(57)【要約】【課題】機関負荷のやや高い部分負荷域でのポンピングロスの低減化と燃焼の改善が図り得る可変動弁機構の制御装置を提供する。【解決手段】アイドリング運転などの無負荷状態Ｐ０から所定の低負荷Ｐ１以下の軽負荷域では、吸気弁４の閉時期(ＩＶＣ)は吸気行程時のピストン下死点よりも十分に早める制御を行う。無負荷Ｐ０からＰ１に負荷が増加するに連れて吸気弁４のＩＶＣは遅角して吸入空気量を増加し、トルク(負荷)を高める。  無負荷Ｐ０からＰ１を超えてＰ２になると、コントローラ２２によって吸気ＶＥＬ１を制御して、吸気弁４のリフト量と作動角を大きく制御して、つまり、リフトカーブ(ＬＣ２)を大きく制御して、ＩＶＣを下死点前のＩＶＣ１からＩＶＣ２へと急激に変化させる。これによってポンピングロスの低減と燃焼の改善を図って燃費を向上させることができる。【選択図】図９
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
吸気弁の閉時期を可変にする可変動弁機構の制御装置であって、
機関の負荷が最も小さい状態から上昇して所定の負荷になるまでは、吸気弁の閉時期を吸気行程のピストン下死点より早め、
前記所定の負荷になると、前記吸気弁の閉時期が前記ピストン下死点より早い状態から遅い状態に変化させることを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項２】
請求項１の可変動弁機構の制御装置において、
前記所定の負荷を超え、前記吸気弁の閉時期を前記ピストン下死点より遅い状態になった後に、さらに負荷が増加した場合には、吸気弁閉時期を前記ピストン下死点側に近づけることを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項３】
請求項１に記載の可変動弁機構の制御装置において、
前記可変動弁機構は、前記吸気弁の作動角とリフト量の両方を変化させるものであることを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項４】
請求項１に記載の可変動弁機構の制御装置において、
前記可変動弁機構は、前記吸気弁の閉時期を連続的に可変にするものであり、
機関の負荷が最も小さい状態から負荷が上昇して所定の負荷になるまでは、吸気弁の閉時期を前記ピストンの下死点よりも早い状態からピストン下死点に近づくように連続的に変化させたことを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項５】
請求項４に記載の可変動弁機構の制御装置において、
前記所定の負荷よりもさらに負荷が上昇し、吸気弁閉時期がピストン下死点より遅れ状態になった後に、さらに負荷が増加した場合は、前記吸気弁の閉時期がピストン下死点に近づくように連続的に変化させることを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項６】
請求項５に記載の可変動弁機構の制御装置において、
所定の負荷になったときにおける吸気弁の閉時期の変化速度は、それ以外の負荷状態に比べて速いことを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項７】
請求項６に記載の可変動弁機構の制御装置において、
前記所定の負荷になった際には、前記所定の負荷となる直前の吸気弁の閉時期からピストン下死点までの時間よりも、ピストン下死点から吸気弁の閉時期までの時間が長くなるように制御することを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項８】
請求項６に記載の可変動弁機構の制御装置において、
前記所定の負荷になる直前における吸気弁の閉時期から前記ピストン下死点までの時間と、所定の負荷になった時点における前記ピストン下死点から吸気弁の閉時期までの時間がほぼ同一であることを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項９】
請求項１に記載の可変動弁機構の制御装置において、
前記所定の負荷と、前記所定の負荷を超えた状態から負荷が減少した際に、吸気弁の閉時期が進角を開始する負荷との間に、ヒステリシスを設けたことを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項１０】
請求項１に記載の可変動弁機構の制御装置において、
前記可変動弁機構は、排気弁の閉時期をも可変にすると共に、前記所定の負荷になった際に、前記排気弁の閉時期が排気行程のピストン上死点付近から遅れた状態に変化させることを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項１１】
請求項１に記載の可変動弁機構の制御装置において、
前記所定の負荷になって吸気弁の閉時期がピストン下死点よりも早い状態からピストン下死点よりも遅い状態に変化する際に、機関の過渡トルク低減制御を行うことを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項１２】
請求項１１に記載の可変動弁機構の制御装置において、
前記過渡トルク低減制御は、燃焼室への燃料供給量を低減する補正制御によって行うことを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項１３】
請求項１１に記載の可変動弁機構の制御装置において、
前記過渡トルク低減制御は、点火時期を遅らせる補正制御によって行うことを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項１４】
請求項１１に記載の可変動弁機構の制御装置において、
前記過渡トルク低減制御は、機関の内部ＥＧＲを増加させる補正制御によって行うことを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項１５】
請求項１１に記載の可変動弁機構の制御装置において、
前記過渡トルク低減制御は、スロットル開度を小さくする補正制御であることを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項１６】
吸気弁の閉時期を可変にする可変動弁機構の制御装置であって、
アクセル開度の変化量が所定量以上になるまでは、吸気弁の閉時期を吸気行程のピストン下死点より早め、アクセル開度の変化量が所定量以上になると吸気弁の閉時期が前記ピストン下死点よりも早い状態からピストン下死点よりも遅い状態に変化させることを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項１７】
吸気弁の閉時期を可変にする可変動弁機構の制御装置であって、
吸入空気の変化量が所定以上になるまでは、吸気弁の閉時期を吸気行程のピストン下死点より早め、吸入空気の変化量が所定量以上になると吸気弁の閉時期がピストン下死点より早い状態からピストン下死点よりも遅い状態に変化させることを特徴とする可変動弁機構の制御装置。
