２…中間カム、１００４ａ…コントロールシャフトの主軸部、１００４ｂ…可変支持部材、１００４ｄ…ローラ、１００６…入力部、１００６ｈ…ローラ、１０１２…出力部、１０１２ａ…カム面、１１３０…コントロールシャフト、１１３０ａ…ピニオン、１１４６…アクセルペダル、１３００…マスターシリンダ、１３００ａ…マスターピストン、１３００ｂ…マスター油圧室、１３０２…油圧経路、１４０２…レリーズシリンダ、１４０２ａ…レリーズ油圧室、１４０２ｂ…レリーズピストン、１４０２ｃ…シャフト、１４０２ｄ…ラック部。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable valve mechanism of an internal combustion engine and an internal combustion engine control device.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art A variable valve mechanism that changes a valve characteristic of an internal combustion engine by driving a control shaft provided in the valve drive mechanism of the internal combustion engine is known (Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 10-317927, 11-107725, and 2001). -263015).
[0003]
These variable valve mechanisms are driven by hydraulic pressure to change, for example, a valve overlap amount, a lift amount, and a working angle, thereby adjusting a load and a combustion state of the internal combustion engine. For this reason, when controlling the drive of the variable valve mechanism, first, a driver's operation request, for example, a throttle valve opening (throttle opening) is electrically detected to detect a driver's acceleration / deceleration request. Then, the variable valve mechanism is hydraulically driven so that the valve overlap amount, lift amount, and operating angle corresponding to this request are obtained.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, when a hydraulic mechanism as disclosed in the above-described technology is employed for driving such a variable valve mechanism, the responsiveness is reduced due to a decrease in hydraulic pressure and an increase in hydraulic oil viscosity when the internal combustion engine is rotating at low speed or at low temperature. Decreases. Such a state often occurs particularly at or immediately after a low temperature start, and the intake valve cannot be changed to an appropriate valve characteristic, or the operation of changing the valve characteristic becomes slow, so that the internal combustion is performed as the accelerator pedal is depressed. The engine operating condition may not change quickly.
[0005]
In order to avoid such driving problems, an electric motor such as a servomotor may be used instead of the hydraulic mechanism. However, this increases the cost and uses the output of the internal combustion engine after converting it into electric energy. As a result, the energy efficiency is low, and the fuel efficiency may be deteriorated.
[0006]
The present invention employs a mechanism that suppresses the influence of the operating state and environment of the internal combustion engine without using an electric motor, so that a change in valve characteristics can be made to correspond to an operation of an accelerator pedal or the like. It is an object of the present invention to provide a mechanism and an internal combustion engine control device using the variable valve mechanism.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
Hereinafter, the means for achieving the above object and the effects thereof will be described.
The variable valve operating mechanism for an internal combustion engine according to the first aspect of the present invention is a variable valve operating mechanism for an internal combustion engine that changes a valve characteristic of the internal combustion engine by rotating a control shaft provided separately from a camshaft in a valve driving mechanism for the internal combustion engine. A variable valve mechanism, comprising: an operation force transmission system that transmits the operation force of the accelerator operation unit to the control shaft by connecting the control shaft and an accelerator operation unit via a transmission of operation force. It is characterized by having.
[0008]
This variable valve mechanism includes an operation force transmission system that connects the control shaft and the accelerator operation unit via an operation force transmission object. Thus, the operation force of the accelerator operation unit is transmitted by the operation force transmission system, and the control shaft can be rotated. The operating force transmitted by the operating force transmission system may be an axial operating force or a rotational operating force. If the operation force is in the axial direction, it is converted into a rotational operation force when transmitting the control force to the control shaft.
[0009]
For this reason, even if the hydraulic pressure is reduced or the hydraulic oil viscosity is increased at low rotation or low temperature of the internal combustion engine, the operating force by the driver is applied to the variable valve mechanism as a driving force, so that the operating state of the internal combustion engine and The effect of the environment can be suppressed, and the change in the valve characteristics can be made to correspond to the operation of the accelerator pedal or the like.
[0010]
In this case, the driving force of the driver is the driving force for the rotation of the control shaft, so that fuel consumption is not required for the driving force. Therefore, the fuel efficiency is not deteriorated.
[0011]
In addition, since the control shaft itself changes the valve characteristics of the internal combustion engine by rotation, there is almost no effect on the valve characteristics adjustment due to the thermal expansion of the control shaft itself, and there is no influence on the adjustment accuracy of the valve characteristics due to heat generation of the internal combustion engine. Few.
[0012]
Note that the transmitted object of the operating force may be a solid, a liquid, or a gas as long as the operating force is transmitted.
According to a second aspect of the present invention, in the variable valve mechanism of the internal combustion engine according to the first aspect, the valve characteristic is one or both of a lift amount and a working angle of the intake valve.
[0013]
For example, by changing one or both of the lift amount and the operating angle of the intake valve by the variable valve mechanism, the intake air amount to the internal combustion engine can be adjusted instead of the throttle valve. As a result, the pumping loss of the internal combustion engine can be reduced as compared with the case where the throttle valve is used, and the fuel efficiency can be improved.
[0014]
In the case where the intake air amount is adjusted by the variable valve mechanism as described above, if it becomes difficult to adjust the valve characteristics of the intake valve at a low rotation speed or at a cold time with a conventional drive mechanism. This makes it difficult to adjust the amount of intake air to the internal combustion engine.
[0015]
However, in the present invention, since the operating force of the driver is used as the driving force to rotate the control shaft by the operating force transmission system, the influence of the operating state and the environment of the internal combustion engine is suppressed, and the change of the valve characteristics is suppressed. The lift amount and the operating angle of the intake valve can be adjusted in accordance with the operation of the accelerator pedal or the like. Therefore, the amount of intake air to the internal combustion engine can be easily adjusted, and the operability of the internal combustion engine such as startability can be improved.
[0016]
According to a third aspect of the present invention, in the variable valve mechanism of the internal combustion engine according to the first or second aspect, the operating force transmitting system converts an axial operating force transmitted from the transmitting object into a rotational operating force. A rotation conversion mechanism for transmitting the rotation to the control shaft is provided.
[0017]
If the operating force transmitted from the transmitting object is the operating force in the axial direction, the operating force transmitting system can convert the operating force into a rotating operating force and transmit the converted operating force to the control shaft by providing the rotation conversion mechanism. . This makes it possible to suppress the influence of the operating state and the environment of the internal combustion engine, and make the change in the valve characteristics correspond to the operation of the accelerator pedal or the like. Since the driver's operation force is the driving force, there is no possibility that fuel efficiency will deteriorate.
[0018]
According to a fourth aspect of the present invention, in the variable valve mechanism of the internal combustion engine according to the third aspect, the operation force transmission system connects the rotation conversion mechanism and the accelerator operation section with a wire as a transmission member of the operation force. A mechanism for transmitting the operation force of the accelerator operation section to the rotation conversion mechanism by moving the wire in the axial direction.
[0019]
By adopting a mechanism that transmits the operation force of the accelerator operation unit to the rotation conversion mechanism using a wire as described above, the influence of the operating state and environment of the internal combustion engine is suppressed, and the valve characteristics can be changed by operating the accelerator pedal or the like. Can be made to correspond. Further, since the driver's operation force is the driving force for the rotation of the control shaft, there is no possibility that fuel consumption will deteriorate.
[0020]
Further, by employing a wire as a transmitting member of the operating force, the structure of the operating force transmitting system is simplified, so that the durability is high and the manufacturing cost can be suppressed.
According to a fifth aspect of the present invention, in the variable valve mechanism for an internal combustion engine according to the fourth aspect, the rotation conversion mechanism is a winding pulley provided at one end of the control shaft, and one end of the wire is the winding pulley. Characterized by being wound around the outer periphery of the.
[0021]
When a wire is used as a transmitting member of the operating force, by employing the winding pulley as the rotation converting mechanism, the operating force in the axial direction can be easily converted into the rotational operating force. Further, by increasing the diameter of the pulley, it is possible to amplify the rotational operation force without using a special mechanism, and it is possible to also serve as a booster mechanism.
[0022]
As described above, the structure of the rotation conversion mechanism is simplified, so that the durability is high and the manufacturing cost can be suppressed.
According to a sixth aspect of the present invention, in the variable valve mechanism of the internal combustion engine according to the fourth aspect, the rotation conversion mechanism is a rack-pinion mechanism, a helical spline mechanism, or a crank mechanism.
[0023]
When a wire is used as a transmitting member of the operating force, a rack-pinion mechanism, a helical spline mechanism, or a crank mechanism can be adopted as the rotation conversion mechanism. Thus, the operating force in the axial direction can be easily converted into the rotational operating force.
[0024]
Further, by increasing the diameter of the pinion, decreasing the angle of the helical spline, or increasing the crank radius, it is possible to amplify the rotational operation force without using a special mechanism, and also serve as a booster mechanism. .
[0025]
As described above, the structure of the rotation conversion mechanism is simplified, so that the durability is high and the manufacturing cost can be suppressed.
According to a seventh aspect of the present invention, in the variable valve mechanism of the internal combustion engine according to the third aspect, the operation force transmission system hydraulically connects the rotation conversion mechanism and the accelerator operation unit as a transmission of the operation force. A mechanism for transmitting the operation force of the accelerator operation unit to the rotation conversion mechanism via the hydraulic oil described above.
[0026]
A mechanism that hydraulically connects the rotation conversion mechanism and the accelerator operation unit can be employed. In this case, the hydraulic oil is mediated, but the accelerator operation unit uses the operating force of the driver irrespective of the operation state of the internal combustion engine as the driving force for the control shaft rotation. By suppressing the change, the change in the valve characteristics can be made to correspond to the operation of the accelerator pedal or the like. Since the operating force of the driver is the driving force, there is no possibility that fuel consumption will deteriorate.
[0027]
In the variable valve mechanism for an internal combustion engine according to claim 8, in claim 7, the rotation conversion mechanism is a hydraulic chamber provided around one axis at one end of the control shaft, and the rotation conversion mechanism is connected to the hydraulic chamber from the control shaft. And a vane which projects the hydraulic chamber as two pressure chambers is provided, and a hydraulic path is connected to supply hydraulic oil as the transfer material to one of the partitioned pressure chambers.
[0028]
When the hydraulic oil is used as a transmitting member of the operating force, a mechanism that supplies the hydraulic oil to any one of the hydraulic chambers partitioned by the vanes via a hydraulic path can be employed as a rotation conversion mechanism. This makes it possible to easily convert the axial operation force transmitted by the hydraulic oil into a rotational operation force.
[0029]
Further, by increasing the diameter of the hydraulic chamber, it is possible to amplify the rotational operation force without using a special mechanism, and it is possible to also serve as a booster mechanism.
According to a ninth aspect of the present invention, in the variable valve mechanism of the internal combustion engine according to the seventh aspect, the operating force transmission system includes a cylinder divided into two pressure chambers by a piston. In addition to supplying the hydraulic oil as the transfer object, the rotation conversion mechanism includes a rack-pinion mechanism, a helical spline mechanism, or a crank mechanism that connects the piston and the control shaft.
[0030]
When the hydraulic oil is used as a transmitting member of the operating force, a rotation conversion mechanism using a rack-pinion mechanism, a helical spline mechanism, or a crank mechanism can be employed.
[0031]
By supplying hydraulic oil to one of the pressure chambers defined by the piston, the axial operating force of the piston transmitted by the hydraulic oil can be easily converted to a rotational operating force.
[0032]
Furthermore, by increasing the diameter of the cylinder and the diameter of the pinion, reducing the angle of the helical spline, or increasing the crank radius, it is possible to amplify the rotational operating force without using a special mechanism. You can double.
[0033]
According to a tenth aspect of the present invention, in the variable valve mechanism for an internal combustion engine according to any one of the first to ninth aspects, the operating force transmission system includes a booster mechanism that amplifies an operating force of the accelerator operating section. Features.
[0034]
The driving force of the driver is the same as the driving force itself. However, in order to further facilitate the driving of the variable valve mechanism by the accelerator operation unit, a booster mechanism for amplifying the operation force of the accelerator operation unit is provided. Is also good. In this case, the driver's operation force may be a part of the driving force, but since the control shaft and the accelerator operation unit are connected, the influence of the operation state and environment of the internal combustion engine is suppressed, and the valve characteristics are reduced. Can be made to correspond to the operation of the accelerator pedal or the like.
[0035]
If the booster can output independently of the driver's operation, automatic cruise and traction can be achieved by automatically adjusting the lift and duration of the intake valve instead of the driver's operation. It can be diverted to internal combustion engine output control for control and the like. In this case, a plurality of functions can be achieved by one booster mechanism, and a high-performance internal combustion engine control system can be constructed with a small configuration.
[0036]
According to a eleventh aspect of the present invention, in the variable valve mechanism for an internal combustion engine according to the tenth aspect, the booster mechanism utilizes a negative pressure generated by a vacuum pump.
[0037]
As described above, as the booster mechanism, a mechanism using a negative pressure by a vacuum pump similar to a brake booster or the like can be mentioned, and the driving of the variable valve mechanism by the accelerator operation section can be further facilitated.
[0038]
According to a twelfth aspect of the present invention, in the variable valve mechanism of the internal combustion engine according to the tenth aspect, the booster mechanism utilizes a hydraulic assist mechanism that generates an assist force according to an operation force of the accelerator operation section. It is characterized by the following.
