JP6190997B1 - 内燃機関の弁駆動機構 - Google Patents

Abstract

【課題】内燃機関により駆動する容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダを周期的に作動させてガス交換弁を開閉作動する往復動機関は、クランク軸の２回転に１回の弁作動を行うので油圧回路に切替え手段が必要となる、容積型ポンプのハウジングに油圧通路を設けると放射状配置となる、設置できる油圧回路数が制約される等の問題点がある。【解決手段】出力手段、容積型油圧供給手段、および回転伝動手段から成り、前記容積型油圧供給手段は、前記容積型ポンプと回転継手とを備え、前記容積型ポンプは、管状のカムの内側に基準プロフィールとカムプロフィールを設け、前記カムの内周面を摺動する複数のベーンまたはプランジャと各々のポンプの油圧中継路をロータに設け、前記回転継手は、前記ロータの外周面またはロータハウジングの内周面に周方向無端溝を設けた内燃機関の弁駆動機構とする。【選択図】 図１

Description

本発明は、油圧によりガス交換弁を作動する４サイクル内燃機関の弁駆動機構に関するものである。

多気筒型内燃機関において、クランク軸からの動力で駆動する駆動カムにて作動する複数の油圧供給部材（油圧ポンプ等）を放射状に配置し、カムの共用により構造を簡素化して部品点数を少なくし、製造費の低減と信頼性を向上する内燃機関用排気弁駆動装置（特許文献１）があり、２サイクル内燃機関はクランク軸に駆動カムを設けることができるが、４サイクル機関では、電気的な油圧回路の切り替え手段が必要となる問題点と、ベーンポンプでは前記放射状配置の設置では油圧回路数が制約される問題点がある。
４サイクルエンジンにおいて、クランクに同軸に駆動カムを設け、前記駆動カムの回転に伴ってバルブを開閉させる油圧駆動系を備えて、クランク軸の２回転につき１回動作させ、更に、制御弁にて出力側油路を入力側油路と低圧油路の両方に連通させることにより、バルブを任意のタイミングで閉弁できる４サイクルエンジン（特許文献２）があり、クランク軸に設けた複数の気筒のバルブを作動させる共通カムにより簡素な構成となるが、任意のタイミングで閉弁できるが等加速度運動とならないのでバルブの閉弁衝撃の抑制が困難で、制御弁がスプール式の場合はスプールの運動衝撃と３位置の往復運動となることによる応答性の問題により、高速運転が困難である。
排気バルブのカムによって、ロッカーアーム部材を介してポンピングピストンを作動して発生する油圧にてピストンを作動して吸気弁を開閉し、前記ピストンをソレノイドで制御して任意のタイミングで閉じ、通路開口面積の変化によるクッション作用を有するマルチシリンダー内燃機関（特許文献３）があり、カムは排気バルブと共通で、油圧通路が短く、シリンダヘッドのユニット化ができるが、排気バルブのカムとロッカーアームが吸気バルブ毎に必要で、制御により任意のタイミングで閉弁できるが、前記制御によりバルブの閉弁速度が速くなり、クッション機構での緩衝では高速回転数で着座衝撃を十分に抑制することが困難である。

カムシャフトに設けたカムと複数のベーンを有するマスタシリンダに油圧により作動接続するスレーブシリンダでガス交換弁を作動し、供給される油圧液量を制御装置の作動部材でコントロールし、往復動ピストン内燃機関のガス交換弁をハイドロリック的に制御するための装置（特許文献４）があり、前記装置は、圧力形成および量制御のため、ステータを取り囲むようにウォームねじ山を有する制御リングを配置し、ウォームにより量制御を行える。
ステータにベーンを設け、マスタシリンダから略放射状に油圧通路を設けるので油圧回路数が制限される問題点があり、ガス交換弁との接続距離が長くなり、前記制御装置はそれぞれの油圧通路に複雑な油圧調整機構が必要である。
機関回転に同期する第１カムおよび第２カムと、前記カムに従動してシリンダ内を摺動する第１タペットおよび第２タペットと、前記タペットの進退により圧力が変化するシリンダ油圧室に受圧部を臨ませ、油圧に応じて弁を押圧するピストンと、運転状況に応じて前記カムの位相を可変とする位相調整手段とを備え、前記第１カムに応動して弁を開き、前記第２カムに応動して弁を閉じる内燃機関の弁駆動機構（特許文献５）がある。
前記第１カムおよび第２カム等から成る前記弁駆動機構が制御する各弁に必要であり、装置が複雑で製造原価が高くなる問題点がある。

従来技術のＯＨＶ等のプッシュロッドを使用する弁駆動機構があり、プッシュロッドの熱膨張によるバルブクリアランスの異常、往復運動による高速化が困難等の問題点があるが、プッシュロッドを油圧に置き換えることにより、プッシュロッドのように座屈懸念が無く、油圧にて圧縮応力を伝達するので潤滑機能があり、金属性のプッシュロッドより油圧の油の比重が小さいので慣性が小さく、高速回転に対応できる利点がある。
本願発明により、油圧によりガス交換弁を作動する４サイクル内燃機関において、内周面にカムプロフィールを設けた管状のカムと、前記カム内周面に摺動しながら回転するベーンまたはプランジャを放射状に設けたロータからなる容積型ポンプと、前記ロータに設けた回転継手（請求項１）、方向制御弁（請求項２）、前記カムを回動させる位相制御手段（請求項３）、および第２の容積型ポンプ（請求項４）により、前記文献の問題点を解消し、簡素な構造で内燃機関のガス交換弁の任意無段開閉制御ができ、更に油圧回路を追加することにより油圧回生手段による油圧ポンプ機能、油圧補助手段等によるラッシュアジャスタ機能を付加できる。

特開昭６３−１７０６号公報 特開２０１３−１３３７２２号公報 特開２００５−２０１２５９号公報 特表２０１０−５１３７６７号公報 特開昭５５−０９６３１４号公報

内燃機関で駆動するカム機構で駆動する容積型ポンプを備え、前記容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダを周期的に作動させ、前記弁シリンダが１本または複数のガス交換弁を開閉作動する往復動機関は、前記カムをクランク軸で回転すると、クランク軸の２回転に１回の弁作動を行うために制御を伴う油圧回路の切替え手段が必要となる問題点がある。
容積型ポンプのハウジングに直接油圧通路を設けると油圧通路が放射状の配置となり、構造上ベーンポンプやプランジャーポンプでは油圧回路の設置が制約される問題点がある。

請求項１は、４サイクル内燃機関にて駆動する容積型ポンプを備え、前記容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダを周期的に作動させ、前記弁シリンダが１本または複数のガス交換弁を開閉作動する往復動機関において、出力手段、容積型油圧供給手段、および回転伝動手段から成る内燃機関の弁駆動機構であって、前記出力手段は、前記弁シリンダと、クランク軸と、前記クランク軸に連動する少なくとも一つのピストンと、シリンダと、を備え、前記回転伝動手段は、前記クランク軸に設けた駆動車と、有効径が前記駆動車の２倍の前記容積型ポンプのロータに設けた従動車と、を備え、前記容積型油圧供給手段は、前記容積型ポンプと、回転継手と、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカムの内側に、基準プロフィールと１個のカムプロフィールを設け、前記カムの内周面を摺動する複数のベーンまたはプランジャを前記ロータに設け、前記ロータは、前記複数のベーンまたはプランジャで発生する各油圧を移送する油圧中継路を備え、前記回転継手は、前記ロータの外周面またはロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路に対応する周方向無端溝を設け、前記各周方向無端溝は前記弁シリンダと油圧通路にて連通する内燃機関の弁駆動機構である。

請求項２は、前記容積型油圧供給手段が、前記容積型ポンプと、前記回転継手の替わりに方向制御弁と、を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカムの内側に、基準プロフィールと少なくとも２個のカムプロフィールを周方向に等間隔に設け、前記方向制御弁は、前記ロータの外周面または前記ロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路に対応する周方向有端溝を設け、前記弁シリンダは前記各周方向有端溝と油圧通路にて連通する請求項１に記載の内燃機関の弁駆動機構である。

請求項３は、前記ロータの回転軸を中心に前記カムを回動させるアクチェータと、前記アクチェータの制御手段と、を備えた位相制御手段を設け、前記内燃機関の運転状況により前記アクチェータにて前記カムを回動し、前記ガス交換弁の開弁タイミング制御を行う請求項１または２に記載の内燃機関の弁駆動機構である。

請求項４は、前記ロータの軸方向に、前記カムと、前記ベーンまたは前記プランジャから成る２台の容積型ポンプを設け、少なくとも１台の前記容積型ポンプに前記位相制御手段を備え、前記２台の容積型ポンプのカムは少なくとも１個のカムプロフィールを備え、各々の容積型ポンプの前記ベーンまたは前記プランジャで発生する略同位相の油圧は前記油圧中継路にて連通し、前記各油圧中継路に空油変換器を設け、前記内燃機関の運転状況により前記位相制御手段にて前記カムを回動し、前記ガス交換弁の開閉調整を行う請求項３に記載の内燃機関の弁駆動機構である。

