JP2016104970A - 内燃機関の可変動弁装置 - Google Patents

Abstract

【課題】内燃機関の冷機時に排気ガス浄化触媒と機関本体を早期に昇温して排気ガス有害成分の総量を低減する内燃機関の可変動弁装置を提供することにある。【解決手段】内燃機関の冷機時には、弁停止機構により一方の排気弁を作動停止すると共に、可変位相変更機構により、他方の排気弁の閉時期を上死点より進角した位置に制御する。冷機時において、他方の排気弁の閉時期を上死点より進角した位置に制御しているので、高温の燃焼ガスが筒内に封じ込められるので機関本体の昇温が促進されるようになる。更に、一方の排気弁の作動を停止することにより排気ポ−ト側に流出する際のスワ−ル効果を高めることができ、未燃焼成分の酸化反応が促進され、排気ガス温度の低下を抑制して、排気有害成分の総量を低減することができるようになる。【選択図】図１６

Description

本発明は内燃機関に用いられる可変動弁装置に係り、特に冷機時の排気有害成分を低減する内燃機関の可変動弁装置に関するものである。

自動車用内燃機関においては、排気通路に排気ガス浄化触媒を設けることが一般に行われている。この排気ガス浄化触媒は、所定の活性温度になるまでは十分な機能を発揮せず、内燃機関の始動直後、特に冷間時の始動後に如何に早期に活性温度まで昇温させるかが大きな課題である。

排気ガス浄化触媒の早期の昇温を図る技術として種々の技術が提案されている。例えば、各気筒が第１排気弁と第２排気弁との２つの排気弁を有する内燃機関において、第１排気弁を第１排気通路を介して触媒の直上流に接続し、第２排気弁を第１排気通路とは別途独立して構成された第２排気通路を介して、触媒の直上流でかつ第１排気通路の開口位置とは異なる所定の位置に接続した技術が提案されている。そして、触媒の低温時には、可変バルブ機構により第１排気弁の作動を停止、或いはバルブリフト量の低減、或いは開弁期間の短縮等を行って、第２排気弁から集中して多量の排気ガスを放出するようにしている。

これによって、触媒の所定の位置に多量の排気ガスが集中して流れるので、触媒が局部的に早期に昇温されるものとなっている。このような技術は、触媒の局部的な昇温を行おうとするものであり、換言すれば早期に昇温すべき触媒を一部に限定して、触媒の実質的な熱容量低減化によって早期の昇温を図るものとなっている。

しかしながら、このような技術では排気通路が第１排気弁用と第２排気弁用とで触媒直上流までの長い系路を個々独立した特別の形式として構成しなくてはならない、触媒が局部的にしか早期に昇温されない等の種々の課題が指摘されている。

このような課題を対策する技術として、例えば特開平９‐４１９５５号公報（特許文献１)に示されているような技術が提案されている。この特許文献１によれば、排気弁のリフト量を可変とする可変バルブ機構を設け、触媒の低温時に可変バルブ機構によって一方の排気弁を閉じた状態で、他方の排気弁のリフト量を触媒の高温時に比べて２０〜４０％とする構成が開示されている。排気弁の開弁直後には、いわゆるブロ−ダウンとよばれるように、極めて高温かつ多量の排気ガスが気筒から放出される。この排気弁の開弁直後の排気ガスの放出速度を遅くすることにより、高温かつ多量の排気ガスを比較的長い時間をかけて排気通路を通過させることになり、排気通路が早期に昇温されることになる。また、放出速度を遅くすることにより、排気弁の閉弁時まで高い排気ガス温度を維持することが可能になり、排気ガスの有する熱が排気通路の高温化のために有効に利用されることになる。したがって、排気通路、特に触媒までの排気通路が早期に昇温されて、触媒の早期の昇温が図られることになる。

特開平９‐４１９５５号公報

ところで、特許文献１に記載されているような可変動弁機構においては、開かれている排気弁の具体的な開閉時期について検討されておらず、内燃機関の冷機時の排気有害成分の総量を低減するための更なる改良が必要である。例えば、排気有害成分を低減するための排気ガス浄化触媒の早期の昇温の他に、内燃機関の機関本体を早期に暖めることによって排気有害成分の総量を低減することができる。このように排気ガス浄化触媒の早期の昇温と、機関本体の早期の昇温を行うことが要請されている。

本発明の目的は、内燃機関の冷機時に排気ガス浄化触媒と機関本体を早期に昇温して排気ガス有害成分の総量を低減する内燃機関の可変動弁装置を提供することにある。

本発明の特徴は、内燃機関の冷機時には、可変動弁機構の弁停止機構により一方の排気弁を作動停止すると共に、可変動弁機構の可変位相変更機構により、他方の排気弁の閉時期を上死点より進角した位置に制御する、ところにある。尚、ここで、可変位相変更機構とはバルブタイミングを変更する機構やバルブリフトを変更する機構を含んでおり、要は排気弁の開閉時期の位相を変更できるものであれば良いものである。

本発明によれば、冷機時において、他方の排気弁の閉時期を上死点より進角した位置に制御しているので、高温の燃焼ガスが筒内に封じ込められるので機関本体の昇温（＝暖機）が促進されるようになる。更に、一方の排気弁の作動を停止することにより他方の排気弁から排出される燃焼ガスが、排気ポ−ト側に流出する際のスワ−ル効果（乱れ効果）を高めることができ、排気ポ−ト側において未燃焼成分の酸化反応（いわゆる後燃え）が促進され、排気（燃焼）ガス温度の低下を抑制し、これにより後流に配置された排気ガス浄化触媒を昇温して転化率も高められるようになる。これによって排気有害成分の総量を低減することができるようになる。

本発明に係る可変動弁装置を２気筒内燃機関に適用した第１実施形態を示す排気弁側の斜視図である。 同実施形態の吸気弁側を示す斜視図である。 図１と図２のＡ−Ａ線断面図である。 （Ａ）は本実施形態の排気側に供される第１弁停止機構を示す縦断面図、（Ｂ）は同第１弁停止機構の作用を示す縦断面図、（Ｃ）はＡのＢ−Ｂ線断面図である。 （Ａ）は本実施形態の排気弁(吸気弁)側に供される第２(第３)弁停止機構を示す縦断面図、（Ｂ）は同第２(第３)弁停止機構の作用を示す縦断面図、（Ｃ）はＢのＣ−Ｃ線断面図である。 本実施形態における弁停止機構が備えられていない油圧ラッシアジャスタを示す縦断面図である。 本実施形態の制御油圧回路を示す概略図である。 本実施形態における排気弁と吸気弁のバルブリフト量、作動角特性図である。 （Ａ）は本実施形態における弁停止機構が備えられている排気弁が最大リフト量（Ｌ４）に制御された場合の開弁時の作用説明図、（Ｂ）は同排気弁の閉弁時の作用説明図である。 （Ａ）は本実施形態における弁停止機構が備えられていない排気弁の最大リフト量（Ｌ４）に制御された場合の開弁時の作用説明図、（Ｂ）は同排気弁の閉弁時の作用説明図である。 （Ａ）は本実施形態における弁停止機構が備えられている排気弁が最小リフト量（Ｌ１）に制御された場合の開弁時の作用説明図、（Ｂ）は各排気弁の閉弁時の作用説明図、（Ｃ）は弁停止機構によるロストモーション作用説明図である。 ＃１気筒側の吸気弁の作動状態を示し、（Ａ）は開弁した吸気弁のバルブリフト量がＬIとなったピークリフト状態を示し、（Ｂ）は閉弁した吸気弁の状態を示す作用説明図、（Ｃ）は弁停止機構によるロストモーション作用説明図である。 本実施形態に供される排気ＶＴＣの要部を断面して示す作動説明図であって、（Ａ）は最大進角制御状態を示す図１４のＡ−Ａ線断面図、（Ｂ）は最大遅角制御状態を示す図１４のＡ−Ａ線断面図である。 同排気ＶＴＣの縦断面である。 本実施形態における機関回転数と機関トルクとのマップ上における弁停止運転領域と全筒運転領域を示す図である。 図１５に示す運転領域Ａ〜運転領域Ｄへの切り換え移行時の＃１気筒と＃２気筒の吸排気弁の作動特性を示す図である。 本発明の第２実施形態になる運転領域Ａの冷機時と暖機時の切り換え移行時の＃１気筒と＃２気筒の吸排気弁の作動特性を示す図である。

以下、本発明の実施形態について図面を用いて詳細に説明するが、本発明は以下の実施形態に限定されることなく、本発明の技術的な概念の中で種々の変形例や応用例をもその範囲に含むものである。

まず、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説明する。各実施形態では、ガソリン仕様の直列２気筒の内燃機関に適用されたものである。図１は＃１気筒と＃２気筒の排気側の動弁装置を示し、図２は＃１気筒と＃２気筒の吸気側の動弁装置を示している。

排気側動弁系は、図１に示すように、後述する可変動弁装置を構成する可変動弁機構としての可変リフト機構である排気ＶＥＬの揺動カム７がスイングアーム６を介して各排気弁３ａ、３ａ、３ｂ、３ｂを開閉作動するようになっている。

また、駆動軸５（カムシャフト）の端部には可変動弁機構としての可変位相変更機構である排気ＶＴＣ１００が設けられている。この排気ＶＴＣ１００は排気弁の開閉位相を進角或いは遅角する制御を行う機能を備えているものであるが、詳細は後述する。尚、可変リフト機構もリフトが大きくなると開時期の位相が進み、閉時期の位相が遅れ、リフトが小さくなると開時期の位相が遅れ、閉時期の位相が進むので可変位相変更機構といえるものである。

一方、吸気側動弁系は、図２に示すように、吸気カムシャフト７３（駆動軸）の各回転カム７３ａが直接各スイングアーム７４を介して各吸気弁７１ａ、７１ａ、７１ｂ、７１ｂを開閉作動させるようになっている。また吸気カムシャフト７３の端部には排気ＶＴＣ１００と同様の吸気ＶＴＣ２００が設けられている。吸気ＶＴＣ２００は吸気弁の開閉位相を進角或いは遅角する制御を行う機能を備えている。

図１及び図２に示す右側位置のフロント（Ｆ）側の＃１気筒が気筒休止可能な気筒、すなわち、全ての吸気弁と排気弁の弁作動停止が可能な気筒になっていると共に、リア（Ｒ）側の＃２気筒は気筒休止せず、常時少なくとも１つの排気弁と吸気弁が作動する常時稼働気筒になっている。但し、本実施形態では、この常時稼働気筒の＃２気筒のリア（Ｒ）側の排気弁３ｂのみは弁停止可能になっている。

図１に示す排気側動弁系では、各気筒のＲ側の排気弁３ａ、３ｂには、後述するように、油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄにそれぞれ第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃが設けられ、＃１気筒のＦ側の排気弁３ａには、第２弁停止機構１１ａが設けられている。一方、図２に示す吸気側動弁系の＃１気筒の両吸気弁７１ａ、７１ａは、ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂにそれぞれ第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅが設けられている。これら以外の吸排気弁３ｂ（Ｆ側）、７１ｂ、７１ｂの各油圧ラッシアジャスタ１０ｃ、７５ｃ、７５ｄには弁停止機構が設けられていない。