[0039]
As described above, as the booster mechanism, a mechanism using a hydraulic assist mechanism that generates an assist force according to the operation force of the accelerator operation section can be cited, and the driving of the variable valve mechanism by the accelerator operation section can be more easily performed. can do.
[0040]
Further, by providing the hydraulic assist mechanism, it is possible to divert the hydraulic assist mechanism to the output control of the internal combustion engine in auto cruise, traction control and the like as described above. Therefore, a plurality of functions can be realized by one hydraulic assist mechanism, and a high-performance internal combustion engine control system with a small number of configurations can be constructed.
[0041]
According to a thirteenth aspect, in the variable valve mechanism of the internal combustion engine according to the tenth aspect, the booster mechanism amplifies the operating force of the accelerator operation unit using a lever.
[0042]
As described above, as the boosting mechanism, a mechanism using a lever can be cited, and the driving of the variable valve mechanism by the accelerator operation section can be further facilitated.
Since the amplification of the operating force by the lever does not require any other energy, the rotation of the control shaft does not deteriorate the fuel efficiency since the operating force of the driver is all the driving force.
[0043]
In the variable valve mechanism for an internal combustion engine according to claim 14, the control shaft according to any one of claims 1 to 13, wherein the control shaft is an intermediate drive mechanism that mediates driving of an intake valve of the internal combustion engine by a camshaft. It is a control shaft for adjusting one or both of a lift amount and a working angle of an intake valve accompanying rotation of a camshaft.
[0044]
In the case where the intermediary drive mechanism is provided, the control shaft corresponds to a control shaft that adjusts one or both of a lift amount and a working angle of the intake valve accompanying rotation of the camshaft in the intermediary drive mechanism.
[0045]
Even when such an intermediary drive mechanism is used, it is possible to suppress the influence of the operating state and environment of the internal combustion engine and make the change in the valve characteristics correspond to the operation of the accelerator pedal or the like.
[0046]
An internal combustion engine control device according to claim 15, wherein the variable valve mechanism of the internal combustion engine according to any one of claims 1 to 14, an operation amount sensor that detects an operation amount by the accelerator operation unit, and the operation amount sensor And control means for controlling the internal combustion engine on the basis of the detected value.
[0047]
When the internal combustion engine is operated by the above-described variable valve mechanism, the control means controls the internal combustion engine based on the detection value from the operation amount sensor. Accordingly, for example, when the intake air amount is adjusted by the lift amount or the operating angle of the intake valve, the internal combustion engine can be controlled with a simple configuration without separately providing an intake air amount detection unit such as an air flow meter. it can.
[0048]
In the internal combustion engine control device according to claim 16, in claim 15, the internal combustion engine control device further includes a temperature detecting unit that detects a temperature of the transmitted object itself or a temperature near the transmitted object, and the control unit detects a detection value of the operation amount sensor. The correction is performed based on the temperature detected by the temperature detection means, and a physical quantity used for controlling the internal combustion engine is calculated using the corrected detection value of the operation amount sensor.
[0049]
Since the variable valve mechanism changes the valve characteristics of the internal combustion engine by transmitting the operating force of the accelerator operation unit to the control shaft by the transmission, the transmission is thermally expanded by the heat generated by the internal combustion engine. In some cases, the detection value of the operation amount sensor may be affected. This may adversely affect the control accuracy of the internal combustion engine based on the value detected by the operation amount sensor.
[0050]
For this reason, the control means corrects the detection value of the operation amount sensor based on the temperature detected by the temperature detection means, and calculates a physical quantity such as a load factor used for controlling the internal combustion engine. Therefore, it is possible to control the internal combustion engine with higher accuracy.
[0051]
An internal combustion engine control device according to claim 17, wherein the variable valve mechanism of the internal combustion engine according to any one of claims 1 to 14, a rotation sensor that detects a rotation amount of a control shaft in the variable valve mechanism, Control means for controlling the internal combustion engine based on the value detected by the rotation sensor.
[0052]
When operating the internal combustion engine by the above-described variable valve mechanism, the control means controls the internal combustion engine based on the detection value from the rotation sensor. This makes it possible to control the internal combustion engine with a simple configuration without separately providing an intake air amount detecting means such as an air flow meter.
[0053]
Since the amount of rotation of the control shaft is hardly affected by the temperature of the control shaft, there is no need to detect the temperature of the control shaft and correct the value detected by the rotation sensor. Therefore, highly accurate internal combustion engine control can be achieved with a simple configuration.
[0054]
In the variable valve mechanism for an internal combustion engine according to claim 18, the booster mechanism according to any one of claims 10 to 12 generates an operating force by itself irrespective of an operating force from the accelerator operating section. And transmitting it to the control shaft.
[0055]
By using the booster mechanism having such a configuration, both the mode of operating the valve characteristics of the internal combustion engine with the accelerator operation section as described above and the mode of automatically operating the valve characteristics of the internal combustion engine are provided. Can be fulfilled.
[0056]
Therefore, a plurality of functions can be realized by one booster mechanism, and a high-performance internal combustion engine control system with a small configuration can be constructed.
An internal combustion engine control device according to claim 19 is an internal combustion engine control device for a vehicle running internal combustion engine, wherein one or both of a lift amount and a working angle of an intake valve are changed. A variable valve mechanism for the internal combustion engine, and automatic output adjustment means for automatically adjusting the output of the internal combustion engine using a booster mechanism of the variable valve mechanism according to the traveling state of the vehicle. .
[0057]
This allows the driver to assist in adjusting the output of the internal combustion engine by manipulating the lift amount and operating angle of the intake valve with the accelerator operation unit, as well as automatic cruise and traction control by automatic output adjustment means. Automatic adjustment of the internal combustion engine output is also possible with the same booster mechanism.
[0058]
Therefore, a plurality of functions of assisting the accelerator operation and automatically adjusting the output of the internal combustion engine can be realized by one booster mechanism, and a high-performance internal combustion engine control system with a small configuration can be constructed.
[0059]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
[Embodiment 1]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a gasoline engine (hereinafter, abbreviated as “engine”) 2 as an internal combustion engine to which the above-described invention is applied and a control system thereof. FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the engine 2 (a sectional view taken along the line AA in FIG. 1).
[0060]
The engine 2 is mounted on a vehicle for running the vehicle. The engine 2 includes a cylinder block 4, a piston 6 reciprocating in the cylinder block 4, a cylinder head 8 mounted on the cylinder block 4, and the like. A plurality of, here four, cylinders 2a are formed in the cylinder block 4, and a combustion chamber 10 defined by the cylinder block 4, the piston 6, and the cylinder head 8 is formed in each cylinder 2a.
[0061]
In each combustion chamber 10, two intake valves 12a and 12b and two exhaust valves 16a and 16b are arranged, and the intake valves 12a and 12b open and close intake ports 14a and 14b, respectively. Reference numeral 16b is arranged to open and close the exhaust ports 18a and 18b, respectively.
[0062]
The intake ports 14a and 14b of each cylinder 2a are connected to a surge tank 32 via an intake passage 30a formed in the intake manifold 30. A fuel injection valve 34 is disposed in each of the intake passages 30a, and injects a fuel required for control to each of the intake ports 14a and 14b, for example, a fuel amount corresponding to a load factor described later. The mixture thus formed is ignited by the ignition plug 36.
[0063]
The surge tank 32 is connected to an air cleaner 42 via an intake duct 40. In this embodiment, no throttle valve is arranged in the intake duct 40. The amount of intake air is adjusted by adjusting the lift amount and operating angle of the intake valves 12a and 12b.
[0064]
As shown in FIG. 3, an accelerator pedal 46 is connected to a later-described lift variable mechanism 100 via a wire 48 so that the operation of the driver can be directly controlled by the lift amount and operating angle of the intake valves 12a and 12b. Has been reflected. An adjuster 48a for adjusting the length of the wire 48 is provided in the middle of the wire 48.
[0065]
Here, the accelerator pedal 46 includes a depression portion 46a, a support portion 46b, and an action portion 46c. The entire accelerator pedal 46 is swingably supported on the vehicle body side by a support portion 46b. The entire accelerator pedal 46 is urged counterclockwise in the drawing by a compression spring 46d on the side of the stepped portion 46a. As a result, when the driver does not step on the stepped portion 46a, the wire 48 connected to the action portion 46c has the minimum amount of pull-out.
[0066]
When the driver steps on the stepping portion 46a, the wire 48 is pulled out, and in conjunction with this, the lift variable mechanism 100 described later increases the lift amount and operating angle of the intake valves 12a, 12b. If the engine 2 is rotating, the lift amount and operating angle of the intake valves 12a and 12b increase, so that the amount of air taken into each combustion chamber 10 in one intake stroke also increases. When the driver steps on the stepping portion 46a to the maximum, the intake air amount also becomes maximum.
[0067]
If the driver returns the stepped portion 46a, the amount of intake air gradually decreases. If the driver completely returns to the original position, that is, if the stepped amount of the stepped portion 46a becomes "0", the amount of intake air also becomes minimum. The minimum amount is set, for example, in a state in which a required intake air amount is secured during idling after warm-up.
[0068]
The exhaust valves 16a and 16b that open and close the exhaust ports 18a and 18b of the cylinders 2a are fixed through a roller rocker arm 58 (FIG. 2) by the rotation of the exhaust cam 56 provided on the exhaust camshaft 54. It is opened and closed with the lift amount and the working angle. The exhaust ports 18a and 18b of each cylinder 2a are connected to the exhaust manifold 60, so that exhaust is discharged to the outside via the catalytic converter 62 and a muffler (not shown).
[0069]
An electronic control unit (hereinafter, referred to as an ECU) 64 for controlling the engine 2 includes a RAM, a ROM, a CPU, an input port, and an output port interconnected via a bidirectional bus, and is configured as a digital computer. Have been.
[0070]
The ECU 64 includes a signal representing a rotation angle Lθ (corresponding to the amount of rotation) from a rotation sensor 101, a signal corresponding to the engine speed NE from an engine speed sensor 66, and a reference crank angle from a cylinder discrimination sensor 68. A reference signal representing G2 is input. The ECU 64 also includes a signal representing a coolant temperature THW from a coolant temperature sensor 70 provided in the cylinder block 4, a signal representing an air-fuel ratio AF from an air-fuel ratio sensor 71 provided in the exhaust manifold 60, and other sensors. Are also input.
[0071]
The ECU 64 injects an amount of fuel required for control at the timing required for control from the fuel injection valve 34 based on the contents of the various signals described above, the data stored in the memory, and the calculation results using these. Igniter is driven by the igniter. For example, the ECU 64 calculates a load factor eklq using values such as the rotation angle Lθ detected by the rotation sensor 101, and calculates a fuel injection amount, an injection timing, an ignition timing, and the like.
[0072]
Here, a variable valve mechanism including the variable lift mechanism 100 will be described.
As shown in FIGS. 2 and 3, the variable valve mechanism includes a wire 48, a variable lift mechanism 100, and a roller rocker arm 74. As described above, since the exhaust cam 56 directly drives the roller rocker arm 58 on the exhaust valves 16a and 16b, no variable valve mechanism is employed.
[0073]
The variable lift mechanism 100 is configured around one control shaft 130 arranged in parallel with the intake camshaft 72 in the cylinder head 8. As shown in the perspective view of FIG. 4, the control shaft 130 is provided with two pairs of arms 132 and 134 for each cylinder 2a projecting at right angles in the axial direction. Swing rods 136 and 138 are suspended around the distal ends of the arms 132 and 134 of each pair. At one end of the control shaft 130, a take-up pulley 140 that rotates integrally with the control shaft 130 is provided.
[0074]
Here, in the winding pulley 140, the distal end of the wire 48 is fixed inside a winding groove 140a provided on the circumferential surface. Then, a part of the distal end side of the wire 48 is wound in the winding groove 140a. In FIG. 4, it is wound counterclockwise. Two return springs 142 and 144 are arranged between the take-up pulley 140 and the cylinder head 8. The return springs 142 and 144 are fixed at one end 142a and 144a to the cylinder head 8 and at the other end 142b and 144b to the take-up pulley 140 in an extended state. As a result, the take-up pulley 140 is given a rotational force in the direction of winding the wire 48 (counterclockwise in FIG. 4). Further, the take-up pulley 140 is provided with a locking protrusion 140b on the outer periphery, and by contacting the stopper 8a on the cylinder head 8 side, rotation counterclockwise is restricted. Therefore, when no pull-out force is applied to the wire 48 from the accelerator pedal 46, the take-up pulley 140 is rotated in the direction of winding the wire 48 by the return springs 142 and 144, but the locking projection 140b is moved to the stopper 8a. By contact, the minimum position of the rotation angle in the winding direction is set. Since the position of the stopper 8a can be changed by an adjuster (not shown), the minimum rotation angle position of the take-up pulley 140 can be adjusted.
[0075]
When the driver depresses the accelerator pedal 46, the wire 48 is pulled out to the accelerator pedal 46 side, so that the take-up pulley 140 rotates clockwise in FIG. 4 from the position where the locking projection 140b is in contact with the stopper 8a. . The control shaft 130 also rotates in conjunction with the rotation of the take-up pulley 140, and the swing rods 136 and 138 provided at the tips of the arms 132 and 134 swing vertically.
