(57)【要約】【課題】弁停止機構により片弁停止中における各気筒間での機関弁のリフト量のばらつきを抑制して、燃費の向上など機関性能を高められる可変動弁装置を提供する。【解決手段】カムシャフト７ｃに設けられた第１、第２揺動カム７ａ、７ｂを、駆動カム５ａの回転に伴い伝達機構８を介して揺動させることにより、各スイングアーム６によって第１、第２吸気弁３ａ，３ｂを開閉作動させるようになっている。揺動力を直接的に受けるカムシャフトの軸方向の一端部に、第１揺動カム７ａを設けると共に、他端部に第２揺動カム７ｂを設け、第１揺動カムによって作動する第１スイングアーム側に、第１吸気弁の開閉作動を停止する弁停止機構１１を設け、機関低回転域では、弁停止機構によって第１吸気弁の作動を停止させる一方、第２吸気弁を開閉作動させるようにした。【選択図】図１
2014013018.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
機関のクランクシャフトから回転駆動力が伝達され、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、
バルブスプリングによって閉方向に付勢される一気筒当たり２つの機関弁と、
前記駆動軸の外周に揺動自在に設けられ、前記各機関弁に対応して一対の揺動カムを有するカムシャフトと、
前記駆動カムの回転運動を揺動運動に変換して前記カムシャフトに伝達する伝達機構と、
前記各揺動カムの揺動運動を前記各機関弁に伝達して開閉作動させる一対の作動伝達部材と、
前記伝達機構の姿勢を変化させることによって前記揺動カムの揺動位置を制御する制御機構と、
を備え、
前記伝達機構から直接揺動力が伝達される前記カムシャフトの軸方向の一端部に、前記一方側の揺動カムを設けると共に、他端部に、他方側の揺動カムを設け、
前記一方側の揺動カムによって作動する前記一方の作動伝達部材側に、対応する前記一方側の機関弁の開閉作動を停止する弁停止機構を設け、
機関の所定運転領域では、前記弁停止機構によって前記一方側の機関弁の作動を停止させる一方、他方側の機関弁を開閉作動させることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【請求項２】
機関のクランクシャフトから回転駆動力が伝達され、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、
バルブスプリングによって閉方向に付勢される一気筒当たり２つの機関弁と、
揺動することによって前記各機関弁を開閉作動させる一対の揺動カムを有するカムシャフトと、
前記各揺動カムと各機関弁との間に介装され、前記揺動カムの揺動運動を各機関弁に伝達する一対の作動伝達部材と、
前記駆動カムの回転運動を揺動運動に変換して前記カムシャフトの軸方向の一端部側に伝達する伝達機構と、
該伝達機構の姿勢を変化させて前記機関弁のリフト量を制御する制御機構と、
前記カムシャフトの軸方向の一端部に前記一方側の揺動カムを設けると共に、前記一端部から軸方向へ乖離した他端部側に前記他方側の揺動カムを設け、
前記一方側の揺動カムによって駆動される前記一方の作動伝達部材側に、前記一方側の機関弁の開閉作動を停止させる弁停止機構を設け、
機関の所定運転領域では、前記弁停止機構によって前記一方側の機関弁の作動を停止させる一方、他方側の機関弁を開閉作動させることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【請求項３】
機関のクランクシャフトから回転駆動力が伝達され、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、
バルブスプリングによって閉方向に付勢される一気筒当たり２つの機関弁と、
前記駆動軸の外周に揺動自在に設けられ、前記機関弁に対応して一対の揺動カムを有するカムシャフトと、
前記各揺動カムの揺動運動に応じて前記各機関弁を開閉作動させる一対の作動伝達部材と、
前記駆動カムの回転運動を揺動運動に変換して前記一方側の揺動カムを介して前記カムシャフトに伝達する伝達機構と、
該伝達機構の姿勢を変化させることによって前記揺動カムの揺動量を制御機構と、を備え、
前記カムシャフトの軸方向の一端部に前記一方側の揺動カムを配置すると共に、他端部に他方側の揺動カムを配置し、
前記一方側の揺動カムによって作動する前記一方の作動伝達部材側に、対応する前記一方側の機関弁の開閉作動を停止する弁停止機構を設け、