【請求項１８】
吸気弁の閉時期を可変にする可変動弁機構と、該可変動弁機構を制御する制御装置を備えた可変動弁制御システムであって、
機関の負荷が最も小さい状態から負荷が上昇して所定の負荷になるまでに、吸気弁の閉時期を吸気行程のピストン下死点に近づくように変化させる第１の制御状態と、
前記所定の負荷を超えた際に、吸気弁の閉時期がピストン下死点より早い状態からピストン下死点よりも遅い状態となるように、前記第１の制御状態よりも急激に変化させる第２の制御状態と、
前記所定の負荷よりもさらに負荷が上昇すると、吸気弁の閉時期がピストン下死点に近づくように前記第２の制御状態よりも緩やかに変化させる第３の制御状態と、
を有することを特徴とする可変動弁制御システム。
【請求項１９】
請求項１８に記載の可変動弁制御システムにおいて、
前記第１の制御状態と第３の制御状態では、スロットル開度を両者ともほぼ同一の大開度に制御したことを特徴とする可変動弁制御システム。
【請求項２０】
請求項１８に記載の可変動弁制御システムにおいて、
前記可変動弁機構は、吸気弁の作動角を連続的に変化させる第１可変機構と、吸気弁のリフト位相を連続的に変化させる第２可変機構とからなることを特徴とする可変動弁制御システム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、とりわけ機関の低中負荷に移行した際に、吸気弁の閉時期を遅角制御して燃費や燃焼の改善を図り得る可変動弁機構の制御装置及び可変動弁制御システムに関する。
【背景技術】
【０００２】
ガソリン仕様の従来の内燃機関にあっては、部分負荷(低中負荷)域において、燃費や排気エミッション性能の面で大きな影響を与えることから混合気の均一化への対応が必要になっている。
【０００３】
特に、筒内直噴エンジンでは、燃料を筒内に直接噴射するため、吸気管内での予混合気の生成ができないことから均一な混合気を生成することが困難であった。また、機関の低回転域では新気のガス流動速度が遅くなることから、混合気の均一化に不利となり、さらに負荷がやや高い部分負荷域では燃料噴射量も増加するので混合気の均一化が一層困難であった。
【０００４】
そこで、以下の特許文献１や２に記載された従来技術にように、部分負荷時に燃焼室内での均一な混合気を作りだすために、吸気ポート内で強制的にスワールやタンブルを生成するための気流制御弁を設けるものが提供されている。
【特許文献１】特開平１１−１８２３２９号公報
【特許文献２】特開２００３−１０６１７７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、前記従来技術のように、気流制御弁を用いた場合には、吸気管内での吸気の流動抵抗が増加して出力が抑制され、また、コストも高騰してしまうといった技術的課題を招来している。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明は、前記従来の可変動弁装置の技術的課題に鑑みて案出したもので、請求項１に記載の発明は、機関の負荷が最も小さい状態から上昇して所定の負荷になるまでは、吸気弁の閉時期を吸気行程のピストン下死点より早め、前記所定の負荷になると、前記吸気弁の閉時期が前記ピストン下死点より早い状態から遅い状態に変化させることを特徴としている。
【０００７】
請求項１６に記載の発明は、アクセル開度の変化量が所定量以上になるまでは、吸気弁の閉時期を吸気行程のピストン下死点より早め、アクセル開度の変化量が所定量以上になると吸気弁の閉時期が前記ピストン下死点よりも早い状態からピストン下死点よりも遅い状態に変化させることを特徴としている。
【０００８】
請求項１７に記載の発明は、吸入空気の変化量が所定以上になるまでは、吸気弁の閉時期を吸気行程のピストン下死点より早め、吸入空気の変化量が所定量以上になると吸気弁の閉時期がピストン下死点より早い状態からピストン下死点よりも遅い状態に変化させることを特徴としている。
【０００９】
請求項１８に記載の発明は、吸気弁の閉時期を可変にする可変動弁機構と、該可変動弁機構を制御する制御装置を備えた可変動弁制御システムであって、
機関の負荷が最も小さい状態から負荷が上昇して所定の負荷になるまでに、吸気弁の閉時期を吸気行程のピストン下死点に近づくように変化させる第１の制御状態と、前記所定の負荷を超えた際に、吸気弁の閉時期がピストン下死点より早い状態からピストン下死点よりも遅い状態となるように、前記第１の制御状態よりも急激に変化させる第２の制御状態と、前記所定の負荷よりもさらに負荷が上昇すると、吸気弁の閉時期がピストン下死点に近づくように前記第２の制御状態よりも緩やかに変化させる第３の制御状態と、を有することを特徴としている。
【発明の効果】
【００１０】
請求項１に記載の発明によれば、機関の低(軽)負荷域では、吸気弁の閉時期がピストン下死点位置よりも早めに設定されていることから、ポンピングロスの低減化が図れると共に、動弁系のフリクションの低減化が図れることから、燃費を向上させることができる。
【００１１】
しかも、負荷のやや高い部分負荷域では、吸気弁の閉時期がピストン下死点位置よりも遅い時期に設定されていることから、ポンピングロスを低減できると共に、燃焼の改善が図れる。すなわち、一度生成した筒内(燃焼室内)の混合気を再度吸気ポート側に戻すことによって該吸気ポート内での混合気を攪拌し、これを再び筒内に吸い込むという過程をとるため、筒内での混合気がより均一なものになる。このため、燃焼が改善されてこの点でも燃費の向上が図れると共に、排気エミッション性能が向上する。
【００１２】
このように、本発明では、従来技術のような気流制御弁を用いずに燃焼の改善が図れることから、機関出力の向上が図れると共に、コストを低減することが可能になる。
【００１３】
請求項１６〜１８に記載された各発明も請求項１の発明と同様な作用効果が得られる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置の実施形態を図面に基づいて詳述する。この実施形態は、いわゆるガソリン仕様の４サイクル内燃機関に適用したものを示し、吸気管内には吸入空気量を制御するバタフライ式のスロットルバルブが設けられている。
【００１５】
本実施の形態における可変動弁機構は、図１〜図３に示すように、両吸気弁４，４のバルブリフト量及び作動角（開期間）を制御する吸気ＶＥＬ１と、吸気弁４，４の開閉時期(リフト位相)を制御する吸気ＶＴＣ２と、図外の排気弁の開閉時期(リフト位相)を制御する排気ＶＴＣ３と、から構成されている。
【００１６】
