JP2010169005A - 内燃機関の可変動弁装置 - Google Patents

Abstract

【課題】大作動角時における機関弁の閉弁時の着座付近の挙動の安定化を図りつつ中作動角時での駆動トルク及びフリクションを低減すると共に、機関始動性能の向上を図り得る可変動弁装置を提供する。
【解決手段】吸気弁３，３が最大作動角となるように制御軸２４を回転制御した際に、吸気弁が作動角開始ないし作動角終了となる状態で、駆動偏心カムの回転中心Ｘとリンクアームとロッカアームの第２支点Ｒとを結ぶ第１の線分と、前記第２支点Ｒと制御支軸２９の軸中心Ｑとを結ぶ第２の線分がなす角度βが９０°よりも大きくなり、吸気弁の最大作動角から小さくなる方向へ制御軸を回転制御した際に、吸気弁がピークリフトとなる状態で、前記角度βが９０°よりも小さくなるように変化させるようにした。
【選択図】図７

Description

本発明は、機関弁である吸気弁や排気弁の少なくとも作動角（開弁期間）を機関運転状態に応じて可変にできる内燃機関の可変動弁装置に関する。

周知のように、機関低速低負荷時における燃費の改善や安定した運転性並びに高速高負荷時における吸気の充填効率の向上による十分な出力を確保する等のために、吸気・排気弁の作動角を機関運転状態に応じて可変制御する可変動弁装置は従来から種々提供されており、その一つとして、本出願人が先に出願した以下の特許文献１に記載されているもの知られている。

この可変動弁装置は、制御軸の外周に設けられた制御カムを回転制御してロッカアームの揺動支点を変化させて揺動カムの揺動角度を規定して吸気弁のバルブリフト及び作動角を可変にするようになっている。

また、前記吸気弁のバルブリフト特性は、作動角の大きさに拘わらずリフト上り側の最大正加速度をリフト下り側の最大正加速度よりも大きくなるように設定されている。つまり、いずれの作動角時においてもバルブリフト特性がいわゆる前傾状態になっている。これによって、例えば高回転域で吸気弁が最大作動角に制御された場合において、吸気弁の閉弁時の異常な着座挙動、つまりジャンピンなどによる過大入力、変形を抑制することが可能になる。

特開２００２−２５６８３２号公報(図３など)

しかしながら、前記従来の可変動弁装置にあっては、前述のように、作動角の大きさに拘わらずリフト上り側の最大正加速度をリフト下り側の最大正加速度よりも大きくなるように設定されていることから、常用される中作動角域や機関始動時の小作動角域では駆動フリクションが増加して、燃費が悪化すると共に、機関始動性能が低下してしまうといった技術的課題を招いている。

本発明は、前記従来の技術的課題に鑑みて案出されたもので、大作動角時における機関弁の閉弁時の着座付近の異常挙動の抑制化を図りつつ小、中作動角時での駆動トルク及びフリクションを低減すると共に、機関始動性能の向上を図り得る可変動弁装置を提供する。

請求項１に記載の発明は、最大作動角時には、前記機関弁のリフト下り側の最大正加速度が、リフト上り側の最大正加速度より小さくなる第１の状態となり、最大作動角よりも小さな作動角時には、前記機関弁のリフト上り側の最大正加速度が、リフト下り側の最大正加速度よりも小さくなる第２の状態が存在することを特徴としている。

請求項１に記載の発明によれば、最大作動角時における機関弁のバルブリフト特性がいわゆる前傾状態になることから、機関弁のバルブシートへの着座付近における挙動の安定化が図れると共に、最大作動角より小さい作動角域ではバルブリフト特性がいわゆる後傾状態になることから、駆動トルクと駆動フリクションを低減でき、これによって燃費の低減化と始動性の向上が図れる。

第１の実施形態における可変動弁装置の要部斜視図である。 本実施形態における可変動弁装置の要部断面図である。 Ａは本実施形態に供されるロッカアームの平面図、Ｂは側断面図である。 最小作動角制御時の断面図を示し、Ａは閉弁時における図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 最小作動角制御時の断面図を示し、Ａは開弁時のピークリフト時の図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 中作動角制御時の断面図を示し、Ａは閉弁時における図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 中作動角制御時の断面図を示し、Ａは開弁時のピークリフト時の図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 最大作動角制御時の断面図を示し、Ａは閉弁時の図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 最大作動角制御時の断面図を示し、Ａは開弁時のピークリフト時の図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 本実施形態におけるバルブリフトと加速度を示す特性図である。 本実施形態における最小作動角制御時の各構成部材の作動姿勢を示す模式図である。 本実施形態における中作動角制御時の各構成部材の作動姿勢を示す模式図である。 本実施形態における最大作動角制御時の各構成部材の作動姿勢を示す模式図である。 本実施形態における吸気弁の作動角と角度βとの関係を示すグラフである。 第２の実施形態における可変動弁装置を示す図１６のＣ−Ｃ線断面図である。 本実施形態の可変動弁装置の平面図である。

以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置の実施形態を図面に基づいて詳述する。この実施形態では、可変動弁装置を内燃機関の吸気側に適用したものを示している。
〔第１の実施形態〕
可変動弁装置は、図１及び図２に示すように、シリンダヘッド１にバルブガイドを介して摺動自在に設けられて、吸気ポートを開閉する一気筒当たり２つの機関弁である吸気弁３，３と、機関前後方向に配置された内部中空状の駆動軸４と、各吸気弁３，３の上端部に配設されたフォロアである各スイングアーム６、６を介して各吸気弁３，３を開閉作動させる一対の揺動カム７，７と、駆動軸４の後述する駆動偏心カム５と揺動カム７，７との間を連係し、前記駆動偏心カム５の回転力を揺動運動に変換して揺動カム７，７に揺動力として伝達する伝達機構８と、該伝達機構８の揺動支点を可変にして各吸気弁３，３のバルブリフト量及び作動角を機関運転状態に応じて可変制御する制御機構９と、を備えている。

前記作動角とは、吸気弁３，３が開弁している期間を云い、吸気弁３，３の開弁時の緩やかな上りランプ部を除いたリフト上り正加速度開始直後からリフト下り正加速度終了直前の傾斜の緩やかな下りランプ部を除いた有効リフト区間をいう。また、本実施形態では、リフト上り側の正加速度開始からピークリフトＰＬまでの駆動軸４の角度を上り作動角と呼び、ピークリフトＰＬからリフト下り側の正加速度終了までの駆動軸４の角度を下り作動角と呼ぶ。つまり、作動角＝上り作動角＋下り作動角となっている(図１０参照)。