また、図３には図１、図２のＡ−Ａ線断面、すなわち、＃１気筒(気筒休止可能気筒)における吸気側及び排気側の動弁装置を示している。
〔排気側の動弁装置〕
＃１、＃２気筒の排気側の動弁装置について具体的に説明すると、図１及び図３に示すように、シリンダヘッド１内に形成された一対の排気ポート２、２を開閉する一気筒当たり一対の排気弁が設けられている。すなわち、＃１気筒では第１、第２排気弁３ａ、３ａ、＃２気筒では第１、第２排気弁３ｂ、３ｂが設けられている。ここで、各気筒とも第１排気弁３ａ、３ｂはＦ側に、第２排気弁３ａ、３ｂはＲ側にそれぞれ配置されている。

各気筒の一対の排気ポート２、２は、シリンダヘッド１と一体に形成された図１に破線（一点鎖線）で示す隔壁１ｂによって、図３に示すポート開口２ａから隔壁１ｂの先端部１ｃまで互いに結合されていると共に、先端部１ｃより後流側は隔壁１ｂがなくなり、両排気ポ−トが集合した集合排気ポ−トとなり、その断面積は、Ｆ側の排気ポ−ト２の断面積とＲ側排気ポ−ト２の断面積の和とほぼ一致するように設定されている。そして各気筒の集合排気ポ−トは図外の排気マニフォルドで更に１つに集合されるようになっている。したがって、各気筒の燃焼室から各排気ポート２、２に排出された排気ガスは途中で集合排気ポ−トに集合され、更に排気マニフォルド内で全気筒（２気筒）の集合排気ポ−トが1つに集合されて後流に送られ、触媒を経由して更に排気管や消音器を介して外部に排出されるようになっている。

各排気弁３ａ〜３ｂに設けられた排気ＶＥＬは、図１及び図３に示すように、各気筒の上方側に機関前後方向に沿って配置され、外周に２つの駆動カム５ａを有する駆動軸５と、駆動軸５の外周面に回転自在に支持されて、各スイングアーム６を介して各排気弁３ａ〜３ｂを開閉作動させるそれぞれカム面７ｂ、７ｂを有する一対の揺動カム７、７と、各駆動カム５ａの回転力を揺動力に変換して各揺動カム７に伝達する伝達機構８と、伝達機構８を介して各排気弁３ａ〜３ｂの作動角（開弁期間）とリフト量を制御する制御機構９と、から構成されている。

また、シリンダヘッド１には、各スイングアーム６と各排気弁３ａ〜３ｂとの間の隙間及び各揺動カム７の各カム面７ｂのベースサークル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４つの第１〜第４油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂ、１０ｃ、１０ｄが保持されている。つまり、＃１気筒の排気弁側には、第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂが配設され、＃２気筒の排気弁側には第３、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｃ、１０ｄが配設されている。

ここで、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａは、＃１気筒のＦ側に配設され、第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂは、同Ｒ側に配設され、第３油圧ラッシアジャスタ１０ｃは、＃２気筒のＦ側に配設され、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｄはＲ側に配設されている。

＃１気筒の第１、第２排気弁３ａ、３ａ側には、機関運転状態に応じて＃１気筒側の第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂを介して＃１気筒の第１、第２排気弁３ａ、３ａの開閉作動をそれぞれ停止させる第２、第１弁停止機構（ロストモーション機構）１１ａ、１１ｂが設けられている。＃２気筒のＲ側の第２排気弁３ｂ側には、＃２気筒側のＲ側の第４油圧ラッシアジャスタ１０ｄを介して第２排気弁３ｂの開閉作動を停止させるもう１つの第１弁停止機構（ロストモーション機構）１１ｃが設けられている。

また、排気側には、図７に示すように、駆動軸５のＦ側の端部に、各排気弁３ａ〜３ｂの開閉タイミングを機関運転状態に応じて可変にする可変動弁機構を構成する可変バルブタイミング制御装置(排気ＶＴＣ)１００が設けられている。この排気ＶＴＣ１００は、例えば図外のベーンロータを油圧で位相変換する通常タイプとすれば良い。この構成については図１３、図１４を用いて後述する。

以下、＃１、＃２気筒における各構成部材について、図1、図３に基づいて説明すると、４つの排気弁３ａ〜３ｂは、各バルブガイド４を介してシリンダヘッド１に摺動自在に保持されていると共に、各ステムエンド３ｃの近傍に設けられた各スプリングリテーナ３ｄとシリンダヘッド１の内部上面との間に弾接された各バルブスプリング１２によって閉方向に付勢されている。

駆動軸５は、シリンダヘッド１の上端部に設けられた複数の軸受部１３に揺動カム７のカムシャフト７ａを介して回転自在に支持され、一端部に設けられた前述の排気ＶＴＣ１００の図外のハウジング（図１４には図示）に設けられたタイミングプーリを介してクランクシャフトの回転力がタイミングベルトによって伝達されるようになっている。また、駆動軸５の外周に一気筒当たり１つ設けられた駆動カム５ａは、その軸心Ｙが駆動軸５の軸心Ｘから径方向へ偏心していると共に、外周のカムプロフィールが円形状に形成されている。

各スイングアーム６は、一端部６ａの平坦状あるいはやや凸状の下面が各排気弁３ａ〜３ｂの各ステムエンド３ｃに当接している一方、他端部６ｂの下面凹部６ｃが各油圧ラッシアジャスタ１０ａ〜１０ｄの頭部に当接していると共に、中央に形成された収容孔内に、それぞれローラ軸１４ａを介してローラ１４が回転自在に収容配置されている。

各揺動カム７は、図１及び図３に示すように、円筒状のカムシャフト７ａの両端部に、下面にベースサークル面やランプ面及びリフト面からなるカム面７ｂが形成されており、ベースサークル面とランプ面及びリフト面が、揺動カム７の揺動位置に応じてスイングアーム６のローラ１４の上面を転接するようになっている。

カムシャフト７ａは、外周面の軸方向ほぼ中央位置に形成されたジャーナル部が軸受部１３に微小クリアランスをもって回転自在に支持されていると共に、内周面によって駆動軸５の外周面を回転自在に支持するようになっている。

各伝達機構８は、駆動軸５の上方に配置されたロッカアーム１５と、ロッカアーム１５の一端部１５ａと駆動カム５ａとを連係するリンクアーム１６と、ロッカアーム１５の他端部１５ｂと一つの揺動カム７とを連係するリンクロッド１７と、を備えている。

ロッカアーム１５は、中央に有する筒状の基部が支持孔を介して後述する制御カムに回転自在に支持されていると共に、一端部１５ａがピン１８によってリンクアーム１６に回転自在に連結されている一方、他端部１５ｂがリンクロッド１７の上端部にピン１９を介して回転自在に連結されている。

リンクアーム１６は、円環状の基部の中央位置に有する嵌合孔１６ａに駆動カム５ａのカム本体が回転自在に嵌合している一方、突出端がピン１８によってロッカアーム一端部１５ａに連結されている。リンクロッド１７は、下端部がピン２０を介して揺動カム７の一方のカム面７ｂが形成されたカムノーズ部に回転自在に連結されている。尚、各ロッカアーム１５の他端部１５ｂとリンクロッド１７の上端部との間には、各構成部品の組み付け時に各排気弁３ａ〜３ｂのリフト量を微調整するアジャスト機構２３がそれぞれ設けられている。

制御機構９は、駆動軸５の上方位置に同じ軸受部に回転自在に支持された制御軸２１と、制御軸２１の外周にロッカアーム１５の支持孔に摺動自在に嵌入されて、各ロッカアーム１５の揺動支点となる２つの制御カム２２が固定されている。制御軸２１は、駆動軸５と並行に機関前後方向に配設されていると共に、図７に示すアクチュエータ５０によって回転制御されている。一方、制御カム２２は、円筒状を呈し、軸心が制御軸２１の軸心から所定分だけ偏倚している。

アクチュエータ５０は、図７に示すように、図外のハウジングの一端部に固定された電動モータ５１と、ハウジングの内部に設けられて、電動モータ５１の回転駆動力を制御軸２１に伝達する減速機構として、ボール螺子要素及び変換リンクなどからなるボール螺子機構５２と、から構成されている。電動モ−タ５１は、比例型のＤＣモータによって構成され、機関運転状態を検出するコントロールユニット５３からの制御信号によって正逆回転制御されるようになっている。

４つの油圧ラッシアジャスタ１０ａ〜１０ｄは、図４〜図６に示すように、シリンダヘッド１の円柱状の各保持穴１ａ内にそれぞれ保持された有底円筒状のボディ２４と、ボディ２４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２５を介して内部にリザーバ室２６を構成するプランジャ２７と、ボディ２４の下部内に形成されて、隔壁２５に貫通形成された連通孔２５ａを介してリザーバ室２６と連通する高圧室２８と、高圧室２８の内部に設けられて、リザーバ室２６内の作動油を高圧室２８方向へのみ流入を許容するチェック弁２９と、を備えている。また、シリンダヘッド１の内部には、保持穴１ａ内の溜まった作動油を外部に排出する排出孔１ｂが形成されている。

ボディ２４は、外周面に円筒状の第１凹溝２４ａが形成されていると共に、第１凹溝２４ａの周壁に、シリンダヘッド１の内部に形成されて下流端が第１凹溝２４ａに開口した油通路３０とボディ２４内部とを連通する第１通路孔３１が径方向に貫通形成されている。また、＃１気筒の第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂ（Ｆ、Ｒ側）と、＃２気筒の第４油圧ラッシアジャスタ１０ｄ（Ｒ側）の各ボディ２４は、図４（Ａ）、（Ｂ）、図５（Ａ）、（Ｂ）にそれぞれ示すように、底部２４ｂ側が、図６に示す弁停止機構が設けられていない＃２気筒側の第３油圧ラッシアジャスタ１０ｃ（Ｆ側）のボディ２４の底部２４ｃ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。

油通路３０は、図３に示すように、シリンダヘッド１内に形成された潤滑油供給用のメインオイルギャラリ３０ａと連通しており、このメインオイルギャラリ３０ａには、図７に示すオイルポンプ５４または６４から潤滑油が圧送されるようになっている。プランジャ２７は、図４〜図６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２７ａが形成されていると共に、第２凹溝２７ａの周壁に第１通路孔３１とリザーバ室２６とを連通する第２通路孔３２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２７の先端頭部２７ｂの先端面が各スイングアーム６の他端部６ｂの球面状の下面凹部６ｃ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。尚、この各プランジャ２７は、ボディ２４の上端部に嵌着固定された円環状のストッパ部材３３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。

第２凹溝２７ａ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２４に対するプランジャ２７のいずれの上下摺動位置においても第１通路孔３１と第２通路孔３２とを常時連通するようになっている。各チェック弁２９は、連通孔２５ａの下部開口縁(シート)を開閉するチェックボール２９ａと、チェックボール２９ａを閉方向へ付勢する第１コイルばね２９ｂと、第１コイルばね２９ｂを保持するカップ状のリテーナ２９ｃと、ボディ２４の底壁２４ｃの内底面とリテーナ２９ｃの円環状上端部との間に弾装されて、リテーナ２９ｃを隔壁２５方向へ付勢しつつプランジャ２７全体を上方に付勢する第２コイルばね２９ｄとから構成されている。