本願発明の前記請求項１は、４サイクル内燃機関で駆動する容積型ポンプは、ロータと、管状のカムと、ロータの回転軸に設けたベーンまたはプランジャとで構成し、カムを共用して多数の油圧回路を配置できる簡素な構造で、油圧供給手段の信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
クランク軸に設けた駆動車と前記容積型ポンプに設けた従動車による二分の一の減速により、発生する油圧を対応する弁シリンダに供給するので、油圧回路の切替え手段が不要となる効果がある。
ロータの外周面またはロータハウジングの内周面に設けた周方向無端溝から成る回転継手により、任意の角度に油圧配管を設けることができるので、油圧回路の制約となる放射状配置の問題点が解消できる。
更に、油圧回生手段を設けることにより、弁シリンダの作動に寄与しないセルによる油圧が利用できるので、パワーステアリング、ＣＶＴ、あるいは本願発明の請求項３または請求項４の位相制御手段の油圧として利用できる効果がある。
前記弁シリンダの油圧回路に油圧補正手段を設けることにより、バルブクリアランスを自動的に無くすラッシュアジャスタ機能を付加できる効果がある。

本願発明の請求項２は、前記容積型油圧供給手段が、前記容積型ポンプと、方向制御弁を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカムの内側に、基準プロフィールと少なくとも２個のカムプロフィールを周方向に等間隔に設けるので、カムを共用して請求項１より更に多くの油圧回路を配置でき、簡素な構造で信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
前記方向制御弁は、前記ロータの外周面またはロータハウジングの内周面に前記カムプロフィールで発生する油圧に対応する周方向有端溝を設け、前記複数のカムプロフィールと同じ位相で前記ロータハウジングの内周面の前記周方向有端溝に連通する位置に前記弁シリンダに連通する油圧通路を設けるので、電気的制御を必要としない前記方向制御弁により、一つのセルの油圧で複数の弁シリンダを油圧駆動でき、内燃機関の弁駆動機構が簡素な構成で信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
前記弁シリンダの油圧回路を開弁動作終了時に、前記方向制御弁にて油圧補助手段の油タンクに連通することにより、確実なラッシュアジャスタ機能が得られる効果がある。

本願発明の請求項３の前記ロータの回転軸を中心に前記カムを回動させるアクチェータと、前記アクチェータの制御手段を備えた位相制御手段を設け、前記内燃機関の運転状況により前記アクチェータにて前記カムを回動して油圧発生の位相制御を行うので、簡素な構成で弁の開弁タイミングを制御できる内燃機関の弁駆動機構となり、信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。

本願発明の請求項４は、前記ロータの軸方向に、第２の容積型ポンプを設け、一方または両方の容積型ポンプに前記位相制御手段を備え、各々の容積型ポンプの発生する同位相の油圧を前記油圧中継路にて連通し、各々の前記油圧中継路に１個の空油変換器を設ける構成で、ガス交換弁の開閉タイミングおよび/または開閉量の調整ができる弁制御機構が、簡素な構成で信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
前記アクチェータにて前記カムを回動して油圧発生の位相制御を行うことにより、前記内燃機関の運転状況に対応したガス交換弁の開閉制御を高い応答性で無段調整できるので、内燃機関の大幅な性能向上ができる効果がある。

実施例1（請求項1対応）の、管状のカムを用いた容積型ポンプと回転継手から成る容積型油圧供給手段を備えた内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。 前記実施例1（図１）の容積型油圧供給手段の、上図は全断面図、下図は本体各部の断面図、および周辺油圧回路図と付加できる油圧回生手段と油圧補助手段である。 実施２（請求項1対応）の、容積型ポンプをプランジャーポンプとする１気筒内燃機関の吸気と排気のガス交換弁の弁駆動機構の構成概念の説明図である。 前記実施例１および実施例２の内燃機関の、上図は全行程の弁のリフト量の特性図で、下図は弁作動行程の各位相の容積型ポンプの断面図による作動説明図である。 実施例３（請求項１対応）の４気筒内燃機関の吸気弁の弁駆動機構の構成説明図である。 前記実施例３（図５）の４気筒内燃機関の吸気弁の弁駆動機構の容積型油圧供給手段の配置斜視図とベーン部断面の部分拡大図である。 実施例４（請求項２対応）のベーンポンプで発生する油圧が方向制御弁を介して各弁シリンダに供給される２気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。 前記実施例４（図７）の容積型油圧供給手段の、中図は全断面図、上図は容積型ポンプ部、下図は回転継手と各方向制御弁の断面図、および周辺油圧回路図である。 前記実施例４（図８）の容積型油圧供給手段のロータに設けた周方向溝と各油圧通路接続部から成る回転継手と方向制御弁の斜視図である。 前記実施例４の、上図は排気弁の弁リフト特性図で、Ｅ１０（〜３０）は前記弁リフト特性図の各位相の容積型ポンプと方向制御弁の断面図による動作説明図である。 実施例５（請求項２対応）の発生する油圧が方向制御弁を介して各弁シリンダに供給される４気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。 前記実施例５（図１１）の、油圧通路を一側面に配置した容積型油圧供給手段の全断面図と、上図はポンプ部、下図は回転継手部と各方向制御弁部の断面図である。 実施例６（請求項２対応）の弁駆動機構で、８気筒内燃機関の排気と吸気の容積型油圧供給手段の配置斜視図と、矢視図Ｇの容積型ポンプ部の断面図である。 実施例７（請求項２対応）の、３個のカムプロフィールを備えた容積型油圧供給手段による、６気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。 前記実施例７（図１４）の、油圧配管を３方の側面に設けた容積型油圧供給手段の、上図は全断面図、およびポンプ部、回転継手部、各方向制御弁部の断面図である。 実施例８（請求項３対応）の、アクチェータによる位相制御手段を備えた容積型油圧供給手段による、２気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。 実施例９（請求項３対応）の、ロータリシリンダを備えた容積型油圧供給手段の、上図は全断面図、下図はポンプ部の断面図、および周辺油圧回路図である。 実施例１０（請求項４対応）の、２組のベーンポンプの位相をモータで調整して吸気弁を開閉制御する３気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。 前記実施例１０（図１８）の、上図は、カム、第２のカム、および弁シリンダの油圧特性図で、下図は、各位相での容積型ポンプの模式図による作動説明図である。 前記実施例１０（図１８、１９）の内燃機関の弁駆動機構の、各カム位相制御と各制御パターン（１）〜（３）の弁リフト特性図による制御動作説明図である。 実施例１１（請求項４対応）の、位相制御手段と２個のカムプロフィールを備えた容積型油圧供給手段による、４気筒内燃機関の弁駆動機構の構成図である。 前記実施例１１（図２１）の、２個のロータリシリンダによる位相制御手段を備えた容積型油圧供給手段の全断面図、各ポンプ部の断面図、と周辺油圧回路図である。 実施例１２（請求項４対応）の、２組のプランジャーポンプを備えた容積型油圧供給手段による移動体の内燃機関の弁駆動機構の制御システムの構成説明図である。 前記実施例１２（図２３）の内燃機関の弁駆動機構の制御フローチャートと、各制御サブルーチンの弁リフト特性図による開弁制御説明図である。

前記図面（図１〜２４）に従って、本願発明の各実施例（実施例１〜１２）を、以下に説明する。
以下の説明において、容積型ポンプは構造が簡素なベーンポンプの実施例を優先して記載しているが、各実施例のベーンポンプを高圧の油圧に対応できるプランジャーポンプに置き換えることもできる。
各実施例において、弁シリンダの作動に寄与しないセルの油圧は、油圧による回生ポンプとすることも、空気によるフリー空間とすることもできる。

図１は、実施例1（請求項1対応）の、管状のカムを用いた容積型ポンプと回転継手から成る容積型油圧供給手段を備えた内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図１は、４サイクル内燃機関１にて駆動する容積型ポンプを備え、前記容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダ４１（−１、−２）を周期的に作動させ、前記弁シリンダ４１（−１、−２）が１本のガス交換弁４５（−１、−２）を開閉作動する往復動機関において、出力手段４、容積型油圧供給手段７、および回転伝動手段６から成る内燃機関１の弁駆動機構であって、前記出力手段４は、前記弁シリンダ４１（−１、−２）と、クランク軸４９と、前記クランク軸４９に連動する図示しない二つのピストンと、シリンダ４６（−１、−２）と、を備え、前記回転伝動手段６は、前記クランク軸４９に設けた駆動車６２と、有効径が前記駆動車６２の２倍の前記容積型ポンプのロータ７２に設けた従動車６１と、を備え、前記容積型油圧供給手段７は、前記容積型ポンプと、回転継手７６と、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカム７１の内側に、基準プロフィール７１０と１個のカムプロフィール７１１を設け、前記カム７１の内周面を摺動する４個のベーン７３を前記ロータ７２に設け、前記ロータ７２は、前記４個のベーンで発生する各油圧を移送する油圧中継路７２１、７２２を備え、前記回転継手７６は前記ロータ７２の外周面またはロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路７２１、７２２に対応する図示しない周方向無端溝を設け、前記弁シリンダ４１（−１、−２）は前記各周方向無端溝と油圧通路７８（−１、−２）にて連通する内燃機関１の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
油圧補助手段８は、前記各油圧通路７８（−１、−２）に連通する各油圧通路８８（−１、−２）を備え、前記油圧通路８８（−１、−２）は逆止弁８３（−１、−２）を介して油タンク８０に連通する。

