JP5312301B2 - 内燃機関の可変動弁装置 - Google Patents

Description

本発明は、機関弁である吸気弁や排気弁のリフト量特性など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。

この種の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。

概略を説明すれば、制御カムによって駆動されて揺動するホルダと、吸気カムによって駆動されるサブカムと、該サブカムによって駆動されて第１吸気弁及び第２吸気弁を開閉作動させる第１，第２ロッカアームと、該両ロッカアームを連結あるいは非連結状態にする連結切換機構と、を備えている。

前記サブカムは、駆動カム面と微小リフトの休止カム面を有し、前記ホルダの揺動位置に応じて第１吸気弁と第２吸気弁のリフト量特性が連続的に変更されるようになっている。

そして、機関の高負荷域には、前記連結切換機構によって両ロッカアームが連結状態になって第１、第２吸気弁が駆動カム面により駆動されて開閉作動されて、吸気充填効率を高めて出力トルクを向上している。

一方、機関の低負荷域には、両ロッカアームを非連結状態にして、第１吸気弁が駆動カム面により駆動され、第２吸気弁が前記休止カム面により実質的に閉弁状態(微小リフト)になるようにし、これによって、第１、第２吸気弁のリフト差によって筒内での吸気スワール効果によって燃焼を改善し、燃費を低減するようになっている。

特開２００９−１０３０４０号公報

しかしながら、前記従来の可変動弁装置にあっては、機関低負荷時において、第２吸気弁は休止カム面の微小リフトによって擬似的な閉弁状態を得るようになっているため、この第２吸気弁は確実な閉弁状態（零リフト状態)を継続維持にならないおそれがあり、前記両吸気弁間のリフト差を得ようとすると、その分、大リフト側の第１吸気弁のリフト量(作動角)を大きくせざるを得ない。この結果、フリクションやポンピングロスが増加するおそれがある。

また、前記第２吸気弁からも僅かな空気が筒内に流入するので、前記吸気スワール効果を十分得ることができず、十分な燃費の向上も期待できなかった。

本発明は、前記従来の可変動弁装置の技術的課題に鑑みて案出されたもので、請求項１に記載の発明は、単一の揺動カムのリフト量を変化させることにより、一気筒当たり２つの吸気弁の作動状態を可変にする可変機構と、前記揺動カムがローラに当接して揺動力が伝達されるように構成され、揺動自在に支持されるシャフトの軸心が延びる方向において前記揺動カムが当接する幅範囲内で、前記２つの吸気弁のうち一方側の吸気弁を開閉作動させる主スイングアームと、揺動することによって前記２つの吸気弁のうち他方側の吸気弁を開閉作動させる副スイングアームと、前記主スイングアームと副スイングアームを機関運転状態に応じて連結あるいは非連結にする連結切換機構と、を備え、前記主スイングアームの前記ローラに当接する前記揺動カムの当接幅範囲内に、前記一方側の吸気弁の軸心が含まれるように配置し、前記可変機構によって前記主スイングアームの揺動量が所定未満となるように制御された場合は、前記連結切換機構により前記両スイングアームを非連結状態にして前記他方の吸気弁が零リフト状態を維持する一方、前記可変機構によって前記主スイングアームの揺動量が所定以上となるように制御された場合は、前記連結切換機構により前記両スイングアームを連結状態にして前記両方の吸気弁を一緒に開閉作動させるようにしたことを特徴している。

請求項１に記載の発明によれば、例えば低負荷域では、一方側の吸気弁は開閉作動を繰り返すが、他方側の吸気弁は閉弁状態を維持することから、筒内で十分な吸気スワールを生成することができる。これによって、燃焼の改善が図れ、燃費の向上を期待できる。

第１実施例における可変動弁装置の要部斜視図である。 本実施例における可変動弁装置の要部断面図である。 Ａは本実施例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は第１吸気弁の閉弁時における図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図、Ｃは第２吸気弁の閉弁時における図２のＣ−Ｃ線断面図である。 最小作動角制御時の断面図を示し、Ａは第１吸気弁の開弁時における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、Ｃは第１吸気弁開弁時に第２吸気弁が閉弁している状態を示す図２のＣ−Ｃ線断面図である。 中間作動角制御時の断面図を示し、Ａは第１吸気弁の閉弁時における図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図、Ｃは第２吸気弁の閉弁時における図２のＣ−Ｃ線断面図である。 中間作動角制御時の断面図を示し、Ａは第１吸気弁の開弁時における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、Ｃは第１吸気弁開弁時に第２吸気弁が閉弁している状態を示す図２のＣ−Ｃ線断面図である。 最大作動角制御時の断面図を示し、Ａは第１吸気弁の閉弁時における図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図、Ｃは第２吸気弁の閉弁時における図２のＣ−Ｃ線断面図である。 最大作動角制御時の断面図を示し、Ａは第１吸気弁の開弁時における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、Ｃは第１吸気弁開弁時に第２吸気弁が開弁している状態を示す図２のＣ−Ｃ線断面図である。 本実施例の第１吸気弁のリフトカーブ特性図である。 本実施例の第１吸気弁と第２吸気弁のバルブリフト特性図である。 第２実施例における可変動弁装置の要部断面図である。 本実施例の揺動カムと主スイングアーム側を示す一部断面図である。 第３実施例における可変動弁装置の要部断面図である。 本実施例の副スイングアーム側を示す一部断面図である。 第４実施例の可変動弁装置における第１吸気弁のバルブリフトカーブを示す特性図である。