前記吸気弁３，３は、シリンダヘッド１の上端部内に収容されたほぼ円筒状のボアの底部とバルブステム上端部のスプリングリテーナ１０との間に弾装された図外のバルブスプリングによって吸気ポートの各開口端を閉塞する方向に付勢されている。

前記駆動軸４は、駆動支軸４ａと該駆動支軸４ａの外周に固定された前記駆動偏心カム５とを備えていると共に、両端部がシリンダヘッド１の上部に設けられた軸受部１１によって回転自在に軸支されていると共に、一端部に設けられた図外のバルブタイミング制御装置（カムフェーザー）を介して機関のクランクシャフトから回転力が伝達されて、図１の時計方向(矢印方向)に回転するようになっている。

前記駆動偏心カム５は、ほぼ円盤状に形成されたカム本体５ａと、該カム本体５ａの外側部に一体に設けられた筒状のボス部５ｂと、からなり、このボス部５ｂに径方向に穿設されたピン孔に挿通する固定用ピン１２を介して前記駆動支軸４ａに固定されている。また、この駆動偏心カム５は、前記揺動カム７，７の一端側に配置されていると共に、前記ボス部５ｂがカム本体５ａを挟んで揺動カム７，７と反対側の位置に配置されている。したがって、カム本体５ａ側がスペーサ２を介して揺動カム７，７側に位置している。前記カム本体５ａは、外周面が偏心円のカムプロフィールに形成されて、その軸心Ｘが駆動支軸４ａの軸心Ｙから径方向へ所定量だけオフセットしており、前記軸心Ｘが第１支点Ｘとして構成されている。

前記各スイングアーム６は、図１に示すように、凹状一端部６ａの下面が前記各吸気弁３のステムエンドに当接していると共に、他端部６ｂの球面状下面がシリンダヘッド１に形成された保持穴１ｃ内に保持された油圧ラッシアジャスタ１３の球面状の頭部に当接支持されて、この油圧ラッシアジャスタ１３の頭部を枢支点として揺動するようになっている。また、各スイングアーム６は、中空状のほぼ中央位置に各揺動カム７が当接する各ローラ１４が回転自在に支持されている。

前記各揺動カム７は、図１及び図４に示すように、同一形状のほぼ雨滴状を呈し、基端部側に前記駆動軸４の外周面に嵌挿される円筒状のカムシャフト７ａが一体に形成されて、該カムシャフト７ａを介して揺動支軸としての前記駆動支軸４ａの軸心Ｙを中心として揺動自在に支持されている。

また、各揺動カム７は、基端部と先端側のカムノーズ部７ｂとの間の下面にはカム面７ｄがそれぞれ形成されている。このカム面７ｄは、基端部側のベースサークル面と、該ベースサークル面からカムノーズ部７ｂ側に円弧状に延びるランプ面と、該ランプ面からカムノーズ部７ｂの先端側に有する最大リフトの頂面に連なるリフト面とが形成されている。前記ベースサークル面とランプ面、リフト面及び頂面とが、揺動カム７の揺動位置に応じて各スイングアーム６のローラ１４の外周面の変位した位置に当接するようになっている。

また、この各揺動カム７は、前記カム面７ｄがリフト面側に移動して吸気弁３，３を開作動させる揺動方向が前記駆動軸４の回転方向(矢印方向)と同一に設定されている。つまり、基端部側が後述するリンクロッドに引き上げられることによって吸気弁３，３を開方向へ作動させるようになっている。したがって、前記駆動軸４と各揺動カム７との間の摩擦係数によって、各揺動カム７がリフトする方向に連れ回りトルクが発生する。このため、各揺動カム７の駆動効率が向上する。

さらに、前記駆動偏心カム５側の揺動カム７は、前記カムシャフト７ａを挟んだカムノーズ部７ｂと反対側の位置である基端部側に連結部７ｃが一体に突設されている。この連結部７ｃには、後述するリンクロッド１７の他端部と連結する連結ピン２０が挿通されるピン孔が両側面方向へ貫通形成されている。

なお、前記各ローラ１４は、各スイングアーム６の上面から突出した状態に配置されて、スイングアーム６，６の上面との間に比較的大きな隙間が形成されている。したがって、作動中において前記スイングアーム６，６と各揺動カム７，７の連結部７ｃやリンクロッド１７の他端部１７ｂとの干渉が防止され、図４Ａに示すように、各揺動カム７が最も跳ね上がった位置でも、該干渉が防止されるのである。また、ローラ１４と揺動カム７の連結部７ｃとの干渉も、図４Ａに示すように左右のクリアランスで回避することができる。よって、平面フォロアのバルブリフターに適用した場合などに較べて連結部７ｃの干渉が発生しにくくなる。

前記伝達機構８は、図１〜図４に示すように、駆動軸４の上方に機関巾方向に沿って配置されたロッカアーム１５と、該ロッカアーム１５と駆動偏心カム５とを連係するリンクアーム１６と、ロッカアーム１５と前記一方の揺動カム７の連結部７ｃとを連係するリンクロッド１７とによって多節リンク機構に形成されている。

前記ロッカアーム１５は、図３Ａ、Ｂに示すように、後述する制御偏心軸２９に揺動自在に支持された一端側の筒状基部１５ａと、該筒状基部１５ａの外面から機関の内側へ二股状にほぼ並行に突設された第１、第２アーム部１５ｂ、１５ｃと、から構成され、前記第１、第２アーム部１５ｂ、１５ｃは同じ方向へ延出配置されている。

前記筒状基部１５ａは、ほぼ内部に後述する制御偏心軸２９の外周に微小隙間をもって嵌合支持される支持孔１５ｄが貫通形成されている。

前記第１アーム部１５ｂは、先端部の外側面に前記リンクアーム１６の後述する突出端１６ｂが回転自在に連係される軸部１５ｅが一体に突設されており、この軸部１５ｅの軸心が第２支点Ｒとして構成されている。一方、前記第２アーム部１５ｃは、先端部のブロック部１５ｆにリフト調整機構２１が設けられている。このリフト調整機構２１の後述する枢支ピン１９に、前記リンクロッド１７の後述する一端部１７ａが回転自在に連係しており、前記枢支ピン１９の軸心が第３支点Ｓとして構成されている。また、前記ブロック部１５ｆの両側部には、前記枢支ピン１９が上下方向移動可能な長孔１５ｈが横方向から貫通形成されている。

また、前記第１アーム部１５ｂと第２アーム部１５ｃは、互いに揺動方向へ異なった角度で設けられて上下に位置ずれ状態に配置され、第１アーム部１５ｂの先端部が第２アーム部１５ｃの先端部よりも僅かな傾斜角度をもって下方に傾斜している。

