JP6170711B2 - 内燃機関の可変動弁装置 - Google Patents

Description

本発明は、特に排気弁のバルブリフト量や作動角の特性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、この可変動弁装置は、副排気開弁行程における排気弁開弁特性(以下、排気サブリフト特性と称する。)が大きな作動角（開弁期間）一定のままで、かつ、上死点に近い早い開弁時期が一定となっており、また、ピ−クリフト量を機関低負荷域では大リフト量に、中負荷域では中リフト量に、高負荷域では小リフト量にそれぞれ制御している。

これによって、機関の要求トルク（機関負荷）に応じて、新気吸入量と燃焼ガス（排気ガスまたはＥＧＲガス）再導入量のバランスを変化させ、例えば低負荷域では、燃焼ガス再導入量を増加させ、ガソリンエンジンにおけるＨＣＣＩ燃焼（予混合圧縮着火燃焼）による燃費向上やＮＯｘの低減効果などを図っている。

特開平１１−２６４３１９号公報(図１３など)

しかしながら、例えば、機関温度が高い場合の燃焼状態について考察すると、前述のような排気サブリフト特性の早い排気弁開時期によって吸入行程の初期から高温の燃焼ガスを筒内に取り込み、さらにバルブリフト量によらず排気弁の作動角が一定でかつ大きいことから、下死点直後まで長期間にわたって燃焼ガスを取り込んでいる。このため、新たな吸気（新気）と燃焼ガスが均一的に混合されて筒内の混合ガス全体が高温になってしまう。

そこで、燃料を噴射して、ガソリンエンジンの様な点火プラグによる着火や、あるいはディーゼル燃焼（軽油圧縮着火）または前記ガソリンＨＣＣＩ燃焼のような圧縮着火を行って燃焼をさせた場合には、ごく短い期間に急速異常燃焼してしまう可能性がある。これにより、いわゆる異常なノッキングやプレイグニッションなどが発生するおそれがあり、また、急速燃焼により燃焼騒音が増大するとか、ＮＯｘなどの排気エミッションを増大してしまうといった技術的課題を招いている。

本発明は、前記従来の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、排気上死点から吸気下死点までの吸気行程と、吸気下死点から圧縮上死点までの圧縮行程と、圧縮上死点から膨張下死点までの膨張行程と、膨張下死点から排気上死点までの排気行程からなる４サイクル内燃機関に適用され、
前記吸気行程において吸気弁を開弁させる吸気カムと、
一気筒当たり一対の排気弁のうち一方の排気弁側に設けられ、前記排気行程において両方の排気弁を開弁させる排気メインリフトカムと、前記一気筒当たり一対の排気弁のうち他方の排気弁側に設けられて、前記吸気行程において両方の排気弁を開弁させる排気サブリフトカムと、
前記排気サブリフトカムによる作動角を、連続あるいは多段階に可変制御する排気サブリフト作動角可変機構と、
前記排気サブリフトカムによるピークリフト位相を連続的あるいは多段階に可変制御する排気サブリフト位相可変機構と、
を備えたことを特徴としている。

本発明によれば、排気サブリフト特性における排気弁の作動角とピークリフト位相の両方を、連続的あるいは多段階に細やかに制御するので、筒内への燃焼ガスの再導入特性が細やかに制御されて、燃焼状態や燃費が向上すると共に、排気エミッションの低減化が図れる。

第１実施形態における可変動弁装置の要部を分解して示す斜視図である。 本実施形態における可変動弁装置の要部断面図である。 Ａは本実施形態に供されるロッカアームの平面図、Ｂは側面図である。 排気サブリフト小作動角(小リフト)制御時の断面図を示し、Ａは第１、第２排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線断面図である。 排気サブリフト小作動角(小リフト)制御時の断面図を示し、Ａは第１、第２排気弁の開弁時におけるピークリフト位置での図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 排気サブリフト中間作動角（中間リフト）制御時の断面図を示し、Ａは第１、第２排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線断面図である。 排気サブリフト中間作動角（中間リフト）制御時の断面図を示し、Ａは第１、第２排気弁の開弁時におけるピークリフト位置での図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 排気サブリフト最大作動角（最大リフト）制御時の断面図を示し、Ａは第１、第２排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線断面図である。 排気サブリフト最大作動角（最大リフト）制御時の断面図を示し、Ａは第１、第２排気弁の開弁時におけるピークリフト位置での図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図である。 本実施形態に供される排気ＶＴＣを示す図２のＣ−Ｃ線断面図であって、Ａは最進角位置を示し、Ｂは最遅角位置を示している。 本実施形態にける第１、第２排気弁と吸気弁のバルブリフト特性図であって、Ａは始動直後のバルブリフト特性図、Ｂは暖機完了後のバルブリフト特性図である。 本発明の第２実施形態における可変動弁装置の要部断面図である。 本実施形態の排気ＶＥＬによる第１排気弁の作動状態を示し、Ａは最大作動角（最大リフト）制御中の閉弁状態、Ｂは開弁状態のピークリフト位置を示し、Ｃは小作動角（小リフト）制御時の開弁状態のピークリフト位置を示している。 本実施形態に供される回転カムの位相変換作動状態を示し、Ａは中間位相位置、Ｂは最遅角位置、Ｃは最進角位置を示している。 本実施形態における第１、第２排気弁と吸気弁のバルブリフト特性図であって、Ａは始動直後のバルブリフト特性図、Ｂは暖機完了後のバルブリフト特性図ある。 本発明の第３実施形態における第１、第２排気弁と吸気弁のバルブリフト特性図であって、Ａは第１気筒（先行気筒）における各排気弁と吸気弁のバルブリフト特性図、Ｂは第２気筒（後続気筒）における各排気弁と吸気弁のバルブリフト特性図である。

以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置の各実施形態を図面に基づいて詳述する。この実施形態では、排気上死点から吸気下死点までの吸気行程と、吸気下死点から圧縮上死点までの圧縮行程と、圧縮上死点から膨張下死点までの膨張行程と、膨張下死点から排気上死点までの排気行程からなる４サイクル多気筒内燃機関の特に排気側に適用したものを示している。
〔第１実施形態〕
この実施形態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に図外のバルブガイドを介して摺動自在に設けられて、２つの排気ポートを開閉する一気筒当たり一対（２つ）設けられた第１、第２排気弁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、各排気弁３ａ、３ｂの上端部に配置された単一のスイング機構６と、前記駆動軸４の外周に一体的に設けられて、前記スイング機構６を介して前記第１、第２排気弁３ａ、３ｂを開閉作動させる排気メインリフトカムである回転カム５と、前記駆動軸４の外周に回転自在に支持されて同じく前記スイング機構６を介して前記第１、第２排気弁３ａ、３ｂを開閉作動させる排気サブリフトカムである揺動カム７と、前記駆動軸４の外周に一体的に設けられた後述する駆動カム１３と、該駆動カム１３と前記揺動カム７との間を連係し、前記駆動カム１３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の姿勢を変化させて前記第１、第２排気弁３ａ、３ｂの排気サブリフト特性における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、前記駆動軸４の一端部（前端部）に設けられて、前記第１、第２排気弁３ａ、３ｂ両方の排気サブリフトのバルブタイミング(ピークリフト位相)を可変制御する排気サブリフト位相可変機構としてのバルブタイミング可変機構(排気ＶＴＣ)０２と、を備えている。
〔排気ＶＥＬの構造〕
前記第１、第２排気弁３ａ、３ｂの作動角とは、第１、第２排気弁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によって排気サブリフト作動角可変機構としての排気ＶＥＬ０１が構成され、これらの排気ＶＥＬ０１構成要素は各気筒に一セットずつ設けられている。

前記第１，第２排気弁３ａ、３ｂは、シリンダヘッド１の上端部内に形成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によって各排気ポートの各開口端を閉塞する方向に付勢されている。そして、前記第１、第２排気弁３ａ、３ｂは、前記排気行程において排気メインリフト特性で開弁作動して、前記吸気行程において排気サブリフト特性で開弁作動するように設定されている。

前記駆動軸４は、両端部や軸方向の所定箇所が、シリンダヘッド１の上部に設けられて、排気ＶＥＬ０１の構成部材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や、端部側の軸受部１１ｃによって回転自在に軸支されている。また、前記駆動軸４は、内部に軸方向に油通路が形成されて、該油通路を通流した潤滑油を前記各軸受部１１ａ〜１１ｃなどに供給するようになっている。さらに、駆動軸４の外周の軸方向の所定位置に一気筒当たり１つの前記駆動カム１３が固定あるいは一体成形されている。

この駆動軸４は、一端部に設けられたタイミングチェーン（またはタイミングベルト）が巻回された前記排気ＶＴＣ０２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１３は、ほぼ円盤状に形成され、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。

前記回転カム５は、図１及び図２にも示すように、前記駆動軸４の外周面に一体に成形されたもので、外周面５ａがいわゆる卵型カム面として構成されている。そして、この回転カム５が駆動軸４と同期回転することによって、外周面５ａのベースサークル部とカムノーズ部５ｂによって前記スイング機構６を介して第１，第２排気弁３ａ、３ｂを開閉作動するようになっている。

前記スイング機構６は、図１に示すように、第１スイングアーム３０と、該第１スイングアーム３０の軸方向側部に隣接配置された第２スイングアーム３１及び両者をつなぐ連結部によって一体的に構成されている。これら両スイングアーム３０，３１は、一体に作動し、各基端部３０ａ、３１ａ側が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排気弁３ａ、３ｂのステムエンド上面にそれぞれ当接している。