以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置の各実施例を図面に基づいて詳述する。この実施例では、可変動弁装置を多気筒内燃機関の吸気側に適用したものを示し、また、燃料噴射弁から筒内に直接燃料を噴射するタイプのものに適用している。
〔第１実施例〕
この実施例における可変動弁装置は、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つの第１、第２吸気弁３ａ、３ｂ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３ａ、３ｂの上端部にそれぞれ配置されたスイング機構６と、該スイング機構６を介して各吸気弁３ａ，３ｂを開閉作動させる単一の揺動カム７と、前記駆動軸４の外周に設けられた後述の駆動カム５と、該駆動カム５と前記揺動カム７との間を連係し、前記駆動カム５の回転力を揺動運動に変換して揺動カム７に揺動力として伝達する伝達機構８と、該伝達機構８の姿勢を可変にして各吸気弁３ａ，３ｂのバルブリフト量及び作動角を機関運転状態に応じて連続的に可変制御する制御機構９と、を備えている。

なお、前記作動角とは、各吸気弁３ａ，３ｂが開弁している期間をいう。 また、前記揺動カム７と伝達機構８及び制御機構９によって可変機構が構成され、この可変機構は各気筒に一つずつ設けられている。

前記第１，第２吸気弁３ａ、３ｂ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との間に弾装されたバルブスプリング１０ａ、１０ｂ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、内部に軸方向に油通路が形成された中空状に形成されて、外周に前記駆動カム５が固定されていると共に、両端部がシリンダヘッド１の上部に設けられて、前記可変機構の両側部に配置された一気筒当たり２つの第１，第２軸受部１１ａ、１１ｂによって回転自在に軸支されている。また、この駆動軸４は、一端部に設けられた図外のタイミングチェーン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を介して前記駆動軸４に固定されている。また、この駆動カム５は、前記揺動カム７の駆動軸４軸方向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と反対側の位置に配置されている。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、軸心Ｘが駆動軸４の軸心Ｙから径方向へ所定量だけオフセットしている。

前記スイング機構６は、図１に示すように、主スイングアーム３０と、該主スイングアーム３０の軸方向側部に隣接して配置された副スイングアーム３１の２つによって構成されている。これら両スイングアーム３０，３１は、それぞれ独立して設けられ、各基端部３０ａ、３１ａ側が同じ一本のロッカシャフト３２に揺動自在に支持されていると共に、同じ方向に突出した各先端部３０ｂ、３１ｂの下面に円形状の凹部が形成され、この各凹部内に嵌合した円盤状のシム３３ａ、３３ｂを介して前記第１、第２吸気弁３、３のステムエンド上面にそれぞれ当接している。

前記主スイングアーム３０は、前記揺動カム７の位置と機関の幅方向で同一の位置に配置され、前記ロッカシャフト３２軸方向の幅範囲のほぼ中央位置に前記揺動カム７の後述するカム面に転接するローラ３４が設けられていると共に、このローラ３４の幅方向のほぼ中央部位が前記第１吸気弁３ａのバルブステムの軸心Ｚと同芯上になっている。なお、前記ローラ３４は、主スイングアーム３０のほぼ中央に形成された凹溝内にローラピン３４ａを介して回転自在に収容配置され、上端部が常時揺動カム７側に露出している。

前記副スイングアーム３１は、前記揺動カム７とは軸方向でオフセット配置されて、該揺動カム７からの揺動力が直接伝達されることはなく、また、先端部３１ｂのシム３３ｂの球面状下面が第２吸気弁３ｂのステムエンドの上面に当接しており、後述する連結切換機構３６によって前記主スイングアーム３０と連結された際に、前記バルブスプリング１０ｂのばね力に抗して押圧して第２吸気弁３ｂを開弁させるようになっている。

また、この副スイングアーム３１は、幅方向のほぼ中央位置の上面にストッパ凸部３５が一体に設けられている。このストッパ凸部３５は、前記第２吸気弁３１の閉弁時において副スイングアーム３１が上方へ移動した場合には、上面３５ａが前記駆動軸３の外周面に当接して副スイングアーム３１の上方移動を規制するようになっている。

前記各シム３３ａ、３３ｂは、各吸気弁３，３に当接する各下面がほぼ球面状に形成されている。これによって、各スイングアーム３０，３１のいずれの揺動位置においても各吸気弁３，３のステムエンドの中心(図１、図２のＺ線)付近を押圧することができるようになっている。また、この各シム３３ａ、３３ｂは、厚さの異なるものを適宜選択して、特に、第１吸気弁３ａの非リフト時(閉弁時)において第１吸気弁３ａのステムエンドとシム３３ａとの間の隙間を零に近い僅かなクリアランスに調整されるようになっている。また、後述の連結切換機構３６によって両スイングアーム３０，３１が連結された状態での非リフト時には、第２吸気弁３ｂのステムエンドとシム３３ｂとの間の隙間も零に近い僅かなクリアランスに調整されるようになっている。

前記連結切換機構３６は、図２に示すように、前記両スイングアーム３０、３１の各基端部３０ａ、３１ａの内部に軸方向に沿って連続して形成された副スイングアーム３１側の第１保持穴３７ａ及び主スイングアーム３０側の第２保持穴３７ｂと、前記第１保持穴３７ａ内に保持されて、先端部３８ａ側が前記第２保持穴３７ｂ方向へ摺動係入可能な連結用のプランジャ３８と、前記第２保持穴３７ｂの内部に弾持されて、前記プランジャ３８を第１保持穴３７ａ側へ付勢する付勢部材であるコイルばね３９と、前記第１保持穴３７ａの後端部側に形成されて、前記プランジャ３８をコイルばね３９のばね力に抗して適宜第２保持穴３７ｂ方向へ油圧を作用させる受圧室４０と、該受圧室４０に油圧を給排する油圧回路４１と、から構成されている。

