JP2017106382A - 内燃機関の可変動弁装置 - Google Patents

Abstract

【課題】機関始動時における燃焼の安定化を図って排気エミッション性能の向上を図ることができる内燃機関の可変動弁装置を提供する。【解決手段】吸気弁１，１のピークリフト位相を可変にする吸気ＶＴＣ３と、排気弁２，２の作動角を可変にする排気ＶＶＬ４と、を備え、吸気ＶＴＣは、第１電磁切換弁２３を介してオイルポンプ２０からの吐出圧が作用しない場合には、各吸気弁を最遅角側にバイアススプリング３４，３５によって機械的に保持する一方、排気ＶＶＬは、第２電磁切換弁４５を介しオイルポンプからの吐出圧が作用しない場合には、大リフトカム３１のカムプロフィールにしたがって排気弁を大作動角、大リフトＬＥ２側に機械的に保持するようにした。【選択図】 図５

Description

本発明は、例えば自動車用内燃機関の始動時における燃焼安定性を向上させて排気エミッション性能の改善を図り得る内燃機関の可変動弁装置に関する。

従来の内燃機関の可変動弁装置としては、以下の特許文献１に記載されたものが知られている。

この可変動弁装置は、吸気弁の作動角を変換させる吸気作動角可変機構と、排気弁の作動角を変換させる排気作動角可変機構と、を備え、前記吸気作動角可変機構は、変換エネルギである油圧が作用しなかった場合には小作動角側に機械的に安定し、前記排気作動角可変機構も、変換エネルギである油圧が作用しなかった場合には小作動角側に機械的に安定するように構成されている。
自動車技術Ｖｏｌ４３,Ｎｏ８,１９８９ Ｐ１４〜Ｐ１９

しかしながら、この従来の可変動弁装置は、例えば機関の停止時のように、変換エネルギである油圧が作用しなかった場合には、吸気弁と排気弁の両方を小作動角に機械的に安定させていることから、機関の始動初期（クランキングも含む）においても前記吸気弁と排気弁がとも小作動角に制御された状態になっている。

ここで、機関始動初期の燃焼サイクルについて考えると、ピストンの排気上死点を越えて吸気行程に移行し、ピストンが下降始めると、排気弁は早めに閉じでしまうことから、排気ポ−ト側からの高温の燃焼ガス（高温ＥＧＲガス）が筒内(燃焼室内)に逆導入されにくくなる。このため、燃焼室内が暖まりにくくなって、燃焼が不安定になると共に、ハイドロカーボン（ＨＣ）などの排気エミッションが多く発生してしまうという問題があった。

本発明は、従来の技術的課題に鑑みて案出されたもので、例えば自動車用内燃機関の始動時における燃焼の安定性を向上させて排気エミッションの改善を図り得る内燃機関の可変動弁装置を提供することを目的としている。

請求項１に記載の発明は、排気弁の作動角を可変にする排気作動角可変機構と、吸気弁のピークリフト位相を可変にする吸気位相可変機構と、を備え、
前記排気作動角可変機構は、この機構に変換駆動力が作用しない場合には、前記排気弁の作動角を大作動角側に機械的に保持して、排気弁の開時期をピストンの下死点よりも進角側すると共に、閉時期をピストン上死点よりも遅角側の所定の第１位置に保持する一方、
前記吸気位相可変機構は、この機構に変換駆動力が作用しない場合には、吸気弁のピークリフト位相が最進角位置よりも遅角側で、かつ吸気弁の閉時期を吸気下死点より遅角側であって、上死点と下死点の中間よりも下死点側に進角した所定の第２位置に機械的に保持することを特徴としている。

この発明によれば、機関の始動初期から排気弁の大作動角によって閉時期が遅角位置に機械的に保持されており（デフォルトバルブタイミング）、ピストンの排気上死点を越えて吸気行程に移行し、ピストンが下降始めても排気弁はすぐには閉じないので、ピストンの排気上死点から弁閉時期までの比較的長い期間（第１期間）に、排気ポ−ト側から排気弁を介して高温の燃焼ガス（高温ＥＧＲガス）を直接燃焼室内に多量に逆導入することができる。

一方、吸気弁はピークリフト位相が、始動初期から所定の遅角位相（開閉時期遅角位置）に保持されており（デフォルトバルブタイミング）、吸気弁の開時期から排気上死点までの期間（第２期間）は比較的短く、したがって、この期間に排気行程後半の高温燃焼ガス（高温ＥＧＲガス）が吸気弁を介して冷たい吸気ポ−ト・吸気管側に一度戻されることによって冷やされた燃焼ガス（低温ＥＧＲガス）が次吸気行程で筒内に再導入される量を少なくできる。

したがって、筒内に導入されたＥＧＲガスのうち、前記第２期間による低温ＥＧＲガスの比率を小さく抑えつつ、前記第１期間による高温ＥＧＲガスの比率を大きくすることができることから、機関始動時の燃焼を安定化させ、ＨＣなどのエミッションを低減する効果が得られる。