前記第１スイングアーム３０は、前記回転カム５と前記ロッカシャフト３２の軸方向で同一の位置に配置され、前記ロッカシャフト３２の軸方向の幅範囲のほぼ中央に前記回転カム５の外周面５ａ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に前記第１排気弁３ａのバルブステムの軸心が配置されている。なお、前記ローラ３４は、第１スイングアーム３０の幅方向ほぼ中央に形成された凹溝内にローラ軸３４ａを介して回転自在に収容配置され、上端部が常時回転カム５側に露出している。

前記第２スイングアーム３１は、前記第１スイングアーム３０とは軸方向でオフセット配置されて、前記揺動カム７からの揺動力が直接伝達されるようになっており、また、先端部３１ｂと嵌合したシム３３ｂの球面状下面が第２排気弁３ｂのステムエンドの上面に当接し、揺動カム７の揺動力によって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排気弁３ｂを開弁させると共に、前記第２スイングアーム３１と一体に形成された第１スイングアーム３０及びシム３３ａを介して第１排気弁３ａも開弁させるようになっている。

また、この第２スイングアーム３１は、幅方向のほぼ中央位置に前記揺動カム７のカム面７ｃに転接するローラ３５が設けられていると共に、このローラ３５の幅方向のほぼ中央が前記第２排気弁３ｂのバルブステムの軸心位置になっている。なお、前記ローラ３５は、第２スイングアーム３１のほぼ中央に形成された凹溝内にローラ軸３５ａ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。

前記各シム３３ａ、３３ｂは、各排気弁３ａ，３ｂ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、各第１、第２スイングアーム３０，３１が揺動した場合に各排気弁３ａ，３ｂのステムエンドの中心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、第２排気弁３ａ、３ｂの非リフト時(閉弁時)において第１、第２排気弁３ａ、３ｂのステムエンドとシム３３ａ、３３ｂとの間の隙間（所謂バルブクリアランス）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。

前記揺動カム７は、図１及び図２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を介して前記駆動軸４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７ｃが形成されている。このカム面７ｃ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。また、前記カム面７ｃは、第２スイングアーム３１のローラ３５の外周面に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３５に対する当接位置が変位して第１、第２排気弁３ａ、３ｂのバルブリフト量と作動角を可変にするようになっている。

さらに、揺動カム７は、カム面７ｃにおける前記ローラ３５との当接点がリフト面側に移動して第１、第２排気弁３ａ、３ｂ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。

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７ｄが一体に突設されており、この連結部７ｄには、後述するリンクロッド１７の他端部と連結する連結用ピン１８が挿通されるピン孔７ｅが両側面方向へ貫通形成されている。

そして、前記揺動カム７の可変な最大カムリフト量は、前記回転カム５の固定的な最大カムリフト量よりも小さく設定されている。

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１３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７ｄとを連係するリンクロッド１７とによって機械的な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(下方向)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、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に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１３のカム本体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を介して前記揺動カム７の連結部７ｄ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（排気２弁）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によって後端部の連結部７ｄ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７ｄ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の前記長孔１５ｈ内での上下位置を調整することによって各排気弁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１３のカム本体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、Ｂ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。その結果、後述するように、リフト（作動角）を増大していった場合に、ピ−クリフト位相が遅角していく特性を示すのである。

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に伝達する例えば平歯車などの減速機とから主として構成されている。

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後述の電子コントローラ４９（ＥＣＵ）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、排気ＶＥＬ０１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、油圧でなく電気を利用することから、機関の油温や回転数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、第２排気弁３ａ、３ｂのバルブリフト量と作動角を最小作動角(最小リフト量)から最大作動角（最大リフト量）まで連続して制御するようになっているが、前述の大きな偏心量αに加え、前記制御支軸２４ａの回転位置に応じて該制御支軸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、作動角変化時において、バルブリフト特性の開時期の変化を抑制しつつ閉時期を大きく変化できるようになっている。

以下、第１、第２排気弁３ａ、３ｂの開閉作動について説明すると、機関の運転中の排気行程では、前記回転カム５の回転に伴ってメインローラ３４を押し下げて、排気メインリフト特性、つまり回転カム５のカムプロフィールにしたがって前記第１，第２排気弁３ａ、３ｂを開閉作動させて排気メインリフト特性によって各排気ポートを開閉する。

一方、吸気行程では、排気ＶＥＬ０１の揺動カム７がサブローラ３５を押し下げて、排気サブリフト特性、つまり、前記揺動カム７のカムプロフィールにしたがって前記第１、第２排気弁３ａ、３ｂを開閉作動させる排気サブリフト特性によって各排気ポートを開閉する。
〔排気ＶＥＬの作動〕
そして、前記排気ＶＥＬ０１の前記制御軸２４の回転位相を、例えば図１の反時計方向にθ１〜θ３へ変化させると、図４〜図９に示すように、排気サブリフト特性が、ピークリフト量Ｌ１(作動角Ｄ１)からピークリフト量Ｌ３(作動角Ｄ３)まで変化するようになっている。

すなわち、前記排気ＶＥＬ０１の作動を図４〜図９に基づいて説明する。ここで図４、図５は第２排気弁３ｂが小リフト量Ｌ１(小作動角Ｄ１)に制御された状態であって、図４Ａ、Ｂは閉弁時、図５Ａ、Ｂは開弁時を示し、図６、図７は第２排気弁３ｂが中間リフト量Ｌ２(中間作動角Ｄ２)に制御された状態であって、図６Ａ、Ｂは閉弁時、図７Ａ、Ｂは開弁時を示している。また、図８、図９は第２排気弁３ｂが最大リフト量Ｌ３(最大作動角Ｄ３)に制御された状態であって、図８Ａ、Ｂは閉弁時、図９Ａ、Ｂは開弁時を示している。なお、ここで、図４〜図９におけるＡは、図２のＡ−Ａ線断面図、Ｂは図２のＢ−Ｂ線断面図に対応する。

具体的には、機関始動直後であってその際の機関温度があまり低くない場合、あるいは機関暖機完了後のやや負荷が高い場合には、前記電子コントローラ４９から前記電動モータへの制御信号が出力されて、前記減速機を介して制御支軸２４ａが図４Ａ、Ｂ及び図５Ａ、Ｂ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、第２スイングアーム３１のローラ３５への当接位置がカム面７ｃのベースサークル部寄りになる。

よって、図４Ａに示す閉弁状態から駆動カム１３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７ｄを持ち上げて該揺動カム７を時計方向に回転させ、そのリフトがスイング機構６の第２スイングアーム３１のローラ３５を介して前記第１、第２排気弁３ａ、３ｂが開弁リフトするが、そのリフト量及び作動角は十分小さくなる（リフト量Ｌ１、作動角Ｄ１）。

あるいは、機関始動直後の機関温度がやや低い場合、あるいは機関暖機完了後で負荷がやや低い場合には、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、Ｂ及び図７Ａ、Ｂ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。

図６に示す状態では、揺動カム７が跳ね上がっており、揺動カム７のベースサークル部がローラ３５と接しているためリフトはしていない（閉弁状態）。図７に示す状態では、揺動カム７のカムノーズ部７ｂが第２スイングアーム３１のローラ３５を介して前記第１、第２排気弁３ａ、３ｂが開弁リフトする。よって、かかる機関領域では、前記第１、第２排気弁３ａ、３ｂのバルブリフト量および作動角が、図１１に示すように増加して中間リフトＬ２及び中間作動角Ｄ２になる。

あるいは、機関始動直後の機関温度が極めて低い場合、あるいは機関暖機完了後で負荷が充分低い場合は、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、平歯車減速機を介して制御支軸２４ａが、図８Ａ、Ｂ及び図９Ａ、Ｂ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、第２スイングアーム３１のローラ３５への当接位置がカム面７ｃのリフト部側寄りになる。これにより前記第１、第２排気弁３ａ、３ｂは、図１１に示すように、リフト量が最大ピークリフトＬ３となり、作動角も最大作動角Ｄ３となる。

前記タイミングスプロケット４１は、前記ベーン部材４２を回転自在に収容したハウジング４４と、該ハウジング４４の前端開口を閉塞する円板状のフロントカバー４５と、ハウジング４４の後端開口を閉塞するほぼ円板状のリアカバー４６とから構成され、これらハウジング４４及びフロントカバー４５，リアカバー４６は、４本の小径ボルト４７によって駆動軸４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４４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つのシュー４４ａが内方に向かって突設されている。この各シュー４４ａは、横断面ほぼ台形状を呈し、ほぼ中央位置に前記各ボルト４７の軸部が挿通する４つのボルト挿通孔が軸方向へ貫通形成されていると共に、各内端面の高位部位置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４８と該シール部材４８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４５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４５ａが穿設されていると共に、外周部に前記ハウジング４４の各ボルト挿通孔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４６は、後端側に前記タイミングチェーンが噛合する歯車部４６ａ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４６ｂが軸方向に貫通形成されている。

前記ベーン部材４２は、中央にボルト挿通孔を有する円環状のベーンロータ４２ａと、該ベーンロータ４２ａ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４２ｂとを備えている。

前記ベーンロータ４２ａは、前端側の小径筒部が前記フロントカバー４５の支持孔４５ａ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前記リアカバー４６の軸受孔４６ｂに回転自在に支持されている。

また、ベーン部材４２は、前記ベーンロータ４２ａのボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト４９によって駆動軸４の前端部に軸方向から固定されている。