前記油圧回路４１は、前記受圧室４０に油孔４２ａを介してロッカシャフト３２の内部軸方向に形成された油通路４２に作動油圧を給排する油圧給排通路４３と、オイルパン４５内の作動油を、供給通路４６を介して前記油圧給排通路４３に圧送するオイルポンプ４４と、前記油圧給排通路４３に対して前記供給通路４６とドレン通路４７とを切り換える電磁切換弁４８と、該電磁切換弁４８の切り換え作動を制御する電子コントローラ４９(ＥＣＵ)と、を備えている。

前記電子コントローラ４９は、図外のクランク角センサやエアーフローメータ、機関水温センサなどの各種センサ類からの情報信号を入力して現在の機関運転状態を検出して前記電磁切換弁４８に制御信号を出力するようになっている。

前記揺動カム７は、図１及び図４に示すように、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短尺円筒状のカムシャフト７ａに一体に設けられて、該カムシャフト７ａを介して揺動支軸としての前記駆動軸３の軸心Ｙを中心として揺動自在に支持されている。

また、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、基端部側の基円面と、該基円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。そして、前記カム面７ｄは、主スイングアーム３０のローラ３４の外周面に常時当接していると共に、揺動カム７の揺動位置に応じて前記ローラ３４に対する当接位置が変位してリフト量を可変にするようになっている。

さらに、揺動カム７は、前記カム面７ｄがリフト面側に移動して第１吸気弁３ａ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。したがって、前記駆動軸４と揺動カム７との間の摩擦係数によって、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、揺動カム７の駆動効率が向上する。

さらに、前記揺動カム７は、前記カムシャフト７ａを挟んだカムノーズ部７ｂと反対側の位置に連結部７ｃが一体に突設されており、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固定用ピン１２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。

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として構成されている。

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が設けられていると共に、該リフト調整機構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。

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、図１及び図２に示すように、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、駆動カム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、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。この各リンクロッド１７は、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いる。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共に軽減化が図れる。

前記揺動カム７は、リンクロッド１７によって連結部７ｃが引き上げられることによって揺動リフトするが、前記ローラ３４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、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３ａ、３ｂ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、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、両端部が前記各固定用孔２８ｃ、２８ｃ内に圧入などによって固定されている。制御偏心軸２９の軸心Ｑが前記ロッカアーム１５の揺動支点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、前記駆動カム５のカム本体５ａの外面から前記揺動カム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の軸心Ｑは、図４Ａ〜Ｃに示すように、ブラケット２８の両支持片２８ｂ、２８ｂの腕の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。

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図外の電動モータと、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前記電子コントローラ４９から出力される制御信号によって駆動されるようになっている。

この電子コントローラ４９は、前述した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などによって現在の機関運転状態を演算などにより検出している他に、前記制御軸２４の回転位置を検出するポテンショメータ等からの情報信号を入力して、可変機構の作動位置を検出して前記電動モータをフィードバック制御するようになっている。このような電動アクチュエータによれば、電気を利用することから、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。

そして、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、前記第１吸気弁３ａ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制御支軸２４ａの軸心Ｐやロッカアーム１５の突出軸１５ｅの軸心Ｒ及び枢支ピン１９の軸心Ｓなどの位置関係を特定することによって中間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。

以下、前記本実施例の可変動弁装置の作動を説明する。まず、例えば、アイドリング運転や低負荷運転領域では、連結切換機構３６によって各気筒における前記主スイングアーム３０に対して副スイングアーム３１が非連結になっている。

すなわち、前記電子コントローラ４９から電磁切換弁４８に制御信号が出力されず、油圧給排通路４３はドレン通路４７と連通されて供給通路４６との連通が遮断される。このため、受圧室４０に油圧が供給されないことから、プランジャ３８は、図２に示すように、コイルばね３９のばね力によって全体が後退位置、つまり第１保持穴３７ａ内に付勢保持されている。これによって、前記主スイングアーム３０と副スイングアーム３１とは非連結状態になっており、前記副スイングアーム３１は自重によって第１吸気弁３ｂのステムエンドに当接している。

一方、電子コントローラ４９から前記電動モータへの制御信号が出力されて、ボール螺子機構を介して制御支軸２４ａが図４Ａ〜Ｃ及び図５Ａ〜Ｃに示すように反時計方向θ１の位置に回転駆動される。したがって、制御偏心軸２９は、同じくθ１の位置になり、軸心Ｑが駆動軸４から左上方向へ離間移動する。これにより、伝達機構８の全体が、駆動軸４を中心として反時計方向に傾動する。このため、揺動カム７も反時計方向へ回動して、主スイングアーム３０のローラ３４への当接位置がカム面７ｄの基円部側寄りになる。

よって、図４Ａに示す状態から駆動カム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を持ち上げて該揺動カム７を時計方向に回転させ、そのリフトが主スイングアーム３０のローラ３４を介して第１吸気弁３ａに伝達されて該第１吸気弁３ａが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、かかる機関運転域では、第１吸気弁３ａのバルブリフト量Ｌ１が図１０に示すように十分に小さくなり、これによって、第１吸気弁３ａ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。

この時点での副スイングアーム３１は、図４Ｃ、図５Ｃに示すように、自重によって先端部３１ｂのシム３３ｂ下面が第２吸気弁３１のステムエンドの上面に当接しているだけでリフト作動せず、第２吸気弁３ｂに対するリフト作用が行われない。したがって、第２吸気弁３ｂは、バルブスプリング１０ｂのばね力によって閉弁状態を維持する。