本発明によれば、機関始動時における燃焼安定性を向上させて排気エミッション性能の改善を図ることができる。

本発明の第１実施形態の内燃機関の可変動弁装置の概略図である。 本実施形態に供される吸気位相可変機構(吸気ＶＴＣ)の縦断面図及び油圧回路図である。 フロントカバーと通路構成部を外した状態の吸気ＶＴＣを示し、（Ａ）は吸気ＶＴＣにより吸気弁のピークリフト位相を最遅角側に制御された状態を示す作動説明図、（Ｂ）は吸気弁のピークリフト位相を最進角側に制御された状態を示す作動説明図である。 本実施形態に供される排気作動角可変機構(排気ＶＶＬ)を示し、（Ａ）はこの機構によって排気弁が小リフトに制御された状態を示し、（Ｂ）は排気弁が大リフトに制御された状態を示す作動説明図である。 本実施形態の吸気ＶＴＣと排気ＶＶＬによるクランク角とリフト量の関係を示す特性図である。 本実施形態に供されるコントロールユニットによる制御フローチャート図である。 第２実施形態における吸気ＶＴＣの作動説明図である。 本実施形態の吸気ＶＴＣと排気ＶＶＬによるクランク角とリフト量の関係を示す特性図である。 本実施形態に供されるコントロールユニットによる制御フローチャート図である。

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。本実施形態では、ガソリン仕様の４サイクル多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実施形態における内燃機関の可変動弁装置を示し、吸気側と排気側は、１気筒当たりそれぞれ２つの吸気弁１，１と排気弁２，２とを備えている。

前記各吸気弁１，１側には、機関状態に応じて吸気弁１，１のピークリフト位相を変化させる吸気位相可変機構である吸気ＶＴＣ３が設けられている一方、前記各排気弁２，２側には、機関状態に応じて各排気弁２，２の作動角とバルブリフト量を段階的に可変制御する排気作動角可変機構である排気ＶＶＬ４が設けられている。なお、前記各吸気弁１、１は、バルブリフト自体は図５に示すようにＬＩの高さに固定的になっている。
〔吸気ＶＴＣの構造〕
まず、吸気ＶＴＣ３を図２及び図３Ａ、Ｂに基づいて説明すると、これは、いわゆるベーンタイプのものであって、機関のクランクシャフトによって回転駆動されて、この回転駆動力を吸気カムシャフト５に伝達するタイミングスプロケット６と、前記吸気カムシャフト５の端部に固定されて、前記タイミングスプロケット６と一体的な後述するハウジング９内に回転自在に収容されたベーン部材７と、該ベーン部材７を油圧によって正逆回転させる油圧回路８と、を備えている。

前記吸気カムシャフト５は、外周に一気筒あたり２つの駆動カム５ａ、５ａが設けられていると共に、シリンダヘッドＳの上端部に形成されたカム軸受によって回転自在に設けられている。前記各駆動カム５ａ、５ａは、同一のカムプロフィールに形成されて、回転によって図外のバルブスプリングと協働して前記各吸気弁１，１を開閉作動させるようになっている。

前記タイミングスプロケット６は、例えば鉄系金属によってほぼ円盤状に形成されて、外周にタイミングチェーンが噛合する歯車部６ａが一体に有していると共に、前端側には、前記ベーン部材７を回転自在に収容したハウジング９と、該ハウジング９の前端開口を閉塞する円板状のフロントカバー１０と、ハウジング９の後端開口を閉塞し、かつタイミングスプロケット６と一体に形成された円板状のリアカバー１１が設けられている。これらハウジング９及びフロントカバー１０，リアカバー１１は、４本の小径ボルト１２によって吸気カムシャフト５の軸方向から一体的に共締め固定されている。

前記ハウジング９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９ａが内方に向かって突設されている。

この各シュー９ａは、横断面ほぼ台形状を呈し、ほぼ中央位置に前記各小径ボルト１２の軸部が挿通する４つのボルト挿通孔９ｂ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１３と該シール部材１３を内方へ押圧する図外の板ばねが嵌合保持されている。

前記フロントカバー１０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１０ａが穿設されていると共に、外周部に前記各シュー９ａの各ボルト挿通孔９ｂ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。

前記リアカバー１１は、後端側に一体に設けられた前記タイミングスプロケット６と共に、ほぼ中央に大径な軸受孔１１ａが軸方向に貫通形成されている。

前記ベーン部材７は、中央位置に有する円筒状のベーンロータ７ａと、該ベーンロータ７ａ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７ｂと、を備えている。前記ベーンロータ７ａは、中央内部に比較的大径な支持穴７ｃが形成されていると共に、該支持穴７ｃの底面中央位置にカムボルトを１４が挿入される小径なボルト挿通孔７ｄが貫通形成されている。 ベーン部材７は、ベーンロータ７ａの前端側に設けられた小径筒部７ｅが前記フロントカバー１０の支持孔１０ａに相対回転自在に支持されている一方、後端側に設けられた小径な円筒部７ｆが前記リアカバー１１の軸受孔１１ａに回転自在に支持されている。

ベーン部材７は、前記ベーンロータ７ａの支持穴７ｃ及びボルト挿通孔７ｄに対応した頭部と軸部が軸方向から挿通したカムボルト１４によって吸気カムシャフト５の前端部に軸方向から締結固定されている。

前記各ベーン７ｂ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、前記３つのベーン７ｂ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７ｂはその幅長さが前記３つのものよりも大きく設定されて、ベーン部材７全体の重量バランスが取られている。

また、各ベーン７ｂは、各シュー９ａ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前記ハウジング９の内周面に摺接するコ字形のシール部材１５及び該シール部材１５をハウジング９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、前記幅広の一つのベーン７ｂは、前記タイミングスプロケット６の回転方向側の一側面基部に該ベーン７ｂが進角方向へ相対回転した際に、前記一つのシュー９ａの対向面に当接する突起部７ｈが設けられている。したがって、前記ベーン部材７は、遅角側と進角側の最大相対回転角度は、図３Ａに示すθａの角度範囲になっている。