前記各ベーン４２ｂ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つが比較的大きな台形状に形成されて、前記３つのベーン４２ｂ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４２ｂ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４２全体の重量バランスが取られている。

また、各ベーン４２ｂは、各シュー４４ａ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４４の内周面に摺接するコ字形のシール部材５０及び該シール部材５０をハウジング４４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４２ｂの前記駆動軸４の回転方向と同じ側のそれぞれの一側面には、ほぼ円形状の２つの凹溝がそれぞれ形成されている。

また、この各ベーン４２ｂの両側と各シュー４４ａの両側面との間に、それぞれ４つの進角側油室５１と遅角側油室５２がそれぞれ隔成されている。

前記油圧回路４３は、図２に示すように、前記各進角側油室５１に対して作動油の油圧を給排する第１油圧通路５３と、前記各遅角側油室５２に対して作動油の油圧を給排する第２油圧通路５４との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路５３，５４には、油圧供給通路５５とドレン通路５６とが夫々通路切換用の電磁切換弁５７を介して接続されている。前記供給通路５５には、オイルパン５８内の油を圧送する一方向のオイルポンプ５９が設けられている一方、ドレン通路５６の下流端がオイルパン５８に連通している。

前記第１、第２油圧通路５３，５４は、円柱状の通路構成部６０の内部に形成され、この通路構成部６０は、一端部が前記ベーンロータ４２ａの小径筒部から内部の支持穴４２ｃ内に挿通配置されている一方、他端部が前記電磁切換弁５７に接続されている。

また、前記通路構成部６０の一端部の外周面と支持穴４２ｃの内周面との間には、各油圧通路５３，５４の一端側間を隔成シールする３つの環状シール部材６１が嵌着固定されている。

前記第１油圧通路５３は、前記支持穴４２ｃの駆動軸４側の端部に形成された油室５３ａと、ベーンロータ４２ａの内部にほぼ放射状に形成されて、油室５３ａと各進角側油室５１とを連通する４本の分岐路５３ｂとを備えている。

一方、第２油圧通路５４は、通路構成部６０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５４ａと、ベーンロータ４２ａの内部にほぼＬ字形状に折曲形成されて、前記環状室５４ａと各遅角側油室５２と連通する第２油路５４ｂとを備えている。

前記電磁切換弁５７は、４ポート３位置型であって、内部の弁体が各油圧通路５３、５４と供給通路５５及びドレン通路５６とを相対的に切り換え制御するようになっていると共に、前記電子コントローラ４９からの制御信号によって切り換え作動されるようになっている。前記３位置とは、図２にも表示されているように、位相進角変換位置（電磁切換弁５７の左側に表示）、位相遅角変換位置（同右側に表示）、位相保持位置（同中央に表示）の３位置であり、電磁切換弁５７の作動により、これらの３位置のどれを有効にするか選択できるようになっている。

このコントローラ４９は、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側と排気側のカム角（駆動軸位相）センサからの信号によってタイミングスプロケット４６と駆動軸４との相対回転位置を検出している。

そして、前記電磁切換弁５７の切り換え作動によって、前記位相進角変換位置を有効にすることによって前記進角側油室５１に作動油を供給しベーン位相を進角制御したり、前記位相遅角変換位置を有効とすることで遅角側油室５２に作動油を供給しベーン位相を遅角制御をしたり、あるいは前記位相保持位置を有効とすることで両油室５1、５２内の油を保持（密封）することでベ−ン位相を保持制御できるようになっている。

また、前記ベーン部材４２とハウジング４４との間には、このハウジング４４に対してベーン部材４２の回転を拘束及び拘束を解除するロック機構が設けられている。

すなわち、このロック機構は、図２に示すように、前記幅長さの大きな１つのベーン４２ｂと肉厚なリアカバー４６との間に設けられ、前記ベーン４２ｂの内部の駆動軸４の軸方向に沿って形成された摺動用穴６６と、該摺動用穴６６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６７と、前記リアカバー４６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に設けられて、前記ロックピン６７のテーパ状先端部６７ａが係脱する係合穴６８と、前記摺動用穴６６の底面側に固定されたスプリングリテーナ６９に保持されて、ロックピン６７を係合穴６８方向へ付勢するコイルスプリング状のばね部材７０とから構成されている。また、前記係合穴６８には、図外の油孔を介して前記進角側油室５１側、あるいは前記遅角側油室５２側などから油圧が供給されるようになっている。

そして、前記ロックピン６７は、前記ベーン部材４２が最進角側に回転した位置(第１の位置)で、先端部６７ａが前記ばね部材７０のばね力によって係合穴６８に係合してタイミングスプロケット４１と駆動軸４との相対回転をロックする。また、前記進角側油室５１などから係合穴６８内に供給された油圧によって、ロックピン６７が後退移動して係合穴６８との係合が解除されるようになっている。

さらに、前記各ベーン４２ｂの一側面と該一側面に対向する各シュー４４ａの対向面との間には、ベーン部材４２を進角側へ回転付勢する付勢手段である４つのコイルスプリング７１がそれぞれ配置されている。

この各コイルスプリング７１は、それぞれ独立して配置され、それぞれの軸方向の長さ（コイル長）は、前記ベーン４２ｂの一側面とシュー４４ａの対向面との間の長さよりも大きく設定されて、両者とも同一の長さに設定されている。

なお、この実施形態において、排気側における前記ベーン部材４２の変換角、つまり最進角(図１０Ａ)と最遅角(図１０Ｂ)との差θｅ（変換角）は、ストッパ位置を変更することで、適宜設定することもできる。

一方、前記吸気弁側にも、排気側と同じく吸気ＶＴＣが設けられ、この吸気ＶＴＣは、排気ＶＴＣ０２と同様の構造に形成されており、したがって、具体的な説明は省略するが、排気ＶＴＣと同様にコイルスプリングによりベーンが進角側に付勢され、さらにその位置でロックされるようになっている。
〔排気ＶＴＣの作動〕
以下、排気ＶＴＣ０２の作動を説明する。まず、イグニッションキーをオフして機関を停止させた際に、電子コントローラ４９から電磁切換弁５７に対する制御電流の出力が停止されて、弁体がスプリングのばね力に押されて、供給通路５５と進角側の第１油圧通路５３とを連通する。つまり、図２に示す電磁切換弁５７において、左側の位相進角変換位置が有効になる。したがって、供給油圧により、ベーン部材４２は進角側に回転しようとするが、機関回転数が零に近づくと、オイルポンプ５９の吐出油圧が低下して行き、供給油圧も零になってしまう。

ここで、ベーン部材４２は、駆動軸４に作用する動弁フリクションにより遅角方向に安定しがちであるが、前記各コイルスプリング７１の強いばね力によって、図１０Ａに示すように、タイミングスプロケット４１に対して駆動軸４の回転方向（矢印方向）の時計方向、すなわち進角方向に相対回転し、オイルポンプ１９の油圧が作用せずとも最進角位置で安定する。

これによって、ベーン部材４２は、最大幅のベーン４２ｂがシュー４４ａの遅角側油室５２側の側面に当接した位置に保持されて、ここがタイミングスプロケット４１に対して駆動軸４が最大限進角側に変換された位置となる。

また、同時にこの位置で、ロックピン６７の先端部６７ａが係合穴６８内に係合して前記タイミングスプロケット４１と駆動軸４との自由な相対回転を規制する。

したがって、機関再始動時のクランキング時のような回転変動の大きい場合であっても、最大進角位置に機械的に安定し、さらにロックピン６７で固定されるので、ベーン部材４２つまり、駆動軸４の位相を安定にできるだけでなく、そのばたつきを抑制でき、この結果、バルブタイミング制御の不安定化を抑制し良好な始動性や冷機エミッションの低減を確実に得ることができる。

一方、吸気側のＶＴＣは、排気側ＶＴＣ０２と同じく、最大進角位置に機械的に安定し、さらに同様にロックピンでベーン部材が固定されるようになっている。

また、再び排気ＶＴＣ０２の説明に戻るが、機関始動を開始した後は、コントローラ４９から電磁切換弁５７に対する制御電流及び弁体スプリングによって電磁切換弁５７は図２に示す位置（位相進角変換位置）にあるので、オイルポンプ５９から圧送された作動油は、第１油圧通路５３から、それぞれの進角側油室５１に供給されて各ベーン部材４２をコイルスプリング７１のばね力と共に最進角側へ保持するが、進角側油室５１内の作動油圧が高くなると、その高油圧により各ロックピン６７が係合穴６８から抜け出てベーン部材４２の自由な回動を許容することになる。そして、前述のように、電磁切換弁５７の３位置制御により、位相進角制御、位相遅角制御、位相保持制御が自在にできるようになるのである。

〔本実施形態の作用〕
図１１Ａ，Ｂは、吸排気弁のリフト特性を示し、図１１Ａは、始動直後のリフト特性を示している。

ここでは、前記排気サブリフト特性における開弁時期をピストン上死点（ＴＤＣ）側に進角制御すると共に、機関温度が低い程作動角を拡大するように制御している。

すなわち、前述のように油圧式の排気ＶＴＣ０２を最進角位置に制御すると共に、機関温度が極めて低い場合には、電動式の排気ＶＥＬ０１により、排気サブリフト量を最大のＬ３すなわち最大作動角Ｄ３に制御している。これらにより、排気サブリフト特性における開弁時期（ＥＶＯｓ３）が早まるので、ピストン下降に伴う筒内負圧により、高温の燃焼ガスを吸入するピストン吸入ストロ−クの早期から（吸入ストロ−クが短いうちから）筒内に導入できる。このため、筒内ガス全体を暖気し、例えば着火可能温度まで高めることで、始動性を向上できる。特に、極低温時はリフト量に加え作動角を拡大することによって、高温の燃焼ガスを長期間に渡って導入することができ、暖気効果を高めて、着火可能な温度まで到達させることにより良好な始動性を確保できる。