このため、図５Ａに示すように、前述した最小リフト状態にある第１吸気弁３０のみによって筒内に吸気が供給されるため、吸気スワール効果が大きくなって燃焼が改善されると共に、フリクションやポンピングロスを十分に低減できる。この結果、燃費の向上が図れる。

また、後述するように、前記第１吸気弁３ａのリフト精度が高くなることから、この点からも燃焼を安定化させることができるので、燃費を一層向上させることが可能になる。

なお、このとき、副スイングアーム３１のストッパ凸部３５は、図４Ｃ、図５Ｃに示すように、上面３５ａが駆動軸４の外周面に当接せずに微小クリアランスをもって対峙している。よって、駆動軸４との間のフリクションの発生が抑制される。

次に、車両の定常走行などで機関の低中回転や低中部分負荷域に移行した場合も、連結切換機構３６によって各気筒における前記主スイングアーム３０に対して副スイングアーム３１がいまだ非連結になっており、前記副スイングアーム３１は図６Ｃ及び図７Ｃに示すように自重によって先端部３１ｂがシム３３ｂを介して第２吸気弁３ｂのステムエンドに当接している。

一方、ここで、電子コントローラ４９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６Ａ〜Ｃ及び図７Ａ〜Ｃに示すように、θ２の位置までさらに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、制御偏心カム２５の軸心Ｑ２は駆動軸４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全体が駆動軸４を中心に時計方向へ回動し、これによって、揺動カム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のリフトが主スイングアーム３０から第１吸気弁３ａに伝達されてバルブリフトする。よって、かかる機関の低中負荷ないし低中回転の領域では、第１吸気弁３ａのバルブリフト量および作動角が、図１０に示すように増加して中間リフトＬ２及び中間作動角になる。

ここで、副スイングアーム３１は、前述のように、バルブスプリング１０ｂのばね力によって非リフト状態が継続される。

このように、副スイングアーム３１がリフト作動せず、第２吸気弁３ｂは閉弁状態を継続していることから、主スイングアーム３０によって第１吸気弁３ａのみが開閉作動するため、吸気スワール効果が大きくなる。よって、燃焼状態が良好になる。また、第１吸気弁３ａのリフト量Ｌ２や作動角が比較的小さいことから、動弁系のフリクションやポンピングロスの低減化(第１吸気弁３ａの閉弁時期が進角)が図れるので、この点でも燃費の向上が図れる。

なお、この時点でも副スイングアーム３１のストッパ凸部３５の上面３５ａは駆動軸４の外周面に非接触状態になっている。

続いて、機関高回転高負荷の運転域に移行した場合は、電子コントローラ４９からの出力信号によって電磁切換弁４８が油圧給排通路４３と供給通路４６を連通させ、油圧給排通路４３とドレン通路４７との連通を遮断する。このため、受圧室４０に高圧油圧が供給されて、プランジャ３８は、主スイングアーム３０の非リフト時に先端部３８ａが第２保持穴３７ｂに係入する。

すなわち、この時点では副スイングアーム３１が非リフト状態になっていることから、主スイングアーム３０も非リフトの区間において第１保持穴３７ａと第２保持穴３７ｂが合致する。したがって、この両者の非リフト区間で、プランジャ３８が、コイルばね３９のばね力に抗して図２に示す位置から右方向へ移動して先端部３８ａが第２保持穴３７ｂに係入するのである。これによって、主スイングアーム３０と副スイングアーム３１が一体に連結されて、両スイングアーム３０、３１が同期してリフト、非リフト作動を繰り返す。

一方、ここで電子コントローラ４９から前記電動モータへの制御信号が出力されて、ボール螺子機構を介して制御支軸２４ａが、図８Ａ〜Ｃ及び図９Ａ〜Ｃに示すように、反時計方向へさらに回転してθ３の位置に移動する。したがって、制御偏心軸２９は、同じくθ３の位置になり、軸心Ｑが駆動軸４から右上方向へ離間移動する。これにより、伝達機構８の全体が、駆動軸４を中心として時計方向に傾動する。このため、揺動カム７も時計方向へ回動して、主スイングアーム３０のローラ３４への当接位置がカム面７ｄのリフト部側寄りになる。

よって、図８Ａに示す状態から駆動カム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９Ａ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を持ち上げて該揺動カム７を時計方向に回転させる。このリフトが主スイングアーム３０のローラ３４を介して第１吸気弁３ａに伝達されて該第１吸気弁３ａがバルブリフトし、同時に副スイングアーム３１によって第２吸気弁３ｂも一緒にバルブリフトして、そのリフト量が十分大きくなる。

したがって、かかる機関運転域では、第１吸気弁３ａと第２吸気弁３ｂのバルブリフト量Ｌ３が図１０に示すように十分に大きくなって、両吸気ポートから筒内に吸気が十分に流入する。よって、筒内での吸気スワールの発生が抑制されて該吸気スワールによる吸気充填効率の低下が抑制され、かかる吸気充填効率が向上して車両の加速時に求められるトルクや出力を十分に高めることができる。

特に、第１、第２吸気弁３ａ、３ｂは、リフト量が一致するだけではなく、リフトカーブそのものも一致するので、リフト途中に生じる吸気スワールも抑制でき、この結果、吸気充填効率を一層高めることができる。

また、前記副スイングアーム３１のストッパ凸部３５は、この時点でも駆動軸４の外周面に非接触状態になるが、例えば、前記プランジャ３８の第２保持穴３７ｂへの係入時、あるいは第２保持穴３７ｂからの離脱時に弾かれ現象が発生して副スイングアーム３１に異常な揺動が発生した場合に、上面３５ａが駆動軸４の外周面に当接して上方向への過度な揺動を規制するようになっている。