また、前記各ベーン７ｂの前記タイミングスプロケット６の回転方向と反対側のそれぞれの一側面には、ほぼ円形状の一対の凹溝７ｇが軸方向に並列状態に形成されている。

また、この各ベーン７ｂの両側と各シュー９ａの両側面との間に、それぞれ４つの遅角側油圧室１６と進角側油圧室１７がそれぞれ隔成されている。

前記油圧回路８は、図２に示すように、前記各遅角側油圧室１６に対して作動油の油圧を給排する第１油圧通路１８と、前記各進角側油圧室１７に対して作動油の油圧を給排する第２油圧通路１９との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路１８，１９には、後述するオイルポンプ２０の吐出通路２０ａと連通する供給通路２１とドレン通路２２とが夫々通路切り換え用の第１電磁切換弁２３を介して接続されている。前記供給通路２１には、オイルパン２４内の油を圧送するオイルポンプ２０が設けられている一方、ドレン通路２２の下流端がオイルパン２４に連通している。

前記第１、第２油圧通路１８，１９は、円柱状の通路構成部２５の内部に形成されており、この通路構成部２５は、一端部が前記ベーンロータ７ａの小径筒部内から前記支持穴７ｃ内に挿通配置されている一方、他端部が前記第１電磁切換弁２３に接続されている。

また、前記通路構成部２５の一端部の外周面と支持穴７ｃの内周面との間には、各油圧通路１８，１９の一端側間を隔成シールする３つの環状シール部材２６が嵌着固定されている。

前記第１油圧通路１８は、通路構成部２５の一端部内で止められ、該一端部の外周面に形成された環状室１８ａと、ベーンロータ７ａの内部にほぼＬ字形状に折曲形成されて、前記環状室１８ａと各遅角側油圧室１６と連通する第２油路１８ｂとを備えている。

一方、前記第２油圧通路１９は、前記支持穴７ｃの吸気カムシャフト５側の端部に形成された油室１９ａと、ロータ７ａの内部にほぼ放射状に形成されて油室１９ａと各進角側油圧室１７とを連通する４本の分岐路１９ｂとを備えている。

前記第１電磁切換弁２３は、４ポート３位置型であって、内部の弁体が各油圧通路１８、１９と供給通路２１及びドレン通路２２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、コントロールユニット(ＥＣＵ)２７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、この第１電磁切換弁２３は、例えば機関停止などで制御電流が作用しない場合に、供給通路２１が遅角側油圧室１６に連通する第１油圧通路１８と連通し、ドレン通路２２が進角側油圧室１７と連通する前記第２油圧通路１９に連通するようになっている。また、第１電磁切換弁２３内のバルブスプリングによって機械的にこのポジションとなるように形成されている。

前述のコントロールユニット２７は、吸気ＶＴＣ３の第１電磁切換弁２３と、排気ＶＶＬ４の後述する第２電磁切換弁４５とも共通のものを用いており、機関運転状態を検出すると共に、クランク角センサ及び吸気カムシャフト５の角度センサからの信号によって、前記タイミングスプロケット６と吸気カムシャフト５との相対回転位置を検出している。

また、吸気ＶＴＣ３は、ハウジング９に対してベーン部材７の回転をロック及びロックを解除するロック機構を有している。このロック機構は、前記幅長さの大きな１つのベーン７ｂとリアカバー１１との間に設けられ、前記ベーン７ｂの内部に吸気カムシャフト５の軸方向に沿って形成された摺動用穴２８と、該摺動用穴２８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２９と、前記リアカバー１１の所定位置に貫通形成された固定用孔内に固定された横断面カップ状の係合穴構成部３０に設けられて、前記ロックピン２９のテーパ状先端部２７ａが係脱するロック穴３１と、前記摺動用穴２８の底面側に固定されたスプリングリテーナ３２に保持されて、ロックピン２９をロック穴３１方向へ付勢するばね部材３３とから構成されている。

また、前記ロック穴３１には、図外の油孔を介して前記遅角側油圧室１６内の油圧あるいはオイルポンプ２０の油圧が直接供給されるようになっている。

そして、前記ロックピン２９は、前記ベーン部材７が最遅角側に回転した位置（デフォルト位置）で、先端部２９ａが前記ばね部材３３のばね力によってロック穴３１に係合してタイミングスプロケット６と吸気カムシャフト５との相対回転をロックする。また、前記遅角側油圧室１６からロック穴３１内に供給された油圧あるいはオイルポンプ２０の油圧によって、ロックピン２９が後退移動してロック穴３１との係合が解除されるようになっている。つまり、かかるロック機構は前記デフォルト位置に保持固定する機能を有している。

また、前記各ベーン７ｂの一側面側の前記各凹溝７ｇ底面と該底面に対向する各シュー９ａの対向面との間には、ベーン部材７を遅角側へ回転付勢する付勢部材である一対のバイアススプリング３４、３５が配置されている。

各バイアススプリング３４，３５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ベーン部材７の回転軸方向に並設されていると共に、各一端部が前記各凹溝７ｇ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、吸気ＶＴＣ３の基本的な動作を説明すると、まず、機関停止時には、コントロールユニット２７から第１電磁切換弁２３に対する制御電流の出力が停止されることから、供給通路２１と遅角側の第１油圧通路１８とが連通されると共に、ドレン通路２２と進角側の第２油圧通路１９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２０の油圧が作用せず供給油圧も零になる。