そして、揺動カム７のカム面７ｂのベースサークル区間では、第２コイルばね２９ｄによる付勢力によるプランジャ２７の進出移動（上方移動）に伴って高圧室２８内が低圧になると、油通路３０から保持穴１ａ内に供給された作動油が第１凹溝２４ａから第１通路孔３１と第２凹溝２７ａ及び第２通路孔３２を通ってリザーバ室２６に流入して、更にチェックボール２９ａを第１コイルばね２９ｂのばね力に抗して押し開き、作動油を高圧室２８内に流入させる。

これによって、プランジャ２７は、スイングアーム６の他端部６ｂを押し上げてローラ１４と揺動カム７との接触を介して揺動カム７とスイングアーム６の一端部６ａ及び各吸気弁３のステムエンド３ａ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、揺動カム７のリフト区間では、プランジャ２７に下方荷重が作用するので、高圧室２８内の油圧が上昇し、高圧室２８内のオイルがプランジャ２７とボディ２４の隙間から漏れ出てプランジャ２７は僅かに降下する（リークダウン）。

再び、揺動カム７のカム面７ｂのベースサークル区間になると、前述のように、第２コイルばね２９ｄによる付勢力でプランジャ２７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、第１〜第４油圧ラッシアジャスタ１０ａ〜１０ｄの全てが有している。

ロストモーション機構(第２、第１弁停止機構)である１１ａ、１１ｂ、１１ｃは、＃１気筒のＦ側とＲ側の第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂ側と＃２気筒のＲ側の第４油圧ラッシアジャスタ１０ｄのみに設けられ、図６に示すように、＃２気筒のＦ側の第３油圧ラッシアジャスタ１０ｃには設けられていない。

すなわち、＃１、＃２気筒の各Ｒ側の第２、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄ側の第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃと、＃１気筒のＦ側の第１油圧ラッシアジャスタ１０ａ側の第２弁停止機構１１ａが設けられており、後述するように機関運転状態に応じて弁停止と弁作動が切り換えられるようになっている。これに対して、＃２気筒のＦ側には弁停止機構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。また、第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃと第２弁停止機構１１ａとは、図４及び図５に示すように構造の一部（規制機構）が相違している。

第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃは、図４（Ａ）、（Ｂ）に示すように、各保持穴１ａ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３４と、各摺動用穴３４の底面とボディ２４の下面との間に弾装されて、第２、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄを上方向へそれぞれ付勢する一対のロストモーションスプリング３５と、第２、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄのロストモーションを規制する一対の規制機構３６と、から構成されている。

各摺動用穴３４は、内径が保持穴１ａの内径と同一に設定されて各ボディ２４が保持穴１ａ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。各ロストモーションスプリング３５は、コイルスプリングによって形成されて、ボディ２４の底面を上方向へ付勢してプランジャ２７の先端頭部２７ｂをスイングアーム６の他端部６ｂ下面の凹部６ｃに弾接させるようになっている。

また、各ボディ２４は、シリンダヘッド１の内部に挿通配置されたストッパピン３７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、各ストッパピン３７は、シリンダヘッド１内をボディ２４に向かって軸直角方向に配置され、先端部３７ａが第１凹溝２４ａ内に摺動可能に臨設配置されて、ボディ２４の上方移動に伴い先端部３７ａが第１凹溝２４ａの下端縁に当接することによってボディ２４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、各油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄは、スイングアーム６の揺動に伴いロストモーションスプリング３５のばね力を介して保持穴１ａと摺動用穴３４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、スイングアーム６の揺動支点としての機能が失われて、揺動カム７のリフト作動が吸収され、各排気弁３ａの開閉作動を停止させるようになっている。

第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃの各第１規制機構３６は、図４（Ａ）〜（Ｃ）に示すように、ボディ２４の底部２４ｂの内部径方向に貫通形成された移動用孔３８と、シリンダヘッド１内に保持穴１ａと軸直角方向に形成された規制用孔３９と、移動用孔３８の内部一端側に固定されたばね支持用のリテーナ４０と、移動用孔３８の内部に摺動自在に設けられて、移動用孔３８内に摺動自在に設けられた摺動ピン４１と、移動用孔３８と規制用孔３９に跨って移動可能な円柱状の規制ピン（第１規制ピン）４２と、摺動ピン４１の後端とリテーナ４０との間に弾装されて、摺動ピン４１を介して規制ピン４２を規制用孔３９方向へ付勢するリターンスプリング４３と、から主として構成されている。

規制用孔３９は、ボディ２４がストッパピン３７によって最大上方位置に規制された際に、移動用孔３８と軸方向から合致するようになっており、内径が移動用孔３８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１内に形成された油通路孔４４から信号油圧が導入されるようになっている。

ここで、ボディ２４の回転方向の規制は、ストッパピン３７の飛び出し量を僅かに増やすと共に、ボディ２４の第１凹溝２４ａ内に長手方向にスリットを設け、このスリット形成部の下端をストッパピン３７先端と係合させることによって容易に実現できる。あるいは、別個の回転規制部材をシリンダヘッド１とボディ２４の間に装着してもよい。

リテーナ４０は、有蓋円筒状に形成されて、底壁に摺動ピン４１の円滑な移動を確保するための呼吸孔４０ａが貫通形成されていると共に、後端面の呼吸孔４０ａが臨む中央部４０ｂが平坦に形成されているが、外端部４０ｃ、４０ｃは、滑らかな摺動性を確保するために摺動用穴３４の内周面とほぼ同一曲率の円弧面状に形成されている。

また、このリテーナ４０の軸方向の長さは、図４（Ｂ）に示すように、規制ピン４２が移動用孔３８に完全に収容される前に、先端縁に規制ピン４２の後端縁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。なお、移動用孔３８にリークした僅かな作動油は、呼吸孔４０ａを介してリテーナ４０の底壁外面と摺動用穴３４の内周面を通って摺動用穴３４内に導かれるようになっている。

摺動ピン４１は、図４（Ａ）、（Ｃ）に示すように、有蓋円筒状に形成されて、外径が移動用孔３８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と共に、先端部の先端面４１ａが滑らかな摺動性を確保するために摺動用穴３４の内周面と同じ曲率の円弧面状に形成されている。

規制ピン４２は、中実円柱状に形成されて、軸方向の長さが規制用孔３９の軸方向長さとほぼ同一に形成されて、図４（Ａ）に示すようにリターンスプリング４３のばね力で摺動ピン４１を介して規制用孔３９内に移動すると、全体が規制用孔３９内に収容されるようになっている。これによって、＃１、＃２気筒のＲ側の油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄの上下方向の移動、つまり、ロストモーションが行われるようになっている。

また、この規制ピン４２は、外径が移動用孔３８と規制用孔３９の内径よりも僅かに小さく形成されてこれらに対して円滑な摺動性が確保されていると共に、油通路孔４４から規制用孔３９に供給された油圧を平坦な受圧面としての先端面４２ａが受けることにより、図４（Ｂ）に示すように、リターンスプリング４３のばね力に抗して図中左方向へ移動して摺動ピン４１がリテーナ４０に軸方向から当接した場合に、先端部が規制用孔３９から移動用孔３８内に跨って収容されて＃１、＃２気筒の第２、第４油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄの上下方向の移動を規制、つまりロストモーションを規制してシリンダヘッド１にロックするようになっている。

油通路孔４４（規制用孔３９）には、図７に示すように、第１オイルポンプ５４から圧送された油圧が第１電磁切換弁５５を介して信号油圧として供給されるようになっている。すなわち、この第１電磁切換弁５５は、切り換えエネルギである油圧を供給する状態と供給停止する状態とを変換する、切り換えエネルギ変更手段(第１油圧変更手段)となっている。

第１電磁切換弁５５（第１油圧供給/供給停止変換手段）は、図外のバルブボディの内部に摺動自在に設けられたスプール弁を、ソレノイドの電磁力とコイルスプリングのばね力とによって、オン、オフ的に２段階に切り換えるようになっている。ソレノイドには、電動モータ５１の駆動を制御する同じコントロールユニット（コントロ−ラ）５３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と第１油通路孔４４とを連通して第１規制ピン４２に第１信号油圧を供給するか、またはポンプ吐出通路を閉止して油通路孔４４とドレン通路４５を連通するように切り換え制御されるようになっている。

したがって、機関停止時には、コントロールユニット５３からソレノイドに通電されず第１電磁切換弁５５が、ポンプ吐出通路を閉止して油通路４４とドレン通路４５を連通することから第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃによるロストモーションが作動可能状態になっている。すなわち、第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃは、切り換えエネルギである油圧の供給が停止された場合に、弁停止状態に機械的に安定する、弁停止安定型となっている。

一方、第２弁停止機構１１ａは、図５（Ａ）〜（Ｃ）に示すように、第２規制機構４６が第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃの第１規制機構３６と構造が異なり、摺動ピン４１と第１規制ピン４２と一体に形成されている。

すなわち、第１規制機構３６と共通の構成部材は同一の符号を付して簡単に説明すると、第２規制機構４６は、ボディ２４の底部２４ｂの内部径方向に貫通形成された移動用孔３８と、シリンダヘッド１内に保持穴１ａと軸直角方向に形成された規制用孔３９と、移動用孔３８の内部一端側に固定されたリテーナ４０と、移動用孔３８の内部に摺動自在に設けられて、移動用孔３８から規制用孔３９に跨って移動可能な第２規制ピン４７と、第２規制ピン４７の後端とリテーナ４０との間に弾装されて、第２規制ピン４７を規制用孔３９方向へ付勢するリターンスプリング４９と、から主として構成されている。

リテーナ４０は、軸方向の長さが図５（Ｂ）に示すように、第２規制ピン４７が移動用孔３８に完全に収容された時点で、先端縁に第２規制ピン４７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。

第２規制ピン４７は、円筒状に形成されて、中実な先端部４７ａが軸方向へ延設されていると共に、外径が移動用孔３８と規制用孔３９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、この第２規制ピン４７は、第２油通路孔４８から規制用孔３９に供給された油圧を受圧面として先端面４７ａが受けることにより、図５（Ｂ）に示すように、リターンスプリング４９のばね力に抗して後退移動して先端部が規制用孔３９から抜け出して全体が移動用孔３８内に収容されて、規制が解除されるようになっている。

また、第２規制ピン４７は、図５（Ｃ）に示すように、先端面４７ａが良好な摺動性を確保するために摺動用穴３４の内周面とほぼ同じ曲率の円弧面状に形成されている。また、リテーナ４０は、後端面の呼吸孔４０ａが臨む中央部４０ｂが平坦に形成されているが、外端部４０ｃ、４０ｃが、滑らかな摺動性を確保するために摺動用穴３４の内周面とほぼ同一の曲率の円弧面状に形成されている。

第２油通路孔４８には、図７に示すように、第２オイルポンプ６４から圧送された油圧が第２電磁切換弁６５を介して第２信号油圧として供給されるようになっている。第２電磁切換弁６５（第２油圧供給/供給停止変換手段）は、図外のバルブボディの内部に摺動自在に設けられたスプール弁を、ソレノイドの電磁力とコイルスプリングのばね力とによって、オン、オフ的に２段階に切り換えるようになっており、ソレノイドに、コントロールユニット５３から制御電流が通電、非通電されてポンプ吐出通路と第２油通路孔４８とを連通して第２規制ピン４７に第２信号油圧を供給するか、またはポンプ吐出通路を閉止して第２油通路孔４８と第２ドレン通路６６を連通するように切り換え制御されるようになっている。