一方、排気サブリフトの閉じ時期（ＥＶＣｓ３）は、作動角大（Ｄ３）であるため遅角しているものの、下死点（ＢＤＣ）ないし下死点前に設定されている。なぜなら、下死点を越えるとピストンが上昇し始めるので、筒内圧が上昇し負圧から正圧に反転してしまい、排気ガス（燃焼ガス）の再導入がしにくくなるため、このように設定して燃焼ガスの再導入を促すのである。

なお、前述のように排気ＶＴＣ０２が最進角しているため、図１１Ａに示すように、メインリフトの排気弁閉時期ＥＶＣｍは、上死点よりＸＥｍだけ進角している。したがって、この排気弁が閉じた時点で燃焼ガスが筒内に封じ込まれることになる。

そして、ピストンが上死点に至りそれから再び降下して、上死点からＸＩを経た時点のＩＶＯで吸気弁が開弁する。このＸＩはＸＥｍと同等ないしやや大きくなっているので、ＩＶＯ時点の筒内圧は大気圧（排圧）レベル、あるいはこれ以下まで下がっており、吸気系側に筒内の燃焼ガスが吐き戻されるのを抑制できる。

したがって、このように筒内に封じ込まれた燃焼ガスも吸気行程まで筒内に残り、前述の排気サブリフトによる筒内ガス暖気効果をさらに高めるのである。

次に、機関温度がさほど低くない場合には、同様に排気ＶＴＣ０２を最進角位置に制御しつつ、排気サブリフトの作動角を小さく制御する。例えば、サブリフト量Ｌ1（作動角Ｄ1）に制御される。なぜなら、ベースの機関温度がやや高いので、排気ガス（燃焼ガス）の再導入量が少なくても、筒内ガス全体を例えば着火可能温度まで暖気できるからである。

この場合、第１、第２排気弁３ａ、３ｂの作動角を小さくすることで、高温だが不活性ガスである燃焼ガスの導入期間（導入量）を短く（少なく）できるので、燃焼安定性も高められる。つまり、さほど機関温度が低くない場合には、前記作動角を小さく制御した方が、不活性ガスが低減した分、始動時の燃焼安定性が一層向上するのである。また、燃焼ガスの再導入量が低減したことに伴い、その分新気の吸入空気量が増加するので、機関トルクを高められ、始動直後のドライバビリティも向上できる。つまり、始動直後からの加速性を高めることができる。

ここで、前述の図４〜図６で示したように、本実施形態おける排気ＶＥＬ０１は、排気サブリフト特性における作動角が増加するに連れ、ピ−クリフト位相が遅角するように機械的に構成されている。これによれば、排気サブリフト特性における作動角を変化させた場合でも、第１、第２排気弁３ａ、３ｂの開時期の変化は抑制されるので、ピストンによる燃焼ガス再吸入（再導入）が開始されるピストンストロ−ク位置の変化も抑制され（ＥＶＯｓ３〜１の範囲）、この結果、燃焼ガスの再導入特性が安定化する。

つまり、始動直後の機関温度に関わらず、高温の燃焼ガスをピストンの吸入ストロ−クの早期から筒内に導入できるので、筒内ガス全体を暖気し、例えば着火可能温度まで高めることによって始動性を向上できるのである。さらに言うと、始動直後の機関温度に応じて、低機関温度ほど排気作動角を拡大し、逆に機関温度が高いほど排気作動角を減少させることで、着火性を維持しつつ、各機関温度におけるドライバビリティ（加速性）を最大限高めることができるのである。

なお、機関温度が充分高い場合（機関停止直後の再始動など）、排気サブリフト量をＬ０すなわち零リフト（非リフト）としても良い。この場合は、着火性の問題はないので、排気サブリフトを零にすることで、新気の吸入空気量を増やして一層トルクを高め、始動直後のドライバビリティも一層高めることができる。つまり、始動直後から加速性を充分高めることができる。

排気サブリフト量をＬ０すなわち零リフトに制御するには、図４、図５に示す排気サブリフト量Ｌ１に対して、制御軸２４をθ１の角度からさらに時計方向に角度θ０まで回動させれば良い。あるいは、制御軸２４の角度は変えずに、揺動カム７のカム面７ｃにおけるリフト開始点をカムノ−ズ７ｂ側にずらしたカムプロフィ−ルとしても、同様に零リフトを実現できる。

また、本実施形態では、排気ＶＴＣ０２に変換動力である油圧を与えなかった場合の排気サブリフト特性の機械的安定位置が、冷機始動時における制御サブリフト特性（図１１ＡのＬ３リフト特性）とほぼ一致するようになっている。

つまり、排気ＶＴＣ０２は、変換油圧を作用させなかった場合には、図１０Ａに示すように、バイアススプリングであるコイルスプリング７１やロック機構によって最進角位置に機械的に安定している。例えば、機関停止時の場合や、故障により変換油圧を発生できなかった場合がこれに該当する。

前記排気ＶＥＬ０１は、例えば後述する第２実施形態における図１２に示すように、電動モ−タが可逆減速機（平歯車機構）を介して制御軸２４を位相変換させることで、排気サブリフト量を変化させる機構となっている。ここで、制御軸２４をリフト増大方向に回転付勢する図外のバイアススプリングと、最大リフト量Ｌ３の制御軸角度でそれ以上の位相変換を係止する図外の係止部材を設ければ、電動モ−タに変換電力を作用させなかった場合には、最大の排気サブリフト量Ｌ３で機械的に安定させることができる。例えば、機関停止時の場合や、故障により前記変換電力を発生できなかった場合がこれに該当する。

また、電気系に断線などの異常があった場合でも、前記排気サブリフト特性に予め機械的安定しているので、極冷機時を含めて始動が可能となる。すなわち、優れたメカニカルフェールセーフ機能が備わっているのである。

なお、以上説明した始動性向上効果、始動直後のドライバビリティ向上（トルク向上）、フェールセーフ効果などは、通常ガソリンエンジンのような火花点火エンジンだけでなく、ディ−ゼルやガソリンＨＣＣＩなどの圧縮点火エンジンでも同様に得られる。

図１１Ｂは始動して充分暖機が進んだ後の、ある程度高機関温度になった暖機完了後の吸排気弁のリフト特性を示している。すなわち、排気ＶＴＣ０２は、例えば最遅角側に、クランク角でＸｅ（駆動軸角で０．５×Ｘｅ）だけ変換される。この結果、サブリフト特性における各排気弁３ａ、３ｂの開弁時期は下死点(ＢＤＣ)側に遅角制御される。

排気サブリフト量Ｌ３の開弁時期（ＥＶＯｓ３）は、上死点（ＴＤＣ）後Ｘ３Ｈのクランク角まで遅角される。すなわち、このＸ３Ｈは、冷機始動時の排気サブリフト量Ｌ３（図１１Ａ）でのＸ３Ｌに対してＸｅだけ遅角している。

この結果、この暖機後運転時には、排気サブリフト特性における開弁時期が遅くなるので、最初に吸気弁を介して筒内に導入された低温度の新気と、後から第１排気弁、第２排気弁３ａ、３ｂを介して再導入された高温度の燃焼ガスがすぐには充分熱交換されず、燃焼ガスによる高温ガス領域と、新気による低温ガス領域と、両者の間で混合された中間温度ガス領域が存在することになる（所謂温度成層化効果）。

このため、筒内に燃料が噴射された後に、最初は前記高温ガス領域から燃焼が開始され、その後、中間温度ガス領域が燃焼し、そして低温ガス領域が燃焼するといった、滑らかな時間差燃焼パタ−ンを取る。したがって、ガス全体が混合され高温になった場合に想定される急速異常燃焼に起因する不具合、すなわち、高温ガスによりノッキングやプレイグニッションを起こしたり、急速燃焼により燃焼騒音が増大したり、また、ＮＯｘなどのエミッションを増大してしまうという不具合を回避できるのである。

なお、排気メインリフトも排気ＶＴＣ０２により同時に最進角位相（第１の位置）よりＸｅだけ遅角しているので、第１、第２排気弁３ａ、３ｂの排気メインリフト閉時期は上死点付近まで遅角し、前述の始動運転におけるＸＥｍによる燃焼ガスの筒内封じ込みは抑制され、その面からも筒内ガス温度が抑制されて急速異常燃焼を一層抑制できるのである。

また、機関の負荷（トルク）が低いほど、第１、第２排気弁３ａ、３ｂの排気サブリフトの作動角（Ｄ３）を拡大するのは、要求新気空気量（要求トルク）が小さくなり、再吸入燃焼ガス（ＥＧＲガス）の比率を高くすることを意味するが、このように燃焼ガス量が多い状態でも、前述のように、排気サブリフト開始時期を遅らせているので、急速異常燃焼などを抑え、燃焼ガス（ＥＧＲガス）増大によるガスの比熱比向上などにより、燃費向上を実現できるのである。