図1の内燃機関１の弁駆動機構の作用は、容積型油圧供給手段７の前記カム７１、ロータ７２、およびベーン７３から成る容積型ポンプにおいて、前記カムプロフィール７１１により発生する油圧が、油圧中継路７２１、７２２、回転継手７６、油圧通路７８−１、７８−２を通って、各々の弁シリンダ４１（−１、−２）に供給され、周期的にガス交換弁４５（−１、−２）が開弁し、油圧の漏れ等による負圧が発生する場合は、前記油圧補助手段８の油タンク８０から前記負圧により油を補給する。
前記ロータ７２は、回転伝動手段６にて出力手段４のクランク軸４９の回転数の二分の一に回転が減速されたているので、４サイクル内燃機関１の吸気行程または排気行程に対応して開弁する。
前記カムプロフィール７１１の設置角θ１と弁駆動油圧のベーン７３の設置角θ２による開弁制御は、図４にて説明する。
弁駆動に寄与しない油圧は、油圧中継路７２６、回転継手７６を通って油圧補助手段８の油タンク８０に連通し、油圧は常に大気圧に解放される。

図２は、前記実施例1（図１）の容積型油圧供給手段の、上図は全断面図、下図は本体各部の断面図、および周辺油圧回路図と付加できる油圧回生手段と油圧補助手段である。
図２の容積型油圧供給手段７は、前記容積型ポンプであるカム７１、ロータ７２、およびベーン７３と、回転継手７６と、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカム７１の内側に、前記ロータ７２の回転軸を中心とする基準プロフィール７１０と１個のカムプロフィール７１１を設け、前記カム７１の内周面を摺動する４個のベーン７３を前記ロータ７２に備え、前記ロータ７２は、前記４個のベーン７３で発生する各油圧を移送する油圧中継路７２１、７２２、７２６を備え、前記回転継手７６は、前記ロータの外周面に周方向無端溝７６８−３、ロータハウジングの内周面に周方向無端溝７６８（−１、−２）を備え、前記周方向無端溝７６８（−１、−２）は前記各油圧中継路７２１、７２２と前記各油圧に対応する図示しない前記弁シリンダに油圧を供給する各油圧通路７８（−１、−２）とに連通する。
前記周方向無端溝７６８−３は、弁を作動するセル７３８（−１、−２）以外のセルに連通する油圧中継路７２６と、油圧回生手段９に連通する油圧通路７９ａに連通する。
油圧補助手段８ａは、前記逆止弁８３ａに並列に絞り弁８１と逆止弁８２を設けている。
回生油圧の油圧通路９８、９９を設けた油圧回生手段９のリリーフ弁９４の上流側に前記油圧通路７９ａは連通している。

図２の容積型油圧供給手段７の作用は、油圧発生作用は前記図１の作用と同じで、前記カム７１、ロータ７２、およびベーン７３から成る容積型ポンプにおいて、前記カムプロフィール７１１によりセル７３８（−１．−２）の容積を縮小することにより発生する油圧が、油圧中継路７２１、７２２を通り、回転継手７６である前記ロータ７２内周面に設けた周方向無端溝７６８（−１、−２）に供給され、油圧通路７８−１、７８−２を通って、図示しない各々の弁シリンダ４１（−１、−２）に供給され、周期的にガス交換弁４５（−１、−２）を開弁する。
前記油圧補助手段８ａにより、油圧の漏れ等による負圧が発生する場合は、前記油圧補助手段の油タンク８０ａから前記負圧により油を補給して油にキャビテーションによる気泡の発生を防止し、油圧の一部を前記絞り弁８１と逆止弁８２で油タンク８０ａに戻すリークダウンにより、バルブクリアランスを自動的に無くすラッシュアジャスタ機能が得られる。
前記カムプロフィール７１１によりセル７３８（−１．−２）以外のセルの容積を縮小することにより発生する油圧を、油圧中継路７２６、周方向無端溝７６８−３、油圧通路７９ａを通って、前記油圧回生手段９のリリーフ弁９４の上流に供給し、各油圧通路９８、９９にて油圧を供給できる。
この回生油圧は、リリーフ弁９４にて圧力を制御し、逆止弁９３、９４にて逆流防止作用と油に負圧による気泡の発生防止作用がある。

図３は、実施２（請求項1対応）の、容積型ポンプをプランジャーポンプとする１気筒内燃機関の吸気と排気のガス交換弁の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図３は、４サイクル内燃機関１ｐにて駆動する容積型ポンプを備え、前記容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダ４１１、４１２を周期的に作動させ、前記弁シリンダ４１１、４１２が１本のガス交換弁４５１、４５２を開閉作動する往復動機関において、出力手段４ｐ、容積型油圧供給手段７ｐ、および回転伝動手段６ｐから成る内燃機関の弁駆動機構であって、前記出力手段４ｐは、前記弁シリンダ４１１、４１２と、クランク軸４９ｐと、前記クランク軸４９ｐに連動する一つのピストン４７と、シリンダ４６と、を備え、前記回転伝動手段６ｐは、前記クランク軸４９ｐに設けた駆動車６２ｐと、有効径が前記駆動車の２倍の前記容積型ポンプのロータ７２ｐに設けた従動車６１ｐと、を備え、前記容積型油圧供給手段７ｐは、前記容積型ポンプと、回転継手７６ｐと、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカム７１ｐの内側に、基準プロフィール７１０ｐと１個のカムプロフィール７１１ｐを設け、前記カム７１ｐの内周面を摺動する２個のプランジャ７４（-１、-２）を前記ロータ７２ｐに設け、前記ロータ７２ｐは、前記２個のプランジャ７４（-１、-２）で発生する各油圧を移送する油圧中継路７２１ｐ、７２２ｐを備え、前記回転継手７６ｐは、前記ロータ７２ｐの外周面またはロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路７２１ｐ、７２２ｐに対応する図示しない周方向無端溝を設け、前記弁シリンダ４１１、４１２は前記各周方向無端溝と油圧通路７８１、７８２にて連通する内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。

図３の内燃機関１ｐの弁駆動機構の作用は、容積型油圧供給手段７ｐの前記カム７１ｐ、ロータ７２ｐ、およびベーン７３ｐから成る容積型ポンプにおいて、前記カムプロフィール７１１ｐにより発生する油圧が、油圧中継路７２１ｐ、７２２ｐ、回転継手７６ｐ、油圧通路７８１、７８２を通って、各々の弁シリンダ４１１、４１２に供給され、周期的にガス交換弁４５１、４５２が開弁し、油圧の漏れ等による負圧が発生する場合は、前記油圧補助手段８ｐの油タンクから前記負圧により油を補給する。
前記油圧通路７８１、７８２の前記弁シリンダ４１１、４１２側に、図示しない冷却器を設ける事により、油の温度上昇と劣化を防止することができる。
前記ロータ７２ｐは、回転伝動手段６にて出力手段４ｐのクランク軸４９ｐの回転数の二分の一に回転が減速されたているので、４サイクル内燃機関１ｐの吸気行程または排気行程に対応して開弁する。
前記カムプロフィール７１１ｐの設置角θ５と弁駆動油圧のプランジャ７４（−１、−２）の設置角θ６による開弁制御は、図４にて説明する。

図４は、前記実施例１および実施例２の内燃機関の、上図は全行程の弁のリフト量の特性図で、下図は弁作動行程の各位相の容積型ポンプの断面図による作動説明図である。
図４の上図はベーンポンプによる前記実施例１、およびプランジャーポンプによる前記実施例２の４サイクルの弁のリフト量の特性図で、実施例１の弁リフト（Ａ１、Ａ２）は、２気筒内燃機関１の吸気（または排気）のガス交換弁４５（−１、−２）であるので、弁リフトＡ１とＡ２はクランク角の２行程分（３６０°）の位相差があり、実施例２の弁リフト（Ｐ１、Ｐ２）は、１気筒内燃機関１ｐの排気と吸気のガス交換弁４５１、４５２であるので弁リフトＰ１とＰ２はクランク角の２行程分（３６０°）の位相差がある。
下図（Ａ１）、（Ｐ１）に示すように各カムプロフィール７１１、７７１ｐを左右対称とすることにより、上図の各弁リフト特性図の上昇挙動と下降挙動は同じになり、更に、上昇挙動と下降挙動は、弁ストロークＨの中央部を境に上下逆方向の放物線とするが、低速運転の内燃機関では正弦曲線でも、簡易S字曲線でもよい。
各々のカムプロフィール７１１、７１１ｐの周方向断面形状を前記各弁リフト特性図に対応する形状にすることにより、弁挙動が等加速度となり、振動と着座衝撃を減少できるので高速運転が円滑にできる。
前記実施例１は回転伝動手段６の減速比は二分の一であるので、弁の移動速度を抑制するために、各行程の全域で弁シリンダを移動させるので、
（数１）
θ１＝θ２
となり、クランク軸による各行程は１８０°であるので、
（数２）
２（θ１＋θ２）＝１８０°
となり、前記（数１）を（数２）に代入すると、
θ１＝θ２＝４５°となる。
前記実施例２も回転伝動手段６ｐの減速比は二分の一であるので、弁の移動速度を抑制するために、各行程（１８０°）の全域で弁シリンダを移動させるので、
（数３）
２θ５＝１８０°
となり、排気行程と吸気行程の各弁シリンダの位相差は１行程（１８０°）であるので、
（数４）
２θ６＝１８０°
であるので、θ６＝９０°となる。

上記説明は、回転伝動手段６、６ｐの減速比が二分の一の場合であるが、減速比が四分の一の場合は、前記θ１、θ２、θ５、θ６の角度を二分の一にできる。
以下の実施例は、ベーンポンプによる実施例を主に説明を行うが、各実施例はベーンポンプとプランジャーポンプの選択ができ、潤滑を重視する、または回生油圧を利用する場合はベーンポンプが有利で、高圧油圧にする場合はプランジャーポンプが適している。
ベーンポンプもプランジャーポンプもロータの高速回転時には遠心力が発生するが、低速回転時にカムの摺動面に付勢する弾性体（スプリング）を設けて略密閉状態を確保し、ベーンの往復運動による背圧処理の大気解放回路等が必要な場合があるが、従来のベーンポンプと方法が同じであるので図示および作用説明を省略する。

