WO2012105509A1 - 内燃機関 - Google Patents

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WO2012105509A1
WO2012105509A1 PCT/JP2012/052015 JP2012052015W WO2012105509A1 WO 2012105509 A1 WO2012105509 A1 WO 2012105509A1 JP 2012052015 W JP2012052015 W JP 2012052015W WO 2012105509 A1 WO2012105509 A1 WO 2012105509A1
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WO
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lift
lift characteristic
valve
cam
internal combustion
Prior art date
Application number
PCT/JP2012/052015
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English (en)
French (fr)
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濱本　高行
富永　健介
陽子 吉岡
Original Assignee
日産自動車株式会社
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Publication date
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Definitions

  • the present invention relates to an internal combustion engine having a variable valve mechanism.
  • JP2008-95668A in a so-called intake two-valve internal combustion engine having two intake valves per cylinder, the valve timing of one intake valve is fixed and the valve timing of the other intake valve is variable.
  • a variable valve system that can be controlled is disclosed. More specifically, the opening timing of the fixed-side intake valve is set at the top dead center, and the closing timing is set at the bottom dead center.
  • the opening timing of the variable-side intake valve is fixed at the top dead center, and the closing timing is The configuration is variably controlled. That is, the opening timing of both the intake valves is fixed at the top dead center, and only the closing timing of the variable intake valve is changed.
  • one-valve variable control is performed in which only one intake valve is variably controlled in a low load region. This is because, by making the lift amounts of the two valves different, the intake air amount flowing into the cylinder through the respective intake valves is differentiated to enhance the in-cylinder flow.
  • an object of the present invention is to provide an internal combustion engine capable of enhancing in-cylinder flow even in a low load region.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a variable valve mechanism to which the present invention is applied.
  • FIG. 2 is a lift characteristic diagram of the first embodiment.
  • FIG. 3 is a schematic cross-sectional view of the inside of the cylinder as viewed from above the cylinder.
  • FIG. 4 is a flowchart of a lift characteristic switching control routine executed by the ECU.
  • FIG. 5 is a lift characteristic map stored in the ECU.
  • FIG. 6 is a lift characteristic diagram of the second embodiment.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of an operating angle variable mechanism 1 used in the present embodiment.
  • variable operating angle mechanism 1 is attached to an intake two-valve internal combustion engine having two intake valves in each cylinder, and opens and closes one intake valve with a swing cam 8 and the other intake valve with a rotary cam 9. Is. A specific example will be described assuming a naturally aspirated type.
  • valve driving principle of the swing cam 8 is the same as that of the variable operating angle mechanism disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2003-201886, and therefore only the outline will be described.
  • the drive shaft 2 and the control shaft 5 are each arranged substantially parallel to the cylinder row of the internal combustion engine.
  • the drive shaft 2 rotates in synchronization with the crankshaft of the internal combustion engine via a timing chain or the like.
  • the eccentric cam 3 is fixed to the outer periphery of the drive shaft 2 by press fitting or the like, and the first link 4 is fitted on the outer periphery of the eccentric cam 3 so as to be rotatable relative to the eccentric cam 3.
  • a gear 13 is fixed near one end of the drive shaft 2 by press-fitting or the like, and this gear 13 meshes with the pinion gear 15 of the actuator 14. That is, the control shaft 5 can be rotated by driving the actuator 14.
  • the actuator 14 is controlled based on the engine speed detected by the crank angle sensor 17 and the engine load detected by the accelerator opening sensor 18 by the engine control unit (ECU) 16. Details of the control will be described later.
  • the control shaft 5 is provided with an eccentric cam portion 5a having an outer peripheral portion formed in an eccentric cam shape, and a rocker arm 6 is externally fitted thereto so as to be relatively rotatable.
  • One end of the first link 4 is connected to one end of the rocker arm 6 via a connecting pin or the like so as to be relatively rotatable.
  • One end of the second link 7 is connected to the other end of the rocker arm 6 via a connecting pin 10 so as to be relatively rotatable.
  • the other end of the second link 7 is connected to the swing cam 8 via a connecting pin 11 so as to be relatively rotatable.
  • the swing cam 8 is fitted on the outer periphery of the drive shaft 2 so as to be relatively rotatable.
  • Rotating cam 9 is fixed to the outer periphery of drive shaft 2 by press fitting or the like.
  • the connecting pin 10 is positioned in the pin hole of the rocker arm 6 by a lock bolt 12 and an adjuster screw (not shown) arranged at a position facing the lock bolt 12 with the connecting pin 10 interposed therebetween. Made.
  • the position of the connecting pin 10 changes, the position of the second link 7 also changes, and the posture of the swing cam 8 changes accordingly. Therefore, in the adaptation when the operating angle variable mechanism 1 is attached to the internal combustion engine, the posture of the swing cam 8 is adjusted by an adjuster screw or the like.
  • the first link 4 moves in translation via the eccentric cam 3, and accordingly, the rocker arm 6 swings around the axis of the eccentric cam portion of the control shaft 5.
  • the swing cam 8 swings around the drive shaft 2 via the second link 7.
  • the swing cam 8 opens and closes one intake valve via the valve lifter or the like in conjunction with the rotation of the internal combustion engine.
  • the axial center position of the eccentric cam portion 5a serving as the rocking center of the rocker arm 6 can be changed, and the lift characteristics of the intake valve can be continuously changed.
  • the operating angle increases, and the lift amount increases accordingly.
  • the center position (center angle) of the operating angle does not move, and the size from the central angle to the timing of valve opening and closing changes.
  • the variable amount of the operating angle of the swing cam 8 and the valve timing will be described later.
  • the rotary cam 9 fixed to the drive shaft 2 also rotates, and the rotary cam 9 opens and closes the other intake valve in the same manner as a general internal combustion engine. That is, the rotary cam 9 has no variable mechanism, and the operating angle and the like are fixed.
  • the operating angle variable mechanism 1 variably controls the valve lift amount and the operating angle only for one intake valve of the intake two-valve internal combustion engine. Since only one of the two intake valves is variably controlled, the valve reaction force acting on the rocker arm 6, the second link, etc. is halved compared to the configuration where the two intake valves are variably controlled. For this reason, the strength required for the rocker arm 6 and the like is low, and the output required for the actuator 14 is low, and as a result, the parts can be reduced in size and weight.
  • operating angle variable mechanism 1 in FIG. 1 is merely shown as an example, and other mechanisms may be used as long as the operating angle can be variably controlled only for one intake valve.
  • valve lift amount and the operating angle (lift characteristic) by the variable operating angle mechanism 1 will be described with reference to FIG.
  • FIG. 2 is a diagram showing the lift characteristics of the present embodiment.
  • A1-A4 indicate the lift characteristics of an intake valve driven by a swing cam 8 (hereinafter referred to as an intake valve on the swing cam 8 side), and “fixed” indicates an intake valve driven by a rotating cam 9 (hereinafter referred to as an intake valve).
  • the lift characteristics of an intake valve on the rotating cam 9 side are shown.
  • the operating angle of the rotary cam 9 is set so that the opening timing of the intake valve is near the top dead center (TDC).
  • the operating angle of the swing cam 8 is a minimum operating angle (lift characteristic A1) smaller than the operating angle of the rotating cam 9, a maximum operating angle (lift characteristic A4) larger than the operating angle of the rotating cam 9, and an intermediate between them.
