JP2015105627A - 多気筒内燃機関の可変動弁装置及び該可変動弁装置のコントローラ - Google Patents

Abstract

【課題】一部気筒の稼働が休止状態のときに、他の気筒の吸気弁のリフト量を多段階に変化させることによって燃費の向上を図り得る多気筒内燃機関の可変動弁装置を提供する。【解決手段】＃１気筒における吸排気弁１、３の作動を停止可能な気筒休止機構５、６と、＃２気筒における吸気弁２のバルブリフト量を、機関の始動時から最大トルクまでの機関運転状態の変化に伴って、小リフトカム２６による第１リフト量と、中リフトカム２５により、第１リフト量よりも大きなリフト量である第２リフト量に段階的に切り換え可能な吸気可変リフト機構７と、を備え、気筒休止機構５、６により＃１気筒の吸排気弁の作動が停止されて気筒休止状態である場合に、吸気側の可変リフト機構７により前記第１リフト量と第２リフト量を選択可能に構成した。【選択図】 図１

Description

本発明は、例えば自動車用内燃機関の一部気筒の吸気弁や排気弁の作動を停止させて気筒休止に移行することで燃費を向上させることができる多気筒内燃機関の可変動弁装置に関する。

従来における一部の気筒を休止可能な多気筒内燃機関の可変動弁装置としては、以下の特許文献１〜３に記載されているものが知られている。

概略を説明すると、まず、特許文献１に記載の可変動弁装置は、半数の気筒（右バンク）の吸排気弁を停止させて残り半数の気筒（左バンク）のみで稼動（燃焼）させるいわゆる気筒休止（減筒運転）を行うようになっている。

気筒休止を行うとスロットルバルブの開度が相対的に拡大しポンプ損失が低減し、さらに、稼動気筒当たりの負荷が高まるので、この高負荷シフトにより熱効率が向上し、もって走行燃費を向上させることができるようになっている。

特許文献２に記載の可変動弁装置は、減筒運転の態様に加えて、全筒運転領域において吸気弁が小リフト量の態様（低速バルブタイミング）、大リフト量の態様（高速バルブタイミング）を選択できるようになっている。

特許文献３に記載の可変動弁装置は、気筒群ごとにバルブリフト量を連続的に変更可能に構成され、これにより、減筒運転移行時あるいは減筒運転から全筒運転への復帰時におけるトルクショックの発生を低減するようになっている。

特開平１０−８２３３４号公報 特開２０００−１７９３６６号公報 特開２００４−３１６５７１号公報

しかしながら、特許文献１記載の可変動弁装置は、減筒運転時における稼動気筒での吸気弁リフト量は一定であることから、減筒運転領域における燃費効果には制約があった。すなわち、減筒運転領域における低トルク側では、機関トルクを下げるためにスロットルバルブの開度量をある程度絞るようになっていることから、減筒運転状態であってもポンプ損失がある程度大きくなって燃費効果が阻害されてしまう。

逆に、減筒運転領域における高トルク側では、充分には機関トルクを高められず、燃費の良い減筒運転領域を高機関トルク側には充分には拡大できず、したがって、実用運転時において、燃費の良い減筒運転の頻度が充分には高められない。

以上に理由により、実走行における燃費性能を充分には高めることができない。

特許文献２に記載の可変動弁装置は、機構的に切換機構の数が増加し複雑になる一方、減筒態様における稼動気筒の吸気弁のリフト量自体は一定であり、特許文献1記載の装置と同様に減筒領域における燃費効果には制約があった。

特許文献３に記載の従来技術も、減筒態様における稼動気筒の吸気弁のリフト量自体は一定であり（同文献 図２１参照）、同様の問題を有している。また、別の問題として、気筒群ごとにバルブリフト量を連続的に変更できる機構であることから、気筒群間でリフト量の偏差が生じるおそれがあり、そのため、制御リフト量を安定化させるための制御負荷が高くなり、またシステムの複雑化を招いている。

本発明は、前記従来技術の技術的課題に鑑みて案出されたもので、一部気筒の稼働が休止状態（減筒状態）のときに、他の気筒の吸気弁のリフト量を多段階に変化させることによって気筒休止（減筒）時におけるさらなる燃費の向上を図り得る多気筒内燃機関の可変動弁装置を提供する。

請求項１に記載の発明は、一部の気筒における吸排気弁の作動を停止可能な気筒休止機構と、前記一部の気筒以外の他の気筒における吸気弁のバルブリフト量を、所定のリフト量である第１リフト量と該第１リフト量よりも大きなリフト量である第２リフト量に段階的に切り換え可能な吸気可変リフト機構と、を備え、
前記気筒休止機構により前記一部気筒が気筒休止状態である場合には、前記吸気可変リフト機構により前記他の気筒が前記第１リフト量と第２リフト量を選択可能に構成したことを特徴としている。

この発明によれば、一部気筒の稼働が休止状態のときに、他の気筒の吸気弁のリフト量を多段階に変化させることによって気筒休止時における燃費の向上を図ることができる。

本発明の第１実施形態の多気筒内燃機関の可変動弁装置の概略図である。 Ａは吸気側（排気側）気筒休止機構による零リフト制御時の作動説明図、Ｂは同機構による中リフト制御時の作動説明図である。 Ａは吸気側可変リフト機構による小リフト制御時の作動説明図、Ｂは同機構による中リフト制御時の作動説明図である。 本実施形態のコントローラによる、機関回転数と機関トルクとの座標系における、可変動弁の制御マップである。 本実施形態における全筒運転時と減筒運転時の吸気・排気弁のバルブリフト特性及びスロットルバルブの開度特性図である。 図４に示す機関運転のＡ領域からＢ領域に移行する切り換えシーケンス図である。 図４に示す機関運転のＡ領域からＢ領域に移行する場合のコントローラの制御フローチャート図である。 第２実施形態のコントローラによる、機関回転数と機関トルクとの座標系における、可変動弁の制御マップである。 本実施形態における全筒運転時と減筒運転時の吸気・排気弁のバルブリフト特性及びスロットルバルブの開度特性図である。 第３実施形態内燃機関の可変動弁装置の概略図である。 本実施形態における全筒運転時と減筒運転時の吸気・排気弁のバルブリフト特性及びスロットルバルブの開度特性図である。 第４実施形態における＃２気筒の吸気側可変リフト機構を示し、Ａはサブロッカアームのロストモーション作動時を示す断面図、Ｂはサブロッカアームの固定時を示す断面図である。 本実施形態における全筒運転時と減筒運転時の吸気・排気弁のバルブリフト特性及びスロットルバルブの開度特性図である。 第５実施形態に供される吸気側の気筒休止機構と吸気側の可変リフト機構を示す斜視図である。 本実施形態における気筒休止機構を示し、Ａは油圧ラッシアジャスタボディの固定状態（弁作動状態）を示す縦断面図、Ｂは油圧ラッシアジャスタボディのロストモーション状態（弁停止状態）を示す縦断面図である。 第６実施形態におけるコントローラによる、機関回転数と機関トルクとの座標系における、可変動弁制御マップである。 本実施形態における全筒運転時と減筒運転時の吸気・排気弁のバルブリフト特性及びスロットルバルブの開度特性図である。

以下、本発明に係る多気筒内燃機関の可変動弁装置の各実施形態を図面に基づいて詳述する。この実施形態は、ガソリン仕様の直列２気筒内燃機関に適用したものを示している。
〔第１実施形態〕
図１は第１実施形態における可変動弁装置を示し、吸気側（Ｉｎ側）と排気側（Ｅｘ側）は＃１気筒と＃２気筒において１気筒当たりそれぞれ２つの吸気弁１，１、２，２と排気弁３，３、４，４とを備えている。

前記＃１気筒側の各吸気弁１，１と各排気弁３，３には、機関状態に応じて該各吸排気弁１，１、３，３の稼働を停止させる気筒休止機構５，６がそれぞれ設けられている一方、＃２気筒側の各吸気弁２，２には、該各吸気弁２，２のバルブリフト量を段階的に可変制御する吸気側可変リフト機構７が設けられている。また、前記＃２気筒側の各排気弁４，４は、後述する中リフトカム４６とスイングアーム４７を介してバルブリフト量が固定的な一定リフト特性になっている。

前記吸気側と排気側の気筒休止機構５，６は、同一の構造であるから、便宜上、吸気側気筒休止機構５について説明する。

この吸気側気筒休止機構５は、いわゆるＶＶＬと称されるもので、図１〜図２に示すように、吸気カムシャフト８には、＃１気筒側の中央に設けられた中リフト用の卵型の中リフトカム９と、該中リフトカム９の両側に設けられて、零リフト用の円筒カム１０，１０と、ロッカシャフト１１に揺動自在に支持されて、前記両円筒カム１０，１０に対応した位置に一対のフォロワ部が配置され、該フォロワ部の各先端部の下端が前記両吸気弁１，１のステムエンドに当接した一体的なメインロッカアーム１２と、前記中リフトカム９に対応した位置に設けられて、ロストモーション可能なサブロッカアーム１３と、前記メインロッカア−ム１２内に設けられて前記サブロッカアーム１３を前記中リフトカム９側に付勢するロストモーション機構１４と、メインロッカアーム１２に固定された支軸１５に揺動自在に支持されて、前記サブロッカアーム１３の下端部に係脱することにより該サブロッカアーム１３とメインロッカアーム１２とを同期連動させ、あるいは連動を解除するレバー部材１６と、該レバー部材１６を係脱作動させる油圧プランジャ１７及びリターンスプリングとを備えている。