図５は、実施例３（請求項１対応）の４気筒内燃機関の吸気弁の弁駆動機構の構成説明図である。
図５に示すように、４気筒内燃機関の吸気弁の弁駆動機構において、出力手段４ｂ、容積型油圧供給手段７ｂ、および回転伝動手段６ｂから成る内燃機関１ｂの弁駆動機構であって、前記容積型油圧供給手段７ｂは、前記容積型ポンプと、回転継手７６ｂと、を備え、前記容積型ポンプは、管状のカム７１ｂの内側に、前記ロータ７２ｂの回転軸を中心とする基準プロフィール７１０ｂと１個のカムプロフィール７１１ｂを設け、前記カムの内周面を摺動する八枚のベーン７３ｂを前記ロータ７２ｂに備えた簡素な構造である。
カム７１ｂの１個のカムプロフィール７１１ｂを共用して４組の油圧回路を配置できる簡素な構造で、油圧供給手段７ｂの信頼性が高く、小型で安価に製作できる効果がある。
クランク軸４９ｂに設けた駆動車と前記容積型ポンプに設けた従動車による二分の一の減速回転により発生する油圧を対応する弁シリンダに供給するので油圧回路の切替え手段が不要となる効果がある。
更に、油圧回生手段９ｂを設けることにより、弁シリンダの作動に寄与しないセルによる油圧を利用できるので、パワーステアリング、ＣＶＴ、あるいは本願発明の請求項３または請求項４の位相制御手段の油圧として利用できる効果があり、本油圧が必要でない時には、方向制御弁９６を作動し、回生油圧ポンプの駆動による動力損失の発生を抑制できる。
油圧補正手段８ｂの構成と作用は、前記実施例２と同じで、バルブクリアランスを自動的に無くすラッシュアジャスタ機能を付加できる効果がある。

図６は、前記実施例３（図５）の４気筒内燃機関の吸気弁の弁駆動機構の容積型油圧供給手段の配置斜視図とベーン部断面の部分拡大図である。
ロータ７２ｂの外周面またはロータハウジングの内周面に設けた図示しない周方向無端溝から成る回転継手により、任意の角度に油圧配管を設けることができるので、図６に示すように前記油圧回路の放射状配置の制約の問題点が解消できる。
クランク軸４９ｂと並行に容積型油圧供給手段７ｂを設け、弁シリンダ４１１（−１〜４）と容積型油圧供給手段７ｂの配管が容易になり、各油圧通路７８１（ｂ１〜ｂ４）が交差することなく配置できるので、配管ブロックによる一体化ができる。
図示しない排気の弁機構は、前記容積型油圧供給手段７ｂを設ける、または他の弁機構とすることもできる。

図７は、実施例４（請求項２対応）のベーンポンプで発生する油圧が方向制御弁を介して各弁シリンダに供給される２気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図７の容積型油圧供給手段７ｅが、前記容積型ポンプと、前記回転継手の替わりに方向制御弁７７（−１、−２）と、を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカム７１ｅの内側に、基準プロフィール７１０ｅと２個のカムプロフィール７１１ｅを周方向に等間隔に設け、前記方向制御弁７７（−１、−２）は、前記ロータ７２ｅの外周面または前記ロータハウジングの内周面に油圧中継路７２１ｅ、７２２ｅに対応する図示しない周方向有端溝を設け、各弁シリンダ４１１（ｅ１、ｅ２）、４１２（ｅ１、ｅ２）は前記各周方向有端溝と油圧通路７８１（ｅ１、ｅ２）、７８２（ｅ１、ｅ２）にて連通することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の弁駆動機構。
回転伝動手段６ｅ、回転継手７６ｅ、および油圧回生手段９ｅは前記実施例１（図１、図２）と構成が同じある。

図７の内燃機関１ｅの弁駆動機構の前記容積型油圧供給手段７ｅの作用は、前記実施例１と同様に回転伝動手段６ｅによりクランク軸４９ｅの二分の一の回転数で回転するロータ７２ｅに挟角がθ２ｅ（＝θ２）のベーン７３ｅを設け、２個のカムプロフィール７１１ｅによりロータ７２ｅの一回転に等間隔で２回発生する油圧中継路７２１ｅを通る油圧を、方向制御弁７７−１により前記ロータ７２ｅの回転に同期して切替え、排気の各弁シリンダ４１２（ｅ1、ｅ２）を交互に作動する。
ポンプの位相差（θ２ｅ＋θ３ｅ）を前記実施例２に示す油圧ポンプの位相差（θ６）と同様にロータ回転角の９０°とすることにより、前記カムプロフィール７１１ｅにより発生する油圧中継路７２２ｅを通る油圧を方向制御弁７７−２により前記ロータ７２ｅの回転に同期して切替えて吸気の弁シリンダ４１１（ｅ1、ｅ２）を交互に作動する。
回転継手７６ｅ、および油圧回生手段９ｅは前記実施例１（図１、図２）と作用が同じであるので説明は省略する。

図８は、前記実施例４（図７）の容積型油圧供給手段の、中図は全断面図、上図は容積型ポンプ部、下図は回転継手と各方向制御弁の断面図、および周辺油圧回路図である。
図８の、中図に示す容積型油圧供給手段７ｅが、上図に示す前記容積型ポンプであるベーンポンプと、前記回転継手の替わりに下図中と下図右に示す方向制御弁７７（−１、−２）を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカム７１ｅの内側に、基準プロフィール７１０ｅと２個のカムプロフィール７１１ｅを周方向に等間隔に設け、下図中と下図右に示す前記方向制御弁７７（−１、−２）は、前記ロータ７２ｅの外周面に前記カムプロフィール７１１ｅと同数の２個の周方向有端溝７７８（ｅ１ａ、ｅ２ａ）を設け、前記２個のカムプロフィール７１１ｅと同じ位相で前記ロータハウジング７０２ｅの内周面の前記周方向有端溝７７８（ｅ１ａ、ｅ２ａ）に連通する位置に前記図７の前記弁シリンダ４１１（ｅ１、ｅ２）、４１２（ｅ１、ｅ２）に連通する油圧通路７８１（ｅ１、ｅ２）、７８２（ｅ１、ｅ２）を設け、前記４個のベーン７３ｅで発生する各弁作動油圧が、前記方向制御弁７７（−１、−２）により対応する複数の前記弁シリンダ４１１（ｅ１、ｅ２）、４１２（ｅ１、ｅ２）に順次油圧を供給する内燃機関１ｅの弁駆動機構である。

図８の容積型油圧供給手段７ｅの作用は、上図の容積型ポンプ部の断面図に示すように、前記実施例４の図７で説明したようにクランク軸４９ｅの二分の一の回転数で回転するロータ７２ｅに設けた挟角がθ２ｅのベーン７３ｅを二組設けることにより各セル７３８（ｅ１、ｅ２）を構成し、前記セル７３８（ｅ１、ｅ２）が前記２個のカムプロフィール７１１（ｅ１。ｅ２）により発生する各々の油圧を各油圧中継路７２１ｅ、７２２ｅに供給する。
従って、ロータ７２ｅの一回転毎に等間隔で２回発生する前記油圧が各油圧中継路７２１ｅ、７２２ｅに供給され、前記供給され油圧は中図に示す前記各油圧中継路７２１ｅ、７２２ｅに対応する周方向有端溝７７８（ｅ１ａ、ｅ２ａ）に供給される。
下図中と下図右に示す前記各周方向有端溝７７８（ｅ１ａ、ｅ２ａ）に供給された前記油圧は、前記ロータ７２ｅの回転に従って前記カム７１１ｅ１の油圧発生位相に対応する油圧通路７８２ｅ１、７８１ｅ１と、前記カム７１１ｅ２の油圧発生位相に対応する油圧通路７８２ｅ２、７８１ｅ２に油圧回路が交互に切替わるので、前記各シリンダ４６（ｅ１、ｅ２）に設けた排気の各弁シリンダ４１２（ｅ１、ｅ２）に交互に油圧が供給され、等間隔で交互に開弁作動する。
前記カムプロフィール７１１（ｅ１、ｅ２）により発生する油圧中継路７２２ｅを通る油圧を方向制御弁７７−２により、前記ロータ７２ｅの回転に同期して切替えて吸気の弁シリンダ４１１（ｅ1、ｅ２）を交互に作動する。
ポンプのロータ位相差（θ２ｅ＋θ３ｅ）を９０°とすることにより、前記排気の各弁シリンダ４１２（ｅ１、ｅ２）の作動とクランク位相で１８０°遅角にて前記吸気の各弁シリンダ４１１（ｅ１、ｅ２）を作動する。
中図、下図中、下図右に示すように、前記周方向有端溝７７８（ｅ１ａ、ｅ２ａ）の残余の周方向部に周方向有端溝７７８（ｅ１ｂ、ｅ２ｂ）を設け、前記周方向有端溝７７８（ｅ１ｂ、ｅ２ｂ）を油圧補助手段８ｅの油タンク８０ｅに、油圧通路７９ｅ２、周方向無端溝７６８ｅ２、および油圧中継路７２５を介して連通し、前記油圧作動時以外（ガス交換弁閉弁時）は油圧圧力を大気圧に解放することにより、確実なガス交換弁の着座ができるので、確実なラッシュアジャスタ機能を付加できる効果がある。
前記各セル７３８（ｅ１、ｅ２）の間のセルで発生する前記弁シリンダの作動に寄与しない油圧を油圧通路７２６ｅ、周方向無端溝７６８ｅ１、および油圧通路７９ｅ１を介して油圧回生手段９ｅに供給することにより、パワーステアリング、ＣＶＴ、あるいは本願発明の請求項３または請求項４の位相制御手段等の油圧として利用できる効果がある。