  • the intermediate operating angle (lift characteristics A2, A3) can be switched.
  • the broken lines C1 and C2 in the figure are the center angles of the rotating cam 9 and the swing cam 8, respectively, and the center angle of the swing cam 8 is set to the retard side with respect to the center angle of the rotary cam 9.
  • the lift characteristics A1-A4 are switched according to the operating state of the internal combustion engine as will be described later.
  • the exhaust valve on the rotary cam 9 side first opens in any of the lift characteristics A1-A4. That is, the opening timing of the intake valve of the cylinder is the opening timing of the intake valve on the rotating cam 9 side.
  • the closing timing of the intake valve of the cylinder is determined by the lift characteristic of the intake valve on the swing cam 8 side. Therefore, when the lift characteristics A1-A4 are switched, only the closing timing is changed without changing the opening timing of the intake valve.
  • the opening timing of the intake valve can be changed by using only the operating angle variable mechanism shown in FIG. 1 without using the phase variable mechanism that changes the phases of the crankshaft and the drive shaft 2. .
  • the operation range of the phase variable system (VVT) can be reduced or eliminated.
  • variable operating angle mechanism 1 if the operating angle of the oscillating cam 8 is reduced, the lift amount decreases, and if the operating angle is increased, the lift amount increases.
  • the lift characteristic A1 is that the intake valve on the rotating cam 9 side is opened first, and then the intake valve on the swing cam 8 side is opened. Then, after the intake valve on the swing cam 8 side is closed, the intake valve on the rotary cam 9 side is closed. In such lift characteristics A1, only the intake valve on the rotating cam 9 side is opened until the intake valve on the swing cam 8 side is opened after the intake valve on the rotating cam 9 side is opened.
  • a valve period (hereinafter, this one-valve period is referred to as an open-side one-valve period). In FIG. 2, the hatched portion is the one-valve period.
  • FIG. 3 is a schematic cross-sectional view of the cylinder viewed from above the cylinder, showing the in-cylinder gas flow during the open side single valve period.
  • the broken line in the figure shows the intake valve on the swing cam 8 side in the closed state.
  • intake air flows with the intake valve on the rotating cam 9 side as the main flow, so there is no intake flow that collides with each other in the cylinder. For this reason, as shown by the arrows in the figure, a swirl flow is generated along the wall surface in the cylinder, and the gas flow in the cylinder is strengthened.
  • the lift valve on the rotary cam 9 side has a larger lift than the intake valve on the rotary cam 9 side. Due to this difference in valve lift, the amount of intake air flowing into the cylinder is biased, the swirling flow generated during the open side one-valve period is strengthened, and the in-cylinder gas flow is strengthened.
  • the combustion stability is improved, it is possible to set the ignition timing at the time of starting the engine to the retard side with respect to the ignition timing at the time of starting a general internal combustion engine. That is, the range of increase in the exhaust gas temperature due to the retarded ignition timing is increased and the exhaust catalyst can be activated earlier, so that the exhaust performance is also improved.
  • the lift characteristic A2 is basically the same characteristic as the lift characteristic A1.
  • the open side single valve period is shorter than the lift characteristic A1, and the valve lift amount is larger than the lift characteristic A1. That is, the effect of in-cylinder gas flow reinforcement by providing the open side one-valve period is smaller than that of the lift characteristic A1, but the same effect due to the difference in valve lift is increased, so that the combustion stability is similarly improved. Further, the frontage is wider than the lift characteristic A1, and a larger intake amount can be secured.
  • the “frontage” here is a value correlated with the amount of intake air flowing into the cylinder through the intake valve, and is a value obtained by integrating the skirt area at the time of valve opening over the valve opening period. This corresponds to the area surrounded by the horizontal axis 2 and the lift characteristic line.
  • the open side one-valve period is further shorter than the lift characteristic A2, and the valve lift amount is further larger than the lift characteristic of the rotary cam 9. Then, after the intake valve on the rotating cam 9 side is closed, the valve is closed. That is, a single valve period in which only the intake valve on the swing cam 8 side is opened after the intake valve on the rotating cam 9 side is closed (hereinafter, this single valve period is referred to as a closed side single valve period) occurs.
  • the in-cylinder gas flow is strengthened by generating a swirling flow in the opposite direction to that during the open-side single valve period. That is, in the lift characteristic A3, the in-cylinder gas flow is strengthened in the second half of the intake stroke. Thereby, when performing external EGR etc., stirring of EGR gas can be promoted.
  • the intake valve opening timing is on the rotary cam 9 side, and the intake valve closing timing is on the swing cam 8 side, so the frontage becomes larger. Then, by setting the closing timing of the intake valve on the swing cam 8 side to a timing at which the intake inertia effect becomes larger, the charging efficiency is increased, and the intake amount at the time of high load can be increased. Therefore, the intake valve closing timing on the swing cam 8 side of the lift characteristic A3 is set to a timing at which the intake inertia effect becomes as large as possible.
  • the intake inertia effect at the maximum output point is about 70 ° after the bottom dead center.
  • the valve closing timing on the rotating cam 9 side is about 40 ° after the bottom dead center
  • the intake inertia is obtained when the swing cam 8 side is closed about 90 ° after the bottom dead center. The effect is maximized.
  • the lift characteristic A4 opens almost simultaneously with the intake valve on the rotary cam 9 side, and closes after a closing side single valve period.
  • the closed side single valve period is longer and the lift amount is larger than the lift characteristic A3.
  • the in-cylinder gas flow is strengthened during the closed side one-valve period in the same manner as the lift characteristic A3, and the frontage becomes larger than the lift characteristic A3. Therefore, it is easy to secure the intake air amount required during high-load operation, and the in-cylinder gas flow during the closed-side single valve period is more easily strengthened.
  • the lift characteristic A4 is a lift characteristic suitable for high-load operation, but the pumping loss is set by setting the valve closing timing to, for example, around 90 ° after bottom dead center so as to be a so-called delayed closing mirror cycle. Lift characteristics that achieve reduction.
  • the lift characteristic that can reduce the pumping loss is suitable for an intermediate load region of an internal combustion engine for a hybrid vehicle or an internal combustion engine with a supercharger, for example.
  • the intake valve closing timing on the swing cam 8 side is set so that the lift characteristic A4 becomes the above-described delayed closing mirror cycle.
  • the lift characteristic can set not only the lift characteristic A1, the lift characteristic A2, the lift characteristic A3, and the lift characteristic A4 in stages, but also an intermediate lift characteristic.
  • Japanese Patent Laid-Open No. 2008-95668 discloses a conventional technique in which the lift characteristic of one intake valve is variable and the lift characteristic of the other intake valve is fixed in an intake two-valve internal combustion engine. Specifically, both the variable and fixed lift characteristics have top dead center at the opening timing and bottom dead center at the closing timing, and the maximum lift amount and the accompanying valve acceleration differ between the variable and fixed lift characteristics. ing.
  • the intake valve closing timing is set after the bottom dead center in order to use the intake inertia effect.
  • the intake valve is closed at the bottom dead center when viewed as a whole cylinder. I'm supposed to speak. Therefore, in the configuration of the prior art, the frontage is narrowed by the amount that the opening period of the intake valve is shortened, and the maximum output is limited due to a decrease in charging efficiency.