前記油圧プランジャ１７は、外周側に形成された油室１８にロッカシャフト１１の内部軸方向やメインロッカアーム１２内に形成された油圧通路１９ａ、１９ｂを介してオイルポンプ２０から油圧が供給されて後退移動すると共に、該油圧の供給がない場合は、内部に弾装されたコイルスプリング２１のばね力によって進出移動するようになっている。

また、電磁式の気筒休止切換弁２２によって前記油圧通路１９ａ、１９ｂとドレン通路２３あるいはオイルポンプ２０の吐出通路２０ａとの導通が切り換えられるようになっている。また、前記気筒休止切換弁２２は、コントローラ２４（ＥＣＵ）から出力された制御電流によって切換作動するようになっている。

前記排気側の気筒休止機構６は、前述したように、吸気側気筒休止機構５と同じ構成であるから、図１において対応する構成部材の符番を変えて簡単に説明する。

機関前後方向に延びた排気カムシャフト４０には、＃１気筒側の中央に設けられた中リフト用の中リフトカム４１と、該中リフトカム４１の両側に設けられて、零リフト用の円筒カム４２，４２と、ロッカシャフト４３に揺動自在に支持されて、前記両円筒カム４２，４２に対応した位置に一対のフォロワ部が配置され、該フォロワ部の各先端部の下端が前記両排気弁３，３のステムエンドに当接した一体的なメインロッカアーム４４と、前記中リフトカム４１に対応した位置に設けられて、ロストモーション可能なサブロッカアーム４５と、前記メインロッカア−ム４４内に設けられて前記サブロッカアーム４５を前記中リフトカム４１側に付勢するロストモーション機構４６と、メインロッカアーム４４に固定された図外の支軸に揺動自在に支持されて、前記サブロッカアーム４５の下端部に係脱することにより該サブロッカアーム４５とメインロッカアーム４４とを同期連動させ、あるいは連動を解除する図外のレバー部材と、該レバー部材を係脱作動させる図外の油圧プランジャ及びリターンスプリングとを備えている。

前記油圧プランジャは、外周側に形成された図外の油室にロッカシャフト４３の内部軸方向やメインロッカアーム４４内に形成された油圧通路４３ａなどを介してオイルポンプ２０から油圧が供給されて後退移動すると共に、内部に弾装されたコイルスプリングのばね力によって進出移動するようになっている。

また、前記吸気側気筒休止機構５と共用される前記気筒休止切換弁２２によって、前記油圧通路４３ａなどとドレン通路２３あるいはオイルポンプ２０の吐出油圧との導通が切り換えられるようになっている。さらに、この気筒休止切換弁２２は、コントローラ２４から出力された制御電流によって切換作動するようになっていることは、前述の通りである。

前記コントローラ２４は、クランク角センサやエアーフローメータ、機関水温センサ、油温センサ、スロットルバルブ５０の開度を検出するスロットル開度センサなどの各種のセンサに基づいて現在の機関運転状態を検出して、前記気筒休止切換弁２２や、後述する可変リフト切換弁３６に制御電流をオン−オフ的に出力するようになっている。
〔吸気側と排気側の気筒休止機構５、６の作動〕
以下、この吸気側と排気側の気筒休止機構５、６の作動を説明するが、排気側気筒休止機構６も同じ作用になるため、ここでは代表的に吸気側気筒休止機構５の作動を図２に基づいて簡単に説明する。

まず、コントローラ２４から前記気筒休止切換弁２２への通電を遮断した場合は、油圧通路１９ａ、１９ｂは、ドレン通路２３に導通されるので油圧が低下する。

したがって、図２Ｂに示すように、油圧プランジャ１７が、コイルスプリング２１のばね力によって進出移動して、レバー部材１６をリターンスプリングのばね力に抗して反時計方向へ回動させて、レバー部材１６の先端部が中リフトカム９（４１）のベースサークル時にサブロッカアーム１３(４５)の先端側の下端顎部１３ａに係合し、サブロッカアーム１３（４５）とメインロッカアーム１２(４４)を一体的に連動させる。

これにより、メインロッカアーム１２（４４）が、中リフトカム９（４１）のカムプロフィールにしたがって揺動することから、各吸気弁１，１（各排気弁３,３）は中バルブリフト量に切り換え制御される。具体的には、吸気弁１，１のバルブリフト量がＬＩ３となり、排気弁３，３のバルブリフト量がＬＥ１になる。

つまり、機関停止時など、オイルポンプ２０からの切換油圧(切換エネルギー)が作用しない場合の態様(デフォルト態様)は、前述のような、中バルブリフト量ＬＩ３、ＬＥ１で吸排気弁１，１、３，３が開閉作動する状態になっている。

前記コントローラ２４が、気筒休止切換弁２２への通電を遮断する機関運転領域は図４及び図５に示す機関始動時及びアイドルを含む低回転低負荷領域であるＡ領域と高回転高負荷領域であるＤ領域である。

一方、コントローラ２４から前記気筒休止切換弁２２に通電されて、油圧通路１９ａ(４３ａ)とドレン通路２３との連通が遮断されると、オイルポンプ２０の吐出油圧が油圧通路１９ａ、１９ｂを介して油室１８内に供給されて、図２Ａに示すように、油圧プランジャ１７がコイルスプリング２１のばね力に抗して後退移動する。これによりレバー部材１６は、リターンスプリングのばね力によって反対方向（時計方向）へ回動してサブロッカアーム１３とメインロッカアーム１２との連結が解除され、これにより、サブロッカアーム１３は、ロストモーション機構１４によってロストモーション状態になる。このため、メインロッカアーム１２は、中リフトカム９のリフト力を受けずに、円筒部１０、１０に摺接しているだけとなり、吸気弁１，１のリフト量は零リフトとなる。これによって、弁停止状態となり、同様に前記排気弁３，３も排気側気筒休止機構６により弁停止状態になることから＃１気筒が気筒停止（休止）状態になる。

前記コントローラ２４が、前記気筒休止切換弁２２へ通電する機関運転状態は図４及び図５に示す比較的低回転低負荷のＢ領域から中回転中負荷のＣ領域にかけての機関運転状態である。

前記＃２気筒の吸気側可変リフト機構７は、図３に示すように、基本構造は前記吸気側気筒休止機構５、前記排気側気筒休止機構６と同じである。

すなわち、この吸気側可変リフト機構７は、前記吸気カムシャフト８の＃２気筒側の中央に設けられた中リフト用の中リフトカム２５と、該中リフトカム２５の両側に設けられて、該中リフトカム２５よりもカムリフト量が小さい小リフトカム２６、２６と、ロッカシャフト１１に揺動自在に支持されて、前記両小リフトカム２６，２６に対応した位置に一対のフォロワ部が配置され、該フォロワ部の各先端部の下端が前記両吸気弁２，２のステムエンドに当接した一体的なメインロッカアーム２７と、中リフトカム２５に対応した位置に設けられて、ロストモ−ション可能なサブロッカアーム２８と、前記メインロッカア−ム２７内に設けられ該サブロッカアーム２８を前記中リフトカム２５方向に付勢するロストモーション機構３８と、メインロッカアーム２７に固定された支軸２９に揺動自在に支持されて、前記サブロッカアーム２８の下端部２８aに係脱することにより該サブロッカアーム２８とメインロッカアーム２７とを同期連動させ、あるいは連動を解除するレバー部材３０と、該レバー部材３０を係脱作動させる油圧プランジャ３１及びリターンスプリング３２と、を備えている。

前記油圧プランジャ３１は、外周側に形成された油室３３にロッカシャフト１１の内部軸方向やメインロッカアーム２７内に形成された別異の油圧通路３４ａ、３４ｂを介して前記オイルポンプ２０の吐出通路２０ａから油圧が供給されて後退移動すると共に、油圧が供給されない場合は、内部に弾装されたコイルスプリング３５のばね力によって進出移動するようになっている。

また、前記ロッカシャフト１１内の油圧通路３４ａは、電磁式の可変リフト切換弁３６によって油圧通路３４ａ、３４ｂとドレン通路３７あるいはオイルポンプ２０の吐出油圧２０ａとの導通が切り換えられるようになっている。また、前記可変リフト切換弁３６は、前記コントローラ２４から出力された制御電流によって切換作動するようになっている。
〔吸気側可変リフト機構７の作動〕
前記構成の吸気側可変リフト機構７は、その作動によって各吸気弁２，２を常時稼働するようになっているが、前記コントローラ２４から可変リフト切換弁３６への通電を遮断することによって、前記油圧通路３４ａとドレン通路３７とを連通させて、油圧プランジャ３１に切換油圧(切換エネルギー)が作用しない状態(デフォルト態様)となり、図３Ｂに示すように、レバー部材３０を介してサブロッカアーム２８がメインロッカアーム２７と連動することから、前記各吸気弁２，２は中リフトカム２５により中バルブリフト量で開閉作動する。