したがって、ベーン部材７は、図３Ａに示すように、前記各バイアススプリング３４，３５のばね力によって最遅角側に回転付勢されて１つの幅広ベーン７ｂの一端面が対向する１つのシュー９ａの一側面に当接する、と同時に前記ロック機構のロックピン２９の先端部２９ａがロック穴３１内に係入して、ベーン部材７をかかる最遅角位置に安定に保持する。すなわち、この吸気弁ＶＴＣ３は、最遅角位置が機械的に安定するデフォルト位置になっている。このデフォルト位置は、前述したベーン部材７の最進角位置に対してベーン７ｂの角度でθａになっている。

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、スタータモータによりクランクシャフトをクランキング回転させると、第１電磁切換弁２３にコントロールユニット２７から制御信号が出力されるようになる。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２０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７は、ロック機構と各バイアススプリング３４，３５のばね力とによって最遅角側に保持されている。

このとき、コントロールユニット２７から出力された制御信号によって第１電磁切換弁２３が供給通路２１(吐出通路２０ａ)と第１油圧通路１８を連通させると共に、ドレン通路２２と第２油圧通路１９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２０から圧送された油圧の油圧上昇とともに第１油圧通路１８を通って遅角側油圧室１６に高い油圧が供給される一方、進角側油圧室１７には、油圧が殆ど供給されずにドレン通路２２から油圧がオイルパン２４内に排出されて低圧状態となっている。

ここで、クランキング回転が上昇し油圧がさらに上昇した後は、第１電磁切換弁２３によってベーン部材７の位置制御がされるようになる。すなわち、ポンプ油圧及び遅角側油圧室１６の油圧の上昇に伴ってロック機構のロック穴３１内の油圧も高まってロックピン２９が後退移動し、先端部２９ａがロック穴３１から抜け出してハウジング９に対するベーン部材７の相対回転を許容するため、ベーン部材７の自由な位置制御が可能になる。

例えば、コントロールユニット２７からの制御信号によって第１電磁切換弁２３が作動して、供給通路２１と第２油圧通路１９を連通させる一方、ドレン通路２２と第１油圧通路１８を連通させる。

したがって、今度は遅角側油圧室１６内の油圧が第１油圧通路１８を通ってドレン通路２２からオイルパン２４内に戻され、該遅角側油圧室１６内が低圧になる一方、進角側油圧室１７内に油圧が供給されて高圧となる。

よって、ベーン部材７は、かかる進角側油圧室１７内の高圧化によって各バイアススプリング３４，３５のばね力に抗して図中時計方向へ回転して図３Ｂ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６に対する吸気カムシャフト５の相対回転位相を進角側に変換する。また、第１電磁切換弁２３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。

さらに、暖機終了後には、機関運転状態に応じて前記タイミングスプロケット６に対する吸気カムシャフト５の相対回転位相を最遅角（図３Ａ）と最進角（図３Ｂ）との間を連続的に変化させるのである。
〔排気ＶＶＬの構造〕
前記排気ＶＶＬ４について説明すると、この排気ＶＶＬ４は、図１及び図４Ａ，Ｂに示すように、排気カムシャフト６に一体的に固定されて、各気筒の中央に配置された大リフト用の卵型の大リフトカム３１と、該大リフトカム３１の両側に設けられた小リフト用の小リフトカム３２，３２と、ロッカシャフト３３に揺動自在に支持されて、前記両小リフトカム３２，３２に対応した位置に一対のフォロワ部３４ａ、３４ａが配置され、該フォロワ部３４ａ、３４ａの各先端部の下端が前記両排気弁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３４と、前記大リフトカム３１に対応した位置にフォロア部３５ａが設けられて、ロストモーション可能なサブロッカアーム３５と、該サブロッカアーム３５内に設けられて、該サブロッカアーム３５を前記大リフトカム３１側に付勢するロストモーション機構３６と、メインロッカアーム３４に固定された支軸３７に揺動自在に支持されて、前記サブロッカアーム３５の下端部３５ｂに係脱することにより該サブロッカアーム３５とメインロッカアーム３４とを同期連動させるか、あるいは連動を解除するレバー部材３８と、該レバー部材３８を係脱作動させる油圧プランジャ３９及びメインロッカアーム３４内に設けられて、油圧プランジャ３９を進出する方向へ付勢するリターンスプリング４０と、を備えている。

前記サブロッカアーム３５は、メインロッカアーム３４の後端部に設けられた支持軸４１によって揺動自在に支持されている。

前記ロストモーション機構３６は、サブロッカアーム３５の下部内に形成されて、前記メインロッカアーム３４の中央下部に形成された凸部３４ｂに当接するプランジャ４２と、該プランジャ４２を凸部３４ｂ方向へ付勢するロストモーションスプリング４３と、から構成されている。そして、前記レバー部材３８がサブロッカアーム３５の下端段差部３５ｂに対する係合が解除されている場合は、前記プランジャ４２とロストモーションスプリング４３を介してサブロッカアーム３５がロストモーションするようになっている。

前記油圧プランジャ３９は、後端縁の外周にフランジ部３９ａが形成されて、このフランジ部３９ａを介して先端側周囲側に円筒状の受圧室４４が形成されている。この受圧室４４に前記オイルポンプ２０からの油圧(変換作動力)が第２電磁切換弁４５を介して給排されることによって進退移動するようになっている。

すなわち、受圧室４４には、前記ロッカシャフト３３の内部軸方向やメインロッカアーム３４内に形成された油圧通路４６ａ、４６ｂなどを介して油圧が給排されるようになっており、前記第２電磁切換弁４５は、図１に示すように、前記油圧通路４６ａに対してドレン通路４７、あるいはオイルポンプ２０の吐出通路２０ａとの導通を切り換えるようになっている。

