WO2012063537A1 - 内燃機関の可変動弁装置 - Google Patents

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WO2012063537A1
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valve
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lift
rotation
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寿行 矢野
江崎　修一
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トヨタ自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, and more particularly to a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that can change the rotational speed of a driven cam lobe during one rotation of a drive cam shaft.
  • Patent Literature 1 discloses a valve operating apparatus for an internal combustion engine having a configuration in which a drive cam shaft to which a driven cam lobe for driving a valve is fixed is driven to rotate by an electric motor.
  • the conventional valve gear includes a motor control device that controls the rotation speed of the electric motor. According to such a configuration, by changing the rotation speed of the electric motor by the motor control device, the rotation speed of the driven cam lobe during one rotation of the drive cam shaft can be increased or decreased.
  • the applicant has recognized the following documents including the above-mentioned documents as related to the present invention.
  • variable valve operating system adopts a general configuration in which the driving camshaft is driven by the rotational force of the crankshaft transmitted through the timing chain or belt.
  • the driving camshaft is driven by the rotational force of the crankshaft transmitted through the timing chain or belt.
  • control utilizing the above functions is performed. Is desirable.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems.
  • the rotation of the driven cam lobe during one rotation of the drive camshaft. It is an object of the present invention to provide a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine which can improve various performances of the internal combustion engine while realizing a function capable of changing the speed.
  • the present invention is a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, and includes a drive camshaft, a driven cam lobe, a guide member, a link mechanism, contact maintaining means, an actuator, and control means.
  • the drive camshaft is rotationally driven by the rotational force of the crankshaft.
  • the driven cam lobe is concentric with the drive cam shaft and is rotatably supported by the drive cam shaft.
  • the guide member has a raceway surface formed so as to cover the drive cam shaft.
  • the link mechanism is connected to each of the drive cam shaft and the driven cam lob, and has a contact member that contacts the raceway surface, and the drive cam according to a change in the position of the contact member with respect to the rotation center of the drive cam shaft The rotation angle of the driven cam lobe relative to the shaft is changed.
  • the contact maintaining means is configured to maintain contact between the contact member and the raceway surface that rotate around the drive cam shaft while the drive cam shaft rotates once.
  • the actuator moves the track surface in a plane direction orthogonal to the axis of the drive cam shaft.
  • the control means controls the control amount of the actuator so as to change the movement amount of the raceway surface in the planar direction according to the operating condition of the internal combustion engine.
  • the position of the track surface on the plane is changed by moving the track surface in the plane direction orthogonal to the axis of the drive cam shaft by the actuator, and the link mechanism contacts the rotation center of the drive cam shaft.
  • a change in position of the member occurs.
  • the relative rotation angle of the driven cam lobe with respect to the drive cam shaft changes while the drive cam shaft makes one rotation.
  • the rotational speed of the driven cam lobe changes during one rotation of the drive cam shaft in accordance with the control position of the raceway surface of the guide member.
  • the present invention further includes a control means for controlling the control amount of the actuator so as to change the movement amount of the raceway surface in the plane direction according to the operating condition of the internal combustion engine.
  • the relationship between each operating condition and the control amount of the actuator is determined in advance so that a desired lift curve characteristic (shape) can be obtained under each operating condition.
  • various functions of the internal combustion engine can be improved satisfactorily while realizing the function of changing the rotational speed of the driven cam lobe during one rotation of the drive camshaft. .
  • the actuator according to the present invention may rotationally drive the guide member.
  • the raceway surface may be a circumferential surface, and may be provided in the guide member in a state where the center of the raceway surface is eccentric with respect to the rotation center of the guide member.
  • the control amount of the actuator by the control means may be a rotation angle of the guide member. According to such a configuration, by using the actuator having a configuration in which the raceway surface having a center eccentric with respect to the rotation center of the guide member is moved in the plane direction by rotating the guide member, the opening member By controlling the rotation angle, it is possible to realize a variable valve operating device that can change the rotation speed of the driven cam lobe during one rotation of the drive cam shaft. According to the above configuration, when the rotation angle of the guide member, which is the control amount of the actuator, is changed, the same or substantially the same working angle value is obtained, and the lift amount is First and second lift curves having different timings indicating peaks can be obtained.
  • control means in the present invention may include at least a first rotation angle and a second rotation angle as a target value of the rotation angle of the guide member.
  • the first rotation angle may be a rotation angle of the guide member when a working angle value of a valve driven by the driven cam lobe is obtained as a predetermined working angle value.
  • the second rotation angle is the same as or substantially the same as the operation angle value obtained when controlling to the first rotation angle, and is obtained when controlling to the first rotation angle.
  • the rotation angle of the guide member when a second lift curve having a timing at which the lift amount reaches a peak compared to the first lift curve of the valve to be obtained may be obtained.
  • the said control means may use a said 1st rotation angle and a said 2nd rotation angle selectively under the at least 2 types of driving conditions from which an engine speed differs.
  • the same or substantially the same working angle value can be obtained as compared with the conventional variable valve gear that can obtain only one characteristic (shape) lift curve for one working angle.
  • the valve in the present invention may be an intake valve.
  • the second lift curve may be set so that the timing at which the lift amount reaches a peak is retarded as compared to the first lift curve.
  • the said control means may use a said 2nd rotation angle on the driving
  • the timing at which the amount of air easily enters the cylinder during the lift section changes according to the engine speed. More specifically, as the engine speed increases, the timing becomes relatively late.
  • the intake valve lift amount can be secured high at a timing at which a large amount of air easily enters in the lift section regardless of the engine speed. Will be able to. For this reason, the output performance of the internal combustion engine can be improved.
  • the second lift curve in the present invention may be set such that the lift amount in a predetermined section near the valve closing timing is lower than that of the first lift curve. As a result, when the second lift curve is used, it is possible to prevent the in-cylinder charged air amount from being reduced due to the influence of the blow back of the intake air.
  • the valve driven by the driven cam lobe in the present invention may be an intake valve.
  • the control means increases the relative rotational speed of the driven cam lobe with respect to the drive camshaft in a predetermined section near the opening timing of the intake valve.
  • the control amount of the actuator may be controlled. According to such a configuration, when an acceleration request is issued at a low engine speed, a sufficient clearance between the piston and the intake valve can be secured in a predetermined section near the opening timing of the intake valve. As a result, the opening timing of the intake valve can be advanced more greatly, and the valve overlap amount with the exhaust valve can be effectively increased.
  • the scavenging effect is improved by increasing the valve overlap amount.
  • the output performance of the internal combustion engine can be improved.
  • the intake pressure is lower than the exhaust pressure during acceleration, the internal EGR gas amount increases due to the expansion of the valve overlap amount. As a result, the fuel efficiency performance and exhaust emission performance of the internal combustion engine can be improved.
  • the control means according to the present invention may be configured such that when the engine speed is higher than a predetermined speed, the driven cam lobe is relative to the drive cam shaft in a predetermined section near a closing timing of a valve driven by the driven cam lobe.
  • the control amount of the actuator may be controlled so as to reduce the rotational speed.
  • FIG. 2 is a view for explaining a configuration around a drive cam shaft provided in the intake variable valve operating apparatus shown in FIG. 1.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the variable intake valve operating device shown in FIG. 1 taken along line AA shown in FIG.
  • FIG. 3 is a perspective view of a configuration around a drive cam shaft from the direction of arrow B in FIG. 2.
  • it is a diagram illustrating the operation of the link mechanism during the rotation of the drive cam shaft (mainly, the change in the rotation angle ⁇ during one rotation of the drive cam shaft).
  • times It is a figure showing the tendency of the change of the valve opening characteristic of an intake valve with the change of eccentric angle (phi) in an intake variable valve operating apparatus. It is a figure showing each lift curve of the intake valve obtained when the eccentric angle ⁇ is changed by 90 °. It is a figure showing the relationship between the lift area of an intake valve, and the acceleration / deceleration area. It is a figure showing the relationship between each lift curve and eccentric angle (phi) of the intake valve changed according to the operating condition of an internal combustion engine in Embodiment 1 of this invention. It is a flowchart of the routine performed in Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 1 is a diagram for explaining a system configuration of an internal combustion engine 10 on which variable valve operating apparatuses 34 and 36 according to the present invention are mounted.
  • the internal combustion engine 10 is assumed to be an in-line four-cylinder engine having four cylinders (# 1 to # 4).
  • a piston 12 In the cylinder of the internal combustion engine 10, a piston 12 is provided. A combustion chamber 14 is formed in the cylinder of the internal combustion engine 10 on the top side of the piston 12. An intake passage 16 and an exhaust passage 18 communicate with the combustion chamber 14. An air flow meter 20 that outputs a signal corresponding to the flow rate of air sucked into the intake passage 16 is provided in the vicinity of the inlet of the intake passage 16.
  • a compressor 22a of the turbocharger 22 is disposed in the intake passage 16 downstream of the air flow meter 20 in the intake passage 16 downstream of the air flow meter 20, a compressor 22a of the turbocharger 22 is disposed. Further, a turbine 22 b of the turbocharger 22 is disposed in the exhaust passage 18. An electronically controlled throttle valve 24 is provided in the intake passage 16 downstream of the compressor 22a.
  • Each cylinder of the internal combustion engine 10 is provided with a fuel injection valve 26 for directly injecting fuel into the combustion chamber 14 (inside the cylinder) and an ignition plug 28 for igniting the air-fuel mixture. .
  • the intake port and the exhaust port are respectively provided with an intake valve 30 and an exhaust valve 32 for bringing the combustion chamber 14 and the intake passage 16 or the combustion chamber 14 and the exhaust passage 18 into a conductive state or a cut-off state.
  • the intake valve 30 and the exhaust valve 32 are driven by an intake variable valve operating device 34 and an exhaust variable valve operating device 36, respectively.
  • the detailed configuration and operation of these variable valve gears 34 and 36 will be described later with reference to FIGS.
  • the system shown in FIG. 1 includes an ECU (Electronic Control Unit) 40.
  • the input angle of the ECU 40 includes a crank angle sensor 38 for detecting the engine speed, and an accelerator opening for detecting the accelerator opening of the vehicle on which the internal combustion engine 10 is mounted.
  • Various sensors for detecting the operation state of the internal combustion engine 10 such as the sensor 42 are connected.
  • various actuators for controlling the operation of the internal combustion engine 10 such as the throttle valve 24, the fuel injection valve 26, the spark plug 28, and the variable valve operating devices 34, 36 are connected to the output portion of the ECU 40. Yes.
  • the ECU 40 controls the operating state of the internal combustion engine 10 by driving the various actuators according to a predetermined program based on the sensor outputs.
  • variable valve gears 34 and 36 will be described in detail with reference to FIGS.
  • the intake variable valve operating apparatus 34 will be described as an example, but the exhaust variable valve operating apparatus 36 is basically the same as the intake variable valve operating apparatus 34 except for the cam profile of the driven cam lobe. It shall be configured.
  • FIG. 2 is a perspective view schematically showing the overall configuration of the intake variable valve operating apparatus 34 shown in FIG.
  • FIG. 3 is a view for explaining a configuration around the drive cam shaft 44 provided in the intake variable valve operating apparatus 34 shown in FIG.
  • the intake variable valve operating apparatus 34 includes a drive cam shaft 44.
  • the drive camshaft 44 is connected to a crankshaft (not shown) via a timing pulley 46, a timing chain and the like (not shown), and is configured to rotate at a half speed of the crankshaft.
  • a known variable valve timing (VVT) mechanism 48 is provided between the drive camshaft 44 and the timing pulley 46 so that the rotational phase of the drive camshaft 44 can be changed with respect to the rotation of the crankshaft. is doing.
  • VVT variable valve timing
  • the opening timing and the closing timing are changed to the advance side or the retard side with reference to the crank angle without changing the operating angle of the intake valve 30. can do.
  • a cam piece 50 is attached to the drive camshaft 44 for each cylinder.
  • the cam piece 50 is concentric with the drive cam shaft 44 and is rotatably supported by the drive cam shaft 44.
  • the cam piece 50 is formed with two driven cam lobes 50 a for driving the intake valve 30.
  • the driven cam lobe 50a includes an arc-shaped base circle portion 50a1 coaxial with the drive cam shaft 44, and a nose portion 50a2 formed so as to bulge a part of the base circle outward in the radial direction.
  • the drive cam shaft 44 is provided with a drive arm 52 having a drive arm portion 52a that protrudes radially outward of the drive cam shaft 44 for each cylinder.
  • the drive arm 52 is integrally fixed to the drive camshaft 44 using a predetermined fixing member (not shown).
  • the cam piece 50 is integrally formed with a driven arm portion 50b protruding outward in the radial direction of the drive cam shaft 44 in the vicinity of the driven cam lobe 50a closer to the drive arm 52 for the same cylinder.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of the intake variable valve operating apparatus 34 shown in FIG. 1 cut along line AA shown in FIG.
  • FIG. 5 is a perspective view of the configuration around the drive cam shaft 44 from the direction of arrow B in FIG.
  • illustration of the control sleeve 70 is abbreviate
  • one end of a drive link 56 is rotatably connected to the drive arm portion 52 a via a cam shaft side rotation shaft 54.
  • one end of a driven link 60 is rotatably connected to the driven arm portion 50b via a cam lobe side rotating shaft 58.
  • the other end of the drive link 56 and the other end of the driven link 60 are connected via a control roller side rotating shaft 62.
  • a control roller 64 and a link plate 66 are interposed between the drive link 56 and the driven link 60 on the control roller side rotation shaft 62.
  • the intake variable valve operating apparatus 34 of the present embodiment includes the drive arm portion 52a and the driven arm portion 50b having the shaft center of the drive cam shaft 44 as a common rotation center, the drive link 56, and the driven link 60.
  • a link mechanism 68 that is a four-bar link connected in a pantograph shape (diamond shape) is provided.
  • the driven link 60 is forward of the drive cam shaft 44 in the rotational direction with respect to the drive link 56 with the control roller 64 interposed between the driven link 56 and the driven link 60. Arranged on the side.
  • the link plate 66 is formed by bending two annular plate portions so as to be concentric.
  • the link plate 66 is disposed on the control roller-side rotation shaft 62 in a state where the drive cam shaft 44 passes through the link plate 66 and the control roller 64 is sandwiched from the outside.
  • a raceway surface 70a of the control sleeve 70 is disposed on the outer peripheral side of the link plate 66 so as to further cover the link plate 66 through which the drive cam shaft 44 penetrates.
  • the track surface 70a of the present embodiment is constituted by a circumferential surface.
  • the control roller 64 is rotatably supported by the control roller side rotation shaft 62 at a position in contact with the track surface 70a so that the control roller 64 can roll on the track surface 70a in conjunction with the rotation of the drive cam shaft 44. .
  • two holding rollers 72 are rotatably attached to the inner side of the link plate 66 via holding rotary shafts 74 at positions in contact with the track surface 70a. It has been. More specifically, in addition to the control roller 64, these three rollers 64 and 72 including the two holding rollers 72 are arranged at equiangular intervals around the drive cam shaft 44. 64 and 72 are attached to the link plate 66. According to such a configuration, as the drive cam shaft 44 rotates, the link roller 66 rotates inside the raceway surface 70a while the control roller 64 and the two holding rollers 72 roll on the raceway surface 70a. become.
  • the radial position of the drive cam shaft 44 is defined by the raceway surface 70a via the control roller 64 and the holding roller 72, and the control roller attached to the link plate 66 64 positions on the track surface 70a are defined.
  • the control roller 64 rolls on the track surface 70a with the rotation of the drive cam shaft 44 in a state where the control roller 64 is always in contact with the track surface 70a.
  • the relative rotation angle ⁇ of the driven cam lobe 50a with respect to the drive cam shaft 44 is also specified via the drive link 56 and the driven link 60.
  • the rotation angle ⁇ is a straight line (drive) connecting the center point of the drive cam shaft 44 and the center point of the cam shaft side rotation shaft 54 when viewed from the axial direction of the drive cam shaft 44.
  • Axis and a straight line (driven shaft) connecting the center point of the drive cam shaft 44 and the center point of the cam lobe side rotation shaft 58 is defined.
  • the intake variable valve operating apparatus 34 of the present embodiment includes an actuator 76 for driving the control sleeve 70 to rotate.
  • the raceway surface 70 a is formed inside the control sleeve 70 in a state where the center point of the raceway surface 70 a is eccentric with respect to the rotation center of the control sleeve 70 when viewed from the axial direction of the drive cam shaft 44. Is formed. Therefore, when the control sleeve 70 is rotated by the actuator 76 around the rotation center, the center point of the track surface 70a draws a circular track as shown by a broken line in FIG.