一方、前記コントローラ２４から可変リフト切換弁３６へ通電されると、油圧通路３４ａとオイルポンプ２０の吐出通路２０ａが導通される。これによって、図３Ａに示すように、前記油圧プランジャ３１が後退移動してレバー部材３０が支軸２９を介して回動してこの先端部が下端顎部２８ａから離間し、サブロッカアーム２８とメインロッカアーム２７との連動が解除される。よって、各吸気弁２，２は、小リフトカム２６により小バルブリフト量で開閉作動する。

前記＃２気筒側の各排気弁４，４は、バルブリフト量が固定された状態になっており、前記排気カムシャフト４０の外周に＃１気筒側の中リフトカム４１と同じカムプロフィールを有する卵型の中リフトカム４６が一体に設けられていると共に、前記ロッカシャフト４３には、各排気弁４，４のステムエンドがそれぞれ当接する凸部４７ａ、４７ａを有する矩形板状のスイングアーム４７が揺動自在に設けられている。また、このスイングアーム４７は、上面ほぼ中央位置に前記中リフトカム４６が摺動する固定フォロア４８が設けられている。

したがって、＃２気筒の前記各排気弁４，４は、前記＃１気筒側の中リフトカム４２の中バルブリフト量ＬＥ１と同じリフト量ＬＥ１で中リフトカム４６により常時開閉作動するようになっている。

図４は機関運転条件が変化した場合に、稼動気筒数やバルブリフト特性の変化を示すマップを示している（横軸は機関回転数、縦軸は機関トルクである）。

機関始動及びアイドリング運転を含む最も低回転低トルク側のＡ領域と最も高回転高トルク側のＤ領域は、全筒運転の領域である。

このＡ、Ｄ領域では、第１、＃２気筒ともに吸気弁１，１、２，２と排気弁３，３、４，４は前述した中バルブリフト量で開閉作動する。つまり、＃１気筒の吸気弁１，１は、吸気側気筒休止機構５がリフト態様となっているから中バルブリフト量（ＬＩ３）で作動する。一方、＃２気筒の吸気弁２，２は、吸気可変リフト機構７が中リフト側作動態様となっているから中バルブリフト量（ＬＩ２）で作動する。ここで、本実施形態ではＬＩ２＝ＬＩ３となっており、全気筒の吸気弁が同一の中バルブリフト量で開閉作動する。

さらに、＃１気筒の排気弁３，３は、排気側気筒休止機構６によってリフト態様となっており、中バルブリフト量（ＬＥ1）によって開閉作動する一方、＃２気筒の排気弁４，４は、可変ではないスイングア−ム４７によって、同じ中バルブリフト量（ＬＥ1）で開閉作動する。したがって、排気側も全気筒が同一の中バルブリフト量（ＬＥ1）で開閉作動する。

以上のように、Ａ領域とＤ領域では、吸排気弁１〜４の全てが中バルブリフト量で作動しており、これが前述のデフォルト態様となっている。すなわち、両切換弁２２，３６（気筒休止、吸気可変リフト）の油圧が作用しない場合に機械的に安定な作動態様になっている。

前記Ａ領域とＤ領域の中間にあるＢ領域とＣ領域が減筒運転領域つまり＃１気筒が気筒休止状態となり、＃２気筒のみが稼動（燃焼）している状態となっている。

前記Ｂ領域は、前記可変リフト切換弁３６は、油圧オンとなっていることから、常時稼動の＃２気筒の吸気弁２，２は小リフト（ＬＩ１）で作動し、一方、Ｃ領域では、油圧オフとなっていることから、＃２気筒の吸気弁２，２は中リフト（ＬＩ２）で作動する。なお、Ｂ領域及びＣ領域では、前記気筒休止切換弁２２が油圧オンとなっていることから、＃１気筒の各吸気弁１，１と排気弁３，３は作動せずに気筒休止に移行している。

つまり、前記Ｃ領域では、前記気筒休止切換弁２２は前記Ｂ領域から継続して油圧オン状態であり、したがって、＃１気筒は気筒休止状態が継続している一方、前記可変リフト切換弁３６が油圧オフとなって、＃２気筒の吸気弁２，２は相対的にリフト量の大きい中リフト量の態様（リフト量ＬＩ２）に移行する。

図４のマップ上で、(１)は機関始動時あるいはアイドリング運転時である。ここからアクセルペダルを踏み込んで、(１)→(２)→(３)→(４)→(５)→(６)→(７)→(８)と加速して行くシ−ンについて本実施形態の効果を説明する。

まず機関始動時には、図４(１)、図５(１)にも示すように、全気筒態様であり、つまり第１、＃２気筒とも稼動態様で、各気筒の吸排気弁１〜４は中バルブリフト量で開閉作動する。

機関の始動燃焼が開始されると、全気筒が燃焼仕事をするので速やかに機関回転数が立ち上がる。さらに、各吸気弁１〜２が中バルブリフト量（＃１気筒 ＬＩ３、＃２気筒ＬＩ２）で、各吸気弁１〜２の閉時期（ＩＶＣ）は、下死点を僅かに超えたあたりで、スロットルバルブ５０の開度がほぼ全開となっていることと相俟って、筒内への吸気充填効率が充分高くなるので、気筒あたりのトルクも高められて一層始動性が向上する。

特に、冷機始動時においては、機関の内部フリクションが大きく回転が上がりにくい傾向にあるが、これらの全筒運転態様でかつ各吸気弁１〜２が中バルブリフト量となっていることから、充填効率が十分に高められて燃焼トルクも充分に高められ、かつ全気筒が燃焼トルクを発生し、もって始動性をさらに良好にすることができる。

次に、機関始動後に暖機（ファ−ストアイドル）が完了して通常のアイドリング運転になっても、図４の(１)、図５の(１)に示すように、全筒運転態様でかつ各吸気弁１〜２の中バルブリフト量が継続される。但し、機関フリクションも下がっているので、図５の（１）のスロットル開度に示すように、始動時に対してスロットルバルブ５０の開度が小開度まで絞られる。

吸気弁１〜２の中バルブリフト量により、ＩＶＣが下死点付近であって、有効圧縮比が高いため軽負荷時の燃焼が良好となり、さらにバルブオーバーラップが殆ど無く筒内残留ガス（内部ＥＧＲ）が少ないため、一層燃焼が良好となる。

但し、ここで減筒運転にしてしまうと、爆発間隔が２倍に拡大してしまうので回転変動が増加し、特に静粛なアイドリング運転領域（車両停止時など）では、アイドリング振動やアイドリング回転変動として違和感として運転者に感じられてしまう。そのため、減筒運転にはしないのである。

次に、アイドリング運転状態からアクセルペダルを踏み込んで回転数やトルクが増加していくと、図４の(２)に示すように、スロットルバルブ５０の開度を拡大して吸入空気量を高めて出力増加要求に対応して行き、ＡＢ境界ラインを超えると、図５の(３)や図６に示すように、まず、＃２気筒の吸気弁２，２は小バルブリフト量に変換され、その直後、＃１気筒の吸排気弁１，１、３，３が零リフトになって気筒休止に移行する。

これは、機関回転数やトルクが増加していくと車両としての騒音や振動レベルが増加することなどから、機関の回転変動や回転振動が気にならなくなり、そこで燃費の良い減筒(気筒休止)運転態様に切り換えられるのである。

ここで、減筒運転により燃費が向上する原理としては、以下の３つがあげられる。

1つ目は、同一機関トルクでみた場合、稼動気筒数が半減するので、混合気や燃焼ガスが接する筒内表面積が半減し、いわゆる冷却損失が低減して熱効率が向上することによって燃費が向上する。

２つ目は、稼動気筒数が半減するので、同一機関トルクでみた場合、スロットルバルブ５０の開度が相対的に大きくなり、吸気管の負圧が減少することからポンプ損失が低減する。

３つ目は、動弁系の作動弁数が半減するので、動弁系の駆動フリクションが大幅に低減する。

以上の３つのメカニズムにより、減筒運転では燃費を向上（燃料消費量を低減）できるのである。

再び図４、図５の(３)(Ｂ領域)に戻るが、減筒運転移行に加えて、常時稼動の＃２気筒の各吸気弁２，２が中バルブリフト量から小バルブリフト量に切り換わるのは、減筒運転での燃費効果を一層高めるのが狙いである。

すなわち、1点目として、＃２気筒の各吸気弁２，２が中バルブリフト量のままだと、筒内への吸気充填効率が高いので、減筒状態といえどもスロットルバルブ５０をある程度絞らなければならないことになり、これによってポンプ損失が比較的大きくなる。このため、充填効率の低い小カム（ＩＶＣが下死点より進角）にすることで、同一機関トルクに対するスロットルバルブ５０の開度を大きくして、ポンプ損失を充分低減できるのである。

また、２点目として、吸気弁２，２が中バルブリフト量のままだと減筒状態といえども動弁駆動フリクションがまだ充分には下がっておらず、そこで小バルブリフト量にすることで動弁駆動フリクションを一層低減させることができるのである。

以上の２つの技術的効果により、減筒移行に加えて、常時稼動＃２気筒の吸気弁２，２を中バルブリフト量（ＬＩ２）から小バルブリフト量（ＬＩ１）に変換することで、減筒運転での燃費効果を一層高めるのができるのである。