機関の負荷（トルク）が増大していった場合には、作動角をＤ２（リフト量Ｌ２）、さらに作動角をＤ１（リフト量Ｌ１）と再導入期間及びリフト量を減少していき、再導入燃焼ガスを減らし、その分、新気空気量を多くしてトルクを増大させていく。

このような場合も、本実施形態における排気ＶＥＬ機構の特徴として、サブリフト（作動角）をＬ２（Ｄ２）、Ｌ１（Ｄ１）と低下させて行った場合、排気サブリフトの開時期の変化は抑制され、低負荷のサブリフトＬ３と同等ないしやや遅角する程度で、同様の温度成層化効果が安定的に得られる。

ここで、仮に第２排気弁３ｂの作動角やリフト量を下げていった場合に、ピークリフト位相が殆ど変わらずに、結果として排気サブリフトの開時期が大きく遅角するようなＶＥＬ機構（例えば、第２実施形態のＶＥＬ機構）であったと想定してみる。

この場合は、サブリフト（作動角）を低下していった際、排気サブリフトの開時期が大きく遅角することで温度成層化効果が大きくなり過ぎて、不都合が生じてしまう。つまり、高温の燃焼ガスが筒内への導入が開始される時期が大きく遅れることになり、高温の燃焼ガスと冷たい新気とが混合される時間が短くなってしまい、前述の燃焼ガスによる高温ガス領域と新気による低温ガス領域との間の両者が混合された中間温度領域が減少し、結果として連続的な滑らかな燃焼が阻害されるという問題が発生するのである。

本実施形態では、前述のように、作動角を変化させたときに開時期の変化が抑制されるＶＥＬ機構なので、このような問題となる現象は抑制される。

一方、ここで第１、第２排気弁３ａ、３ｂの作動角やリフト量を下げていった場合に、前述のような排気サブリフトの開時期が大きく遅角するＶＥＬ機構（例えば、第２実施形態のＶＥＬ機構）であっても、排気油圧ＶＴＣ０２によって俊敏に進角させれば、このような問題を回避できることも考えられる。

しかしながら、この場合は、排気油圧ＶＴＣ０２によって大きく進角していく必要があり、その際に、排気メインリフトも大きく進角してしまうので、結果として排気メインリフトの開時期が大きく進角してしまい、燃焼圧が早めに抜けてしまい、燃費が悪化してしまう、といった問題も発生するのである。

本実施形態では、排気メインリフト特性を変化させなくても、排気サブリフトの作動角やリフト量を下げていった際、排気サブリフトの開時期の変化を抑制できるＶＥＬ機構となっているので、このような問題を回避できるのである。

ところで、機関のトルク（負荷）をさらに高めようとすると、第１、第２排気弁３ａ、３ｂの排気サブリフトの作動角（リフト量）の低減とは別に、吸気弁閉時期を下死点に近づけて新気（吸入空気）の充填効率自体を高めることも必要になってくる。

すなわち、例えば低速トルクを高めたい場合は、図１１Ａにおいて、吸気ＶＴＣによって吸気弁のＩＶＣ（閉時期）を下死点付近まで進角することが求められるが、この場合、ＩＶＯ（開時期）は付随して上死点手前まで進角してしまう。このような場合に、排気サブリフト特性が吸気バルブリフト特性に付随して変化してしまうと、前述の効果が得にくくなる懸念もある。このような懸念に対して、本実施形態では、吸気ＶＴＣが進角しても、排気サブリフトは吸気ＶＴＣや吸気カムシャフトとは機械的に連動しておらず独立しており、したがって、排気サブリフトの理想的な開時期はそのまま維持される。

よって、例えば、排気サブリフトを作動角Ｄ３（リフトＬ３）制御だったとすると、吸気ＶＴＣによって吸気弁を進角させても、Ｘ３Ｈは変わらない。すなわち、ピストンによる燃焼ガスの再吸入が開始されるピストンの吸入ストロ−ク位置（排気サブリフト開時期）が同じなので、前述した燃焼ガスの再導入特性の安定性が維持されて、急速異常燃焼などを抑制しつつ機関トルクも高めることができるのである。

以上説明してきた、暖機完了後における急速異常燃焼抑制効果などは、通常ガソリンエンジンのような火花点火エンジンだけでなく、ディ−ゼルやガソリンＨＣＣＩなどの圧縮点火エンジンでも同様に得られる。
〔第２実施形態〕
図１２は第２実施形態を示し、第１排気弁３ａを第１実施形態とは異なる排気ＶＥＬ０１によって開閉作動させる一方、第２排気弁３ｂを特殊な回転カム８０によって開閉作動させるようにしている。また、外側の第１駆動軸４の一端部側（前端側）に第１実施形態と同様の排気ＶＴＣ０２が設けられていると共に、他端部側（後端側）には、前記第１駆動軸４の内部に回転自在に設けられた第２駆動軸８１と前記第１駆動軸４との相対位相を変化させる電動ＶＴＣ０３が設けられている。

前記排気ＶＴＣ０２は、第１実施形態のものとほぼ同一の構造で変換角が増大しており、排気ＶＥＬ０１については、制御軸やロッカアームなどの構成部材の構造が異なっており、そのため機構特性が異なっている。

すなわち、図１１に示すように、制御軸２４は、一本状に形成されていると共に、該制御軸２４の外周に偏心制御カム３２が一体に結合されている。また、ロッカアーム１５は、筒状部１５ａを介して両端部１５ｂ、１５ｃが制御軸２４の径方向へ突設されて、一端部１５ｂがリンクアーム１６の突出端１６ｂに連結ピン１５ｆを介して回転自在に連結されている一方、他端部１５ｃが連結ピン１９を介してリンクロッド１７の上端部１７ａに回転自在に連結されている。また、前記リンクロッド１７の下端部１７ｂが前記揺動カム７のカムノーズ部７ｂ側に連結ピン１８を介して回転自在に連結されている。なお、第１排気弁３ａは、直動型のバルブリフタ２０ａを介して前記揺動カム７のカム面７ｃによって開閉作動されるようになっている。

また、前記制御軸２４は、電動モータ０５と該電動モータ０５の回転速度を減速する可逆式の減速機０６（平歯車機構）によって回転制御されている。前記電動モータ０５は電子コントローラ４９（ＥＣＵ）から出力される制御電流によって回転制御されるようになっている。

前記第１駆動軸４と第２駆動軸８１は、相対回転可能となるように構成され、これら両軸４，８１が、前記電動ＶＴＣ０３によって相対回転するようになっている。

なお、前記電動ＶＴＣ０３は、例えば特開２０１２−１４５０３６号公報などに記載されたものがあり、第１駆動軸４に対する第２駆動軸８１の相対回転位相を変換できるようになっている。
すなわち、詳細な説明は省略するが、特開２０１２−１４５０３６号公報における電動ＶＴＣが、外周側のタイミングスプロケットに対する内周側のカムシャフトの相対回転位相を、電動モ−タ及び減速機構を介して変換するのに対し、本実施形態の前記電動ＶＴＣ０３は、外周側の第１駆動軸４に対する内周側の第２駆動軸８１の相対回転位相を、電動モ−タ及び減速機構を介して変換するようになっているだけで、基本構成及び作動原理は同公報のものと同様である。

このような前記電動ＶＴＣ０３は、変換エネルギーが電気であるため、油圧のような機関回転数や機関温度による応答速度制約も小さく、極低温時や機関停止時や始動直後でも高応答の変換作動が可能になっている。

前記回転カム８０は、図１４に示すように、ベースサークル区間を構成する基端側の基礎円カムロブ８２と、主としてリフト区間を構成するカムノーズ側のリフトカムロブ８３と、に分割形成されていて、その合わせ面間に設けられた両円弧状面８２ａ，８３ａをもって第１駆動軸４を挟持するように外嵌固定され、これら両カムロブ８２，８３と前記両軸４，８１に跨って締結ピン８４が挿通することにより、第２駆動軸８１と回転カム８０とが一体回転可能に構成されている。

具体的には、前記基礎円カムロブ８２における円弧状面８２ａの周方向中間位置には、締結ピン８４の外径よりも若干小さい内径に設定された、該締結ピン８４の係合に供するピン係合穴８２ｂが径方向に沿って貫通形成されると共に、前記リフトカムロブ８３における円弧状面８３ａの周方向中間位置にも、締結ピン８４の外径よりも若干小さい内径に設定された、該締結ピン８４の係合に供するピン係合穴８３ｂがカムノーズに向かって穿設され、該両係合穴８２ｂ、８３ｂに跨って締結ピン８４が前記両カムロブ８２，８３に対し圧入されることで、前記両カムロブ８２，８３が連結されて回転カム８０が構成される。

また、前記締結ピン８４の挿通にあたって、前記第２駆動軸８１には、締結ピン８４が挿通するピン挿通孔８１ａが径方向に沿って貫通形成されている。そして、このピン挿通孔８１ａは、その内径が締結ピン８４の外径より若干小さく設定され、該締結ピン８４が圧入状態で挿通する構成となっており、これによって、該締結ピン８４の支持剛性の向上が図られている。なお、この第２駆動軸８１に対する締結ピン８４の挿通にあたっては、該締結ピン８４とピン挿通孔８１ａとの間に若干の径方向隙間をもたせた隙間嵌めとしてもよく、かかる場合には、第２駆動軸８１と締結ピン８４との間に若干のガタが生まれることから、第１駆動軸４と第２駆動軸８１の間に軸心のズレが生じてしまった場合であっても、前記径方向隙間によってその軸心のズレを吸収させることが可能となって、装置の円滑な作動を図ることに供される。