したがって、機関停止には、コントロールユニット５３からソレノイドに通電されず第２電磁切換弁６４が、ポンプ吐出通路を閉止して第２油通路４８と第２ドレン通路４５を連通することから第２弁停止機構１１ａによるロストモーションが作動せず、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａはシリンダヘッド１にロックされた状態である弁作動態様になっている。すなわち、第２弁停止機構１１ａは、切り換えエネルギである油圧の供給が停止された場合に、弁作動状態に機械的に安定する弁作動安定型となっている。

コントロールユニット５３は、クランク角センサやエアーフローメータ、水温センサ、スロットルバルブ角度センサなどの各種センサ類から機関回転数や負荷、スロットルバルブ開度量などの情報信号に基づいて機関運転状態を検出すると共に、この機関運転状態と制御軸２１の現在の回転位置を検出する図外の回転位置センサからの情報信号（ＶＥＬ制御軸実位置信号）によって電動モータ５１を駆動制御して制御軸２１の回転位置を制御する。これによって、＃１、＃２気筒の４つの排気弁３ａ〜３ｂのリフト量と作動角を変化させるようになっている。

すなわち、図８に示すように、各排気弁３ａ〜３ｂのリフト量は、対応する各油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂ、１０ｄが第２、第１弁停止機構１１ａ〜１１ｃによってロストモーションせずにシリンダヘッド１にロックされて弁停止が行われない場合は、最小のＬ１から最大のＬ４までの範囲で変化させるのである。

各排気弁３ａ〜３ｂが最大リフト量Ｌ４に制御された場合の排気ＶＥＬの作動は、図９、図１０に示す通りである。図９は弁停止機構を備えた、例えば＃１気筒のＲ側を示し、＃２気筒のＲ側と＃１気筒のＦ側も同様であって、これらには前述の第１、第２弁停止機構１１ｂ、１１ｃ、１１ａが設けられている。この図９に示す状態は、例えば第１弁停止機構１１ｂによって第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂがロストモーションせずにシリンダヘッドにロックされた弁作動状態を示している。制御軸２１の回転角度は、最大リフト量Ｌ４に対応するθ４になっており、駆動カム５ａが時計方向に回転し、図９（Ａ）のピークリフトに示す位置で最大リフトＬ４となり、図９（Ｂ）に示す位置で閉弁となる。第１弁停止機構１１ｃを有する＃２気筒のＲ側も同様で、＃１気筒のＦ側も第２弁停止機構１１ａに置き換わるだけで同様の作用となる。なお、これらは同様のリフト特性で弁作動（弁開閉作動）する。

一方、図１０は弁停止機構を備えていない常時稼働＃２気筒Ｆ側の排気弁３ｂと第３油圧ラッシアジャスタ１０ｃを示し、ここには弁停止機構が設けられておらず、したがって、図９に示す弁作動態様の場合の＃２気筒のＲ側と同じリフト特性で弁作動する。

図１１（Ａ）、（Ｂ）は排気弁が最小リフトに制御された場合の作動説明図であり、例えば吸気側の＃１気筒のＲ側において、排気弁３ａが最小リフト量Ｌ１に制御された場合のＶＥＬの作動を示している。第１弁停止機構１１ｂが弁停止作動せず第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂがロストモーションせずシリンダヘッドにロックしている場合は、リフト量がＬ１に制御される。一方、第１弁停止機構１１ｂが弁停止作動（ロストモ−ション作動）している場合には、図１１（Ｃ）に示すように、第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂがＭ１だけロストモーションして、リフト量が零の状態を継続する弁停止態様(状態)となる。

第１弁停止機構を備えた他の＃２気筒のＲ側の作動は、図１１（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）に示す＃１気筒のＲ側と同様である。また。第２弁停止機構を備えた＃１気筒のＦ側も、弁停止安定型が弁作動安定型になるだけであって、図１１に示す作動は同様である。更に、弁停止機構を備えていない＃２気筒のＦ側に関しては、図示しないが、図１１（Ａ）、（Ｂ）に示す弁作動態様の場合の＃１気筒のＲ側と同一リフト特性となる。

また、コントロールユニット５３は、機関運転状態に応じて排気ＶＴＣ１００の図外の排気ＶＴＣ電磁切換弁（図１４には図示）に制御信号を出力することにより、オイルポンプ５４またはオイルポンプ６４から吐出された油圧を介してクランクシャフトに対して図外のベーンロータを進角側あるいは遅角側へ相対回転させて駆動軸５の回転位相を可変にする。これによって、各排気弁３ａ、３ａ、３ｂ、３ｂの開閉タイミングやピークリフトの位相を制御するようになっている。尚、以下ではオイルポンプ５４を使用して排気ＶＴＣ１００や後述の吸気ＶＴＣ２００の油圧を供給するものとする。
〔吸気側の動弁装置〕
吸気側の動弁装置は、図２、図３及び図７に示されており、排気側のようなリフト可変機構(排気ＶＥＬ)を有していないが、前述の排気ＶＴＣ１００と同様のバルブタイミング制御機構（吸気ＶＴＣ）２００を有し、＃１気筒のみに弁作動安定型の弁停止機構を備えている。

すなわち、図２、図３に示すように、シリンダヘッド１内に形成された一気筒当たり一対の吸気ポート７０、７０をそれぞれ開閉する一気筒当たり２つの吸気弁７１ａ、７１ａ、７１ｂ、７１ｂが設けられている。つまり、＃１気筒ではＦ側とＲ側の第１、第２吸気弁７１ａ、７１ａ、＃２気筒ではＦ側とＲ側の第１、第２吸気弁７１ｂ、７１ｂが設けられている。

吸気側動弁装置として、各気筒の上方側に機関前後方向に沿って配置され、外周に各吸気弁７１ａ〜７１ｂを各バルブスプリング７２のばね力に抗して開作動させる卵形の回転カム７３ａを有する吸気カムシャフト７３が設けられており、各吸気弁７１ａ〜７１ｂと各回転カム７３ａとの間に介装されたローラ７７及び各スイングアーム７４を介して各吸気弁７１ａ〜７１ｂを図８、図１２Ａに示す一定バルブリフト量ＬＩをピークリフトとして開閉作動するようになっている。

また、シリンダヘッド１に保持されて、各スイングアーム７４と各吸気弁７１ａ〜７１ｂとの隙間及び各回転カム７３ａのベースサークルとの間の隙間を零ラッシ調整する支持部材（ピボット）である油圧ラッシアジャスタ７５ａ〜７５ｄがそれぞれ配設されている。つまり、吸気側にも４つの油圧ラッシアジャスタ７５ａ〜７５ｄがあり、＃１気筒に第１、第２油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂが配設され、＃２気筒に第３、第４油圧ラッシアジャスタ７５ｃ、７５ｄが配設されている。

ここで、第１油圧ラッシアジャスタ７５ａは、＃１気筒のＦ側に配設され、第２油圧ラッシアジャスタ７５ｂは、同Ｒ側に配設され、第３油圧ラッシアジャスタ７５ｃは、＃２気筒のＦ側に配設され、第４油圧ラッシアジャスタ７５ｄは、同Ｒ側に配設されている。

そして、図２に示す＃１気筒のＦ側とＲ側の吸気弁７１ａ、７１ａ側の各第１、第２油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂは、それぞれロストモーション機構（第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅ）を備えている。これらの第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅは、図５に示す排気弁側＃１気筒のＦ側の第２弁停止機構１１ａと同様の構成となっている。すなわち、切り換えエネルギである油圧の供給が停止された場合に、弁作動状態に機械的に安定する、弁作動安定型となっている。第２弁停止機構１１ａが排気弁３ａ側なのに対し、これらは吸気弁７１ａ、７１ａ側に用いられるので、説明の混乱を避けるために第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅと称する。一方、＃２気筒のＦ、Ｒ側の吸気弁７１ｂ、７１ｂの第３、第４油圧ラッシアジャスタ７５ｃ、７５ｄは弁停止機構を備えていない。

第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅは、前述した図５に示す第２弁停止機構１１ａと同様の構造であるから、図５において、同一の参照番号を付して具体的な説明は省略する。すなわち、シリンダヘッド１の各保持穴１ａの底部側に連続して形成された円柱状の摺動用穴３４と、摺動用穴３４の底面とボディ２４の下面との間に弾装されて、第１、第２油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂを上方向へ付勢するロストモーションスプリング３５、３５と、第１、第２油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂのロストモーションを規制する第３規制機構７６と、から構成されている。

そして、この第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅを備えた＃１気筒側の第１、第２吸気弁７１ａ、７１ａは、そのバルブリフト量が図８の破線で示すように、ロストモーションにより弁停止された場合は零リフトとなり、弁停止されていない場合は、ピークリフト量がＬＩ一定となっており、これは同図実線で示す＃１、２気筒の各排気弁３ａ〜３ｂのやや大きな中リフトＬ３とほぼ同じであり、最大リフト量Ｌ４よりも小さくなるように設定されている。

図１２は＃１気筒の吸気弁側の作動状態を示し、（Ａ）は第１、第２吸気弁７１ａ、７１ａがやや大きな一定ピークリフト量ＬＩ(≒Ｌ３)で作動している状態を示し、（Ｂ）は第１、第２吸気弁７１ａ、７１ａの閉弁状態、（Ｃ）は第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅによって第１、第２ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂのロストモーション作動状態（弁停止状態）を示している。

また、図１２（Ｃ）に示すように、＃１気筒の各吸気弁７１ａ、７１ａ側の各第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅによる各油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂのロストモーション量はＭ３と比較的大きく、スイングアーム７４とロストモーション方向のなす角度α３も比較的大きな値になっている。ここで、この角度α３は、より具体的には、スイングアーム７４の揺動支点とローラの回転中心を結ぶ線と、油圧ラッシアジャスタのロストモーション方向としての軸線とのなす角度である。

しかしながら、このα３程度であれば、高回転になった場合でも各油圧ラッシアジャスタ７５ａ、７５ｂの頭部と各スイングアーム７４の凹部との当接が浮くことはなく、円滑なロストモーション作動が得られる。逆にいえば、Ｍ３（α３）の値は、円滑なロストモーション作動が得られる範囲内の値となっている。ここで、排気側ＶＥＬに戻るが、仮に図９に示す大リフトＬ４制御の状態から弁停止に移行してロストモ−ション量がＭ４（α４）まで更に大きくなったと想定すると、高回転になった場合には当接部が不均一ないし局部的な接触となり、両者間のズレが生じ、更には当接部に浮き(セパレ−ション)が発生するようになり、円滑なロストモーション作動が得られず不整挙動が発生する場合がでてくる。それを考慮し、図１５に示す所定の機関レブリミットが設けられている。

一方、再び吸気側に戻るが、弁停止機構を有さない＃２気筒の吸気側の第３、第４ラッシアジャスタ７５ｃ、７５ｄは、図６に示す＃２気筒の排気側の第３ラッシアジャスタ１０ｃと同じ構造である。そして、この＃２気筒の各吸気弁７１ｂ、７１ｂの固定的なバルブリフト量も＃１気筒の各吸気弁７１ａ、７１ａと同じくピークリフト量がＬＩとなるように回転カム７３ａのカムプロフィールが同一に設定されている。