  • control sleeve 70 and the drive sleeve are driven so that the rotation center of the drive cam shaft 44 is positioned on the locus of the center point of the raceway surface 70a when viewed from the axial direction of the drive cam shaft 44.
  • a relative positional relationship with the cam shaft 44 is set.
  • the control sleeve 70 described above is disposed in each cylinder of the internal combustion engine 10 as shown in FIG.
  • a gear 70b is formed on the outer periphery of each control sleeve 70 (only a part of the gear 70b is shown in FIG. 4 and FIG. 6 described later).
  • the intake variable valve operating apparatus 34 includes a control shaft 78 in parallel with the drive cam shaft 44 in the vicinity of the outer periphery of the control sleeve 70.
  • gears 78 a that mesh with the gears 70 b of the control sleeves 70 are provided.
  • a gear 78b different from the gear 78a is formed at one end of the control shaft 78.
  • the gear 78b of the control shaft 78 is meshed with a gear 80b formed at the tip of the output shaft 80a of an electric motor (hereinafter simply referred to as “motor”) 80.
  • the control sleeve 70 is assumed to be rotatably supported by a cam housing (support member) (not shown) using a predetermined fixing member (not shown).
  • the control shaft 78 is also supported rotatably by the cam housing.
  • the motor 80 is driven based on a command from the ECU 40 provided in the internal combustion engine 10.
  • the actuator 76 includes the gear 70b formed on the control sleeve 70, the control shaft 78 connected to the control sleeve 70 via the gear 70b and the gear 78a, and the gear 78b and the gear 80b.
  • the motor 80 is connected to the control shaft 78.
  • the rotational position of the control sleeve 70 is adjusted by adjusting the rotational position of the control shaft 78 using the motor 80 based on a command from the ECU 40, and as a result, the drive
  • the amount of eccentricity between the rotation center of the cam shaft 44 and the center of the raceway surface 70a can be adjusted.
  • the “eccentric angle ⁇ ” is used as an index for specifying the amount of eccentricity and the direction of eccentricity between the rotation center of the drive cam shaft 44 and the center of the raceway surface 70a.
  • the eccentric angle ⁇ is a straight line from the rotation center of the control sleeve 70 to the rotation center of the drive cam shaft 44 as viewed from the axial direction of the drive cam shaft 44, and the rotation of the control sleeve 70. It is defined as the angle formed by a straight line from the center toward the center point of the track surface 70a.
  • the eccentric angle ⁇ is 0 °.
  • the eccentric angle ⁇ increases as the center point of the raceway surface 70a rotates counterclockwise greatly on the locus as the amount of rotation of the control sleeve 70 in the counterclockwise direction in FIG. 4 increases. Is defined as Further, in the state shown in FIG. 4 (that is, in a state where the center point of the raceway surface 70a is symmetrical with the rotation center of the drive cam shaft 44 with respect to the vertical line passing through the rotation center of the control sleeve 70). ⁇ is 180 °. The amount of eccentricity between the rotation center of the drive cam shaft 44 and the center point of the raceway surface 70a becomes maximum when the eccentric angle ⁇ is 180 °.
  • a rocker arm 82 is arranged for each intake valve 30 below each driven cam lobe 50a of each cylinder.
  • a rocker roller 82a in contact with the driven cam lobe 50a is rotatably attached to the central portion of the rocker arm 82.
  • One end of the rocker arm 82 is supported by the valve shaft of the intake valve 30, and the other end of the rocker arm 82 is rotatably supported by a hydraulic lash adjuster 84.
  • the intake valve 30 is urged by a valve spring 86 in a closing direction, that is, a direction in which the rocker arm 82 is pushed up.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating the operation of the link mechanism 68 during the rotation of the drive cam shaft 44 (mainly, the change in the rotation angle ⁇ during one rotation of the drive cam shaft 44) as an example. More specifically, FIG. 6 is a diagram showing the operation of the link mechanism 68 when the raceway surface 70a is in the same eccentric state as in FIG. 4 (the state where the eccentric angle ⁇ is 180 °).
  • each element of the link mechanism 68 and the driven cam lobe 50a rotate in the same direction as the drive cam shaft 44.
  • the control roller 64 rolls on the raceway surface 70 a while being always in contact with the raceway surface 70 a at the contact point P, and rotates around the drive cam shaft 44.
  • the raceway surface 70a is a circumferential surface as described above. Therefore, if the center point of the raceway surface 70a coincides with the rotation center of the drive cam shaft 44 (when the eccentric angle ⁇ is 0 °), the drive is different from the eccentric state as shown in FIG. While the control roller 64 makes one rotation on the raceway surface 70 a with the rotation of the cam shaft 44, there is no change in the distance between the rotation center of the drive cam shaft 44 and the rotation center of the control roller 64. There is no change in the relative rotation angle ⁇ of the driven cam lobe 50a. Therefore, in this case, the driven cam lobe 50a makes one rotation at a constant speed with the drive cam shaft 44.
  • acceleration section the section from the point P2 to the point P1 on the track surface 70a is simply referred to as “acceleration section”, and the section from the point P1 to the point P2 on the track surface 70a is It is simply referred to as “deceleration section”.
  • FIG. 7 is a schematic diagram for explaining the operation of the intake variable valve operating apparatus 34 when the eccentric angle ⁇ is changed by 90 °.
  • FIG. 8 is a diagram showing a change tendency of the valve opening characteristic of the intake valve 30 in accordance with the change of the eccentric angle ⁇ in the intake variable valve operating apparatus 34. More specifically, FIG. 8A shows the tendency of the change in the operating angle of the intake valve 30 with the change in the eccentric angle ⁇ , and FIG. 8B shows the change in the eccentric angle ⁇ . It is a figure showing the tendency of the change of the opening timing of the intake valve 30 with it.
  • FIG. 9 is a diagram showing each lift curve of the intake valve 30 obtained when the eccentric angle ⁇ is changed by 90 °. Each drawing in FIG.
  • the operation state shown in FIG. 7A is a state where the eccentric angle ⁇ is 0 °, that is, a state where the rotation center of the drive cam shaft 44 and the center of the track surface 70a coincide.
  • the driven cam lobe 50a makes one rotation with the drive cam shaft 44 at a constant speed.
  • the operating angle of the intake valve 30 obtained in this case is hereinafter referred to as “OA1” as shown in FIG.
  • the driven cam lobe is a general value (a crank angle that is a predetermined amount larger than 180 °), the driven cam lobe
  • the period during which the nose portion 50a2 of the 50a presses the rocker roller 82a is a value obtained by adding a half value of the predetermined amount to 90 ° in terms of the cam angle.
  • the control roller 64 in the lift section of the intake valve 30 almost passes through the speed increasing section. Therefore, the operating angle of the intake valve 30 in the operation state shown in FIG. 7B is smaller than that in the constant speed state shown in FIG. 7A, as shown in FIGS.
  • the drive camshaft 44 in a situation where the lift section of the intake valve 30 and the acceleration section of the control roller 64 overlap.
  • the operating angle of the intake valve 30 gradually decreases as the amount of eccentricity between the rotation center and the rotation center of the raceway surface 70a increases.
  • the tendency of the change in the operating angle of the intake valve 30 accompanying the change in the eccentric angle ⁇ is made by the setting of each component of the intake variable valve operating device 34 (the driven cam lobe 50a and the driven arm portion 50b (driven shaft)). It changes depending on the angle or the ratio of the lengths of the links of the link mechanism 68).
  • the contact point P of the control roller 64 rotates at a timing when the opening timing of the intake valve 30 arrives, which is larger than the rotation angle ⁇ 0 at the time of the equal rotation angle point P0. It is located in the section where the angle ⁇ is small. For this reason, the opening timing of the intake valve 30 in this operating state is a value on the retard side of the value at the constant speed, as shown in FIG. 8B and FIG. Further, in the setting of the intake variable valve operating apparatus 34, when the eccentric angle ⁇ is changed from 0 ° to 90 °, the opening timing of the intake valve 30 is changed as shown in FIG. The retardation amount of increases once and then decreases.
  • the contact point P of the control roller 64 rotates at a timing when the opening timing of the intake valve 30 arrives, which is smaller than the rotation angle ⁇ 0 at the narrow rotation angle point P0. It is located in the section where the angle ⁇ becomes large. For this reason, the opening timing of the intake valve 30 in this operating state is a value on the advance side with respect to the value at the constant speed, as shown in FIGS. Further, in the case of setting of the intake variable valve operating apparatus 34, when the eccentric angle ⁇ is changed from 90 ° to 180 °, as shown in FIG. The amount of advance of is gradually increased.
  • FIG. 7D This operation state is obtained by further rotating the control sleeve 70 in the counterclockwise direction in FIG. 7 by 90 ° with respect to the operation state shown in FIG.
  • the operation state is as shown in FIG. That is, the control roller 64 in the lift section of the intake valve 30 is located in the acceleration section at the beginning of the lift, but mainly passes through the deceleration section. Therefore, the operating angle of the intake valve 30 in the operation state shown in FIG. 7D is larger than that in the constant speed state shown in FIG.
  • the eccentric angle ⁇ when the eccentric angle ⁇ is changed from 180 ° to 270 °, the proportion of the deceleration zone in the lift zone of the intake valve 30 increases. In this way, the operating angle of the intake valve 30 gradually increases.
  • the eccentric angle ⁇ when the eccentric angle ⁇ is a value near 270 °, the operating angle of the intake valve 30 is the intake variable operation.
  • a maximum operating angle OAmax within a variable range of the operating angle in the valve device 34 is obtained.
  • the contact point P of the control roller 64 rotates at a timing when the opening timing of the intake valve 30 arrives, which is smaller than the rotation angle ⁇ 0 at the narrow rotation angle point P0. It is located in the section where the angle ⁇ becomes large. For this reason, the opening timing of the intake valve 30 in this operation state is a value on the advance side with respect to the value at the constant speed, as in the case of 180 °, as shown in FIGS. Become. Further, in the setting of the intake variable valve operating apparatus 34, when the eccentric angle ⁇ is changed from 180 ° to 270 °, the opening timing of the intake valve 30 is changed as shown in FIG. The advance angle amount of increases once and then decreases.
  • the control sleeve 70 having the raceway surface 70a whose center is eccentric with respect to the rotation center of the control sleeve 70 is rotationally driven to set the eccentric angle ⁇ .
  • the distance between the rotation center of the drive cam shaft 44 and the rotation center of the control roller 64 changes.
  • the relative rotation angle ⁇ of the driven cam lob 50a with respect to the drive cam shaft 44 changes while the drive cam shaft 44 makes one rotation.
  • the revolution center of the control roller 64 that revolves around the drive cam shaft 44 is changed by rolling along the raceway surface 70a.
  • the drive cam shaft 44 is rotated once in accordance with the control position of the raceway surface 70a (the rotation angle of the control sleeve 70) accompanying the adjustment of the eccentric angle ⁇ by the actuator 76.
  • the rotational speed of the driven cam lobe 50 a can be continuously increased or decreased with respect to the rotational speed of the drive cam shaft 44.
  • the operating angle of the intake valve 30 can be continuously varied according to the control position of the raceway surface 70a, as shown in FIGS.
  • the opening timing of the intake valve 30 can be arbitrarily set from the value obtained by controlling the eccentric angle ⁇ by using the VVT mechanism 48 in addition to controlling the eccentric angle ⁇ . It is also possible to adjust the timing.
  • the operating angle of the intake valve 30 can be continuously varied in the following characteristic manner. More specifically, when the control sleeve 70 is rotated in one direction, the operating angle of the intake valve 30 increases after decreasing, and then decreases, so that the operating angle is reduced. And in both directions of enlargement.
  • the intake variable valve operating apparatus 34 when the control sleeve 70 is rotated in one direction and the eccentric angle ⁇ is continuously changed, the timing is increased at any timing during the lift section. Whether the speed / deceleration section arrives gradually differs, and the acceleration / deceleration amount also gradually differs.
  • the control sleeve 70 for varying the operating angle is not limited to being driven in one predetermined direction, and may be driven in both directions (reciprocating direction) as necessary. .
  • the center of rotation of the drive camshaft 44 is positioned on the track of the track surface 70a when the control sleeve 70 is rotated, with the track surface 70a being a circumferential surface.
  • the relative positional relationship between the control sleeve 70 and the drive cam shaft 44 is set.
  • effects that can be achieved based on the configuration of the intake variable valve operating apparatus 34 include the following.
  • the spring reaction force from the valve spring 86 acts on the link mechanism 68 that rotates around the drive cam shaft 44 via the driven cam lobe 50a.
  • This spring reaction force acts in the radial direction of the control sleeve 70 via the control roller 64 and the raceway surface 70a.
  • the inertia force from the link mechanism 68 accompanying the rotation of the drive cam shaft 44 acts on the raceway surface 70 a via the control roller 64 in the radial direction of the control sleeve 70.
  • the direction in which the control sleeve 70 is operated to change the operating angle of the intake valve 30 is different from the operating direction (radial direction) of the spring reaction force and the like. This is the rotational direction (circumferential direction) of the control sleeve 70. Therefore, even if the control sleeve 70 is rotationally driven in a direction against the circumferential component force such as the spring reaction force, the actuator 76 for rotationally driving the control sleeve 70 to change the operating angle.
  • the load torque is a small torque based on a circumferential component force. For this reason, according to the intake variable valve operating apparatus 34, it is possible to greatly reduce the load torque acting on the actuator 76.
  • the control roller 64 is employed as a contact member that comes into contact with the raceway surface 70a to roll on the raceway surface 70a. For this reason, as compared with the case where a member that makes contact with the raceway surface 70a using sliding is adopted as the contact member, friction and wear of the contact portion can be reduced. Further, in the intake variable valve operating apparatus 34 of the present embodiment, the control roller 64 is interposed between the drive arm 52a and the drive link 56 not on the rear side in the rotation direction of the drive cam shaft 44 but on the front side. The driven link 60 is arranged in the state.
  • the force acting on the drive link 56 and the driven link 60 due to the spring reaction force of the valve spring 86 is not a tensile force or a bending force but a compressive force. Therefore, the deformation and stress of the drive link 56 and the driven link 60 can be reduced, and the position of the control roller 64 (the rotation angle ⁇ between the drive cam shaft 44 and the driven cam lobe 50a) can be determined more reliably. .
  • FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the lift section of the intake valve 30 and the acceleration / deceleration section. More specifically, the relationship shown in FIG. 10 is such that the center point of the raceway surface 70a is away from the center of rotation of the drive camshaft 44 (the raceway surface 70a is controlled to an eccentric angle ⁇ other than 0 °). State).
  • the vertical axis in FIG. 10 represents the amount of change in the rotation angle ⁇ during one rotation of the drive cam shaft 44 (the rotation speed (angular velocity) of the driven cam lobe 50a based on the rotation speed (constant velocity) of the drive cam shaft 44). Equivalent to the change in
  • the position (movement range) of the control roller 64 on the raceway surface 70a in relation to the lift section of the intake valve 30 is the mounting angle between the driven cam lobe 50a and the driven arm portion 50b (driven shaft) on the cam piece 50. It can be changed by adjusting etc. As a result, as exemplified in FIG. 10 as three cases, the setting of the relationship between the lift section and the acceleration / deceleration section can be changed.
  • the pantograph-like link mechanism 68 determines the amount of acceleration / deceleration of the driven cam lobe 50a during one rotation of the drive cam shaft 44.
  • the lift curve of the intake valve 30 is determined depending on which part in the lift section is subjected to acceleration / deceleration. More specifically, the factors that determine the acceleration / deceleration amount of the driven cam lobe 50a are the length of the side of each link of the link mechanism 68 and the amount of eccentricity between the rotation center of the drive cam shaft 44 and the center of the raceway surface 70a ( The amount of movement of the track surface 70a in the plane direction orthogonal to the axis of the drive cam shaft 44).
  • the factors that determine the setting of the relationship between the lift section and the acceleration / deceleration section are the ratio of the side length of each link of the link mechanism 68 and the locus of the center point of the track surface 70a in addition to the above-mentioned attachment angle. (FIG. 4 etc.). 4 or the like, the driven cam lobe 50a is positioned on the front side in the rotational direction of the drive camshaft 44 with respect to the drive camshaft 44, or the driven cam lobe 50a is reversed. Depending on whether it is located on the rear side, the acceleration / deceleration section of the driven cam lobe 50a is reversed while the drive camshaft 44 makes one rotation.