  • the prior art also discloses a cam profile that can secure a sufficient lift amount while closing the intake valve at the bottom dead center.
  • the closing timings of both the intake valves on the rotating cam 9 side and the swing cam 8 side are on the retarded side from the bottom dead center.
  • the output is not limited. Further, when the intake valve is open for a short time, the lift amount is small, so there is no problem in designing the cam. Furthermore, according to the lift characteristics A1 and the lift characteristics A2, the in-cylinder gas flow is reinforced during the open side single valve period.
  • FIG. 4 is a flowchart of a lift characteristic switching control routine executed by the ECU 16.
  • This control routine is for setting the lift characteristics corresponding to the situation at the time of starting the internal combustion engine and during the operation after the start.
  • This control routine is repeatedly executed at a predetermined cycle, for example, at an interval of 10 milliseconds (msec) until the ECU 16 stops the engine after detecting the start request of the internal combustion engine.
  • msec milliseconds
  • step S10 the ECU 16 determines whether there is a start request. For example, the determination is made based on a start request signal from an ignition switch or the like.
  • step S20 the ECU 16 determines whether or not it is a cold start based on the detected value of the water temperature sensor 19. If it is a cold start, the process of step S30 is executed. If not, the process of step S40 is executed.
  • step S30 the ECU 16 sets an ignition timing for cold start. Specifically, it is retarded from the default ignition timing set for starting other than when cold. This is intended to promote warm-up of the internal combustion engine and activate the exhaust catalyst early by utilizing the characteristic that the exhaust gas temperature increases as the ignition timing is retarded. Since the possibility of misfire increases as the ignition timing is retarded, generally, the retard amount of the ignition timing is limited under conditions that are disadvantageous to combustion stability, such as during cold start. However, as will be described later, since the lift characteristic A1 is selected at the time of starting, combustion stability is ensured, and a retarded ignition timing can be set as compared with a general ignition timing for starting an internal combustion engine. . A specific retardation amount is determined by performing an experiment or the like for each specification of the internal combustion engine.
  • step S40 the ECU 16 performs a starting operation. Specifically, the starter is driven and fuel injection and spark ignition are executed in the state of the lift characteristic A1 preset as the lift characteristic for starting.
  • the start flag S is reset to zero when the internal combustion engine is stopped or when the next start control is started.
  • step S60 is executed after step S10.
  • step S70 the ECU 16 reads the operating state. Specifically, the engine rotational speed obtained from the detection signal of the crank angle sensor 17, the load obtained from the detection value of the accelerator opening sensor 18, and the cooling water temperature obtained from the detection signal of the water temperature sensor 19 are read.
  • step S80 the ECU 16 determines whether or not the exhaust catalyst is activated. If the exhaust catalyst is activated, the ECU 16 executes the process of step S90. If not activated, the ECU 16 executes the process of step S100.
  • Whether or not the exhaust catalyst is activated can be determined by whether or not the temperature of the exhaust catalyst has reached the activation temperature. Therefore, when a temperature sensor is provided for detecting the temperature of the exhaust catalyst, the detected value of the temperature sensor is used. It can be determined based on. In addition, the time required from the start of the engine to the activation by an experiment or the like is obtained, and this is stored as a determination threshold value. When the time from the start of the engine exceeds the determination threshold value, it is activated. You may make it determine.
  • step S90 it may make it determine whether it changed to the warm-up state from the cold state.
  • the state of the internal combustion engine is determined on the basis of the cooling water temperature, and when the state is shifted to the warm-up state, the process of step S90 is executed.
  • step S90 the ECU 16 changes the ignition timing from the ignition timing for cold operation to the ignition timing for after completion of warm-up.
  • the ignition timing after completion of warm-up is set based on an ignition timing map corresponding to the operating state, as in the case of a general internal combustion engine.
  • step S100 the ECU 16 selects a lift characteristic corresponding to the operating state.
  • the lift characteristic is selected by searching the lift characteristic map shown in FIG. 5 using the load and the engine rotational speed read as the operating state.
  • the lift characteristic map of FIG. 5 is a full load curve in which the vertical axis represents the load, the horizontal axis represents the engine rotation speed, and the solid line WOT in the figure represents the full open load for each engine rotation speed.
  • a to e surrounded by a circle indicate an operation region.
  • Each region ae is surrounded by a circle, but this shows a typical range of each region, and does not strictly indicate the range of each region. Therefore, for example, the range of each region may be expanded from the range shown in FIG. 5, and the entire region of the operation region in FIG. 5 may be divided into five regions ae.
  • the region a is a low rotation high load region, and the ECU 16 selects the lift characteristic A1.
  • the region b is a medium rotation high load region, and the ECU 16 selects the lift characteristic A2.
  • the frontage is widened as compared with the lift characteristic A1 while obtaining the same effect as that of the region a, so that it is possible to secure an intake amount corresponding to a higher load.
  • the region c is a high rotation / high load region, and the ECU 16 selects the lift characteristic A3.
  • the intake amount in the high rotation and high load region can be increased by improving the charging efficiency by optimizing the opening characteristic and the intake valve closing timing of the lift characteristic A3. Further, by enhancing the in-cylinder gas flow by providing the closed-side single valve period, it is possible to improve the fuel spray homogeneity and to promote the stirring of the EGR gas when performing external EGR or the like.
  • the region d is a low / medium rotation / low / medium load region, a so-called partial region, and the ECU 16 selects the lift characteristic A4. Since the lift characteristic A4 is a so-called slow closed mirror cycle as described above, the pump loss reduction effect and the in-cylinder gas flow enhancement effect by providing the closed side valve period can be obtained, and as a result, the fuel efficiency can be improved. it can.
  • Area e is an extremely low load area such as when the engine is started and in an idle state.
  • the lift characteristic A1 is set in advance as the lift characteristic for starting the engine instead of selecting in step S100 of FIG.
  • the startability can be improved by using the lift characteristic A4.
  • the ECU 16 selects a lift characteristic that is intermediate between the lift characteristics. For example, when the region a approaches the region b, the lift characteristic selected by the ECU 16 changes continuously or stepwise so as to approach the lift characteristic A2 from the lift characteristic A1 according to changes in the engine speed and load. .
  • the ECU 16 has a valve opening timing on the retard side with respect to the rotary cam 9, and the valve opening timing is advanced as it approaches the lift characteristic A4 which is a large lift characteristic.
  • the lift characteristic of the swing cam 8 is set so that the valve closing timing is reached on the retard side with respect to the rotating cam 9.
  • the ECU 16 selects a lift characteristic A1 that has an operation angle and a lift amount smaller than those of the rotating cam 9 at the time of engine start, an extremely low load region, and a low rotation and high load region, and that is the valve opening timing on the retard side of the rotating cam 9. Therefore, the in-cylinder gas flow in the initial stage of the intake stroke can be strengthened, and the fuel efficiency can be improved.
  • the ECU 16 selects the lift characteristic A4 that is the valve closing timing at which the lift amount and the operating angle are larger than those of the rotating cam 9 and the intake inertia effect after the bottom dead center cannot be obtained in the low / medium / low / medium load region. Pump loss can be reduced.