したがって、油圧プランジャ３９は、第２電磁切換弁４５にオフ信号が出力(非通電)されて、受圧室４４へポンプ油圧の供給がない場合は、図４Ｂに示すように、油圧プランジャ３９が前記リターンスプリング４０のばね力によって進出移動して、前記レバー部材３８の先端部が前記段差部３５ｂに係合する。

これにより、各排気弁２，２は、サブロッカアーム３５の揺動によりメインロッカアーム３４を介して大リフトカム３１のカムプロフィールにしたがって図５のＬＥ２に示すような大リフト(大作動角)に制御される。

一方、第２電磁切換弁４５にオン信号が出力(通電)されて、受圧室４４へオイルポンプ２０からポンプ油圧が供給されると、油圧プランジャ３９は、図４Ａに示すように、後退移動して前記レバー部材３８の先端部がサブロッカアーム３５に内部に設けられた押圧ピン４８によってコイルスプリング４８ａのばね力により前記段差部３５ｂから離脱して係合が解除される。これにより、サブロッカアーム３５は、ロストモーション機構３６によってロストモーション状態となることから、各排気弁２，２は、メインロッカアーム３４により両小リフトカム３２，３２の両者同じ形状のカムプロフィールにしたがって図５のＬＥ１に示すような小リフトに制御される。

ここで、機関停止などの前記オイルポンプ２０の油圧（変換駆動力）が発生しない場合を考えると、前記第２電磁切換弁４５がオフ位置となって、各排気弁２，２は機械的に大リフト制御位置に安定に保持される(これをデフォルト位置と呼ぶ。)。つまり、各排気弁２，２は、大作動角、大リフトＬＥ２がデフォルト態様となるのである。

前記コントロールユニット（ＥＣＵ）２７は、図外の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、前記第１、第２電磁切換弁２３、４５に制御電流をオン−オフ的に出力するようになっている。
〔本実施形態の作用効果〕
前述したように、デフォルト態様は、各吸気弁１，１では、図５の実線で示すようにピークリフト位相が最遅角側に制御されて、クランク角でいえば２×θａだけ遅角していることになる。一方、排気弁２、２では、大リフト（ＬＥ２）、大作動角(ＬＤ２)になっている。したがって、機関停止時や、クランキング時など変換駆動力であるオイルポンプ２０によるポンプ吐出圧が殆ど発生しない状態では、このデフォルト態様に機械的に安定しているのである。

このデフォルトバルブタイミングは、不安定になりがちな始動時（特に冷機始動の場合）の燃焼を安定化させ、ＨＣなどの始動時の排気エミッションを低減させる効果を得ることができる。

しかも、機関停止時において既にこのデフォルトバルブタイミングになっているので、まさに始動燃焼初期からこの効果を得ることができるのである。

各排気弁２，２は、大作動角、大リフト（ＬＥ２）であるので、ピストンの排気上死点を越えて吸気行程に入り、ピストンが下降始めても排気弁２，２はすぐには閉じないので、排気弁２，２の閉時期(ＥＶＣ２)までの比較的長い期間(第１期間、図５中(１)−２で示す期間)に、排気ポート側から排気弁２，２を介して高温の燃焼ガス(高温ＥＧＲガス)を直接燃焼室内に多量に逆導入させることができる。一方、吸気弁１，１は最遅角位相であって、吸気弁１，１の開時期(ＩＶＯ１)から排気上死点（ＴＤＣ）までの期間（第２期間である図５中（２）−１で示す期間）は比較的短く、したがって、該期間中に排気行程後半の高温燃焼ガス（高温ＥＧＲガス）が吸気弁１，１を介して冷たい吸気ポ−ト・吸気管側に一度戻されることによって冷やされた燃焼ガス（低温ＥＧＲガス）が次の吸気行程で筒内に再導入される量は少なくできる。

このように、燃焼室内に導入されるＥＧＲガスのうち、前記第２期間による低温ＥＧＲガスの比率を小さく抑えつつ、前記第１期間による高温ＥＧＲガスの比率を大きくすることができる。

さらに、各排気弁２，２は、大作動角なので、該排気弁２，２の開時期が比較的早くなり（ＥＶＯ２）、燃焼ガスの温度が十分には下がっていないうちに排気系に排出させることができるので、下流側の触媒を有効に暖めることができ、触媒の活性（転化率向上）が促進されて、その面からも排気エミッションを低減できる。

また、各吸気弁１，１は、図５の実線で示すように、最遅角位置であるが、閉時期（ＩＶＣ１）は吸気下死点（ＢＤＣ）の中間位置(Ｃ点)よりは、吸気下死点側に進角しており、有効圧縮比を可及的に高めることができ、これも燃焼安定化に貢献する。

これらの高温ＥＧＲガスの比率を大きくできる効果と、有効圧縮比を高められる効果により、始動燃焼を安定化させると共に、また前述の触媒の活性促進効果も加わりＨＣなどの排気エミッションを一層低減する効果が得られる。

さらに、クランキング及び始動のまさに初期から、前述のようなバルブタイミングとなっているので、前述の効果がまさに始動燃焼初期から確実に得られるのである。

図６は前記コントロールユニット２７による制御フロ−チャートを示し、機関停止移行も含めたフロ−になっている。

まず、ステップ１では、機関停止条件(キーオフ)か否かを判別し、機関停止条件であると判別すると、ステップ２において機関停止（燃料カット）信号が出力され、機関回転（Ｎe）は低下していく。