一方、前記第１駆動軸４には、第２駆動軸８１に対して所定量だけ相対回転可能となるように、前記ピン挿通孔８１ａの両端開口へと臨む一対の周方向に沿う長穴状のピン挿通溝８５ａ，８５ａが対向して設けられている。すなわち、この第１駆動軸４に対する第２駆動軸８１の相対回転は、これら各ピン挿通溝８５ａ，８５ａの周方向幅内で許容され、当該各ピン挿通溝８５ａ，８５ａの端部に締結ピン８４が当接することにより規制されることとなる。
〔本実施形態の作用〕
第１排気弁３ａは、前記排気ＶＥＬ０１によって開閉作動される一方、第２排気弁３ｂは、回転カム８０によって開閉作動されて、それぞれ揺動カム７あるいは回転カム８０のカムプロフィールに応じたバルブリフト特性となる。
そして、前記排気ＶＴＣ０２の進遅角変換により、第１排気弁３ａ、第２排気弁３ｂの両方のピークリフト位相が同じだけ進遅角する。
一方前記電動ＶＴＣ０３の進遅角変換によれば、前記回転カム８０により駆動される第２排気弁３ｂのみのピークリフト位相が進遅角する。
すなわち、図１４Ｂが前記電動ＶＴＣ０３により第２排気弁３ｂが最遅角に制御された状態であり、図１４Ｃが同じく最進角に制御された状態であり、図１４Ａが中間位相に制御された状態である。
次に、排気ＶＥＬ０１の作動について説明すると、電動モータ０５と減速機構０６により制御軸２４が、例えば図１３Ｃに示すように一方向に回転されて制御カム３２の厚肉部が上側に位置して、ロッカアーム１５、リンクロッド１７及び揺動カム７の全体が図１３Ｃに示すように、反時計方向へ回動するように上方へと引き上げられる。この結果、揺動カム７のバルブリフタ２０ａに対する当接位置がベースサークル寄りとなって、比較的小さな小リフト量Ｌ１となる。

また、例えば図１３Ｂに示すように、電動モータ０５により制御カム３２の厚肉部が下側に位置するように制御軸２４が他方向に回動制御されることにより、ロッカアーム１５、リンクロッド１７及び揺動カム７の全体が時計方向へと回動するかたちで下方へと引き下げられる。この結果、揺動カム７のバルブリフタ２０ａに対する当接位置がカムノーズ部７ｂ寄りとなって大きなリフト量Ｌ３となる。

次に、本実施形態の具体的な効果について図１５を用いて説明する。
図１５Ａに始動直後における吸排気弁のリフト特性を示す。図１５Ａの第１排気弁３ａの排気サブリフトのリフトカ−ブＬ３は、第１実施形態の第１排気弁３ａ、第２排気弁３ｂにおける図１１Ａに示すサブリフトカ−ブＬ３と同じリフト曲線であり、第１排気弁３ａの開時期ＥＶＯｓ３、閉時期ＥＶＣｓ３も同じタイミングであり、異なっているのは、第１排気弁３ａのみが開閉作動する点である。

第２排気弁３ｂの排気メインリフトのリフトカ−ブＬＥも、第１実施形態のリフトカ−ブＬＥと同じリフト曲線で、開時期ＥＶＯｍも閉時期ＥＶＣｍも同じタイミングであり、異なっているのは第２排気弁３ｂのみが開閉作動する点である。

また、２つの吸気弁のリフトカ−ブＬＩは、第１実施形態のリフトカ−ブＬＩと同じリフト曲線であると共に、開時期ＩＶＯ、閉時期ＩＶＣも同じであり、２弁とも開閉作動する点でも同じであって実質的に同一である。

第１実施形態の排気サブリフトＬ３（２つの排気弁３ａ、３ｂとも）に制御される場合と同様、本実施形態における第１排気弁３ａのみが排気サブリフトＬ３に制御される場合も、機関温度が極めて低い冷機始動直後に使用されるのであるが、本実施形態では、以下の点で第１実施形態より優れている。

すなわち、燃焼ガスの排出段階（排気メインリフト特性）でスワ−ルによる攪拌効果（筒内、排気ポ−ト内）があり、燃焼ガスの再吸入段階（排気サブリフト特性）でもスワ−ルによる攪拌効果（筒内）があり、冷機始動時において排気サブリフトの開時期を早めた場合における燃焼状態の向上効果を、これらのスワ−ルにより、第１実施形態より一層高めることができる。

次に、始動直後で機関温度がさほど低くない場合には、第１実施形態と同様に排気サブリフトの作動角を小さくして行く。例えば、排気サブリフト量Ｌ１（作動角Ｄ１）に制御される場合は、第１実施形態と異なり、さらに排気サブリフトの開時期ＥＶＯｓ１を、排気サブリフトＬ３の開時期ＥＶＯｓ３と同等まで前述の燃費の弊害なく進角させることができる。

なぜならば、図１５Ａに示すように、排気ＶＴＣ０２によって第１排気弁３ａのサブリフトピークリフト位相をＸ１３だけ進角することによって、ＥＶＯｓ１を、ＥＶＯｓ３と同等まで進角することができるが、その際、第２排気弁３ｂの排気メインリフトもＸ１３だけ大幅に進角してしまうので、排気メインリフト過進角による性能上の弊害、例えば前述した過早ＥＶＯによる燃費悪化などが懸念される。

しかしながら、本実施形態では、第１駆動軸４（第１排気弁３ａ駆動）に対する第２駆動軸８１（第２排気弁３ｂ駆動）の位相を変化させる電動ＶＴＣ０３が設けられており、これにより、第２駆動軸８１をクランク角でＸ１３の分（第２駆動軸８１角度で０．５×Ｘ１３分）逆に遅角させれば良いのである。このような、両排気ＶＴＣ０２、０３の協調により第２排気弁３ｂの排気メインリフトの開時期ＥＶＯｍ、閉時期ＥＶＣｍを維持しながら、第１排気弁３ａのサブリフトの開時期をＥＶＯｓ３まで弊害なく進角できるのである。

このＥＶＯｓ３は、上死点からＸ３Ｌという、始動直後の筒内ガス暖気には最適なピストンストロ−ク位置であり、第１排気弁３ａのサブリフトが小リフトＬ１であった場合でも、大リフトＬ３の場合と同様に、この最適なピストンストロ−ク位置から、燃焼ガスの再吸入が開始できるので、第１実施形態に対して、前述のスワ−ル効果に加え、この面からも始動性がさらに向上するのである。すなわち、第１実施形態では、始動直後で機関温度がさほど低くない場合には、第１排気弁３ａのサブリフトが小リフトＬ１とするのが好ましいが、その場合、図１１ＡのＥＶＯｓ１に示すように、該サブリフトの開時期が理想の上死点後Ｘ３Ｌという時期から少し遅角してしまうのである。それに対し本第２実施形態では、理想の上死点後Ｘ３Ｌに合わせる、あるいは一層近づけることができるのである。

ちなみに、逆に第１排気弁３ａの排気サブリフトの開時期を理想の上死点後Ｘ３Ｌからさらに早めると仮定すると、吸気弁の開時期に近づいてしまい、新気の吸入開始直後に燃焼ガスの再吸入が開始されることになり、燃焼ガスが吸気ポ−ト側に逆流する異常現象が生じてしまうおそれがあり、従って早め過ぎない上死点からＸ３Ｌという排気サブリフトの開時期が最適位置となっているのである。そして、排気サブリフト量によらず、排気サブリフトの開時期を、この理想の上死点後Ｘ３Ｌに合わせる、あるいは一層近づけることができるのである。

図１５Ｂには始動して充分暖機が進んだ後の、ある程度高機関温度になった暖機完了後の吸排気弁のリフト特性を示し、低負荷状態では、第１排気弁３ａの排気サブリフト量は、実施形態１と同様にＬ３となっている。また、排気ＶＴＣ０２は、実施形態１と同様に遅角側にＸｅだけ変換されており、排気サブリフト量Ｌ３の開時期は、第１実施形態と同じく、上死点後Ｘ３Ｈとなっている。

この排気サブリフトＬ３の特性は、第１実施形態の図１１Ｂに示す特性と同様であり、リフト曲線や開閉時期などは同じであり、前述のように、第１排気弁３ａのみがこの特性で作動する点が異なっている。

したがって、第１実施形態の図１１Ｂに示す排気サブリフトＬ３のリフト特性と同様に、図１５Ａに示す排気サブリフトＬ３のリフト特性も、サブリフト開時期（上死点後Ｘ３Ｈ）でのピストン吸入ストロ−ク位置は充分下がっているので、前述の温度成層化効果に基づき急速異常燃焼を抑制できるのである。
さらに、本第２実施形態では、片方の排気弁（第１排気弁３a）のみから燃焼ガスが再導入されるので、その際に生じるスワ−ルが、ピストン冠面ではなくシリンダボア外周に沿った気流に主になり、シリンダボアの外周側に燃焼ガスが、内周側に新気という温度成層場もできるのである。ここで、シリンダボア外周側の燃焼ガス気流は、シリンダボア壁面（冷却水の冷却効果によりピストンより低温）により冷やされるので、一層前述の急速異常燃焼などを抑制できるのである。