[0076]
As shown in FIG. 2, the swing rods 136 and 138 are opposed to the roller rocker arm 74 with the lash adjuster 74b therebetween and the tip end 74d pressing the stem end 12c of the intake valves 12a and 12b. It is disposed below the side support end 74c. Although FIG. 2 and FIGS. 5 to 7 described later show only one of the intake valves 12a and 12b, the same applies to the other intake valve 12b. Will be explained.
[0077]
FIG. 5 shows a state where the driver has not depressed the accelerator pedal 46. The state shown in FIG. 5A is a stroke other than the intake stroke, and the swing rods 136 and 138 are located far below the support end 74 c of the roller rocker arm 74. At this time, the roller rocker arm 74 is supported by the lash adjuster 74b near the center and the stem ends 12c of the intake valves 12a and 12b at the tip 74d. Since the lash adjuster 74b pushes up the roller rocker arm 74 by the spring 74e, the roller 74a of the roller rocker arm 74 is in contact with the cam surface of the intake cam 72a.
[0078]
When the intake cam 72a starts to push down the roller 74a of the roller rocker arm 74 during the intake stroke, the roller rocker arm 74 pushes the distal end 74d against the urging force of the spring 74e of the lash adjuster 74b as shown in FIG. 5B. It rotates clockwise as the center. That is, when the roller rocker arm 74 is supported by the lash adjuster 74b and the stem end 12c, only the lash adjuster 74b having a small urging force of the spring 74e is pushed down, and the valve spring 13 is not compressed and the intake air is not compressed. The valves 12a and 12b do not open.
[0079]
After the clockwise rotation continues, as shown in FIG. 5C, when the support end 74c of the roller rocker arm 74 comes into contact with the lower swing rods 136, 138, the movement of the support end 74c swings. Since the rotation is stopped by the moving rods 136 and 138, the clockwise rotation of the roller rocker arm 74 stops. Therefore, this time, it rotates counterclockwise around the support end 74c against the urging force of the spring 74e and the valve spring 13. This opens the intake valves 12a and 12b as shown in FIG.
[0080]
In the case of FIG. 5, since the swinging rods 136 and 138 are largely separated from the supporting end 74c downward at first, most of the period in which the intake cam 72a pushes down the roller 74a, the supporting end 74c is It is a period until it contacts 136,138. For this reason, as shown in FIG. 5D, the opening degree of the intake valves 12a and 12b becomes small. That is, the intake valves 12a and 12b open the intake ports 14a and 14b with the minimum lift and the minimum operating angle.
[0081]
FIG. 6 shows a state where the driver depresses the accelerator pedal 46 to a middle degree. 6A is a stroke other than the intake stroke, in which the swinging rods 136 and 138 are located at a position slightly downward from the support end 74c of the roller rocker arm 74. At this time, the roller rocker arm 74 is supported by the lash adjuster 74b near the center and the stem end 12c of the intake valves 12a and 12b at the tip 74d, and the roller 74a of the roller rocker arm 74 is 72a is in contact with the cam surface.
[0082]
In the intake stroke, when the intake cam 72a pushes down the roller 74a of the roller rocker arm 74, the roller rocker arm 74 initially resists the urging force of the spring 74e of the lash adjuster 74b as shown in FIG. 6B. Then, it rotates clockwise around the tip 74d.
[0083]
However, unlike the case of FIG. 5, the support end 74c of the roller rocker arm 74 comes into contact with the lower swing rods 136 and 138 in a short period as shown in FIG. 6C. As a result, the support valve 74 rotates counterclockwise around the support end 74c at an early stage, and the intake valves 12a and 12b are opened as shown in FIG. 6D.
[0084]
In the case of FIG. 6, since the swing rods 136 and 138 are initially separated from the support end 74c by a moderate distance downward, about half of the period during which the intake cam 72a pushes down the roller 74a, the support end 74c This is a period until the rods 136 and 138 come into contact with each other. Therefore, as shown in FIG. 6D, the opening of the intake valves 12a and 12b is medium. That is, the intake valves 12a and 12b open the intake ports 14a and 14b with a medium lift and a medium working angle.
[0085]
FIG. 7 shows a state where the driver depresses the accelerator pedal 46 to the maximum. 7A is a stroke other than the intake stroke, in which the swing rods 136 and 138 are almost in contact with the support end 74c of the roller rocker arm 74 from below. At this time, the roller rocker arm 74 is supported by the lash adjuster 74b near the center and the stem end 12c of the intake valves 12a and 12b at the tip 74d, and the roller 74a of the roller rocker arm 74 is 72a is in contact with the cam surface.
[0086]
When the intake cam 72a pushes down the roller 74a of the roller rocker arm 74 as shown in FIG. 7B in the intake stroke, the intake cam 72a moves downward from the support end 74c of the roller rocker arm 74 almost from the beginning of the pushing down period. Is prevented by the swinging rods 136 and 138. For this reason, the roller rocker arm 74 rotates counterclockwise about the support end 74c from the beginning. As a result, as shown in FIG. 7C, the intake valves 12a and 12b are opened by the tip 74d almost from the beginning.
[0087]
Thus, in the case of FIG. 7, almost all of the period in which the roller 74a is pressed down by the intake cam 72a is the period in which the stem end 12c of the intake valves 12a, 12b is pressed down. Therefore, as shown in FIG. 7D, the opening of the intake valves 12a and 12b becomes the maximum opening. That is, the intake valves 12a and 12b open the intake ports 14a and 14b at the maximum lift and the maximum operating angle.
[0088]
As described above, the driver adjusts the depression amount of the accelerator pedal 46 so that the lift amounts and the operation angles of the intake valves 12a and 12b are changed between the minimum and maximum lift amounts and the operation angle patterns shown in the graph of FIG. It can be changed continuously without steps.
[0089]
Since the rotation angle Lθ detected by the rotation sensor 101 corresponds to the state of the lift amount and the operating angle due to the depression of the accelerator pedal 46 by the driver, the ECU 64 uses the rotation angle Lθ to perform various engine controls. The load factor eklq to be used is calculated.
[0090]
FIG. 9 is a flowchart illustrating a load factor calculation process executed by the ECU 64. This process is a process repeatedly executed in a short period.
When the process is started, first, the engine speed NE detected by the engine speed sensor 66 is read into a work area provided in the RAM of the ECU 64 (S100). Next, the rotation angle Lθ detected by the rotation sensor 101 is similarly read into the work area (S102).
[0091]
Next, a load factor eklq is calculated based on the engine speed NE and the rotation angle Lθ read in steps S100 and S102 from a load factor map using the rotation angle Lθ and the engine speed NE as parameters (S104). ). This load factor eklq indicates the ratio of the current load to the maximum engine load.
[0092]
By repeatedly calculating the load factor eklq in this manner, in engine control, for example, fuel injection control, the basic fuel injection amount is calculated based on the load factor eklq. Then, the basic fuel injection amount is corrected based on the air-fuel ratio AF detected by the air-fuel ratio sensor 71, and various other corrections are performed to calculate the actual fuel injection amount, and the engine speed NE, the load factor eklq, and the actual fuel injection amount are calculated. The fuel is injected from the fuel injection valve 34 at the fuel injection timing obtained based on the fuel injection amount. Further, in the ignition timing control, the basic ignition timing is determined based on the engine speed NE and the load factor eklq, and various corrections are performed to determine the actual ignition timing to execute the ignition.
[0093]
In the above-described configuration, a mechanism including the intake camshaft 72, the variable lift mechanism 100, and the roller rocker arm 74 functions as a valve drive mechanism, the accelerator pedal 46 functions as an accelerator operation unit, and the wire 48 and the winding pulley 140 function as an operation force transmission system. The winding pulley 140 corresponds to a rotation conversion mechanism, and the ECU 64 corresponds to control means.
[0094]
According to the first embodiment described above, the following effects can be obtained.
(I). Since the accelerator pedal 46 and the control shaft 130 are connected by the wire 48 and the take-up pulley 140, the operation force of the accelerator pedal 46 directly rotates the take-up pulley 140. The operating force converted to the rotational force is transmitted to the control shaft 130.
[0095]
Therefore, even when the engine 2 is running at low speed or low temperature, the operating force of the driver is applied to the control shaft 130 as a driving force. 46 operations. As a result, the amount of intake air can be easily adjusted, and the engine operability such as startability can be improved.
[0096]
Further, since the driving force of the accelerator pedal 46 by the driver is all of the driving force, the fuel consumption for driving the lift variable mechanism 100 is not required. For this reason, there is no possibility that fuel consumption will be deteriorated.
[0097]
(B). Since the accelerator pedal 46 and the control shaft 130 are connected by the wire 48 and the take-up pulley 140, the operation force in the axial direction can be easily converted into the rotation operation force. Moreover, since the structure of the operating force transmission system is simplified, the durability is high and the manufacturing cost can be suppressed.
[0098]
(C). Further, by increasing the diameter of the take-up pulley 140, it is possible to easily realize amplifying the rotational operation force without using a special mechanism.
(D). In the engine control performed by the ECU 64, the load factor eklq is calculated from the rotation angle Lθ and the engine speed NE. Since the air flow meter is not used, the engine 2 has a simple configuration, has high durability, and can suppress the manufacturing cost.
[0099]
(E). In the load factor calculation process (FIG. 9), the load factor eklq is calculated using the rotation angle Lθ of the control shaft 130 detected by the rotation sensor 101 as it is. Since the rotation angle Lθ of the control shaft 130 is hardly affected by the temperature, there is no need to detect the temperature of the control shaft 130 and correct the rotation angle Lθ. Therefore, highly accurate engine control can be achieved with a simple configuration.
[0100]
[Embodiment 2]
The present embodiment is different from the first embodiment in that an accelerator pedal 146 for pulling the wire 48 and a configuration for assisting the accelerator pedal 146 are provided as shown in FIG. Further, the diameter of the winding pulley 202 of the variable lift mechanism 200 is reduced. Otherwise, the configuration is the same as that of the first embodiment.
[0101]
In the accelerator pedal 146, the action part 146c exists between the support part 146b and the depression part 146a. Therefore, when the driver depresses the accelerator pedal 146, the action portion 146c is depressed in the same direction as the depressing direction.
[0102]
An input side rod 146d is swingably attached to the action portion 146c, and the input side rod 146d is connected to the booster mechanism 150.
The booster mechanism 150 amplifies the depressing force of the accelerator pedal 146, and has two pressure chambers 150b and 150c defined by a diaphragm 150a. Of these, a negative pressure is supplied to the first pressure chamber 150b from a vacuum pump driven by driving the engine 2 or by electric energy from a battery via a check valve 152. The check valve 152 allows the flow of air from the first pressure chamber 150b to the vacuum pump, and prohibits the reverse flow.
[0103]
The booster mechanism 150 functions as follows. That is, when the accelerator pedal 146 is not depressed, the negative pressure control valve 150e provided in the booster mechanism 150 introduces the negative pressure in the first pressure chamber 150b into the second pressure chamber 150c. Therefore, the first pressure chamber 150b and the second pressure chamber 150c are in the same pressure state, and the diaphragm 150a is pushed back to the accelerator pedal 146 by the spring 150f. Therefore, the push rod 150g interlocked with the diaphragm 150a does not push the pressing end 154a of the swing lever 154. Therefore, the swing lever 154, which is swingably supported by the support portion 154b in the central portion, does not swing, and the working end 154c opposite to the pressing end 154a does not move. Therefore, the wire 48 connected to the working end 154c is not pulled out.
[0104]
On the other hand, when the accelerator pedal 146 is depressed, the negative pressure control valve 150e shuts off between the first pressure chamber 150b and the second pressure chamber 150c in conjunction with the input rod 146d provided on the accelerator pedal 146, The atmosphere is introduced into the second pressure chamber 150c. As a result, a pressure difference is generated between the first pressure chamber 150b in a negative pressure state and the second pressure chamber 150c which has become higher in pressure than the first pressure chamber 150b due to the introduction of atmospheric pressure. Therefore, the depressing force on the accelerator pedal 146 is amplified, and the diaphragm 150a pushes out the push rod 150g against the urging force of the spring 150f. As a result, the pressing end 154a of the swing lever 154 is pressed.
[0105]
Thus, the working end 154c opposite to the pressing end 154a moves in the direction opposite to the pressing end 154a, and the wire 48 is pulled out. Therefore, the take-up pulley 202 of the variable lift mechanism 200 rotates, and the lift amount and operating angle of the intake valves 12a and 12b increase by the mechanism described in the first embodiment.
[0106]
When the accelerator pedal 146 is depressed, the negative pressure control valve 150e cuts off the communication between the second pressure chamber 150c and the outside air in conjunction with the input rod 146d, and the first pressure chamber 150b and the second pressure chamber 150c. And make communication between them. As a result, a negative pressure is introduced into the second pressure chamber 150c from the first pressure chamber 150b. Therefore, the pressures in the first pressure chamber 150b and the second pressure chamber 150c approach. Therefore, the diaphragm 150a moves toward the accelerator pedal 146 by the urging force of the spring 150f. As a result, the push rod 150g returns, and returns the pressing end 154a of the swing lever 154.
[0107]
As a result, the working end 154c returns, and the wire 48 is pulled back by the rotational force of the take-up pulley 202, and the take-up pulley 202 returns to the original rotation angle. Thus, the lift amount and the operating angle of the intake valves 12a and 12b return to the original state.