前記吸気ＶＥＬ１は、本出願人が先に出願した例えば特開２００３−１７２１１２号公報などに記載されたものと同様の構成であるから、簡単に説明すると、シリンダヘッドＳの上部の軸受に回転自在に支持された中空状の駆動軸６と、該駆動軸６の外周面に圧入等により固設された駆動カム７と、駆動軸６の外周面に揺動自在に支持されて、各吸気弁４，４の上端部に配設された各バルブリフター８、８の上面に摺接して各吸気弁４，４を開作動させる２つの揺動カム９，９と、駆動カム７と揺動カム９，９との間に介装されて、駆動カム７の回転力を揺動運動に変換して揺動カム９，９に揺動力として伝達する伝達機構とを備えている。
【００１７】
前記駆動軸６は、一端部に設けられたタイミングスプロケット３３を介して前記クランクシャフトから図外のタイミングチェーンによって回転力が伝達されており、この回転方向は図１中、時計方向（矢印方向）に設定されている。
【００１８】
前記駆動カム７は、ほぼリング状を呈し、内部軸方向に形成された駆動軸挿通孔を介して駆動軸６に貫通固定されていると共に、カム本体の軸心が駆動軸６の軸心から径方向へ所定量だけオフセットしている。
【００１９】
前記両揺動カム９は、図２及び図３などにも示すように、円筒状のカムシャフト１０の両端部に一体的に設けられていると共に、該カムシャフト１０が内周面を介して駆動軸６に回転自在に支持されている。また、下面にベースサークル面やランプ面及びリフト面からなるカム面９ａが形成されており、該ベースサークル面とランプ面及びリフト面が、揺動カム９の揺動位置に応じて各バルブリフター８の上面の所定位置に当接するようになっている。
【００２０】
前記伝達機構は、駆動軸６の上方に配置されたロッカアーム１１と、該ロッカアーム１１の一端部１１ａと駆動カム７とを連係するリンクアーム１２と、ロッカアーム１１の他端部１１ｂと揺動カム９とを連係するリンクロッド１３と、を備えている。
【００２１】
前記ロッカアーム１１は、中央に有する筒状の基部が支持孔を介して後述する制御カムに回転自在に支持されていると共に、一端部１１ａがピン１４によってリンクアーム１２に回転自在に連結されている一方、他端部１１ｂがリンクロッド１３の一端部１３ａにピン１５を介して回転自在に連結されている。
【００２２】
前記リンクアーム１２は、円環状の基部１２ａの中央位置に有する嵌合孔に前記駆動カム７のカム本体が回転自在に嵌合している一方、突出端１２ｂが前記ピン１４によってロッカアーム一端部１１ａに連結されている。
【００２３】
前記リンクロッド１３は、他端部１３ｂがピン１６を介して揺動カム９のカムノーズ部に回転自在に連結されている。
【００２４】
また、駆動軸６の上方位置に同じ軸受部材に制御軸１７が回転自在に支持されていると共に、該制御軸１７の外周に前記ロッカアーム１１の支持孔に摺動自在に嵌入されて、ロッカアーム１１の揺動支点となる制御カム１８が固定されている。
【００２５】
前記制御軸１７は、駆動軸６と並行に機関前後方向に配設されていると共に、駆動機構１９によって回転制御されている。一方、前記制御カム１８は、円筒状を呈し、軸心位置が制御軸１７の軸心から所定分だけ偏倚している。
【００２６】
前記駆動機構１９は、図外のハウジングの一端部に固定された電動モータ２０と、ハウジングの内部に設けられて電動モータ２０の回転駆動力を前記制御軸１７に伝達するボール螺子伝達手段２１とから構成されている。
【００２７】
前記電動モ−タ２０は、比例型のＤＣモータによって構成され、機関運転状態を検出する制御機構であるコントローラ２２からの制御信号によって駆動するようになっている。
【００２８】
前記ボール螺子伝達手段２１は、電動モータ２０の駆動シャフトとほぼ同軸上に配置されたボール螺子軸２３と、該ボール螺子軸２３の外周に螺合する移動部材であるボールナット２４と、前記制御軸１７の一端部に直径方向に沿って連結された連係アーム２５と、該連係アーム２５と前記ボールナット２４とを連係するリンク部材２６と、から主として構成されている。
【００２９】
前記ボール螺子軸２３は、両端部を除く外周面全体に所定幅のボール循環溝が螺旋状に連続して形成されていると共に、一端部に駆動シャフトが連結された電動モータ２０によって回転駆動されるようになっている。
【００３０】
前記ボールナット２４は、ほぼ円筒状に形成され、内周面に前記ボール循環溝と共同して複数のボールを転動自在に保持するガイド溝が螺旋状に連続して形成されていると共に、各ボールを介してボール螺子軸２３の回転運動をボールナット２４に直線運動に変換しつつ軸方向の移動力が付与されるようになっている。また、このボールナット２４は、第１付勢部材である第１コイルスプリング３０のばね力によって電動モータ２０側（最小リフト側）に付勢されていると共に、該第１コイルスプリング３０に対向した位置に設けられた第２付勢部材である第２コイルスプリング３１のばね力によって電動モータ２０と反対方向（最大リフト側）に付勢されている。したがって、機関停止時には、かかるボールナット２４が前記２つのコイルスプリング３０，３１の対向するばね力によってボール螺子軸２３の軸方向のほぼ中間位置（最大、最小リフトの中間リフト域）に安定して保持されるようになっている。言い換えると、機械的に中間位置に安定するように構成されている。
【００３１】
前記コントローラ２２は、現在の機関回転数（ｒｐｍ）を検出するクランク角センサからのクランク角信号や機関回転数信号、アクセル開度センサ、車速センサ、ギア位置センサ、機関本体の温度を検出する機関冷却水温センサなどの各種情報信号から現在の機関運転状態を検出している。また、駆動軸６の回転角度を検出する駆動軸角度センサ２８からの検出信号や、前記制御軸１７の回転位置を検出するポテンショメータ２９からの検出信号を入力するようになっている。
【００３２】
以下、前記吸気ＶＥＬ１の基本作動を説明すると、所定の運転領域で、前記コントローラ２２からの制御電流によって一方向へ回転駆動した電動モータ２０の回転トルクによってボール螺子軸２３が一方向へ回転すると、ボールナット２４が最大一方向（電動モータ２０に接近する方向）へ直線状に移動し、これによって制御軸１７がリンク部材３９と連係アーム２５を介して一方向へ回転する。
【００３３】
したがって、制御カム１８は、図２Ａ、Ｂ（リアビュー）に示すように、軸心が制御軸１７の軸心の回りを同一半径で回転して、肉厚部が駆動軸６から上方向に離間移動する。これにより、ロッカアーム１１の他端部１１ｂとリンクロッド１３の枢支点は、駆動軸６に対して上方向へ移動し、このため、各揺動カム９は、リンクロッド１３を介してカムノーズ部側が強制的に引き上げられて全体が図２に示す反時計方向へ回動する。
【００３４】
よって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１３を介して揺動カム９及びバルブリフター１６に伝達され、これによって、吸気弁４，４は、そのバルブリフト量が図４のバルブリフト曲線で示すように小リフト（Ｌ１）になり、その作動角Ｄ１（クランク開弁期間の半分）が小さくなる。
【００３５】