ここで、前記揺動カム７の揺動運動についてみると、例えば、図８Ａに示す場合と図９Ａに示す場合を比較すると、揺動カム７の揺動角は大きくかつ急峻な角速度変化を示し、つまり角加速度が大きい。したがって、揺動カムの慣性Ｉｐが大きい場合はリンクロッド１７などに作用する慣性荷重が大きくなり、特にピークリフト(揺動方向反転)の瞬間で荷重が大きくなって、高回転化に不利になるおそれがある。これに対して、本実施例では、単一の揺動カム７によって２つの吸気弁３ａ、３ｂを開閉させるようになっているため、揺動カム７の慣性Ｉｐを低減できるので、慣性荷重が低下し高回転化が可能になる。この結果、機関の最高回転数を高めることができるので、十分な出力を得ることができる。

図１１は前述した機関の負荷(あるいは回転数)を変化させたときの前記第１、第２吸気弁３ａ、３ｂのリフト量(ピークリフト値)の変化特性を示し、実線は第１吸気弁３ａのリフト量変化を示しており、破線は第２吸気弁３ｂのリフト量を示している。

第１吸気弁３ａのリフト量が、図１０に示す最小リフトＬ１〜中リフト量Ｌ２まで変化する間は、第２吸気弁３ｂは零リフト(閉弁状態継続維持)である。そして、それより負荷乃至回転が高い場合には、第２吸気弁３ｂは第１吸気弁３ａと同一のリフト量を示す(中リフト量Ｌｂ〜最大リフト量Ｌ３)。

前記リフト量Ｌｂ〜Ｌ３までの間で、実線と破線を僅かにずらして表現しているが、実質的には同一値である。厳密にいえば、プランジャ３８と各保持穴３７ａ、３７ｂとのクリアランスに起因して、主、副スイングアーム３０，３１が僅かに相対位置を変化できるが、これはほんの僅かであって、実質上同一のリフト量とみなせる。

ここでＮ１は、前述したようなアイドリング運転、低負荷域であり、副スイングアーム３１による第２吸気弁３ｂの閉弁状態によってスワール効果による良好な燃費効果が得られる。Ｎ２は、車両の定常運転時における低中部分負荷乃至低中回転域であり、同じく第２吸気弁３ｂの閉弁状態によってスワール効果による良好な燃費効果が得られる。Ｎ３は、車両の急加速時などの高回転高負荷域であり、両方の吸気弁３ａ、３ｂが同一リフト量で、かつ同一リフトカーブとなり、最大限に吸気充填効率を高め、機関のトルクや出力を向上させることができる。また、スワールを十分に抑制できるので高負荷ノッキングを抑制し、その面からも十分にトルクや出力を向上させることができる。

次に、第１吸気弁３ａのみの作動から第２吸気弁３ｂをも作動する切り換えについて補足説明する。前記Ｎ２より僅かに負荷乃至回転が高いＮ２’に近づくと、プランジャ３８が作動して両スイングアーム３０，３１が連結されて、第１、第２の両方の吸気弁３ａ、３ｂの作動に切り換わる。そうすると、筒内の吸入空気量が急増してトルクが増大してしまので、点火時期の遅延化(トルク低減)制御などによってトルク変化を抑制する。その後、２つの吸気弁３ａ、３ｂのリフト量をＬｂに向かって低下させると同時に、点火時期を進角側に戻していく。

これによって、一つの吸気弁３ａから２つの吸気弁３ａ、３ｂへ作動が切り換わったことによる過渡トルクショックを抑制しつつ２の吸気弁作動に切り換えることができる。

ここで、リフト量Ｌｂのリフトカーブのリフト時間面積は、リフト量Ｌ２のリフトカーブのリフト時間面積の約半分になっているため、１弁から２弁への切り換え前後での定常トルク差が抑制されるのである。また、過渡トルクショックは前述のように抑制されるのである。

前述のように、本実施例では、アイドリング運転時や低中部分負荷域などでの第２吸気弁３ｂの非作動による筒内の吸気スワールの生成による燃費の向上が図れるが、その他に、第１吸気弁３ａのリフト精度を高めることが可能になると共に、燃焼の安定化が図れることによって、さらに小リフト、小作動角での運転が可能になり、この結果、さらに動弁系のフリクションやポンピングロスを低減することができる。これによって、一層の低燃費化が図れる。

すなわち、図２に示すように、前記揺動カム７の幅方向の範囲内に前記第１吸気弁３ａの軸心Ｚが含まれるようになっていることから、揺動カム７の前記主スイングアーム３０に作用する揺動力点が前記主スイングアーム３０のローラ３４の幅方向のほぼ中心に作用する。このため、作動中における主スイングアーム３０のロッカシャフト３２軸方向の倒れの発生が十分に抑制されて、第１吸気弁３ａの安定したリフト作動が得られる。このため、機関燃焼の安定化がさらに向上して、燃費の低減化をさら促進することができる。これが前述のさらに小トルク、小作動角の運転が可能となる理由である。

また、図２に示すように、前記駆動軸４の軸受として駆動カム５付近を支持する第１軸受部１１ａに加えて揺動カム７の図中左側部に近接して配置された第２軸受部１１ｂを設けていることから、両軸受部１１ａ、１１ｂ間のスパンが短くなり、揺動カム７の支持軸撓みが低減されるので、該揺動カム７によるリフト作動(揺動)を一層安定化させることができる。
〔第２実施例〕
図１２、図１３は第２実施例を示し、前記駆動カム５が駆動軸４に一体に形成されていると共に、揺動カム７が、カムシャフト７ａを含めた基端部側で分割形成されている。