  • the ECU 16 selects a lift characteristic A3 that is larger in the operating angle and lift amount than the rotating cam 9 in the high rotation and high load region, is retarded from the rotating cam 9 and is a valve closing timing at which an intake inertia effect is obtained. Thereby, it is possible to enhance the in-cylinder gas flow during the closed side single valve period and improve the combustion resistance and the like while securing the intake air amount necessary for the high load operation.
  • FIG. 6 is a view showing the lift characteristics used in this embodiment in the same manner as FIG.
  • the lift characteristics B1-lift characteristics B4 in the figure are the lift characteristics of the operating angle and the lift amount similar to the lift characteristics A1-lift characteristics A4 in FIG. 2, respectively.
  • the ECU 16 lifts in the areas a to d in FIG. Characteristic B1-lift characteristic B4 is selected. At start-up, the lift characteristic B1 is set.
  • the lift characteristic B1 has a shorter open side single valve period than the lift characteristic A1, while a closed side single valve period occurs. That is, the one-valve period is divided into an open side and a closed side.
  • the one-valve period is divided into an open side and a closed side, and the effect of enhancing the in-cylinder gas flow becomes smaller than the lift characteristic A2.
  • the lift characteristic B3 matches the lift characteristic of the rotary cam 9. That is, there is no closed side valve period that the lift characteristic A3 has.
  • the lift characteristic B4 is opened on the advance side of the intake valve TDC, and is an open side single valve period until the intake valve on the rotary cam 9 side is opened.
  • the closing side single valve period is shorter than the lift characteristic A4. That is, in the lift characteristic B4, the one-valve period is divided into two on the open side and the close side.
  • the one-valve period is divided into an open side and a closed side as in the lift characteristic B1, the lift characteristic B2, and the lift characteristic B4, the open side or the closed side as in the lift characteristic A1, the lift characteristic A2, and the lift characteristic A4.
  • the effect of in-cylinder gas flow enhancement is less than in the case of only one of these.
  • the opening timing of the intake valve can be made before the top dead center.
  • the intake valve is opened before top dead center, that is, while the piston is moving up, a part of the exhaust is discharged to the intake port, and the temperature of the intake valve and the intake port wall rises due to the heat of the exhaust.
  • the lift characteristic B4 is employed in a so-called port injection type internal combustion engine that injects fuel into the intake port, vaporization of the fuel is promoted, and combustion stability, exhaust performance, and the like can be improved.

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Abstract

気筒あたり２本の吸気バルブを備える内燃機関において、開タイミングが上死点近傍となるリフト特性で一方の前記吸気バルブを駆動する固定カムと、固定カムより作動角及びリフト量が小さい小リフト特性から固定カムより作動角及びリフト量が大きい大リフト特性の間でリフト特性を機関運転状態に応じて変化させ得る可変動弁機構と、可変動弁機構を備え他方の吸気バルブを駆動する可変カムとを備え、可変動弁機構は、小リフト特性の場合には固定カムよりも遅角側で開弁タイミングとなるように、可変カムのリフト特性を設定する。

Description

内燃機関
　本発明は、可変動弁機構を有する内燃機関に関する。
　　吸排気バルブのバルブタイミング、作動角及びリフト量を運転状態に応じて可変に制御する可変動弁システムを用いて、内燃機関の燃焼効率等の向上を図る技術が知られている。