それに伴い、オイルポンプ２０の吐出油圧が低下していき、吸気ＶＴＣ３と排気ＶＶＬ４の第１、第２電磁切換弁２０，４７の制御位置に関わらず、変換油圧（変換駆動力）が作用しなくなるので、ステップ３において、前記デフォルト位置（吸気弁１，１が最遅角ＩＶＣ１，排気弁２，２が大作動角、大リフトＬＥ２）に移行し、そこで機械的に安定する。その後、ステップ４で機関が停止される。

その後、ステップ５では、再び機関始動条件(キーオン)になったか否かを判別し、機関始動条件と判別した場合は、この機関状態でも、前記デフォルト位置に機械的に安定しているが、ステップ６において、さらに念のため第１，第２電磁切換弁２３、４５には同デフォルト位置に対応する位置に制御する制御信号を出力しても良い。これは、次行程のクランキング時に不意にポンプ油圧が変動したり、クランキングによる回転変動があった場合にも僅かなポンプ油圧ながらデフォルト位置により安定化させる効果があるためである（なお、この行程は省略することも可能である。）。

その後、ステップ７で、クランキング信号を出力してクランキングが開始されと、ステップ８で所定のクランキング回転に達したか否かを判別し、完爆できるクランキング回転数まで達したと判別すると、ステップ９において始動燃焼のための燃料噴射・点火（完爆制御）が行われる。

この始動燃焼のまさしく初期から、前述のデフォルトバルブタイミングに安定しているので、確実に始動燃焼を安定化できると共に、排気エミッションも低下できるのである。

その後、ステップ１０では、タイマーによって始動後に所定時間が経過したか否かを判別し、所定時間が経過したと判別した場合は回転変動も安定化したとして、ステップ１１で機関温度ＴがＴ０以下か否か判別する。ここで所定温度Ｔ０を越えていないことを判別するとリターンするが、もし越えていれば、ステップ１２に移行する。

このステップ１２では、排気ＶＶＬ４に排気弁２，２のバルブリフト量を小リフト（ＬＥ1）まで低下させる信号を出力する。なぜなら、所定温度Ｔ０を越えると充分暖機が進んでいると考えられ、この状態ではノッキングやプレイグニッションといった高温に起因する異常燃焼が逆に発生する可能性が出てくるからである。前記デフォルトバルブタイミングでは、高温ＥＧＲガスを筒内に多量に導入するので、冷機燃焼は改善するものの、機関温度が上昇すると、この高温ＥＧＲガスによって、前述した異常燃焼が発生し易くなるのである。

そこで、排気弁２，２のバルブリフト量を減少させると、排気上死点（ＴＤＣ）から排気弁閉時期（ＥＶＣ１）までの第１期間が減少し（図５中（１）−１で示す期間）、排気ポ−ト側から排気弁２，２を介して高温の燃焼ガス（高温ＥＧＲガス）が直接燃焼室内に逆流する量が減少する。これにより、燃焼室内の過度な加熱を抑制し、ノッキングやプレイグニッションといった異常燃焼を回避するのである。

さらに、ステップ１３では、アクセル開度αが所定の開度αＯに達したか否かを判別し、所定開度αＯに達しない場合は戻るが、達したと判別した場合は、ステップ１４において、吸気ＶＴＣ３によって各吸気弁１，１を進角方向に変換する信号を出力する。

これは、ピークリフト位相が最遅角のままであると、吸気弁１，１の閉時期ＩＶＣ１が下死点よりもかなり遅角しているので、充分には吸気充填効率を確保することができず、トルク・出力が抑制されてしまい、大アクセル開度で求められるトルク・出力が得られないからである。

そこで、各吸気弁１，１の閉時期をＩＶＣ２に向けて進角させ、高負荷域での吸気充填効率を高めてトルク・出力を増大させるのである。

このように、トルク・出力が増加すると、熱負荷も増加し、やはりノッキングやプレイグニッションといった異常燃焼が発生しやすくなる。ところが、この吸気弁１，１のピークリフト位相を進角させた場合は、開時期ＩＶＯが進むことになる(ＩＶＯ１→ＩＶＯ２)。つまり、開時期ＩＶＯ２から排気上死点(ＴＤＣ)までの第２期間が拡大するので、燃焼室内に再吸入される低温ＥＧＲの比率の方が相対的に増加することから、それによって異常燃焼が抑制できる効果も出てきて、もって高回転域のトルク・出力を確保しつつノッキングやプレイグニッションも抑制できるのである。

なお、前述のデフォルトバルブタイミングによる始動時における燃焼安定化や排気エミッションの低減効果は、各電磁切換弁２３，４５に断線などの電気的故障が発生した場合でも有効なメカニカルフェールセーフ機能を有している。なぜなら、断線により各電磁切換弁２３，４５にオフ信号（非通電）が常時出力されてオフ位置固定となってしまった場合、あるいは電子制御系異常などによりオン信号が誤出力されてオン位置になってしまった場合でも、変換駆動力であるポンプ油圧が殆ど供給されない始動時においては、前述のデフォルトバルブタイミングに機械的（メカニカル）に安定しているので、始動時の燃焼を安定化でき排気エミッションも低減できるのである。
〔第２実施形態〕
図７は本発明の第２実施形態を示し、第１実施形態の吸気ＶＴＣ３の仕様を異ならせたものであり、排気ＶＶＬ４の構造は同じであるから、具体的な説明は省略する。