機関の所定運転領域では、前記弁停止機構によって前記一方側の機関弁の作動を停止させる一方、他方側の機関弁を開閉作動させることを特徴とする内燃機関の制御装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、機関運転状態に応じて機関弁のバルブリフト量などを可変制御すると共に、弁停止を行うことができる内燃機関の可変動弁装置及び制御装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来の内燃機関の可変動弁装置としては、本出願人が先に出願した以下の特許文献１に記載されたものが知られている。
【０００３】
この可変動弁装置は、一気筒当たり２つの吸気弁のリフト量と作動角を連続的に変化させるものであって、駆動カムが一体的に設けられた駆動軸の外周にカムシャフトが回転自在に支持されている共に、該カムシャフトの軸方向の両端部に一対の揺動カムが固定されている。
【０００４】
この両揺動カムはカムプロフィールが同一に形成されており、前記駆動軸によって駆動カムが回転すると、この回転運動を伝達機構が揺動運動に変換して前記２つの揺動カムにカムシャフトの一端部を介して伝達し、これによって、２つの吸気弁を同じリフト特性で開閉作動させ、また、制御機構により前記伝達機構の姿勢を変化させることによって、前記両吸気弁のリフト量や作動角（開弁期間）を機関運転状態に応じて変更させるようになっている。
【０００５】
この両吸気弁のリフト量や作動角を小さく制御していくと、動弁系のフリクションが低下すると共に、吸気弁の閉時期が下死点よりも早くなっていわゆるポンピングロスが減少して燃費を向上させるようになっている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２０１０−２７０６３３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかし、前記両吸気弁のリフト量や作動角をある程度以上に小さく制御していくと、吸気弁の閉時期がさらに進角することによって有効圧縮比が低下して燃焼の不安定化を招くおそれがある。
【０００８】
この対策の一つとして、両吸気弁の一方を弁停止させて筒内の吸気スワールを強化して燃焼を改善することも考えられる。
【０００９】
ここで、前記２つの揺動カムのうち、前記カムシャフトの他端部側の揺動カム、つまり前記駆動カムから遠い方の一方の吸気弁側に、油圧ラッシアジャスタをロストモーションさせて弁停止させる弁停止機構を設ける場合には、前記駆動カムがリンクアームやロッカアーム及びリンクロッドからなる伝達機構を駆動する際に、該伝達機構が左右に不安定に傾動して前記カムシャフトも駆動軸上で同方向へ僅かに不安定に傾動してしまう。また、前記カムシャフト他端部側の揺動カムに、前記油圧ラッシアジャスタからロストモーションスプリングによる僅かな押し上げばね荷重が外乱として作用して前記カムシャフトの傾動がさらに不安定になる。
【００１０】
この結果、開閉作動する他方の吸気弁のバルブリフト挙動が不安定になって、燃焼が十分に改善されなくなるおそれがある。
【００１１】
本発明は、従来の可変動弁装置の技術的課題に鑑みて案出されたもので、片弁停止中において、開閉作動する側の機関弁の開弁リフト挙動を安定化させて、片弁停止による筒内ガスのスワール強化と相俟って燃費の向上を図ることを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
本発明は、とりわけ、伝達機構から直接揺動力が伝達されるカムシャフトの軸方向の一端部に、前記一方側の揺動カムを設けると共に、他端部に、他方側の揺動カムを設け、前記一方側の揺動カムによって作動する前記一方の作動伝達部材側に、対応する前記一方側の機関弁の開閉作動を停止する弁停止機構を設け、機関の所定運転領域では、前記弁停止機構によって前記一方側の機関弁の作動を停止させる一方、他方側の機関弁を開閉作動させることを特徴としている。
【００１３】
この発明によれば、機関の所定運転領域において一方の機関弁が弁停止されている場合に、該一方の機関弁を作動させる一方側の揺動カムに一方の作動伝達部材を介して作用する荷重は抑制されて、他方側の揺動カムには他方の作動伝達部材を介してバルブスプリングのばね荷重が作用する。このばね荷重の作用点はカムシャフトの一端部から離間していることから、カムシャフトには、一端部回りの大きな回転モーメントとして働く。この結果、カムシャフトはこの大きな回転モーメントによって安定位置に座り良く保持され、したがって、他方の機関弁のリフト挙動が安定する。
【発明の効果】
【００１４】
この発明によれば、スワール効果に加えて、開閉作動する側の機関弁のリフト挙動を安定化でき、燃費の向上など機関性能を高められる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】本発明に係る可変動弁装置の第１実施形態を示す斜視図である。
【図２】図１のＡ−Ａ線断面図である。