前記リンクアーム１６は、比較的大径な円環部１６ａと、該円環部１６ａの外周面所定位置に突設された前記突出端１６ｂとを備え、円環部１６ａの中央位置には、前記駆動偏心カム５の外周面を回転自在に嵌合支持する嵌合孔１６ｃが形成されている。

前記各リンクロッド１７は、プレス成形によって一体に形成され、横断面ほぼコ字形状に形成されており、内側がコンパクト化を図るために、ほぼ円弧状に折曲形成されていると共に、一端部１７ａがピン孔に挿通された前記枢支ピン１９を介して第２アーム部１５ｃに連結され、他端部１７ｂがピン孔に挿通した連結ピン１８を介して前記一方の揺動カム７の連結部７ｃに回転自在に連結されており、前記連結ピン１８の軸心が第４支点Ｔとして構成されている(図４Ａ参照)。また、このリンクロッド１７は、一気筒当たり一つだけ設けられていることから、構造が簡素化されるとともに軽減化が図れる。

また、このリンクロッド１７によって、揺動カム７は連結部７ｃが引き上げられることでリフトするが、ローラ１４からの入力を受けるカムノーズ部７ｂは揺動中心に対して連結部７ｃの逆側に配置されていることから、各揺動カム７の倒れの発生が抑制できる。

前記リフト調整機構２１は、図１及び図２に示すように、ロッカアーム１５の第２アーム部１５ｃのブロック部１５ｆの前記長孔１５ｈに配置された前記枢支ピン１９と、前記ブロック部１５ｆの下部内に前記長孔に向かって穿設された調整用雌ねじ孔に下方から螺着した調整ボルト２２と、ブロック部１５ｆの上部内に前記長孔に向かって穿設された固定用雌ねじ孔に上方から螺着したロック用ボルト２３とを備えている。

そして、各構成部品の組み付け後に、前記調整ボルト２２によって前記枢支ピン１９の長孔１５ｈ内での上下位置を調整することによって各吸気弁３，３のリフト量を微調整し、該調整作業が終了した時点で前記ロック用ボルト２３を締め付けることによって枢支ピン１９の位置を固定するようになっている。

前記制御機構９は、駆動軸４の上方位置に駆動支軸４ａと平行に配置された制御軸２４と、該制御軸２４を回転駆動する図外のアクチュエータである電動アクチュエータとを備えている。

前記制御軸２４は、図１、図２、図４に示すように、制御支軸２４ａと該制御支軸２４ａの外周に一気筒毎に設けられて前記ロッカアーム１５の揺動支点となる複数の制御偏心カム２５とから構成されている。

前記制御支軸２４ａは、前記各ロッカアーム１５に対応する位置に二面幅状の凹部２４ｂ、２４ｃが形成されていると共に、該両凹部２４ｂ、２４ｃの間には軸方向へ所定間隔をもって２つのボルト挿通孔２６ａ、２６ｂが径方向に沿って貫通形成されている。前記各凹部２４ｂ、２４ｃは、制御支軸２４ａの軸方向に沿って延設されて、それぞれの底面が平坦面に形成されている。

前記制御偏心カム２５は、前記一方の凹部２４ｂに、他方の凹部２４ｃ側から前記ボルト挿通孔２６ａ、２６ａに挿通した２本のボルト２７，２７を介して固定されるブラケット２８と、該ブラケット２８の先端側に固定された制御偏心軸２９とから構成されている。

前記ブラケット２８は、側面ほぼコ字形状に折曲形成されて前記一方の凹部２４ｂの長手方向に沿って延設されており、前記一方の凹部２４ｂに嵌合保持される長方形状の基部２８ａと、該基部２８ａの長手方向の両端部に図２中、下方へ突設されたアーム状の固定片２８ｂ、２８ｂとから構成されている。

前記基部２８ａは、長手方向の両端部側に前記ボルト２７，２７の先端部が螺着する雌ねじ孔が形成されている。一方、前記両固定片２８ｂ、２８ｂは、各先端部側に前記制御偏心軸２９を固定する固定用孔２８ｃ、２８ｃが貫通形成されている。また、このブラケット２８は、基部２８ａの外面が一方の凹部２４ｂの底面に当接配置されていると共に、両固定片２８ｂ、２８ｂの各外端縁が前記一方の凹部２４ｂの対向内面に密接状態に当接しつつ嵌合保持されていることから、長手方向の位置決め精度が高くなる。

前記制御偏心軸２９は、その外周面に前記ロッカアーム１５の筒状基部１５ａの支持孔１５ｄを介してロッカアーム１５を揺動自在に支持していると共に、その軸方向の長さＬが前記ブラケット２８の両支持片２８ｂ、２８ｂの各外面とほぼ同一に設定されて、両端部が前記各支持孔２８ｃ、２８ｃ内に圧入などによって固定されている。前記ロッカアーム１５の揺動支点となる軸心が第５支点Ｑとして構成されている。

そして、前記制御偏心軸２９の長さＬ内に、前記駆動偏心カム５のカム本体５ａの外面から前記一方の揺動カム７を含むリンクロッド１７の外面までが配置された状態になっている。

また、制御偏心軸２９の第５支点Ｑは、図４Ａ、Ｂに示すように、ブラケット２８の両支持片２８ｂ、２８ｂの腕に長さによって前記制御支軸２４ａの軸心Ｐから比較的大きな偏心量αで偏心している。換言すれば、前記制御偏心軸２９は、前記ブラケット２８を介して前記制御支軸２４ａの軸心Ｐに対してクランク状に形成されていることから、その偏心量αを十分に大きく取ることができるのである。

なお、前記制御偏心カム２５としては、前記ブラケット２８や制御偏心軸２９によって構成されるばかりではなく、前記制御支軸２４ａの外周に一体的に固定された単に円柱状の構造することも可能である。これによって、剛性を向上させることも可能になる。

前記電動アクチュエータは、シリンダヘッド１の後端部に固定された電動モータと、該電動モータの回転駆動力を前記制御支軸２４ａに伝達する例えばボール螺子機構などの減速機とから構成されている。

前記電動モ−タは、比例型のＤＣモータによって構成され、機関の運転状態を検出する図外の電子コントローラからの制御信号によって駆動するようになっている。この電子コントローラは、機関回転数を検出するクランク角センサや、吸入空気量を検出するエアーフローメータ、機関の水温を検出する水温センサ及び制御軸２４の回転位置を検出するポテンショメータ等の各種のセンサからの検出信号をフィードバックして現在の機関運転状態を演算などにより検出して、前記電動モータに制御信号を出力している。このような電動モータによって回転駆動するアクチュエータによれば、機関の油温などに拘わらず迅速な切り換え応答性を期待できる。