  • FIG. 11 is a diagram showing the relationship between each lift curve of intake valve 30 and the eccentric angle ⁇ , which is changed according to the operating conditions of internal combustion engine 10 in the first embodiment of the present invention.
  • the intake variable valve operating apparatus 34 having the configuration described above, the lift speed at each timing in the lift section changes by rotating the control sleeve 70 to change the eccentric angle ⁇ .
  • the operating angle of the intake valve 30 can be changed while changing the timing at which the lift amount shows a peak (hereinafter, sometimes simply referred to as “lift peak timing”).
  • the intake variable valve operating apparatus 34 includes a raceway surface 70a whose center is eccentric with respect to the rotation center of the control sleeve 70 that is rotationally driven by the actuator 76, and the pantograph-like link mechanism 68 by the raceway surface 70a. The rolling of the control roller 64 is guided.
  • the operating angle of the intake valve 30 is varied in both the reduction direction and the enlargement direction as shown in FIG.
  • the operating angle of the intake valve 30 can be continuously varied.
  • the eccentric angle ⁇ is changed according to the operating condition of the internal combustion engine 10, as shown in FIG.
  • the lift curves of the intake valves 30 having different lift peak timings are used according to the situation.
  • the eccentric angle ⁇ is the control amount of the actuator 76.
  • the lift curve when the eccentric angle ⁇ is 0 ° is obtained when the driven cam lobe 50a rotates at the same speed as the drive cam shaft 44.
  • the lift peak timing of the lift curve obtained in this case is closer to the closing side than the center of the valve opening period (lift section) (at the time of the first high engine speed).
  • the profile of the driven cam lobe 50a is set so that the intake air flow rate can be increased efficiently.
  • 180 ° is selected as the eccentric angle ⁇ when the engine speed is low (excluding when acceleration is requested), which is equal to or lower than the first predetermined speed NE1.
  • the eccentric angle ⁇ is 180 °, as described above, the first half of the lift section is subjected to the speed increasing action, and the latter second half is subjected to the speed reducing action.
  • the lift peak timing of the lift curve obtained in this case moves to the open side compared to the case where the eccentric angle ⁇ is 0 °, and is almost in the middle of the valve opening period (slightly closed). Timing from the side).
  • the speed increasing action and the speed reducing action are canceled out as a whole during the valve opening period, and the operating angle of the intake valve 30 is the same as when the eccentric angle ⁇ is 0 ° (at the constant speed). It becomes the same value OA1.
  • the eccentric angle ⁇ when an acceleration request (high load request) is issued during the low engine rotation, the eccentric angle ⁇ is changed from 180 ° to 210 ° (an example).
  • the rotational speed of the driven cam lobe 50a is relatively reduced at the beginning of the lift of the intake valve 30 compared to when the eccentric angle ⁇ is 180 °.
  • the lift amount in a predetermined section near the opening timing of the intake valve 30 is lower than when the eccentric angle ⁇ is 180 °.
  • the lift peak timing is moved to the closing side and the operating angle is increased (OA2).
  • the eccentric angle ⁇ is 320. ° (example) was selected.
  • the eccentric angle ⁇ is 320 °, compared with the case where the eccentric angle ⁇ is 0 °, the driven portion is driven substantially in the entire lift section including the predetermined section (the ramp portion on the closing side) near the closing timing of the intake valve 30.
  • the rotational speed of the cam lobe 50a is reduced.
  • the lift peak timing moves to the closing side, and the working angle increases (OA3).
  • FIG. 12 is a flowchart showing a control routine executed by the ECU 40 in order to realize the control of the intake variable valve operating apparatus 34 according to the operating conditions of the internal combustion engine 10. This routine is repeatedly executed every predetermined control cycle.
  • the current engine speed is higher than the first predetermined speed NE1 and equal to or lower than the second predetermined speed NE2 (> first predetermined speed NE1). It is determined whether or not the first high engine is rotating (step 100). As a result, when it is determined that the engine speed is the first high engine speed, 0 ° is used as the eccentric angle ⁇ (step 102).
  • step 100 if it is determined in step 100 that the engine speed is not the first high engine speed, it is determined whether the current engine engine speed is a low engine engine speed that is equal to or lower than the first predetermined engine speed NE1. (Step 104). As a result, when it is determined that the engine speed is low, the accelerator opening degree detected by the accelerator opening sensor 42 next determines whether or not there is an acceleration request (high load request) from the driver. A determination is made based on this (step 106).
  • step 106 When the determination in step 106 is not established, that is, at the time of low engine speed at which no acceleration request is issued, 180 ° is used as the eccentric angle ⁇ (step 108). On the other hand, when the determination in step 106 is established, that is, when it is determined that there is an acceleration request at the low engine speed, 210 ° is used as the eccentric angle ⁇ (step 110).
  • step 104 determines whether or not the current engine speed is higher than the second predetermined speed NE2 (step 112).
  • 320 ° is used as the eccentric angle ⁇ (step 114).
  • the second predetermined speed NE2 is set in advance as a threshold value that can be used to determine whether the current engine speed is an engine speed that can ensure normal motility of the variable intake valve operating device 34 when the engine speed is high. Value. Further, the processing in step 114 may be applied to the exhaust variable valve operating apparatus 36.
  • FIG. 13 is a diagram comparing the lift curve of the intake valve 30 and the intake air flow rate taken into the cylinder during the lift section when the eccentric angle ⁇ is 0 ° and when it is 180 °.
  • FIG. 13A for the sake of comparison, it is assumed that the opening timings of the two lift curves are matched using the VVT mechanism 48.
  • FIG. 13B shows the difference in the intake air flow rate due to the difference between the two lift curves under the same operating conditions (at the first high engine speed).
  • the conventional variable valve operating apparatus that varies the operating angle of the valve on the premise that the driving camshaft is rotationally driven using the rotational force of the crankshaft is the intake variable valve operating apparatus 34 of the present embodiment.
  • the valve operating angle is unilaterally increased along with the lift amount.
  • the valve operating angle is unilaterally reduced with the lift amount. Therefore, in such a conventional variable valve operating apparatus, only one characteristic (shape) lift curve can be obtained for one working angle. Note that this is not limited to the variable valve operating apparatus in which the valve operating angle is continuously variable as described in the above-mentioned publication, and the same is true for the valve operating angle variable in stages.
  • FIG. 14 is a diagram for explaining the behavior of intake air in the intake stroke and the compression stroke.
  • it is effective to improve the torque by increasing the intake air amount.
  • air flows into the cylinder during the lift section of the intake valve 30 as shown in FIG. 14A there is a timing at which more air easily enters due to the influence of the pulsation of the intake air and the position of the piston 12.
  • Such timing changes depending on the engine speed. More specifically, as the engine speed increases, the timing becomes relatively late. Further, as the engine speed increases, the inertial force of the air sucked into the cylinder increases, and therefore, even after the intake bottom dead center (BDC) has passed, as shown in FIG. Air flows in.
  • BDC intake bottom dead center
  • the operating angle of the intake valve is set in one direction (in either the increasing direction or the decreasing direction) along with the lift amount.
  • the closing timing of the intake valve is retarded. Therefore, as a result, the amount of air charged in the cylinder cannot be secured satisfactorily due to the effect of blowback.
  • the closing timing of the intake valve is set at a timing at which no blowback occurs, a sufficient lift amount cannot be secured at a timing at which a large amount of air easily enters.
  • the lift at the first high engine speed used on the higher speed side than the lift curve ( ⁇ 180 °) at the low engine speed.
  • a high lift amount can be secured at a timing at which a large amount of air enters regardless of the engine speed.
  • the amount of air filled in the cylinder can be increased.
  • the lift peak timing is shifted between the two lift curves as described above, the amount of in-cylinder charged air decreases due to the effect of intake air blowback as in the case of the conventional variable valve gear. Can be prevented.
  • the intake air blow-back can be further reduced as shown in the enlarged view in FIG.
  • the eccentric angle ⁇ between 180 ° and 0 ° according to the level of the engine speed the output performance is improved by improving the torque of the internal combustion engine 10 as the intake air flow rate increases. Can be improved.
  • FIG. 15 is a diagram comparing two lift curves having an eccentric angle ⁇ of 180 ° and 210 ° in relation to the valve stamp region.
  • valve stamp In order to increase the valve overlap amount in which the valve opening period of the exhaust valve 32 and the valve opening section of the intake valve 30 overlap, it is effective to advance the opening timing of the intake valve 30 from the intake and exhaust top dead center. is there. However, if the advance amount of the opening timing of the intake valve 30 becomes too large, there is a concern about interference between the piston 12 and the intake valve 30 (so-called valve stamp). A hatched area in FIG. 15 indicates a “valve stamp area” of the lift amount of the intake valve 30 where the valve stamp is generated.
  • the lift curve when the eccentric angle ⁇ is 210 ° is as described above with respect to the lift curve when the eccentric angle ⁇ is 180 ° (the lift curve in which the lift peak timing is substantially at the center of the valve opening period). Furthermore, the lift amount in a predetermined section near the opening timing of the intake valve 30 is low. Therefore, as compared with the lift curve when the eccentric angle ⁇ is 180 °, as shown in FIG. 15, it is possible to ensure a long valve opening period from the opening timing until the valve stamp area is reached.
  • the opening timing of the intake valve 30 (more specifically, the entire lift curve) is made using the VVT mechanism 48, compared to when 180 ° is selected. It is possible to advance more greatly.
  • the valve overlap amount can be effectively increased during acceleration.
  • the scavenging effect is improved by increasing the valve overlap amount.
  • the boost pressure can be effectively increased, so that the output performance of the internal combustion engine 10 can be improved.
  • the intake pressure is lower than the exhaust pressure during acceleration, the internal EGR gas amount increases due to the expansion of the valve overlap amount. As a result, the fuel efficiency performance and exhaust emission performance of the internal combustion engine 10 can be improved.
  • the rotational speed of the driven cam lobe 50a near the closing time (ramp part) can be reduced.
  • the lift acceleration near the closing timing of the actual intake valve 30 acceleration of the intake valve 30 when seated
  • valve bounce can be avoided even when the situation exceeds the second predetermined rotational speed NE2 for some reason, including the above irregular case. Therefore, it is possible to improve the reliability of the intake variable valve operating device 34 (the same applies when applied to the exhaust variable valve operating device 36).
  • the predetermined section (ramp part) near the opening timing is also included in the deceleration section, it is possible to effectively prevent the occurrence of a valve jump or the like on the opening side. it can.
  • the degree of influence on the valve bounce the section near the closing timing is larger than the section near the opening timing, so priority is given to effectively decelerating the predetermined section near the closing timing. The degree is high.
  • the eccentric angle ⁇ is 320 °
  • the base lift section after the intake valve 30 is closed is an acceleration section as shown in FIG. Since no load is applied from the cam lobe 50a side, the above-described problems do not occur.
  • the lift angle timing is the same, but the lift peak timing is different.
  • Two lift curves of the intake valve 30 are obtained.
  • the first and second lift curves that have the same or substantially the same working angle value and that have different lift timings are different from each other in the eccentric angle ⁇ (0 ° and 180 °). ).
  • OAx there are two values of eccentric angles ⁇ x1 and ⁇ x2 that realize the working angle value OAx. And even if the eccentric angles ⁇ x1 and ⁇ x2 when realizing the same operating angle value OAx, if the value of the eccentric angle ⁇ is different, at what timing the acceleration / deceleration section arrives during the lift section And the acceleration / deceleration amounts are also different, so that the lift peak timing is different. Therefore, depending on the characteristic (shape) of the lift curve required for the variable valve operating apparatus according to the operating conditions, the eccentricity when realizing any same working angle value OAx other than the combination of 0 ° and 180 °.
  • the angles ⁇ x1 and ⁇ x2 may be used.
  • the working angle values used in this case are not limited to exactly the same values, and may be regarded as substantially the same.
  • the actuator 76 is used to obtain two lift curves of the intake valve 30 having the same operating angle but different lift peak timings.
  • a raceway surface 70a whose center is eccentric with respect to the rotation center of the rotationally driven control sleeve 70 is provided, and the raceway surface 70a guides the rolling of the control roller 64 of the pantograph-like link mechanism 68.
  • the actuator that moves the raceway surface in the plane direction orthogonal to the axis of the drive cam shaft is used. The configuration is not limited to the above.
  • the actuator includes, for example, a control position of the raceway surface (for example, a control position of the raceway surface 70a shown in FIG. 7A) for obtaining a first lift curve, and a second lift curve.
  • the guide member provided with the track surface is configured to be able to reciprocate between the control position of the track surface (for example, the control position of the track surface 70a shown in FIG. 7C). It may be.
  • control using a plurality of lift curves having different lift peak timings according to the operating conditions of the internal combustion engine 10 using the intake variable valve operating device 34 I explained about.
  • the control according to the present invention is not limited to the target for the intake valve 30, but for the exhaust valve, depending on the operating conditions of the internal combustion engine, a plurality of lift curves having different lift peak timings are selectively used. There may be.
  • the control for changing the eccentric angle ⁇ which is the control amount of the actuator 76, according to the operating condition of the internal combustion engine 10 using the engine speed as the main control parameter has been described.
  • the parameter for specifying the operating condition of the internal combustion engine for controlling the control amount of the actuator in the present invention is not limited to the engine speed, and may be another control parameter (for example, engine load).
  • the eccentric angle ⁇ is 180 ° and 0 ° under two operating conditions with different engine speeds (at the low engine speed and the first high engine speed).
  • the present invention is limited to the above as long as the first rotation angle and the second rotation angle are properly used under at least two operating conditions with different engine rotation speeds. is not. That is, the operating condition in which the first rotation angle or the second rotation angle is used may be a plurality of operating conditions.
  • the track surface 70a formed as a circumferential surface is provided.
  • the raceway surface in the present invention is not necessarily a circumferential surface, and may be formed in an elliptical shape, for example.
  • control sleeve 70 and the control sleeve 70 are positioned so that the rotation center of the drive cam shaft 44 is positioned on the locus of the center point of the track surface 70a when viewed from the axial direction of the drive cam shaft 44.
  • the description has been given by taking as an example a configuration in which the relative positional relationship with the drive cam shaft 44 is set.
  • the variable valve operating apparatus of the present invention is not necessarily limited to the one having the above settings.
  • the rotation center of the drive cam shaft 44 may be set so as to deviate from the locus of the center point of the track surface 70a when viewed from the axial direction of the drive cam shaft 44.
  • control sleeve 70 having the raceway surface 70a for each cylinder is provided as a guide member, and the control sleeve 70 of each cylinder is simultaneously driven to rotate by the motor 80 via the single control shaft 78.
  • the present invention is not limited to such a configuration.
  • the control sleeve 70 provided as a guide member for each cylinder is rotationally driven for each cylinder by an individually provided electric motor. Also good.
  • variable valve operating apparatus is not limited to the one having the above-described configuration.
  • the variable cam device is configured such that the driven cam lobe directly drives the valve via the valve lifter. It may be.
  • each driven cam lobe may be individually supported rotatably on the drive cam shaft.
  • each driven cam lobe may include a link mechanism such as the link mechanism 68, a guide member having a raceway surface such as the raceway surface 70a, and an actuator such as the actuator 76.
  • the drive arm portion 52a and the driven arm portion 50b having the common rotation center at the shaft center of the drive cam shaft 44, and the drive link 56 and the driven link 60 form a pantograph shape (diamond A link mechanism 68 that is a four-bar link (in other words, used on the angle side where the rotation angle ⁇ is less than 180 °).
  • the link mechanism in the present invention is not necessarily limited to the one having such a configuration.
  • the link mechanism is a four-bar link used on the angle side where the rotation angle ⁇ is larger than 180 °. May be.
  • control sleeve 70 is the “guide member” in the present invention
  • control roller side rotating shaft 62 and the control roller 64 are the “contact member” in the present invention
  • the link plate 66 and the holding roller. 72 corresponds to “contact maintaining means” in the present invention.
  • control means” in the present invention is realized by the ECU 40 executing a series of processes of the routine shown in FIG.
  • the eccentric angles ⁇ of 180 ° and 0 ° correspond to the “first rotation angle” and the “second rotation angle” in the present invention, respectively.
  • the lift curve when the eccentric angle ⁇ is 180 ° (at the time of the low engine speed) and the lift curve when the eccentric angle ⁇ is 0 ° (at the time of the first high engine speed) are in the present invention. It corresponds to a “first lift curve” and a “second lift curve”, respectively.