[0108]
In the above-described configuration, the mechanism including the intake camshaft 72, the variable lift mechanism 200, and the roller rocker arm 74 is a valve drive mechanism, and the operating force transmission system, the variable lift mechanism 200, and the roller rocker arm 74 shown below are variable valve actuation valves. It corresponds to a mechanism. Further, the accelerator pedal 146 functions as an accelerator operation unit, the booster mechanism 150, the swing lever 154, the wire 48, and the winding pulley 202 function as an operating force transmission system, the booster mechanism 150 functions as a booster mechanism, and the winding pulley 202 converts rotation. It corresponds to a mechanism.
[0109]
According to the second embodiment described above, the following effects can be obtained.
(I). Since the accelerator pedal 146 and the control shaft 130 are connected via the booster mechanism 150, the swing lever 154, the wire 48, and the take-up pulley 202, the operation force of the accelerator pedal 146 directly rotates the take-up pulley 202. Help. The operating force converted to the rotational force is transmitted to the control shaft 130.
[0110]
Since the booster mechanism 150 is used, the driver's operating force is a part of the driving force for driving the variable lift mechanism 200. However, since the accelerator pedal 146 and the control shaft 130 are connected, it is possible to suppress the influence of the operating state and the environment of the engine 2 and change the valve characteristics in accordance with the operation of the accelerator pedal 146.
[0111]
Since the driver's depressing force on the accelerator pedal 146 is applied to the driving force, fuel consumption for driving the variable lift mechanism 200 can be reduced. For this reason, deterioration of fuel efficiency can be suppressed.
[0112]
(B). Since the booster mechanism 150 is used, the rotation of the control shaft 130 by the accelerator pedal 146 can be facilitated.
In addition, this allows the driver to easily change the lift amount and operating angle of the intake valve even if the diameter of the take-up pulley 202 is small. The variable lift mechanism 200 can be easily provided in the engine 2.
[0113]
(C). The effects (c) to (e) of the first embodiment are obtained.
[Embodiment 3]
The present embodiment is different from the first embodiment in that an accelerator pedal 246 for pulling the wire 48 and a configuration for assisting the accelerator pedal 246 are provided as shown in FIG. The difference is that the assist control is executed by the ECU. Otherwise, the configuration is the same as that of the second embodiment.
[0114]
In the accelerator pedal 246, the action portion 246c is located on the opposite side of the depression portion 246a across the support portion 246b. Therefore, when the driver depresses the accelerator pedal 246, the action portion 246c is pulled in a direction opposite to the depressing direction.
[0115]
The hydraulic cylinder 250 assists the depression operation of the accelerator pedal 246, and has two pressure chambers 250b and 250c defined by a piston 250a. The hydraulic pressure supply paths 254a and the return path 256a are connected to the pressure chambers 250b and 250c via the manual cutoff valve 251 and the three-position solenoid valve 252 driven by the ECU via the hydraulic paths 250d and 250e. I have. The hydraulic pressure supply path 254a is supplied with hydraulic pressure from the hydraulic pump 254, and the return path 256a is a path for releasing the hydraulic pressure to the reservoir 256 side. The hydraulic pump 254 is driven by an electric motor 255 using a battery as a power source.
[0116]
The manual shutoff valve 251 has two positions: a position 251L where the hydraulic paths 250d and 250e are directly connected to the three-position solenoid valve 252, and a position 251R where the hydraulic paths 250d and 250e are connected and the three-position solenoid valve 252 is shut off. It is configured as a valve. This manual shutoff valve 251 is normally at the position 251L as shown in FIG. 11, and connects the hydraulic paths 250d and 250e to the three-position solenoid valve 252 as it is.
[0117]
In the case of an abnormality where the three-position solenoid valve 252 cannot be driven, the driver presses the button BR to switch to the position 251R and disconnect the three-position solenoid valve 252. As a result, the pressure chambers 250b and 250c communicate directly with each other, so that the piston 250a can freely move in the hydraulic cylinder 250. Even if the three-position solenoid valve 252 cannot be driven, the control shaft 130 can be moved by the accelerator pedal 246. Rotation operation becomes possible.
[0118]
Then, when the three-position solenoid valve 252 returns to a state in which the three-position solenoid valve 252 can be driven normally by repairing the malfunctioning part, the button BL is pushed in to return to the position 251L. It becomes possible.
[0119]
When the three-position solenoid valve 252 is not energized, the return path 256a is connected to the first hydraulic path 250d and the operating hydraulic supply path 254a is connected to the second hydraulic path 250e as shown in FIG. Since the position is 252L, the piston 250a can be moved to the left side in the figure by hydraulic pressure.
[0120]
When the three-position solenoid valve 252 is supplied with a medium current, the hydraulic pressure supply path 254a and the return path 256a communicate with each other, and the first hydraulic path 250d and the second hydraulic path 250e are cut off. The position is 252M. Therefore, the position of the piston 250a can be maintained.
[0121]
When the maximum energization is performed on the three-position solenoid valve 252, the return path 256a is connected to the second hydraulic path 250e, and the operating hydraulic supply path 254a is at the position 252R connected to the first hydraulic path 250d. The piston 250a can be moved rightward in the figure by hydraulic pressure.
[0122]
An input side rod 250f is provided on a piston 250a in the hydraulic cylinder 250, and is connected to an action portion 246c of an accelerator pedal 246. The piston 250a is provided with an output rod 250g on the opposite side of the input rod 250f, and is connected to the wire 48.
[0123]
Therefore, by controlling the operation of the three-position solenoid valve 252 in response to the driver's depression operation of the accelerator pedal 246, the depression operation of the accelerator pedal 246 is hydraulically assisted, and the lift amount and operating angle of the intake valve can be easily adjusted. can do.
[0124]
Note that the depression operation of the accelerator pedal 246 by the driver is performed by detecting the amount of distortion generated in the input rod 250f corresponding to the depression force of the accelerator pedal 246 by the driver by the distortion sensor 258 provided on the input rod 250f. It is judged by. Then, the hydraulic assist is executed by moving the piston 250a by controlling the three-position solenoid valve 252 so that the distortion amount is always constant, in this case, the distortion converges to a certain range including “0”.
[0125]
That is, when the accelerator pedal 246 is not depressed by the driver, the input side rod 250f is distorted in the direction of compression from the compression spring 246d, and the ECU moves the piston 250a to the left side in the drawing by hydraulic control by the three-position solenoid valve 252. Move to minimize the amount of wire 48 pulled out. At this time, the state of the winding pulley 202 is the same as that of the winding pulley 140 shown in FIG. 4 of the first embodiment, and the locking projection of the winding pulley 202 is in contact with the stopper. Therefore, as shown in FIG. 5, the intake valve has the minimum lift and the minimum operating angle, and has the minimum opening.
[0126]
When the accelerator pedal 246 is depressed by the driver, the input rod 250f is distorted in the direction in which it is extended from the action portion 246c of the accelerator pedal 246. For this reason, the ECU moves the piston 250a to the right in the figure by hydraulic control of the three-position solenoid valve 252 so that the extension distortion of the input rod 250f is reduced. The wire 48 is pulled out by the assist force of the hydraulic cylinder 250 and the stepping force of the driver. At this time, the winding pulley 202 rotates by being pulled by the wire 48, and lifts the swinging rods 136 and 138 at the tips of the arms 132 and 134. As a result, as shown in FIG. 6, the lift amount and operating angle of the intake valve are increased, and the opening degree is also increased. When the driver depresses the accelerator pedal 246 most deeply, the lift amount and operating angle of the intake valve become the maximum and the maximum opening degree as shown in FIG.
[0127]
If the driver attempts to release the accelerator pedal 246, the input rod 250f is distorted in the direction of compression from the compression spring 246d, and the ECU moves the piston 250a to the left side in the figure by controlling the hydraulic pressure of the three-position solenoid valve 252. Thus, the compressive strain of the input rod 250f is reduced. As a result, the wire 48 is rewound to the take-up pulley 202 side. In accordance with the return amount of the wire 48, the lift amount and operating angle of the intake valve are reduced, and the opening degree is also reduced. Then, when the driver completely releases the accelerator pedal 246, the lift amount and operating angle of the intake valve become minimum and the opening degree becomes minimum.
[0128]
Thus, the driver can easily move the control shaft 130 to adjust the lift amount and the operating angle of the intake valve by being hydraulically assisted by the hydraulic cylinder 250 in response to the depression operation of the accelerator pedal 246.
[0129]
In addition, even when the hydraulic assist is performed, the driver receives a resistance according to the amount of depression from the compression spring 246d which tries to push back the accelerator pedal 246, so that the driver feels uncomfortable with the depression operation of the accelerator pedal 246. There is no.
[0130]
In the above-described configuration, the accelerator pedal 246 corresponds to an accelerator operation unit, the hydraulic cylinder 250, the wire 48, and the take-up pulley 202 correspond to an operation force transmission system, and the hydraulic cylinder 250 corresponds to a booster mechanism using a hydraulic assist mechanism.
[0131]
According to the third embodiment described above, the following effects can be obtained.
(I). Since the accelerator pedal 246 and the control shaft 130 are connected to each other by the hydraulic cylinder 250, the wire 48, and the take-up pulley 202, the operating force of the accelerator pedal 246 directly turns the take-up pulley 202. The operating force converted to the rotational force is transmitted to the control shaft 130.
[0132]
Since the hydraulic cylinder 250 is used, the operation force of the driver is a part of the driving force that drives the variable lift mechanism 200. However, since the accelerator pedal 246 and the control shaft 130 are connected, it is possible to suppress the influence of the operating state and the environment of the engine 2 and make the change in the valve characteristics correspond to the operation of the accelerator pedal 246.
[0133]
Since the driver's depressing force on the accelerator pedal 246 is added to the driving force, fuel consumption for driving the lift variable mechanism 200 can be reduced. For this reason, deterioration of fuel efficiency can be suppressed.
[0134]
(B). The effect of using the hydraulic cylinder 250 is the same as the effect of using the booster mechanism 150 described in (b) of the second embodiment.
(C). The effects (c) to (e) of the first embodiment are obtained.
[0135]
(D). In the configuration of the present embodiment, the rotation angle control of the control shaft 130 can be executed independently of the operation of the accelerator pedal 246 by the driver by the operation hydraulic control of the hydraulic cylinder 250 by the three-position solenoid valve 252.
[0136]
For this reason, this hydraulic assist mechanism can be diverted to automatic engine output control such as in auto cruise and traction control. Therefore, a plurality of functions such as accelerator operation assist and auto cruise and traction control can be achieved by one hydraulic assist mechanism, and a high-performance engine control system with a small number of configurations can be constructed.
[0137]
(E). When the three-position solenoid valve 252 is abnormal, the manual shut-off valve 251 shuts off the three-position solenoid valve 252 side, so that the piston 250a of the hydraulic cylinder 250 can be switched to a state where it can be freely moved by the accelerator pedal 246. Therefore, even when the three-position solenoid valve 252 cannot be driven due to a failure or the like, the lift variable mechanism 200 can be driven by the accelerator pedal 246, and limp-home traveling is possible.
[0138]
[Embodiment 4]
In the present embodiment, the accelerator pedal 146 is hydraulically connected to a later-described variable lift mechanism 400 without using wires, as shown in FIG. Then, similarly to the second embodiment, the booster mechanism 150 assists the depression operation of the accelerator pedal 146. Otherwise, the configuration is the same as that of the first embodiment.
[0139]
Since the accelerator pedal 146 and the booster mechanism 150 are as described in the second embodiment, detailed description will be omitted.
A master cylinder 300 is provided on the push rod 150g side of the booster mechanism 150, and the push rod 150g is connected to the master piston 300a. Therefore, when the driver depresses the accelerator pedal 146, the push rod 150g presses the master piston 300a with the depressing force amplified by the booster mechanism 150, so that the master hydraulic chamber 300b can be compressed.
[0140]
The master hydraulic chamber 300b is connected to a vane type hydraulic rotating mechanism 402 constituting the variable lift mechanism 400 via a hydraulic path 302. The configuration of the lift variable mechanism 400 includes a vane-type hydraulic rotation mechanism 402, a control shaft 130, arms 132 and 134, and swing rods 136 and 138. The control shaft 130, the arms 132, 134, and the swing rods 136, 138 have the same configuration as in the first embodiment.
[0141]
The configuration of the vane-type hydraulic rotation mechanism 402 is shown in a sectional view of FIG. As shown in FIG. 13A, a control shaft 130 is oil-tightly inserted into the center of a short cylindrical casing 404, and is fitted to a shaft 406a of a vane body 406. Two wall portions 404a and 404b protrude from the casing 404 from an axially symmetric position to the shaft portion 406a, and are in oil-tight contact at the distal end portion. The two vanes 406b and 406c also project from the shaft portion 406a of the vane body 406, and are in oil-tight contact with the inner peripheral surface of the casing 404.
[0142]
Thus, the inside of the casing 404 is partitioned into four rooms. Of these, the hydraulic chambers 408 and 410 are hydraulically connected to the master hydraulic chamber 300b via the hydraulic path 302. The remaining spring chambers 412, 414 are open to the outside through through holes 412a, 414a, and compression springs 412b, 414b are disposed inside the spring chambers 412, 414. Giving rotational force. A stopper 416 is provided in one hydraulic chamber 408, and a stopper 418 is also provided in one spring chamber 412 to limit the rotation range of the vane body 406.