また、この実施形態では、前記駆動支軸４ａの前端部に、前記吸気弁３，３の開閉時期を機関運転状態に応じて可変できるバルブタイミング制御装置が設けられている。このバルブタイミング制御装置（カムフェーザー）は、周知のような、例えばベーンタイプ式のものであって、概略的には、前記駆動支軸５ａの前端部に配置されて、前記クランクシャフトから回転力が伝達されるタイミングスプロケットと、該タイミングスプロケットの円筒状のハウジングの内部に回転自在に配置されて、前記駆動支軸４ａの前端部に固定されたベーン部材と、前記ハウジングとベーン部材との間に隔成された進角油圧室と遅角油圧室とに油圧を選択的に給排する油圧回路と、を備えている。

また、この油圧回路のオイルポンプから前記各油圧室への油圧給排を切り換える電磁切換弁は、前記電子コントローラによって作動が制御されている。この種のバルブタイミング制御装置は、油圧を駆動源としていることから、一般的に作動応答性が遅く、油温の影響も受けやすい。

そして、この実施形態では、機関運転状態に応じて前記電動アクチュエータにより前記制御支軸２４ａの回転位置を制御することによって、前記吸気弁３，３のバルブリフト量と作動角を、最小作動角から最大作動角まで連続して制御するようになっているが、前記制御支軸２４ａの回転位置に応じて前記第１支点Ｘ，第２支点Ｒ、第３支点Ｓなどの位置関係を特定することによって中作動角制御時におけるバルブリフト特性の開時期を進角側に変化させるようになっている。

また、最小作動角制御時から最大作動角制御時における吸気弁３，３のリフト上り側とリフト下り側の正加速度特性が特異な構成になっている。

以下、前記本実施形態の可変動弁装置の作動を説明する。併せてこの作動中における特異なバルブリフト特性及びバルブ加速度特性について詳述する。

〔最小作動角制御時〕
すなわち、まず、駆動支軸４ａがクランクシャフトによって図１の矢印方向へ回転すると、駆動偏心カム５も同方向へ回転してリンクアーム１６を介してロッカアーム１５が制御偏心軸２９の第５支点Ｑを支点として揺動してリンクロッド１７を引き上げあるいは引き下ろすことにより、各揺動カム７，７のカム面によりローラ１４を介して各吸気弁３，３を開閉作動させる。

そして、例えば、機関のアイドリング運転時などの低回転域では、コントローラからの制御信号によって電動モータが回転駆動し、この回転トルクによって減速機を介して制御支軸２４ａが反時計方向のθ１の位置に回転駆動される。したがって、制御偏心軸２９は、図４及び図５に示すように同じくθ１の位置になり、第５支点Ｑが駆動軸４から左上方向に離間移動する。これにより、伝達機構８の全体が、駆動支軸４ａを中心として反時計方向に傾動する。このため、各揺動カム７も反時計方向へ回動して、ローラ１４の当接位置がカム面７ｄのベースサークル面側寄りになる。

よって、駆動偏心カム５の回転に伴いリンクアーム１６を介してロッカアーム１５を押し上げると、図５Ａに示すように、リンクロッド１７を介して揺動カム７の連結部７ｃを引き上げて揺動カム７を時計方向に回転させ、そのリフトがスイングアーム６のニードルローラ１４に伝達されてバルブリフトするが、そのリフト量及び作動角が十分小さくなる。

したがって、かかる機関の低回転軽負荷領域では、各吸気弁３のバルブリフト量が図１０のＬ１に示すように十分に小さくなり、これによって、各吸気弁３の開時期が遅くなり、排気弁とのバルブオーバーラップがなくなる。このため、燃焼改善などによって、燃費の向上と機関の安定した回転が得られる。

ここで、図４、図５及び図１０，図１１に基づいて最小作動角時におけるバルブ加速度特性などについて検討する。図１０は図４〜図９の各作動角制御時のリフト特性、加速度特性を示し、横軸に駆動軸４の角度をとり、加速度は前記駆動軸４角度(ｒａｄ)の対するリフト(ｍｍ)の２回微分(ｍｍ／ｒａｄ²)である。

図１１における各点Ｐ，Ｑ，Ｙ，及びピボット位置などは図４、図５の位置に対応している。また、移動点のＲ，Ｓ，Ｔ，Ｘ及びローラ１４の中心Ｚなどの位置は上り作動角開始の瞬間(ランプリフト、リフト上り側の正加速度開始)の位置を示す。

図１１中、Ｘ点は駆動偏心カム５の中心の作動角開始ポイントであり、このときの前記リンクアーム１６とロッカアーム１５の連結点位置が第２支点Ｒになっている。

次に、作動角終了での位置を考察すると、該作動角終了でのリフトは作動角開始と同じリフト(ランプリフト)であるため、前記第２支点Ｒは作動角開始側も終了側もほぼ同じ位置になっている。また、駆動偏心カム５の中心の作動角終了ポイントはＸ'点とする。

線分Ｘ'−Ｙ＝線分Ｘ−Ｙ(＝駆動偏心カム５の偏心量)
線分Ｘ'−Ｒ＝線分Ｘ−Ｒ(＝リンクアーム１６の軸間距離)
となっているので、ΔＹＸＲとΔＹＸ'Ｒとは合同である。

したがって、∠ＸＹＲ＝∠Ｘ'ＹＲとなり、線分ＹＲ方向は作動角中心における駆動偏心カム５の方向になる。前記作動角中心とは、作動角開始から終了までの駆動軸４の回転範囲の中心という意味である。

次に、ピークリフトＰＬになるときの駆動偏心カム５の偏心方向について考察する。

リンクアーム１６の第２支点Ｒは、ピークリフトＰＬの瞬間点ＲＰとなる。このポイントは、第２支点Ｒの作動軌跡の上端に位置する点である。なぜならば、ピークリフト姿勢では駆動偏心カム５の方向とリンクアーム１６の偏心方向が一致するので、第２支点Ｒは最大限上端に位置するＲＰになるのである。つまり、線分Ｙ−ＲＰの方向がピークリフトＰＬの瞬間の駆動偏心カム５の偏心方向である。

一方、作動角中心は線分Ｙ−Ｒであり、ピークリフトＰＬの線分Ｙ−ＲＰはＹ−Ｒとほぼ重なっている。なぜなら、作動角が小さくなっているので、ＲＰ位置とＲ位置が接近している。

また、上り作動角は、下り作動角とほぼ同じになっている。なぜなら、∠Ｙ−Ｒ−Ｑ(β)がほぼ９０°になっているためである。

正確にいえば、９０°より僅かに大きくなっており、したがって、上り作動角は下り作動角より僅かに大きくなっている。これはβが９０°より大きいと、図１１の点Ｒの円弧軌跡から分かるように点ＲＰは幾何学的に点Ｒに対して進角するためである。