なお、ここで、前記揺動カム９とバルブリフター１６との間には、バルブクリアランスが存在し、バルブリフト量はカムリフト量よりバルブクリアランス分だけ小さくなっている。バルブリフトの開時期から閉時期までが作動角となっている。
【００３６】
別の運転状態では、コントローラ２２からの制御信号によって電動モータ２０が他方向へ回転して、この回転トルクがボール螺子軸２３に伝達されて回転すると、この回転に伴ってボールナット２４が反対方向へ直線移動する。これにより、制御軸１７が、図２中、反時計方向へ所定量だけ回転駆動する。
【００３７】
このため、制御カム１８は、軸心が制御軸１７の軸心から所定量だけ下方の回転角度位置に保持され、肉厚部が下方へ移動する。このため、ロッカアーム１１は、全体が図２の位置から時計方向へ移動して、これによって各揺動カム９がリンク部材１３を介してカムノーズ部側が強制的に押し下げられて、全体が時計方向へ僅かに回動する。
【００３８】
したがって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１３を介して各揺動カム９及びバルブリフター８に伝達され、吸気弁４，４のリフト量が図４に示すように、中リフト（Ｌ２）になり、作動角Ｄ２も大きくなる。これによって、吸気弁４，４の閉時期が遅角側の下死点近傍に制御されることから、有効圧縮比が高くなって冷機始動時などにおける燃焼が良好になる。また、新気の充填効率も高くなって燃焼トルクも大きくなる。
【００３９】
また、例えば高回転高負荷領域に移行した場合などは、コントローラ２２からの制御信号によって電動モータ２０がさらに他方向に回転し、制御軸１７は、制御カム１８をさらに反時計方向へ回転させて、図３Ａ、Ｂに示すように軸心を下方向へ回動させる。このため、ロッカアーム１１は、全体がさらに駆動軸６寄りに移動して他端部１１ｂが揺動カム９のカムノーズ部を、リンクロッド１３を介して下方へ押圧して該揺動カム９全体を所定量だけさらに時計方向へ回動させる。
【００４０】
よって、駆動カム７が回転してリンクアーム１２を介してロッカアーム１１の一端部１１ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１３を介して揺動カム９及びバルブリフター８に伝達されるが、そのバルブリフト量は図４に示すようにＬ２からＬ３に連続的に大きくなる。その結果、高回転域での吸気充填効率を高め、もって出力を向上させることができる。
【００４１】
すなわち、吸気弁４，４のリフト量は、機関の運転状態に応じて小リフトのＬ１から大リフトＬ３まで連続的に変化するようになっており、したがって、各吸気弁４，４の作動角も小作動角Ｄ１から大作動角Ｄ３まで連続的に変化する。
【００４２】
また、機関の停止時には、電動モータに通電されず、モータトルクが発生しないため、前述したように、ボールナット２４が第１、第２コイルスプリング３０，３１の対向するばね力によって中間位置、つまり中間作動角Ｄ２及び中間リフトＬ２域に安定に保持される。これによって、吸気弁４，４の閉時期がピストンの下死点付近になる。
【００４３】
前記吸気ＶＴＣ２は、いわゆるベーンタイプのものであって、図５及び図６に示すように、機関のクランクシャフトによって回転駆動されて、この回転駆動力を前記駆動軸６に伝達するタイミングスプロケット３３と、前記駆動軸６の端部に固定されてタイミングスプロケット３３内に回転自在に収容されたベーン部材３２と、該ベーン部材３２を油圧によって正逆回転させる油圧回路と、を備えている。
【００４４】
前記タイミングスプロケット３３は、前記ベーン部材３２を回転自在に収容したハウジング３４と、該ハウジング３４の前端開口を閉塞する円板状のフロントカバー３５と、ハウジング３４の後端開口を閉塞するほぼ円板状のリアカバー３６とから構成され、これらハウジング３４及びフロントカバー３５，リアカバー３６は、４本の小径ボルト３７によって駆動軸６の軸方向から一体的に共締め固定されている。
【００４５】
前記ハウジング３４は、前後両端が開口形成された円筒状を呈し、内周面の周方向の約９０°位置に４つの隔壁であるシュー３４ａが内方に向かって突設されている。
【００４６】
この各シュー３４ａは、横断面ほぼ台形状を呈し、ほぼ中央位置に前記各ボルト３７の軸部が挿通する４つのボルト挿通孔３４ｂが軸方向へ貫通形成されていると共に、各内端面に軸方向に沿って切欠形成された保持溝内に、コ字形のシール部材３８と該シール部材３８を内方へ押圧する図外の板ばねが嵌合保持されている。
【００４７】
前記フロントカバー３５は、円盤プレート状に形成されて、中央に比較的大径な支持孔３５ａが穿設されていると共に、外周部に前記各シュー３４ａの各ボルト挿通孔３４ｂに対応する位置に図外の４つのボルト孔が穿設されている。
【００４８】
前記リアカバー３６は、後端側に前記タイミングチェーンが噛合する歯車部３６ａが一体に設けられていると共に、ほぼ中央に大径な軸受孔３６ｂが軸方向に貫通形成されている。
【００４９】
前記ベーン部材３２は、中央にボルト挿通孔を有する円環状のベーンロータ３２ａと、該ベーンロータ３２ａの外周面の周方向のほぼ９０°位置に一体に設けられた４つのベーン３２ｂとを備えている。
【００５０】
前記ベーンロータ３２ａは、前端側の小径筒部が前記フロントカバー３５の支持孔３５ａに回転自在に支持されている一方、後端側の小径な円筒部が前記リアカバー３６の軸受孔３６ｂに回転自在に支持されている。
【００５１】
また、ベーン部材３２は、前記ベーンロータ３２ａのボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト３９によって駆動軸６の前端部に軸方向から固定されている。
【００５２】
前記各ベーン３２ｂは、その内の３つが比較的細長い長方体形状に形成され、他の１つが幅長さが大きな台形状に形成されて、前記３つのベーン３２ｂはそれぞれの幅長さがほぼ同一に設定されているのに対して１つのベーン３２ｂはその幅長さが前記３つのものよりも大きく設定されて、ベーン部材３２全体の重量バランスが取られている。
【００５３】
また、各ベーン３２ｂは、各シュー３４ａ間に配置されていると共に、各外面の軸方向に形成された細長い保持溝内に前記ハウジング３４の内周面に摺接するコ字形のシール部材４０及び該シール部材４０をハウジング３４の内周面方向に押圧する板ばねが夫々嵌着保持されている。また、各ベーン３２ｂの前記駆動軸６の回転方向と反対側のそれぞれの一側面には、ほぼ円形状の２つの凹溝３２ｃがそれぞれ形成されている。
【００５４】
また、この各ベーン３２ｂの両側と各シュー３４ａの両側面との間に、それぞれ４つの進角室４１と遅角室４２がそれぞれ隔成されている。
【００５５】
前記油圧回路は、図５に示すように、前記各進角室４１に対して作動油の油圧を給排する第１油圧通路４３と、前記各遅角室４２に対して作動油の油圧を給排する第２油圧通路４４との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路４３，４４には、供給通路４５とドレン通路４６とが夫々通路切り換え用の電磁切換弁４７を介して接続されている。前記供給通路４５には、オイルパン４８内の油を圧送する一方向のオイルポンプ４９が設けられている一方、ドレン通路４６の下流端がオイルパン４８に連通している。