[0143]
FIG. 13B shows a state in which the driver has not depressed accelerator pedal 146. In this case, the vane 406b is in contact with the stopper 416 by the urging force of the compression springs 412b and 414b, and the hydraulic chambers 408 and 410 are in the most contracted state. Therefore, since the swing rods 136 and 138 are located farthest from the roller rocker arm 74 as shown in FIG. 5 of the first embodiment, the lift amount and operating angle of the intake valve during the intake stroke are also minimized. Become.
[0144]
FIG. 13A shows a state where the driver depresses the accelerator pedal 146 to a middle degree. In this case, the hydraulic pressure supplied from the master hydraulic chamber 300b causes the pressure in the hydraulic chambers 408 and 410 of the vane hydraulic rotation mechanism 402 to increase. Therefore, the vane body 406 rotates clockwise in the figure against the urging force of the compression springs 412b and 414b, and expands the capacity of the hydraulic chambers 408 and 410. As a result, the control shaft 130 rotates, and the swing rods 136 and 138 approach the roller rocker arm 74 to a medium extent through the arms 132 and 134 as shown in FIG. 6 of the first embodiment. For this reason, the lift amount and the operating angle of the intake valve during the intake stroke are also medium.
[0145]
FIG. 13C shows a state in which the driver depresses the accelerator pedal 146 to the maximum. In this case, the vane body 406 rotates clockwise in the figure against the urging force of the compression springs 412 b and 414 b by the hydraulic pressure supplied from the master hydraulic chamber 300 b until the vane 406 b comes into contact with the stopper 418 until the vane 406 a contacts the stopper 418. , 410 are expanded. As a result, the swinging rods 136 and 138 come closest to the roller rocker arm 74 as shown in FIG. 7 of the first embodiment, so that the lift amount and operating angle of the intake valve during the intake stroke are maximized.
[0146]
When the driver returns the accelerator pedal 146, the vane body 406 rotates counterclockwise in the figure in response to a decrease in the hydraulic pressure of the master hydraulic chamber 300b, whereby the swing rods 136 and 138 move away from the roller rocker arm 74, The lift amount and operating angle of the intake valve during the intake stroke decrease. Then, when the driver releases the accelerator pedal 146, the lift amount and operating angle of the intake valve during the intake stroke also return to the minimum state.
[0147]
In the above-described configuration, the mechanism including the intake camshaft 72, the variable lift mechanism 400, and the roller rocker arm 74 corresponds to a valve drive mechanism, and the operating force transmission system, the variable lift mechanism 400, and the roller rocker arm 74 correspond to a variable valve mechanism. . Further, the accelerator pedal 146 serves as an accelerator operating section, the booster mechanism 150, the master cylinder 300, the hydraulic path 302 and the vane type hydraulic rotating mechanism 402 serve as an operating force transmission system, the booster mechanism 150 serves as a booster mechanism, and the vane type hydraulic rotating mechanism. 402 corresponds to a rotation conversion mechanism.
[0148]
According to the fourth embodiment described above, the following effects can be obtained.
(I). The operation force of the accelerator pedal 146 is transmitted to the control shaft 130 as a rotation force through the booster mechanism 150, the master cylinder 300, the hydraulic path 302, and the vane-type hydraulic rotation mechanism 402.
[0149]
For this reason, even when the engine is running at low speed or low temperature, the operation force of the driver is applied to the control shaft 130 as a driving force. Operation. As a result, the amount of intake air can be easily adjusted, and the engine operability such as startability can be improved.
[0150]
Since the driver's depressing force on the accelerator pedal 146 is applied to the driving force, the fuel consumption for driving the variable lift mechanism 400 can be reduced. For this reason, deterioration of fuel efficiency can be suppressed.
[0151]
(B). Since the booster mechanism 150 is used, the rotation of the control shaft 130 by the accelerator pedal 146 can be easily performed even if the diameter and the length of the casing 404 are small. For this reason, the mounting space for the vane type hydraulic rotation mechanism 402 in the engine 2 can be reduced.
[0152]
(C). Further, by increasing the diameter of the casing 404 of the vane-type hydraulic rotation mechanism 402, it is possible to easily realize amplifying the rotational operation force without using a special mechanism.
[0153]
(D). The effects (d) and (e) of the first embodiment are obtained.
[Embodiment 5]
As shown in FIG. 14, the present embodiment is different from the first embodiment in that an accelerator pedal 446 for pulling the wire 48 and a configuration for assisting the accelerator pedal 446 by the principle of leverage are provided. Otherwise, the configuration is the same as that of the second embodiment.
[0154]
The accelerator pedal 446 has an action portion 446c between the support portion 446b and the depression portion 446a. Therefore, when the driver depresses the accelerator pedal 446, the action portion 446c is pushed in the same direction as the stepping direction.
[0155]
One end of an input side rod 446d is connected to a long hole in the action section 446c. The input rod 446d is supported by a bearing (not shown) so as to be movable in the axial direction.
[0156]
Further, the other end of the input rod 446d is connected to an elongated hole at the pressing end 454a of the swing lever 454. Since the swing lever 454 is swingably supported by the support member 455 at the support portion 454b at the center thereof, the working end 454c on the opposite side of the pressing end 454a is opposite to the pressing end 454a. Move in the direction. Since a compression spring 454d is disposed between the support member 455 and the pressing end 454a, a biasing force acts on the swing lever 454 in a clockwise direction in FIG.
[0157]
The wire 48 is connected to the working end 454c of the swing lever 454. Therefore, when the driver depresses the accelerator pedal 446, the swing lever 454 rotates counterclockwise against the urging force of the compression spring 454d, and pulls out the wire 48. As a result, the control shaft 130 of the variable lift mechanism 200 rotates, and the lift amount and operating angle of the intake valve increase.
[0158]
At this time, in the swing lever 454, the distance from the center support portion 454b to the long hole of the pressing end 454a and the distance from the support portion 454b in the center portion to the attachment position of the wire 48 of the working end 454c are as follows. , The former is set longer. Therefore, by the leverage principle, the driver can pull out the wire 48 with a weaker operating force than pulling out the wire 48 directly.
[0159]
Then, when the accelerator pedal 446 is returned, the pressing force from the input rod 446d to the pressing end portion 454a decreases, and the swinging lever 454 rotates clockwise by the urging force of the compression spring 454d. As a result, the wire 48 connected to the operating end 454c is returned, and the control shaft 130 of the variable lift mechanism 200 rotates in the reverse direction, thereby reducing the lift amount and operating angle of the intake valve.
[0160]
In the above-described configuration, the accelerator pedal 446 corresponds to an accelerator operation unit, the swing lever 454, the wire 48, and the take-up pulley 202 correspond to an operating force transmission system, and the swing lever 454 corresponds to a booster mechanism.
[0161]
According to the fifth embodiment described above, the following effects can be obtained.
(I). Since the accelerator pedal 446 and the control shaft 130 are connected via the swinging lever 454, the wire 48, and the take-up pulley 202, the operation force of the accelerator pedal 446 directly turns the take-up pulley 202. The operating force converted to the rotational force is transmitted to the control shaft 130.
[0162]
In this case, since the operating force of the driver is all of the driving force for driving the lift variable mechanism 200, the influence of the operating state of the engine 2 and the environment is suppressed, and the change in the valve characteristics corresponds to the operation of the accelerator pedal 446. Can be done.
[0163]
Since the driver's depressing force on the accelerator pedal 446 is all of the driving force, fuel consumption for driving the lift variable mechanism 200 is not required. For this reason, there is no possibility that fuel consumption will be deteriorated.
[0164]
(B). Since the principle of leverage is applied by the swing lever 454, the control shaft 130 can be easily rotated by the accelerator pedal 446.
[0165]
In addition, even if the diameter of the take-up pulley 202 is small, the driver can easily change the lift amount and the operating angle of the intake valve. Also, the variable lift mechanism 200 can be easily provided in the engine 2.
[0166]
(C). The effects (c) to (e) of the first embodiment are obtained.
Embodiment 6
In the present embodiment, the variable valve mechanism differs as shown in the engine longitudinal sectional view of FIG. 15 and the engine plan view of FIG. The other basic configuration is the same as that of the first embodiment.
[0167]
The variable valve mechanism includes the wire 48, the variable lift mechanism 500, and the roller rocker arm 606. The variable lift mechanism 500 includes a take-up pulley 502 and an intermediate drive mechanism 600 as shown in FIG.
[0168]
The intermediate drive mechanism 600 is configured by connecting four intermediate cams 602 (FIG. 18), one for each cylinder, for all cylinders, with a control shaft 604 (FIG. 19) formed in a crank shape. Note that FIG. 17 shows only two intermediate drive mechanisms 600 at both ends, and shows a state in which each intermediate drive mechanism 600 is disposed on the roller rocker arm 606 of the corresponding cylinder.
[0169]
Each intermediate cam 602 includes a cylindrical base portion 608, an input portion 610, and two output portions 612 as shown in FIG. A shaft hole 608b formed coaxially with the cylindrical outer peripheral surface 608a is formed in a central portion of the base portion 608. By inserting the pin 604b of the control shaft 604 into the shaft hole 608b, the intermediate cam 602 is attached to the control shaft 604, but the intermediate cam 602 is rotatable with respect to the pin 604b. .
[0170]
The input portion 610 includes two arms 610 a protruding from the vicinity of the center in the axial direction of the cylindrical outer peripheral surface 608 a of the base portion 608, a shaft 610 b wrapped around the ends of these arms 610 a in parallel with the axial direction of the base portion 608, And a roller 610c rotatably attached to the shaft 610b. The two output units 612 are provided on both sides in the axial direction of the input unit 610, and are formed in a substantially triangular shape protruding from the cylindrical outer peripheral surface 608a of the base unit 608. One side of the output portion 612 forms a cam surface 612a that is slightly concavely curved.
[0171]
A step portion 608c is formed on both end surfaces of the base portion 608, and is divided into two end surfaces 608d and 608e. The step portion 608c forms a surface perpendicular to the circumferential direction, and has a hole (not shown) into which one end of the compression spring 614 is inserted and attached.
[0172]
As shown in FIG. 19, the control shaft 604 includes a main shaft 604a, a pin 604b, and a plate 604c. With the rotation of the take-up pulley 502, the main shaft portion 604a fitted to the center of the take-up pulley 502 is rotated to rotate the entire control shaft 604. The rotation angle of the main shaft 604a is detected by the rotation sensor 101 described above.
[0173]
When the control shaft 604 is attached to the cylinder head 8 as shown in FIG. 16, the main shaft portion 604a is rotatably disposed on a bearing on the cylinder head 8 by a bearing cap 616. The bearing cap 616 is integrated with the bearing cap for the intake camshaft 618. Each plate portion 604c is adjacent to each bearing cap 616.
[0174]
In the plate portion 604c, a pin portion 604b is provided on the distal end side opposite to the proximal end side attached to the main shaft portion 604a so as to connect the plate portions 604c. The intermediate cam 602 is rotatably (rotated) attached to the pin 604b as described above. Therefore, when the main shaft portion 604a is rotated by the rotation of the take-up pulley 502, the tip side of the plate portion 604c is swung about the main shaft portion 604a. Therefore, the intermediate cam 602 rotates around the main shaft 604a, that is, revolves around the main shaft 604a together with the pin 604b.
[0175]
The rotation axis of the main shaft 604a is arranged on the rotation axis Ar of the roller 606a of the roller rocker arm 606. In this arrangement state, as shown in FIG. 15, the diameter of the base portion 608 is set so that the cylindrical outer peripheral surface 608a of the base portion 608 contacts the roller 606a of the roller rocker arm 606. Therefore, when the main shaft portion 604a of the control shaft 604 rotates, the base portion 608 of the intermediate cam 602 revolves while always maintaining a state in which the cylindrical outer peripheral surface 608a is in contact with the roller 606a.
[0176]
A spring receiving portion 604d is formed on the plate portion 604c of the control shaft 604 so as to oppose one step portion 608c provided at an end of the base portion 608 of the intermediate cam 602. The spring receiving portion 604d has a hole (not shown) into which one end of the compression spring 614 is inserted and attached. Therefore, as shown in FIG. 17, when the intermediate cam 602 is incorporated in the control shaft 604 and is arranged between the roller rocker arm 606 and the intake cam 618a as shown in FIG. The compression spring 614 receives a biasing force that rotates relatively. Therefore, the input section 610 is lifted in the direction of the intake cam 618a, and the roller 610c of the input section 610 always comes into contact with the intake cam 618a.
[0177]
Since the variable lift mechanism 500 is configured as described above, the driver operates the accelerator pedal 46 to rotate the take-up pulley 502 via the wire 48 to rotate the main shaft portion 604a of the control shaft 604. be able to. This allows the intermediate cam 602 to revolve with respect to the main shaft portion 604a and also revolve with respect to the roller 606a of the roller rocker arm 606.
[0178]
Thus, the rotation angle of the intermediate cam 602 with respect to the roller 606a can be adjusted. As a result, as described below, the lift amount and the operating angle of the intake valve 12a can be adjusted. Hereinafter, the revolution of the intermediate cam 602 by the accelerator pedal 46 and the change in the lift of the intake valve 12a will be described.