すなわち、前記駆動カム５は、駆動軸４の鍛造、鋳造などによる成形時に一体に形成されている。一方、駆動軸４に駆動カム５を一体成形すると、複数の揺動カム７を駆動軸４に組み付ける際に、前記駆動カム５の存在によって駆動軸４の端部から順次挿通して組み付けることができなくなる。

そこで、本実施例では、図１３に示すように、前記揺動カム７の基端部側をカム面７ｄ側のカム本体７ｅとブラケット部材７ｆとに分割形成されていると共に、前記カム本体７ｅに対してブラケット部材７ｆを、互いに対向した半割状の軸受溝７ｇ、７ｈを前記駆動軸４の径方向外側から嵌合しつつ２本のボルト５０、５０によって連結されている。

前述のように、前記駆動カム５が駆動軸４に一体に設けられていることから、駆動カム５の支持剛性が高くなってリフト挙動を安定化できると共に、第１実施例のような固定用ピン１２が不要になって部品点数の削減と製造作業コストの低減化が図れる。

また、前記揺動カム７は、図１２に示すように、カムシャフト７ａの軸方向の駆動カム５側の一端部が延長形成され、該延長部７ｉの先端縁が駆動カム５の一側面に近接配置されている。このように延長部７ｉを設けることにより、揺動中における揺動カム７の軸方向の倒れを抑制できると共に、スリーブ２の廃止によって部品点数の削減が図れる。

さらに、前記主スイングアーム３０の先端部３０ｂの下部に形成された保持溝内には、図１３に示すように、第１吸気弁３ａのステムエンドとの間のクリアランスを零に調整する油圧ラッシアジャスタ５１が収容配置されている。したがって、前記クリアランスの零調整により各気筒の第１吸気弁３ａのリフトのばらつきを低減することができると共に、実リフトの安定化を得ることができる。
〔第３実施例〕
図１４及び図１５は第３実施例を示し、基本構造は第１実施例と同じであるが、前記揺動カム７のカムシャフト７ａの前記駆動カム５と反対側の他端部が前記第２軸受部１１ｂの内部まで延長形成されている。

したがって、前記他端部側の延長部７ｊが第２軸受部１１ｂの内周面と駆動軸４の外周面との間に挟まれた形になることから、揺動中における前記揺動カム７の倒れがさらに抑制できる。この結果、揺動カム７のより安定した揺動運動が得られると共に、主スイングアーム３０などのリフト挙動の安定化が図れる。

また、前記副スイングアーム３１の先端部３１ｂの下部内に形成された保持溝内に図１５に示すように、第２吸気弁３ｂのステムエンドとの間のクリアランスを零に調整する油圧ラッシアジャスタ５２が収容配置されている。

これによって、副スイングアーム３１の非リフト状態でも第２吸気弁３ｂのステムエンドとの間のクリアランスを零にすることができるので、かかるクリアランスの各気筒間のばらつきによる第２吸気弁３ｂの実リフトのばらつきを十分に抑制することが可能になる。

さらに、前記駆動軸４の小径に形成された小径部４ａの第２軸受部１１ｂ外側部に円筒状のスリーブローラ５３が回転自在に設けられている。このスリーブローラ５３は、前記副スイングアーム３１のストッパ凸部３５に対応する位置に設けられ、副スイングアーム３１のストッパ凸部３５の上面３５ａと非接触状態になっている。

主スイングアーム３０と副スイングアーム３１がプランジャ３８を介して連結されていない場合には、前述のように副スイングアーム３１の非リフト時には、前記油圧ラッシアジャスタ５２により副スイングアーム３１が押し上げられてストッパ凸部３５の上面３５ａが高速回転している駆動軸４の外周面に当接してフリクションが大きくなるおそれがある。

しかし、前記スリーブローラ５３を設けることによって、該スリーブローラ５３の外周面に前記上面３５ａが当接してもスリーブローラ５３は回転しない乃至回転が遅いことから、ストッパ凸部３５の上面３５ａでのフリクションの発生を抑制することができる。

また、前記スリーブローラ５３の内周面と小径部４ａの外周面との間に、例えば複数のニードルを介装すれば、駆動軸４とスリーブローラ５３との間のフリクションも低減できる。

なお、前記揺動カム７のカムシャフト７ａの延長部７ｊを軸方向へさらに延長形成して前記スリーブローラと一体化すれば、部品点数を削減できる。この場合、スリーブローラが揺動カム７と同期揺動するが、平均的な角速度は駆動軸４よりも十分に小さいことから、前記ストッパ凸部３５の上面３５ａでのフリクションの増加は少ない。
〔第４実施例〕
図１６は第４実施例を示し、前記駆動軸４の前端部に、第１、第２吸気弁３ａ、３ｂの開閉時期を機関運転状態に応じて可変にするバルブタイミング制御装置(ＶＴＣ)を設けたものである。このＶＴＣは、一般的な例えばベーンタイプ式のものである。

したがって、前記両スイングアーム３０，３１が非連結になっている場合に、前記バルブタイミング制御装置によって、両吸気弁３ａ、３ｂのリフト差の制御とは独立して第１吸気弁３ａの閉時期を変化させることができるので、燃費低減効果をより高めることができる。