Abstract

　クランク軸の回転力によって駆動カム軸を駆動する構成を用いる場合において、駆動カム軸が一回転する間の従動カムロブの回転速度を変更可能とする機能を実現しつつ、内燃機関の各種性能を良好に向上させられるようにした内燃機関の可変動弁装置を提供する。　駆動カム軸（４４）と、当該駆動カム軸（４４）に回転自在に支持された従動カムロブ（５０ａ）とを備える。自身の回転中心に対して中心が偏心した軌道面（７０ａ）を有するコントロールスリーブ（７０）を備える。駆動カム軸（４４）および従動カムロブ（５０ａ）のそれぞれに連結され、軌道面（７０ａ）と接触する制御ローラー（６４）を有するリンク機構（６８）を備える。コントロールスリーブ（７０）を駆動するアクチュエータ（７６）を備える。内燃機関（１０）の運転条件に応じて、上記平面方向における軌道面（７０ａ）の移動量を変化させるべくアクチュエータ（７６）の制御量を制御する。

Description

内燃機関の可変動弁装置
　この発明は、内燃機関の可変動弁装置に係り、特に、駆動カム軸が一回転する間の従動カムロブの回転速度を変更可能とする内燃機関の可変動弁装置に関する。
　従来、例えば特許文献１には、バルブを駆動する従動カムロブが固定された駆動カム軸を電動モータによって回転駆動する構成を備える内燃機関の動弁装置が開示されている。また、この従来の動弁装置は、電動モータの回転速度を制御するモータ制御装置を備えている。このような構成によれば、モータ制御装置によって電動モータの回転速度を変化させることにより、駆動カム軸が一回転する間の従動カムロブの回転速度を増減することができる。
　尚、出願人は、本発明に関連するものとして、上記の文献を含めて、以下に記載する文献を認識している。
日本特開２００５－１８０２３８号公報 日本特開２００９－５７８６８号公報
　上述した従来の動弁装置の構成とは異なり、タイミングチェーンまたはベルトを介して伝達されるクランク軸の回転力によって駆動カム軸を駆動する一般的な構成を採用する可変動弁装置においても、駆動カム軸が一回転する間の従動カムロブの回転速度を変更可能とする機能を実現させたいという要求がある。そして、そのような機能を有する可変動弁装置を備える内燃機関の各種性能（燃費、出力および排気エミッションなど）を向上させるためには、上記機能を活かした制御が行われるようになっていることが望ましい。
　この発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、クランク軸の回転力によって駆動カム軸を駆動する構成を用いる場合において、駆動カム軸が一回転する間の従動カムロブの回転速度を変更可能とする機能を実現しつつ、内燃機関の各種性能を良好に向上させられるようにした内燃機関の可変動弁装置を提供することを目的とする。
　本発明は、内燃機関の可変動弁装置であって、駆動カム軸と、従動カムロブと、ガイド部材と、リンク機構と、接触維持手段と、アクチュエータと、制御手段とを備えている。
　駆動カム軸は、クランク軸の回転力によって回転駆動される。従動カムロブは、前記駆動カム軸と同心であって、当該駆動カム軸に回転自在に支持されている。ガイド部材は、前記駆動カム軸を覆うように形成された軌道面を有する。リンク機構は、前記駆動カム軸および前記従動カムロブのそれぞれに連結され、前記軌道面と接触する接触部材を有し、前記駆動カム軸の回転中心に対する前記接触部材の位置変化に伴って前記駆動カム軸に対する前記従動カムロブの回転角度を変化させる。接触維持手段は、前記駆動カム軸が一回転する間、当該駆動カム軸の周りを回る前記接触部材と前記軌道面との接触が維持されるようにする。アクチュエータは、前記軌道面を、前記駆動カム軸の軸線と直交する平面方向に移動させる。制御手段は、内燃機関の運転条件に応じて、前記平面方向における前記軌道面の移動量を変化させるべく前記アクチュエータの制御量を制御する。
　本発明によれば、アクチュエータによって軌道面を駆動カム軸の軸線と直交する平面方向に移動させることにより、上記平面上における軌道面の位置が変化し、駆動カム軸の回転中心に対するリンク機構の接触部材の位置変化が生ずる。それに伴い、駆動カム軸が一回転する間の駆動カム軸に対する従動カムロブの相対的な回転角度が変化する。その結果、ガイド部材の軌道面の制御位置に応じて、駆動カム軸が一回転する間の従動カムロブの回転速度が変化することになる。そして、本発明は、内燃機関の運転条件に応じて上記平面方向における軌道面の移動量を変化させるべくアクチュエータの制御量を制御する制御手段を備えている。これにより、各運転条件において所望のリフトカーブの特性（形状）が得られるように各運転条件とアクチュエータの制御量との関係を事前に定めておくことにより、クランク軸の回転力によって駆動カム軸を駆動する構成を用いる場合において、駆動カム軸が一回転する間の従動カムロブの回転速度を変更可能とする機能を実現しつつ、内燃機関の各種性能を良好に向上させることができるようになる。
　また、本発明における前記アクチュエータは、前記ガイド部材を回転駆動するものであってよい。そして、前記軌道面は、円周面であって、前記ガイド部材の回転中心に対して前記軌道面の中心が偏心した状態で前記ガイド部材に備えられたものであってもよい。そして、前記制御手段による前記アクチュエータの制御量は、前記ガイド部材の回転角度であってもよい。
　このような構成によれば、ガイド部材を回転駆動することによってガイド部材の回転中心に対して偏心した中心を有する軌道面を上記平面方向に移動させる構成を有するアクチュエータを用いて、当該開度部材の回転角度を制御することによって駆動カム軸が一回転する間の従動カムロブの回転速度を変更可能とする可変動弁装置を実現することができる。そして、上記のような構成によれば、アクチュエータの制御量であるガイド部材の回転角度を変化させていった際に、同一もしくは実質的に同一の作用角値が得られ、かつ、リフト量がピークを示すタイミングの異なる第１および第２リフトカーブが得られるようになる。
　また、本発明における前記制御手段は、前記ガイド部材の回転角度の目標値として、少なくとも第１回転角度と第２回転角度とを含んだものであってもよい。そして、前記第１回転角度は、前記従動カムロブにより駆動されるバルブの作用角を所定の作用角値が得られるようにした際の前記ガイド部材の回転角度であってもよい。そして、前記第２回転角度は、前記第１回転角度への制御時に得られる前記作用角値と同じもしくは実質的に同じ作用角値が得られ、かつ、前記第１回転角度への制御時に得られる前記バルブの第１リフトカーブと比べてリフト量がピークを示すタイミングの異なる第２リフトカーブが得られるようにした際の前記ガイド部材の回転角度であってもよい。そして、前記制御手段は、エンジン回転数が異なる少なくとも２通りの運転条件下において、前記第１回転角度と前記第２回転角度とを使い分けるものであってもよい。
　これにより、１つの作用角に対して１つの特性（形状）のリフトカーブしか得ることのできない従来の可変動弁装置と比べ、同一もしくは実質的に同一の作用角値が得られるものであってリフト量がピークを示すタイミングの異なる第１および第２リフトカーブを運転条件に応じて使い分けることによって、各運転条件における要求をより満足させられるバルブの開弁特性の制御が可能となる。
　また、本発明における前記バルブは、吸気弁であってもよい。そして、第２リフトカーブは、前記第１リフトカーブと比較して、リフト量がピークを示すタイミングが遅角するように設定されたものであってもよい。そして、前記制御手段は、前記第１回転角度を使用する運転条件よりも高エンジン回転数となる運転条件において、前記第２回転角度を使用するものであってもよい。
　リフト区間中に空気量が筒内に入り易いタイミングは、エンジン回転数に応じて変化する。より具体的には、エンジン回転数が高くなるほど、上記タイミングは、相対的に遅くなる。上記のような構成によれば、エンジン回転数の高低にかかわらず、リフト区間中において空気が多く入り易いタイミングにおいて吸気弁のリフト量を高く確保できるようになるので、筒内充填空気量を高めることができるようになる。このため、内燃機関の出力性能を向上させることができる。
　また、本発明における前記第２リフトカーブは、前記第１リフトカーブと比較して、前記バルブの閉じ時期付近の所定区間におけるリフト量が低くなるように設定されたものであってもよい。
　これにより、第２リフトカーブの使用時に、吸気の吹き戻しの影響で筒内充填空気量が減少するのを防止することができる。
　また、本発明における前記従動カムロブにより駆動されるバルブは、吸気弁であってもよい。そして、前記制御手段は、低エンジン回転数時に加速要求が出された場合に、前記吸気弁の開き時期付近の所定区間において前記駆動カム軸に対する前記従動カムロブの相対的な回転速度が増加するように、前記アクチュエータの制御量を制御するものであってもよい。
　このような構成によれば、低エンジン回転数時に加速要求が出された場合に、吸気弁の開き時期付近の所定区間において、ピストンと吸気弁とのクリアランスをより十分に確保できるようになる。その結果、吸気弁の開き時期をより大きく進角させて、排気弁とのバルブオーバーラップ量を効果的に拡大させられるようになる。これにより、加速時に吸気圧力が排気圧力よりも高くなった状態では、バルブオーバーラップ量の拡大によって掃気効果が向上する。その結果、内燃機関の出力性能を向上させることができる。また、加速時に吸気圧力が排気圧力よりも低い状況下であれば、バルブオーバーラップ量の拡大によって、内部ＥＧＲガス量が増加する。その結果、内燃機関の燃費性能および排気エミッション性能を向上させることができる。
　また、本発明における前記制御手段は、エンジン回転数が所定回転数よりも高い場合に、前記従動カムロブにより駆動されるバルブの閉じ時期付近の所定区間において前記駆動カム軸に対する前記従動カムロブの相対的な回転速度が減少するように、前記アクチュエータの制御量を制御するものであってもよい。
　これにより、何らかの事情によりエンジン回転数が通常の使用範囲を超える状況となった場合であっても、バルブの着座時の加速度を低下させることで、バルブバウンス等のバルブ運動の異常が発生するのを回避することができる。このため、可変動弁装置の信頼性を向上させることが可能となる。
本発明の可変動弁装置が搭載された内燃機関のシステム構成を説明するための図である。 図１に示す吸気可変動弁装置の全体構成を概略的に示す斜視図である。 図１に示す吸気可変動弁装置が備える駆動カム軸周りの構成を説明するための図である。 図１に示す吸気可変動弁装置を、図２に示すＡ－Ａ線で切断した断面図である。 図２における矢視Ｂ方向から駆動カム軸周りの構成を見た斜視図である。 一例として、駆動カム軸が一回転する間のリンク機構の動作（主に、駆動カム軸の一回転中の回転角度θの変化）を表した図である。 偏心角度φを９０°ずつ変化させた際の吸気可変動弁装置の動作を説明するための模式図である。 吸気可変動弁装置における偏心角度φの変更に伴う吸気弁の開弁特性の変化の傾向を表した図である。 偏心角度φを９０°ずつ変化させた際に得られる吸気弁の各リフトカーブを表した図である。 吸気弁のリフト区間と増速／減速区間との関係を表した図である。 本発明の実施の形態１において内燃機関の運転条件に応じて変更される吸気弁の各リフトカーブと偏心角度φとの関係を表した図である。 本発明の実施の形態１において実行されるルーチンのフローチャートである。 偏心角度φが０°である場合と１８０°である場合とで、吸気弁のリフトカーブ、および、リフト区間中に筒内に取り込まれる吸入空気流量を比較した図である。 吸気行程と圧縮行程における吸気の挙動を説明するための図である。 バルブスタンプ領域との関係で、偏心角度φが１８０°と２１０°の２つのリフトカーブを比較した図である。 偏心角度φが３２０°のリフトカーブを等速時のリフトカーブ（φ＝０°）と比較した図である。
実施の形態１．
［内燃機関のシステム構成］
　図１は、本発明の可変動弁装置３４、３６が搭載された内燃機関１０のシステム構成を説明するための図である。尚、ここでは、内燃機関１０は、一例として、４つの気筒（＃１～＃４）を有する直列４気筒型エンジンであるものとする。
　内燃機関１０の筒内には、ピストン１２が設けられている。内燃機関１０の筒内には、ピストン１２の頂部側に燃焼室１４が形成されている。燃焼室１４には、吸気通路１６および排気通路１８が連通している。吸気通路１６の入口近傍には、吸気通路１６に吸入される空気の流量に応じた信号を出力するエアフローメータ２０が設けられている。
　エアフローメータ２０よりも下流側の吸気通路１６には、ターボ過給機２２のコンプレッサ２２ａが配置されている。また、排気通路１８には、ターボ過給機２２のタービン２２ｂが配置されている。コンプレッサ２２ａよりも下流側の吸気通路１６には、電子制御式のスロットルバルブ２４が設けられている。また、内燃機関１０の各気筒には、燃焼室１４内（筒内）に直接燃料を噴射するための燃料噴射弁２６、および、混合気に点火するための点火プラグ２８がそれぞれ設けられている。
　吸気ポートおよび排気ポートには、それぞれ、燃焼室１４と吸気通路１６、或いは燃焼室１４と排気通路１８を導通状態または遮断状態とするための吸気弁３０および排気弁３２が設けられている。吸気弁３０および排気弁３２は、それぞれ吸気可変動弁装置３４および排気可変動弁装置３６により駆動される。これらの可変動弁装置３４、３６の詳細な構成およびその動作については、図２乃至図９を参照して後述するものとする。
　更に、図１に示すシステムは、ＥＣＵ(Electronic Control Unit)４０を備えている。ＥＣＵ４０の入力部には、上述したエアフローメータ２０に加え、エンジン回転数を検出するためのクランク角センサ３８、および、内燃機関１０が搭載された車両のアクセル開度を検出するためのアクセル開度センサ４２等の内燃機関１０の運転状態を検知するための各種センサが接続されている。また、ＥＣＵ４０の出力部には、上述したスロットルバルブ２４、燃料噴射弁２６、点火プラグ２８、および可変動弁装置３４、３６等の内燃機関１０の運転を制御するための各種アクチュエータが接続されている。ＥＣＵ４０は、それらのセンサ出力に基づいて、所定のプログラムに従って上記各種のアクチュエータを駆動することにより、内燃機関１０の運転状態を制御するものである。
　次に、図２乃至図１０を参照して、可変動弁装置３４、３６の構成およびその動作について詳述する。尚、ここでは、吸気可変動弁装置３４を例にとって説明を行うが、排気可変動弁装置３６についても、従動カムロブのカムプロフィールなどを除き、基本的には吸気可変動弁装置３４と同様に構成されているものとする。
［可変動弁装置の構成］
　図２は、図１に示す吸気可変動弁装置３４の全体構成を概略的に示す斜視図である。図３は、図１に示す吸気可変動弁装置３４が備える駆動カム軸４４周りの構成を説明するための図である。
　図２、３に示すように、吸気可変動弁装置３４は、駆動カム軸４４を備えている。駆動カム軸４４は、タイミングプーリー４６およびタイミングチェーン等（図示省略）を介してクランク軸（図示省略）と連結され、クランク軸の１／２の速度で回転するように構成されている。図２に示すように、駆動カム軸４４とタイミングプーリー４６との間には、クランク軸の回転に対する駆動カム軸４４の回転位相を変更可能とする公知の可変バルブタイミング（ＶＶＴ）機構４８が介在している。このようなＶＶＴ機構４８によれば、吸気弁３０の作用角は変えずに開き時期および閉じ時期（より具体的には、リフトカーブ全体）をクランク角度基準で進角側もしくは遅角側に変更することができる。
　図３に示すように、駆動カム軸４４には、気筒毎にカムピース５０が取り付けられている。カムピース５０は、駆動カム軸４４と同心であって当該駆動カム軸４４によって回転自在に支持されている。カムピース５０には、吸気弁３０を駆動するための従動カムロブ５０ａが２つ形成されている。従動カムロブ５０ａは、駆動カム軸４４と同軸の円弧状のベース円部５０ａ１と、当該ベース円の一部を半径方向外側に向かって膨らませるように形成されたノーズ部５０ａ２とを備えている。