[0179]
First, FIG. 20 shows a state in which the intake valve 12a has the minimum lift amount and the minimum operating angle because the driver has not depressed the accelerator pedal 46. The state of FIG. 20A is a stroke other than the intake stroke, and shows a state in which the rotation axis As of the intermediate cam 602 exists at the limit rotation angle L counterclockwise with respect to the rotation axis Ar.
[0180]
When the intake cam 618a pushes down the roller 610c of the input section 610 during the intake stroke, the entire intermediate cam 602 rotates counterclockwise around the pin 604b of the control shaft 604 as an axis. At this time, a state in which the intermediate cam 602 rotates on its own for a long time with the cylindrical outer peripheral surface 608a of the base portion 608 in contact with the roller 606a of the roller rocker arm 606 continues for a long time.
[0181]
Thereafter, the roller 606a of the roller rocker arm 606 rides on the cam surface 612a of the output unit 612. As a result, the roller rocker arm 606 is driven so as to be pushed down by the cam surface 612a of the output portion 612, rotates around the tip support portion of the adjuster 620, pushes down the stem end 12c, and pushes the intake valve 12a in FIG. Push open to the state of (B).
[0182]
When the intake camshaft 618 further rotates, the state of FIG. 20B returns to the state of FIG. 20A. Thus, the intake valve 12a can be opened with the minimum opening.
[0183]
When the driver depresses the accelerator pedal 46, the intermediate cam 602 revolves clockwise about the rotation axis Ar. FIG. 21 shows a state where the accelerator pedal 46 is fully depressed. At this time, the rotation axis As of the intermediate cam 602 reaches the clockwise limit rotation angle H with respect to the rotation axis Ar of the roller 606a of the roller rocker arm 606.
[0184]
The state in FIG. 21A shows a state in a stroke other than the intake stroke. In this state, the cam surface 612a of the output unit 612 exists at a position adjacent to the roller 606a of the roller rocker arm 606.
[0185]
FIG. 21B shows a state where the roller 610c of the input unit 610 is pushed down to the maximum by the intake cam 618a during the intake stroke. At this time, the entire intermediate cam 602 rotates counterclockwise due to the intake cam 618a. In this rotation, the roller 606a of the roller rocker arm 606 rides on the cam surface 612a of the output unit 612 from the beginning. As a result, the roller rocker arm 606 rotates about the leading end support portion of the adjuster 620 from the initial rotation of the intermediate cam 602 to push down the stem end 12c and push the intake valve 12a to the maximum extent.
[0186]
Then, when the intake camshaft 618 further rotates, the state returns to the state of FIG. 21A from the state of FIG. Thus, the intake valve 12a can be opened to the maximum opening.
[0187]
By adjusting the rotation angle of the intermediate cam 602 in the revolution by the accelerator pedal 46 in this manner, the lift amount and the working angle of the intake valve 12a are minimized and maximized as shown in the graph of FIG. The lift amount and the operating angle of the intake valve 12a can be continuously and continuously changed between the angular patterns.
[0188]
In the above-described configuration, the mechanism including the intake camshaft 618, the variable lift mechanism 500, and the roller rocker arm 606 serves as a valve drive mechanism, the wire 48 and the take-up pulley 502 serve as an operating force transmission system, and the take-up pulley 502 serves as a rotation conversion mechanism. Is equivalent to
[0189]
According to the sixth embodiment described above, the following effects can be obtained.
(I). The effects (a) to (e) of the first embodiment are obtained.
(B). Even if the lift amount and operating angle are adjusted by the control shaft 604, the intermediate cam 602 is always in contact with the intake cam 618a and the roller rocker arm 606, so engine noise is further reduced.
[0190]
Embodiment 7
In this embodiment, the lift variable mechanism 700 is different as shown in the engine vertical sectional view of FIG. 22, and the other basic configuration is the same as that of the sixth embodiment. Among the variable lift mechanisms 700, the configuration of the intermediary drive mechanism 800 as shown in FIG. 23 is particularly different.
[0191]
The variable valve mechanism includes the wire 48, the variable lift mechanism 700, and the roller rocker arm 606. The variable lift mechanism 700 includes a take-up pulley 502 and an intermediate drive mechanism 800. However, unlike the sixth embodiment, the intermediate drive mechanism 800 is configured such that the rotation amount of the control shaft 804 increases the lift amount and the operating angle of the intake valve 12a on the counterclockwise rotation side in FIG. Therefore, the wire 48 is attached in such a direction that the control shaft 804 rotates counterclockwise when the accelerator pedal is depressed with respect to the take-up pulley 502.
[0192]
The intermediate drive mechanism 800 shown in FIG. 23 has a configuration in which four intermediate cams 802 (FIG. 24) are attached to one control shaft 804, one for each cylinder and for all cylinders. FIG. 23 shows only the periphery of one intermediate cam 802.
[0193]
As shown in FIG. 24, each intermediate cam 802 includes an input unit 806, a base unit 808, a connection support arm 810, and an output unit 812. Among them, the base portion 808, the connection support arm 810, and the output portion 812 are integrally formed as shown in FIG.
[0194]
A shaft hole 808b formed coaxially with the cylindrical outer peripheral surface 808a is formed at the center of the cylindrical base portion 808. The base portion 808 is rotatably attached to the control shaft 804 by inserting the main shaft portion 804a (FIG. 27) of the control shaft 804 into the shaft hole 808b.
[0195]
Two connection support arms 810 are provided to protrude from the base portion 808 in the radial direction. A shaft portion 806a (FIG. 26) provided on the input portion 806 is rotatably attached to a shaft hole 810a at the tip of the connection support arm 810.
[0196]
As shown in FIG. 26, the input unit 806 has a quadrangular frame shape integrally formed with four frame members 806b, 806c, 806d, and 806e. Bearings 806f and 806g are provided between the frame members 806c and 806e in a direction perpendicular to the axial direction of the base portion 808, and are mounted so that the rollers 806h are rotatably spanned.
[0197]
The two output units 812 are provided on the cylindrical outer peripheral surface 808 a of the base unit 808 at different positions in the rotational phase but substantially at the same position as the connection support arm 810 in the axial direction. The output portion 812 is formed in a substantially triangular shape protruding from the cylindrical outer peripheral surface 808a of the base portion 808. One side of the output portion 812 forms a cam surface 812a that is slightly concavely curved.
[0198]
A step portion 808c is formed on both end surfaces of the base portion 808, and is divided into two end surfaces 808d and 808e. The step portion 808c forms a surface parallel to the axial direction of the base portion 808, and has a hole (not shown) into which one end of a compression spring (not shown) is inserted and attached.
[0199]
As shown in FIG. 27, the control shaft 804 includes a main shaft 804a and four variable support members 804b. Each variable support member 804b is rotatably hung between two arm plates 804c for positioning the intermediate cam 802 in the axial direction with the intermediate cam 802 slidably sandwiched from both sides, and a tip end of the arm plate 804c. And the roller 804d that has been passed. The arm plate 804c is provided with a spring receiving portion 804e formed opposite to one step portion 808c provided at an end of the base portion 808 of the intermediate cam 802. Therefore, by disposing the compression spring between the step portion 808c and the spring receiving portion 804e, the roller 806h of the input portion 806 comes into contact with the intake cam 818a when the intermediate drive mechanism 800 is incorporated in the cylinder head. , A rotational urging force is applied to the intermediate cam 802.
[0200]
Since the arm plate 804c is fixed to the main shaft portion 804a, when the main shaft portion 804a is rotated with the rotation of the take-up pulley 502, the roller 804d at the tip end of the arm plate 804c is centered on the main shaft portion 804a. Will be shaken up and down. The rotation angle of the main shaft 804a is detected by a rotation sensor (not shown).
[0201]
In the control shaft 804, similarly to the control shaft in the sixth embodiment, the main shaft portion 804a is rotatably disposed on a bearing portion on a cylinder head by a bearing cap. The arm plate 804c is adjacent to each bearing cap.
[0202]
As shown in FIG. 22, the rotation axis At of the main shaft portion 804a is arranged parallel to the rotation axis Ar of the roller 606a of the roller rocker arm 606. In this arrangement state, the cylindrical outer peripheral surface 808a of the base portion 808 is brought into contact with the roller 606a of the roller rocker arm 606. Since the main shaft portion 804a only rotates and the position is fixed, the base portion 808 always maintains the contact state between the cylindrical outer peripheral surface 808a and the roller 606a.
[0203]
The intermediate drive mechanism 800 configured as described above rotates the main shaft portion 804a of the control shaft 804 via the wire 48 when the driver operates the accelerator pedal. Thus, the contact support position of the roller 804d provided on the variable support member 804b with respect to the input unit 806 can be changed. Thus, the rotation angle of the intermediate cam 802 in the rotation can be adjusted, and as a result, the lift amount and the working angle of the intake valve 12a can be adjusted.
[0204]
Hereinafter, the change in the contact support position of the variable support member 804b by the driver's operation of the accelerator pedal and the change in the lift of the intake valve 12a will be described.
FIG. 28 shows a state where the driver has not depressed the accelerator pedal. The state in FIG. 28A shows a stroke state other than the intake stroke. At this time, the rotation angle of the main shaft portion 804a of the control shaft 804 is in a state where the variable support member 804b is set to the clockwise limit rotation angle L. In this state, the input unit 806 supported by the variable support member 804b and the connection support arm 810 is located closest to the rotation axis At.
[0205]
FIG. 28B shows a state in which the variable cam member 804b is arranged at the limit rotation angle L and the intake cam 818a reaches the maximum during the intake stroke and the roller 806h of the input unit 806 is pushed in.
[0206]
When the roller 806h of the input unit 806 is driven by the intake cam 818a, the entire intermediate cam 802 rotates counterclockwise around the main shaft 804a of the control shaft 804 as a rotation axis. At this time, the intermediate cam 802 rotates with the cylindrical outer peripheral surface 808a of the base portion 808 in contact with the roller 606a of the roller rocker arm 606. Until this rotation, the cylindrical outer peripheral surface 808a of the base portion 808 is in contact with the roller 606a of the roller rocker arm 606. Then, from the middle, the roller 606a of the roller rocker arm 606 rides on the cam surface 812a of the output unit 812. As a result, the roller rocker arm 606 is driven so as to be pushed down by the cam surface 812a of the output portion 812, rotates around the tip support portion of the adjuster 620, and the roller rocker arm 606 pushes down the stem end 12c, and the intake valve 12a is pushed open to the state shown in FIG.
[0207]
When the intake cam 818a further rotates, the state returns to the state of FIG. 28A from the state of FIG. 28B. Thus, the intake valve 12a can be opened with the minimum lift amount and the minimum operating angle.
[0208]
Next, when the driver depresses the accelerator pedal, the main shaft portion 804a of the control shaft 804 rotates counterclockwise via the wire 48 and the take-up pulley 502, and the angle between the input portion 806 and the connection support arm 810. Are made larger than in the case of FIG. FIG. 29 shows a case where the driver depresses the accelerator pedal to the maximum. At this time, the variable support member 804b is at the limit rotation angle H.
[0209]
FIG. 29 (A) shows a case in a stroke state other than the intake stroke. FIG. 29B shows a state in which the roller 806h of the input unit 806 is pushed to the maximum by the intake cam 818a in a state where the variable support member 804b is disposed at the limit rotation angle H.
[0210]
As described above, the entire intermediate cam 802 rotates counterclockwise by the intake cam 818a. At this time, the roller 606a of the roller rocker arm 606 rides on the cam surface 812a of the output unit 812 from the beginning or early. As a result, the roller rocker arm 606 is driven so as to be pushed down by the cam surface 812a of the output portion 812, rotates around the tip support portion of the adjuster 620, and the roller rocker arm 606 pushes down the stem end 12c to take in air. The valve 12a is pushed open to the state shown in FIG.
[0211]
Then, when the intake cam 818a further rotates, the state returns to the state of FIG. 29A from the state of FIG. 29B. Thus, the intake valve 12a can be opened to the maximum lift amount and the maximum working angle.
[0212]
As described above, by adjusting the rotation angle of the control shaft 804 by the driver's operation of the accelerator pedal, the lift amount and the operating angle of the valve are adjusted in the same pattern as in the sixth embodiment. Can be continuously and continuously variable.
[0213]
In the above-described configuration, a mechanism including the intake camshaft 818, the variable lift mechanism 700, and the roller rocker arm 606 corresponds to a valve driving mechanism.
According to the seventh embodiment described above, the following effects can be obtained.
[0214]
(I). The effects (a) and (b) of the sixth embodiment are obtained.
[Other embodiments]
(A). Although the accelerator operation unit and the operation force transmission system of the sixth and seventh embodiments are the same as those of the first embodiment, the accelerator operation unit and the operation force transmission system of the second to fifth embodiments are adopted. Is also good.
[0215]
(B). In each of the above-described embodiments, the rotation operation force is converted by a take-up pulley attached to the control shaft or a vane-type hydraulic rotation mechanism. That is, the operating force transmission system transmits the operating force in the axial direction. In addition, the operation force transmission system may transmit the rotational operation force. For example, the operating force of the accelerator pedal may be immediately converted to a rotational operating force at the accelerator pedal portion, and the rotational operating force may be transmitted to a control shaft provided in the engine using a rotating shaft, gears, or the like.