すなわち、吸気ＶＴＣ３は、前記ベーン部材７を遅角側へ相対回転させる前記各バイアススプリング３４，３５の他に、該バイアススプリング３４，３５のばね力と反対方向(進角方向)へばね力を付与する例えば図外のトーションスプリングとの相対ばね力によって、最遅角位置と最進角位置の間の中間位置にデフォルト安定するようになっている。つまり、ベーン部材７は、図７に示す状態では相対回転位置が最大遅角位置になっているが、機関停止などにおいてオイルポンプ２０からのポンプ吐出圧が作用しないデフォルト位置では、バイアススプリング３４，３５のばね力と、新たに加えられた前記トーションスプリングのばね力との相対力によって前記中間位置に保持されるようになっている。また、この中間位置では、前記ロック機構のロックピン２９がロック穴３１に係合するように、それぞれの形成位置が設定されている。

また、前記ロック機構が設けられた一つのベーン７ｂの進角方向の一側面側に設けられていた前記突起部７ｈの大部分を切り取って小さく形成した。

したがって、ベーン部材７の最大相対回転角度は、図３に示す第１実施形態の相対回転角度θａからθａ＋θｂへと拡大している(カム角、ベーン角)。ここで、ベーン部材７の相対回転角度θａでの吸気弁１，１のピークリフト位相は、第１実施形態と同じに設定されている。つまり、吸気弁１，１の開閉時期は、図８に示すように、第１実施形態の場合と同じくＩＶＯ２、ＩＶＣ２に設定されている。

また、ベーン部材７の最遅角側の相対回転位置における吸気弁１，１の開閉時期ＩＶＯ３、ＩＶＣ３は、図８に示すように、第１実施形態でのＩＶＯ1、ＩＶＣ1に対して、さらに２×θｂだけクランク角で遅角側に設定される。

ここで、デフォルト位置は、第１実施形態のＩＶＯ２，ＩＶＣ２とほぼ同一に設定されている。すなわち、第１実施形態と同様にベーン部材７を遅角方向へ付勢する前記バイアススプリング３４，３５に加え、前述したように進角方向へ付勢するトーションスプリングが設けられ、両スプリングのつり合い位置が、ベーン部材７の最進角位置に対して第１実施形態と同じθa(カム角)とほぼ一致するように設定されているのである。

そして、機関回転が極低回転ないし零回転まで低下すると、オイルポンプ２０のポンプ吐出圧が低下して、ベーン部材７はロック機構によってタイミングスプロケット６に対して中間位置でロックされるようになる。このとき、吸気弁１，１のバルブタイミングは、前述のように第１実施形態のＩＶＯ２，ＩＶＣ２とほぼ同一である。

これによる効果としては、プレイグニッションが発生しやすい高機関温度始動時において、吸気弁１，１の閉時期が下死点から充分離れたＩＶＣ３に制御されることによって、有効圧縮比が充分に低下し、もって始動時のプレイグニッションを抑制できるのである。

図８にも示すように、このＩＶＣ３は、上死点（ＴＤＣ）と下死点（ＢＤＣ）との中間点であるＣ点より上死点側に遅角しており、これにより、有効圧縮比を十分に下げ、もって始動時プレイグニッションを確実に防止できるのである。

次に、図９に基づいて前記コントロールユニット２２による制御フローチャートについて説明する。

まず、ステップ２１では、機関停止条件(キーオフ)か否かを判別し、機関停止条件であると判別すると、ステップ２２において機関停止（燃料カット）信号が出力され、機関回転（Ｎe）は低下していく。

それに伴い、オイルポンプ２０の吐出油圧が低下していき、吸気ＶＴＣ３と排気ＶＶＬ４の第１、第２電磁切換弁２０，４７の制御位置に関わらず、変換油圧（変換駆動力）が作用しなくなるので、ステップ２３において、前記デフォルト位置（吸気弁１，１が中間角ＩＶＣ１，排気弁２，２が大作動角、大リフトＬＥ２）に移行し、そこで機械的に安定する。その後、ステップ２４で機関が停止される。

その後、ステップ２５では、再び機関始動条件(キーオン)になったか否かを判別し、機関始動条件と判別した場合は、この機関状態でも、前記デフォルト位置に機械的に安定している。

ステップ２６では、現在の機関温度が所定の高温ＴＨ以上になっているか否かを判別し、つまり、例えば、アイドリングストップなどで機関温度がＴＨ以上である場合には、始動プレイグニッションが発生する可能性あることから、ステップ２７においてクランキング開始信号を出力した後に、ステップ２８に移行する。

このステップ２８では、吸気弁１，１の閉時期過遅角（最遅角）のＩＶＣ３に変換する信号を出力すると共に、排気ＶＶＬ４で排気弁２，２の大作動角、大リフトＬＥ２(デフォルト位置)への変換信号を出力する。

その後、ステップ２９において所定のクランキング回転に達したか否かを判別し、達していない場合はステップ２８に戻るが、達していると判別した場合は、ステップ３０に移行して燃料噴射や点火といった始動の燃焼制御を行う。ここで、ＩＶＣ３が過遅角なので、有効圧縮比が充分に低減し、もって高温始動時に懸念される始動プレイグニッションを抑制できるのである。

ステップ３１では、始動後所定期間を経過したか否かを判別し、所定期間を経過しない場合はステップ３１に戻るが、経過したと判別した場合は、ステップ３２に移行する。

このステップ３２では、吸気ＶＴＣ３によって吸気弁１，１の閉時期をＩＶＣ１に変換すると共に、排気ＶＶＬによって排気弁２，２のバルブリフトを小リフトＬＥ１に戻す制御を行う。つまり、ステップＳ３１において前記所定期間を経過すると、不安定な始動燃焼領域が過ぎて燃焼が安定したと判断され、プレイグニッションが発生しにくいと考えられるから、デフォルト相当の前記ＩＶＣ１に変換して有効圧縮比をやや高めて吸気充填効率を高める。また、排気弁２，２のバルブリフトを小リフトＬＥ１に戻して高温ＥＧＲの比率を減少させて、高充填効率でのノッキングの発生を抑制するのである。