【００５６】
前記第１、第２油圧通路４３，４４は、円柱状の通路構成部３９の内部に形成され、この通路構成部３９は、一端部が前記ベーンロータ３２ａの小径筒部から内部の支持穴３２ｄ内に挿通配置されている一方、他端部が前記電磁切換弁４７に接続されている。
【００５７】
また、前記通路構成部３９の一端部の外周面と支持穴１４ｄの内周面との間には、各油圧通路４３，４４の一端側間を隔成シールする３つの環状シール部材２７が嵌着固定されている。
【００５８】
前記第１油圧通路４３は、前記支持穴３２ｄの駆動軸６側の端部に形成された油室４３ａと、ベーンロータ３２ａの内部にほぼ放射状に形成されて油室４３ａと各進角室４１とを連通する４本の分岐路４３ｂとを備えている。
【００５９】
一方、第２油圧通路４４は、通路構成部３９の一端部内で止められ、該一端部の外周面に形成された環状室４４ａと、ベーンロータ３２の内部にほぼＬ字形状に折曲形成されて、前記環状室４４ａと各遅角室４２と連通する第２油路４４ｂと、を備えている。
【００６０】
前記電磁切換弁４７は、４ポート３位置型であって、内部の弁体が各油圧通路４３、４４と供給通路４５及びドレン通路４６とを相対的に切り替え制御するようになっていると共に、前記コントローラ２２からの制御信号によって切り替え作動されるようになっている。
【００６１】
このコントローラ２２は、吸気ＶＥＬ１と共通のものであって、機関運転状態を検出すると共に、クランク角センサ２７及び駆動軸角度センサ２８からの信号によってタイミングスプロケット３３と駆動軸６との相対回転位置を検出している。
【００６２】
そして、前記電磁切換弁４７の中立位置への切り換え作動によって、前記進角室４１と遅角室４２に作動油を積極的に供給しないようになり、ベーン部材３２の位置は保持される。
【００６３】
また、前記ベーン部材３２とハウジング３４との間には、このハウジング３４に対してベーン部材３２の回転を拘束及び拘束を解除するロック機構が設けられている。このロック機構は、前記幅長さの大きな１つのベーン３２ｂとリアカバー３６との間に設けられ、前記ベーン３２ｂの内部の駆動軸６軸方向に沿って形成された摺動用穴５０と、該摺動用穴５０の内部に摺動自在に設けられた有蓋円筒状のロックピン５１と、前記リアカバー３６に有する固定孔内に固定された横断面カップ状の係合穴構成部５２に設けられて、前記ロックピン５１のテーパ状先端部５１ａが係脱する係合穴５２ａと、前記摺動用穴５０の底面側に固定されたスプリングリテーナ５３に保持されて、ロックピン５１を係合穴５２ａ方向へ付勢するばね部材５４とから構成されている。
【００６４】
また、前記係合穴５２ａには、図外の油孔を介して前記進角室４１内の油圧乃至オイルポンプの油圧が供給されるようになっている。
【００６５】
そして、前記ロックピン５１は、前記ベーン部材３２が最進角側に回転した位置で、先端部５１ａが前記ばね部材５４のばね力によって係合穴５２ａに係合してタイミングスプロケット３１と駆動軸６との相対回転をロックする。また、前記進角室４１から係合穴５２ａ内に供給された油圧あるいはオイルポンプ４９の油圧によって、ロックピン５１が後退移動して係合穴５２ａとの係合が解除されるようになっている。
【００６６】
また、前記各ベーン３２ｂの一側面と該一側面に対向する各シュー３４ａの対向面との間には、ベーン部材３２を進角側へ回転付勢する付勢部材である２つのコイルスプリング５５、５６がそれぞれ配置されている。
【００６７】
この各コイルスプリング５５、５６は、図６、図７では、両者が重なるように見えるが、実際にはそれぞれ独立して形成されて互いに並列に形成されていると共に、それぞれの軸方向の長さ（コイル長）は、前記ベーン３２ｂの一側面とシュー３４ａの対向面との間の長さよりも大きく設定されて、両者とも同一の長さに設定されている。
【００６８】
各コイルスプリング５５，５６は、最大圧縮変形時にも互いが接触しない軸間距離をもって並設されていると共に、各一端部が各シュー３４ａの凹溝３２ｃに嵌合する図外の薄板状のリテーナを介して連結されている。
【００６９】
以下、吸気ＶＴＣ２の基本的な動作を説明すると、まず、機関停止時には、コントローラ２２から電磁切換弁４７に対する制御電流の出力が停止されて、弁体がコイルスプリングによって機械的に図５に示すデフォルト位置になり、供給通路４５と進角側の第１油圧通路４３とを連通する。また、機関が停止されると、オイルポンプ４９の油圧が作用せず供給油圧も０になってしまう。
【００７０】
したがって、ベーン部材３２は、図６に示すように、前記各コイルスプリング５５，５６のばね力によって最進角側に回転付勢されて１つの幅広ベーン３２ｂの一端面が対向する１つのシュー３４ａの一側面に当接する。と同時に前記ロック機構のロックピン５１の先端部５１ａが係合穴５２ａ内に係入して、ベーン部材３２をかかる最大進角位置に安定に保持する。すなわち、最大進角位置に吸気ＶＴＣ２が機械的に安定するデフォルト位置になっている。
【００７１】
次に、機関始動時、つまりイグニッションスイッチをオン操作して、スタータモータを回転駆動させてクランクシャフトをクランキング回転させると、電磁切換弁４７にコントローラ２２から制御信号が出力されるようになる。しかしながら、この始動直後の時点では、まだオイルポンプ４９の吐出油圧が十分に上昇していないことから、ベーン部材３２は、ロック機構と各コイルスプリング５５，５６のばね力とによって最進角側に保持されている。
【００７２】
このとき、コントローラ２２から出力された制御信号によって電磁切換弁４７が供給通路４５と第１油圧通路４３を連通させると共に、ドレン通路４６と第２油圧通路４４とを連通させている。そして、オイルポンプ４９から圧送された油圧の油圧上昇とともに第１油圧通路４３を通って進角室４１に供給される一方、遅角室４２には、機関停止時と同じく油圧が供給されずドレン通路４６から油圧がオイルパン４８内に開放されて低圧状態を維持している。
【００７３】
ここで、油圧が上昇した後は、電磁切換弁４７による自在のベーン位置制御ができるようになる。例えば、暖機後の低回転部分負荷域に移行すると、電磁切換弁４７が供給通路４５と第２油圧通路４４を連通させると共に、ドレン通路４６と第１油圧通路４３を連通させる。
【００７４】
したがって、ベーン部材３２は、遅角室４２内の高圧化に伴い各コイルスプリング５５，５６のばね力に抗して、図６中、反時計方向へ回転する。これによって、駆動軸６がタイミングスプロケット３３に対して遅角側に相対回転する。
【００７５】
その後、例えば所定の低回転高負荷域に移行すると、コントローラ３９からの制御信号によって電磁切換弁４７が作動して、供給通路４５と第１油圧通路４３を連通させる一方、ドレン通路４６と第２油圧通路４４を連通させる。