　例えばＪＰ２００８－９５６６８Ａには、気筒あたり２つの吸気弁を備える、いわゆる吸気２弁式の内燃機関において、一方の吸気弁のバルブタイミング等は固定したままで、他方の吸気弁のバルブタイミング等を可変に制御し得る可変動弁システムが開示されている。より詳細には、固定側の吸気弁の開タイミングは上死点に、閉タイミングは下死点に設定されており、可変側の吸気弁の開タイミングは上死点に固定され、閉タイミングが可変に制御される構成となっている。つまり、両吸気弁とも開タイミングは上死点に固定され、可変側の吸気弁の閉タイミングのみが変化する構成となっている。
　ところで、ＪＰ２００８－９５６６８Ａの構成では、低負荷領域において一方の吸気弁のみを可変に制御する片弁可変制御を行っている。これは、２つの弁のリフト量を異ならせることで、それぞれの吸気弁を介して筒内に流入する吸気量に差をつけ、筒内流動を強化するためである。
　しかしながら、片弁可変制御においても、吸気弁開タイミングは両吸気弁とも上死点で一致しており、リフト量の差だけで筒内流動の強化を図る構成なので、吸気量が少ないとその効果は小さい。したがって、低負荷領域では筒内流動の強化がより望まれるにもかかわらず、低負荷ゆえに吸気量が少ないために十分な筒内流動強化ができず、その結果、燃焼安定性を確保できないという問題がある。
　そこで、本発明では、低負荷領域においても筒内流動強化が可能な内燃機関を提供することを目的とする。
　この発明の詳細並びに他の特徴や利点は、明細書の以降の記載の中で説明されるとともに、添付された図面に示される。
図１は、本発明を適用する可変動弁機構の構成図である。 図２は、第１実施形態のリフト特性図である。 図３は、気筒上方から見た筒内の概略断面図である。 図４は、ＥＣＵが実行するリフト特性の切り替え制御ルーチンのフローチャートである。 図５は、ＥＣＵに格納されたリフト特性マップである。 図６は、第２実施形態のリフト特性図である。
（第１実施形態）
　図１は本実施形態で用いる作動角可変機構１の構成図である。
　作動角可変機構１は、各気筒に吸気バルブを２本備える吸気２弁式の内燃機関に取り付けられ、一方の吸気バルブを揺動カム８で、他方の吸気バルブを回転カム９で開閉駆動するものである。なお、具体例として自然吸気型のものを想定して説明する。
　揺動カム８のバルブ駆動原理は、例えば特開２００３－２０１８６８号公報等に開示されている作動角可変機構と同様なので、概要のみを説明する。
　駆動軸２及び制御軸５は、それぞれ内燃機関の気筒列と略平行に配置されている。駆動軸２は、タイミングチェーン等を介して内燃機関のクランクシャフトに同期して回転する。
　駆動軸２の外周には偏心カム３が圧入等により固定され、偏心カム３の外周には第１リンク４が偏心カム３に対して相対回転可能に外嵌されている。
　また、駆動軸２の一方の端部付近にはギヤ１３が圧入等により固定され、このギヤ１３はアクチュエータ１４のピニオンギヤ１５と噛み合っている。すなわち、アクチュエータ１４を駆動することで制御軸５を回転させることができる。このアクチュエータ１４の制御は、エンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）１６が、クランク角センサ１７で検出するエンジン回転速度、アクセル開度センサ１８で検出する機関負荷等に基づいて行う。制御の詳細については後述する。
　制御軸５は、外周部が偏心カム状に形成された偏心カム部５ａを備えており、そこにロッカーアーム６が相対回転可能に外嵌されている。
　第１リンク４の一端は連結ピン等を介してロッカーアーム６の一端と相対回転可能に連結されている。ロッカーアーム６の他端には第２リンク７の一端が連結ピン１０を介して相対回転可能に連結されている。第２リンク７の他端は、連結ピン１１を介して揺動カム８に相対回転可能に連結されている。揺動カム８は駆動軸２の外周に相対回転可能に外嵌されている。
　回転カム９は駆動軸２の外周に圧入等により固定されている。
　なお、連結ピン１０は、ロックボルト１２と、連結ピン１０を挟んでロックボルト１２に対向する位置に配置されるアジャスタスクリュー（図示せず）とによって、ロッカーアーム６のピン孔内での位置決めがなされる。連結ピン１０の位置が変化すると第２リンク７の位置も変化し、これに伴って揺動カム８の姿勢が変化する。そこで、作動角可変機構１を内燃機関に取り付ける際の適合では、アジャスタスクリュー等によって揺動カム８の姿勢を調整する。
　上記のような構成により、駆動軸２が回転すると、偏心カム３を介して第１リンク４が並進移動し、これに応じてロッカーアーム６が制御軸５の偏心カム部分の軸心回りに揺動し、かつ第２リンク７を介して揺動カム８が駆動軸２回りに揺動する。これにより、揺動カム８は、バルブリフタ等を介して一方の吸気バルブを内燃機関の回転に連動して開閉する。
　そして、アクチュエータ１４によって制御軸５を回転制御することで、ロッカーアーム６の揺動中心となる偏心カム部５ａの軸心位置を変化させ、吸気バルブのリフト特性を連続的に変化させることができる。例えば、偏心カム部５ａの軸心と駆動軸２の軸心との距離が近づくと作動角が大きくなり、これに伴いリフト量も増大する。作動角及びリフト量が変化する際には、作動角の中心位置（中心角）は動かず、中心角から開弁及び閉弁のタイミングまでの大きさが変化する。揺動カム８の作動角の可変量やバルブタイミング等については後述する。
　また、駆動軸２が回転すると、駆動軸２に固定された回転カム９も回転し、一般的な内燃機関と同様に回転カム９が他方の吸気バルブを開閉する。すなわち、回転カム９には可変機構はなく、作動角等は固定されている。
　以上説明したように、作動角可変機構１は、吸気２弁式内燃機関の一方の吸気バルブについてのみ、バルブリフト量及び作動角を可変制御するものである。２本ある吸気バルブのうち一方のみを可変制御する構成なので、２本の吸気バルブを可変制御する構成に比べて、ロッカーアーム６や第２リンク等に作用するバルブ反力等が半減する。このため、ロッカーアーム６等に要求される強度は低くなり、またアクチュエータ１４に要求される出力は低くなるので、結果として部品の小型化、軽量化を図ることができる。
　また、製造公差等によるバルブリフト量のバラツキがあると、特に低リフト時にその影響が大きくなるため、製造時に調整が必要となる。しかし、一方の吸気バルブのリフト量は固定にして他方の吸気バルブだけを可変制御する構成であれば、２本の吸気バルブを可変制御する構成に比べて、バラツキの影響は小さくなる。このため、調整が容易になる。
　なお、図１の作動角可変機構１はあくまでも一例として示したものであり、一方の吸気バルブについてのみ作動角を可変制御できるものであれば、他の機構であってもよい。
　次に、作動角可変機構１によるバルブリフト量及び作動角（リフト特性）について図２を参照して説明する。
　図２は、本実施形態のリフト特性を示す図である。図中のＡ１－Ａ４は揺動カム８で駆動する吸気バルブ（以下、揺動カム８側の吸気バルブという）のリフト特性を示し、「固定」は回転カム９で駆動する吸気バルブ（以下、回転カム９側の吸気バルブという）のリフト特性を示す。
　回転カム９の作動角は、吸気バルブの開弁時期が上死点（ＴＤＣ）付近となるように設定される。
　揺動カム８の作動角は、回転カム９の作動角よりも小さい最小作動角（リフト特性Ａ１）と、回転カム９の作動角より大きい最大作動角（リフト特性Ａ４）と、これらの中間の大きさの中間作動角（リフト特性Ａ２、Ａ３）と、を切り替え可能である。
　また、図中の破線Ｃ１、Ｃ２はそれぞれ回転カム９、揺動カム８の中心角であり、揺動カム８の中心角は回転カム９の中心角よりも遅角側に設定される。