次に、図４、図５(３)の状態からさらにアクセルペダルを踏み込んでいくと、機関回転数や機関トルクを上昇するために、図５の（３）から（４）にかけて示すようにスロットルバルブ５０の開度を拡大して行く。

しかしながら、前述のように、各吸気弁２，２は、ポンプ損失は小さいものの充填効率が上がりにくい小バルブリフト特性（ＩＶＣ下死点より進角）であり、スロットルバルブ５０をほぼ全開にしても（ＢＣ境界ライン付近の(４)）、機関トルクが頭打ちになってしまう。

そこで、図４(５)において、常時稼動の＃２気筒の各吸気弁２，２のバルブリフト量を小バルブリフト量から再び中バルブリフト量に切り換えるのである（可変リフト切換弁３６の制御油圧を再びオフに切り換えてＣ領域とする）。

この各吸気弁２，２の中バルブリフト量は、前述のように、ＩＶＣが下死点を少し越えて充填効率が高くなるような設定であり、スロットルバルブ５０の開度は少し絞った大開度となり、全開に対してはまだ余裕がある。したがって、スロットルバルブ５０の開度をさらに開くことによってさらに機関トルクを高めることができる。

この結果、燃費の良い減筒運転領域を、高機関トルク側・高回転側に拡大できるのである。そして、減筒運転の領域を図４の(６)まで拡大できるのである。（小リフトのままだと(４)が限界）
このように、減筒運転領域を高機関トルク側まで拡大できたことにより、実用運転において、燃費の良い減筒運転の使用頻度を高め、もって実用運転における実質的な燃費効果を高めることができるのである。

さらに機関トルクが増加の要求があると、減筒ではその要求トルクを満足できなくなって、図４の(７)(Ｄ領域)に示すように、スロットルバルブ５０開度がほぼ全開の状態から全筒運転に変換される（気筒休止切換弁２２を再び油圧オフ）。

稼動（燃焼）気筒数が２倍になるので機関トルクは急増することから、スロットルバルブ５０の開度を急激に絞りトルクショック（機関トルク段差）を抑制する。

さらに、アクセルペダルを踏み込んでいくと、スロットルバルブ５０の開度が拡大しつつ機関トルクや回転数が増加して行き、最大トルク曲線上の(８)に達する。さらにアクセルペダルを踏み続けると、運転ポイントは最大トルク曲線上を高回転側にシフトして行く。

一方、アクセルペダルを緩めていくと、(８)→(７)→(６)→(５)→(４)→(３)→(２)→(１)（アイドル）というようにマップ上を戻って行く。

本実施形態の主たる効果をまとめると、減筒運転の低機関トルク側領域（B領域）では＃２気筒の各吸気弁２，２が小バルブリフト量（ＬＩ１）となっているので、ポンプ損失低減やフリクション低減により同領域での燃費を一層向上できる。また、減筒運転の高機関トルク側領域（Ｃ領域）では、前記各吸気弁２，２を、充填効率を高められる中バルブリフト量（ＬＩ２）に切り換えるので、減筒領域を高機関トルク側に領域拡大でき、燃費の良い減筒領域の使用頻度を高めることができる。

以上により、実用運転時の燃費効果を高めることができる。しかも、吸気側弁停止機構と排気側弁停止機構である各気筒休止機構５、６及び可変リフト機構７のいずれもがバルブリフト量を段階的に切り換える（２段可変）ことから、比較的簡素な機構・構造で、かつ基本構造を共通とすることが可能になり、システムとしての基本構造や制御系を簡素化、統一化できる。

また、本実施形態では、前記可変リフト機構７や各気筒休止機構５、６が、カムプロフィールを選択することによって、リフト量を段階的、かつ択一的に選択できるので、制御リフト量に偏差やばらつきが生じにくく、エンジン性能が安定するという効果も得られる。

加えて、本実施形態の別の効果について説明すると、図４、図５おける(２)（全筒、中バルブリフト量）から(３)（減筒・小バルブリフト量）に移行する切り換えシ−ケンスを、図６に示すと共に、制御フローチャートを図７に示す。

ここで特徴的なのが、図６の（ａ）に示すように、先に＃２気筒の吸気弁２，２のバルブリフト量を低下させ、次に＃1気筒を気筒休止移行（減筒移行）させるのである。

これによれば、同一のスロットルバルブ５０の開度で比較した場合に、充填効率低下変化の小さいリフト可変が先行して行われ、その所定時間後に同充填効率低下変化の大きい気筒休止切り換えが行われるので、トルクショックを抑制できる。

すなわち、前述した充填効率低下変化に伴いスロットルバルブ５０の開度を速やかに拡大して、機関トルクショックを抑制する必要があるが、先行するのがリフト可変の方なのでスロットルバルブ５０の開度の拡大補正量は少なくて済むことからトルクショックを抑制し易い。

一方、後続する気筒休止移行では、スロットルバルブ５０の開度の拡大補正量は大きくなるのであるが、時間的な余裕があることと、既に拡大補正作動が先行して開始されているので、スロットルバルブ５０の開度は円滑に速やかに拡大作動可能となるのである。

このようにして、前記図４の(２)から(３)に至る過程でトルクショックの発生を抑制されるのである。ちなみに、仮に先行して減筒移行の方が行われる場合を想定してみると、これは先行してスロットルバルブ５０開度の大きな拡大補正を瞬時に実施しなければならないことを意味しており、この拡大補正に時間遅れが生じ、この結果トルクショックが発生し易くなるのである。

さらに、仮にリフト可変と減筒移行が全く同時に行われたとすると、両者が同一のオイルポンプ油圧を変換エネルギーとして用いているので、変換応答性が低下してしまうという問題も生じるのである。さらに、僅かな変換応答のばらつきにより、前述のような、減筒移行が先に行なわれる場合が発生してしまい、前述のようなトルクショックが生じる懸念もでてくるのである。それに対して、本実施形態では、リフト可変制御の開始後、所定時間経って初めて減筒移行するので、この様な懸念は回避されるのである。

さらに、本実施形態の別の効果として、前記各気筒休止機構５，６と吸気可変リフト機構７の両方が、切り換え油圧（切換エネルギー）が作用しない場合には中バルブリフト量で作動する態様に機械的に安定するように構成されている。ここで中バルブリフト量とは吸気弁１〜２の閉時期（ＩＶＣ）が下死点を少し越えたあたりの低回転における充填効率が高まるバルブリフト特性となっている。

したがって、機関始動時に、クランキング前に予め、全気筒の吸気弁１〜２が中バルブリフト量で作動する態様となっているので、クランキング開始のまさに初期から、予め充填効率が高まるリフト特性になり、これによって始動性を高めることができる。

また、前記各切換弁２２，３６の電気系統の断線などの異常や、油圧系のオイルリ−クなどの異常が発生した場合であっても、予め機械的に中バルブリフト量で作動する態様に安定しているので、良好な始動性をクランキングのまさに初期から得ることができる。つまり、所謂メカニカルフェールセーフ機能を有している。

また、本実施形態では、＃２気筒の各吸気弁２，２の中バルブリフト量と小バルブリフト量では、各吸気弁２，２の開時期（ＩＶＯ）はほぼ一定となるように両カムプロフィ−ルが設定されている。

すなわち、図５にも示すように、バルブリフト量を切り換えてもＩＶＯはほぼ変わらないので、バルブリフト量の切り換え時にバルブオーバーラップが変化して筒内の内部ＥＧＲ量が変化するのを抑制して、バルブリフト量の切り換え時の過渡的な内部ＥＧＲ量の変化に起因する過渡性能の不安定化を抑制できる。

ここで、吸気弁のリフト位相を可変にできる位相可変型のバルブタイミング機構ＶＴＣを併設しても良い。これによれば、図４(１)のアイドリング運転中で、吸気リフト位相を遅角側へ制御して負のオーバーラップとすることにより、筒内残留ガス量を一層低減させ、一層アイドル安定性を向上することもできる。あるいは図４(８)の最大トルク特性において機関回転数の増加に応じてＶＴＣを遅角制御して行き、最高回転数付近では吸気弁１〜２の閉時期（ＩＶＣ）を下死点から充分に遅角制御して、高回転域での充填効率を高めて最大出力を向上することも可能である。

また、前述の各吸気弁１〜２の両カムプロフィ−ルの開始点に相違があった場合でも、バルブリフト量の切り換え時のＩＶＯを、このＶＴＣの制御によりほぼ一定に保持することなどができ、カムプロフィール設定の自由度を高めることもできる。

次に、図７に基づいて前記コントローラ２４による制御フローについて説明する。まず、ステップ１では、前述した各種センサ類などから現在の機関運転状態を読み込み、ステップ２では現在の運転状態が図４に示すＡ領域内か否かを判断する。

ここで、Ａ領域内ではないと判断した場合はリターンするが、Ａ領域であると判断した場合はステップ３に移行する。

ステップ３では、前記ＡＢ境界ラインに移行したか否かを判断し、ＡＢ境界ラインでない場合はリターンするが、ＡＢ境界ラインに移行したと判断した場合（図６の（２）に対応）は、ステップ４に移行する。

ステップ４では、＃２気筒の吸気弁２，２のバルブリフト量を減少するように可変リフト切換弁３６に制御電流を出力して、高油圧（信号油圧オン）により中バルブリフト量から小バルブリフト量に切り換える。同時にスロットルバルブ５０の開度を増大する制御信号を出力して中開度からやや大開度に制御する(図６のａに対応)。