なお、図１２Ａに示すように、ピークリフト状態でのスイングアーム７４とロストモーション方向とのなす角度β３は理想の９０°に近く、高回転域でバルブのジャンピングなどが発生しても、スイングアーム７４と油圧ラッシアジャスタ頭部２７との横ずれは発生しにくく、スイングアーム７４の外れなどは発生しにくくなっている。

また、排気側についても、ピークリフト状態でのスイングアーム６のロストモーション方向とのなす角度は、図９（Ａ）及び図１０（Ａ）に示すリフト量Ｌ４制御でのβ４で示すように、理想の９０°に近い角度になっており、同様にして弁作動時におけるスイングアームの外れなどの不整挙動は発生しにくくなっている。すなわち、弁作動時におけるβ３〜β４と９０°との差は、ロストモ−ション時におけるα３と９０°との差より小さく、弁作動時におけるスイングアームの外れなどの不整挙動はロストモ−ション時より発生しにくくなっている。

尚、吸気ＶＴＣ２００は、排気ＶＴＣ１００と同様の構造であり、コントロールユニット５３は、機関運転状態に応じて吸気ＶＴＣ２００の図外の吸気ＶＴＣ電磁切換弁に制御信号を出力することによりオイルポンプ５４から吐出された油圧を介してクランクシャフトに対して図外のベーンロータを進角側あるいは遅角側へ相対回転させて駆動軸５の回転位相を可変にする。

これによって、各吸気弁７１ａ〜７１ｂの開閉タイミング（リフト位相）を制御するようになっている。ここで、本実施例では吸気ＶＴＣ電磁切換弁に油圧を供給するオイルポンプは、排気ＶＴＣ電磁切換弁に油圧を供給するオイルポンプ５４と共用されている。ただし、必要に応じて個別に設けられていても良いものである。共用する場合はエンジンシステム構造が簡素化され、個別に設ける場合は各ＶＴＣの変換応答性が向上するというそれぞれ別の長所を備えるようになる。

図１３、図１４に排気ＶＴＣ１００の構成を示している。排気ＶＴＣ１００は、いわゆるベーンタイプのものであって、図１３（Ａ）、（Ｂ）及び図１４に示すように、機関のクランクシャフトによって回転駆動されて、この回転駆動力を駆動軸５（カムシャフト）に伝達するタイミングスプロケット１６１と、駆動軸５（カムシャフト）の端部に固定されてタイミングスプロケット１６１内に回転自在に収容されたベーン部材１３２と、ベーン部材１３２を油圧によって正逆回転させる油圧回路とを備えている。

タイミングスプロケット１６１は、ベーン部材１３２を回転自在に収容したハウジング１３４と、ハウジング１３４の前端開口を閉塞する円板状のフロントカバー１３５と、ハウジング１３４の後端開口を閉塞するほぼ円板状のリアカバー１３６とから構成され、これらハウジング１３４及びフロントカバー１３５、リアカバー１３６は、４本の小径ボルト１３７によって駆動軸５（カムシャフト）の軸方向から一体的に共締め固定されている。

ハウジング１３４は、前後両端が開口形成された円筒状を呈し、内周面の周方向の約９０°位置に４つの隔壁であるシュー１３４ａが内方に向かって突設されている。
この各シュー１３４ａは、横断面ほぼ台形状を呈し、ほぼ中央位置に各ボルト１３７の軸部が挿通する４つのボルト挿通孔１３４ｂが軸方向へ貫通形成されていると共に、各内端面に軸方向に沿って切欠形成された保持溝内に、コ字形のシール部材１３８とシール部材１３８を内方へ押圧する図外の板ばねが嵌合保持されている。

フロントカバー１３５は、円盤プレート状に形成されて、中央に比較的大径な支持孔１３５ａが穿設されていると共に、外周部に各シュー１３４ａの各ボルト挿通孔１３４ｂに対応する位置に図外の４つのボルト孔が穿設されている。

リアカバー１３６は、後端側にタイミングチェーンが噛合する歯車部１３６ａが一体に設けられていると共に、ほぼ中央に大径な軸受孔１３６ｂが軸方向に貫通形成されている。

ベーン部材１３２は、中央にボルト挿通孔を有する円環状のベーンロータ１３２ａと、ベーンロータ１３２ａの外周面の周方向のほぼ９０°位置に一体に設けられた４つのベーン１３２ｂとを備えている。

ベーンロータ１３２ａは、前端側の小径筒部がフロントカバー１３５の支持孔１３５ａに回転自在に支持されている一方、後端側の小径な円筒部がリアカバー１３６の軸受孔１３６ｂに回転自在に支持されている。

また、ベーン部材１３２は、ベーンロータ１３２ａのボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト１５７によって駆動軸５（カムシャフト）の前端部に軸方向から固定されている。
各ベーン１３２ｂは、その内の３つが比較的細長い長方体形状に形成され、他の１つの幅長さが大きな台形状に形成されて、３つのベーン１３２ｂはそれぞれの幅長さがほぼ同一に設定されているのに対して１つのベーン１３２ｂはその幅長さが３つのものよりも大きく設定されて、ベーン部材１３２全体の重量バランスが取られている。

また、各ベーン１３２ｂは、各シュー１３４ａ間に配置されていると共に、各外面の軸方向に形成された細長い保持溝内にハウジング１３４の内周面に摺接するコ字形のシール部材１４０及びシール部材１４０をハウジング１３４の内周面方向に押圧する板ばねが夫々嵌着保持されている。また、各ベーン１３２ｂの吸気側カムシャフト１５９の回転方向と反対側の一側面には、ほぼ円形状の凹溝１３２ｃが形成されている。また、この各ベーン１３２ｂの両側と各シュー１３４ａの両側面との間に、それぞれ４つの進角側油圧室１４１と遅角側油圧室１４２がそれぞれ隔成されている。

油圧回路は、図１４に示すように、各進角側油圧室１４１に対して作動油の油圧を給排する第１油圧通路１４３と、各遅角側油圧室１４２に対して作動油の油圧を給排する第２油圧通路１４４との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路１４３、１４４には、供給通路１４５とドレン通路１４６とが夫々通路切り換え用の電磁切換弁１４７を介して接続されている。供給通路１４５には、オイルパン１４８内の油を圧送する一方向のオイルポンプ１４９が設けられている一方、ドレン通路１４６の下流端がオイルパン１４８に連通している。なお、本実施例においては、オイルポンプ１４９は、前述のオイルポンプ５４が兼用される。

第１、第２油圧通路１４３、１４４は、円柱状の通路構成部１３９の内部に形成され、この通路構成部１３９は、一端部がベーンロータ１３２ａの小径筒部から内部の支持穴１３２ｄ内に挿通配置されている一方、他端部が電磁切換弁１４７に接続されている。また、通路構成部１３９の一端部の外周面と支持穴１１４ｄの内周面との間には、各油圧通路１４３、１４４の一端側間を隔成シールする３つの環状シール部材１６０が嵌着固定されている。

第１油圧通路１４３は、支持穴１３２ｄの駆動軸６側の端部に形成された油室１４３ａと、ベーンロータ１３２ａの内部にほぼ放射状に形成されて油室１４３ａと各進角側油圧室１４１とを連通する４本の分岐路１４３ｂとを備えている。

一方、第２油圧通路１４４は、通路構成部１３９の一端部内で止められ、一端部の外周面に形成された環状室１４４ａと、ベーンロータ１３２の内部にほぼＬ字形状に折曲形成されて、環状室１４４ａと各遅角側油圧室１４２と連通する第２油路１４４ｂとを備えている。

電磁切換弁１４７は、４ポート３位置型であって、内部の弁体が各油圧通路１４３、１４４と供給通路１４５及びドレン通路１４６とを相対的に切り替え制御するようになっていると共に、コントローラ５３からの制御信号によって切り替え作動されるようになっている。

また、この電磁切換弁１４７は、制御電流が出力されない場合に、供給通路１４５が進角側油圧室１４１に連通する第１油圧通路１４３と連通し、ドレン通路１４６が遅角側油圧室１４２と連通する第２油圧通路１４４に連通するようになっている。また、電磁切換弁１４７内のコイルスプリングによって機械的にかかるポジションとなるように形成されている。

図７に示すコントローラ５３は、機関運転状態を検出すると共に、駆動軸５（カムシャフト）の回転位置を検出するカム角センサからの検出信号とクランク角センサの検出信号からクランクシャフトに対する駆動軸５（カムシャフト）の相対回転角（排気ＶＴＣ１００の実位置）を検出するようになっている。

また、ベーン部材１３２とハウジング１３４との間には、このハウジング１３４に対してベーン部材１３２の回転を拘束及び拘束を解除する拘束手段であるロック機構が設けられている。このロック機構は、幅長さの大きな１つのベーン１３２ｂとリアカバー１３６との間に設けられ、ベーン１３２ｂの内部の駆動軸１０６の軸方向に沿って形成された摺動用穴１５０と、摺動用穴１５０の内部に摺動自在に設けられた有蓋円筒状のロックピン１５１と、リアカバー１３６に有する固定孔内に固定された横断面カップ状の係合穴構成部１５２に設けられて、ロックピン１５１のテーパ状先端部１５１ａが係脱する係合穴１５２ａと、摺動用穴１５０の底面側に固定されたスプリングリテーナ１５３に保持されて、ロックピン１５１を係合穴１５２ａ方向へ付勢するばね部材１５４とから構成されている。また、係合穴１５２ａには、図外の油孔を介して進角側油圧室１４１内の油圧あるいはオイルポンプ５４の油圧が直接供給されるようになっている。

そして、ロックピン１５１は、ベーン部材１３２が最進角側に回転した位置で、先端部１５１ａがばね部材１５４のばね力によって係合穴１５２ａに係合してハウジング１３０とベーン部材１３２との相対回転をロックする。また、進角側油圧室１４１から係合穴１５２ａ内に供給された油圧あるいはオイルポンプ５４（１４９）の油圧によって、ロックピン１５１が後退移動して係合穴１５２ａとの係合が解除されるようになっている。

また、各進角側油圧室１４１の内部、つまり、各ベーン１３２ｂの一側面と一側面に対向する各シュー１３４ａの対向面との間には、ベーン部材１３２を進角側へ回転付勢する付勢部材である一対のコイルスプリング１５５、１５６が配置されている。
各コイルスプリング１５５、１５６は、最大圧縮変形時にも互いが接触しない軸間距離をもって並設されていると共に、各一端部がベーン１３２ｂの凹溝１３２ｃに嵌合する図外の薄板状のリテーナを介して連結されている。

以下、排気ＶＴＣ１００の基本的な動作を説明すると、まず、機関停止時には、コントローラ５３から電磁切換弁１４７に対する制御電流の出力が停止されて、図１４に示すように、供給通路１４５と進角側の第１油圧通路１４３とが連通されると共に、ドレン通路１４６と第２油圧通路１４４が連通される。また、かかる機関が停止された状態ではオイルポンプ５４の油圧が作用せず供給油圧も０になる。