　リフト特性Ａ１－Ａ４は、後述するように内燃機関の運転状態に応じて切り替えられる。
　気筒全体としてみると、リフト特性Ａ１－Ａ４のいずれの場合でも、最初に開くのは回転カム９側の排気バルブである。つまり、当該気筒の吸気バルブの開タイミングは回転カム９側の吸気バルブの開タイミングである。一方、当該気筒の吸気バルブの閉タイミングは、揺動カム８側の吸気バルブのリフト特性により決まる。したがって、リフト特性Ａ１－Ａ４を切り替えると、吸気バルブの開タイミングを変化させずに、閉タイミングのみを変化させることになる。
　すなわち、クランクシャフトと駆動軸２の位相を変化させる位相可変機構を用いることなく、図１に示した作動角可変機構のみで、位相可変機構と同様に吸気バルブの開タイミングを変化させることができる。以上より、位相可変システム（ＶＶＴ）の作動範囲縮小、または廃止も可能となる。
　なお、作動角可変機構１の特性上、揺動カム８の作動角を小さくすればリフト量も小さくなり、作動角を大きくすればリフト量も大きくなる。
　ここで、上述した各リフト特性について説明する。
　リフト特性Ａ１は、まず回転カム９側の吸気バルブが開弁し、その後で揺動カム８側の吸気バルブが開弁する。そして、揺動カム８側の吸気バルブが閉弁した後に回転カム９側の吸気バルブが閉弁する。このようなリフト特性Ａ１では、回転カム９側の吸気バルブが開弁してから揺動カム８側の吸気バルブが開弁するまでの間、回転カム９側の吸気バルブのみが開弁した片弁期間（以下、この片弁期間を開側片弁期間という。）となる。なお、図２において斜線を付した部分が片弁期間である。
　図３は、気筒上方から見た筒内の概略断面図であり、開側片弁期間中の筒内ガス流動を示している。図中破線で示したのは閉弁状態の揺動カム８側の吸気バルブである。開側片弁期間中は、回転カム９側の吸気バルブを主流として吸気が流入するので、筒内で互いに衝突する吸気流はない。このため、図中の矢印で示すように筒内の壁面に沿った旋回流が生じて、筒内のガス流動が強まる。
　さらに、揺動カム８側の吸気バルブが開弁した後は、回転カム９側の吸気バルブの方が回転カム９側の吸気バルブに比べてリフト量が大きい。このバルブリフト量の差によって、筒内に流入する吸気量に偏りが生じ、開側片弁期間中に生じた旋回流が強化され、筒内ガス流動が強まる。
　この結果、燃料噴霧の均質度が改善されて燃焼安定性が向上するので、ＥＧＲ導入時の燃焼耐力も向上し、燃費性能が向上する。また、燃焼安定性が向上するので、機関始動時に点火時期を、一般的な内燃機関の始動時における点火時期よりも遅角側に設定することが可能となる。つまり、点火時期の遅角化による排気温度の上昇幅が大きくなり、排気触媒をより早期に活性化させることが可能となるので、排気性能も向上する。
　リフト特性Ａ２は、基本的にはリフト特性Ａ１と同様の特性である。ただし、開側片弁期間がリフト特性Ａ１より短く、バルブリフト量がリフト特性Ａ１より大きい。すなわち、開側片弁期間を設けることによる筒内ガス流動強化の効果はリフト特性Ａ１に比べれば小さくなるが、バルブリフト量差による同効果は大きくなるので、燃焼安定性は同様に向上する。また、リフト特性Ａ１に比べて間口が広くなり、より多くの吸気量を確保することができる。
　なお、ここでいう「間口」とは、当該吸気バルブを介して筒内に流入する吸気量に相関する値であって、開弁時のスカート面積を開弁期間で積分した値、つまり、図２の横軸とリフト特性線とで囲まれた面積に相当する。
　リフト特性Ａ３は、開側片弁期間がリフト特性Ａ２よりもさらに短く、バルブリフト量は回転カム９のリフト特性よりもさらに大きい。そして、回転カム９側の吸気バルブが閉弁した後で閉弁する。つまり、回転カム９側の吸気バルブが閉弁した後に揺動カム８側の吸気バルブのみが開弁した片弁期間（以下、この片弁期間を閉側片弁期間という。）が生じる。
　閉側片弁期間中は、開側片弁期間中とは逆向きの旋回流が生じることで筒内ガス流動が強化される。つまり、リフト特性Ａ３では吸気行程の後半に筒内ガス流動が強化される。これにより、外部ＥＧＲ等を行う場合に、ＥＧＲガスの攪拌促進を図ることができる。
　また、気筒全体として見た場合に、吸気バルブ開タイミングは回転カム９側、吸気バルブ閉タイミングは揺動カム８側となるので、間口がより大きくなる。そして、揺動カム８側の吸気バルブの閉タイミングを、吸気慣性効果がより大きくなるタイミングに設定することで充填効率が高まり、高負荷時の吸気量を増大させることができる。そこで、リフト特性Ａ３の揺動カム８側の吸気バルブ閉弁タイミングを、吸気慣性効果ができるだけ大きくなるタイミングに設定する。
　なお、２つの吸気バルブが同時に閉弁する一般的な内燃機関の場合には、最高出力点での吸気慣性効果が最大になるのは下死点後約７０°である。これに対して、本実施形態の場合、例えば回転カム９側の閉弁タイミングが下死点後約４０°とすると、揺動カム８側は下死点後約９０°で閉弁すると吸気慣性効果が最大となる。
　リフト特性Ａ４は、回転カム９側の吸気バルブとほぼ同時に開弁し、閉側片弁期間を経て閉弁する。リフト特性Ａ３に比べて閉側片弁期間は長く、リフト量は大きい。
　閉側片弁期間中に筒内ガス流動が強化されるのはリフト特性Ａ３と同様であり、間口はリフト特性Ａ３よりさらに大きくなる。したがって、高負荷運転時に必要な吸気量を確保しやすく、また、閉側片弁期間中の筒内ガス流動がより強化しやすくなる。
　このように、リフト特性Ａ４は高負荷運転時に適したリフト特性であるが、閉弁タイミングをいわゆる遅閉じミラーサイクルとなるように、例えば下死点後９０°付近に設定することで、ポンピングロス低減を実現するリフト特性になる。
　すなわち、吸気慣性効果が得られなくなった後も閉側片弁期間を継続させることで、ピストン上昇に伴う筒内圧の上昇を抑制できるので、ポンピングロスを低減することができる。ポンピングロスを低減できるリフト特性は、例えばハイブリッド車両用内燃機関や過給機付き内燃機関の中間負荷領域にも適している。
　そこで、リフト特性Ａ４を、上述した遅閉じミラーサイクルとなるように揺動カム８側の吸気バルブ閉弁タイミングを設定する。
　なお、リフト特性は、リフト特性Ａ１、リフト特性Ａ２、リフト特性Ａ３、及びリフト特性Ａ４を段階的に切り替えるだけでなく、これらの中間的なリフト特性を設定することも可能である。
　ところで、吸気２弁式内燃機関において一方の吸気バルブのリフト特性を可変に、他方の吸気バルブのリフト特性を固定にする構成の従来技術が、特開２００８－９５６６８号公報に開示されている。具体的には、可変、固定の両リフト特性ともに開タイミングは上死点、閉タイミングは下死点となっており、可変と固定のリフト特性では、最大リフト量及びこれに伴うバルブ加速度が異なっている。
　一般的な内燃機関では、吸気慣性効果を利用するために吸気バルブ閉弁タイミングを下死点以降に設定するが、従来技術の構成では、気筒全体でみたときに吸気バルブが下死点で閉弁することになっている。したがって、従来技術の構成では吸気バルブの開期間が短くなる分だけ間口が狭くなり、充填効率が低下することにより最大出力が制限されてしまう。この点について、従来技術では、下死点で吸気バルブを閉弁しつつ十分なリフト量を確保できるカムプロフィールとすることも開示されている。しかし、短い開期間で十分なリフト量を確保するためには、必然的にバルブの速度及び加速度が大きくなるので、閉弁バルブのジャンプ及びバウンスといった問題や、バルブ駆動機構の強度上の問題が生じる。したがって、上死点で開弁し下死点で閉弁するという短い期間で十分なリフト量を確保できるカムプロフィールは現実的でなく、カムの設計上成り立たない。一方、固定されるリフト特性の吸気バルブ閉タイミングを下死点より遅角側にすることで、間口を拡大して最大出力を確保することも考えられる。しかし、この場合には、間口が拡がることによって低負荷運転時における筒内ガス流動が弱まるという問題が生じる。