図９は、前記実施例４（図８）の容積型油圧供給手段のロータに設けた各周方向溝と各油圧通路接続部から成る回転継手と方向制御弁の斜視図である。
前記容積型油圧供給手段７ｅのロータ７２ｅは、ベーン７３ｅを設けたポンプ部と前記油圧通路７８２（ｅ１、ｅ２）と連通する周方向有端溝７７８（ｅ１ａ、ｅ１ｂ）から成る方向制御弁７７−１と、前記油圧通路７８１（ｅ１、ｅ２）と連通する周方向有端溝７７８（ｅ２ａ、ｅ２ｂ）から成る方向制御弁７７−２を備え、油圧通路７９ｅ１と連通する周方向無端溝７６８ｅ１から成る回転継手７６ｅ１と、同様の構造の転継手７６ｅ２を備えている。
ロータ７２ｅに前記ポンプ部と前記方向制御弁を設けているので、４サイクル内燃機関のガス交換弁の作動を電気的な制御を必要としない簡素な構成でできるので、安価で信頼性が高く、高速回転に対応できる効果がある。

図１０は、前記実施例４の、上図は排気弁の弁リフト特性図で、Ｅ１０（〜３０）は前記弁リフト特性図の各位相の容積型ポンプと方向制御弁の断面図による動作説明図である。
図１０の上図（Ｅ）は、前記実施例４（図７）の２気筒４サイクル内燃機関１ｅの排気弁シリンダ４１２（ｅ1、ｅ２）の弁リフトの特性図で、横軸はクランク角、縦軸は弁のリフト量（ｈ）である。
回転伝動手段６ｅにより前記実施例１（図４）と同様に、θ１ｅ＝θ２ｅ＝４５°とし、ロータ７２ｅに設けたベーン７３ｅで形成されるセル７３８ｅ５で発生する油圧は、油圧中継路７２１ｅを通って方向制御弁７７−１である周方向有端溝７７８ｅ1ａに供給され、油圧回路の切替えにより油圧通路７８２ｅ１、または油圧通路７８２ｅ２を通って排気の弁シリンダ４１２（ｅ1、ｅ２）の一方に供給されて弁リフト動作を行うので、上図（Ｅ）に示すように。弁シリンダ４１２（ｅ1、ｅ２）は交互に弁リフト動作を行う。

図１０の容積型ポンプと３位置の回転スライド式方向制御弁７７−１の作用を以下に説明する。
（Ｅ１０）に示すように、セル７３８ｅ５に油圧が発生しない時は、（Ｅ１０ａ）に示すように前記方向制御弁７７−１の前記油圧回路の切替えは、両方の弁シリンダ４１２（ｅ1、ｅ２）が待機時は油圧中継路７２５を介して図示しない油圧補助手段の油タンクに連通して油圧は大気圧となるので、ラッシュアジャスタ機能を付加できる効果がある。
（Ｅ２０）に示すように、ロータ７２ｅが回転し、カムプロフィール７１１ｅ１によりセル７３８ｅ５が油圧発生時は、（Ｅ２０ａ）に示すように、前記方向制御弁７７−１は油圧通路７８２ｅ１に前記油圧を供給して弁シリンダ４１２ｅ1を作動し、待機中の油圧通路７８２ｅ２の油圧は大気圧を継続する。
（Ｅ３０）に示すように、ロータ７２ｅが更に回転し、カムプロフィール７１１ｅ２によりセル７３８ｅ６が油圧発生時は、前記油圧通路７８２（ｅ1、ｅ２）の両方の油圧回路が入れ替わり、弁シリンダ４１２ｅ２を作動する。
吸気の弁シリンダ４１１（ｅ1、ｅ２）を油圧駆動するセル７３８ｅ６の位相を、前記排気のセル７３８ｅ５にロータ角にして９０°遅らせることにより、吸気の弁シリンダ４１１（ｅ1、ｅ２）を同様に作動できる。

図１１は、実施例５（請求項２対応）の発生する油圧が方向制御弁を介して各弁シリンダに供給される４気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図１１の実施例５は、前記実施例４（図７）の容積型油圧供給手段７ｅのポンプ部のベーンと油圧中継路を１８０°位相シフトした油圧ポンプ回路を増設し、前記増設した油圧ポンプ回路に対応する４個の方向制御弁７７（ｃ１〜ｃ４）を設けた４気筒内燃機関１ｃの排気と吸気の弁駆動機構である。

図１２は、前記実施例５（図１１）の、油圧通路を一側面に配置した容積型油圧供給手段の全断面図と、上図はポンプ部、下図は回転継手部と各方向制御弁部の断面図である。
図１２の実施例５の容積型油圧供給手段７ｃは、前記実施例４（図８）の容積型油圧供給手段７ｅのポンプ部断面図（上図）のベーン７３ｅと油圧中継路７２１ｅ、７２２ｅを１８０°位相シフトした油圧ポンプ回路を増設し、前記増設した油圧ポンプ回路に対応する方向制御弁７７（ｃ１〜ｃ４）を設け、前記方向制御弁７７（ｃ１〜ｃ４）に対応する各弁シリンダに連通する油圧通路７８１（ｃ１〜ｃ４）、７８２（ｃ１〜ｃ４）を一方（下方）の側面に設けることにより、容積型油圧供給手段７ｃの油圧配管を最短距離でブロック化できる。
図１２のロータ７２ｃの断面図の（下図左）は、回生油圧を油圧中継路７２６ｃ、回転継手７６ｃの周方向無端溝７６８ｃ１を通って７９ｃ1から油圧回生手段９ｃに供給する。
油圧中継路７２１ｃに対応する方向制御弁７７ｃ１の作用を、以下の（下図中）、（下図右）にて説明する。
（下図中）は、弁シリンダ４１２ｃ１の作動油圧を油圧中継路７２１ｃ、周方向有端溝７７８ｃ１ａを通って油圧通路７８２ｃ１に供給し、前記弁シリンダ４１２ｃ１が休止時は、油圧通路７９ｃ２を介して油タンク８０ｃに連通する周方向有端溝７７８ｃ１ｂが前記油圧通路７８２ｃ１に連通しラッシュアジャスタ効果が得られる。
（下図右）は、前記弁シリンダ４１２ｃ１（下図中）とロータ角で１８０°位相が異なる弁シリンダ４１２ｃ４の作動油圧を油圧中継路７２１ｃ、周方向有端溝７７８ｃ１ｃを通って油圧通路７８２ｃ４に供給し、前記弁シリンダ４１２ｃ４が休止時は、油圧通路７９ｃ２を介して油タンク８０ｃに連通する周方向有端溝７７８ｃ１ｄが前記油圧通路７８２ｃ４に連通しラッシュアジャスタ効果が得られる。
前記周方向有端溝７７８ｃ１ｂと周方向有端溝７７８ｃ１ｄはロータ７２ｃの軸に並行に設けた溝により連通し、他の方向制御弁７７（ｃ２〜ｃ４）も前記説明と同様の構成である。

図１３は、実施例６（請求項２対応）の弁駆動機構で、８気筒内燃機関の排気と吸気の容積型油圧供給手段の配置斜視図と、矢視図Ｇの容積型ポンプ部の断面図である。
矢視図Ｇに示すように、前記実施例５の４気筒内燃機関の排気と吸気の弁駆動機構の容積型油圧供給手段７ｃのポンプ部断面図（図１２（上図））の４個の油圧中継路（７２１ｃ〜７２４ｃ）を４５°位相シフトした位置にも油圧中継路設け、図１３に示すように８気筒内燃機関１ｓの排気と吸気の弁駆動機構の容積型油圧供給手段７ｓを両側のＶ型シリンダーブロックの谷間に設ける。
図１３の実施例６は、２個のカムプロフィール７１１ｓで８気筒の排気と吸気の１６個の図示しないガス交換弁を作動できるので、弁駆動機構の可動部の集約化により小型で部品点数が少ない簡素な構造となり、安価で信頼性が高い弁駆動機構ができる。
矢視図Ｇに示すように、前記２個のカムプロフィール７１１ｓを水平方向に配置し、図示しない弁シリンダに連通する各油圧通路を前記容積型油圧供給手段７ｓの水平方向の両側に配置できるので、最短距離での配管のブロック化が容易で、内燃機関１ｓの弁駆動機構を省スペースで安価に製作できる効果がある。

図１４は、実施例７（請求項２対応）の、３個のカムプロフィールを備えた容積型油圧供給手段による、６気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図１４の容積型油圧供給手段７ｄが、容積型ポンプと、回転継手の替わりに方向制御弁７７（ｄ１〜ｄ４）と、を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカム７１ｄの内側に、基準プロフィールと３個のカムプロフィール７１１ｄを周方向に等間隔に設け、前記方向制御弁７７（ｄ１〜ｄ４）は、前記ロータの外周面または前記ロータハウジングの内周面に前記油圧中継路に対応する図示しない周方向有端溝を設け、吸気と排気の弁シリンダ４１１（ｄ１〜ｄ６）、４１２（ｄ１〜ｄ６）は前記各周方向有端溝と油圧通路７８１（ｄ１〜ｄ６）、７８２（ｄ１〜ｄ６）にて連通する請求項１に記載の内燃機関１ｄの弁駆動機構である。