　また、駆動カム軸４４には、気筒毎に、駆動カム軸４４の径方向外側に突出した駆動アーム部５２ａを有する駆動アーム５２が取り付けられている。駆動アーム５２は、所定の固定部材（図示省略）を用いて駆動カム軸４４に一体的に固定されている。更に、カムピース５０には、同一気筒のための駆動アーム５２に近い方の従動カムロブ５０ａの近傍に、駆動カム軸４４の径方向外側に突出した従動アーム部５０ｂが一体的に形成されている。
　図４および図５を新たに加えて説明を継続する。
　図４は、図１に示す吸気可変動弁装置３４を、図２に示すＡ－Ａ線で切断した断面図である。図５は、図２における矢視Ｂ方向から駆動カム軸４４周りの構成を見た斜視図である。尚、図５においては、コントロールスリーブ７０の図示を省略している。
　図４、５に示すように、駆動アーム部５２ａには、カム軸側回転軸５４を介して、駆動リンク５６の一端が回転自在に連結されている。また、従動アーム部５０ｂには、カムロブ側回転軸５８を介して、従動リンク６０の一端が回転自在に連結されている。また、駆動リンク５６の他端と従動リンク６０の他端とは、制御ローラー側回転軸６２を介して、連結されている。制御ローラー側回転軸６２上における駆動リンク５６と従動リンク６０との間の部位には、制御ローラー６４とリンクプレート６６とが介在している。
　このように、本実施形態の吸気可変動弁装置３４は、駆動カム軸４４の軸中心を共通の回転中心とする駆動アーム部５２ａおよび従動アーム部５０ｂと、駆動リンク５６と従動リンク６０とによって、図４に示すようにパンタグラフ状（菱形状）に連結された四節リンクであるリンク機構６８を備えている。また、図４に示すように、本実施形態では、従動リンク６０は、駆動リンク５６との間に制御ローラー６４を介在させた状態で当該駆動リンク５６に対して駆動カム軸４４の回転方向前方側に配置されている。
　リンクプレート６６は、図５に示すように、環状に形成された２つのプレート部が同心となるように折り曲げられることにより成形されている。そして、リンクプレート６６は、その内部に駆動カム軸４４が貫通され、かつ、制御ローラー６４を外側から挟み込むようにした状態で、制御ローラー側回転軸６２上に配置されている。
　リンクプレート６６の外周側には、図４に示すように、駆動カム軸４４が内部を貫通するリンクプレート６６を更に覆うように、コントロールスリーブ７０の軌道面７０ａが配置されている。本実施形態の軌道面７０ａは、より具体的には円周面によって構成されている。また、上記制御ローラー６４は、駆動カム軸４４の回転と連動して軌道面７０ａ上を転動できるように、軌道面７０ａと接する位置で制御ローラー側回転軸６２によって回転自在に支持されている。
　更に、図４に示すように、リンクプレート６６の内側には、制御ローラー６４以外にも、軌道面７０ａと接する位置に、２つの保持ローラー７２が保持用回転軸７４を介して回転自在に取り付けられている。より具体的には、制御ローラー６４に加えて２つの保持ローラー７２を含めた３つのローラー６４、７２間の配置が駆動カム軸４４を中心として等角度間隔となるように、これらの３つのローラー６４、７２がリンクプレート６６に取り付けられている。このような構成によれば、駆動カム軸４４の回転に伴い、制御ローラー６４および２つの保持ローラー７２が軌道面７０ａ上を転動しながら、リンクプレート６６が軌道面７０ａの内側で回転することになる。つまり、リンクプレート６６は、制御ローラー６４および保持ローラー７２を介して、軌道面７０ａによって駆動カム軸４４の径方向の位置が規定されることになり、また、リンクプレート６６に取り付けられた制御ローラー６４の軌道面７０ａ上の位置が規定されることになる。このため、制御ローラー６４は、駆動カム軸４４の回転に伴い、制御ローラー６４が軌道面７０ａに常に接した状態で当該軌道面７０ａを転動するようになる。そして、制御ローラー６４の位置が規定された結果、駆動リンク５６および従動リンク６０を介して、駆動カム軸４４に対する従動カムロブ５０ａの相対的な回転角度θも特定されることになる。
（回転角度θの定義）
　上記回転角度θは、ここでは、図４に示すように、駆動カム軸４４の軸方向から見て、駆動カム軸４４の中心点とカム軸側回転軸５４の中心点とを結ぶ直線（駆動軸）と、駆動カム軸４４の中心点とカムロブ側回転軸５８の中心点とを結ぶ直線（従動軸）とのなす角度として定義されている。
　更に、本実施形態の吸気可変動弁装置３４は、コントロールスリーブ７０を回転駆動するためのアクチュエータ７６を備えている。そして、図４に示すように、軌道面７０ａは、駆動カム軸４４の軸方向から見て軌道面７０ａの中心点がコントロールスリーブ７０の回転中心に対して偏心した状態で、コントロールスリーブ７０の内部に形成されている。従って、コントロールスリーブ７０がその回転中心を中心としてアクチュエータ７６によって回転させられた際には、軌道面７０ａの中心点は、図４中に破線で示すような円形の軌跡を描くようになる。
　また、図４に示す構成例では、駆動カム軸４４の軸方向から見て、軌道面７０ａの中心点の軌跡上に、駆動カム軸４４の回転中心が位置するように、コントロールスリーブ７０と駆動カム軸４４との相対的な位置関係が設定されている。
　上述したコントロールスリーブ７０は、図２に示すように、内燃機関１０の各気筒にそれぞれ配置されている。各コントロールスリーブ７０の外周には、全周に渡ってギヤ７０ｂが形成されている（図４および後述の図６においてはギヤ７０ｂの一部のみを図示している）。
　また、吸気可変動弁装置３４は、コントロールスリーブ７０の外周の近傍に、駆動カム軸４４と並行する制御軸７８を備えている。制御軸７８の周面には、各コントロールスリーブ７０のギヤ７０ｂのそれぞれに噛み合わされるギヤ７８ａが設けられている。また、制御軸７８の一方の端部には、ギヤ７８ａとは別のギヤ７８ｂが形成されている。
　制御軸７８のギヤ７８ｂは、電動モータ（以下、単に「モータ」と称する）８０の出力軸８０ａの先端に形成されたギヤ８０ｂと噛み合わされている。尚、コントロールスリーブ７０は、所定の固定部材（図示省略）を用いて、図示省略するカムハウジング（支持部材）によって回転自在に支持されているものとする。また、制御軸７８についても、カムハウジングによって回転自在に支持されているものとする。尚、モータ８０は、内燃機関１０が備えるＥＣＵ４０の指令に基づいて駆動される。
　以上説明したように、アクチュエータ７６は、コントロールスリーブ７０に形成されたギヤ７０ｂと、当該ギヤ７０ｂとギヤ７８ａを介してコントロールスリーブ７０と連結される制御軸７８と、ギヤ７８ｂとギヤ８０ｂを介して制御軸７８と連結されるモータ８０とによって構成されている。このように構成されたアクチュエータ７６によれば、ＥＣＵ４０からの指令に基づいてモータ８０を用いて制御軸７８の回転位置を調整することによってコントロールスリーブ７０の回転位置が調整され、その結果として、駆動カム軸４４の回転中心と軌道面７０ａの中心との偏心量を調整することができる。
（偏心角度φの定義）
　以下、本明細書中においては、駆動カム軸４４の回転中心と軌道面７０ａの中心との偏心量および偏心方向を特定するための指標として、「偏心角度φ」を用いることとする。ここでは、図４に示すように、偏心角度φは、駆動カム軸４４の軸方向から見て、コントロールスリーブ７０の回転中心から駆動カム軸４４の回転中心に向かう直線と、コントロールスリーブ７０の回転中心から軌道面７０ａの中心点に向かう直線とのなす角度として定義されている。より具体的には、軌道面７０ａの中心点と駆動カム軸４４の中心点とが一致している状態では、偏心角度φは０°となる。そして、偏心角度φは、図４中の反時計回りにおけるコントロールスリーブ７０の回転量が大きくなることによって軌道面７０ａの中心点がその軌跡上を反時計回りに大きく回転するほど、大きな値となるように定義されている。また、図４に示す状態（すなわち、軌道面７０ａの中心点がコントロールスリーブ７０の回転中心を通る鉛直線を基準として駆動カム軸４４の回転中心と線対称な位置にある状態）では、偏心角度φは１８０°となる。駆動カム軸４４の回転中心と軌道面７０ａの中心点との偏心量は、偏心角度φが１８０°である時に最大となる。
　また、各気筒の各従動カムロブ５０ａの下方には、図２に示すように、吸気弁３０毎に、ロッカーアーム８２が配置されている。ロッカーアーム８２の中央部には、従動カムロブ５０ａと接するロッカーローラー８２ａが回転自在に取り付けられている。また、ロッカーアーム８２の一端は、吸気弁３０の弁軸によって支持されており、ロッカーアーム８２の他端は、油圧式ラッシュアジャスタ８４によって回転自在に支持されている。吸気弁３０は、バルブスプリング８６によって、閉方向、すなわち、ロッカーアーム８２を押し上げる方向に付勢されている。
［吸気可変動弁装置の動作］
　図６は、一例として、駆動カム軸４４が一回転する間のリンク機構６８の動作（主に、駆動カム軸４４の一回転中の回転角度θの変化）を表した図である。より具体的には、図６は、軌道面７０ａが上記図４と同じ偏心状態（偏心角度φが１８０°である状態）にある時のリンク機構６８の動作を表した図である。
　図６中に示す駆動カム軸４４の回転方向に駆動カム軸４４が回転すると、駆動カム軸４４の回転力が、駆動カム軸４４に一体的に固定された駆動アーム部５２ａを介して、駆動リンク５６に伝達される。駆動リンク５６に伝達された駆動カム軸４４の回転力は、制御ローラー側回転軸６２および従動リンク６０を介して、従動アーム部５０ｂと一体的に形成された従動カムロブ５０ａに伝達される。このように、駆動カム軸４４の回転力は、リンク機構６８を介して従動カムロブ５０ａに伝達されることになる。
　その結果、駆動カム軸４４の回転と同期して、リンク機構６８の各要素および従動カムロブ５０ａが駆動カム軸４４と同一方向に回転することになる。この際、既述したように、制御ローラー６４は、接点Ｐにおいて軌道面７０ａに常に接した状態で当該軌道面７０ａ上を転動し、駆動カム軸４４の周りを回ることになる。
　軌道面７０ａは、既述したように円周面である。従って、軌道面７０ａの中心点が駆動カム軸４４の回転中心と一致している場合（偏心角度φが０°である場合）であれば、図６に示すような偏心状態とは異なり、駆動カム軸４４の回転に伴って制御ローラー６４が軌道面７０ａ上を一回転する間に、駆動カム軸４４の回転中心と制御ローラー６４の回転中心との距離に変化はなく、駆動カム軸４４に対する従動カムロブ５０ａの相対的な回転角度θに変化はない。このため、この場合には、従動カムロブ５０ａは、駆動カム軸４４と等速で一回転することになる。
　一方、図６に一例として示すように軌道面７０ａの中心点がコントロールスリーブ７０の回転中心から偏心した状態では、駆動カム軸４４が一回転する間に、軌道面７０ａに案内されながら駆動カム軸４４の周りを回る制御ローラー６４の回転中心と駆動カム軸４４の回転中心との距離が変化し、その結果として、回転角度θが変化する。ここでは、偏心角度φが０°である時の値θ０（後述の図７参照）と回転角度θが等しくなるタイミングにおける、軌道面７０ａに対する制御ローラー６４の接点Ｐのことを、図６（Ａ）等に示すように「等回転角度点Ｐ０」と称する。
（狭小／広大区間の定義）
　図６に示す偏心状態は、アクチュエータ７６によって偏心角度φが１８０°となるようにコントロールスリーブ７０の回転量が調整されたことによって、軌道面７０ａの中心点がコントロールスリーブ７０の回転中心を通る鉛直線を基準として駆動カム軸４４の回転中心と線対称な位置にある状態である。この状態では、制御ローラー６４が軌道面７０ａのほぼ右半分側に位置している時に、駆動カム軸４４の回転中心と制御ローラー６４の回転中心との距離が、偏心角度φが０°である時（すなわち、回転角度θが常にθ０となる時）よりも狭められることになる。以下の明細書中においては、接点Ｐが等回転角度点Ｐ０にある時よりも上記距離が狭められている軌道面７０ａの区間（図６の場合にはほぼ右半分側の区間）のことを、単に「狭小区間」と称することとする。
　図６（Ａ）に示すように上記距離が狭められると、接点Ｐが等回転角度点Ｐ０にある時の値（θ０）に比べて、回転角度θが拡大することになる。駆動カム軸４４の回転方向は、図６における時計回りである。従って、上記狭小区間において上記回転角度θが拡大すると、接点Ｐが等回転角度点Ｐ０にある時と比べ、従動カムロブ５０ａの回転位置が駆動カム軸４４の回転方向の前方側に進められることになる。
　一方、図６に示す偏心状態において駆動カム軸４４の回転に伴って制御ローラー６４が軌道面７０ａのほぼ左半分側に位置した場合（図６（Ｃ）の場合）には、上記とは逆に、接点Ｐが等回転角度点Ｐ０にある時と比べて上記距離が広げられることになる。以下の明細書中においては、上記距離が広げられている軌道面７０ａの区間（図６の場合にはほぼ左半分側の区間）のことを、単に「広大区間」と称することとする。この広大区間においては、接点Ｐが等回転角度点Ｐ０にある時と比べて上記回転角度θが減少することになる。その結果、上記広大区間においては、接点Ｐが等回転角度点Ｐ０にある時と比べて、従動カムロブ５０ａの回転位置が駆動カム軸４４の回転方向の後方側に遅らされることになる。
　図６中の各図に示す駆動カム軸４４の一回転中のリンク機構６８の動作について、更に詳述する。図６（Ａ）に示すように制御ローラー６４と軌道面７０ａとの接点Ｐが狭小区間に位置しているタイミングでは、駆動カム軸４４に対する従動カムロブ５０ａの相対的な回転角度θは、偏心角度φが０°である場合（等速時）の値θ０に対して拡大する。また、図６（Ｂ）に示すタイミングでは、接点Ｐが上述した等回転角度タイミングＰ０に近い位置にあるので、回転角度θは偏心角度φが０°である場合（等速時）の値に近いものとなる。また、図６（Ｃ）に示すように接点Ｐが広大区間に位置しているタイミングでは、上記回転角度θが等速時の値θ０に対して縮小する。その後、図６（Ｄ）に示すように接点Ｐが広大区間から狭小区間に再び入ったタイミングでは、回転角度θが再び拡大している。以上のように、本実施形態の吸気可変動弁装置３４によれば、コントロールスリーブ７０を回転させることによって駆動カム軸４４の回転中心と軌道面７０ａの中心とを偏心させることにより（すなわち、偏心角度φを０°以外の角度に設定することにより）、駆動カム軸４４が一回転する間の駆動カム軸４４に対する従動カムロブ５０ａの相対的な回転角度θを可変させることができる。そして、このように回転角度θを変更させられることにより、駆動カム軸４４が一回転する間の従動カムロブ５０ａの回転速度を駆動カム軸４４の回転速度に対して増減させられるようになる。
（増速／減速区間の定義）
　図６に示す偏心状態では、制御ローラー６４の接点Ｐが軌道面７０ａのほぼ右半分側の狭小区間中の点Ｐ１に位置している時に、駆動カム軸４４の回転中心と制御ローラー６４の回転中心との距離が最も小さくなり、駆動軸と従動軸との間の回転角度θが最も拡大する。一方、この偏心状態では、制御ローラー６４の接点Ｐが軌道面７０ａのほぼ左半分側の広大区間中の点Ｐ２に位置している時に、駆動カム軸４４の回転中心と制御ローラー６４の回転中心との距離が最も大きくなり、駆動軸と従動軸との間の回転角度θが最も縮小する。つまり、制御ローラー６４の接点Ｐが点Ｐ２から点Ｐ１に向かって移動する間は、単位カム角当たりの回転角度θの変化量が増加するため、従動カムロブ５０ａの回転速度が駆動カム軸４４の回転速度よりも高くなり（増速し）、一方、制御ローラー６４の接点Ｐが点Ｐ１から点Ｐ２に向かって移動する間は、単位カム角当たりの回転角度θの変化量が減少するため、従動カムロブ５０ａの回転速度が駆動カム軸４４の回転速度よりも低くなる（減速する）。このため、以下の明細書中においては、軌道面７０ａ上における点Ｐ２から点Ｐ１までの区間を、単に「増速区間」と称し、軌道面７０ａ上における点Ｐ１から点Ｐ２までの区間を、単に「減速区間」と称することとする。