例えば、機関の低負荷運転時の場合ついてみると、トルク(負荷)は第１吸気弁３ａの閉時期(ＩＶＣ)によって概ね決定されるが、このＩＶＣとなるリフトカーブが図１６、図１０のＬａの特性であるとすると、このときの吸気スワール効果が不十分であるのでもっと大きなリフト差、つまりＬｂのリフトカーブが好ましいとした場合に、単純にＬｂのリフトカーブに変換すると、ＩＶＣが遅角してしまい、トルクが増加して所望の運転から外れてしまうおそれがある。

これの対策としてスロットルバルブを絞ってトルクを低下させることも考えられるが、このようにすると、ポンピングロスが増加して燃費が悪化してしまう。

そこで、第１吸気弁３ａのリフト特性を前記Ｌｂに変換すると同時に、前記ＶＴＣによってＩＶＣを進角制御(Ｌｂ’)して前記リフト量Ｌａの場合におけるＩＶＣとの差を小さくする。これによって、トルク変化を抑制しつつ所望の吸気スワールを生成することができる。

しかも、スロットルバルブを絞ったり、ＩＶＣを遅角させることによるポンピングロスの増加も抑制することが可能になる。したがって、燃費を一層向上させることができるのである。

ここで、前記吸気スワール効果について考察すると、第１吸気弁３ａと第２吸気弁３ｂのリフト差が大きいと作動側の第１吸気弁３ａのリフト絶対値が大きいことから空気流量が多く、筒内全体の吸気スワール効果が大きくなる。

一方、リフト差が小さいと、第１吸気弁３ａのリフト絶対値が小さいため、空気流量は少ないが、流速自体は速くなる。したがって、吸気スワール効果の発生態様が異なるのである。機関の運転条件によっては、前者が良い場合と、後者が良い場合とがあり、適宜リフト差を選択すればよい。

この際、ＶＴＣを併用する機関運転条件によって、ＩＶＣとリフト差の両方を独立に選択できるので、負荷毎に理想的なリフト差を選択することができる。よって、前述のように、適切な吸気スワール効果とポンピングロスの低減を両立することができる。

また、前記副スイングアーム３１側の第２吸気弁３ｂは非リフト状態が継続されるが、燃費要求の高いアイドリングや低中部分負荷の運転領域において、それが長期間に亘った場合は、吸気ポートへ燃料を噴射するタイプのものであれば、第２吸気弁３ｂの傘部に燃料が溜まり、デポジットが発生する可能性が考えられる。

しかし、各実施例では、燃料を直接筒内(燃焼室)に噴射するタイプであるから、前記第２吸気弁３ｂの傘部に燃料が溜まるといった問題が発生せず、この点からも有利である。

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２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記揺動カムが主スイングアームに当接する該揺動カムの幅範囲内に、前記一方側の吸気弁の軸心が含まれることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｂ〕
請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記揺動カムが主スイングアームに当接する該揺動カムの幅方向の一側面側に、前記支軸を回転自在に支持する軸受部を設けたことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｃ〕
請求項ｂ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、前記支軸の軸方向に沿って前記軸受部内に延びる円筒状の延長部が設けられていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、揺動カムの揺動中に、前記延長部によって揺動カムの軸方向左右の倒れを効果的に抑制することができる。
〔請求項ｄ〕
請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記駆動カムは、クランク軸から回転力が伝達される駆動軸と一体に設けられていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｅ〕
請求項ｄに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記支軸は前記駆動軸によって構成されていると共に、前記揺動カムは、揺動支点側となる基端部側が２分割形成され、該２分割された部位を連結して前記駆動軸に組み付けたことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、前記駆動軸を機関に軸受部を介して組み付けた後に、前記揺動カムを駆動軸に組み付けできるので、その組付作業が容易になる。
〔請求項ｆ〕
請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記副スイングアームの外周面の前記支軸と対向する部位にストッパ部を設け、
前記他方側の吸気弁が零リフト状態での前記副スイングアームの姿勢では、前記支軸とストッパ部が非接触になり、
前記他方側の吸気弁が零リフト状態時に前記副スイングアームがさらに前記支軸側へ揺動した際に、前記ストッパ部が支軸に当接して前記副スイングアームの支軸側への所定以上の揺動を規制したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｇ〕
請求項ｆに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記副スイングアームの所定以上の揺動は、前記ストッパ部が前記支軸の外周面に当接することによって規制されることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｈ〕
請求項ｆに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記副スイングアームの所定以上の揺動は、ストッパ部が前記支軸の外周面に相対回転可能に設けられたスリーブローラと当接することによって規制されることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｉ〕
請求項ｈに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記スリーブローラと支軸との間には、ニードルが介在していることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｊ〕
請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記制御機構は、回転可能な制御軸と、該制御軸を回転制御する駆動機構と、前記制御軸に設けられ、中心が前記制御軸の回転中心から偏心した位置に有する制御支軸と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。
〔請求項ｋ〕
請求項ｊに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記伝達機構は、前記制御支軸に揺動自在に設けられたロッカアームと、該ロッカアームの揺動部と前記駆動カムを連結するリンクアームと、前記ロッカアームの揺動部と前記揺動カムの揺動部を連結するリンクロッドと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。
〔請求項ｌ〕
請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記主スイングアーム及び／または前記副スイングアームには、前記吸気弁との間の隙間を減少させるラッシアジャスタが設けられていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｍ〕
請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記クランク軸に対する前記駆動カムの回転位相を変更する位相変更機構が設けられていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｎ〕
請求項ｍに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
少なくとも前記連結切換機構によって前記両スイングアームが非連結状態となっているときに、前記可変機構の制御機構によって前記揺動カムの揺動位置を可変制御して一方側の吸気弁のリフト量を増加した場合に、前記位相変更機構によって前記一方側の吸気弁の閉じ時期をリフト増加前の位相に近づけるように制御したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