図１５は、前記実施例７（図１４）の、油圧配管を３方の側面に設けた容積型油圧供給手段の、上図は全断面図、およびポンプ部、回転継手部、各方向制御弁部の断面図である。
図１５の容積型油圧供給手段７ｄが、カム７１ｄ、ロータ７２ｄ、およびベーン７３ｄから成る容積型ポンプと、前記回転継手の替わりに方向制御弁７７（ｄ１〜ｄ４）と、を備え、前記容積型ポンプは、前記管状のカム７１ｄの内側に、基準プロフィール７１０ｄと３個のカムプロフィール７１１（ｄ１〜ｄ３）を周方向に等間隔に設け、前記方向制御弁７７（ｄ１〜ｄ４）は、前記ロータ７２ｄの外周面に油圧中継路７２１ｄ〜７２４ｄに対応する周方向有端溝７７８ｄ１ａ〜７７８ｄ４ａを設け、前記弁シリンダ４１１（ｄ１〜ｄ６）、４１２（ｄ１〜ｄ６）は前記各周方向有端溝７７８ｄ１ａ〜７７８ｄ４ａと油圧通路７８１（ｄ１〜ｄ６）、７８２（ｄ１〜ｄ６）にて連通する請求項１に記載の内燃機関の弁駆動機構である。

図１５の容積型油圧供給手段７ｄの作用は、中図左のポンプ部断面に示すように４組のベーンポンプで発生する油圧は、前記油圧中継路７２１ｄ〜７２４ｄを通って、対応する各方向制御弁７７（ｄ１〜ｄ４）の周方向有端溝７７８ｄ１ａ〜７７８ｄ４ａに供給され、中図右の方向制御弁７７ｄ３に示すように、前記カムプロフィール７１１（ｄ１〜ｄ３）の位相に対応するロータハウジング７０２ｄの同位相の等間隔３側面に油圧通路７８２（ｄ４、ｄ５、ｄ６）を設け、前記周方向有端溝７７８ｄ３ａがロータ７２ｄの回転により、順次対応する弁シリンダの油圧通路７８２（ｄ４、ｄ５、ｄ６）に連通して油圧を供給する。
下図左の周方向無端溝７６８ｄ１は、図示しない油圧回生手段９ｄに、前記全断面図の周方向無端溝７６８ｄ２は図示しない油圧補助手段８ｄの油タンク８０ｄに連通する回転継手７６ｄである。
前記周方向有端溝７７８ｄ１ａ〜７７８ｄ４ａの残余の周方向に設けた周方向有端溝７７８ｄ１ａ〜７７８ｄ４ａは、油圧中継路７２５ｄを介して前記周方向無端溝７６８ｄ２に連通し、実施例４（図８）で説明したようにラッシュアジャスタ機能が得られる。

図１６は、実施例８（請求項３対応）の、アクチェータによる位相制御手段を備えた容積型油圧供給手段による、２気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図１６は、ロータ７２ｆの回転軸を中心にカム７１ｆを回動させるアクチェータ５１と、前記アクチェータ５１の制御手段５５と、を備えた位相制御手段５を設け、前記内燃機関１ｆの運転状況により前記アクチェータ５１にて前記カム７１ｆを回動し、ガス交換弁４１（ｆ１、ｆ２）の開弁タイミングの調整制御を行う請求項１または２に記載の内燃機関１ｆの弁駆動機構である。

図１６の容積型油圧供給手段７ｆの作用は、前記カム７１ｆ、ロータ７２ｆ、およびベーン７３ｆから成る容積型ポンプにおいて、カム７１ｆをアクチェータ５１にて回動することにより、弁シリンダ４１（ｆ１、ｆ２）に供給する油圧発生タイミングに位相進角または位相遅角を発生してガス交換のタイミングを調整し、ガス交換量および／またはガス交換率を制御する。
内燃機関１ｆの運転状況により、図示しないＥＣＵにより制御される制御手段５５にて前記アクチェータ５１を作動させることにより、前記制御を行う。
油圧圃場手段８ｆ、油圧回生手段９ｆの作用は、前記実施例と重複するので省略する。

図１７は、実施例９（請求項３対応）の、ロータリシリンダを備えた容積型油圧供給手段の、上図は全断面図、下図はポンプ部の断面図、および周辺油圧回路図である。
図１７は、前記ロータ７２ｇの回転軸を中心に前記カム７１ｇを回動させる機械的アクチェータであるロータリシリンダ５１１と、前記アクチェータの制御手段である制御弁５５１と、を備えた位相制御手段５ｇを設け、図示しない内燃機関の運転状況により前記アクチェータであるロータリシリンダ５１１にて前記カム７１ｇを回動し、図示しないガス交換弁の開弁タイミング制御を行う請求項１または２に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
前記ロータリシリンダ５１１は、全断面図（上図）に示すように、サイドハウジング７０１ｇ、カムハウジング７０３、ロータハウジング７０２ｇにて形成される空間に、回動自在にカム７１ｇを設け、ポンプ部の断面図（下図左）に示すように、前記カムハウジング７０３の内側を回動するロータハウジング７０２ｇし、両者は相手側の摺動面に略密封で接する複数の突起ブレード（ベーン）を交互に配置し、周方向にできる前記突起ブレード間の空間に、交互に油圧通路５８ｇ１と油圧通路５８ｇ２を連通して、ロータリシリンダ５１１を構成する。

図１７の容積型油圧供給手段７ｇの作用は、油圧回生手段９ｇにて発生する油圧を、前記制御弁５５１にて制御し、前記油圧通路５８ｇ１、５８ｇ２を介して前記ロータリシリンダ５１１に供給してカム位相を変更することにより、弁シリンダの作動タイミングを調整する。
容積型油圧供給手段７ｇは、前記実施例１（図２）の容積型油圧供給手段７に位相制御手段５ｇを付加したもので、位相制御以外の作用の説明は省略する。
油圧回生手段９ｇに設けた制御弁９５は、油圧回生を必要としない時の回転負荷を軽減できる。

図１８は、実施例１０（請求項４対応）の、２組のベーンポンプの位相をモータで調整して吸気弁を開閉制御する３気筒内燃機関の弁駆動機構の構成概念の説明図である。
図１８（請求項３対応）は、ロータ７２ｐの回転軸を中心に前記カム７１（ｐ１、ｐ２）を回動させる電気的アクチェータであるサーボモータ５１５（-１、-２）と、前記アクチェータの制御手段であるコントローラ５５６と、を備えた位相制御手段５ｐを設け、内燃機関１ｐの運転状況により前記アクチェータにて前記カム７１（ｐ１、ｐ２）を回動し、前記ガス交換弁４５（ｐ１〜ｐ３）の開弁タイミングの調整制御を行う請求項１または２に記載の内燃機関の弁駆動機構である。
図１８（請求項４対応）は、前記容積型ポンプと、第２の容積型ポンプを前記ロータ７２ｐの軸方向に設け、少なくとも一方の前記容積型ポンプに前記位相制御手段５ｐを備え、各々の前記容積型ポンプの略同位相のベーンで発生する油圧を前記油圧中継路７２１p、７２２ｐ、７２３ｐにて連通し、各々の前記油圧中継路に１個の空油変換器７２９（-１、-２、-３）を設け、前記内燃機関１ｐの運転状況により前記位相制御手段５ｐにて両方の前記カム７１（ｐ１、ｐ２）を回動し、前記ガス交換弁４５（ｐ１〜ｐ３）の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う請求項３に記載の内燃機関の弁駆動機構である。

図１８の容積型油圧供給手段７ｐの作用は、前記位相制御手段５ｐのアクチェータであるサーボモータ５１５（-１、-２）によりウォーム５１６（-１、-２）を回転し、カム７１（ｐ１、ｐ２）の外周に設けたウォーム歯車５１７（-１、-２）を回動することにより前記カム７１（ｐ１、ｐ２）を回動して油圧発生の位相を制御する。
アクチェータである前記サーボモータは、ステッピングモータ等でもよい。
前記略同位相の２台の容積型ポンプの発生油圧の油圧合成（合成方法は図１９にて説明する）により弁シリンダ４１１（ｐ１〜ｐ３）の作動を調整制御して前記ガス交換弁４５（ｐ１〜ｐ３）の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う。
油圧合成により負圧が生じるとキャビテーションが発生するので、両方の油圧発生量、および前記空油変換器７２９（-１、-２、-３）の容量を同容量にする。
前記負圧の防止は、次の図１９にて説明する。

図１９は、前記実施例１０（図１８）の、上図は、カム、第２のカム、および弁シリンダの油圧特性図で、下図は、各位相での容積型ポンプの模式図による作動説明図である。
図１９の上図（３図）は、横軸がクランク角、縦軸が油圧発生量（弁リフト量）の特性図で、太線部が２台の容積型ポンプのカム７１ｐ１、７１ｐ２の油圧発生量と両者の合成による前記容積型油圧供給手段７pの油圧発生量で、前記太線内の塗潰し部分が、油圧正圧部である正味油圧であり、前記太線内の残余の部分は、前記空油変換器７２９（-１、-２、-３）の油圧吸収作用による正味油圧に寄与しない油圧量である。
前記位相制御手段５ｐにより前記カム７１（ｐ１、ｐ２）の位相の調整により油圧発生タイミングを調整し、図１９、図２０で説明する作用により、ガス交換弁の開弁タイミングおよび／または開度の調整制御を行う。