　図７は、偏心角度φを９０°ずつ変化させた際の吸気可変動弁装置３４の動作を説明するための模式図である。図８は、吸気可変動弁装置３４における偏心角度φの変更に伴う吸気弁３０の開弁特性の変化の傾向を表した図である。より具体的には、図８（Ａ）は、偏心角度φの変更に伴う吸気弁３０の作用角の変化の傾向を表したものであり、図８（Ｂ）は、偏心角度φの変更に伴う吸気弁３０の開き時期の変化の傾向を表した図である。また、図９は、偏心角度φを９０°ずつ変化させた際に得られる吸気弁３０の各リフトカーブを表した図である。尚、図７中の各図は、従動カムロブ５０ａにおけるロッカーローラー８２ａとの接触点がベース円部５０ａ１からノーズ部５０ａ２に切り換わるタイミング（すなわち、吸気弁３０の開き時期が到来するタイミング）における吸気可変動弁装置３４（特にリンク機構６８）の動作状態を表したものである。
　先ず、図７（Ａ）に示す動作状態は、偏心角度φが０°である状態、すなわち、駆動カム軸４４の回転中心と軌道面７０ａの中心とが一致している状態である。この場合には、上述したように、従動カムロブ５０ａは、駆動カム軸４４と等速で一回転することになる。また、この場合に得られる吸気弁３０の作用角は、説明の便宜上、図８中に示すように、以下「ＯＡ１」とする。
　次に、図７（Ｂ）に示す動作状態（偏心角度φ＝９０°）について説明する。この動作状態は、図７（Ａ）に示す動作状態に対して、コントロールスリーブ７０を図７における反時計回り方向に９０°回転させることにより得られる。図７（Ｂ）に示す動作状態に対して上記のように定義した「増速区間」および「減速区間」を当てはめると、図７（Ｂ）中に示すようになる。ここで、基準状態（図７（Ａ）に示す等速時の状態）における吸気弁３０の作用角が一般的な値（クランク角度で１８０°よりも所定量大きい値）であると、従動カムロブ５０ａのノーズ部５０ａ２がロッカーローラー８２ａを押圧している期間は、カム角でいえば９０°に上記所定量の２分の１の値を加えた値となる。その結果、吸気弁３０のリフト区間中の制御ローラー６４は、ほとんど増速区間を通過することになる。このため、図７（Ｂ）に示す動作状態における吸気弁３０の作用角は、図８（Ａ）および図９に示すように、図７（Ａ）に示す等速状態よりも小さくなる。
　より具体的には、偏心角度φを０°から９０°に向けて変化させていくにつれ、吸気弁３０のリフト区間と制御ローラー６４の増速区間とが重なっている状況下における駆動カム軸４４の回転中心と軌道面７０ａの回転中心との偏心量の増加に伴って、図８（Ａ）に示すように、吸気弁３０の作用角が次第に小さくなっていく。ただし、偏心角度φの変化に伴う吸気弁３０の作用角の変化の傾向自体は、吸気可変動弁装置３４の各構成要素の設定（従動カムロブ５０ａと従動アーム部５０ｂ（従動軸）とのなす角度、或いはリンク機構６８の各リンクの長さの比など）によって変化するものである。図７に示す吸気可変動弁装置３４の設定の場合には、図８（Ａ）に示すように、偏心角度φが９０°付近の値である時に、吸気弁３０の作用角が吸気可変動弁装置３４における作用角の可変範囲内の最小作用角ＯＡｍｉｎが得られるようになっている。
　また、図７（Ｂ）に示す動作状態では、吸気弁３０の開き時期が到来するタイミングで、制御ローラー６４の接点Ｐは、広大区間（等回転角度点Ｐ０の時の回転角度θ０よりも回転角度θが小さくなる区間）に位置している。このため、この動作状態における吸気弁３０の開き時期は、図８（Ｂ）および図９に示すように、等速時の値よりも遅角側の値となる。また、本吸気可変動弁装置３４の設定の場合には、偏心角度φを０°から９０°に向けて変化させていくと、図８（Ｂ）に示すように、吸気弁３０の開き時期の遅角量は、一旦増加した後に減少するようになっている。
　次に、図７（Ｃ）に示す動作状態（偏心角度φ＝１８０°）について説明する。この動作状態は、図７（Ｂ）に示す動作状態に対して、コントロールスリーブ７０を図７における反時計回り方向に更に９０°回転させることにより得られる。図７（Ｃ）に示す動作状態に対して「増速区間」および「減速区間」を当てはめると、図７（Ｃ）中に示すようになる。すなわち、軌道面７０ａに対する制御ローラー６４の接点Ｐは、吸気弁３０のリフト開始当初は増速区間に位置し、リフト途中から減速区間に切り替わるようになる。特に、図７に示す吸気可変動弁装置３４の設定の場合には、吸気弁３０のリフト区間の前半部分における増速の作用と、その後半部分における減速の作用とが相殺され、結果的には、吸気弁３０の作用角は、図８（Ａ）に示すように、等速時と同じ値ＯＡ１となっている。
　また、偏心角度φを９０°から１８０°に向けて変化させていくにつれ、吸気弁３０のリフト区間中に占める減速区間の割合が増えていくので、図８（Ａ）に示すように、吸気弁３０の作用角が大きくなっていく。
　また、図７（Ｃ）に示す動作状態では、吸気弁３０の開き時期が到来するタイミングで、制御ローラー６４の接点Ｐは、狭小区間（等回転角度点Ｐ０の時の回転角度θ０よりも回転角度θが大きくなる区間）に位置している。このため、この動作状態における吸気弁３０の開き時期は、図８（Ｂ）および図９に示すように、等速時の値よりも進角側の値となる。また、本吸気可変動弁装置３４の設定の場合には、偏心角度φを９０°から１８０°に向けて変化させていくと、図８（Ｂ）に示すように、吸気弁３０の開き時期の進角量は次第に増加するようになっている。
　次に、図７（Ｄ）に示す動作状態（偏心角度φ＝２７０°）について説明する。この動作状態は、図７（Ｃ）に示す動作状態に対して、コントロールスリーブ７０を図７における反時計回り方向に更に９０°回転させることにより得られる。図７（Ｄ）に示す動作状態に対して「増速区間」および「減速区間」を当てはめると、図７（Ｄ）中に示すようになる。すなわち、吸気弁３０のリフト区間中の制御ローラー６４は、リフト開始当初は増速区間に位置しているが、主には減速区間を通過することになる。このため、図７（Ｄ）に示す動作状態における吸気弁３０の作用角は、図７（Ａ）に示す等速状態よりも大きくなる。
　より具体的には、偏心角度φを１８０°から２７０°に向けて変化させていくと、吸気弁３０のリフト区間中に占める減速区間の割合が増えていくので、図８（Ａ）に示すように、吸気弁３０の作用角が次第に大きくなっていく。図７に示す吸気可変動弁装置３４の設定の場合には、図８（Ａ）に示すように、偏心角度φが２７０°付近の値である時に、吸気弁３０の作用角が吸気可変動弁装置３４における作用角の可変範囲内の最大作用角ＯＡｍａｘが得られるようになっている。
　また、図７（Ｄ）に示す動作状態では、吸気弁３０の開き時期が到来するタイミングで、制御ローラー６４の接点Ｐは、狭小区間（等回転角度点Ｐ０の時の回転角度θ０よりも回転角度θが大きくなる区間）に位置している。このため、この動作状態における吸気弁３０の開き時期は、図８（Ｂ）および図９に示すように、１８０°の場合とほぼ同様に、等速時の値よりも進角側の値となる。また、本吸気可変動弁装置３４の設定の場合には、偏心角度φを１８０°から２７０°に向けて変化させていくと、図８（Ｂ）に示すように、吸気弁３０の開き時期の進角量は、一旦増加した後に減少するようになっている。
　最後に、偏心角度φが２７０°から３６０°（０°）に変化する際、すなわち、図７（Ｄ）に示す動作状態から図７（Ａ）に示す動作状態に戻る際の吸気可変動弁装置３４の動作について説明する。偏心角度φを２７０°から３６０°に向けて変化させていくと、吸気弁３０のリフト区間と制御ローラー６４の減速区間とが重なっている状況下における駆動カム軸４４の回転中心と軌道面７０ａの中心との偏心量の減少に伴って、図８（Ａ）に示すように、吸気弁３０の作用角が等速時の値ＯＡ１に向けて次第に小さくなっていく。また、偏心角度φが２７０°から３６０°（０°）に変化する際の吸気弁３０の開き時期の進角量についても、当該偏心量の減少に伴って、等速時の値との差が次第に小さくなっていく。
　以上説明したように、本実施形態の吸気可変動弁装置３４によれば、コントロールスリーブ７０の回転中心に対して中心が偏心した軌道面７０ａを備えるコントロールスリーブ７０を回転駆動して偏心角度φを変更することにより、駆動カム軸４４の回転中心と制御ローラー６４の回転中心との距離が変化する。その結果、駆動カム軸４４が一回転する間の駆動カム軸４４に対する従動カムロブ５０ａの相対的な回転角度θが変化する。言い換えれば、このように調整される偏心角度φに応じて、軌道面７０ａに沿って転動することによって駆動カム軸４４の周りを公転することになる制御ローラー６４の公転中心が変更される。従って、本吸気可変動弁装置３４によれば、アクチュエータ７６による偏心角度φの調整に伴う軌道面７０ａの制御位置（コントロールスリーブ７０の回転角度）に応じて、駆動カム軸４４が一回転する間の従動カムロブ５０ａの回転速度を駆動カム軸４４の回転速度に対して連続的に増減することができる。これにより、軌道面７０ａの制御位置に応じて、図８（Ａ）および図９に示すように、吸気弁３０の作用角を連続的に可変することができるようになる。尚、吸気可変動弁装置３４によれば、吸気弁３０の開き時期については、偏心角度φの制御に加えてＶＶＴ機構４８を併用することにより、偏心角度φの制御によって得られた値から任意のタイミングに調整することも可能である。
　そして、以上のように構成された吸気可変動弁装置３４によれば、次のような特徴的な態様で、吸気弁３０の作用角を連続的に可変させることができる。より具体的には、コントロールスリーブ７０を一方向に回転させていった際に、吸気弁３０の作用角が小さくなった後に大きくなり、また、その後に小さくなるという態様で、作用角を縮小方向と拡大方向の両方向に可変させることができる。更に付け加えると、本吸気可変動弁装置３４によれば、コントロールスリーブ７０を一方向に回転させて偏心角度φを連続的に変化させていった際に、リフト区間中にどのようなタイミングで増速／減速区間が到来するのかが徐々に異なっていき、また、増減速量も徐々に異なっていく。そして、そのようにリフト区間と増速／減速区間との関係が変化し、リフト区間中の増減速量が変化していく間に、リフト区間中の増速の作用と減速の作用とを足し合わせた合計としての増減速の作用が等しい（すなわち、作用角が等しい）偏心角度φが例えば０°と１８０°のように２点ずつ現れることとなる。その結果として、図８（Ａ）に示すような曲線で、偏心角度φの一方向の変化に対して作用角が増減することになるといえる。ただし、作用角可変のためのコントロールスリーブ７０は、所定の一方向に駆動されるものに限られるわけではなく、必要に応じて双方向（往復方向）に駆動されるようになっていてもよい。
　また、本実施形態の吸気可変動弁装置３４では、軌道面７０ａを円周面としたうえで、コントロールスリーブ７０の回転時の軌道面７０ａの軌跡上に駆動カム軸４４の回転中心が位置するように、コントロールスリーブ７０と駆動カム軸４４との相対的な位置関係が設定されている。これにより、軌道面７０ａの中心が駆動カム軸４４の回転中心と一致するようにコントロールスリーブ７０を回転させることにより、駆動カム軸４４が一回転する間の従動カムロブ５０ａが等速となる動作状態を得ることができるようになる。
　更に、吸気可変動弁装置３４の構成に基づいて奏することができる効果としては、次のようなものがある。
　すなわち、駆動カム軸４４の周りを回っているリンク機構６８には、従動カムロブ５０ａを介して、バルブスプリング８６からのバネ反力が作用する。このバネ反力は、制御ローラー６４および軌道面７０ａを介して、コントロールスリーブ７０の径方向に作用する。更には、軌道面７０ａには、駆動カム軸４４の回転に伴うリンク機構６８からの慣性力が制御ローラー６４を介して、コントロールスリーブ７０の径方向に作用する。上述した本実施形態の吸気可変動弁装置３４では、吸気弁３０の作用角を変化させるべくコントロールスリーブ７０を動作させる方向は、上記バネ反力等の作用方向（径方向）とは異なり、当該コントロールスリーブ７０の回転方向（周方向）である。従って、仮に上記バネ反力等の周方向の分力に抗する方向にコントロールスリーブ７０を回転駆動する場合であっても、作用角可変のためにコントロールスリーブ７０を回転駆動するうえでのアクチュエータ７６の負荷トルクは、周方向の分力に基づく小さなトルクとなる。このため、本吸気可変動弁装置３４によれば、アクチュエータ７６に作用する負荷トルクを大幅に低減することが可能である。
　また、本実施形態の吸気可変動弁装置３４によれば、軌道面７０ａと接触する接触部材として、制御ローラー６４を採用し、軌道面７０ａ上を転動させるようにしている。このため、上記接触部材として、軌道面７０ａとの接触を摺動を利用して行う部材を採用する場合と比べ、接触部のフリクションや摩耗を低減することができる。
　更に、本実施形態の吸気可変動弁装置３４では、駆動アーム部５２ａおよび駆動リンク５６に対して、駆動カム軸４４の回転方向の後方側ではなく前方側に、制御ローラー６４を間に介在させた状態で従動リンク６０を配置している。このような構成によれば、バルブスプリング８６の上記バネ反力に起因して駆動リンク５６および従動リンク６０に作用する力は、引張力や曲げ力ではなく圧縮力となる。このため、駆動リンク５６および従動リンク６０の変形や応力の低減を図ることができ、制御ローラー６４の位置（駆動カム軸４４と従動カムロブ５０ａとの回転角度θ）がより確実に定まるようになる。
（吸気弁３０のリフト区間と増速／減速区間との関係について）
　次に、図１０を参照して、吸気可変動弁装置３４により実現される吸気弁３０の開弁特性（リフトカーブの形状）に主たる影響を与える事前の設定要素について説明する。
　図１０は、吸気弁３０のリフト区間と増速／減速区間との関係を表した図である。より具体的には、図１０に示す関係は、軌道面７０ａの中心点が駆動カム軸４４の回転中心から離れている偏心状態（軌道面７０ａが０°以外のある偏心角度φに制御されている状態）のものである。また、図１０の縦軸は、駆動カム軸４４が一回転する間の回転角度θの変化量（駆動カム軸４４の回転速度（等速）を基準にした従動カムロブ５０ａの回転速度（角速度）の変化に相当）である。
　図１０に示すような偏心角度φが０°以外の軌道面７０ａの偏心状態において、吸気弁３０のリフト区間中における軌道面７０ａ上の制御ローラー６４の移動範囲が変わると、図１０に示すように３つのケースを例示したように、リフト区間と増速／減速区間との関係の設定が変化する。その結果、リフト区間中に従動カムロブ５０ａの回転速度がどのように増速または減速するのか、およびリフト区間中の従動カムロブ５０ａの増減速量が変化するので、図１０に示すように、リフト区間の設定に応じて、吸気弁３０のリフトカーブが変化することとなる。例えば、図１０中の（i）のケースでは、リフト区間の全域が減速区間に属しているので、等速時のリフトカーブに対して、全体的にリフト量の変化が遅くなるリフトカーブが得られる。図１０中の（ii）のケースでは、リフト区間の途中で減速区間から増速区間に切り換わっているので、等速時のリフトカーブに対して、開き側のリフト量の変化が遅くなり、かつ閉じ側のリフト量の変化が速くなるリフトカーブが得られる。また、図１０中の（iii）のケースでは、リフト区間の全域が増速区間に属しているので、等速時のリフトカーブに対して、全体的にリフト量の変化が速くなるリフトカーブが得られる。
　ここで、吸気弁３０リフト区間との関係での、軌道面７０ａ上の制御ローラー６４の位置（移動範囲）は、カムピース５０上における従動カムロブ５０ａと従動アーム部５０ｂ（従動軸）との取り付け角度などを調整することによって変更することができる。その結果、図１０に３つのケースとして例示するように、リフト区間と増速／減速区間との関係の設定を変更することができる。