【図３】図１のＢ−Ｂ線断面図である。
【図４】Ａは本実施形態に供される第１油圧ラッシアジャスタを示す縦断面図、Ｂは同第１油圧ラッシアジャスタの作用を示す縦断面図である。
【図５】本実施形態の第２油圧ラッシアジャスタの縦断面図である。
【図６】本実施形態の制御油圧回路を示す概略図である。
【図７】Ａは本実施形態における吸気弁のリフト量がＬ２に制御された場合の閉弁時の第１油圧ラッシアジャスタの作用説明図、Ｂは開弁時の同第１油圧ラッシアジャスタの作用説明図である。
【図８】Ａは本実施形態における吸気弁のリフト量がＬ２に制御された場合の閉弁時の第２油圧ラッシアジャスタの作用説明図、Ｂは開弁時の同第２油圧ラッシアジャスタの作用説明図である。
【図９】本実施形態における吸気弁のリフト量がＬ３に制御された状態から弁停止制御された場合の第１油圧ラッシアジャスタの作用説明図である。
【図１０】Ａは本実施形態における吸気弁の最大リフト量（Ｌ７）に制御された場合の閉弁時の第１油圧ラッシアジャスタの作用説明図、Ｂは開弁時の同第１油圧ラッシアジャスタの作用説明図である。
【図１１】Ａは本実施形態における吸気弁の最大リフト量に制御された場合の開弁時の第２油圧ラッシアジャスタの作用説明図、Ｂは閉弁時の同第２油圧ラッシアジャスタの作用説明図である。
【図１２】本実施形態における吸気弁のバルブリフト特性図である。
【図１３】本実施形態における吸気弁のリフト量と制御軸の回転角度との関係を示す特性図である。
【図１４】弁停止機構が第２吸気弁側に設けられている場合の技術的課題を示す作用説明図である。
【図１５】本実施形態において弁停止機構が第１吸気弁側に設けられている場合の作用説明図である。
【図１６】第２実施形態の要部斜視図である。
【図１７】Ａ、Ｂは弁停止機構が第２吸気弁側に設けられている場合の技術的課題を示す作用説明図である。
【図１８】本実施形態において弁停止機構が第１吸気弁側に設けられている場合の作用説明図である。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
以下、本発明に係る内燃機関の動弁装置の実施形態を図面に基づいて説明する。なお、この実施形態では、Ｖ型６気筒内燃機関に適用され、機関弁である吸気弁の作動角とバルブリフト量を可変制御する可変機構を備えたものを示している。右バンクは＃１気筒と＃３気筒及び＃５気筒からなり、左バンクは＃２気筒、＃４気筒及び＃６気筒からなるが、両バンクとも構造は同じであるから、片側の右バンクについて説明する。
【００１７】
〔第１実施形態〕
図１〜図３は本発明の第１実施形態を示し、シリンダヘッド１内に形成された一対の吸気ポート２、２を開閉する一気筒当たり２つの第１、第２吸気弁３ａ，３ｂと、＃１気筒と＃３気筒及び＃５気筒の上方側に機関前後方向に沿って配置され、外周に３つの駆動カム５ａを有する駆動軸５と、該駆動軸５の外周面に回転自在に支持されて、作動伝達部材である各スイングアーム６を介して前記各吸気弁３ａ、３ｂを開閉作動させる一対の第１、第２揺動カム７ａ、７ｂと、前記各駆動カム５ａの回転力を揺動力に変換して前記各揺動カム７ａ、７ｂに伝達する伝達機構８と、該伝達機構８を介して前記各吸気弁３ａ，３ｂの作動角とリフト量を制御する制御機構９と、シリンダヘッド１に保持されて、前記各スイングアーム６を介して各吸気弁３ａ、３ｂと各揺動カム７ａ、７ｂとの間のバルブクリアランスを零ラッシに調整する２つの支点部材（ピボット）である第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂと、機関運転状態に応じて前記一方側の第１油圧ラッシアジャスタ１０ａを介して前記一方の第１吸気弁３ａの開閉作動を停止させる弁停止機構１１と、を備えている。なお、前記駆動軸５と揺動カム７ａ、７ｂ、伝達機構８及び制御機構９によって可変機構が構成されている。
【００１８】
以下では、便宜上、１つの気筒、例えば＃３気筒における各構成部材について説明する
前記各吸気弁３ａ、３ｂは、バルブガイド４を介してシリンダヘッド１に摺動自在に保持されていると共に、各ステムエンド３ｃの近傍に設けられた各スプリングリテーナ３ｄとシリンダヘッド１の内部上面との間に弾接された各バルブスプリング１２のばね力によって閉方向に付勢されている。
【００１９】
前記駆動軸５は、シリンダヘッド１の上端部に設けられた複数の軸受部１３に前記揺動カム７ａ、７ｂが一体に形成されたカムシャフト７ｃを介して回転自在に支持され、一端部に設けられた図外のタイミングプーリを介してクランクシャフトの回転力がタイミングベルトによって伝達されるようになっている。また、駆動軸５の外周に一気筒当たり１つ設けられた前記駆動カム５ａは、その軸心Ｙが駆動軸５の軸心Ｘから径方向へ偏心していると共に、外周のカムプロフィールが通常のほぼ円形状に形成されている。