最小作動角では、開弁期間が十分に短く、またバルブリフト量も小さので、上り作動角が相対的に小さくても、駆動フリクションや駆動トルクは絶対値が元々十分に小さいことから実害はない。むしろ、最小作動角はアイドルなどの無負荷、軽負荷やトランスミッションのＮレンジで使用される。つまり、Ｎレンジで空ふかしされる可能性がある作動角であって、そのバルブ運動保証のために、下り作動角が小さいのは前述のように不利であり、下り作動角が上り作動角と同等あるいは大きい方が有利なのである。

〔中作動角制御時〕
次に、機関運転状態が常用領域である中回転領域、部分負荷領域に移行すると、電子コントローラからの制御信号によって電動アクチュエータを介して制御軸２４が、図６、図７に示すようにθ２の位置まで反時計方向へ回転して制御偏心軸２９も同じくθ２の位置まで回動して該駆動支軸４ａに最も接近する。

このため、ロッカアーム１５とリンクアーム１６などの伝達機構８全体が駆動支軸４ａを中心に時計方向へ回動し、これによって、各揺動カム７，７も相対的に時計方向（リフト方向）へ回動する。

したがって、開弁時のピークリフトになると、図７Ａ、Ｂに示すように、揺動カム７のリフトがスイングアーム６のニードルローラ１４に伝達されてバルブリフトするが、そのリフト量及び作動角が増加して中リフト、中作動角になる。

よって、かかる機関の中回転、部分負荷の領域では、各吸気弁３のバルブリフト量および作動角が図１０のＬ２に示すように大きくなる。

そして、前記ピークリフトＰＬ時の駆動支軸４ａの軸心Ｙに対する駆動偏心カム５の第１支点Ｘの偏心方向Ｙ−Ｘ（駆動軸角α２）は、前記最小作動角制御時に比較して時計方向(遅角側)へ移動する(α１＜α２)。

したがって、かかる中作動角時におけるバルブリフトのピークリフト位相ＰＬは、図１０に示すように、最小作動角時(Ｌ１)の場合に比較して遅角側に移行する。

ここで、制御偏心軸２９は、駆動軸４側に指向していることから、ピークリフトＰＬの瞬間(図７Ａ、Ｂ参照)においてＸ−Ｒの直線（Ｙ−Ｒの直線と一致）と、Ｒ−Ｑの直線のなす角度β２は９０°よりも小さな角度値になる。なぜならば、Ｙ−Ｒ−Ｑにおいて形成される三角形のＹ−Ｑの長さが最小になるためである(Ｑ−Ｒ、Ｙ−Ｒは固定値)。

この中作動角制御時は、図１０に示すように、上り最大加速度が下り最大正加速度より小さく（(２)に示す）、リフトカーブは上り、下り非対称で、後傾カーブとなっている。これにより、駆動軸４の駆動トルクや駆動フリクションを下げて始動性を良好にしたり、燃費を向上させることができる。

すなわち、リフト作動は開弁時において、一般的にリフト上昇(リフト上り)側の駆動トルクが大きくなる。なぜなら、バルブスプリングのばね力に抗して(圧縮)しながら各部の摩擦に打ち勝ちつつ駆動軸４がトルクを出し、開弁リフトさせる必要があるからである。逆に、リフト減少(リフト下り)側にリフト作動は、圧縮されたバルブスプリングが開放されることにより行われるので、問題にならない。

図１０に示すように、中作動角におけるリフトカーブは後傾になっており、リフト上りに必要な駆動トルクが小さくなる。なぜなら、摩擦が働かない場合にあるリフト量だけリフトさせるのに必要なエネルギーは、「上り駆動トルク×上り作動角」に比例すると考えられ、ここで、上り作動角が相対的に大きいので、上り駆動トルクも下がる。このように、上り駆動トルクが下がれば、動弁機構の各部に作用する荷重も下がり、したがって、摩擦も考慮した駆動フリクション(摩擦損失)も下がるのである。

以上のように、本実施形態の中作動角の後傾リフトカーブによれば、駆動トルクと駆動フリクションを下げることができる。機関始動時などはオイル温度が低いこともあり、機関の起動トルクが高くなりがちであるから、前記駆動トルク、駆動フリクションの低減効果によって円滑な起動ができるようになり、始動性能が高くなると共に、燃費も低減できる。

次に、図６，図７及び図１０，図１２に基づいて中作動角時におけるリフトカーブが後傾するメカニズム及びバルブ加速度特性について検討する。

図１２における各点Ｐ，Ｑ，Ｙ，及びピボット位置などは図６、図７の位置に対応している。また、移動点のＲ，Ｓ，Ｔ，Ｘ及びローラ１４の中心Ｚなどの位置は上り作動角開始の瞬間(ランプリフト、リフト上り側の正加速度開始)の位置を示す。

図１２中、Ｘ点は駆動偏心カム５の中心の作動角開始ポイントであり、このときの前記リンクアーム１６とロッカアーム１５の連結点位置が第２支点Ｒになっている。

次に、作動角終了での位置を考察すると、該作動角終了でのリフトは作動角開始と同じリフト(ランプリフト)であるため、前記第２支点Ｒは作動角開始側も終了側も同じ位置になっている。また、駆動偏心カム５の中心の作動角終了ポイントはＸ'点とする。

線分Ｘ'−Ｙ＝線分Ｘ−Ｙ(＝駆動偏心カム５の偏心量)
線分Ｘ'−Ｒ＝線分Ｘ−Ｒ(＝リンクアーム１６の軸間距離)
となっているので、ΔＹＸＲとΔＹＸ'Ｒとは合同である。

したがって、∠ＸＹＲ＝∠Ｘ'ＹＲとなり、線分ＹＲ方向は作動角中心における駆動偏心カム５の方向になる。

次に、ピークリフトＰＬになるときの駆動偏心カム５の偏心方向について考察する。

リンクアーム１６の第２支点Ｒは、ピークリフトＰＬの瞬間点ＲＰとなる。このポイントは、第２支点Ｒの作動軌跡の上端に位置する点である。なぜならば、ピークリフト姿勢では駆動偏心カム５の方向とリンクアーム１６の偏心方向が一致するので、第２支点Ｒは最大限上端に位置するＲＰになるのである。つまり、線分Ｙ−ＲＰの方向がピークリフトＰＬの瞬間の駆動偏心カム５の偏心方向である。

一方、作動角中心は線分Ｙ−Ｒであり、ピークリフトＰＬの線分Ｙ−ＲＰはΔφだけ線分Ｙ−Ｒより遅角している。つまり、上り作動角は下り作動角より長くなっている。したがって、前述した中作動角での効果である、リフトカーブ後傾により駆動トルクを下げ始動性を向上させると共に、駆動フリクションを下げて燃費を低減させる効果が得られるのである。