図１９の、容積型油圧供給手段７ｐの作用を、セル７３８（ｐａ１、ｐａ２）の作動説明図（ｐ１〜ｐ５）に従って以下に説明する。
（ｐ１）では、前記カム７１（ｐ１、ｐ２）により油圧は発生せず、図示しないラッシュアジャスタ機能により油圧が大気圧状態であるので、前記空油変換器７２９-１はスプリングにより油量が最少となる。
（ｐ２）では、前記カム７１ｐ１により発生した油圧は、前記空油変換器７２９-１のスプリングを付勢しながら流入し、油圧発生量と前記流入量が一致して前記空油変換器７２９-１の油量は最大値となるので、油圧の正圧はまだ発生しない。
（ｐ３）を含む前記（ｐ２）から（ｐ３）の間では、前記空油変換器７２９-１の油量は最大値の状態で増大しないので、最大値前記カム７１ｐ２の発生油圧量はすべて正圧油圧となり、（ｐ３）で正圧油圧の最大となる。
（ｐ４）を含む前記（ｐ３）から（ｐ４）の間では、前記空油変換器７２９-１の油量は最大値の状態で、前記カム７１ｐ２の油圧量は変化しないので、前記カム７１ｐ２の油圧量の減少により正圧油圧量は減少し、（ｐ４）にて正圧油圧は消滅する。
（ｐ５）を含む前記（ｐ４）から（ｐ５）の間では、前記（ｐ４）にて正圧が消滅し、更に前記カム７１ｐ２の油圧量が減少して負圧になる代わりに、前記空油変換器７２９-１の湯量が減少し最小値となる。
前記太線の曲線部は、カムプロフィール７１１（ｐ１、ｐ２）により設定された前述の衝撃を緩和する移動曲線で、同様に２点鎖線で示すように隣接するセル７３８ｐｂ、７３８ｐｃも同様の移動曲線となる。

図２０は、前記実施例１０（図１８、１９）の内燃機関の弁駆動機構の、各カム位相制御と各制御パターン（１）〜（３）の弁リフト特性図による制御動作説明図である。
図２０は、横軸がクランク角、縦軸が弁のリフト量の特性図で、前記位相制御手段５ｐにより前記カム７１（ｐ１、ｐ２）の位相の調整により油圧発生タイミングを調整し、前記容積型油圧供給手段７pの油圧の発生タイミングと発生量を制御して弁シリンダを作動し、ガス交換弁の開弁タイミングおよび／または開度の調整制御を行う。
図２０（上段）に示すように、開弁制御は前記カム７１ｐ２、閉弁制御は前記カム７１ｐ１の位相調整により行い、その調整の結果それぞれのセル７３８ｐａ２、セル７３８ｐａ１の油圧が変化する。
図２０（下段）に示すように、それぞれの前記セル７３８ｐａ２、７３８ｐａ１の油圧成分は、７１ｐ２の開弁成分と７１ｐ１の閉弁成分として作用し、各油圧成分の合成結果により、ガス交換弁４５ｐ１の開閉制御ができる。
合成結果より、前記位相制御手段５ｐにより位相を変化させても、移動曲線が保持されるので、加減速緩和効果により、静粛で安定した高速回転にも対応できる弁駆動機構ができる。
上記制御により、制御パターン（１）の場合は、前記カム７１（ｐ１、ｐ２）の位相を同じ方向に調整し、ガス交換弁４５ｐ１の開閉時期の制御ができ、制御パターン（２）の場合は、前記カム７１（ｐ１、ｐ２）の位相を逆方向に調整し、ガス交換弁４５ｐ１の開閉量の制御ができ、制御パターン（３）の場合は、前記カム７１ｐ１の位相のみを調整し、ガス交換弁４５ｐ１の閉弁時期の制御によりアトキンソン サイクル制御ができる。
なお、制御パターン（３）のアトキンソン サイクル制御のみを目的とする場合は、カム７１ｐ２の位相調整は不要であるので、電気的アクチェータであるサーボモータ５１５−２を省略できる。

図２１は、実施例１１（請求項４対応）の、位相制御手段と２個のカムプロフィールを備えた容積型油圧供給手段による、４気筒内燃機関の弁駆動機構の構成図である。
図２１は、容積型ポンプと、第２の容積型ポンプを前記ロータ７２ｔの軸方向に設け、両方の前記容積型ポンプに前記位相制御手段５ｔを備え、各々の前記容積型ポンプの略同位相のベーン７３（ｔ１、ｔ２）で発生する油圧を前記油圧中継路７２１ｔ、７２２ｔにて連通し、各々の前記油圧中継路７２１ｔ、７２２ｔに１個の空油変換器７２９（ｔ1、ｔ2）を設け、内燃機関１ｔの運転状況により前記位相制御手段５ｔにて両方の前記カム７１を回動し、前記ガス交換弁４５１（ｔ１〜ｔ４）の、開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う請求項３に記載の内燃機関１ｔの弁駆動機構である。

図２１の容積型油圧供給手段７ｔの作用は、油圧回生手段９ｔで発生する油圧は各制御弁５５１（ｔ１、ｔ２）を介して各アクチェータ５１（ｔ１、ｔ２）に供給される位相制御手段５ｔにより、カム７１（ｔ１、ｔ２）の位相を調整する。
前記２個のカムプロフィール７１１（ｔ１、ｔ２）を備えた２台の容積型ポンプで発生する各々の油圧は、油圧中継路７２１ｔ、７２２ｔに設けた方向制御弁７７（ｔ１、ｔ２）により、ロータ７２ｔの回転位相に対応する弁シリンダ４１１（ｔ１〜ｔ４）に供給されるので、前記ガス交換弁４５１（ｔ１〜ｔ４）の開弁タイミングおよび開度の調整制御ができる。
前記２個のカムプロフィールと前記方向制御弁７７（ｔ１、ｔ２）の作用は前記実施例４〜７、前記空油圧変換器７２９（ｔ１、ｔ２）の作用は前記実施例１０と重複するので、説明を省略する。

図２２は、前記実施例１１（図２１）の、２個のロータリシリンダによる位相制御手段を備えた容積型油圧供給手段の全断面図、各ポンプ部の断面図、と周辺油圧回路図である。図２２の容積型油圧供給手段７ｔは、下図左の前記容積型ポンプと同じ構成の下図右の第２の容積型ポンプを前記ロータ７２ｔの軸方向に設け、両方の前記容積型ポンプに前記位相制御手段５ｔである制御弁５５１（ｔ１、ｔ２）と、カム７１（ｔ１、ｔ２）とカムハウジング７０３（ｔ１、ｔ２）から成るロータリシリンダ５１１（ｔ１、ｔ２）と、を備え、前記油圧回生手段９ｔで発生する油圧にて、前記ガス交換弁４５１（ｔ１〜ｔ４）の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う。
前記ロータリシリンダ５１１（ｔ１、ｔ２）の構成、作用は前記実施例９の説明と重複するので、説明を省略する。
複数のカムプロフィール７１１により方向制御弁７７の周方向有端溝７７８が干渉する場合は、前記実施例９のように、方向制御弁７７をロータ７２の軸方向に分割することにより前記干渉を防止できる。

図２３は、実施例１２（請求項４対応）の２組のプランジャーポンプを備えた容積型油圧供給手段による移動体の内燃機関の弁駆動機構の制御システムの構成説明図である。
図２３は、容積型ポンプである３個のプランジャから成る前記プランジャーポンプと、第２の容積型ポンプをロータ７２ｋの軸方向に設け、両方の前記容積型ポンプに位相制御手段５ｋを備え、各々の前記容積型ポンプの略同位相のプランジャで発生する油圧は図示しない油圧中継路にて連通し、内燃機関１ｋの運転状況により前記位相制御手段５ｋにて両方のカム７１（K1、ｋ２）を回動し、ガス交換弁の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行う内燃機関１ｋの弁駆動機構の制御システムの構成説明図である。
内燃機関１ｋの弁駆動機構等の電子制御装置であるＥＣＵ１２は、ＣＰＵ（中央演算処理装置）、ＲＡＭとＲＯＭからなる記憶素子、入力ポート、出力ポート、およびＤＣ電源で構成され、本図では前記入出力ポートの接続は、中継機器（アンプ等）は図示省略している。
前記実施例で説明したように、ロータ７２ｋの回転により自動的に機械的制御である油圧シーケンス制御が行われ、図２３の電気的な制御システムにて、前記位相制御手段５ｋを下記のように制御する。

前記制御システムの作用は、内燃機関１ｋの弁駆動機構である２組の前記プランジャーポンプを備えた容積型油圧供給手段７ｋから供給される油圧により、図示しない弁シリンダを作動してガス交換弁を開弁する。
アクセル開度センサ１７等の入力情報を基に、前記ＥＣＵ１２の出力で前記位相制御手段５ｋの各制御弁５５（ｋ１、ｋ２）を制御して各アクチェータ５１（ｋ１、ｋ２）を作動し、前記カム７１（ｋ1、ｋ２）の位相を調整し、前記弁シリンダで開弁する図示しないガス交換弁の開弁タイミングおよび開度の調整制御を行い、運転状況に適応した内燃機関１ｋの運転を行う。