　更に付け加えると、駆動カム軸４４が一回転する間の従動カムロブ５０ａの増減速量を決定するのは、パンタグラフ状のリンク機構６８の形状である。そして、リフト区間内のどの部分において増減速が行われるかによって吸気弁３０のリフトカーブが決定する。より具体的には、従動カムロブ５０ａの増減速量を決定する因子は、リンク機構６８の各リンクの辺の長さ、および駆動カム軸４４の回転中心と軌道面７０ａの中心との偏心量（駆動カム軸４４の軸線に直交する平面方向における軌道面７０ａの移動量）などである。また、リフト区間と増速／減速区間との関係の設定を決定する因子は、上記取り付け角度に加え、リンク機構６８の各リンクの辺の長さの比、および軌道面７０ａの中心点の軌跡（図４等）の形状などである。また、図４等に示す本実施形態の構成のように駆動カム軸４４に対して従動カムロブ５０ａが駆動カム軸４４の回転方向の前方側に位置しているか、或いは、逆に従動カムロブ５０ａがその後方側に位置しているかによって、駆動カム軸４４が一回転する間の従動カムロブ５０ａの増速／減速区間が逆となる。
［実施の形態１における可変動弁装置を用いた内燃機関の制御］
　次に、図１１乃至図１６を参照して、以上説明した構成を有する吸気可変動弁装置３４を用いた内燃機関１０の特徴的な制御について説明する。
　図１１は、本発明の実施の形態１において内燃機関１０の運転条件に応じて変更される吸気弁３０の各リフトカーブと偏心角度φとの関係を表した図である。
　以上説明した構成を有する吸気可変動弁装置３４によれば、コントロールスリーブ７０を回転駆動して偏心角度φを変更することにより、リフト区間中の各タイミングにおけるリフト速度が変化する。その結果、リフト量がピークを示すタイミング（以下、単に「リフトピークタイミング」と略することがある）を変更しながら吸気弁３０の作用角を変更することができる。更に、本吸気可変動弁装置３４では、アクチュエータ７６によって回転駆動されるコントロールスリーブ７０の回転中心に対して中心が偏心した軌道面７０ａを備え、かつ、当該軌道面７０ａによってパンタグラフ状のリンク機構６８の制御ローラー６４の転動を案内させるようにしている。これにより、既述したように、コントロールスリーブ７０を一方向に回転させていった際に、図１１にも示すように、吸気弁３０の作用角を縮小方向と拡大方向の両方向に可変させるという特徴的な態様で、吸気弁３０の作用角を連続的に可変させることができる。
　そこで、本実施形態では、上述した特徴的な吸気可変動弁装置３４を利用して、内燃機関１０の運転条件に応じて偏心角度φを変更することによって、図１１に示すように、運転条件に応じてリフトピークタイミングの異なる吸気弁３０のリフトカーブを使い分けるようにした。
　具体的には、本実施形態では、エンジン回転数が第１所定回転数ＮＥ１よりも高く、かつ第２所定回転数ＮＥ２以下となる第１高エンジン回転数時（内燃機関１０の通常運転中に使用が想定される高回転数領域の使用時）には、アクチュエータ７６の制御量である偏心角度φとして、０°を選択するようにした。偏心角度φが０°である場合のリフトカーブは、従動カムロブ５０ａが駆動カム軸４４と等速で回転する時に得られるものである。本実施形態では、図１１に示すように、この場合に得られるリフトカーブのリフトピークタイミングが開弁期間（リフト区間）の中央よりも閉じ側になるように（第１高エンジン回転数時において効率良く吸入空気流量を高められるように）、従動カムロブ５０ａのプロフィールが設定されている。
　また、本実施形態では、上記第１所定回転数ＮＥ１以下である低エンジン回転数時（加速要求時を除く）には、偏心角度φとして、１８０°を選択するようにした。偏心角度φが１８０°である場合には、既述したように、リフト区間の前半部分では増速の作用を受け、その後の後半部分では減速の作用を受ける。その結果、図１１に示すように、この場合に得られるリフトカーブのリフトピークタイミングは、偏心角度φが０°である場合と比べ、開き側に移動し、開弁期間のほぼ中央（若干閉じ側よりのタイミング）となる。また、この場合には、開弁期間の全体としては増速の作用と減速の作用とが相殺されて、吸気弁３０の作用角は、偏心角度φが０°の場合（等速時）と同じ値ＯＡ１となる。
　更に、本実施形態では、上記低エンジン回転時において加速要求（高負荷要求）が出された場合には、偏心角度φを１８０°から２１０°（一例）に変更するようにした。偏心角度φが２１０°とされた場合のリフトカーブでは、偏心角度φが１８０°である場合と比べ、吸気弁３０のリフト開始当初において従動カムロブ５０ａの回転速度が相対的に減速する。その結果、偏心角度φが１８０°である場合と比べ、吸気弁３０の開き時期付近の所定区間におけるリフト量が低くなっている。更には、偏心角度φが１８０°である場合と比べ、リフトピークタイミングが閉じ側に移動し、かつ、作用角が大きくなっている（ＯＡ２）。
　更にまた、本実施形態では、エンジン回転数が上記第２所定回転数ＮＥ２よりも高い第２高エンジン回転時（イレギュラーにエンジン回転数が上昇した時など）には、偏心角度φとして、３２０°（一例）を選択するようにした。偏心角度φが３２０°である場合には、偏心角度φが０°である場合と比べ、吸気弁３０閉じ時期付近の所定区間（閉じ側のランプ部）を含むリフト区間のほぼ全体で、従動カムロブ５０ａの回転速度が減速する。その結果、偏心角度φが０°である場合と比べ、リフトピークタイミングが閉じ側に移動し、かつ、作用角が大きくなる（ＯＡ３）。
　図１２は、内燃機関１０の運転条件に応じた上述した吸気可変動弁装置３４の制御を実現するために、ＥＣＵ４０が実行する制御ルーチンを示すフローチャートである。尚、本ルーチンは、所定の制御周期毎に繰り返し実行されるものとする。
　図１２に示すルーチンでは、クランク角センサ３８の出力に基づいて、現在のエンジン回転数が第１所定回転数ＮＥ１よりも高く、かつ第２所定回転数ＮＥ２（＞第１所定回転数ＮＥ１）以下となる第１高エンジン回転時であるか否かが判定される（ステップ１００）。その結果、第１高エンジン回転数時であると判定された場合には、偏心角度φとして、０°が使用される（ステップ１０２）。
　一方、上記ステップ１００において第１高回転数時ではないと判定された場合には、現在のエンジン回転数が上記第１所定回転数ＮＥ１以下となる低エンジン回転数時であるか否かが判定される（ステップ１０４）。その結果、低エンジン回転数時であると判定された場合には、次いで、運転者からの加速要求（高負荷要求）があるか否かがアクセル開度センサ４２により検出されるアクセル開度に基づいて判定される（ステップ１０６）。
　上記ステップ１０６の判定が不成立である場合、すなわち、加速要求が出されていない低エンジン回転数時には、偏心角度φとして、１８０°が使用される（ステップ１０８）。一方、上記ステップ１０６の判定が成立する場合、すなわち、低エンジン回転数時に加速要求があると判定された場合には、偏心角度φとして、２１０°が使用される（ステップ１１０）。
　一方、上記ステップ１０４の判定が不成立である場合には、次いで、現在のエンジン回転数が上記第２所定回転数ＮＥ２よりも高いか否かが判定される（ステップ１１２）。その結果、本ステップ１１２の判定が成立する場合には、偏心角度φとして、３２０°が使用される（ステップ１１４）。尚、第２所定回転数ＮＥ２は、現在のエンジン回転数が高回転時の吸気可変動弁装置３４の正常な運動性を確保可能なエンジン回転数であるかどうかを判断可能な閾値として予め設定された値である。また、本ステップ１１４の処理は、排気可変動弁装置３６に対しても適用するようにしてもよい。
　以上説明した図１２に示す制御ルーチンによれば、内燃機関１０の運転条件に応じて偏心角度φが変更されることにより、運転条件に応じてリフトピークタイミングの異なる吸気弁３０のリフトカーブが使い分けられることになる。次いで、内燃機関１０の運転条件に応じた偏心角度φの各制御によって得られる効果について説明する。
　先ず、図１３および図１４を参照して、偏心角度φを１８０°と０°との間でエンジン回転数の高低に応じて切り替える制御について説明する。
　図１３は、偏心角度φが０°である場合と１８０°である場合とで、吸気弁３０のリフトカーブ、および、リフト区間中に筒内に取り込まれる吸入空気流量を比較した図である。尚、図１３（Ａ）では、対比のため、ＶＶＴ機構４８を利用して２つのリフトカーブの開き時期が合わせられているものとする。また、図１３（Ｂ）は、同一の運転条件（第１高エンジン回転数時）において上記２つのリフトカーブの違いによる吸入空気流量の差を表したものである。
　ここで、クランク軸の回転力を利用して駆動カム軸を回転駆動させることを前提としつつバルブの作用角を可変とする従来の可変動弁装置は、本実施形態の吸気可変動弁装置３４とは異なり、例えば、日本特開２００９－５７８６８号公報に記載されているように、アクチュエータ（制御軸）を一方向に制御していった際に、バルブの作用角がリフト量とともに一方的に増加し、また、アクチュエータを逆方向に制御していった際に、バルブの作用角がリフト量とともに一方的に減少するというものである。従って、このような従来の可変動弁装置では、１つの作用角に対しては、１つの特性（形状）のリフトカーブしか得ることができない。尚、これは、上記公報に記載のもののようにバルブの作用角を連続的に可変とする可変動弁装置に限らず、バルブの作用角を段階的に可変とするものについても同様である。
　これに対し、本実施形態の吸気可変動弁装置３４によれば、低エンジン回転時に用いるリフトカーブ（φ＝１８０°）と第１高エンジン回転数時に用いるリフトカーブ（φ＝０°）とは、既述し、かつ図１３（Ａ）にも示すように、作用角が等しく、かつリフトピークタイミングが異なるものとなる。更に、本実施形態では、図１３（Ａ）中に拡大して示すように、第１高エンジン回転数時に用いるリフトカーブ（φ＝０°）の方が、低エンジン回転時に用いるリフトカーブ（φ＝１８０°）よりも閉じ時期付近の所定区間のリフト量が低くなるように設定されている。
　図１４は、吸気行程と圧縮行程における吸気の挙動を説明するための図である。
　内燃機関１０の出力を向上させるための方策としては、吸入空気量の増加によってトルク向上を図ることが有効である。吸気弁３０のリフト区間中に図１４（Ａ）に示すように空気が筒内に流入する際、吸入空気の脈動とピストン１２の位置の影響によって、空気が多く入り易いタイミングが存在する。このようなタイミングは、エンジン回転数に応じて変化する。より具体的には、エンジン回転数が高くなるほど、上記タイミングは、相対的に遅くなる。また、エンジン回転数が高くなると、筒内に吸入される空気の慣性力が大きくなるので、図１３（Ｂ）に示すように、吸気下死点（ＢＤＣ）を過ぎた後においても筒内に空気が流入する。ただし、圧縮行程に入った後に長く吸気弁３０を開いた状態にしていると、吸気通路１６側への吹き戻しにより筒内に充填される空気量が減少することになる。従って、吸気弁３０の閉じ時期は、図１４（Ｂ）に示すように、空気の慣性力の影響と吹き戻しの防止とを考慮して決定することが必要となる。
　ところが、上記公報に示す構成の可変動弁装置のように、アクチュエータを一方向に制御していった際に、吸気弁の作用角がリフト量とともに一方向（増加方向および減少方向の何れか一方）にのみ変化する構成となる従来の可変動弁装置の場合には、次のような課題が生ずる。すなわち、空気が多く入り易いタイミングで高いリフト量が得られるようにするために、エンジン回転数の増加に伴って吸気弁の作用角およびリフト量を増やすと、吸気弁の閉じ時期が遅角されるので、結果的には吹き戻しの影響によって筒内充填空気量を良好に確保できなくなる。逆に、吹き戻しが生じないタイミングに吸気弁の閉じ時期を設定すると、空気が多く入り易いタイミングで十分なリフト量を確保できなくなってしまう。
　これに対し、本実施形態の吸気可変動弁装置３４によれば、低エンジン回転数時のリフトカーブ（φ＝１８０°）よりも高回転側で使用される第１高エンジン回転数時のリフトカーブ（φ＝０°）のリフトピークタイミングを、エンジン回転数の上昇に合わせて閉じ側にずらすことができる。これにより、図１３（Ａ）および図１３（Ｂ）中に拡大して示すように、エンジン回転数の高低にかかわらず、空気が多く入り易いタイミングにおいてリフト量を高く確保できるようになるので、筒内充填空気量を高めることができるようになる。また、上記のように２つのリフトカーブ間でリフトピークタイミングをずらした場合であっても、従来の可変動弁装置の場合のように、吸気の吹き戻しの影響で筒内充填空気量が減少するのを防止することができる。
　更に、第１高エンジン回転数時のリフトカーブ（φ＝０°）では、図１３（Ａ）中に拡大して示すように、低エンジン回転数時のリフトカーブ（φ＝１８０°）と比べ、閉じ時期付近の所定区間のリフト量が低くなるように設定されていることによっても、図１３（Ｂ）中に拡大して示すように、吸気の吹き戻しをより減らすことができる。
　以上のように、エンジン回転数の高低に応じて、偏心角度φを１８０°と０°の間で変更することにより、吸入空気流量の増加に伴う内燃機関１０のトルク向上によって出力性能を良好に向上させることができる。
　次いで、図１５を参照して、低エンジン回転数時に加速要求が出された場合に、偏心角度φとして２１０°を選択する制御について説明する。
　図１５は、バルブスタンプ領域との関係で、偏心角度φが１８０°と２１０°の２つのリフトカーブを比較した図である。
　排気弁３２の開弁期間と吸気弁３０の開弁区間とが重なるバルブオーバーラップ量を拡大するためには、吸気弁３０の開き時期を吸排気上死点よりも進角させることが有効である。しかしながら、吸気弁３０の開き時期の進角量が多くなり過ぎると、ピストン１２と吸気弁３０との干渉（いわゆる、バルブスタンプ）が懸念される。図１５中にハッチングを付して示す領域は、バルブスタンプの発生することになる吸気弁３０のリフト量の「バルブスタンプ領域」を示している。
　偏心角度φが２１０°である時のリフトカーブは、偏心角度φが１８０°である時のリフトカーブ（リフトピークタイミングが開弁期間のほぼ中央にあるリフトカーブ）に対して、既述したように、吸気弁３０の開き時期付近の所定区間におけるリフト量が低くなっている。このため、偏心角度φが１８０°である時のリフトカーブと比べ、図１５に示すように、開き時期からバルブスタンプ領域に差し掛かるまでの開弁期間を長く確保できるようになる。これにより、偏心角度φとして２１０°を選択した場合には、１８０°を選択した場合と比べ、ＶＶＴ機構４８を利用して吸気弁３０の開き時期（より具体的には、リフトカーブ全体）をより大きく進角させることが可能となる。
　本実施形態では、上記低エンジン回転時において加速要求（高負荷要求）が出された場合に、偏心角度φとして２１０°を選択するようにしている。これにより、加速時にバルブオーバーラップ量を効果的に拡大させられるようになる。このため、ターボ過給機２２を備える内燃機関１０において、加速時に吸気圧力が排気圧力よりも高くなった状態では、バルブオーバーラップ量の拡大によって掃気効果が向上する。その結果、過給圧を効果的に高められるようになるので、内燃機関１０の出力性能を向上させることができる。また、加速時に吸気圧力が排気圧力よりも低い状況下であれば、バルブオーバーラップ量の拡大によって、内部ＥＧＲガス量が増加する。その結果、内燃機関１０の燃費性能および排気エミッション性能を向上させることができる。尚、図１５に示す例におけるリフトカーブ（φ＝２１０°）では、従動カムロブ５０ａの回転速度が閉じ側で増速となり、吸気弁３０の着座時の加速度が高くなっている。しかしながら、本リフトカーブの使用時は、駆動カム軸４４の回転速度の低い低エンジン回転数時からの加速要求時であるため、吸気可変動弁装置３４の正常な運動性を確保するうえで問題がないといえる。
　次いで、図１６を参照して、第２高エンジン回転数時に、偏心角度φとして３２０°を選択する制御について説明する。
　図１６は、偏心角度φが３２０°のリフトカーブを等速時のリフトカーブ（φ＝０°）と比較した図である。