〔最大作動角制御時〕
次に、例えば、機関高回転領域に移行した場合は、コントローラからの制御信号によって電動モータが減速機を介して制御支軸２４ａさらに反時計方向へ回転させると、図８及び図９に示すように、制御偏心軸２９も同じ方向へ回動して、該制御偏心軸２９の第５支点Ｑが駆動軸４側から右方向は離れた位置に移動する(最小作動角制御時とほぼ対称位置)。

このため、伝達機構８全体が、図８、図９に示すように、さらに時計方向へ回動し、これによって、各揺動カム７，７も相対的にさらに時計方向（リフト方向）へ回動する。したがって、開弁時のピークリフトになると、図９Ａ、Ｂに示すように、各揺動カム７のリフトがスイングアーム６のニードルローラ１４に伝達されてバルブリフトするが、そのリフト量及び作動角がさらに増加して最大リフト、最大作動角になる。

よって、かかる高回転領域では、図１０に示すように、バルブリフト量Ｌ３及び作動角が最大になり、各吸気弁３の開時期（ＩＶＯ）がＬ１より早くなるものの、Ｌ２に対する進角が抑制され、排気弁とのバルブオーバーラップが適度に増加すると共に、閉時期が十分に遅くなる。この結果、吸気充填効率が向上して十分な出力が確保できる。

そして、前記ピークリフト時の駆動支軸４ａの軸心Ｙに対する駆動偏心カム５の第１支点Ｘの偏心方向Ｙ−Ｘ（駆動軸角α３）は、前記中作動角制御時に比較してさらに時計方向(遅角側)へ移動する(α２＜α３)。一方、角度βは前記中作動角の場合に対して再び大きくなる。

そして、加速度は、図１０に示すように、上り側最大正加速度が下り側最大加速度よりも大きく（図中(１)）、リフトカーブは、上り下り非対称で前傾カーブになっている。これにより、吸入空気量が増加し、出力が増加するのである。

ここで、リフトの前傾というのは、図１０から明らかなように、上り作動角が下り作動角より小さく、この結果、下り側正加速度が上り側正加速度より小さくなり、バルブ運動上、有利に働いて機関の高回転化に寄与する。

つまり、高回転域になると、ピークリフトＰＬ位置を過ぎた後に、吸気弁３，３が僅かにジャンプしてしまうのが一般的であり、この場合、揺動カム７，７のカム面に対してスイングアーム６のローラ１４が離間する。そして、ジャンプした吸気弁３，３がバルブスプリングにより再び押し戻されてローラ１４を揺動カム７，７に衝突させる。この衝撃によりリフト終了部、バルブシートへの着座付近で異常な挙動(過大入力、変形)を生じるおそれがある。これによって、動弁機構を損傷させたり、吸入空気量が減少して出力が低下することになる。

そこで、本実施形態にように、下り作動角が相対的に大きい場合は、前述した衝突ポイントにおけるバルブリフトが比較的高くなる。つまり、リフトの傾斜が立っている部分で衝突して、つまり衝突時の速度差が小さいので、前述した吸気弁３，３の異常な挙動が発生しにくくなるのである。

さらに、下り正加速度も相対的に小さくなるので、リフト終了部の入力も下がり、この面からも異常な挙動が抑制される。

以上のように、本実施形態では、大作動角においてリフトカーブの前傾などによって機関高回転域のバルブ運動性能と出力の向上を両立できるのである。

次に、図８，図９及び図１０，図１３に基づいて前記最大作動角でリフトカーブが前傾となるメカニズム及びバルブ加速度特性について考察する。

図１３における各点Ｐ，Ｑ，Ｙ，及びピボット位置などは図８、図９の位置に対応している。また、移動点のＲ，Ｓ，Ｔ，Ｘ及びローラ１４の中心Ｚなどの位置は上り作動角開始の瞬間(ランプリフト、リフト上り側の正加速度開始)の位置を示す。

図１３中、Ｘ点は駆動偏心カム５の中心の作動角開始ポイントであり、このときの前記リンクアーム１６とロッカアーム１５の連結点位置が第２支点Ｒになっている。

次に、作動角終了での位置を考察すると、該作動角終了でのリフトは作動角開始と同じリフト(ランプリフト)であるため、前記第２支点Ｒは作動角開始側も終了側も同じ位置になっている。また、駆動偏心カム５の中心の作動角終了ポイントはＸ'点とする。

線分Ｘ'−Ｙ＝線分Ｘ−Ｙ(＝駆動偏心カム５の偏心量)
線分Ｘ'−Ｒ＝線分Ｘ−Ｒ(＝リンクアーム１６の軸間距離)
となっているので、ΔＹＸＲとΔＹＸ'Ｒとは合同である。

したがって、∠ＸＹＲ＝∠Ｘ'ＹＲとなり、線分ＹＲ方向は作動角中心における駆動偏心カム５の方向になる。

次に、ピークリフトＰＬになるときの駆動偏心カム５の偏心方向について考察する。

リンクアーム１６の第２支点Ｒは、ピークリフトＰＬの瞬間点ＲＰとなる。このポイントは、第２支点Ｒの作動軌跡の上端に位置する点である。なぜならば、ピークリフト姿勢では駆動偏心カム５の方向とリンクアーム１６の偏心方向が一致するので、第２支点Ｒは最大限上端に位置するＲＰになるのである。つまり、線分Ｙ−ＲＰの方向がピークリフトＰＬの瞬間の駆動偏心カム５の偏心方向である。

一方、作動角中心は線分Ｙ−Ｒであり、ピークリフトＰＬの線分Ｙ−ＲＰはΔθだけ線分Ｙ−Ｒより進角している。つまり、上り作動角は下り作動角より短くなっている。したがって、前述した大作動角での特性であるリフトカーブ前傾による高回転域の出力向上と動弁機構の運動性能の向上が得られるのである。

なお、ここで、Δθが進角する理由であるが、∠Ｙ−Ｒ−Ｑ(β)が９０°を超えているためである。つまり、βが９０°を超えていると、図１３の第２支点Ｒの円弧軌跡から分かるように、点ＲＰ(上端)側は幾何学的に進角することになるのである。