さらに負荷が高くなると、第１実施形態と同様に、排気サブリフトＬ２（作動角Ｄ２）からさらにＬ１（作動角Ｄ１）と低下させていく点は、第１実施形態と同様である。異なっているのは、いずれのリフト量においても、開時期はＥＶＯｓ３、すなわち理想の上死点後Ｘ３Ｈとほぼ一致させている点である。例えば、排気サブリフト量Ｌ１では、排気ＶＴＣ０２をＸ１３だけ進角させることで、閉時期をＥＶＯｓ３と一致させているのである。

そして、これだけであると、排気メインリフトＬＥもＸ１３だけ進角してしまい、ＥＶＯｍの過進角による弊害、例えば、燃焼エネルギーが早期に開放されてしまうことによる燃費悪化が生じてしまうのである。

そのため、機関温度や機関回転によらず自在に変換が可能な電動ＶＴＣ０３により、排気メインリフトＬＥのみをＸ１３だけ進角させるのである。このようにすると、排気メインリフトＬＥの位相を理想のＸｅに維持しつつ排気サブリフトの開時期ＥＶＯｓ１をＥＶＯｓ３（理想の上死点後Ｘ３Ｈ）に維持できるのである。この結果、燃焼ガスの再導入を開始するピストンストロ−ク位置を、排気サブリフト量によらず、理想的な前述のＸ３Ｈに維持できるので、理想的な燃焼ガスの再導入特性を安定維持しつつ、前述の温度成層化効果により前述の急速異常燃焼などを安定的に一層抑制できる。ちなみに、排気サブリフトの開時期を上死点後Ｘ３Ｈを越えて大きく遅角すると、温度成層化効果が顕著になりすぎて、滑らかな燃焼が阻害されるのは前述の通りである。

なお、第１駆動軸４のクランク軸に対する位相変換に油圧駆動による排気ＶＴＣ０２を用い、第２駆動軸８１の第１駆動軸４に対する位相変換に電動ＶＴＣ０３を用いる理由は以下の通りである。

すなわち、第１駆動軸４の位相変換では、第１排気弁３ａと第２排気弁３ｂの両方の負荷が掛かるので、耐負荷性の高い油圧の排気ＶＴＣ０２を用い、第２駆動軸８１の第１駆動軸４に対する位相変換では、第２排気弁のみの負荷となるので耐負荷性の低い電動ＶＴＣ０３を用いるのである。

この結果、電動ＶＴＣ０３の耐久性を向上できるだけでなく、モ−タの小型化も実現でき、搭載性の向上や、モ−タＩｐ低減により第２排気弁３ｂ（メインリフトカ−ブ）変換応答性が高めることができ、例えば後述する第３実施形態での効果が遅れなく得られる。
〔第３実施形態〕
図１３は第３実施形態における第１、第２排気弁３ａ、３ｂと吸気弁のバルブリフトカーブ（暖機完了後）を示している。これは、第２実施形態と同じ可変動弁装置を用いて直列３気筒の内燃機関に適用したものである。 そして、第１排気弁３ａの排気サブリフトは、第２実施形態における図１５Ｂに示す排気サブリフトＬ１特性と同じである一方、第２排気弁３ｂの排気メインリフトは、開時期ＥＶＯｍが下死点付近まで遅角制御されている。つまり、図１６Ａに示すように、図１５に示す基準位相（破線）よりＸｅ’だけ遅角し、図１５Ｂに示すＸeよりもさらに遅角側に制御されている。

ここで、排気サブリフト期間における排気ポ−ト側の燃焼ガス（排気ガス）圧力について考察する。

図１６Ａ，Ｂに示すように、点火順序で後続する気筒（下段；例えば＃２気筒）は、同先行する気筒（上段；例えば＃１気筒）に対して、クランク角の軸角度で２４０°遅れて作動する（３気筒なので７２０°÷３＝２４０°）。

ここで、前述の先行気筒の排気サブリフト期間に、後続気筒からの大きな排気ブロ−ダウン圧力が、排気マニホルドの後続気筒排気ポ−ト、ポ−ト集合部、先行気筒排気ポ−トを介して、先行気筒の排気ポ−ト排気弁付近に作用するようなタイミングに前述のＸe’が設定されているのである。すなわち、後続気筒の排気メインリフトが遅角されたＥＶＯｍで開弁すると、高圧のピ−キ−なブロ−ダウン排気ピーク圧力が立ち上がり、それが前述の排気マニホルド経路を通り音速に起因する僅かな時間差Δｔを経て先行気筒の排気ポ−ト排気弁付近に到達する。

その際、先行気筒が排気サブリフトしていると、排気ガス（燃焼ガス）がこのブロ−ダウン高圧ピ−ク圧力で先行気筒の筒内に押し込まれる。したがって、筒内に新気が充分に充填されている途中であっても燃焼ガスがさらに押し込まれる。

よって、機関トルク（負荷）を高く維持しつつ燃焼ガスを多く取り込め、比較的トルクが高い運転条件においても、多量の燃焼ガスによる燃費向上（ガス比熱比向上など）、ＮＯｘなどの排気エミッション低減が実現できる。また、燃焼ガスの温度により自着火させるガソリンＨＣＣＩ燃焼であれば、このＨＣＣＩ燃焼の作動領域を高負荷（高トルク）側に拡大することも可能になり、走行燃費が一層向上する。

ここで、排気サブリフトのピ−クリフト位相とＥＶＯｍとの位相差はクランク角でΔΦについて考察すると、前述のΔｔの間に対応する角度になっている。

例えば、機関回転数が２０００ｒｐｍでΔｔが０．００２秒であれば、ΔΦは２０００ｒｐｍ÷６０秒×３６０°×０．００２秒＝２４°（クランク角）となる。

このΔΦの角度は、同じΔｔでも変化することになる。機関回転数が１５００ｒｐｍに低下すれば、クランクの角速度が４分の３になるので、ΔΦも４分の３に変化しないと、前述の排気サブリフト期間での排気押し込み効果の同調は得られない。

一方、排気ガス温度が下がると、音速自身が遅くなるのでΔｔ自身が増加し、同じ回転数であっても、ΔΦを増加しないと同調は得られない。すなわち、機関運転状態に応じて、各サブリフト特性に対応したΔΦを変化させること、つまり、排気弁の排気メインリフト特性における開時期を変化させる、つまり、ピ−クリフト位相を変化させることで、同調を効果的に得ることができるのである。

特に、本実施形態でも第２実施形態と同様に電動ＶＴＣ０３によって第２排気弁３ｂの位相を変化させるので、高応答でＥＶＯｍを変化させることができ、もって運転状態／条件（機関回転数や負荷など）が急に変化した場合であっても、該同調による効果が遅れなく得られる。

前記各実施形態では、排気サブリフト作動角可変機構として、排気サブリフト量（作動角）を連続的に変化できる揺動カム７を用いる例を示したが、多段階にリフトを変化できる作動カムプロフィール変換式（例えば、ＷＯ２０１２１４６３６１Ａ１ ２０１２/１１/０１）などの多段階に作動角（リフト）を変化できるものにも適用できる。

また、排気サブリフト作動角可変機構として作動角を変化した場合にピ−クリフト位相が変化する機構を用いれば、これが排気サブリフト位相可変機構を兼ねるので、排気側ＶＴＣはは必ずしも併用しなくても良い。

以上のように、本発明の具体的な機構ハ−ド構成は特段に特定されるものではなく、本発明の趣旨を満足する範囲であれば、限定はされない。

また、本発明が適用されるエンジンとしては、通常ガソリンエンジンのような火花点火エンジンだけでなく、ディ−ゼルやガソリンＨＣＣＩなどの圧縮点火エンジンでも構わない。

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、
前記排気サブリフト特性の作動角の増加に伴い、前記ピークリフト位相が遅角するように構成され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、排気サブリフト特性における作動角を変化させた場合でも、排気弁開時期の変化は抑制されるので、ピストンによる燃焼ガスの再導入が開始されるピストンストローク位置の変化も抑制される。この結果、燃焼ガスの再導入特性が安定化する。
〔請求項ｂ〕請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置であって、
前記排気サブリフト特性の作動角及びピークリフト位相の両方が、相互に独立して連続的あるいは多段階に変化し得るように機械的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。

この発明によれば、排気サブリフト特性を、機関温度や機関負荷などによってピークリフト位相や作動角を相互に独立して変更可能になるから、機関運転状態に応じて適切な開弁特性にすることができる。
〔請求項ｃ〕請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置であって、
前記排気サブリフト特性の作動角とピークリフト位相が、前記吸気カムのリフト特性とは独立して、かつ連続的あるいは多段階に変化し得るように機械的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。

この発明によれば、機関運転状態に応じて吸気弁のリフト特性とは連動せず、排気サブリフト特性における作動角とピークリフト位相を細かく変更することができるので、筒内への排気ガス（燃焼ガス）の再導入特性が一層向上して、燃焼状態の向上や燃費の向上、排気エミッションの低減効果などをさらに高めることが可能になる。
〔請求項ｄ〕請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置であって、
前記排気サブリフト特性の作動角やピークリフト位相が相互に独立し、かつ前記吸気弁の開弁時期とは独立して連続的あるいは多段階に変化し得るように機械的に構成したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

機関運転状態に応じて、吸気弁の開弁作動とは連動せずに排気サブリフト特性における作動角とピークリフト位相を相互に独立して細かく変更することができる。
〔請求項ｅ〕請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
機関始動直後には、前記排気サブリフト特性を排気上死点側に進角させると共に、機関温度が低いほど作動角を拡大させ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、機関始動時に、排気サブリフト特性における開弁時期が早まるので、高温の燃焼ガスを早めに筒内に導入させることができる。このため、筒内ガス全体を着火可能温度まで暖気（暖機）することが可能になり、始動性を向上させることができる。特に、冷機始動時は、作動角を拡大することによって、燃焼ガスを長時間に渡って導入することができる。これによって、暖機性能を高めることができる。