　これに対して、本実施形態によれば、回転カム９側及び揺動カム８側の両吸気バルブの閉タイミングは下死点より遅角側になっているので、間口の大きさ不足によって最大出力が制限されることはない。また、吸気バルブの開期間が短い場合にはリフト量も小さくなっているので、カムの設計上の問題もない。さらに、リフト特性Ａ１、リフト特性Ａ２によれば、開側片弁期間中に筒内ガス流動が強化される。
　次に、リフト特性Ａ１－リフト特性Ａ４の切り替え制御について説明する。
　図４は、ＥＣＵ１６が実行するリフト特性の切り替え制御ルーチンのフローチャートである。本制御ルーチンは、内燃機関の始動時及び始動後の運転時に、その状況に応じたリフト特性を設定するためのものである。なお、本制御ルーチンは、ＥＣＵ１６が内燃機関の始動要求を検知してから機関停止するまで、所定の周期、例えば１０ミリ秒（ｍｓｅｃ）間隔、で繰り返し実行される。以下、各ステップに従って本制御ルーチンについて説明する。
　ステップＳ１０で、ＥＣＵ１６は始動要求の有無を判定する。例えばイグニッションスイッチ等からの始動要求信号に基づいて判定する。
　ステップＳ２０で、ＥＣＵ１６は水温センサ１９の検出値に基づいて冷間始動であるか否かを判定する。冷間始動の場合はステップＳ３０の処理を実行し、そうでない場合はステップＳ４０の処理を実行する。
　ステップＳ３０で、ＥＣＵ１６は冷間始動用の点火時期を設定する。具体的には、冷間時以外の始動用に設定したデフォルト点火時期よりも遅角させる。これは、点火時期を遅角させるほど排気温度が上昇する特性を利用して、内燃機関の暖機促進及び排気触媒の早期活性化を図るものである。なお、点火時期を遅角するほど失火の可能性が高まるので、一般に、冷間始動時のように燃焼安定性に不利な条件では、点火時期の遅角量は制限される。しかし、後述するように始動時にはリフト特性Ａ１を選択するので、燃焼安定性が確保され、一般的な内燃機関の始動時用点火時期に比べて、より遅角した点火時期を設定することができる。具体的な遅角量は、内燃機関の仕様毎に実験等を行って決定する。
　ステップＳ４０で、ＥＣＵ１６は始動動作を実行する。具体的には、始動時用リフト特性として予め設定したリフト特性Ａ１の状態で、スタータを駆動し、燃料噴射及び火花点火を実行する。
　ステップＳ５０で、ＥＣＵ１６は始動フラグＳを立てて、つまりＳ＝１として処理を終了する。なお、始動フラグＳは、内燃機関を停止する際、又は次回の始動制御開始時にゼロに戻す。
　始動要求が入力された後の２回目以降の処理では、ステップＳ１０の後はステップＳ６０の処理を実行することになる。
　ステップＳ６０で、ＥＣＵ１６は始動フラグＳ＝１であるか否かを判定する。Ｓ＝１の場合はステップＳ７０の処理を実行し、そうでない場合、つまりＳ＝０の場合は処理を終了する。
　ステップＳ７０で、ＥＣＵ１６は運転状態を読み込む。具体的には、クランク角センサ１７の検出信号から求まる機関回転速度、アクセル開度センサ１８の検出値から求まる負荷、及び水温センサ１９の検出信号から求まる冷却水温を読み込む。
　ステップＳ８０で、ＥＣＵ１６は排気触媒が活性化しているか否かを判定し、活性化している場合はステップＳ９０の処理を実行し、活性化していない場合はステップＳ１００の処理を実行する。
　排気触媒が活性化しているか否かは、排気触媒の温度が活性温度に達しているか否かにより判定できるので、排気触媒の温度検出用に温度センサを設ける場合は、その温度センサの検出値に基づいて判定できる。また、実験等により機関始動から活性化するまでに要する時間を求めて、これを判定用閾値として記憶しておき、機関始動時からの時間が判定用閾値を超えた場合には活性化したと判定するようにしてもよい。
　なお、冷機状態から暖機状態に移行したか否かを判定するようにしてもよい。この場合には、冷却水温に基づいて内燃機関の状態を判断し、暖機状態に移行したらステップＳ９０の処理を実行し、冷機状態であればステップＳ１００の処理を実行する。
　ステップＳ９０で、ＥＣＵ１６は点火時期を冷間運転用の点火時期から暖機終了後用の点火時期に変更する。暖機終了後用の点火時期は、一般的な内燃機関の場合と同様に、運転状態に応じた点火時期マップに基づいて設定する。
　ステップＳ１００で、ＥＣＵ１６は運転状態に応じたリフト特性を選択する。具体的には、運転状態として読み込んだ負荷及び機関回転速度を用いて、図５に示すリフト特性マップを検索することによりリフト特性を選択する。図５のリフト特性マップは、縦軸が負荷、横軸が機関回転速度、図中の実線ＷＯＴが機関回転速度毎の全開負荷を結んだ全負荷曲線である。図中の円で囲んだａ－ｅは、運転領域を示している。なお、ａ－ｅの各領域を円で囲んでいるが、これは各領域の代表的な範囲を示したものであり、各領域の範囲を厳密に示すものではない。したがって、例えば各領域の範囲を図５に示した範囲より広げて、図５の運転領域の全領域を領域ａ－ｅの５つの領域に分割してもよい。
　各運転領域でのリフト特性について説明する。
　領域ａは、低回転高負荷領域であり、ＥＣＵ１６はリフト特性Ａ１を選択する。
　リフト特性Ａ１によれば、筒内ガス流動強化による燃焼安定性の向上、燃料噴霧及びＥＧＲガスの攪拌性向上等の効果が得られるので、領域ａのように吸気流速が低く、かつ吸気量が多い領域において、安定した燃焼を実現することができる。これにより、燃費性能及び排気性能の向上を図ることができる。
　領域ｂは、中回転高負荷領域であり、ＥＣＵ１６はリフト特性Ａ２を選択する。これにより、領域ａと同様の効果を得つつ、リフト特性Ａ１に比べて間口が拡がるので、より高い負荷に応じた吸気量を確保することができる。
　領域ｃは、高回転高負荷領域であり、ＥＣＵ１６はリフト特性Ａ３を選択する。リフト特性Ａ３の、間口拡大効果及び吸気バルブ閉タイミングの最適化による充填効率向上よって、高回転高負荷領域における吸気量を増大させることができる。また、閉側片弁期間を設けることによる筒内ガス流動強化によって、燃料噴霧の均質度の向上や、外部ＥＧＲ等を行う場合にはＥＧＲガスの攪拌を促進させる効果が得られる。
　領域ｄは、低中回転低中負荷領域、いわゆるパーシャル領域であり、ＥＣＵ１６はリフト特性Ａ４を選択する。リフト特性Ａ４は、上述したようにいわゆる遅閉じミラーサイクルなので、ポンプロス低減効果、及び、閉側片弁期間を設けることによる筒内ガス流動強化効果が得られ、結果として燃費性能を向上させることができる。
　領域ｅは、機関始動時及びアイドル状態のような極低負荷領域である。機関始動時の場合には、図４のステップＳ１００で選択するのではなく、機関始動用のリフト特性として予めリフト特性Ａ１が設定されている。なお、始動時にデコンプが必要な場合には、リフト特性Ａ４にすることで、始動性の向上を図ることができる。
　なお、領域ａ－領域ｄの各領域の中間領域では、ＥＣＵ１６は各リフト特性の中間のリフト特性を選択する。例えば、領域ａから領域ｂに近づく場合には、ＥＣＵ１６が選択するリフト特性は、機関回転速度及び負荷の変化に応じてリフト特性Ａ１からリフト特性Ａ２に近づくように連続的または段階的に変化する。
　以上により本実施形態では、次の効果が得られる。
　ＥＣＵ１６は、小リフト特性であるリフト特性Ａ１の場合には回転カム９よりも遅角側で開弁タイミングとなり、かつ、大リフト特性であるリフト特性Ａ４に近づくほど開弁タイミングが進角し、大リフト特性の場合には回転カム９よりも遅角側で閉弁タイミングとなるように、揺動カム８のリフト特性を設定する。これにより、小リフト特性では吸気行程初期の筒内ガス流動を強化できるので、燃焼耐力が向上して燃焼安定性やＥＧＲ耐力が向上するので、燃費性能の向上を図ることができる。また、大リフト特性では間口が大きくなるので、吸気量を確保することができる。