[0216]
(C). In the above embodiments, the rotation angle Lθ is obtained by providing the rotation sensor, or the stroke amount is obtained by providing the stroke sensor, and the load factor eklq is obtained from the map together with the engine speed NE. Alternatively, the intake air amount may be calculated by providing an air flow meter in the intake duct without providing a rotation sensor or a stroke sensor, and the load factor eklq may be calculated by a map or a function calculation together with the engine speed NE. .
[0217]
In addition, when calculating | requiring the load factor eklq from the rotation angle L (theta) or the stroke amount, and the engine speed NE, you may perform it by function calculation.
(D). Although the intermediary driving mechanisms 600 and 800 drive the intake valves via the roller rocker arms as shown in the sixth and seventh embodiments, the intake valves may be driven directly without using the roller rocker arms.
[0218]
For example, instead of the configuration of the sixth embodiment, as shown in FIGS. 30 and 31, the intermediate cam 902 contacts the valve lifter 952 via a roller 952a provided on the top of the valve lifter 952 to drive the intake valve 922. A configuration may be used. In each of FIGS. 30 and 31, (A) shows when the intake valve 922 is closed, and (B) shows when the intake valve 922 is opened. The output portion 912 of the intermediate cam 902 is curved into a shape different from that of the intermediate drive mechanism 600, and abuts the roller 952a of the valve lifter 952 at its cam surface 912a. The other configuration is the same as the configuration of the sixth embodiment.
[0219]
Therefore, when the driver has released the accelerator pedal, the main shaft portion of the control shaft positions the pin portion 904b at the rotation angle L with respect to the roller 952a of the valve lifter 952 as shown in FIG. As a result, during the intake stroke, as shown in FIG. 30B, the roller 910c of the input section 910 is pushed down by the intake cam 618a, so that the intake valve 922 opens with the minimum lift amount and the minimum operating angle.
[0220]
When the driver steps on the accelerator pedal, the main shaft portion of the control shaft moves the pin portion 904b from the rotation angle L to the rotation angle H. When the driver depresses the accelerator pedal to the maximum, the pin portion 904b is positioned at the rotation angle H as shown in FIG. As a result, during the intake stroke, the intake valve 922 opens with the maximum lift and the maximum operating angle as shown in FIG.
[0221]
Similarly, instead of the configuration of the seventh embodiment, as shown in FIGS. 32 and 33, the intermediate cam 1002 contacts the valve lifter 952 via a roller 952a provided on the top of the valve lifter 952 to drive the intake valve 922. The configuration may be such that: 32 and 33, (A) shows a state when the intake valve 922 is closed, and (B) shows a state when the intake valve 922 is opened. The output portion 1012 of the intermediate cam 1002 is curved into a shape different from that of the intermediate drive mechanism 800, and abuts the roller 952a of the valve lifter 952 at its cam surface 1012a. The other configuration is the same as the configuration of the seventh embodiment.
[0222]
Therefore, when the driver releases the accelerator pedal, the main shaft portion 1004a of the control shaft rotates the roller 1004d at the tip of the variable support member 1004b with respect to the roller 952a of the valve lifter 952 as shown in FIG. Position. As a result, at the time of the intake stroke, the roller 1006h of the input unit 1006 is driven by the intake cam 818a as shown in FIG. 32B, so that the intake valve 922 opens with the minimum lift amount and the minimum operating angle.
[0223]
When the driver steps on the accelerator pedal, the main shaft portion 1004a moves the roller 1004d at the tip of the variable support member 1004b from the rotation angle L to the rotation angle H. When the driver fully depresses the accelerator pedal, the roller 1004d is positioned at the rotation angle H as shown in FIG. As a result, during the intake stroke, the intake valve 922 opens with the maximum lift and the maximum operating angle as shown in FIG.
[0224]
(E). In the fourth embodiment, the master piston 300a is driven via the booster mechanism 150. However, the master piston 300a may be directly operated by the accelerator pedal 146 without using the booster mechanism 150.
[0225]
(F). In each of the first to third, fifth, and sixth embodiments, a true circular pulley is used as the take-up pulley. In addition to this, when the rotational force as the reaction force received by the control shaft from the intake valve side greatly changes according to the amount of depression of the accelerator pedal, the reaction force transmitted to the accelerator pedal side changes gradually. The radius of the take-up pulley may be changed according to the rotation angle. Conversely, if there is almost no change in the reaction force received by the control shaft according to the amount of depression of the accelerator pedal, even if the radius of the take-up pulley is changed so that the reaction force on the accelerator pedal changes appropriately good. For example, an elliptical winding pulley may be employed.
[0226]
(G). In each of the above embodiments, the rotation angle Lθ is obtained by the rotation sensor. Instead, a stroke sensor (corresponding to an operation amount sensor) may be used to determine the stroke amount of the accelerator pedal or the wire and use it instead of the rotation angle Lθ.
[0227]
Since the wire is farther from the engine than the control shaft, the value detected by the stroke sensor is less affected by the engine temperature, so the load ratio is usually determined based on the detected stroke amount without temperature correction. Physical quantities such as eklq can be accurately calculated.
[0228]
However, depending on the structure of the vehicle, the temperature of the wire is greatly affected by the engine temperature and the length of the wire changes, and the correspondence between the intake valve opening and the detected stroke amount shifts, and the accuracy of the calculated physical quantity May be reduced. In such a case, a temperature sensor (corresponding to a temperature detecting means) for detecting the temperature of the wire is provided, and a correction value is obtained based on the detected wire temperature. For example, a correction value is obtained from a map as shown in FIG. Then, the stroke amount detected by the stroke sensor is corrected with the correction value, and the load ratio eklq is calculated from the load ratio map based on the corrected stroke amount and the engine speed NE, and used for various controls. This enables precise engine control. Instead of providing a temperature sensor exclusively for the wire, the wire temperature may be substituted by the coolant temperature THW detected by the coolant temperature sensor, or the wire temperature may be estimated based on the coolant temperature THW.
[0229]
(H). In each of the first to third, fifth, and sixth embodiments, the rotation converting mechanism using the winding pulley for pulling and returning the wire is used. However, a rack-pinion mechanism, a helical spline mechanism, or a crank mechanism is used. The rotation conversion mechanism may be constituted by an object.
[0230]
For example, as shown in FIG. 35, the master piston 1300a in the master cylinder 1300 is directly driven by the accelerator pedal 1146, and the hydraulic pressure in the master hydraulic chamber 1300b is transmitted through the hydraulic path 1302 to the release cylinder 1402 provided in the cylinder head. It is supplied to the release hydraulic chamber 1402a. The release piston 1402b is driven in the release cylinder 1402 by this hydraulic pressure. As a result, the shaft 1402c connected to the release piston 1402b moves in the axial direction. A rack 1402d is formed on a part of the shaft 1402c, and meshes with a pinion 1130a provided at an end of the control shaft 1130. Therefore, the rotation angle of the control shaft 1130 can be adjusted by depressing the accelerator pedal 1146.
[0231]
If a helical spline is provided on the shaft 1402c instead of the rack, and the teeth meshing with the helical spline are provided on the control shaft 1130 side, the rotation angle of the control shaft 1130 can be similarly adjusted by depressing the accelerator pedal 1146. . In this case, the master cylinder 1300 is arranged so that the axial direction is the axial direction of the control shaft 1130.
[0232]
Also, by providing a crank instead of a pinion at the end of the control shaft 1130 and connecting it to the shaft 1402c by a connecting rod, the rotation angle of the control shaft 1130 can be similarly adjusted by depressing the accelerator pedal 1146.
[0233]
In each of the above-described configurations, by increasing the diameter of the release cylinder 1402, increasing the diameter of the pinion 1130a, decreasing the angle of the helical spline, or increasing the crank radius, the rotational operation force can be amplified without using a special mechanism. And can also serve as a booster mechanism.
[0234]
In these examples, the operating force may be transmitted to the rack-pinion mechanism, the helical spline mechanism, or the crank mechanism by wires instead of hydraulic pressure.
(I). In the third embodiment, since the hydraulic cylinder 250 is used as a boosting mechanism as shown in FIG. 11, the hydraulic cylinder 250 generates an operating force by itself and generates a control shaft irrespective of the operating force from the accelerator pedal 246. 130.
[0235]
Therefore, the engine output may be automatically adjusted by the ECU automatically adjusting the lift amount and the operating angle of the intake valve according to the vehicle running state independently of the operation of the accelerator pedal 246 by the driver. .
[0236]
Specifically, when the driver instructs the ECU to the desired vehicle speed, the automatic cruise control (cruise control, The ECU may execute an automatic drive or an automatic speed control). Further, auto cruise for automatically adjusting the inter-vehicle distance may be executed. That is, in this case, the ECU is configured to correspond to the automatic output adjusting means.
[0237]
Further, the traction control for performing the automatic output adjustment may be executed by the ECU so that the driving wheels do not run idle due to excessive driving force when the vehicle starts or accelerates on a slippery road surface.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine and a control system thereof according to a first embodiment.
FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the engine.
FIG. 3 is an explanatory diagram of a configuration of the engine, an operation force transmission system, and an accelerator operation unit.
FIG. 4 is a perspective view of a variable lift mechanism used in the first embodiment.
FIG. 5 is an explanatory view of the operation of the variable lift mechanism.
FIG. 6 is an explanatory diagram of the operation of the variable lift mechanism.
FIG. 7 is an explanatory view of the operation of the variable lift mechanism.
FIG. 8 is a graph showing a change in lift by the variable lift mechanism.
FIG. 9 is a flowchart of a load factor calculation process executed by the ECU according to the first embodiment.
FIG. 10 is a configuration explanatory diagram of an engine, an operation force transmission system, and an accelerator operation unit according to a second embodiment.
FIG. 11 is a configuration explanatory diagram of an engine, an operation force transmission system, and an accelerator operation unit according to a third embodiment.
FIG. 12 is a configuration explanatory diagram of an engine, an operation force transmission system, and an accelerator operation unit according to a fourth embodiment.
FIG. 13 is an operation explanatory view of the vane-type hydraulic rotation mechanism according to the fourth embodiment.
FIG. 14 is a configuration explanatory diagram of an engine, an operation force transmission system, and an accelerator operation unit according to a fifth embodiment.
FIG. 15 is a longitudinal sectional view of an engine according to a sixth embodiment.
FIG. 16 is a configuration explanatory view of an engine, an operation force transmission system, and an accelerator operation unit according to a sixth embodiment.
FIG. 17 is a perspective view of a variable lift mechanism used in the sixth embodiment.
FIG. 18 is a perspective view of an intermediate cam of the variable lift mechanism.
FIG. 19 is a perspective view of a control shaft of the variable lift mechanism.
FIG. 20 is an explanatory view of the operation of the variable lift mechanism.
FIG. 21 is an explanatory diagram of the operation of the lift variable mechanism.
FIG. 22 is a longitudinal sectional view of the engine of the seventh embodiment.
FIG. 23 is a perspective view of a variable lift mechanism used in the seventh embodiment.
FIG. 24 is a perspective view of an intermediate cam of the variable lift mechanism.
FIG. 25 is a perspective view of a base of the variable lift mechanism.
FIG. 26 is a perspective view of an input unit of the variable lift mechanism.
FIG. 27 is a perspective view of a control shaft of the variable lift mechanism.
FIG. 28 is an explanatory diagram of the operation of the variable lift mechanism.
FIG. 29 is an explanatory diagram of the operation of the variable lift mechanism.
FIG. 30 is an operation explanatory view of a lift variable mechanism as a modification of the sixth embodiment.
FIG. 31 is an operation explanatory view of a lift variable mechanism as a modification of the sixth embodiment.
FIG. 32 is an explanatory diagram of an operation of a variable lift mechanism as a modification of the seventh embodiment.
FIG. 33 is an operation explanatory view of a lift variable mechanism as a modification of the seventh embodiment.
FIG. 34 is a configuration explanatory view of a correction value map used in a modified example of the load factor calculation process.
FIG. 35 is a configuration explanatory view of an operation force transmission system and an accelerator operation unit showing another example of the rotation conversion mechanism.