ステップ５では、ステップ４での制御開始から所定時間Δｔを経過したか否かをタイマーにより判断し、ここで未だ所定時間を経過していない場合はステップ４に戻るが、所定時間を経過したと判断した場合は、ステップ６に移行する。

このステップ６では、気筒休止切換弁２２に、気筒休止移行の制御信号（制御電流）を出力し、各気筒休止機構５，６へ高油圧の信号油圧を供給し（油圧オン）、＃１気筒の吸気弁１，１と排気弁３，３の開閉作動を停止させると共に、スロットルバルブ５０の開度をさらに増大制御させる制御信号を出力する(図６の(３)に対応)。これらの一連の処理を完了した後は、そのままリターンする。

このように、機関運転状態が図４、図５の(２)から(３)に移行する場合には、前述したように、図６のシ−ケンスに基づき、先行して＃２気筒の吸気弁２，２のバルブリフト量を小バルブリフト量に減少させ、次に＃1気筒を気筒休止移行すれば、前述のようにトルクショックを抑制できるのである。そして、＃1気筒が気筒休止で＃２気筒の吸気弁が小バルブリフトの状態では、ポンプ損失や動弁フリクションを充分低減できることにより、燃費を十分に向上させることができる。これらの原理は、前述した通りである。
〔第２実施形態〕
図８及び図９は本発明の第２実施形態を示し、第１実施形態に対して図８に示す気筒数／バルブリフト量のマップが異なっている。

すなわち、第１実施形態の図６に示す(２)から(３)に移行する途中段階の態様である（a）を、予めマップの領域としてＡ領域(２)とＢ領域(３)との間に与えている（図８参照）。

これによれば、(２)から(３)に変化する際、第１実施形態では、高度な過渡制御が必要であったのに対し、本実施形態では予めマップにして与えているだけなので、過渡制御が簡素化され、制御負荷が小さくなる。

さらに、(６)における減筒運転・中バルブリフト量と(７)における全筒運転・中バルブリフト量との間に、（ｂ）領域、つまり全筒運転・小バルブリフト量の領域を予めマップに与えている。 この（b）領域のバルブリフト特性を図９に示す。同一スロットルバルブ５０の開度で比較した場合、全筒運転なので(６)より充填効率が高く、＃２気筒の吸気弁２，２は小バルブリフト量なので(７)より充填効率が低く、したがって（b）を介在させることで、トルク変化にワンクッション置くことになる。

前記(６)から(７)に至る際のトルクショック抑制はスロットルバルブ５０の開度を瞬時に補正することで行われるが、(６)と(７)の間に（ｂ）を介在させることによって、スロットルバルブ５０の開度の急激な補正過渡制御を回避できる。

また、（ｂ）も（a）と同様に、予めマップにして与えているだけなので、その面からも過渡制御が簡素化され、制御負荷が小さくなる。
〔第３実施形態〕
図１０及び図１１は第３実施形態を示し、気筒休止機構５，６や吸気側可変リフト機構７などの基本構成は図１に示す第１実施形態と同様であるが、異なるところは、前記＃２気筒のバルブリフト量が固定であった前記排気弁４，４側にも、排気側可変リフト機構５１を設けたものである。

すなわち、排気側可変リフト機構５１は、図３に示す前記吸気側可変リフト機構７と同じ構造であるから簡単に説明すると、排気カムシャフト４０に中リフトカム５２の両側部に小リフトカム５３，５３が設けられ、前記両小リフトカム５３，５３に対応した位置に一対のフォロワ部が配置され、該フォロワ部の各先端部の下端が前記両排気弁４，４のステムエンドに当接した一体的なメインロッカアーム５４と、中リフトカム５２に対応した位置に設けられて、ロストモ−ション可能なサブロッカアーム５５と、前記メインロッカア−ム５４内に設けられて前記サブロッカア−ムを前記中リフトカム５２側に付勢するロストモーション機構と、メインロッカアーム５４に固定された支軸に揺動自在に支持されて、前記サブロッカアーム５５の下端部に係脱することにより該サブロッカアーム５５とメインロッカアーム５４とを同期連動させ、あるいは連動を解除する図外のレバー部材と、該レバー部材を係脱作動させる油圧プランジャ及びリターンスプリングとを備えている。

前記油圧プランジャは、外周側に形成された油室にロッカシャフト４３の内部軸方向やメインロッカアーム５４内に形成された別異の油圧通路４３ｂなどを介して前記オイルポンプ２０の吐出通路２０ａから油圧が供給されて後退移動すると共に、内部に弾装されたコイルスプリングのばね力によって進出移動するようになっている。前記油圧通路４３ｂは、前記吸気可変リフト機構７の油圧通路３４ａと連通しており、つまり両者７，５１が同時に、同じ可変リフト切換弁３６により制御されるようになっている。

すなわち、前記ロッカシャフト４３内の油圧通路４３ｂは、前記可変リフト切換弁３６によって油圧通路４３ｂとドレン通路３７あるいはオイルポンプ２０の吐出油圧２０ａとの導通が切り換えられるようになっている。

そして、可変リフト切換弁３６の切り換え油圧がオフになった場合には、中リフトカム５２により、各排気弁４、４は中バルブリフト量（ＬＥ１）となり、切り換え油圧がオンとなった場合には、小バルブリフト量（ＬＥ２）に切り換えられる。

このように、吸気側可変リフト機構７と排気側可変リフト機構５１とを、同じ油圧を介して同時に切り換えできるようになっていることから、システムが簡素で済むだけでなく、吸気弁２，２のバルブリフトと排気弁４，４のバルブリフトが同時に切り換えられるので、両者間で不都合な変換時間差が生じるのが防止され、変換時の過渡性能が安定する。

次に、第１実施形態に対する本実施形態のさらなる特徴としては、図１１に示すように、減筒運転時の吸気弁２，２が小バルブリフト領域（領域Ｂ、(３)(４)）において、稼動＃２気筒における排気弁４，４のバルブリフト量を小リフト（ＬＥ２）とできる点がある。

すなわち、排気弁４，４の小リフト化により排気弁４，４の開時期(ＥＶＯ)を下死点付近まで遅角したので、燃焼圧をピストン下死点付近まで有効に膨張仕事として活用できるので燃費を一層低減できる。

また、排気弁４，４の閉時期(ＥＶＣ)が上死点前なので、上死点位置において筒内に高温内部ＥＧＲを多く残留させることができ、その面からも燃費が向上する。

前記第１実施形態で説明したように、バルブオーバーラップよる内部ＥＧＲは吸排気脈動などの影響でＥＧＲ量がばらつき易いのに対し、この排気弁４，４の上死点前閉じによる内部ＥＧＲは、原理的に吸排気脈動の影響は受けにくく、ＥＧＲ量のばらつきは小さい。また、バルブオーバーラップよる内部ＥＧＲは一度吸気系に戻したＥＧＲを再度吸入するため、温度が下がりがちであるのに対し、この排気弁早閉じによれば、ＥＧＲガスを筒内から排出する前に筒内に保持することになり、高温のＥＧＲガスが筒内に保持され、もって燃焼が改善でき燃費も一層向上するのである。

したがって、本実施形態では、内部ＥＧＲのばらつきを抑えつつ内部ＥＧＲ量を増大できる。また、前述のように、膨張仕事を増大できることにより、さらには高温内部ＥＧＲにより燃焼改善できることにより、減筒吸気小リフト領域の燃費を一層向上できるのである。
〔第４実施形態〕
図１２及び図１３は第４実施形態を示し、第１実施形態における吸気可変リフト機構７の構造及びカムプロフィ−ルを変更したものである。

つまり、吸気カムシャフト８の＃２気筒に対応する位置に、サブロッカアーム２８に摺接する大リフトカム６０が設けられていると共に、該大リフトカム６０の両側にメインロッカアーム２７に設けられた一対のフォロワ部と摺接する２つの中リフトカム６１、６１が設けられている。

前記中リフトカム６１，６１による吸気弁２，２のバルブリフト量ＬＩ１は、吸気側気筒休止機構５の中リフトカム９による吸気弁１，１のバルブリフト量ＬＩ３とほぼ同程度となっている。一方、前記大リフトカム６０によるバルブリフト量ＬＩ２は、前記中バルブリフト量ＬＩ１及びＬＩ３よりさらに大きなリフト量になっている。また、前記サブロッカアーム２８は、第１実施形態と同様のロストモーション機構３８により、大リフトカム６０側に付勢されている。

そして、デフォルト態様は第１実施形態とは逆になっており、相対的に小さい側のリフト（中バルブリフト量ＬＩ１）で開閉作動する態様がデフォルト態様となっている。

図１２にその作動状態を示すが、油圧プランジャ３１にはフランジ部がなく、コントローラ２４により可変リフト切換弁３６の切り換え油圧がオンになると、油圧プランジャ３１は、進出してレバー部材３０を反時計方向に回転させ、レバー部材３０の先端部がサブロッカアーム２８の顎部２８ａに入り込み、メインロッカアーム２７とサブロッカアーム２８が回転方向で一体となる。これによって、吸気弁２，２は、図１２Ｂで示すように、大リフトカム６０のカムプロフィールによって大バルブリフト量ＬＩ２でリフト作動する。