一方、さほど機関温度が低くない場合は、作動角が小さくとも筒内ガス全体を着火可能な温度まで暖機することができるので、良好な始動性を確保できる。さらにこの場合、不活性ガスである燃焼ガスの導入期間(導入量)を短くできるので、始動時の着火性確保に加え燃焼安定性も高められる。また、新気が増加するので、機関トルクを高めることができ、始動直後のドライバビリティ（加速性）も向上する。
〔請求項ｆ〕請求項ｅに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記排気サブリフト特性の作動角を最大にした場合において、閉時期を吸気下死点ないし下死点前に設定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、下死点を越えるとピストンの再上昇が始まるので、筒内圧が上昇して負圧から正圧に反転してしまい、排気ガス(燃焼ガス)の再導入がしにくくなる傾向があるのに対し、下死点または下死点前に設定することによって燃焼ガスの再導入を促す効果もある。
〔請求項ｇ〕請求項ｅに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記排気メインリフト特性におけるピークリフト位相を膨張行程の下死点側に進角させると共に、前記排気メインリフト特性の閉弁時期から排気上死点までの時間（期間）を、排気上死点から前記吸気弁の開弁時期までの時間（期間）以下に設定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、排気サブリフト特性の吸気弁開弁時期(ＩＶＯ)時点の筒内は大気圧(排圧)レベルあるいは以下まで下がっており、吸気系側に燃焼ガスが吐き出されることが抑制される。したがって、このように筒内に閉じ込められた燃焼ガスも吸気行程まで筒内に残ることから、排気サブリフトによる筒内ガスによる暖機効果がさらに高められる。
〔請求項ｈ〕請求項ｅに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記可変動弁装置が非作動時における排気サブリフト特性の作動角とピークリフト位相が、冷機始動時における制御サブリフト特性の作動角とピークリフト位相とほぼ一致す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、機関始動前に始動が最も困難な冷機始動時の制御サブリフト特性に予め機械的に安定しているので、始動の初期から始動性の向上を得ることができる。また、電気系に断線などの異常があった場合でも、該サブリフト特性に予め機械的に安定しているので冷機始動時も含め始動が可能となる。
〔請求項ｉ〕請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
暖機完了後は、前記排気サブリフト特性の開弁時期を吸気下死点側に遅角させると共に、機関負荷が低いほど作動角を拡大す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、暖機完了後の運転において、排気サブリフト特性における開弁時期が遅くなるので、最初に吸気弁を介して筒内に導入された低温の新気と、後から排気弁を介して再導入された高温の燃焼ガスがすぐには十分に熱交換されず、燃焼ガスによる高温ガス領域と、新気による低温ガス領域と、両者間の中間温度ガス領域が存在することになる(いわゆる温度成層化効果)。そのため、最初は高温の領域から順次燃焼するといった滑らかな時間差燃焼パターンをとる。したがって、ガス全体が混合され高温になった場合に想定される急速異常燃焼に起因する不具合、すなわち、高温ガスによりノッキングやプレイグニッションを起こすとか、急速燃焼により燃焼騒音が増加し、また、ＮＯｘなどのエミッションが増加してしまう、といった不具合を回避できる。

また、機関負荷が低いほど作動角を拡大することで、以上のような急速異常燃焼などを抑制しつつ比熱比の高い燃焼ガスを増加させることによって燃費の向上が図れる。
〔請求項ｊ〕請求項２または３に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記排気メインリフト特性におけるピークリフト位相が、排気サブリフト特性におけるピークリフト位相とは独立して変化し得るように機械的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。

この発明によれば、前記排気メインリフト特性におけるピークリフト位相を、排気サブリフト特性変化と連動変化することを回避しつつ適正化でき、さらに諸性能が向上する。つまり、筒内への排気ガス再導入特性が一層改善され、燃焼状態や燃費の向上が得られると共に、排気エミッションの低減効果がさらに向上する。
〔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、
排気弁付近の排気ポート内の圧力が、排気サブリフト期間において高くなるように燃焼順序で後続する気筒の排気メインリフト特性におけるピークリフト位相を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、吸気充填効率を確保した上で、燃焼ガスを多量に再吸入できるので、高トルク域での燃費を向上でき、またＮＯｘなどの排気エミッションを低減できる。
〔請求項ｌ〕請求項２または３に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記一気筒当たり一対の排気弁のうちの一方のみが排気メインリフト特性となり、前記一気筒当たり一対の排気弁のうち他方のみが排気サブリフト特性とな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、燃焼ガスの排出段階でスワールによる筒内攪拌効果及び排気ポ−ト内攪拌効果があり、また、燃焼ガスの再導入段階(排気サブリフト特性)でのスワールによる筒内攪拌効果もあり、冷機始動時において排気サブリフトの開時期を早めた場合における燃焼状態の向上効果をさらに高めることができる。
〔請求項ｍ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記排気メインリフトカムは、クランクシャフトと同期回転する駆動軸と一体に回転可能に設けられ、
前記排気サブリフトカムは、前記駆動軸の回転が揺動量に変換されて伝達する伝達機構によって揺動し、
前記排気サブリフト作動角可変機構は、前記伝達機構の姿勢を変化させることによって前記排気サブリフトの作動角を可変制御するように設けられ、
前記排気サブリフト位相可変機構は、前記クランクシャフトと駆動軸の回転位相を可変制御するよう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。

この発明によれば、排気サブリフトカムによる作動角とピークリフト位相の個別可変制御が可能になる。
〔請求項ｎ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記排気メインリフトカムは、クランクシャフトと同期回転する駆動軸と一体に回転可能に設けられ、
前記排気サブリフトカムは、前記駆動軸と同期回転可能でかつ軸方向に前記駆動軸に対して移動可能に設けられていると共に、前記駆動軸の軸方向に複数の異なる作動角のカム面を有し、
前記排気サブリフト作動角可変機構は、前記排気サブリフトカムを前記駆動軸に対して軸方向に移動させることで排気サブリフトにおける作動角を変化させ、
前記排気サブリフト位相可変機構は、前記クランクシャフトと前記駆動軸の回転位相を可変とすることで排気サブリフトにおけるピ−クリフト位相を変化させるよう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ｏ〕請求項ｌに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
クランクシャフトと同期回転する第１駆動軸の回転を揺動運動に変換して伝達する伝達機構によって揺動する揺動カムにより、前記他方の排気弁が前記排気サブリフト特性で開閉するように構成され、
前記第１駆動軸と同軸に設けられた第２駆動軸と一体回転可能に設けられた回転カムによって前記一方の排気弁が前記排気メインリフト特性で開閉するように構成され、
前記排気サブリフト作動角可変機構は、前記伝達機構の姿勢を変化させることによって前記排気サブリフトの作動角を可変制御すると共に、
前記排気メインリフト位相可変機構は、前記クランクシャフトと前記第１駆動軸の回転位相を可変制御する第１位相可変機構と、前記第１駆動軸と第２駆動軸の回転位相を可変制御する第２位相可変機構によって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。

０１…排気ＶＥＬ
０２…排気ＶＴＣ
０３…電動ＶＴＣ
１…シリンダヘッド
３ａ…第１排気弁
３ｂ…第２排気弁
４…駆動軸
５…回転カム(排気メインリフトカム)
６…スイング機構
７…揺動カム(排気サブリフトカム)
８…伝達機構
９…制御機構
１３…駆動カム
１５…ロッカアーム
１６…リンクアーム
１７…リンクロッド
２４…制御軸
３０…第１スイングアーム
３１…第２スイングアーム
３２…ロッカシャフト
３４…第１ローラ
３５…第２ローラ
４１…タイミングスプロケット
４２…ベーン部材
４２ａ…ベーンロータ
４２ｂ…ベーン
４３…油圧回路
４４…ハウジング
４５…フロントプレート
４６…リアカバー
５１…進角側油室
５２…遅角側油室
５３…第１油通路
５４…第２油通路
５７…電磁切換弁
５９…オイルポンプ
７１…コイルスプリング

Claims (3)

1. 排気上死点から吸気下死点までの吸気行程と、吸気下死点から圧縮上死点までの圧縮行程と、圧縮上死点から膨張下死点までの膨張行程と、膨張下死点から排気上死点までの排気行程からなる４サイクル内燃機関に適用され、
   前記吸気行程において吸気弁を開弁させる吸気カムと、
   一気筒当たり一対の排気弁のうち一方の排気弁側に設けられ、前記排気行程において両方の排気弁を開弁させる排気メインリフトカムと、前記一気筒当たり一対の排気弁のうち他方の排気弁側に設けられて、前記吸気行程において両方の排気弁を開弁させる排気サブリフトカムと、
   前記排気サブリフトカムによる作動角を、連続あるいは多段階に可変制御する排気サブリフト作動角可変機構と、
   前記排気サブリフトカムによるピークリフト位相を連続的あるいは多段階に可変制御する排気サブリフト位相可変機構と、
   を備えた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、
   前記排気サブリフトカムの作動角の増加に伴い、前記ピークリフト位相が遅角するように構成された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であって、
   前記排気サブリフトカムの作動角及びピークリフト位相の両方が、相互に独立して連続的あるいは多段階に変化し得るように機械的に構成されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

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