したがって、ベーン部材１３２は、図１３（Ａ）に示すように、各コイルスプリング１５５、１５６のばね力によって最進角側に回転付勢されて１つの幅広ベーン１３２ｂの一端面が対向する１つのシュー１３４ａの一側面に当接する、と同時にロック機構のロックピン５１の先端部１５１ａが係合穴１５２ａ内に係入して、ベーン部材１３２をかかる最進角位置に安定に保持する。すなわち、最進角位置に排気ＶＴＣ１００が機械的に安定するデフォルト位置になっている。ここで、デフォルト位置とは、非作動時、つまり、制御信号が発せられない場合や、油圧が発生していない場合に機械的に自動的に安定する位置のことである。

次に、機関始動時、つまりイグニッションスイッチをオン操作して、駆動モータ（スタータモータ等）や燃焼圧に基づく回転力等によりクランクシャフトをクランキング回転させると、電磁切換弁１４７にコントローラ５３から制御信号が出力される。しかしながら、このクランク開始直後の時点では、まだオイルポンプ５４の吐出油圧が十分に上昇していないことから、ベーン部材１３２は、ロック機構と各コイルスプリング１５５、１５６のばね力とによって最進角側に保持されている。

このとき、コントローラ５３から出力された制御信号によって電磁切換弁１４７が供給通路１４５と第１油圧通路１４３を連通させると共に、ドレン通路１４６と第２油圧通路１４４とを連通させている。そして、クランキングが進み、オイルポンプ５４から圧送された油圧の上昇とともに第１油圧通路１４３を通って進角側油圧室１４１に供給される一方、遅角側油圧室１４２には、機関停止時と同じく油圧が供給されずにドレン通路１４６から油圧がオイルパン１４８内に開放されて低圧状態を維持している。

ここで、クランキング回転が上昇し油圧が更に上昇した後は、電磁切換弁１４７による自在のベーン位置制御ができるようになる。つまり、進角側油圧室１４１の油圧の上昇に伴ってロック機構の係合穴１５２ａ内の油圧も高まってロックピン１５１が後退移動し、先端部１５１ａが係合穴１５２ａから抜け出してハウジング１３４に対するベーン部材１３２の相対回転を許容するため、自在なベーン位置制御が可能になる。

その後、例えば、コントローラ５３からの制御信号によって電磁切換弁１４７が作動して、供給通路１４５と第２油圧通路１４４を連通させる一方、ドレン通路１４６と第１油圧通路１４３を連通させる。したがって、今度は進角側油圧室１４１内の油圧が第１油圧通路１４３を通ってドレン通路１４６からオイルパン１４８内に戻され、進角側油圧室１４１内が低圧になる一方、遅角側油圧室１４２内に油圧が供給されて高圧となる。

よって、ベーン部材１３２は、かかる遅角側油圧室１４２内の高圧化によって各コイルスプリング１５５、１５６のばね力に抗して図中反時計方向へ回転して図１３（Ｂ）に示す位置に向かって相対回転して、タイミングスプロケット１６１に対する駆動軸５（カムシャフト）の相対回転位相を遅角側に変換する。また、電磁切換弁１４７のポジションを中立位置にすることで、任意の相対回転位相に保持できる。更に、始動後の機関運転状態に応じて相対回転位相を、図１３（Ａ）の最進角位置から図１３（Ｂ）の最遅角位置まで連続的に変化させるのである。

以上のような可変動弁機構を備えた可変動弁装置の作動とその作用、効果について説明する。

機関停止時には、各オイルポンプ５４、６４が作動していないので、第１、第２電磁切換弁５５、６５のオン・オフ位置によらず、信号油圧は非作動ないし低圧となっており、第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃは弁停止安定型のため弁停止態様、すなわちロストモ−ション作動できる状態になっており、一方、第２弁停止機構１１ａ、第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅは弁作動安定型のため弁作動態様になっている。

したがって、図１６の運転領域Ａの「気筒作動」に示すように、＃１、＃２両気筒の片側（Ｒ側）の２つの排気弁３ａ、３ｂは弁停止状態、他のＦ側２つの排気弁３ａ、３ｂ及び全吸気弁は駆動（弁作動）状態になっている。また、排気ＶＴＣ１００にも油圧が作動していないのでデフォルト位置である最進角位置に維持されている。この時の常時稼働気筒（作動側気筒）である＃２気筒の排気弁のリフト中心位相値は位相θaであり、吸気弁のリフト中心位相値は位相θa′であり、それぞれ最進角状態をとっている。

機関始動のためのクランキングが開始されて、始動燃焼が開始されても、オイルポンプ５４、６４の油圧が急には立ち上がらず、前述した状態（態様）は維持される。したがって、この時の常時稼働気筒である＃２気筒の排気弁のリフト中心位相値は位相θaであり、吸気弁のリフト中心位相値は位相θa′であり、それぞれ最進角状態をとっている。

また、第１電磁切換弁５５（第１弁停止機構を変換）の信号及び第２電磁切換弁６５（第２、第３弁停止機構を変換）の信号ともオフ制御、すなわち、各信号油圧はポンプ油圧でなくドレン通路４５、６６と連通し、各信号油圧は低圧しか作用し得ない状態となっており、オイルポンプ５４、６４の油圧がたとえ早めに立ち上がった場合でも、前述の状態を維持できるようになっている。更に、この状態であっても排気ＶＴＣ１００にも油圧が作動していないのでデフォルト位置である最進角位置に維持されている。

ここで、機関始動時には、低い機関温度に起因して機関各部のフリクションが増大しており、また、始動時は機関温度が低く、燃焼不良になりやすいことから排気エミッションも多い。

これに対して本実施形態では、始動クランキング前から全気筒の排気弁３ａ〜３ｂが片弁停止（排気弁片弁停止）態様になっているので、クランキング初期から動弁フリクションの低減効果が得られる。この結果、始動フリクションが確実に低減されて始動性を向上できると共に、一方の排気ポ−トのみにしか燃焼ガスが流れないため、排気ガスが接触するポート表面積が半減し壁面冷却が少なくなるのでガス温度低下が抑制される。更に片弁停止により排気ポート２内のガス流動が強化されるので、排気ガス中の未撚成分の反応が促進され、更にその反応熱によって触媒が速やかに昇温して早期活性化が促進される。これによって、始動時の排気エミッションも低減できる。

以上のように、クランキング前から、第１弁停止機構は弁停止態様に予め機械的に安定し、第２弁停止機構は弁作動態様に予め機械的に安定している、すなわち、全気筒（２気筒）とも排気片弁停止態様に機械的に予め構成されているので、クランキング初期から上述の動弁フリクション低減効果などが遅れなく確実に得られるのである。更に、各弁停止機構を制御する各電磁切換弁に断線などの電気系の故障があった場合であっても、上述の全気筒排気片弁停止態様に機械的になっているので、始動性を確保できる、すなわち、いわゆるメカニカルフェールセーフの効果も持つのである。

更にこれらの効果に加え、本実施形態では、電動式の排気ＶＥＬにより、＃１・＃２気筒のＦ側の駆動側排気弁３ａ、３ｂも小リフト量、小作動角（リフト量Ｌ１、作動角Ｄ１）にできるので、更に機関摺動部のフリクションが低減されて始動性が一層向上する。

また、作動角（開弁期間）の縮小化によって排気弁３ａ、３ｂの開時期は下死点付近まであるいはそれを越えて遅角し、排気弁の閉時期は上死点よりも十分に進角したタイミングとなる。

すなわち、排気弁の開時期は、下死点付近まであるいはそれを越えて遅角したことにより、筒内の高温燃焼ガスが排出されるまでの期間が延長されるので、機関自体を効果的に暖めることができ、したがって、機関温度上昇を促進できる。

一方、排気弁閉時期は上死点よりも十分に進角したタイミング（ピストンが上死点よりかなり前）なので、筒内に大量の高温の燃焼ガス（排気ガス）を残した状態で排気弁３ａ、３ｂが閉じられる。そして、ピストンが上昇するにつれて燃焼ガスは圧縮され、更に温度が上昇して機関が暖められる。以上のようにして、迅速に機関そのものが暖機されるのである。

次に、燃焼ガスが排気ポ−ト２から排出される場合について考察する。ここで、独立して設けられたＦ側の排気ポ−ト２とＲ側の排気ポ−ト２の間には、前述したように、隔壁１ｂが存在する。両＃１、＃２気筒ともＲ側の排気弁３ａ、３ｂは弁停止状態なので、弁作動側のＦ側の排気ポ−ト２から高流速（高ガス流動）で燃焼ガスが流出する。この高ガス流動により、排気ガス（燃焼ガス）中の未燃ＨＣやＰＭ（粒子状物質パーティキュレートマター）などの酸化反応が進み（いわゆる後燃え）、これらが排気ガスの温度上昇効果を生み、後流での排気ガス温度低下を抑制するのである。

また、作動側排気弁の開時期は、下死点を越えている場合には、既にピストンは上昇を開始しており、これにより、筒内圧の上昇（ないし燃焼ガス温度低下による筒内圧減少の抑制）が可能となり、スワ−ル効果が一層高まり、上記排気ガスの温度上昇が進むのである。

ここで、大事な点は、以上のようなエミッションに有利な可変動弁の制御位置は、機関停止時における各可変動弁の機械的な安定位置（デフォルト位置）と同じであるため、始動前に予めエミッションに有利な吸排気弁作動態様になっているので、始動燃焼のまさに最初からエミッシヨン低減などの効果を得ることができるのである。

更に、可変動弁制御系において、断線などの電気的故障があった場合でも、機械的にエミッションに有利な吸排気弁作動態様を維持するので、このような故障の場合であっても、エミッション低減を実現できるという、所謂、メカニカルフェ−ルセ−フ効果も持つのである。

また、筒内から高温の排気ガスが排出された直後、この排気ガスが接するのはＦ側の排気ポ−ト２のみなので、つまり排気ガスを冷却する表面積が半減しているので、排気ガスの伝熱（放熱）による温度低下（冷却）が抑制される。したがって、後燃え効果、伝熱冷却抑制の両面から排気ガスの温度は高く維持される。

ここで、図３の破線で示す隔壁１ｂの先端１ｃより後流側についてみてみると、隔壁１ｂがなくなり両排気ポ−ト２、２が集合し、その集合排気ポ−トの断面積は、集合前のＦ側の排気ポ−ト２の断面積とＲ側の排気ポ−ト２の断面積の和とほぼ一致するように設定されている。

排気ガス流が隔壁１ｂの先端１ｃを越えると、Ｆ側排気ポ−ト２の高流速流は前述の集合排気ポ−トの中心側（Ｒ側の排気ポ−ト２側）に方向を変えた斜流となり強い旋回流を生じ、流れの乱流成分が増大する。

この結果、排気ガス（燃焼ガス）中の未燃ＨＣやＰＭ（粒子状物質）などの酸化反応などが更に進み（いわゆる後燃え）、排気ガスの温度上昇が更に進むのである。

ここで、隔壁１ｂの先端１ｃの少し後流の位置で、γだけポ−ト方向が急変しており、これによっても、更に乱流成分を増加させ、排気ガスの温度上昇効果を高めることもできる。

以上のように、両排気ポ−ト２、２が分離している隔壁１ｂの先端１ｃまでの領域と、隔壁１ｂの先端１ｃを越えて両排気ポート２、２が集合した領域の両方において、排気ガスの温度上昇が更に進むのである。