一方、前記切り換え油圧がオフになると、図１２Ａで示すように、レバー部材３０がリタ−ンスプリング３２により時計方向に戻され、レバー部材３０の先端部がサブロッカアーム２８の顎部２８ａから外れて、サブロッカアーム２８が前記ロストモーション機構３８を介してロストモーションする状態になる。これによって、吸気弁２，２は、図１２Ａに示すように、メインロッカアーム２７が一対のフォロワ部を介して中リフトカム６１のカムプロフィールによって中リフト量ＬＩ1でリフト作動する。

つまり、デフォルトリフトは、第１実施形態が相対的に大きい側のＬＩ２（中バルブリフト量）であったのに対し、第４実施形態では相対的に小さい側のＬＩ1（中バルブリフト量）となっている。ここで、リフト量の絶対値でみれば両者は同等の中リフトとなっている。

アンチデフォルト側のリフトで見てみれば、第１実施形態が相対的に小さい側のＬＩ1（小バルブリフト量）であったのに対し、第４実施形態では相対的に大きい側のＬＩ２（大バルブリフト量）となっている。

図１３にリフト特性を示す。リフト特性として異なっているのはＢ領域の(３)(４)で示す部分であって、第１実施形態では、減筒・吸気小リフトになっているのに対し、本実施形態では、減筒・吸気大リフトになっている。

この吸気大リフトは、図１３に示すように、吸気弁２，２の閉時期が下死点より大幅に遅れているので、第１実施形態の小リフト同様に筒内への吸気充填効率が低下し、その分スロットルバルブ５０の開度を広げないと所定トルクを出せなくなる。つまり、吸気管の負圧が減少してポンプ損失が低減され、燃費が向上するのである。

一方、＃２気筒の吸気弁２，２のバルブリフト量が増加するので動弁駆動フリクションは増加するという燃費悪化要因もでてくるのであるが、他方で、吸気弁２，２の閉時期が充分遅れたことにより 筒内導入空気を下死点後に吸気管側に再排出することで、吸気管内を攪拌することができる。この結果、燃焼が改善されるので、この点からは燃費を向上することができる。

また、比較的低温の新気を筒内に多量に導入し、そして再排出することで、筒内冷却ができるので、ノッキングがしにくくなり、点火時期を進角することによって燃費を改善することもできる。結果として、第１実施形態と同様に燃費効果を充分に高められるのである。
〔第５実施形態〕
図１４は第５実施形態を示し、これは、第１実施形態に対して、吸気、排気側気筒休止機構５、６の構造と吸気側の可変リフト機構７の構造を変更したものである。

まず、吸気側の動弁機構を簡単に説明すると、＃１気筒側では、吸気カムシャフト８の外周に一対の回転カム７０、７０が設けられていると共に、該各回転カム７０、７０の回転に伴って揺動して各吸気弁１，１を開閉作動させる一対のスイングアーム７１、７１が設けられている。また、シリンダヘッドに保持されて、各スイングアーム７１と各吸気弁１、１との間の隙間を零ラッシに調整する支点部材（ピボット）である一対の第１、第２油圧ラッシアジャスタ７２、７２が配設されている。

一方、＃２気筒側では、後述する可変リフト機構の一部を構成する揺動カム７３、７３が中央の軸受け部を介して一体的に設けられて、吸気カムシャフト８の外周に揺動自在に支持されていると共に、該各揺動カムカム７３、７３の揺動に伴って揺動して各吸気弁２，２を開閉作動させる一対のスイングアーム７４、７４が設けられている。また、同じくシリンダヘッドに保持されて、各スイングアーム７４と各吸気弁２、２との間の隙間を零ラッシに調整する支点部材（ピボット）である一対の第３，第４油圧ラッシアジャスタ７５、７５が配設されている。

前記第１、第２油圧ラッシアジャスタ７２、７２は、図１５に示すように、ロストモーションによる気筒休止機構５を構成しており、シリンダヘッド０１の円柱状の各保持穴０１ａ内にそれぞれ保持された有底円筒状のボディ７６と、該ボディ７６内に上下摺動自在に収容されて、下部に一体に有する隔壁７７を介して内部にリザーバ室７８を構成するプランジャ７９と、前記ボディ７６の下部内に形成されて、前記隔壁７７に貫通形成された連通孔７７ａを介して前記リザーバ室７８と連通する高圧室８０と、該高圧室８０の内部に設けられて、前記リザーバ室７８内の作動油を高圧室８０方向へのみ流入を許容するチェック弁８１と、を備えている。また、前記シリンダヘッド０１の内部には、前記保持穴０１ａ内の溜まった作動油を外部に排出する図外の排出孔が形成されている。

前記ボディ７６は、外周面に円筒状の第１凹溝７６ａが形成されていると共に、該第１凹溝７６ａの周壁に、前記シリンダヘッド０１の内部に形成されて下流端が前記第１凹溝７６ａに開口した油通路８２とボディ７６内部とを連通する第１通路孔８３が径方向に貫通形成されている。

また、＃１気筒側の第１、第２油圧ラッシアジャスタ７２，７２のボディ７６は、底部７６ｂ側が＃２気筒側の第３，第４油圧ラッシアジャスタ７５、７５側のボディよりも下方向へ延設されてほぼ円柱状に形成されている。

前記油通路８２は、シリンダヘッド０１内に形成された潤滑油供給用の図外のメインオイルギャラリと連通しており、このメインオイルギャラリには、図外のオイルポンプから潤滑油が圧送されるようになっている。

前記プランジャ７９は、図１５Ａ，Ｂに示すように、軸方向のほぼ中央の外周面に円筒状の第２凹溝７９ａが形成されていると共に、該第２凹溝７９ａの周壁に前記第１通路孔８３とリザーバ室７８とを連通する第２通路孔８４が径方向に沿って貫通形成されている。また、各プランジャ７９の先端頭部７９ｂの先端面が各スイングアーム７１の他端部の球面状の下面凹部との良好な摺動性を確保するために球面状に形成されている。

なお、この各プランジャ７９は、ボディ７６の上端部に嵌着固定された円環状のストッパ部材８５によってその最大突出量が規制されるようになっている。

前記第２凹溝７９ａは、その軸方向の幅が比較的大きく形成され、これによってボディ７６に対するプランジャ７９のいずれの上下摺動位置においても前記第１通路孔８３と第２通路孔８４とを常時連通するようになっている。

前記各チェック弁８１は、前記連通孔７７ａの下部開口縁(シート)を開閉するチェックボール８１ａと、該チェックボール８１ａを閉方向へ付勢する第１コイルばね８１ｂと、該第１コイルばね８１ｂを保持するカップ状のリテーナ８１ｃと、ボディ７６の底壁７６ｂの内底面とリテーナ８１ｃの円環状上端部との間に弾装されて、リテーナ８１ｃを隔壁７７方向へ付勢しつつプランジャ７９全体を上方に付勢する第２コイルばね８１ｄとから構成されている。

そして、前記駆動カム７０のベースサークル区間では、前記第２コイルばね８１ｄによる付勢力による前記プランジャ７９の進出移動（上方移動）に伴って高圧室８０内が低圧になると、前記油通路８２から保持穴０１ａ内に供給された作動油が第１凹溝７６ａから第１通路孔８３と第２凹溝７９ａ及び第２通路孔８４を通ってリザーバ室７８に流入して、さらにチェックボール８１ａを第１コイルばね８１ｂのばね力に抗して押し開き、作動油を高圧室８０内に流入させる。

これによって、プランジャ７９は、スイングアーム７１の他端部を押し上げてローラ７１ａと駆動カム７０との接触を介して駆動カム７０とスイングアーム７１の一端部及び各吸気弁１のステムエンドとの間の隙間を零ラッシに調整するようになっている。

そして、前記駆動カム７０のリフト区間では、プランジャ７９に下方荷重が作用するので、高圧室８０内の油圧が上昇し、高圧室８０内のオイルがプランジャ７９とボディ７６の隙間から漏れ出てプランジャ７９は僅かに降下する（リークダウン）。再び、駆動カム７０のベースサークル区間になると、前述のように、前記第２コイルばね８１ｄによる付勢力で前記プランジャ７９の進出移動（上方移動）により、各部の隙間を零ラッシに調整するのである。

このようなラッシ調整機能を、前記第１〜第４油圧ラッシアジャスタ７２，７２、７５，７５の全てがもっている。

前記吸気側と排気側の気筒休止機構５、６は、同じ構造であるから以下では吸気側の気筒休止機構５について説明する。これは、前記＃１気筒の第１、第２油圧ラッシアジャスタ７２、７２側にのみ設けられ、前記各保持穴０１ａの底部側に連続して形成された円柱状の一対の摺動用穴９０と、該各摺動用穴９０の底面とボディ７６の下面との間に弾装されて、前記第１、第２油圧ラッシアジャスタ７２，７２を上方向へ付勢するロストモーションスプリング９１，９１と、第１、第２油圧ラッシアジャスタ７２，７２のロストモーションを規制する一対の規制機構９２と、から構成されている。なお、＃２気筒の吸気側第３、第４ラッシアジャスタ７５、７５側には、気筒休止機構５が設けられておらず、したがって、通常のピボット機能と零ラッシ調整機能のみを有している。