次に、前記大小作動角に対する∠Ｙ−Ｒ−Ｑ(β)の特性について図１４に基づいて説明する。

前記最小作動角では、βは９０°より僅かに大きく、したがって、下り作動角はやや上り作動角より大きく、リフト下り加速度はリフト上り加速度よりやや小さくなっている。

前記中作動角では、βが９０°より小さく、したがって、上り作動角＞下り作動角、リフト上り側最大正加速度＜リフト下り側最大正加速度となっている。

前記最大作動角では、βは９０°より大きく、したがって、上り作動角＜下り作動角、リフト上り側最大正加速度＞リフト下り側最大正加速度となっている。
〔ランプ加速度〕
次に、ランプ加速度について考察すると、図１０に示すように、前記最大作動角では、下り側ランプ部の最大正加速度が上り側ランプ部の最大正加速度よりも小さくなっている。したがって、それに伴い下りランプ速度が上りランプ速度より相対的に小さくなっている。なぜなら、ランプ部の正加速度の積分がランプ速度になるからである。このため、吸気弁３，３の閉弁時のバルブシートへの着座速度が低下して、着座後に吸気弁３，３が再度跳ね上がるいわゆるバウンズ現象の発生を抑制でき、動弁機構の損傷を抑制したり、これによる吸入効率の低下を抑制することが可能になる。

また、前記中作動角では、上り側ランプ部の最大加速度が下り側ランプ部の最大加速度より小さくなっている。

したがって、上り側ランプ部での衝撃入力を低減し、リフト上昇時の駆動フリクションや駆動トルクをさらに低減することができる。

ここで、上り側ランプ部の最大加速度値同士でみると、中作動角での値が最大作動角での値より小さくなっており、中作動角で、相対的に駆動フリクション、駆動トルクの低減化が図れるようになっている。

下り側ランプ部の最大作動角同士でみると、最大作動角での値は中作動角での値よりも小さくなっており、大作動角で相対的に吸気弁３，３の挙動を改善することができるようになっている。

〔第２の実施形態〕
図１５、図１６は第２の実施形態を示し、基本構造は前記従来技術の特開２００２−２５６８３２号公報の図１６、図１７に示されたものとほぼ同じである。

すなわち、クランクシャフトと同期回転するカムシャフト４０に最小作動角カム４１と中作動角カム４２及び最大作動角カム４３が隣接して設けられていると共に、前記最小作動角カム４１が摺接するメインロッカアーム４４と中作動角カム４２及び最大作動角カム４３がそれぞれ摺接するサブロッカアーム４５、４６が設けられている。また、前記各サブロッカアーム４５、４６は、機関低回転域にはロストモーション機構４７によって空打ち状態になると共に、中高回転域では切換機構４８によってメインロッカアーム４４と各サブロッカアーム４５、４６が適宜連結されて、吸気弁２に対する各カム４１〜４３の切り換えが行なわれ、これによって、機関運転状態に応じてバルブリフト量が可変制御されるようになっている。

そして、前記最小作動角カム４１、中作動角カム４２及び最大作動角カム４３は、図１５に示すようにそれぞれカムプロフィールが卵形に形成されていると共に、それぞれの大きさが異なり、リフト部４１ａ、４２ａ，４３ａが最小作動角カム４１から最大作動角カム４３にかけて順次大きく形成されているとともに、特にそれぞれの上り作動角と下り作動角が異なっている。

すなわち、前記最小作動角カム４１は、そのカムプロフィールにより吸気弁３，３が開閉作動される場合は、図１５に示すように、上り作動角ａの方が下り作動角ａ'より小さく設定されて、そのバルブリフト特性が第１の実施形態の最小リフト特性と同じく、前記図１０のＬ１に示すリフトカーブになるように構成されている。

前記中作動角カム４２は、そのカムプロフィールにより吸気弁３，３が開閉作動され場合は、図１５に示すように、上り作動角ｂの方が下り作動角ｂ'よりも大きく設定されて、そのバルブリフト特性が図１０のＬ２に示した中間リフトカーブとなるように構成されている。

前記最大作動角カム４３は、そのカムプロフィールにより吸気弁３，３が開閉作動され場合は、図１５に示すように、上り作動角ｃの方が下り作動角ｃ'よりも小さく設定されて、そのバルブリフト特性が図１０のＬ３に示した最大のリフトカーブとなるように構成されている。

したがって、機関の低回転領域では、最小作動角カム４１がスリッパフォロア４９と当接してメインロッカアーム４４を揺動させて吸気弁２、２を小バルブリフト特性Ｌ１で開閉させる。なお、この時点では、中作動角カム４２と最大作動角カム４２、４３はロストモーション状態になっている。

前記最小作動角カム４１の上りと下りの作動角の相違によって、第１の実施形態と同様に、Ｎレンジの空ふかしなどにおける吸気弁３，３のバルブ運動特性が向上する。また、図１５に示すように、ピークリフト位相が後述の最大作動角の場合と一致しているが、バルブ運動性能の向上効果は変わらない。

中回転領域に移行すると、連結機構４８によって第２のサブロッカアーム４５がメインロッカアーム４４に連結されて、該メインロッカアーム４４は中作動角カム４２のカムプロフィールにしたがって駆動されて、吸気弁２、２が上りと下りの作動角の異なる前記中バルブリフト特性Ｌ２にしたがって開閉作動する。

これによって、常用域の駆動フリクションや駆動トルクが低減すると共に、始動性が向上するといった効果が得られる。

さらに高回転領域になると、連結機構４８によって今度は第３のサブロッカアーム４６がメインロッカアーム４４に連結されて、該メインロッカアーム４４は最大作動角カム４３のカムプロフィールにしたがって駆動されて、吸気弁２、２が高バルブリフト特性Ｌ３にしたがって開閉作動する。

これにより、機関高回転域のバルブ運動性能が向上すると共に、出力も向上する。

このように、本実施形態では、各カム４１〜４３のカムプロフィールをそれぞれ異ならせることによって第１の実施形態と同様の作用効果が得られる。

本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば、第１の実施形態における前記揺動カム７の揺動軸は、駆動支軸４ａと兼用しているが、別に揺動軸を設けることも可能である。また、駆動カム４は、偏心カムでも良いし、一般的な卵形カムでも良い。

また、前記各実施形態では、吸気弁側に適用した場合を示したが、排気弁側あるいは両方に適用することも可能である。

１…シリンダヘッド
３…吸気弁（機関弁）
４…駆動軸
５…駆動偏心カム
７…揺動カム
７ｂ…カムノーズ部
７ｄ…カム面
８…伝達機構
９…制御機構
１５…ロッカアーム
１５ａ…筒状基部
１５ｂ…第１アーム部
１５ｃ…第２アーム部
１６…リンクアーム
１７…リンクロッド
２４…制御軸
２４ａ…制御支軸
２５…制御偏心カム
２８…ブラケット
２９…制御偏心軸
Ｘ…第１支点(駆動偏心カムの軸心)
Ｙ…駆動軸の軸心
Ｒ…第２支点(リンクアームと第１アーム部との連結点)
Ｓ…第３支点(第２アーム部とリンクロッドの連結点）
Ｔ…第４支点(リンクロッドの他端部と揺動カムとの連結点)
Ｐ…制御支軸の軸心
Ｑ…第５支点（制御偏心軸の軸心）