【００７６】
したがって、今度は遅角室４２内の油圧が第２油圧通路４４を通ってドレン通路４６からオイルパン４８内に戻され、該遅角室４２内が低圧になる一方、進角室４１内に油圧が供給されて高圧となる。
【００７７】
したがって、ベーン部材３２は、かかる進角室４１内の高圧化と、各コイルスプリング５５，５６のばね力によって図中時計方向へ回転し、タイミングスプロケット３３に対する駆動軸６の相対回転位相を進角側に変換する。
【００７８】
さらに、機関の低回転域から通常の中回転域、さらに高回転域に移行すると、ベーン部材３２は、進角室４１に供給された油圧が低下して、逆に遅角室４２の油圧が上昇し、各コイルスプリング５５，５６のばね力に抗して、タイミングスプロケット３３と駆動軸６の相対回転位相を遅角側に変換する（図７参照）。そして、電磁切換弁４７が中立位置になれば、ベーン部材６１の位置は保持される。ベーン部材６１から最進角から最遅角の任意の位置にあるときに電磁切換弁４７を中立位置にすることで、その位置にベーン部材６１を保持制御することができる。
【００７９】
次に、前記排気ＶＴＣ３は、基本構成が前記吸気ＶＴＣ２と同様にベーンタイプのものであるから図８に基づいて簡単に説明すると、図外の排気カムシャフトの端部に配置されてクランクシャフトから回転駆動力が伝達されるタイミングスプロケット６０と、該タイミングスプロケット６０の内部に回転自在に収容されたベーン部材６１と、該ベーン部材６１を油圧によって正逆回転させる油圧回路と、を備えている。
【００８０】
前記タイミングスプロケット６０は、前記ベーン部材６１を回転自在に収容したハウジング６２と、図外のフロントカバー及びリアカバーなどから構成され、これらが４本の小径ボルト６３によって駆動軸６の軸方向から一体的に共締め固定されている。前記ハウジング６２は、内周面の周方向の約９０°位置に４つのシュー６２ａが内方に向かって突設されている。なお、リアカバーの外周には、タイミングチェーンが巻回される歯車６０ａが設けられていることは吸気ＶＴＣ２と同様である。
【００８１】
前記ベーン部材６１は、中央にボルト挿通孔を有する円環状のベーンロータ６１ａと、該ベーンロータ６１ａの外周面の周方向のほぼ９０°位置に一体に設けられた４つのベーン６１ｂとを備えている。
【００８２】
また、ベーン部材６１は、前記ベーンロータ６１ａのボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト６４によって排気カムシャフトの前端部に軸方向から固定されている。また、前記各ベーン６１ｂの両側と各シュー６２ａの両側面との間に、それぞれ４つの進角室６５と遅角室６６がそれぞれ隔成されている。
【００８３】
前記油圧回路は、基本的に吸気ＶＴＣのものと同様であるが、図５に示す前述の３ポジションが左右で逆となっている。前記各進角室６５に油圧を給排する第１油圧通路と、前記各遅角室６６に油圧を給排する第２油圧通路との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路には、供給通路とドレン通路とが夫々通路切り換え用の電磁切換弁を介して接続されている。
【００８４】
前記電磁切換弁は、内部の弁体が各油圧通路と供給通路及びドレン通路とを相対的に切り替え制御するようになっていると共に、前記同じコントローラ２２からの制御信号によって切り替え作動されるようになっている。
【００８５】
この排気ＶＴＣ側の電磁切換弁は、制御電流が作用していない場合に、供給通路が遅角室６６につながる第２油圧通路と連通し、ドレン通路が進角室６５につながる第１油圧通路に連通するようになっている。電磁切換弁内のコイルスプリングによって機械的にかかるポジションになるようになっている。すなわち、かかるポジションが排気ＶＴＣ側の電磁切換弁のデフォルト位置になっている。
【００８６】
また、幅広のベーン６１ｂとリアカバーとの間には、ロックピン６７や係合穴などから構成されて、ベーン部材６１をハウジング６２にロックするロック機構が設けられている。なお、このロック機構は、機関の停止時などでベーン部材６１が最遅角側に位置した場合（図８に示す位置）に、スプリングのばね力でロックピン６７が係合穴に係合してベーン部材６１の自由な回転を規制して安定保持するようになっている。
【００８７】
さらに、前記各ベーン６１ｂの一側面と該一側面に対向する各シュー６２ａの対向面との間には、ベーン部材６１を遅角側へ回転付勢する付勢部材である２つのコイルスプリング６８，６９がそれぞれ配置されている。この両コイルスプリング６８，６９は、例えば機関始動前や始動直後などにおいてオイルポンプからの供給油圧が０あるいは所定以下の低い場合にベーン部材６１を図９の反時計方向に付勢して排気側カムシャフトを最遅角方向へ回転させるようになっている。すなわち、最遅角位置が排気ＶＴＣ３のデフォルト位置になっている。
【００８８】
以下、本実施形態における制御装置の特徴的な作用を説明する。
【００８９】
まず、図９及び図１０に基づいて機関低回転で負荷(トルク)をゆっくり増加していった場合の各吸気弁４，４の開閉時期(バルブタイミング)の変化を説明する。ここで、前記負荷の変化はアクセル開度の変化量によって決定されるようになっている。
【００９０】
アイドリング運転などの無負荷状態Ｐ０から所定の低負荷Ｐ１以下の軽負荷域では、吸気弁４の閉時期(ＩＶＣ)は吸気行程のピストン下死点よりも十分に早められている。また、ここで、前記スロットルバルブは全開に近い大開度に保持されている。
【００９１】
前記無負荷Ｐ０からＰ１に負荷が増加するに連れて吸気弁４のＩＶＣは遅角して吸入空気量を増加し、トルク(負荷)を高めるようになっている。これらの運転は、スロットルバルブによらない所謂バルブスロットリングとなっている。
【００９２】
すなわち、下死点の手前のＩＶＣ、つまり吸入ストロークを制御することによってトルクを制御していることから、スロットルバルブの大開度と相俟って吸気管内圧が大気圧並みに高くなっている。
【００９３】
したがって、ポンピングロスを大幅に低減できることから燃費の低減化が図れる。さらに、ＩＶＣが下死点よりも早いと吸気弁４の作動角やリフト量が図１０のリフトカーブ(ＬＣ１)で示すように小さくなり、これによって動弁系のフリクションが低下することから燃費を一層向上させることができる。
【００９４】
ここで、ＩＶＣは吸気ＶＥＬ１と吸気ＶＴＣ２の協調によりほぼ一定に制御され、これによって内部ＥＧＲ(残留ガス)の変化を抑制して安定したトルク制御を実現することができる。
【００９５】