[Explanation of symbols]
2 engine, 2a cylinder, 4 cylinder block, 6 piston, 8 cylinder head, 8a stopper, 10 combustion chamber, 12a, 12b intake valve, 12c stem end, 13 valve spring, 14a, 14b intake port, 16a, 16b exhaust valve, 18a, 18b exhaust port, 30 intake manifold, 30a intake passage, 32 surge tank, 34 fuel injection valve, 36 spark plug, 40 intake duct, 42 ... air cleaner, 46 ... accelerator pedal, 46a ... stepping part, 46b ... support part, 46c ... working part, 46d ... compression spring, 48 ... wire (transmitter), 48a ... adjuster, 54 ... exhaust camshaft, 56 ... exhaust Cam, 58: roller rocker arm, 60: exhaust manifold, 62: catalytic converter, 64 ECU, 66: engine speed sensor, 68: cylinder discrimination sensor, 70: cooling water temperature sensor, 71: air-fuel ratio sensor, 72: intake cam shaft, 72a: intake cam, 74: roller rocker arm, 74a: roller, 74b ... Lash adjuster, 74c: Support end, 74d: Tip, 74e: Spring, 100: Variable lift mechanism, 101: Rotation sensor, 130: Control shaft, 132, 134: Arm, 136, 138: Swing rod, 140 ... Take-up pulley, 140a ... take-up groove, 140b ... locking projection, 142, 144 ... return spring, 146 ... accelerator pedal, 146a ... stepping part, 146b ... support part, 146c ... working part, 146d ... input side rod, 150 ... Booster mechanism, 150a ... Diaphragm, 150b ... First pressure Chamber, 150c: second pressure chamber, 150e: negative pressure control valve, 150f: spring, 150g: push rod, 152: check valve, 154: swing lever, 154a: pressing end, 154b: support at the center, 154c: working end, 200: variable lift mechanism, 202: take-up pulley, 246: accelerator pedal, 246a: stepping part, 246b: support, 246c: working part, 246d: compression spring, 250: hydraulic cylinder, 250a Piston, 250b, 250c: pressure chamber, 250d: first hydraulic path, 250e: second hydraulic path, 250f: input side rod, 250g: output side rod, 251: shut-off valve, 252: 3-position solenoid valve, 254: hydraulic pressure Pump, 254a ... Hydraulic supply path, 255 ... Electric motor, 256 ... Reservoir, 256a ... Reservoir Turn path, 258: strain sensor, 300: master cylinder, 300a: master piston, 300b: master hydraulic chamber, 302: hydraulic path, 400: variable lift mechanism, 402: vane type hydraulic rotation mechanism, 404: casing, 404a, 404b ... wall part, 406 ... vane body, 406a ... shaft part, 406b, 406c ... vane, 408, 410 ... hydraulic chamber, 412, 414 ... spring chamber, 412a, 414a ... through hole, 412b, 414b ... compression spring, 416 418: Stopper, 446: Accelerator pedal, 446a: Depressed portion, 446b: Support portion, 446c: Working portion, 446d: Input rod, 454: Swing lever, 454a: Pressing end portion, 454b: Support portion, 454c: Action End portion, 454d: compression spring, 455: support member, 00: lift variable mechanism, 502: take-up pulley, 600: intermediate drive mechanism, 602: intermediate cam, 604: control shaft, 604a: main shaft, 604b: pin, 604c: plate, 604d: spring receiving part, 606 ... Roller rocker arm, 606a ... Roller, 608 ... Base part, 608a ... Cylinder outer peripheral surface, 608b ... Shaft hole, 608c ... Stepped part, 608d, 608e ... End face, 610 ... Input part, 610a ... Arm, 610b ... Shaft, 610c roller, 612 output section, 612a cam surface, 614 compression spring, 616 bearing cap, 618 intake camshaft, 618a intake cam, 620 adjuster, 700 lift variable mechanism, 800 intermediary drive mechanism , 802: Intermediate cam, 804: Control shaft G, 804a: main shaft portion, 804b: variable support member, 804c: arm plate, 804d: roller, 804e: spring receiving portion, 806: input portion, 806a: shaft portion, 806b, 806c, 806d, 806e: frame member, 806h ... Roller, 808 ... Base, 808a ... Cylindrical outer peripheral surface, 808b ... Shaft hole, 808c ... Stepped portion, 808d, 808e ... End face, 810 ... Connection support arm, 810a ... Shaft hole at tip end, 812 ... Output part, 812a … Cam surface, 818… Intake cam shaft, 818a… Intake cam, 902… Intermediate cam, 904b… Pin portion, 910… Input portion, 910c… Roller, 912… Output portion, 912a… Cam surface, 922… Intake valve, 952 ... Valve lifter, 952a ... Roller, 1002 ... Intermediate cam, 1004a ... Main shaft part of control shaft, 1 004b: variable support member, 1004d: roller, 1006: input unit, 1006h: roller, 1012: output unit, 1012a: cam surface, 1130: control shaft, 1130a: pinion, 1146: accelerator pedal, 1300: master cylinder, 1300a ... Master piston, 1300b master hydraulic chamber, 1302 hydraulic path, 1402 release cylinder, 1402a release hydraulic chamber, 1402b release piston, 1402c shaft, 1402d rack part.

Claims (19)

内燃機関のバルブ駆動機構においてカムシャフトとは別個に設けられたコントロールシャフトを回転することにより内燃機関のバルブ特性を変更する内燃機関の可変動弁機構であって、
前記コントロールシャフトとアクセル操作部とを操作力の伝達物を介して連結することにより、該アクセル操作部の操作力を前記コントロールシャフトに伝達させる操作力伝達系を備えていることを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。A variable valve mechanism for an internal combustion engine that changes a valve characteristic of the internal combustion engine by rotating a control shaft provided separately from a camshaft in a valve drive mechanism of the internal combustion engine,
An internal combustion engine, comprising: an operation force transmission system that transmits the operation force of the accelerator operation unit to the control shaft by connecting the control shaft and an accelerator operation unit via a transmission of operation force. Variable valve mechanism of the engine. 請求項１において、前記バルブ特性は、吸気バルブのリフト量と作用角との一方又は両方であることを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。2. The variable valve mechanism of an internal combustion engine according to claim 1, wherein the valve characteristic is one or both of a lift amount and a working angle of an intake valve. 請求項１又は２において、前記操作力伝達系は、前記伝達物から伝達される軸方向の操作力を、回転操作力に変換して前記コントロールシャフトに伝達する回転変換機構を備えることを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。3. The method according to claim 1, wherein the operation force transmission system includes a rotation conversion mechanism that converts an axial operation force transmitted from the transmission object into a rotational operation force and transmits the rotational operation force to the control shaft. Variable valve mechanism for an internal combustion engine. 請求項３において、前記操作力伝達系は、前記回転変換機構と前記アクセル操作部とを、操作力の伝達物としてのワイヤにて連結し、該ワイヤの軸方向移動にて前記アクセル操作部の操作力を前記回転変換機構に伝達させる機構であることを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。In Claim 3, the operation force transmission system connects the rotation conversion mechanism and the accelerator operation unit with a wire as a transmission member of an operation force, and moves the accelerator operation unit by moving the wire in the axial direction. A variable valve mechanism for an internal combustion engine, which is a mechanism for transmitting an operation force to the rotation conversion mechanism. 請求項４において、前記回転変換機構は前記コントロールシャフトの一端に設けられた巻き取りプーリであり、前記ワイヤの一端側は前記巻き取りプーリの外周に巻き取られていることを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。The internal combustion engine according to claim 4, wherein the rotation conversion mechanism is a take-up pulley provided at one end of the control shaft, and one end of the wire is wound around an outer periphery of the take-up pulley. Variable valve mechanism. 請求項４において、前記回転変換機構は、ラック−ピニオン機構、ヘリカルスプライン機構又はクランク機構であることを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。The variable valve mechanism according to claim 4, wherein the rotation conversion mechanism is a rack-pinion mechanism, a helical spline mechanism, or a crank mechanism. 請求項３において、前記操作力伝達系は、前記回転変換機構と前記アクセル操作部とを油圧的に連結し、操作力の伝達物としての作動油を介して前記アクセル操作部の操作力を前記回転変換機構に伝達させる機構であることを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。4. The operation force transmission system according to claim 3, wherein the operation force transmission system hydraulically connects the rotation conversion mechanism and the accelerator operation unit, and controls the operation force of the accelerator operation unit via hydraulic oil as a transmission member of the operation force. A variable valve mechanism for an internal combustion engine, wherein the variable valve mechanism is a mechanism that transmits the rotation to a rotation conversion mechanism. 請求項７において、前記回転変換機構は前記コントロールシャフトの一端にて軸周りに設けられた油圧室であり、前記コントロールシャフトから前記油圧室内に突出して該油圧室内を２つの圧力室に区画するベーンを設け、該区画された圧力室のいずれかに前記伝達物としての作動油を供給するよう油圧経路を接続したことを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。The vane according to claim 7, wherein the rotation conversion mechanism is a hydraulic chamber provided around an axis at one end of the control shaft, and protrudes from the control shaft into the hydraulic chamber to partition the hydraulic chamber into two pressure chambers. And a hydraulic path connected to supply hydraulic oil as the transfer material to one of the partitioned pressure chambers. 請求項７において、前記操作力伝達系はピストンにて２つの圧力室に区画されたシリンダを備え、該２つの圧力室のいずれかに前記伝達物としての作動油を供給するとともに、
前記回転変換機構は、前記ピストンと前記コントロールシャフトとを接続するラック−ピニオン機構、ヘリカルスプライン機構又はクランク機構を備えたことを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。In claim 7, the operating force transmission system includes a cylinder partitioned by a piston into two pressure chambers, and supplies hydraulic oil as the transmission to one of the two pressure chambers,
The variable valve mechanism of an internal combustion engine, wherein the rotation conversion mechanism includes a rack-pinion mechanism, a helical spline mechanism, or a crank mechanism that connects the piston and the control shaft. 請求項１〜９のいずれかにおいて、前記操作力伝達系は、前記アクセル操作部の操作力を増幅する倍力機構を備えたことを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。The variable valve mechanism of an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 9, wherein the operation force transmission system includes a booster mechanism that amplifies an operation force of the accelerator operation unit. 請求項１０において、前記倍力機構は、バキュームポンプにより生じている負圧を利用したものであることを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。11. The variable valve mechanism for an internal combustion engine according to claim 10, wherein the booster mechanism utilizes a negative pressure generated by a vacuum pump. 請求項１０において、前記倍力機構は、前記アクセル操作部の操作力に応じたアシスト力を発生させる油圧アシスト機構を利用したものであることを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。11. The variable valve mechanism for an internal combustion engine according to claim 10, wherein the booster mechanism utilizes a hydraulic assist mechanism that generates an assist force according to an operation force of the accelerator operation section. 請求項１０において、前記倍力機構は、前記アクセル操作部の操作力を梃子を利用して増幅するものであることを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。11. The variable valve mechanism for an internal combustion engine according to claim 10, wherein the booster mechanism amplifies an operation force of the accelerator operation section using a lever. 請求項１〜１３のいずれかにおいて、前記コントロールシャフトは、カムシャフトによる内燃機関の吸気バルブの駆動を仲介する仲介駆動機構にて、前記カムシャフトの回転に伴う吸気バルブのリフト量と作用角との一方又は両方を調節するコントロールシャフトであることを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。The control shaft according to any one of claims 1 to 13, wherein the control shaft is a mediation drive mechanism that mediates driving of an intake valve of the internal combustion engine by a camshaft. And a control shaft for adjusting one or both of the above. 請求項１〜１４のいずれか記載の内燃機関の可変動弁機構と、
前記アクセル操作部による操作量を検出する操作量センサと、
前記操作量センサの検出値に基づいて内燃機関を制御する制御手段と、
を備えたことを特徴とする内燃機関制御装置。A variable valve mechanism for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 14,
An operation amount sensor that detects an operation amount by the accelerator operation unit;
Control means for controlling the internal combustion engine based on the detection value of the operation amount sensor,
An internal combustion engine control device comprising: 請求項１５において、前記伝達物自体あるいは前記伝達物近傍の温度を検出する温度検出手段を備え、
前記制御手段は、前記操作量センサの検出値を前記温度検出手段にて検出された温度に基づいて補正すると共に、該補正後の前記操作量センサの検出値を用いて内燃機関の制御に用いる物理量を算出することを特徴とする内燃機関制御装置。The apparatus according to claim 15, further comprising a temperature detecting unit configured to detect a temperature of the transmitted object itself or a temperature in the vicinity of the transmitted object,
The control unit corrects the detection value of the operation amount sensor based on the temperature detected by the temperature detection unit, and uses the correction value of the operation amount sensor to control the internal combustion engine using the correction value. An internal combustion engine control device for calculating a physical quantity. 請求項１〜１４のいずれか記載の内燃機関の可変動弁機構と、
該可変動弁機構におけるコントロールシャフトの回転量を検出する回転センサと、
前記回転センサの検出値に基づいて内燃機関を制御する制御手段と、
を備えたことを特徴とする内燃機関制御装置。A variable valve mechanism for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 14,
A rotation sensor for detecting a rotation amount of the control shaft in the variable valve mechanism;
Control means for controlling the internal combustion engine based on the detection value of the rotation sensor,
An internal combustion engine control device comprising: 請求項１０〜１２のいずれかにおいて、前記倍力機構は、前記アクセル操作部からの操作力とは関係なく、自ら操作力を発生して前記コントロールシャフトに伝達させることが可能であることを特徴とする内燃機関の可変動弁機構。13. The boosting mechanism according to claim 10, wherein the boosting mechanism is capable of generating an operating force by itself and transmitting the operating force to the control shaft, irrespective of an operating force from the accelerator operating section. Variable valve mechanism of an internal combustion engine. 車両走行用内燃機関における内燃機関制御装置であって、
吸気バルブのリフト量と作用角との一方又は両方を変更するための請求項１８に記載の内燃機関の可変動弁機構と、
車両の走行状態に応じて、前記可変動弁機構の倍力機構を用いて内燃機関の出力を自動調節する自動出力調節手段と、
を備えたことを特徴とする内燃機関制御装置。An internal combustion engine control device in a vehicle running internal combustion engine,
A variable valve mechanism for an internal combustion engine according to claim 18 for changing one or both of a lift amount and a working angle of an intake valve,
Automatic output adjustment means for automatically adjusting the output of the internal combustion engine using the booster mechanism of the variable valve mechanism according to the traveling state of the vehicle,
An internal combustion engine control device comprising:
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