この結果、後流の触媒の位置おいても、排気管路冷却により排気ガス温度が低下した段階での排気ガス温度を相対的に高くでき、もって触媒の温度上昇を促がして触媒を活性化させ、排気エミッション転化率（有害成分の浄化率）を早期に高められ、もって始動時におけるＨＣやＰＭといった有害排気エミッションの大気への排出を抑制できるのである。

一方、機関本体の温度そのものも、前述のように暖機が早く進むので、暖機の進行に伴い燃焼が改善されていくため気筒からの有害排気エミッシヨンの排出量自体が減少していき、その面からも、触媒通過後の有害排気エミッション（ＨＣ、ＮＯｘ、ＰＭなど）の放出を一層低減できる。つまり、冷機時での高濃度のエミッションが排出される時間そのものも低減でき、冷機始動運転において大気に排出されるエミッションの総量を低減できるのである。更にはこの時の燃料消費量も併せて低減でき、この点からも有利である。また、この他に機関本体が早期に暖機されるので、暖房の効きを早めることができ冬季における居室内の快適性を高めることができるようになる。

次に機関の暖機が進んだ暖機後になると、高温残留ガスを筒内に多く保持する必要が薄れるので、図１６のＡ領域上段（暖機後）に示すように、排気弁３ａ、３ｂの作動角（開弁期間）を拡大し、吸気弁との間のマイナスのバルブオーバーラップをやめ、マイナスオ−バ−ラップ零あるいは小さな正のバルブオーバーラップを設け、残留ガスを減らし燃焼安定性を向上させる。ここで、排気片弁停止なので、正バルブオーバーラップ区間において、吸排気弁を介して筒内に再度取り込む既燃ガス（燃焼ガス）を低減する効果も得られる。ここでの、常時稼働気筒（＃２気筒）の排気弁のリフト中心位相値は位相θaであり、吸気弁のリフト中心位相値は位相θa′であり、冷機時から変更されていない。しかしながら、排気ＶＥＬによって排気弁３ａ、３ｂの作動角（開弁期間）を拡大されているので、排気弁の開弁時期は進角されると共に、閉弁時期は遅角されることになる。

これらにより、常用されるアイドリング運転や低トルク運転領域において、筒内の残留ガス量を抑制することで、回転変動を抑制して音振性能を向上できる。

また、排気片弁停止で且つ作動側排気弁もやや小作動角なので、動弁フリクションが小さく、燃費が向上する。更に、排気弁３ａ、３ｂの開時期を下死点よりやや進角しているので、低トルク運転領域の膨張行程において、筒内圧の負圧が発達する前に排気弁３ａ、３ｂを開くことができ、低トルク運転領域でありがちな膨張行程でのポンプ損失を抑制でき、一層燃費が向上できる。

一方、排気片弁停止による前述の始動時と同様の排気ガス温度上昇効果を有しており、排気ガス温度を高くでき、もって触媒の転化率を高めることができ、この常用域においても排気エミッション低減効果が得られる。

次に、図１５において、Ａ領域から更にアクセルを吹かして、回転やトルクが図１５のマップ上の矢印に沿って加速していく場合について考えることにする。

まず、Ａ領域より機関回転数あるいはトルクがやや大きくなると、ＡＢ境界ラインを超え、排気片弁状態を維持しつつ、スロットル開度が拡大されるとともに、＃１気筒のみが気筒休止するＢ領域（減筒領域、片弁）に移行する。

すなわち、第２弁停止機構１１ａと第３弁停止機構１１ｄ、１１ｅに第２切換弁制御信号ＯＮ信号が送られ、＃１気筒が気筒休止態様（４つの吸排気弁が全て停止態様）に移行する。

４つの吸排気弁のうち、Ｒ側の排気弁３ａはもともと停止態様であるので、弁停止状態に新たに移行するのは、３弁（３箇所）だけである。具体的には、＃１気筒の排気弁停止機構１１ａ、＃１気筒の吸気弁停止機構１１ｄ、１１ｅの３つ（３弁）だけである。

これら３つの弁停止機構１１ａ、１１ｅ、１１ｄは、図５に示す作動安定型弁停止機構に分類され、信号油圧が高圧となると、３つの第２規制ピン４７が高油圧により押し出され、各々ロストモ−ション状態に移行することで弁停止移行するのである。３つの第２規制ピン４７が移動する際にオイルが押し出される容積は、３×Ａ（ピン面積）×Ｓ（移動ストロ−ク）であり、油圧をＰとしたとき、Ｐ×３×Ａ×Ｓがオイルのする仕事となる。この３×Ｐ×Ａ×Ｓなる仕事を完了するまでかかる時間は、応答遅れとなる。

ここで、前述の従来例における、通常の気筒休止移行について考えてみると、４弁（４箇所）とも一度に弁停止移行することになるので、必要仕事は４×Ｐ×Ａ×Ｓに増加し、もって気筒休止への変換応答性が悪化してしまうことになる。また、高圧を作用させる第２規制ピンへの油通路４８は、本実施形態が３つであるのに対し、従来では４つであり、その分、油通路４８からのオイル洩れが多くなり、もって作用油圧Ｐ自体も低下してしまうことになる。その面からも変換応答性が一層悪化してしまうのである。

しかるに、本実施形態では、高油圧で作動させる規制ピンの数が従来例より少ないため、変換に要するオイル仕事（油圧仕事）を低減でき、また油圧低下も少ないため、気筒休止への移行応答性を高めることができる。また、吸気弁７１ａ、７１ａと排気弁３ａが一度に同時に変換できるので、吸排気弁間の変換タイミングのズレの発生を抑制できる。

このＢ領域（減筒運転状態）では、常時稼動気筒（＃２気筒）は排気弁片弁態様に維持されており、排気片弁停止により、Ａ領域（暖機後）と同様の排気エミッション低減効果は維持され、更に、減筒運転により、常時稼動気筒（＃２気筒）のＦ側の排気弁３ｂの一つの排気ポ−ト２のみから排気ガスが排出されるため、排気ガスの排気ポートからの熱伝達（熱逃げ、冷却）は一層抑制され、触媒には高温の排気ガスが送られ、触媒転化率が向上して排気エミッションを低減することができる。尚、この時の＃２気筒の排気弁のリフト中心位相値は位相θｂであり、Ａ領域の場合に比べて遅角側に位相が遅らせられている。一方、吸気弁のリフト中心位相値は位相θa′であり、Ａ領域と同じ位相である。

一方、１気筒のみの燃焼なので、排気ガスの絶対量は少なく、過度に触媒を加熱することは抑制され、触媒の熱劣化は抑制される。

次に、燃費について考える。機関フリクションは＃１気筒の３弁の追加停止移行も加わり（さらなる動弁フリクションの低減）、一層低減される。また、減筒運転により、＃２気筒での燃焼高負荷シフトによって、サイクル効率が向上し、燃費も更に向上する。すなわち、同じ機関トルクであっても燃焼ガスが接する筒内表面積が減筒運転によりほぼ半減するので、冷却損失なども低減するからである。

ここで、このＢ領域は、高速道路を一定速度で走行するなど、頻繁に使われる実用領域であり、ここでも、大きな排気エミッション低減効果や燃費低減（燃費向上）効果が得られるのである。

以上のように、減筒運転のＢ領域では、減筒移行直前と比較して排気エミッションは一層低減し燃費も一層向上するのであるが、とりわけ、本実施形態では、低排気エミッション・低燃費の減筒領域を高トルク側まで拡大でき、車両ト−タルでの燃費を向上できるのである。

なぜなら、図１６のＢ領域の吸排気弁作動に示すように、排気弁３ｂのリフト量はＬ３．５、作動角はＤ３．５まで拡大され（Ｌ３リフトカ−ブとＬ４リフトカ−ブの中間）、排気ＶＴＣ１００によって排気弁は中心位相値θaから中心位相値θｂに遅角され、この結果、排気弁の開時期はＡ領域の暖機後の状態からほぼ不変であるが、排気弁の閉時期は遅角される。これにより吸気弁との間に中程度のバルブオーバーラップが形成され、良好な吸排気作動が行われ、また吸気弁閉時期は下死点付近まで進角されており低中回転の吸気充填効率が確保され、高トルクを発生できるからである。

そして、更に機関回転・トルクが高まると、減筒運転では要求される機関トルクを出せなくなるので、図１５のＢＣ境界ラインを超えると、Ｃ領域（全筒運転、片弁）に遷移される。

すなわち、第２・第３弁停止機構１１ａ、１１ｄ、１１ｅへの第２切換弁制御信号がオフとなり、第２規制ピン４７がピンばねにより右方に移動し、ラッシアジャスタがロストモ−ション作動できる状態からシリンダヘッド１に固定された状態に再び切り換わるのである。これにより、図１６のＣ領域の「気筒作動」に示すように、＃１気筒も再び稼動を開始するのである。一方、両気筒とも排気片弁状態は維持できており、排気片弁停止よるエミッション低減効果及び低燃費効果（排気片弁停止による低フリクション）を、Ａ領域からＣ領域において、全筒運転、減筒運転によらず得ているのである。

ここで、ＢＣ境界ラインを超えると、全筒運転に切り換わるので、図１６のＢ領域に示す吸排気弁特性のままだと、機関トルクが急増してしまう。

そこで、吸気ＶＴＣ２００によって遅角制御によりＢ領域の場合に比べて遅角側に中心位相値θｃ′まで遅らせ、吸気弁７１ａ、７１ｂの閉時期を充分遅らせる。そして、排気ＶＥＬを最大リフトL４・最大作動角Ｄ４に変換し、排気ＶＴＣ１００で中心位相値θｂから中心位相値θｃにさらに遅角制御させる。尚、排気弁の開時期はＢ領域の暖機後の状態からほぼ不変であるが、排気弁の閉時期は遅角される。また、吸気ＶＴＣ２００も中心位相値θｃ′まで遅角制御されるので中程度のバルブオーバーラップが維持されることになる。

これにより、排気弁の開時期やバルブオーバーラップの変化を抑制しつつ吸気弁閉時期を充分遅らせることができ、吸気充填効率を抑制し、ポンプ損失も抑制しつつ、全筒運転化でのトルク急増や過渡性能不安定も抑制しつつ、全筒運転における燃費を向上するのである。

更に、アクセルペダルを踏み込んで加速していくと、トルク要求が高まるので、排気弁の開時期やバルブオーバーラップの変化を抑制しつつ排気弁作動角をＤ３．５（リフトＬ３．５）に向け縮小していき、吸気弁の閉時期を下死点側に進角していき、機関トルクを高めていく。しかしながら、全筒運転でも機関トルクが十分には上がらなくなる。なぜなら排気片弁停止は、排気ガス流動効果により排気エミッション低減に寄与してきたものの、全負荷に近い高負荷領域（排気ガス多量領域）ではこの排気ガス流動により排気抵抗が増加してしまうからである。

そこで、Ｃ領域の排気片弁停止をやめてＤ領域に遷移して排気両弁作動に切り換えるのである。すなわち、弁停止安定型弁停止機構である第１弁停止機構１１ｂ、１１ｃの第１切換弁制御信号としてＯＮ信号を送ると、油圧ラッシアジャスタ１０ｂ、１０ｄがロストモ−ション作動していたのがシリンダヘッド１に固定されるため、弁作動態様になるのである。ここでの変換応答性は、２箇所のみの変換であるので良好である。ここで、Ｄ領域は低中回転状態と高回転状態をとり、それぞれ排気弁と吸気弁の制御状態が異なっている。