その後、ステップ３３でアクセル開度は所定開度(α０)に達したか否かを判別し、所定開度に達しない場合は戻るが、達したと判別した場合は、第１実施形態と同様にしてステップ３４に移行して、ここで吸気ＶＴＣ３によって吸気弁１，１のさらなる進角変換信号を出力する。つまり、アクセル開度(機関負荷要求)に応じて吸気ＶＴＣ３によって吸気弁１，１の進角制御を行うのである。

なお、前記ステップ２６において、機関温度が未だＴＨ以上になっていないと判別した場合には、ステップ３５に移行する、ここでは、吸気ＶＴＣ３によって吸気弁１，１の閉時期が中間位相の遅角ＩＶＣ１になるように、また、排気ＶＶＬ４によって排気弁２，２のバルブリフト量が大作動角、大リフトＬＥ２になるように信号を出力する。その後、ステップ３６において、クランキングを開始する信号を出力する。

その後は、図６に示す第１実施形態におけるステップ８以降と同じ制御を行うので、具体的説明は省略する。

本発明は、前記第１、第２実施形態の構成や構造に限定されるものではなく、本発明の主旨から逸脱しない範囲で、種々の構成、構造にも適用可能である。

例えば、排気作動角可変機構や吸気位相可変機構は、２段可変などのステップ変換であっても良いし、連続変換であっても良い。

また、変換駆動力は油圧以外の電動や空気圧などであっても良い。また、機械的な安定位置であるデフォルト位置への保持は、スプリングに限らず油圧や電動であっても良い。

なお、前述した吸排気弁の開閉時期とは、まさしくリフト作動開始時期やリフト作動終了時期としても良いが、僅かなランプリフトとなった瞬間の時期を開閉時期としても良い。後者の場合は、実質的なガス交換開始時期やガス交換終了時期とほぼ対応しているので、本発明の効果を充分に得ることができる。

以上説明した実施形態に基づく内燃機関の可変動弁装置としては、例えば、以下に述べる態様のものが考えられる。

内燃機関の可変動弁装置は、排気弁の作動角を可変にする排気作動角可変機構と、吸気弁のピークリフト位相を可変にする吸気位相可変機構と、を備え、前記排気作動角可変機構は、この機構に変換駆動力が作用しない場合には、前記排気弁の作動角を大作動角側に機械的に保持して、排気弁の開時期を排気下死点よりも進角側に制御すると共に、閉時期を上死点よりも遅角側の所定の第１位置に保持する一方、前記吸気位相可変機構は、この機構に変換駆動力が作用しない場合には、吸気弁のピークリフト位相が最進角位置よりも遅角側で、かつ吸気弁の閉時期を吸気上死点と下死点の中間よりも下死点側に進角した所定の第２位置に機械的に保持するようになっている。

可変動弁装置の好ましい態様において、前記吸気位相可変機構による前記吸気弁の第２位置は、該吸気位相可変機構のピークリフト位相可変範囲における最遅角位置である。

別の好ましい態様では、前記吸気位相可変機構の前記吸気弁の第２位置は、ピークリフト位相可変範囲における最進角位置と最遅角位置の間に位置している。

さらに別の好ましい態様では、機関始動開始時における機関温度が所定温度を越えていた場合には、前記吸気位相可変機構によって吸気弁を第２位置よりも遅角側に制御するようになっている。

１…吸気弁
２…排気弁
３…吸気ＶＴＣ(吸気位相可変機構)
４…排気ＶＶＬ(排気作動角可変機構)
５…吸気カムシャフト
６…排気カムシャフト
７…ベーン部材
７ａ…ベーンロータ
７ｂ…ベーン
８…油圧回路
９…ハウジング
２０…オイルポンプ
２３…第１電磁切換弁
２７…コントロールユニット
３１…大リフトカム
３２…小リフトカム
４５…第２電磁切換弁

Claims (4)

1. 排気弁の作動角を可変にする排気作動角可変機構と、
   吸気弁のピークリフト位相を可変にする吸気位相可変機構と、
   を備え、
   前記排気作動角可変機構は、この機構に変換駆動力が作用しない場合には、前記排気弁の作動角を大作動角側に機械的に保持して、排気弁の開時期を排気下死点よりも進角側に制御すると共に、閉時期を上死点よりも遅角側の所定の第１位置に保持する一方、
   前記吸気位相可変機構は、この機構に変換駆動力が作用しない場合には、吸気弁のピークリフト位相が最進角位置よりも遅角側で、かつ吸気弁の閉時期を吸気下死点より遅角側であって、上死点と下死点の中間よりも下死点側に進角した所定の第２位置に機械的に保持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、
   前記吸気位相可変機構による前記吸気弁の第２位置は、該吸気位相可変機構のピークリフト位相可変範囲における最遅角位置であ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、
   前記吸気位相可変機構の前記吸気弁の第２位置は、ピークリフト位相可変範囲における最進角位置と最遅角位置の間に位置することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
4. 請求項３に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
   機関始動開始時における機関温度が所定温度を越えていた場合には、前記吸気位相可変機構によって吸気弁を第２位置よりも遅角側に制御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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