　回転カム９の吸気バルブ閉弁タイミングは下死点より遅角側なので、間口を確保することができる。
　ＥＣＵ１６は、機関始動時及び極低負荷領域、並びに低回転高負荷領域では回転カム９より作動角及びリフト量が小さく、回転カム９よりも遅角側で開弁タイミングとなるリフト特性Ａ１を選択するので、吸気行程初期の筒内ガス流動を強化し、燃費性能の向上を図ることができる。
　ＥＣＵ１６は、低中回転低中負荷領域では、回転カム９よりリフト量及び作動角が大きく、かつ下死点後の吸気慣性効果が得られない閉弁タイミングとなるリフト特性Ａ４を選択するので、ポンプロスを低減することができる。
　ＥＣＵ１６は、高回転高負荷領域では回転カム９より作動角及びリフト量が大きく、回転カム９より遅角側かつ吸気慣性効果が得られる閉弁タイミングとなるリフト特性Ａ３を選択する。これにより、高負荷運転に必要な吸気量を確保しつつ、閉側片弁期間により筒内ガス流動を強化して燃焼耐力等の向上を図ることができる。
（第２実施形態）
　第２実施形態について説明する。本実施形態を適用する内燃機関の構成及びＥＣＵ１６が実行するリフト特性選択のための制御ルーチンは、基本的には第１実施形態と同様である。
　図６は本実施形態で用いるリフト特性について図２と同様に示した図である。
　図中のリフト特性Ｂ１－リフト特性Ｂ４は、それぞれ図２のリフト特性Ａ１－リフト特性Ａ４と同様の作動角、リフト量のリフト特性であり、ＥＣＵ１６は図５の領域ａ－領域ｄでそれぞれリフト特性Ｂ１－リフト特性Ｂ４を選択する。始動時はリフト特性Ｂ１に設定されている。
　ただし、回転カム９と揺動カム８の中心角が一致している点でリフト特性Ａ１－リフト特性Ａ４と相違する。これにより、リフト特性Ｂ１－リフト特性Ｂ４とリフト特性Ａ１－リフト特性Ａ４では次のような相違点が生じる。
　リフト特性Ｂ１はリフト特性Ａ１に比べて開側片弁期間が短くなる一方、閉側片弁期間が生じる。つまり、片弁期間が開側と閉側に２分割される。
　リフト特性Ｂ２についても、リフト特性Ｂ１と同様に片弁期間が開側と閉側に２分割されて、筒内ガス流動強化の効果がリフト特性Ａ２に比べて小さくなる。
　リフト特性Ｂ３は回転カム９のリフト特性と一致する。つまり、リフト特性Ａ３が有していた閉側片弁期間がない。
　リフト特性Ｂ４は、吸気バルブＴＤＣよりも進角側で開弁し、回転カム９側の吸気バルブが開弁するまで開側片弁期間となる。一方、閉側片弁期間についてはリフト特性Ａ４より短くなる。つまり、リフト特性Ｂ４も片弁期間が開側と閉側に２分割される。
　リフト特性Ｂ１、リフト特性Ｂ２、リフト特性Ｂ４のように、片弁期間が開側と閉側に２分割されると、リフト特性Ａ１、リフト特性Ａ２、リフト特性Ａ４のように開側又は閉側の一方のみの場合に比べて筒内ガス流動強化の効果は小さくなる。
　しかし、リフト特性Ｂ４では、吸気バルブの開弁タイミングを上死点前にすることができる。吸気バルブを上死点前、つまりピストン上昇途中に開弁すると、排気の一部が吸気ポートに排出され、排気の熱により吸気バルブ及び吸気ポート壁の温度が上昇する。このため、燃料を吸気ポート内に噴射する、いわゆるポート噴射式の内燃機関でリフト特性Ｂ４を採用すると、燃料の気化が促進され、燃焼安定性や排気性能等を向上させることができる。一方、リフト特性Ｂ４からリフト特性Ｂ３等に切り替えれば、吸気ポートへ排気が排出されることを防止できるので、吸気ポートへ排気が排出されることが望ましくない運転状態にも対応することができる。
　以上のように、本実施形態では第１実施形態と同様の効果に加えて、排気の一部を吸気ポートに吹き返すことによる、燃料の気化促進、燃焼安定性の向上等の効果が得られる。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　本願は２０１１年１月３１日に日本国特許庁に出願された特願２０１１－１７８０７に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (7)

  1. 　気筒あたり２本の吸気バルブを備える内燃機関において、
    　開タイミングが上死点近傍となるリフト特性で一方の前記吸気バルブを駆動する固定カムと、
    　前記固定カムより作動角及びリフト量が小さい小リフト特性から前記固定カムより作動角及びリフト量が大きい大リフト特性の間でリフト特性を機関運転状態に応じて変化させ得る可変動弁機構と、
    　前記可変動弁機構を備え他方の吸気バルブを駆動する可変カムと、
    を備え、
    　前記可変動弁機構は、前記小リフト特性の場合には前記固定カムよりも遅角側で開弁タイミングとなるように、前記可変カムのリフト特性を設定する内燃機関。
  2. 　気筒あたり２本の吸気バルブを備える内燃機関において、
    　開タイミングが上死点近傍となるリフト特性で一方の前記吸気バルブを駆動する固定カムと、
    　前記固定カムより作動角及びリフト量が小さい小リフト特性から前記固定カムより作動角及びリフト量が大きい大リフト特性の間でリフト特性を機関運転状態に応じて変化させ得る可変動弁機構と、
    　前記可変動弁機構を備え他方の吸気バルブを駆動する可変カムと、
    を備え、
    　前記可変動弁機構は、前記大リフト特性に近づくほど開弁タイミングが進角し、前記大リフト特性の場合には前記固定カムとりも遅角側で閉弁タイミングとなるように、前記可変カムのリフト特性を設定する内燃機関。
  3. 　気筒あたり２本の吸気バルブを備える内燃機関であって、
    　開タイミングが上死点近傍となるリフト特性で一方の前記吸気バルブを駆動する固定カムと、
    　前記固定カムより作動角及びリフト量が小さい小リフト特性から前記固定カムより作動角及びリフト量が大きい大リフト特性の間でリフト特性を機関運転状態に応じて変化させ得る可変動弁機構と、
    　前記可変動弁機構を備え他方の吸気バルブを駆動する可変カムと、
    　を備え、
    　前記可変動弁機構は、前記小リフト特性の場合には前記固定カムよりも遅角側で開弁タイミングとなり、かつ、前記大リフト特性に近づくほど開弁タイミングが進角し、前記大リフト特性の場合には前記固定カムよりも遅角側で閉弁タイミングとなるように、前記可変カムのリフト特性を設定する内燃機関。
  4. 　請求項１から３のいずれかに記載の内燃機関であって、
    　前記固定カムの吸気バルブ閉弁タイミングは下死点より遅角側である内燃機関。
  5. 　請求項１から４のいずれかに記載の内燃機関であって、
    　前記可変動弁機構は、機関始動時及び極低負荷領域、並びに低回転高負荷領域では前記固定カムより作動角及びリフト量が小さく、前記固定カムよりも遅角側で開弁タイミングとなるように、前記可変カムのリフト特性を設定する内燃機関。
  6. 　請求項１から５のいずれかに記載の内燃機関であって、
    　前記可変動弁機構は、低中回転低中負荷領域では、前記固定カムよりリフト量及び作動角が大きく、かつ下死点後の吸気慣性効果が得られない閉弁タイミングとなるように、前記可変カムのリフト特性を設定する内燃機関。
  7. 　請求項１から６のいずれかに記載の内燃機関であって、
    　前記可変動弁機構は、高回転高負荷領域では前記固定カムより作動角及びリフト量が大きく、前記固定カムより遅角側かつ吸気慣性効果が得られる閉弁タイミングとなるように、前記可変カムのリフト特性を設定する内燃機関。
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