Ｄ領域の低中回転状態の時の吸気弁は、吸気ＶＴＣ２００によって進角制御によりＣ領域の場合に比べて進角側に中心位相値θa′まで進ませ、吸気弁７１ａ、７１ｂの閉時期を進ませ、低中回転における充填効率を高める。そして、排気ＶＥＬを最大リフトＬ３.５、最大作動角Ｄ３．５に変換し、排気ＶＴＣ１００で中心位相値θｃから中心位相値θｂにやや進角制御させる。尚、排気弁の開時期はＣ領域の状態からほぼ不変であるが、排気弁の閉時期は進角される。また、吸気ＶＴＣ２００も中心位相値θａ′まで進角制御されているので中程度のバルブオーバーラップが維持されることになる。これにより、良好な吸排気ガス交換が継続すると共に過渡性能が安定化する。

更に、アクセルペダルを踏んで回転が上昇して高回転状態になると、再び中心位相値θa′から中心位相値θｂ′まで遅角していくので、吸気弁の閉時期は遅角していく。これにより高回転域の充填効率を高める。更に、排気ＶＥＬを最大リフトＬ４、最大作動角Ｄ４に変換して行くが、排気弁の中心位相値θｂはその状態を維持している。このため、排気弁の開弁時期は進角されると共に、閉弁時期は遅角されることになる。これによって中程度のバルブオーバーラップが維持されることになり、良好な吸排気ガス交換が継続すると共に過渡性能が安定化する。

したがって、機関回転数増加に応じた最大充填効率が得られるようにし、もって全回転域のトルクを向上できる。尚、回転数が上昇するにつれて吸気弁の閉時期を遅角していく際、バルブオーバーラップは維持しつつ、排気弁の作動角を拡大すれば、排気弁の開時期を早めることで排気効率を高めトルクを一層高めることもできる。

尚、この全負荷に近い高負荷のＤ領域では、排気ガス量が多いため、逆に排気片弁停止では触媒に流入する排気ガスの温度が過度に上昇し、触媒が熱劣化してしまう可能性がある。しかしながら、本実施例では、Ｄ領域は全気筒の両排気弁作動となっており、排気ガスのガス流動が抑えられる。これによって、後燃えが抑制され、更に全気筒において排気ガスが両排気ポ−ト２、２を通過するので熱伝達による冷却効果が最大に得られる。もって、排気ガス温度の過度な上昇を抑制でき、全負荷に近い高負荷で懸念される触媒熱劣化を防止できるのである。

このように、本実施例によれば、内燃機関の冷機時において、可変動弁機構の弁停止機構により一方の排気弁を作動停止すると共に、可変動弁機構の可変位相変更機構により、他方の排気弁の閉時期を上死点より進角した位置に制御するようにしている。

このため、一方の他方の排気弁の閉時期を上死点より進角した位置に制御しているので、高温の燃焼ガスが筒内に封じ込められるので機関本体の昇温（＝暖機）が促進されるようになる。更に、一方の排気弁の作動を停止することにより他方の排気弁から排出される燃焼ガスが、排気ポ−ト側に流出する際のスワ−ル効果（乱れ効果）を高めることができ、排気ポ−ト側において未燃焼成分の酸化反応（いわゆる後燃え）が促進され、排気（燃焼）ガス温度の低下を抑制し、これにより後流に配置された排気ガス浄化触媒を昇温して転化率も高められるようになる。これによって排気有害成分の総量を低減することができるようになる。

次に本発明の第２の実施形態について説明するが、第１の本実施形態ではバルブリフトが連続的に変化する排気ＶＥＬを使用するのに対し、本実施例では排気弁の各々のリフト量を２段階に変更可能な、一対のカム切換え機構を用いている点で相違している。尚、このリフト量を２段階に変更可能なカム切換え機構は、例えば、本出願の発明者等によって提案された特開２００１-２０７１１号公報に記載されている周知のカム切換え機構である。尚、このカム切換え機構は高速用カムと低速用カムを備えるものであるが、高速用カム及び低速用カムを実施例１に適応するように制御することで、実施例１に類似した制御が可能となるものである。

図１７に示すように、リヤ側排気弁は冷機時にはゼロリフト（弁停止）に制御され、暖機後にはリフト量Ｌ３に制御される。つまりリヤ側のカム切換え機構は、ゼロリフトのカム山と弁リフト量Ｌ３と対応する大リフトカム山を有しており、この両カムを切り換えるものである。

一方、フロント側排気弁は、冷機時には小リフト量Ｌ１に制御され、暖機後にはリフト量Ｌ３に変更されるように制御される。つまりフロント側のカム切換え機構は、弁リフト量Ｌ1に対応した小リフトカム山と、弁リフト量Ｌ３と対応した大リフトカム山を有しており、この両カムを切り換えるのである。

ここで、冷機時についてみると、リヤ側排気弁は弁停止であり、フロント側排気弁はリフト量Ｌ１であり、このリフト量Ｌ１のリフト特性や開閉タイミングは実施例1の冷機時と同じ特性になっている。従って、リフト量を連続的に制御する排気ＶＥＬを使わずとも、あるいは排気ＶＴＣを必ずしも併用せずとも、実施例１と同様のエミッション低減効果を得ることができる。

また、カム切換え機構のデフォルト位置を前述の冷機時特性に合わせておけば、実施例1と同様に、始動燃焼の初期から同じ効果を得られ、またカム切換え機構の電気系に断線などの故障があった場合でも、同じメカニカルフェ−ルセ−フ効果が得られるものである。

また、暖機が進むと図１７の上段に示すように、実施例１と同様に両排気弁ともリフト量Ｌ３に変更される。このように、暖機時には常時一定のリフト量Ｌ３に維持されるので、実施例1のように細やかな制御はできないが、制御が簡素化されるメリットが得られる。

実施例1では、弁停止機構として、ロストモ−ション機構を用いたものを示し、実施例２ではカム切換え機構で小リフト側のカムをゼロリフトにしたものを説明した。したがって、本発明の主旨から逸脱しない範囲であれば、これらの弁停止機構の構成は特に限定されるものではない。可変バルブリフト機構としても、実施例1では連続可変タイプを示し、実施例２では、カム切換え機構で代用する例を示した。したがって、これらの可変リフトの構成は特に限定されるものではない。また、変換エネルギとしては電動であっても、油圧でもかまわないものである。

尚、本発明は上記した実施例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施例は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加えることも可能である。また、各実施例の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。

また、前述してきた吸気弁や排気弁の開閉時期としては、まさにリフト開始時期／終了時期としても良いが、リフト開始初期の緩衝区間（所謂上りランプ区間）後の加速度開始部を開時期とし、リフト終了末期の緩衝区間（所謂下りランプ区間）前の加速度終了部を閉時期としても良い。後者の場合は、実質的なガス交換の開始及び終了のタイミングとほぼ対応しているので、より本発明の効果を高めることができる。

１…シリンダヘッド、１ａ…保持穴、３ａ、３ａ…＃１気筒側の第１、第２排気弁、３ｂ、３ｂ…＃２気筒側の第１、第２排気弁、５…駆動軸、５ａ…駆動カム、６…スイングアーム、６ａ…一端部、６ｂ…他端部、７…揺動カム、８…伝達機構、９…制御機構、１０ａ、１０ｂ…＃１気筒の排気側第１、第２油圧ラッシアジャスタ（支点部材）、１０ｃ、１０ｄ…＃２気筒の排気側第３、第４油圧ラッシアジャスタ(支点部材)、１１ａ…第２弁停止機構、１１ｂ、１１ｃ…第１弁停止機構、１１ｄ、１１ｅ…第３弁停止機構、１１ｇ、１１ｈ…第４弁停止機構、１２…排気弁のバルブスプリング、１３…軸受部、１４…ローラ、２４…ボディ、２７…プランジャ、２７ｂ…先端頭部、３４…摺動用孔、３５…ロストモーションスプリング(付勢部材)、３６…規制機構、３８…移動用孔、３９…規制用孔、４０…リテーナ、４１…摺動ピン、４２…第１規制ピン、４３…リターンスプリング、４４…油通路孔、４５、６６…ドレン通路、４７…第２規制ピン、５４、６４…オイルポンプ、５５…第１電磁切換弁、６５…第２電磁切換弁、７１ａ、７１ａ…＃１気筒側の第１、第２吸気弁、７１ｂ、７１ｂ…＃２気筒側の第１、第２吸気弁、７２…吸気弁のバルブスプリング、７３…吸気側カムシャフト、７３ａ…回転カム、７４…吸気側スイングアーム、７５ａ、７５ｂ…＃１気筒の吸気側第１、第２油圧ラッシアジャスタ(支点部材)、７５ｃ、７５ｄ…＃２気筒の吸気側第３、第４油圧ラッシアジャスタ(支点部材)。

Claims (10)

1. 気筒毎にそれぞれ設けられた少なくとも１つ以上の吸気弁及び一対の排気弁と、前記一対の排気弁のうち一方の排気弁の作動及び作動停止を切り換える弁停止機構と、前記一対の排気弁のうち他方の排気弁の開閉時期を制御する可変位相変更機構とを有した内燃機関の可変動弁装置であって、
   冷機始動時には、前記弁停止機構により前記一方の排気弁の作動を停止すると共に、前記可変位相変更機構により前記他方の排気弁の閉時期を上死点より進角した位置に制御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、
   前記冷機始動時には、前記可変位相変更機構により前記他方の排気弁の開時期を下死点より遅角した位置に制御す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又は請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   前記冷機始動時には、前記可変位相変更機構により前記他方の排気弁のリフト量はリフト量可変範囲における最少リフト量となっ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、
   前記弁停止機構は、変換エネルギが作用していない場合には、弁停止態様に機械的に安定し、前記可変位相変更機構は、変換エネルギが作用していない場合には、前記他方の排気弁の閉時期が上死点より進角した位置で機械的に安定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。
5. 請求項1乃至請求項４のいずれかに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   暖機後の所定運転条件では、一部の気筒の排気弁と吸気弁を弁停止させることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
6. 請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   暖機後には前記可変位相変更機構は、前記他方の排気弁の閉時期を前記冷機時の閉時期より遅角した位置に制御し、前記他方の排気弁の開時期を前記冷機時の開時期より進角した位置に制御することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
7. 請求項６に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   暖機後には前記可変位相変更機構は、前記他方の排気弁のリフトを大きくして前記他方の排気弁の閉時期を前記冷機時の閉時期より遅角した位置に制御すると共に、前記他方の排気弁の開時期を前記冷機時の開時期より進角した位置に制御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、
   暖機後には前記可変位相変更機構は、前記冷機時の前記他方の排気弁のリフトの中心位相値と前記暖機後の前記他方の排気弁のリフトの中心位相値とを同じに制御することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
9. 請求項３に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   前記冷機始動時には、前記可変位相変更機構により前記他方の排気弁の閉時期と前記吸気弁の開時期が重ならないマイナスオーバーラップを形成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９に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
    暖機後には前記可変位相変更機構により前記他方の排気弁の閉時期と前記吸気弁の開時期が重なるオーバーラップを形成することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

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