この発明によれば、零リフト状態の他方の吸気弁と一方側の吸気弁のリフト差を大きくして吸気スワール効果を上げようとした場合に、一方側吸気弁のリフト量を単純に大きくすると、閉じ時期が遅角側に変化してトルクショックの発生するおそれがある。そこで、前記閉じ時期をリフト増加前の閉じ時期に合わせて進角側に制御すれば、トルクショックの発生などを抑制することができる。
〔請求項ｏ〕
請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記内燃機関は、燃料を筒内に直接噴射するものであることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｐ〕
請求項ｏに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記連結切換機構によって両スイングアームが連結状態あるいは非連結状態に切り換えた際には、点火時期を変化させることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

１…シリンダヘッド
３ａ…第１吸気弁
３ｂ…第２吸気弁
４…駆動軸
５…駆動カム
６…スイング機構
７…揺動カム
８…伝達機構
９…制御機構
１０ａ・１０ｂ…バルブスプリング
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
１８…連結ピン
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
３０…主スイングアーム
３１…副スイングアーム
３２…ロッカシャフト
３３ａ・３３ｂ…シム
３４…ローラ
３５…ストッパ凸部(ストッパ部)
３６…連結切換機構
３７ａ・３７ｂ…第１，第２保持穴
３８…プランジャ
３９…コイルばね
４０…受圧室
４１…油圧回路
４２…油通路
４３…油圧給排通路
４４…オイルポンプ
４６…供給通路
４７…ドレン通路
４８…電磁切換弁
４９…電子コントローラ
Ｘ…駆動カムの軸心
Ｙ…駆動軸の軸心
Ｐ…制御支軸の軸心
Ｑ…制御偏心軸の軸心

Claims (3)

1. 単一の揺動カムのリフト量を変化させることにより、一気筒当たり２つの吸気弁の作動状態を可変にする可変機構と、
   前記揺動カムがローラに当接して揺動力が伝達されるように構成され、揺動自在に支持されるシャフトの軸心が延びる方向において前記揺動カムが当接する幅範囲内で、前記２つの吸気弁のうち一方側の吸気弁を開閉作動させる主スイングアームと、
   揺動することによって前記２つの吸気弁のうち他方側の吸気弁を開閉作動させる副スイングアームと、
   前記主スイングアームと副スイングアームを機関運転状態に応じて連結あるいは非連結にする連結切換機構と、を備え、
   前記主スイングアームの前記ローラに当接する前記揺動カムの当接幅範囲内に、前記一方側の吸気弁の軸心が含まれるように配置し、
   前記可変機構によって前記主スイングアームの揺動量が所定未満となるように制御された場合は、前記連結切換機構により前記両スイングアームを非連結状態にして前記他方の吸気弁が零リフト状態を維持する一方、
   前記可変機構によって前記主スイングアームの揺動量が所定以上となるように制御された場合は、前記連結切換機構により前記両スイングアームを連結状態にして前記両方の吸気弁を一緒に開閉作動させるようにしたことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
2. クランク軸と同期回転する駆動カムと、支軸に揺動自在に支持され、リフト量が変化することによって一対の吸気弁の作動状態を可変にする単一の揺動カムと、前記駆動カムの回転運動を揺動運動に変換して前記揺動カムに揺動力を伝達する伝達機構と、該伝達機構の姿勢を変化させて、前記揺動カムのリフト量を可変にする制御機構と、を有する可変機構と、
   前記揺動カムがローラに当接して揺動力が伝達されるように構成され、前記揺動カムが当接する該揺動カムの幅範囲内で、前記一対の吸気弁のうち一方側の吸気弁を開閉作動させる主スイングアームと、
   揺動することによって前記一対の吸気弁のうち他方側の吸気弁を駆動する副スイングアームと、
   前記主スイングアームと副スイングアームを機関運転状態に応じて連結あるいは非連結にする連結切換機構と、を備え、
   前記主スイングアームの前記ローラに当接する前記揺動カムの当接幅範囲内に、前記一方側の吸気弁の軸心が含まれるように配置し、
   前記連結切換機構によって前記両スイングアームが連結された場合には、前記一対の吸気弁のリフト特性がほぼ同一となり、前記連結切換機構によって非連結にされた場合には、前記他方側の吸気弁が零リフト状態を維持することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
3. 少なくとも機関の負荷に応じて単一の揺動カムのリフト量を変化させることにより、一気筒当たり２つの吸気弁の作動状態を可変にする可変機構と、
   前記揺動カムがローラに当接して揺動力が伝達されるように構成され、前記ローラの回転軸方向におけるローラ幅範囲内に、前記２つの吸気弁のうち一方側の吸気弁を開閉作動させる主スイングアームと、
   揺動することによって前記２つの吸気弁のうち他方側の吸気弁を開閉作動させる副スイングアームと、
   機関の運転状態に応じて前記主スイングアームと前記副スイングアームを連結あるいは非連結にする連結切換機構と、を備え、
   前記主スイングアームの前記ローラに当接する前記揺動カムの当接幅範囲内に、前記一方側の吸気弁の軸心が含まれるように配置し、
   機関の負荷が所定未満の場合には、前記連結切換機構によって前記主スイングアームと副スイングアームを非連結状態にして前記２つの吸気弁のうち他方側の吸気弁が零リフト状態を維持すると共に、
   機関の負荷が所定以上の場合には、前記連結切換機構によって前記両スイングアームを連結状態にして前記２つの吸気弁のリフト特性がほぼ同一となるように形成したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

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