図２４は、前記実施例１２（図２３）の内燃機関の弁駆動機構の制御フローチャートと、各制御サブルーチンの弁リフト特性図による開弁制御説明図である。
内燃機関１ｋの弁駆動機構は、図２３に示した入出力情報等により制御され、特に加速あるいは減速等の制御判断は、アクセルペダルあるいはブレーキペダル操作によるアクセル開度センサ１７、ブレーキ開度センサ１８からの入力情報や図示しない車速センサ等により、運転者の意思や内燃機関１ｋの運転状況を分析、判断、予測し、各運転サブルーチンを図２４の制御フローチャートに従い実行する。

まず、ＥＣＵ１２は、運転指令がＯＮであるかを判断する（ステップＳ６０１）。
ここで、運転指令がＯＮでないと判断した場合は、制御停止サブルーチン（ステップＳ６１２）を実行した後、ＲＥＴＵＲＮにて、本処理ルーチンのＳＴＡＲＴに戻る。
一方、運転指令がＯＮであると判断した場合は、次に、暖機運転中であるかを判断する（ステップＳ６０２）。
ここで、暖機運転中でないと判断した場合は、通常設定サブルーチン（ステップＳ６０４）を実行した後、スロットルＭＡＸであるかを判断する（ステップＳ６０５）。
一方、暖機運転中と判断した場合は、暖機設定サブルーチン（ステップＳ６０３）を実行し、前記スロットルＭＡＸであるかを判断する（ステップＳ６０５）。
具体的には、暖機設定サブルーチンでは、内燃機関１ｋの燃焼室の温度、潤滑油の供給状況等に対応し、特性図Ａ（右図）に示すように燃焼性確保等の調整制御を行う。
ここで、スロットルＭＡＸであると判断した場合は、全負荷運転サブルーチン（ステップＳ６０６）を実行し、前記ステップＳ６０１に戻る。
具体的には、全負荷運転サブルーチンでは、負荷、車速等の運転状況、内燃機関１ｋの温度上昇等により、特性図Ａ（右図）に示すようにオーバーラップ等による出力増大のため吸気の充填量等の調整制御を行う。
一方、スロットルＭＡＸでないと判断した場合は、スロットルＯＮであるかを判断する（ステップＳ６０７）。
ここで、スロットルＯＮであると判断した場合は、部分負荷運転サブルーチン（ステップＳ６０８）を実行し、前記ステップＳ６０１に戻る。
具体的には、部分負荷運転サブルーチンでは、負荷、車速等の運転状況、内燃機関１ｋの温度上昇等により、特性図Ａ（右図）に示すようにアトキンソンサイクル制御による出力効率向上のため吸気の充填効率等の調整制御を行う。
一方、スロットルＯＮでないと判断した場合は、ブレーキペダルＯＮであるかを判断する（ステップＳ６０９）。
ここで、ブレーキペダルＯＮであると判断した場合は、エンジンブレーキ制御サブルーチン（ステップＳ６１０）を実行し、前記ステップＳ６０１に戻る。
具体的には、エンジンブレーキ制御サブルーチンでは、負荷、車速等の運転状況等により、特性図Ａ（右図）に示すように燃料供給を停止し、吸気のポンピングロスの調整等のため吸気弁の調整制御を行う。
一方、ブレーキペダルＯＮでないと判断した場合は、アイドリング制御サブルーチン（ステップＳ６１１）を実行し、ステップ６０１に戻る。
本制御フローチャートは、内燃機関１ｋの運転中は繰り返し実行される。

前記実施例１〜１２は、本願発明の一例を説明したもので、各実施例の容積型油圧ポンプは、ベーンポンプをプランジャーポンプに、あるいはその逆に置き換えられる。
吸気弁をベーンポンプ、排気弁を大きなベーンポンプまたは高圧に有利なプランジャーポンプとする混成対応ができ、従来のカム方式との併用もできる。
本願発明の位相制御手段により、吸気弁を開弁タイミングと開度の調整、排気弁を開度の調整のように選択的に弁駆動の制御ができる。
前記実施例１〜１２は、本願発明の一例を示すもので本願発明を制約するものではなく、当業者により変更および改良ができる。

本願発明の内燃機関の弁駆動機構は油圧を利用するので、潤滑、ラッシュアジャスタ機能が容易に対応でき、カムを共用するので構成部品が少ない簡素な構造であり、内燃機関を小型化、軽量化できるので、自動車、船舶等の移動体に搭載する内燃機関に適する。

１ 内燃機関
４ 出力手段
５ 位相制御手段
６ 回転伝動手段
７ 容積型油圧供給手段
８ 油圧補助手段
９ 油圧回生手段
１２ ＥＣＵ（電子制御装置）
１５ カム角センサ
１６ クランク角センサ
１７ アクセル開度センサ
１８ ブレーキ開度センサ
２０ 吸気
２１ 吸気通路
３０ 排気
３１ 排気通路
４１ 弁シリンダ
４２ 弁ピストン
４３ スプリング
４５ ガス交換弁
４６ シリンダ
４７ ピストン
４８ コンロッド
４９ クランク軸
５１ アクチェータ
５４ 逆止弁
５５ 制御手段
５８ 油圧通路（吐出）
５９ 油圧通路（戻り）
６１ 従動車
６２ 駆動車
６３ 伝動媒体
７０ ハウジング
７１ カム
７２ ロータ
７３ ベーン
７４ プランジャ
７６ 回転継手
７７ 方向制御弁（回転スライド式）
７８ 油圧通路（弁駆動）
７９ 油圧通路
８０ 油タンク
８１ 絞り弁
８２、８３ 逆止弁
８８ 油圧通路
９２、９３ 逆止弁
９４ リリーフ弁
９５ 制御弁
９６ 方向制御弁
９８ 油圧通路（吐出）
９９ 油圧通路（戻り）
４１１ 弁シリンダ（吸気）
４１２ 弁シリンダ（排気）
４５１ ガス交換弁（吸気）
４５２ ガス交換弁（排気）
５１１ ロータリシリンダ
５１５ サーボモータ
５１６ ウォーム
５１７ ウォーム歯車
５５１ 制御弁
５５６ コントローラ
７０１ サイドハウジング
７０２ ロータハウジング
７０３ カムハウジング
７０４ 中間ハウジング
７１０ 基準プロフィール
７１１ カムプロフィール
７１５ カムシフト角センサ
７２１ 油圧中継路（第１油圧）
７２２ 油圧中継路（第２油圧）
７２３ 油圧中継路（第３油圧）
７２４ 油圧中継路（第４油圧）
７２５ 油圧中継路（大気圧）
７２６ 油圧中継路
７２９ 空油変換器
７３８ セル
７６８ 周方向無端溝
７７８ 周方向有端溝
７８１ 油圧通路（吸気弁）
７８２ 油圧通路（排気弁）

Claims (4)

1. ４サイクル内燃機関にて駆動する容積型ポンプを備え、前記容積型ポンプが発生する油圧により弁シリンダを周期的に作動させ、前記弁シリンダが１本または複数のガス交換弁を開閉作動する往復動機関において、
   出力手段、容積型油圧供給手段、および回転伝動手段から成る内燃機関の弁駆動機構であって、
   前記出力手段は、
   前記弁シリンダと、クランク軸と、前記クランク軸に連動する少なくとも一つのピストンと、シリンダと、を備え、
   前記回転伝動手段は、
   前記クランク軸に設けた駆動車と、有効径が前記駆動車の２倍の前記容積型ポンプのロータに設けた従動車と、を備え、
   前記容積型油圧供給手段は、
   前記容積型ポンプと、回転継手と、を備え、
   前記容積型ポンプは、
   管状のカムの内側に、基準プロフィールと１個のカムプロフィールを設け、前記カムの内周面を摺動する複数のベーンまたはプランジャを前記ロータに設け、
   前記ロータは、前記複数のベーンまたはプランジャで発生する各油圧を移送する油圧中継路を備え、
   前記回転継手は、前記ロータの外周面またはロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路に対応する周方向無端溝を設け、
   前記各周方向無端溝は前記弁シリンダと油圧通路にて連通することを特徴とする内燃機関の弁駆動機構。
2. 前記容積型油圧供給手段が、
   前記容積型ポンプと、前記回転継手の替わりに方向制御弁と、を備え、
   前記容積型ポンプは、
   前記管状のカムの内側に、基準プロフィールと少なくとも２個のカムプロフィールを周方向に等間隔に設け、
   前記方向制御弁は、前記ロータの外周面または前記ロータハウジングの内周面に前記各油圧中継路に対応する周方向有端溝を設け、
   前記弁シリンダは前記各周方向有端溝と油圧通路にて連通することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の弁駆動機構。
3. 前記ロータの回転軸を中心に前記カムを回動させるアクチェータと、前記アクチェータの制御手段と、を備えた位相制御手段を設け、前記内燃機関の運転状況により前記アクチェータにて前記カムを回動し、前記ガス交換弁の開弁タイミングの調整制御を行うことを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関の弁駆動機構。
4. 前記容積型ポンプと、第２の容積型ポンプを前記ロータの軸方向に設け、少なくとも一方の前記容積型ポンプに前記位相制御手段を備え、
   各々の前記容積型ポンプの略同位相のベーンまたはプランジャで発生する油圧を前記油圧中継路にて連通し、各々の前記油圧中継路に１個の空油変換器を設け、
   前記内燃機関の運転状況により前記位相制御手段にて少なくとも一つの前記カムを回動し、前記ガス交換弁の開弁タイミングおよび／または開度の調整制御を行うことを特徴とする請求項３に記載の内燃機関の弁駆動機構。

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