　既述し、かつ図１６に示すように、偏心角度φが３２０°である場合には、偏心角度φが０°である場合と比べ、吸気弁３０閉じ時期付近の所定区間（閉じ側のランプ部）を含むリフト区間のほぼ全体で、従動カムロブ５０ａの回転速度が減速する。本実施形態では、上記第２高エンジン回転数時において偏心角度φとして３２０°が使用される。第２所定回転数ＮＥ２よりも高い第２高エンジン回転数時としては、例えば、内燃機関１０を搭載する車両が手動式の変速機を備えている場合において、当該変速機の操作ミスによってエンジン回転数が意図せずに通常の使用範囲よりも上昇してしまった時が該当する。
　上記第２高エンジン回転数時のように本来使用が想定されていない高エンジン回転数が使用された場合には、従動カムロブ５０ａの回転速度が高くなっている。このため、吸気可変動弁装置３４の正常な運動性を維持することが難しくなる。具体的には、そのような場合には、バルブジャンプやバルブバウンスの発生が懸念される。そして、このようなバルブバウンスが発生すると、動弁系の部品の破損やロッカーアーム８２の脱落などの不具合の発生が懸念される。
　本実施形態では、正常な運動性を確保可能なエンジン回転数の閾値として予め設定された第２所定回転数ＮＥ２よりもエンジン回転数が上昇した場合に、図１６（Ｂ）に示すリフトカーブ（φ＝３２０°）が選択される。これにより、閉じ時期付近（ランプ部）の従動カムロブ５０ａの回転速度が減速させることができる。その結果、実際の吸気弁３０の閉じ時期付近のリフト加速度（着座時の吸気弁３０の加速度）を下げることができる。
　上記制御によれば、上記のイレギュラーな場合を含め、何らかの事情により第２所定回転数ＮＥ２を超える状況となった場合であっても、バルブバウンス等を回避することができる。このため、吸気可変動弁装置３４（排気可変動弁装置３６に対して適用した場合も同様）の信頼性を向上させることが可能となる。また、図１６（Ｂ）に示す例では、開き時期付近の所定区間（ランプ部）についても減速区間に含まれているので、開き側におけるバルブジャンプなどの発生をも効果的に防止することができる。尚、バルブバウンスへの影響度としては、開き時期付近の区間よりも閉じ時期付近の区間の方が大きいため、閉じ時期付近の所定区間を効果的に減速させられるようになっていることが優先度としては高い。また、偏心角度φが３２０°である場合には、図１６（Ｂ）に示すように、吸気弁３０が閉じた後のベースリフト区間は増速区間となるが、吸気弁３０に対して従動カムロブ５０ａ側からの荷重は作用していないため、上記のような不具合は発生しない。
　ところで、上述した実施の形態１においては、アクチュエータ７６の制御量である偏心角度φとして、０°（等速状態）と１８０°とを用いることで、同一作用角であるがリフトピークタイミングの異なる吸気弁３０の２つのリフトカーブが得られるようにしている。しかしながら、本発明において、同じもしくは実質的に同じ作用角値が得られ、かつリフト量がピークを示すタイミングが互いに異なる第１および第２リフトカーブは、上記の偏心角度φ（０°と１８０°）によって得られるものに限定されない。すなわち、図８（Ａ）に示す作用角と偏心角度φとの設定を有する場合を例に挙げると、所定の作用角可変範囲（ＯＡｍｉｎからＯＡｍａｘ）内の作用角ＯＡ１以外の任意の作用角値ＯＡｘに対しても、当該作用角値ＯＡｘを実現する２つの偏心角度φｘ１、φｘ２の値が存在する。そして、同一の作用角値ＯＡｘを実現する時の偏心角度φｘ１、φｘ２であっても、偏心角度φの値が異なれば、リフト区間中にどのようなタイミングで増速／減速区間が到来するのかが異なり、また、増減速量も異なるものとなるので、リフトピークタイミングが異なるものとなる。従って、運転条件に応じて可変動弁装置に要求されるリフトカーブの特性（形状）次第では、０°と１８０°との組み合わせ以外にも、任意の同一作用角値ＯＡｘを実現する時の偏心角度φｘ１、φｘ２を用いるようにしてもよい。また、この場合に用いる作用角値は、厳密に同一な値であるものに限らず、実質的に同程度とみなせるものであってもよい。
　また、上述した実施の形態１の可変動弁装置３４、３６においては、同一作用角であるがリフトピークタイミングの異なる吸気弁３０の２つのリフトカーブが得られるようにするために、アクチュエータ７６によって回転駆動されるコントロールスリーブ７０の回転中心に対して中心が偏心した軌道面７０ａを備え、かつ、当該軌道面７０ａによってパンタグラフ状のリンク機構６８の制御ローラー６４の転動を案内させるようにしている。しかしながら、本発明において、作用角値が同じもしくは実質的に同じ第１および第２リフトカーブが得られるようにするために、軌道面を駆動カム軸の軸線と直交する平面方向に移動させるアクチュエータの構成は、上記のものに限定されるものではない。すなわち、バルブのリフト区間中にどのようなタイミングで増速／減速区間が到来し、かつ、どのような増減速量が得られるかは、上記平面上においてどのような方向に軌道面が移動するかによって変化するものである。そこで、本発明におけるアクチュエータは、例えば、第１リフトカーブが得られるようにするための軌道面の制御位置（例えば、図７（Ａ）に示す軌道面７０ａの制御位置）と、第２リフトカーブが得られるようにするための軌道面の制御位置（例えば、図７（Ｃ）に示す軌道面７０ａの制御位置）との間で、軌道面を備えるガイド部材を往復移動可能に構成されたものであってもよい。
　また、上述した実施の形態１においては、主に吸気弁３０を対象として、吸気可変動弁装置３４を用いてリフトピークタイミングの異なる複数のリフトカーブを内燃機関１０の運転条件に応じて使い分ける制御について説明を行った。しかしながら、本発明における制御は、吸気弁３０を対象とするものに限らず、排気弁を対象として、内燃機関の運転条件に応じて、リフトピークタイミングの異なる複数のリフトカーブを使い分けるようなものであってもよい。
　また、上述した実施の形態１においては、エンジン回転数を主たる制御パラメータとして、内燃機関１０の運転条件に応じて、アクチュエータ７６の制御量である偏心角度φを変更する制御について説明を行った。しかしながら、本発明におけるアクチュエータの制御量を制御するうえでの内燃機関の運転条件を特定するパラメータは、エンジン回転数に限らず、他の制御パラメータ（例えば、エンジン負荷）であってもよい。
　また、上述した実施の形態１においては、エンジン回転数が異なる２通りの運転条件下（上記低エンジン回転数時と上記第１高エンジン回転数時）において、偏心角度φとして１８０°と０°とを使い分けるようにした例について説明を行った。しかしながら、本発明は、エンジン回転数が異なる少なくとも２通りの運転条件下において、第１回転角度と第２回転角度とを使い分けるようになっているものであれば、上記のものに限定されるものではない。すなわち、第１回転角度または第２回転角度が使用される運転条件は、それぞれ複数の運転条件下であってもよい。
　また、上述した実施の形態１においては、円周面として形成された軌道面７０ａを備えるようにしている。これにより、駆動カム軸４４の回転中心と軌道面７０ａの中心線とが一致するようにコントロールスリーブ７０を移動させた時に、駆動カム軸４４が一回転する間の従動カムロブ５０ａの回転速度を等速にすることができる。しかしながら、本発明における軌道面は、必ずしも円周面でなくてもよく、例えば楕円状に形成されたものであってもよい。
　また、上述した実施の形態１においては、駆動カム軸４４の軸方向から見て、軌道面７０ａの中心点の軌跡上に、駆動カム軸４４の回転中心が位置するように、コントロールスリーブ７０と駆動カム軸４４との相対的な位置関係が設定された構成を例に挙げて説明を行った。しかしながら、本発明の可変動弁装置は、必ずしも上記設定を有するものに限定されるものではない。すなわち、駆動カム軸４４の軸方向から見て、駆動カム軸４４の回転中心が軌道面７０ａの中心点の軌跡上から外れた設定を有するものであってもよい。
　また、上述した実施の形態１においては、気筒毎に軌道面７０ａを有するコントロールスリーブ７０をガイド部材として備え、各気筒のコントロールスリーブ７０を一本の制御軸７８を介してモータ８０によって同時に回転駆動するようにしている。しかしながら、本発明は、このような構成に限定されるものではなく、例えば、気筒毎にガイド部材として備えられるコントロールスリーブ７０を、個別に備えられた電動モータで気筒毎に回転駆動するようにしてもよい。
　また、上述した実施の形態１においては、ロッカーローラー８２ａを有するロッカーアーム８２を介して従動カムロブ５０ａの作用力が吸気弁３０（バルブ）に伝達される構成を例に挙げて説明を行った。しかしながら、本発明における可変動弁装置は、上記のような構成を有するものに限定されるものではなく、例えば、バルブリフターを介して従動カムロブが直接的にバルブを駆動するように構成されたものであってもよい。
　また、上述した実施の形態１においては、２つの従動カムロブ５０ａを一体的に有するカムピース５０を気筒毎に駆動カム軸４４に回転自在な態様で備えるようにしている。しかしながら、本発明は、このような構成に限定されるものではなく、例えば、個々の従動カムロブが個別に駆動カム軸に回転自在に支持されているものであってもよい。そして、個々の従動カムロブ毎に、例えば、リンク機構６８のようなリンク機構、軌道面７０ａのような軌道面を有するガイド部材、およびアクチュエータ７６のようなアクチュエータを備えるものであってもよい。
　また、上述した実施の形態１においては、駆動カム軸４４の軸中心を共通の回転中心とする駆動アーム部５２ａおよび従動アーム部５０ｂと、駆動リンク５６と従動リンク６０とによって、パンタグラフ状（菱形状）に連結された（言い換えれば、上記回転角度θが１８０°未満の角度側で使用される）四節リンクであるリンク機構６８を備えている。しかしながら、本発明におけるリンク機構は、必ずしもこのような構成のものに限定されるものではなく、例えば、上記回転角度θが１８０°よりも大きな角度側で使用される四節リンクとなるものであってもよい。
　尚、上述した実施の形態１においては、コントロールスリーブ７０が本発明における「ガイド部材」に、制御ローラー側回転軸６２および制御ローラー６４が本発明における「接触部材」に、リンクプレート６６および保持ローラー７２が本発明における「接触維持手段」に相当している。また、ＥＣＵ４０が上記図１２に示すルーチンの一連の処理を実行することにより本発明における「制御手段」が実現されている。
　また、上述した実施の形態１においては、偏心角度φの１８０°および０°が本発明における「第１回転角度」および「第２回転角度」にそれぞれ相当している。また、偏心角度φが１８０°である時（上記低エンジン回転数時）のリフトカーブ、および偏心角度φが０°である時（上記第１高エンジン回転数時）のリフトカーブが本発明における「第１リフトカーブ」および「第２リフトカーブ」にそれぞれ相当している。
１０　内燃機関
１２　ピストン
１４　燃焼室
１６　吸気通路
１８　排気通路
２０　エアフローメータ
２２　ターボ過給機
２４　スロットルバルブ
２６　燃料噴射弁
２８　点火プラグ
３０　吸気弁
３２　排気弁
３４　吸気可変動弁装置
３６　排気可変動弁装置
３８　クランク角センサ
４０　ＥＣＵ(Electronic Control Unit)
４２　アクセル開度センサ
４４　駆動カム軸
４６　タイミングプーリー
４８　可変バルブタイミング（ＶＶＴ）機構
５０　カムピース
５０ａ　従動カムロブ
５０ａ１　従動カムロブのベース円部
５０ａ２　従動カムロブのノーズ部
５０ｂ　従動カムロブの従動アーム部
５２　駆動アーム
５２ａ　駆動アームの駆動アーム部
５４　カム軸側回転軸
５６　駆動リンク
５８　カムロブ側回転軸
６０　従動リンク
６２　制御ローラー側回転軸
６４　制御ローラー
６６　リンクプレート
６８　リンク機構
７０　コントロールスリーブ（ガイド部材）
７０ａ　コントロールスリーブの軌道面
７０ｂコントロールスリーブのギヤ
７２　保持ローラー
７４　保持用回転軸
７６　アクチュエータ
７８　制御軸
７８ａ、７８ｂ　制御軸のギヤ
８０　電動モータ
８０ａ　電動モータの出力軸
８０ｂ　電動モータ側のギヤ
８２　ロッカーアーム
８２ａ　ロッカーローラー
８４　油圧式ラッシュアジャスタ
８６　バルブスプリング

Claims (7)

  1. 　クランク軸の回転力によって回転駆動される駆動カム軸と、
    　前記駆動カム軸と同心であって、当該駆動カム軸に回転自在に支持された従動カムロブと、
    　前記駆動カム軸を覆うように形成された軌道面を有するガイド部材と、
    　前記駆動カム軸および前記従動カムロブのそれぞれに連結され、前記軌道面と接触する接触部材を有し、前記駆動カム軸の回転中心に対する前記接触部材の位置変化に伴って前記駆動カム軸に対する前記従動カムロブの回転角度を変化させるリンク機構と、
    　前記駆動カム軸が一回転する間、当該駆動カム軸の周りを回る前記接触部材と前記軌道面との接触が維持されるようにする接触維持手段と、
    　前記軌道面を、前記駆動カム軸の軸線と直交する平面方向に移動させるアクチュエータと、
    　内燃機関の運転条件に応じて、前記平面方向における前記軌道面の移動量を変化させるべく前記アクチュエータの制御量を制御する制御手段と、
    　を備えることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
  2. 　前記アクチュエータは、前記ガイド部材を回転駆動するものであり、
    　前記軌道面は、円周面であって、前記ガイド部材の回転中心に対して前記軌道面の中心が偏心した状態で前記ガイド部材に備えられており、
    　前記制御手段による前記アクチュエータの制御量は、前記ガイド部材の回転角度であることを特徴とする請求項１記載の内燃機関の可変動弁装置。
  3. 　前記制御手段は、前記ガイド部材の回転角度の目標値として、少なくとも第１回転角度と第２回転角度とを含み、
    　前記第１回転角度は、前記従動カムロブにより駆動されるバルブの作用角を所定の作用角値が得られるようにした際の前記ガイド部材の回転角度であって、
    　前記第２回転角度は、前記第１回転角度への制御時に得られる前記作用角値と同じもしくは実質的に同じ作用角値が得られ、かつ、前記第１回転角度への制御時に得られる前記バルブの第１リフトカーブと比べてリフト量がピークを示すタイミングの異なる第２リフトカーブが得られるようにした際の前記ガイド部材の回転角度であって、
    　前記制御手段は、エンジン回転数が異なる少なくとも２通りの運転条件下において、前記第１回転角度と前記第２回転角度とを使い分けることを特徴とする請求項２記載の内燃機関の可変動弁装置。
  4. 　前記バルブは、吸気弁であって、
    　前記第２リフトカーブは、前記第１リフトカーブと比較して、リフト量がピークを示すタイミングが遅角するように設定されたものであって、
    　前記制御手段は、前記第１回転角度を使用する運転条件よりも高エンジン回転数となる運転条件において、前記第２回転角度を使用することを特徴とする請求項３記載の内燃機関の可変動弁装置。
  5. 　前記第２リフトカーブは、前記第１リフトカーブと比較して、前記バルブの閉じ時期付近の所定区間におけるリフト量が低くなるように設定されたものであることを特徴とする請求項４記載の内燃機関の可変動弁装置。
  6. 　前記従動カムロブにより駆動されるバルブは、吸気弁であって、
    前記制御手段は、低エンジン回転数時に加速要求が出された場合に、前記吸気弁の開き時期付近の所定区間において前記駆動カム軸に対する前記従動カムロブの相対的な回転速度が増加するように、前記アクチュエータの制御量を制御することを特徴とする請求項１乃至５の何れか１項記載の内燃機関の可変動弁装置。
  7. 　前記制御手段は、エンジン回転数が所定回転数よりも高い場合に、前記従動カムロブにより駆動されるバルブの閉じ時期付近の所定区間において前記駆動カム軸に対する前記従動カムロブの相対的な回転速度が減少するように、前記アクチュエータの制御量を制御することを特徴とする請求項１乃至６の何れか１項記載の内燃機関の可変動弁装置。
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