Claims (20)

1. 少なくとも機関弁の作動角を可変にできる内燃機関の可変動弁装置であって、
   最大作動角時には、前記機関弁のリフト下り側の最大正加速度が、リフト上り側の最大正加速度より小さくなる第１の状態となり、
   最大作動角よりも小さな作動角時には、前記機関弁のリフト上り側の最大正加速度が、リフト下り側の最大正加速度よりも小さくなる第２の状態が存在することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
2. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   最小作動角時には、前記機関弁のリフト上り側の最大正加速度と、下りリフト側の正加速度が同等、若しくは前記第１の状態となることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
3. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   前記作動角が最大作動角時から連続的に小さくなるように構成され、
   前記作動角の変化に伴って機関弁のリフト上り側の最大正加速度とリフト下り側の最大正加速度も連続的に変化するように構成されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
4. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   前記機関弁のリフト特性は、閉弁状態から開弁する区間と開弁状態から閉弁する区間にランプ区間が設けられ、
   最大作動角時には、前記ランプ区間における機関弁のリフト下り側の最大正加速度が、リフト上り側の最大正加速度より小さくなる第３の状態となり、
   最大作動角より小さな作動角時には、前記ランプ区間における機関弁のリフト上り側の最大正加速度が、リフト下り側の最大正加速度よりも小さくなる第４の状態が存在することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
5. 請求項４に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   前記ランプ区間における機関弁のリフト上り側の最大正加速度は、前記第３の状態より第４の状態の方が小さく、
   前記ランプ区間における機関弁のリフト下り側の最大正加速度は、第４の状態より第３の状態の方が小さくなることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
6. 請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   前記作動角は、機関回転数が大きくなるにしたがって大きくなることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
7. 少なくとも機関弁の作動角を可変にできる内燃機関の可変動弁装置であって、
   最大作動角時には、前記機関弁を作動させるカムのリフトカーブにおける下り側の作動角が、上り側の作動角より大きくなる第５の状態となり、
   最大作動角より小さな作動角時には、機関弁を作動させるカムのリフトカーブにおける上り側の作動角が、下り側の作動角よりも大きくなる第６の状態が存在することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
8. 請求項７に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   最小作動角時には、機関弁を作動させるカムのリフトカーブにおける上り側の作動角と、下り側の作動角がほぼ等しく、若しくは前記第５の状態となることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
9. 請求項７に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   前記作動角が最大作動角から連続的に小さくなるように構成され、
   作動角の変化に伴って前記カムのリフトカーブにおける上り側の作動角と下り側の作動角も連続的に変化することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
10. 請求項７に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
    前記作動角は機関回転数が大きくなるにしたがって大きくなることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
11. クランクシャフトから回転力が伝達される駆動カムと、
    回転することによって軸心が変化する制御偏心軸を備えた制御軸と、
    前記制御偏心軸に揺動自在に軸支されるロッカアームと、
    前記駆動カムに揺動自在に軸支され、前記駆動カムの回転運動を揺動運動に変換して前記ロッカアームに伝達するリンクアームと、
    前記ロッカアームの揺動力が伝達されて揺動することにより機関弁を開閉作動させる揺動カムと、
    を備え、
    前記制御軸を回転制御することによって前記機関弁の作動角を変化させる内燃機関の可変動弁装置であって、
    前記機関弁の作動角が最大となるように前記制御軸を回転制御した際に、機関弁が作動角開始ないし作動角終了となる状態で、前記駆動カムの回転中心と前記リンクアームとロッカアームの連係中心とを結ぶ第１の線分と、前記リンクアームとロッカアームの連係中心と前記制御支軸の軸中心とを結ぶ第２の線分がなす角度が９０°よりも大きくなり、
    前記機関弁の作動角が最大の状態から小さくなる方向へ前記制御軸を回転制御した際に、機関弁が作動角開始ないし作動角終了となる状態で、前記第１の線分と第２の線分がなす角度が９０°よりも小さくなるように変化させることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
12. 請求項１１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
    前記リンクアームとロッカアームの一端部は、揺動自在に連結されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
13. 請求項１１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
    前記ロッカアームの揺動力は、リンクロッドによって前記揺動カムを揺動させることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
14. 請求項１３に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
    前記リンクロッドは、前記ロッカアームと揺動カムとを揺動自在に連結していることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
15. 請求項１４に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
    前記揺動カムは、一端部側が前記リンクロッドによって引き上げられることに前記機関弁を開弁させる方向に揺動することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
16. 請求項１３に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
    前記リンクアームからロッカアームへの揺動力伝達部と、前記ロッカアームからリンクロッドへの揺動力伝達部とは、前記ロッカアームの同じ揺動支点側に配置されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
17. 請求項１１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
    前記制御軸は、断面円形の回転部と、該回転部の回転軸心から偏心した断面円形状の制御偏心軸から構成されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
18. 少なくともカムプロフィールの異なる複数のカムを選択的に切り換えて機関弁の作動角を可変にする内燃機関の可変動弁装置であって、
    作動角の最も大きなカムプロフィールを有するカムは、機関弁の開弁時におけるベースサークル域からリフト域までの傾斜角度が、機関弁の閉弁時のリフト域からベースサークル域までの傾斜角度よりも大きくなるように設定され、
    作動角が最も大きくなるカムプロフィールを有するカムよりも作動角が小さな少なくとも１つのカムは、機関弁の開弁時におけるベースサークル域からリフト域までの傾斜角度が、機関弁の閉弁時のリフト域からベースサークル域までの傾斜角度よりも小さくなるように設定されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
19. 請求項１８に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
    作動角の異なる３つのカムを有し、
    作動角が最も小さなカムプロフィールを有するカムは、機関弁を開弁させるベースサークル域からリフト域までの傾斜角度が、機関弁を閉弁させるリフト域からベースサークル域までの傾斜角度とほぼ等しいか、若しくは大きくなるように設定され、
    作動角が最も大きなカムプロフィールを有する前記カムは、機関弁を開弁させるベースサークル域からリフト域までの傾斜角度が、機関弁を閉弁させるリフト域からベースサークル域までの傾斜角度よりも大きくなるように設定され、
    作動角が最大と最小の間の大きさのカムプロフィールを有するカムは、機関弁を開弁させるベースサークル域からリフト域までの傾斜角度が、機関弁を閉弁させるリフト域からベースサークル域までの傾斜角度よりも小さくなるように設定されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
20. 請求項１８に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
    前記複数のカムは、機関の負荷に応じて切り換えられるように構成されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

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