前記各摺動用穴９０は、内径が前記保持穴０１ａの内径と同一に設定されて前記各ボディ７６が前記保持穴０１ａから連続的に上下方向へ摺動可能に保持するようになっている。

前記各ロストモーションスプリング９１は、コイルスプリングによって形成されて、前記ボディ７６の底面を上方向へ付勢して前記プランジャ７９の先端頭部７９ｂを前記スイングアーム７１の他端部下面の凹部に弾接させるようになっている。

また、前記各ボディ７６は、前記シリンダヘッド０１の内部に挿通配置されたストッパピン９３によって最大上方移動位置が規制されるようになっている。すなわち、前記各ストッパピン９３は、シリンダヘッド０１内を前記ボディ７６に向かって軸直角方向に配置され、先端部９３ａが前記第１凹溝７６ａ内に摺動可能に臨設配置されて、ボディ７６の上方移動に伴い前記先端部９３ａが第１凹溝７６ａの下端縁に当接することによってボディ７６の最大上方の摺動位置が規制されるようになっている。

したがって、前記各油圧ラッシアジャスタ７２は、各スイングアーム７１の揺動に伴い前記ロストモーションスプリング９１のばね力を介して前記保持穴０１ａと摺動用穴９０との間を上下にストロークしてロストモーションを行うことによって、前記スイングアーム７１の揺動支点としての機能が失われて、駆動カム７０のリフト作動が吸収され、各吸気弁１、１の開閉作動を停止させるようになっている。

前記各規制機構９２は、前記ボディ７６の底部７６ｂの内部径方向に貫通形成された移動用孔９３と、前記シリンダヘッド０１内に保持穴０１ａと軸直角方向に形成された規制用孔９４と、前記移動用孔９３の内部一端側に固定されたリテーナ９５と、前記移動用孔９３の内部に摺動自在に設けられて、該移動用孔９３から前記規制用孔９４に跨って移動可能な規制ピン９６と、該規制ピン９６の後端と前記リテーナ９５との間に弾装されて、前記規制ピン９６を規制用孔９４方向へ付勢するリターンスプリング９７と、から主として構成されている。

前記規制用孔９４は、前記ボディ７６が前記ストッパピン９３によって最大上方位置に規制された際に、前記移動用孔９３と軸方向から合致するようになっており、内径が前記移動用孔９３とほぼ同一に形成されていると共に、一端側にシリンダヘッド０１内に形成された油通路孔９８から信号油圧が導入されるようになっている。

前記リテーナ９５は、有蓋円筒状に形成されて、底部に規制ピン９６の円滑な移動を確保するための呼吸孔９５ａが貫通形成されていると共に、軸方向の長さが図１５Ｂに示すように、前記規制ピン９６が移動用孔９３に完全に収容された時点で、先端縁に規制ピン９６の後端が当接してそれ以上の後退移動を規制する長さに設定されている。

前記規制ピン９６は、中実円柱状に形成されて、外径が前記移動用孔９３と規制用孔９４の内径よりも僅かに小さく形成されて円滑な摺動性が確保されている。また、この規制ピン９６は、前記油通路孔９８から規制用孔９４に供給された油圧を先端部９６ａの受圧面によって受けることにより、前記リターンスプリング９７のばね力に抗して後退移動して先端部が規制用孔９４から抜け出して移動用孔９３内に収容されて、規制が解除されるようになっている。

前記油通路孔９８（規制用孔９４）には、図１に示すようなオイルポンプ２０から圧送された油圧が気筒休止切換弁２２を介して信号油圧として供給されるようになっている。

前記気筒休止切換弁２２は、前記コントローラ２４から制御電流が通電、非通電(オン−オフ)されてポンプ吐出通路２０ａと前記油通路孔９８とを連通するか、またはポンプ吐出通路２０ａを閉止して前記油通路孔９８とドレン通路２３を連通するように切り換え制御されるようになっており、これによって、信号油圧を大小２段階に制御するようになっている。

そして、本実施形態における前記気筒休止機構５、６も、機関運転状態に応じて前記コントローラ２４から気筒休止切換弁２２に制御電流がオン−オフされて、前記第１実施形態と同じ作用により＃１気筒側の吸気弁１，１及び排気弁３，３
の弁停止、弁作動を行う。つまり、この気筒休止機構５、６もデフォルト態様は、気筒休止でなく弁作動態様であって、そのときのリフト量は、吸気側でＬＩ３の中リフト、排気側でＬＥ１の中リフトとなっている。

前記吸気側可変リフト機構７は、例えば特許第４９３１７４０号公報に記載されたリフト量可変機構(ＶＥＬ)を基本構造が同じであるから、図１４に基づいて簡単に説明すると、前記吸気カムシャフト８の＃２気筒側の外周に固定された円形状の駆動カム１００と、吸気カムシャフト８の外周面に揺動自在に支持されて、前記各スイングアーム７４を介して前記各吸気弁２、２を開閉作動させる前述の一対の揺動カム７４と、前記駆動カム１００の回転力を揺動力に変換して前記一対の揺動カム７４に伝達する伝達機構と、該伝達機構を介して前記各吸気弁２，２のバルブリフト量を制御する制御機構と、から構成されている。

前記伝達機構は、吸気カムシャフト８の上方に配置されたロッカアーム１０１と、該ロッカアーム１０１の一端部と駆動カム１００とを連係するリンクアーム１０２と、ロッカアーム１０１の他端部と一つの揺動カム７３とを連係するリンクロッド１０３と、を備えている。

前記制御機構は、吸気カムシャフト８の上方位置に軸受部に回転自在に支持された制御軸１０４と、該制御軸１０４の外周に前記ロッカアーム１０１の支持孔に摺動自在に嵌入されて、各ロッカアーム１０１の揺動支点となる制御カム１０５と、前記制御軸１０４の回転角度を機関運転状態に応じて制御する図外のアクチュエータと、を備えている。

また、前記制御軸１０４の一端部には、該制御軸１０４の最大回転位置を規制するほぼ扇状のストッパ部１０６が固定されており、このストッパ部１０６は、周方向の一端面１０６ａがシリンダヘッド０１に設けられたストッパ面に当接した回転位置で吸気弁２，２の小バルブリフト量(ＬＩ１)に制御するようになっている。一方、周方向の他端面１０６ｂがシリンダヘッド０１に設けられた他のストッパ面に当接した回転位置(図中矢印方向への回転位置)で吸気弁２，２の中バルブリフト量(ＬＩ２)に制御するようになっている。

さらに、制御軸１０４の前記ストッパ部１０６よりも軸方向端部側には、該制御軸１０４を中バルブリフト量に制御する方向に付勢する付勢機構１０７が設けられている。この付勢機構１０７は、制御軸１０４の端部に設けられた矩形状の被押圧部１０７ａと、該被押圧部１０７ａを介して前記制御軸１０４を図中矢印方向の中バルブリフト量制御する回転方向へ付勢するコイルスプリング１０７ｂとから構成されている。このコイルスプリング１０７ｂは、シリンダヘッド０１の上面と被押圧部１０７ａとの間に弾装されて、リテーナ１０７ｃを介して被押圧部１０７ａに弾接している。

したがって、前記制御軸１０４に対して、前記アクチュエータによって回転させる切り換えエネルギーが作用しない場合には、前記付勢機構１０７によって各吸気弁２，２を中バルブリフト量ＬＩ２で作動する態様に安定的に保持するようになっており、この中リフト(ＬＩ２)作動が、第１実施形態同じくデフォルト態様になっている。

なお、前記アクチュエータによる切り換えエネルギーとしては、電動モータに供給される電流でも良いし、油圧モータのような油圧であってもよい。

本実施形態では、＃２気筒の吸気弁のリフト量は、＃１気筒が気筒休止の状態において、前述のＬＩ１とＬＩ２の間で段階的に変換し得るため、第１実施形態と同様の燃費効果を得ることができる。さらに、ＬＩ1とＬＩ２の間でリフト量が択一的に非連続で急変するのではなく、変換過渡時において連続的にリフト量が変化する機構のため、トルクショックが起こりにくいという効果も得られる。

本実施形態では、可変リフト機構は吸気側にしか用いていないが、第３実施形態と同様に排気側にも可変リフト機構を設けても良い。こうすれば、さらに燃費が向上する。
〔第６実施形態〕
図１６は第６実施形態に用いられるバルブリフト量のマップを示し、第１実施形態の場合は、減筒領域において、常時稼動気筒の吸気リフト量がＬＩ１である領域Bと、ＬＩ２である領域Ｃの２領域に分かれていたのに対し、本実施形態では、このＣ領域をさらに、Ｃ−１領域、Ｃ−２領域の２つの領域に分けている。
Ｃ−２領域は、第１実施形態のＣ領域と同じ吸気リフト量ＬＩ２であり、Ｃ−１領域ではＬＩ１とＬＩ２の中間のリフト量ＬＩ１．５となっている。

すなわち、ここで、稼動気筒（＃２気筒）における可変リフト機構は、第１実施形態のような２段階の切り換えではなく、３段階に切り換える機構となっている。

この３段階の可変リフト機構としては、例えば、特開２００２−２５６８３２号公報の図１６、図１７に示すようなものがある。これは、カム山として、小リフトカム、中間リフトカム、中リフトカムがあり、これらは順にメインロッカア−ム、中央サブアーム、端部サブア−ムに当接している。