一方、前記Ｐ１を超える所定の負荷である部分負荷(低中負荷)になると、前述したように、燃料噴射量の増加に伴って筒内に均一な混合気を生成しにくくなり、燃焼不良が発生してしまうおそれがある。特に、直噴エンジンではこれが顕著になる。さらに、ＩＶＣが下死点より早い領域では、吸気弁４が閉じてから圧縮行程のピストン上死点に至るまでの時間が長いので、点火時期付近での筒内のガス流動が減衰してしまう。その結果、均一な混合気も生成しにくいことから燃料噴射量が増加する部分負荷域で燃焼が悪化して燃費に目減りが出たり、排気エミッション性能が低下してしまうおそれがある。
【００９６】
そこで、本実施形態では、前記負荷Ｐ１を超えて負荷Ｐ２になると、前記コントローラ２２によって吸気ＶＥＬ１を制御して、吸気弁４のリフト量と作動角を大きく制御して、つまり、図１０のリフトカーブ(ＬＣ２)で示すように大きく制御して、ＩＶＣを下死点前のＩＶＣ１からＩＶＣ２へと変化させる。
【００９７】
このようにすると、吸気弁４の閉時期から圧縮上死点までの時間が短くなるので、筒内のガス流動があまり減衰しないうちに点火時期を迎えるので、前述した燃焼の悪化を抑制することができる。また、ガス流動があまり減衰しないので、混合気の均一化も進んでさらに燃焼の改善が図れる。
【００９８】
さらに、前記ＩＶＣ２が遅くなることから、一度筒内に吸入した混合気を再度吸気管内に一部吐き戻してしまうが、その吐き戻された混合気が吸気管内の新気と混じって均一化がさらに進み、また、新気も攪拌された上で次のサイクルで筒内に吸入される。このため、次サイクルでの混合気の均一化が促進されて燃焼をさらに良好にすることが可能になる。
【００９９】
また、吸気弁４の前記ＩＶＣ２では、前記燃焼改善効果に加えて、ＩＶＣ１と同程度のポンピングロスの低減効果を得ることができる。すなわち、ＩＶＣ１が、高い吸気管内圧下で吸気弁４を下死点前に閉じ(早閉じ)、ピストンの吸入ストロークを短くすることで筒内への吸気の充填量を制御してポンピングロスを低減させるのに対して、ＩＶＣ２(遅閉じ)では、同様の高い吸気管内圧下で吸気弁４を下死点前より遅らせて吸気管内への逆流を増加させることから、吸気の充填量を制御してポンピングロスを低減することができるのである。したがって、前述と同じポンピングロスの低減効果が得られる。
【０１００】
次に、前記ＩＶＣ１(早閉じ)とＩＶＣ２(遅閉じ)が同程度のトルクになる場合の関係を考察する。
【０１０１】
非常に低い機関回転数で考えると、吸気の最大充填効率となるＩＶＣはまさしく下死点位置となる。
【０１０２】
ここで、ＩＶＣ１が下死点前Ａ°だとすると、これと同等の吸気充填効率になる遅閉じ側のＩＶＣ２は下死点後Ａ°になるはずである。したがって、アイドル回転数から１０００ｒｐｍ程度でこのようにすればよい。
【０１０３】
しかしながら、例えば２０００ｒｐｍの回転域程度では、筒内への吸気流動遅れ(吸気慣性)が少しあるため、最大充填効率となるＩＶＣは下死点ではなく、わずかにΔだけ遅れたタイミングとなる。したがって、ＩＶＣ１が下死点前Ａ°だとすると、これと同等の充填効率になる遅閉じ側のＩＶＣ２は下死点後Ａ°に対して僅かに２Δだけ遅れたタイミング(下死点後Ａ'°)となる。
【０１０４】
よって、早閉じ側ＩＶＣ１が下死点前Ａ°であるときは、同等のトルクとなる遅閉じ側ＩＶＣ２は下死点に対してＡ'°のタイミングになる。
【０１０５】
なお、このＩＶＣ１、ＩＶＣ２と対応する図１０に示すリフトカーブＬＣ１とＬＣ２は、カムリフト量からバルブクリアランス量を差し引いた実バルブリフトカーブで示している。
【０１０６】
図１１は所定の低負荷Ｐ１前後でのＩＶＣの時間変化を示し、前記負荷Ｐ１に達した後、Δｔ時間の間に吸気弁閉時期がＩＶＣ１からＩＶＣ２に急変するが、その際の過渡的な変化を図１１の横軸時間で示している。
【０１０７】
ＩＶＣ１からＩＶＣ２に変化する途中で下死点付近を通過するが、その際、吸気充填効率が上がるので、一瞬、過渡的にエンジンのトルクが上昇する。
【０１０８】
Δｔが極短いので、エンジントルクがタイヤのトルクに伝達される伝達系の撓みにより、一瞬の過渡トルクの増加は吸収されるが、それでも僅かなトルクショックが運転者に感じられる可能性がある。
【０１０９】
そこで、過渡トルク低減制御として、図１１に示すように、前記排気ＶＴＣ３によって一瞬遅角制御させ、排気弁の閉時期(ＥＶＣ)を遅らせることによって吸気弁４とのバルブオーバーラップを一瞬増加させ、これにより内部ＥＧＲ(筒内残留ガス)を増加させる。これによって、過渡トルクを低下させて、図中破線で示すようにトルク変化を抑制する。この結果、トルクショックを一層低減することができる。
【０１１０】
このように、内部ＥＧＲの増加で過渡トルクの低下補正を行う場合は、過渡時の燃費悪化や排気エミッション性能の低下を抑制しながら行うことができる。
【０１１１】
また、他の過渡トルク低減制御方法としては、一瞬、混合気をリーン補正してもよい。この場合、過渡時の燃費を向上させることができる。
【０１１２】
さらに、前記スロットルバルブを一時的に絞る補正を行うことによって、過渡時の燃焼悪化を抑制することが可能になる。
【０１１３】
また、点火栓の点火時期を一時的に遅角側に補正することによって、応答遅れなく正確なトルク低減補正が可能になる。
【０１１４】
なお、図９から分かるように、負荷Ｐ１を超えたＰ２の低中負荷域になり、さらに負荷が上昇すると、ＩＶＣはＩＶＣ２からＩＶＣ３へと進角し、吸気充填効率(トルク)が上昇していく。高負荷Ｐ３ではＩＶＣ３となるが、下死点からやや遅角したタイミングになって充填効率を十分大きくすることができる。
【０１１５】
従来技術では図９の破線に示すようにＰ０からＰ３まで直線的に変化するが、その場合、負荷Ｐ１を超えてＰ２になった低中負荷域で燃焼の悪化が生じ、燃費の悪化、排気エミッション性能の悪化を伴い、さらに加速性能でも良くない場面がある。すなわち、ＩＶＣ１とＩＶＣ２でほぼ充填効率が同じであるが、ＩＶＣ１の場合は、作動角やリフト量が小さいので、リフト時間面積が小さくなる。急に回転上昇があった場合に、このリフト時間面積の増加が必要で、それに時間が掛かるので、出力(トルク)不足に陥り易くなる。
【０１１６】
一方、本実施形態の場合は、ＩＶＣ２は遅閉じであるから、もともと作動角、リフト量が大きく、リフト時間面積が十分にあるので、高回転域に達したバルブタイミングに短時間で切り替わり易く、そのために加速応答性が向上するのである。さらに、この場合、作動角やリフト量を減少する切り換えを行うわけであるが、この切り換え応答性が良好になる。
【０１１７】
なぜならば、バルブスプリングのばね反力によって吸気ＶＥＬ１は作動角、リフト量の減少方向にメカ的に安定するため、減少方向の方での応答性が良くなるからである。したがって、その面からも一層良好な加速応答性を得ることができるのである。
【０１１８】
また、本実施形態では、吸気弁４の２弁同一リフトカーブになる構造になっており、高回転域でスワールなどの吸気ロスが発生しないので、吸気充填効率を十分に高めることができ、これによって、出力やトルクを一層向上させることが可能になる。
【０１１９】