両サブア−ムがロストモ−ションしている状態では、吸気弁２，２は小リフトカムにより小リフト作動（ＬＩ１）となり、中央サブア−ムが可変リフト切換弁の第１信号油圧制御によりメインロッカア−ムに固定されると中間リフト作動（ＬＩ１．５）となり、さらに端部サブア−ムが別の可変リフト切換弁の第２信号油圧制御によりメインロッカア−ムに固定されると中リフト作動（ＬＩ２）になる。

図１７に、図１６のマップと対応するリフト特性を示す。第１実施形態の図５と比較すると、(１)〜(４)までは同様であり、また(６)〜(８)までも同様であるが、
(４)と(６)の間に、(９)〜(１１)が入ってくる。

減筒状態で稼動気筒の吸気弁２，２が小リフトＬＩ１の状態で(４)に達するとスロットルバルブ５０の開度はほぼ全開になり機関トルクは頭打ちになり、ＢＣラインを越えると、さらに機関トルクを高めるためにリフト量を増加させることになる。

ここで、第１実施形態のような中リフトＬＩ２に変化する場合は、機関トルク増大を抑えるためスロットルバルブ５０の開度は大開度であるものの、ある程度抑えることになる。したがって、ある程度のポンプ損失が発生する。

これに対して、本実施形態のような中間リフトＬＩ１．５（Ｌ２より小）に変化する(９)の場合は、充填効率が下がり気味になってしまうので、その分、スロットルバルブ５０の開度を大きくして（大開度〜ほぼ全開の中間）機関トルクを維持することになる。このようなスロットルバルブ５０の開度増大により、Ｃ−1領域では一層ポンプ損失を低減し、一層燃費を向上できるのである。

さらにアクセルペダルを踏み込んでいくと、(１０)で機関トルクが頭打ちになり、Ｃ−1とＣ−２の境界ラインを超えると、(１１)でリフト量をＬＩ２に増大するのである。それ以降は第１実施形態と同様である。

このように、本実施形態では、Ｃ−１領域において、ＬＩ２よりリフトの低いＬＩ１．５の領域を増やすことで、一層燃費を向上できるのである。

以上、第１実施形態から第６実施形態まで説明してきたが、これらから分かるように、気筒休止機構や可変リフト機構の構造は特に具体的には限定されるものではない。気筒休止機構は、第１実施形態で示した作動カム切換え型でもよいし、第５実施形態で示したロストモ−ション型でもよい。

可変リフト機構の方も、第１実施形態で示した作動カム切換え型でも良いし、第５実施形態で示した揺動カム方式でもよい。

つまり、本発明の主旨から逸脱しない範囲で、多様な方式・構造に適用可能である。

また、切り換えエネルギーとしては、油圧に限らず、電動すなわち電気や別のエネルギ−源であってもよく、また負圧力などであっても良い。

さらに、可変リフト機構だけでなく、可変位相型のバルブタイミング機構を併用しても構わない
さらに、第６実施形態に示したように、可変リフト機構の段階的な切り換えは２段でなく３段でも構わない。３段の場合は燃費効果が一層高まる。また、さらに段数を増やすことも可能で、その場合はさらに燃費が向上する。吸気弁リフト量の段階的な変化のさせ方としては、作動カム切換え型のような、択一的に急変するものでも良いし、揺動カム方式のような連続的に変換するような機構を用いても良い。前者の場合は、リフト制御精度が高く、後者の場合はトルクショックに有利である。

前記実施形態から把握される前記請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。
〔請求項ａ〕請求項１に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記気筒休止可能な一部気筒以外の他の気筒における排気弁のバルブリフト量を、所定リフト量の排気第１リフト量と該排気第１リフト量よりも大きな排気第２リフト量に段階的に切り換え可能な排気可変リフト機構を設け、
前記吸気可変リフト機構によって前記吸気第１リフト量と吸気第２リフト量との間で段階的に切り換えられる際に、前記排気可変リフト機構によって前記排気第１リフト量と排気第２リフト量との間でリフト量が段階的に切り換えられるように構成したことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、排気リフト量の変化によって燃費の低減効果を一層高めることが可能になる。
〔請求項ｂ〕請求項３に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記一部の気筒を休止する際に、前記他の気筒の前記吸気可変リフト機構による吸気リフト量の切り換えを行った後に、前記気筒休止機構によって気筒休止切り換えを行うようにしたことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｃ〕請求項ｂに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記一部の気筒を休止する際に、前記他の気筒の前記吸気リフト機構によって前記吸気第２リフト量から吸気第１リフト量へ切り換えた後に、前記気筒休止機構によって気筒休止を行うことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、充填効率変化の小さい可変が先行して行われ、その後に充填効率変化の大きな気筒休止の変換が行われるのでトルクショックの発生を抑制できる。
〔請求項ｄ〕請求項７に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記一部の気筒を休止する際に、前記他の気筒の前記吸気可変リフト機構によって前記吸気第２リフト量から前記吸気第１リフト量へと切り換えた後に、前記気筒休止機構による気筒休止を行うことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、充填効率変化の小さい可変が先行して行われ、その後に充填効率変化の大きな気筒休止の変換が行われるのでトルクショックの発生を抑制できる。
〔請求項ｅ〕
請求項ｃに記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
機関始動時には、全気筒を稼働させることを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｆ〕
請求項３に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記吸気可変リフト機構は油圧によって駆動され、前記切換エネルギーは、前記吸気可変リフト機構に供給される油圧であることを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｇ〕
請求項３に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記吸気可変リフト機構は電気的に駆動され、
前記切換エネルギーは前記吸気可変リフト機構に供給される電流であることを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｈ〕
請求項２に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記第２リフト量を前記第３リフト量とほぼ同一に設定したことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｉ〕
請求項２に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１リフト量を前記第３リフト量とほぼ同一に設定したことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｈ〕
請求項２に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記第２リフト量を前記第３リフト量とほぼ同一に設定したことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｉ〕
請求項２に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１リフト量を前記第３リフト量とほぼ同一に設定したことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。

１…＃１気筒の吸気弁
２…＃２気筒の吸気弁
３…＃１気筒の排気弁
４…＃２気筒の排気弁
５…吸気側の気筒休止機構
６…排気側の気筒休止機構
７…吸気側の可変リフト機構
８…吸気カムシャフト
９・４１…中リフトカム（＃１気筒の吸・排気側）
１０・４２…零リフトカム（＃１気筒の吸・排気側）
１１・４３…ロッカシャフト（吸・排気側）
１２・４４…メインロッカアーム（＃１気筒の吸・排気側）
１３・４５…サブロッカアーム（＃１気筒の吸・排気側）
１４・４６…ロストモーション機構
２０…オイルポンプ
２０ａ…吐出通路
２２…気筒休止切換弁
２４…コントローラ
２５…中リフトカム（＃２気筒の吸気側）
２６…小リフトカム（＃２気筒の吸気側）
２７…メインロッカアーム（＃２気筒の吸気側）
２８…サブロッカアーム（＃２気筒の吸気側）
３６…可変リフト切換弁
４０…排気カムシャフト
４６…中リフトカム（＃２気筒の排気側）
４７…排気側のスイングアーム

Claims (6)

1. 一部の気筒における吸排気弁の作動を停止可能な気筒休止機構と、
   前記一部の気筒以外の他の気筒における吸気弁のバルブリフト量を、所定のリフト量である第１リフト量と該第１リフト量よりも大きなリフト量である第２リフト量に段階的に切り換え可能な吸気可変リフト機構と、を備え、
   前記気筒休止機構により前記一部気筒が気筒休止状態である場合には、前記吸気可変リフト機構により前記他の気筒が前記第１リフト量と第２リフト量を選択可能に構成したことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
2. 請求項１に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
   前記気筒休止機構は、吸気弁の零リフト量と所定のリフト量である第３リフト量とを切り換えることを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
3. 請求項２に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
   前記吸気可変リフト機構は、リフト量の切り換えエネルギーが作用しない場合には、前記第２リフト量で作動するように構成されていることを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
4. 請求項２に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
   前記吸気可変リフト機構は、リフト量の切り換えエネルギーが作用しなかった場合は、前記第１リフト量で作動するように構成されていることを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
5. 請求項２に記載の多気筒内燃機関の可変動弁装置において、
   前記気筒休止機構と吸気可変リフト機構は、基本的な構造が同じに形成されていると共に、前記各機構の対応する各吸気弁を駆動させるカムプロフィールを異ならせたことを特徴とする多気筒内燃機関の可変動弁装置。
6. 一部の気筒における吸排気弁の作動を停止可能な気筒休止機構と、
   前記一部の気筒以外の他の気筒における吸気弁のバルブリフト量を、所定のリフト量である第１リフト量と該第１リフト量よりも大きなリフト量である第２リフト量に段階的に切り換え可能な吸気可変リフト機構に用いられ、
   前記気筒休止機構により前記一部気筒が気筒休止状態である場合には、前記吸気可変リフト機構により前記他の気筒が前記第１リフト量と第２リフト量を選択的に切換作動させる制御電流を出力する可変動弁装置のコントローラ。

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