なお、逆に吸気弁４の２弁のリフトカーブを異ならせた場合は、高回転域でやや吸気充填効率が悪化するものの、軽負荷や低中負荷などの部分負荷においてスワールによる燃焼改善効果がさらに付加されるので、より燃費を低減できる。
【０１２０】
次に、機関高負荷域について考察する。運転頻度の高い低中負荷では、混合気の均一化不良が燃費や排気エミッション性能の低下の原因であり、本実施形態では、ＩＶＣの遅閉じで改善したが、高負荷域での使用頻度は低いので、燃費より瞬発力である出力トルクが重要になってくる。
【０１２１】
そして、前述のように、本実施形態では、機関の出力、トルクを高めることができるが、ここで、高負荷域での混合気生成の面から考察すると、高負荷域では、燃料噴射量がさらに増加するので混合気の不均一化の発生は否めないが、直噴エンジンであれば、燃料噴射量の増加に伴って筒内冷却効果も高めるので、吸気充填効率がさらに向上して一層機関のトルク、出力を高めることができる。
【０１２２】
このことが、内燃機関の幾何学的圧縮比を高めることを可能とし、これにより、理論熱効率の向上により、さらに出力トルク向上や機関運転全域での燃費低減も実現する。
【０１２３】
〔第２の実施形態〕
図１２は第２の実施形態を示す。機関負荷が増加していって図９のＰ１を超えてＰ２に達すると、ＩＶＣは第１の実施形態と同様に早閉じ側のＩＶＣ１から遅閉じ側のＩＶＣ２へと変化する。
【０１２４】
一方、吸気ＶＥＬ１と吸気ＶＴＣの連動により吸気弁４の開時期（ＩＶＯ）もＩＶＯ１から進角側のＩＶＯ２に変化する。
【０１２５】
また、前記排気ＶＴＣ３を作動させて排気弁の開時期(ＥＶＯ)をＥＶＯ１から遅角側のＥＶＯ２に変化させると共に、排気弁の閉時期（ＥＶＣ）をＥＶＣ１から遅角側のＥＶＣ２にそれぞれ変化させる。
【０１２６】
したがって、ＩＶＯの進角制御とＥＶＯの遅角制御によってバルブオーバーラップが増加する。すなわち、前記図１０の一点鎖線に示すように、機関負荷Ｐ１において変化するのである。
【０１２７】
前述のように、ＩＶＣ２がピストン下死点後の遅閉じになるので、燃焼が改善されるため、バルブオーバーラップの拡大(内部ＥＧＲの増加)ができるようになり、さらなるポンピングロスの低減や排気エミッション性能の向上が可能になる。
【０１２８】
そして、負荷が増加すると、前記バルブオーバーラップを減少させて内部ＥＧＲを低減することによって新気の吸気充填効率を向上させてトルクを増加させていくのである。
【０１２９】
ここで、負荷Ｐ１からの負荷増加側の図１２の実線の変化とは異なった負荷低下側の変化線(破線)を設定している。つまり、負荷増加側の変化開始がＰ１，Ｐ２であり、また、負荷減少側の変化開始がＰ１'、Ｐ２'であり、この間にｈで示す負荷のヒステリシスが設けられている。このヒステリシスによって負荷がＰ２付近で僅かに変動しても、高頻度にバルブタイミングが切り換わるのを防止されて、ハンチング現象などを回避できる。
〔第３の実施形態〕
図１３は第３の実施形態を示し、図１３Ａに示す特性図は、横軸に機関回転数(ｒｐｍ)、縦軸に正味平均有効圧とした場合のＰ１(早閉じ→遅閉じ切り換え)特性を示す。正味平均有効圧は、負荷の指標であって、トルクと異なり排気量の影響を受けない指標になっている。
【０１３０】
アイドリング回転Ｎａ時におけるＰ１ａは、３〜７Ｂａｒ程度の平均有効圧であり、回転数Ｎａにおける最大負荷Ｐ２ａ(１０Ｂａｒ程度)の半分前後(３〜７割)程度の大きな負荷になっている。
【０１３１】
また、Ｐ１ａ(Ｎａ)では、図１３Ｂに示すように、ＩＶＣ１から吸気下死点までの長さＡと吸気下死点からＩＶＣ２までの長さＡ'がそれぞれ大きくなっている。これは、燃費がより重要な低回転域において軽負荷域でＩＶＣ早閉じによる動弁系の低フリクションによって燃費効果を十分に得ると同時に、Ｐ１ａ以上の負荷では低回転に起因した燃焼不良が発生するのをＩＶＣ遅閉じにより改善することによって負荷に拘わらず良好な燃費を得ることができるようにしたためである。
【０１３２】
一方、機関回転の上昇とともに図１３Ｃに示すように、前記Ａ、Ａ'が小さくなっていく。これは回転上昇に伴い筒内への吸気充填効率を確保するためにＩＶＣを下死点に近づける必要があり、また、回転上昇と共に燃焼が改善されるので、中回転のＮｂにおいてはＡ'を大きくする必要がなくなるからである。
【０１３３】
また、回転上昇とともにＰ１は低下していき、中回転のＮｂにおいては、ほぼ無負荷のＰ１ｂになる。つまり、機関回転が上昇した状態においては、小さな負荷状態からＩＶＣ遅閉じになっているので、加速レスポンスが向上できる。
【０１３４】
本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、バルブタイミングとして、例えばバルブリフトカーブにおけるランプ区間を除いた加速度開始タイミング、終了タイミングとしてもよい。このようにすれば、より実際の吸排気弁の作動タイミングに近づき制御精度が向上する。また、実現する可変動弁機構の構造は、吸気弁の閉時期(ＩＶＣ)を連続的に変化可能な機構であればいずれのものにも適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【０１３５】
【図１】本発明の第１の実施形態の可変動弁装置を示す要部斜視図である。
【図２】Ａ及びＢは吸気ＶＥＬによる小リフト制御時の作動説明図である。
【図３】Ａ及びＢは同吸気ＶＥＬによる最大リフト制御時の作動説明図である。
【図４】本実施形態における吸気弁のバルブリフト量と作動角及びバルブタイミング特性図である。
【図５】本実施形態に供される吸気ＶＴＣの縦断面図である。
【図６】同吸気ＶＴＣによる最大進角制御状態を示す図５のＡ−Ａ線断面図である。
【図７】同吸気ＶＴＣによる最大遅角制御状態を示す図５のＡ−Ａ線断面図である。
【図８】本実施の形態に供される排気ＶＴＣのフロントカバーを取り外した状態の正面図であり、最大遅角制御状態を示している
【図９】本実施形態における負荷とバルブタイミングとの関係を示す特性図である。
【図１０】図９に対応した吸気弁の作動角とリフト量から閉時期を示すリフト特性図である。
【図１１】本実施形態における所定の負荷域でのＩＶＣタイムチャート図である。
【図１２】第２の実施形態における機関負荷とバルブタイミングとの関係を示す特性図である。
【図１３】Ａは第３の実施形態における機関回転数と正味平均有効圧との関係を示す制御マップ、Ｂはアイドリング回転時の負荷変化に伴う吸気弁のＩＶＣの特性図、Ｃは中回転域の負荷変化に伴う吸気弁のＩＶＣの特性図である。
【符号の説明】
【０１３６】
１…吸気ＶＥＬ(第１可変機構)
２…吸気ＶＴＣ(第２可変機構)
３…排気ＶＴＣ
４…吸気弁
６…駆動軸
１９…駆動機構
２０…電動モータ
２１…ボール螺子伝達手段
２２…コントローラ
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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