【００２０】
前記各スイングアーム６は、一端部６ａの凹状下面が前記各吸気弁３ａ、３ｂのステムエンド３ｃ、３ｃに当接している一方、他端部６ｂの下面凹部６ｃが前記各油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂに当接していると共に、中央に形成された収容孔内に、ローラ軸１４ａを介してローラ１４が回転自在に収容配置されている。
【００２１】
前記各揺動カム７ａ、７ｂは、図１などにも示すように、円筒状のカムシャフト７ｃの両端部に一体的に設けられている。すなわち、前記伝達機構８から直接的に揺動力が伝達される第１揺動カム７ａは、カムシャフト７ｃの一端部に一体に設けられている一方、第２揺動カム７ｂは、前記カムシャフト７ｃの一端部から軸方向に乖離した他端部に一体に設けられている。
【００２２】
また、各揺動カム７ａ、７ｂは、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７ｄ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前記スイングアーム６のローラ１４の上面を転接するようになっている。
【００２３】
前記カムシャフト７ｃは、外周面の軸方向ほぼ中央位置に形成されたジャーナル部が前記軸受部１３に微小クリアランスをもって回転自在に支持されていると共に、内周面によって前記駆動軸５の外周面を回転自在に支持するようになっている。
【００２４】
前記伝達機構８は、駆動軸５の上方に配置されたロッカアーム１５と、該ロッカアーム１５の一端部１５ａと駆動カム５ａとを連係するリンクアーム１６と、ロッカアーム１５の他端部１５ｂと一つの揺動カム７ａ、７ｂとを連係するリンクロッド１７と、を備えている。
【００２５】
前記ロッカアーム１５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１５ａがピン１８によってリンクアーム１６に回転自在に連結されている一方、他端部１５ｂがリンクロッド１７の上端部にピン１９を介して回転自在に連結されている。
【００２６】
前記リンクアーム１６は、円環状の基部の中央位置に有する嵌合孔１６ａに前記駆動カム５ａのカム本体が回転自在に嵌合している一方、突出端が前記ピン１８によってロッカアーム一端部１５ａに連結されている。
【００２７】
前記リンクロッド１７は、下端部がピン２０を介して第１揺動カム７ａのカムノーズ部７ｅに回転自在に連結されている。
【００２８】
なお、前記ロッカアーム１５の他端部１５ｂとリンクロッド１７の上端部との間には、各構成部品の組付時に各吸気弁３ａ、３ｂのリフト量を微調整するアジャスト機構２３が設けられている。
【００２９】
前記制御機構９は、駆動軸５の上方位置に同じ軸受部に回転自在に支持された制御軸２１と、該制御軸２１の外周に前記ロッカアーム１５の支持孔に摺動自在に嵌入されて、ロッカアーム１５の揺動支点となる制御カム２２が固定されている。
【００３０】
前記制御軸２１は、駆動軸５と並行に機関前後方向に配設されていると共に、図６に示すアクチュエータ５０によって回転制御されている。一方、前記制御カム２２は、円筒状を呈し、軸心位置が制御軸２１の軸心から所定分だけ偏倚している。
【００３１】
前記アクチュエータ５０は、図６に示すように、図外のハウジングの一端部に固定された電動モータ５１と、ハウジングの内部に設けられて、該電動モータ５１の回転駆動力を前記制御軸２１に伝達する減速機構としてのボール螺子機構５２と、から構成されている。
【００３２】
前記電動モ−タ５１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後述のコントロールユニット５３からの制御信号によって正逆回転制御されるようになっている。
【００３３】
前記第１、第２各油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂは、図１〜図５に示すように、シリンダヘッド１の円柱状の保持穴１ａ内に上下摺動自在に保持された有底円筒状のボディ２４と、該ボディ２４内に上下摺動自在に収容されて、下部に一体に有する隔壁２５を介して内部にリザーバ室２６を構成するプランジャ２７と、前記ボディ２４の下部内に形成されて、前記隔壁２５に貫通形成された連通孔２５ａを介して前記リザーバ室２６と連通する高圧室２８と、該高圧室２８の内部に設けられて、前記リザーバ室２６内の作動油を高圧室２８方向へのみ流入を許容するチェック弁２９と、を備えている。また、前記シリンダヘッド１の内部には、前記保持穴１ａ内の溜まった作動油を外部に排出する排出孔１ｂが形成されている。
【００３４】
前記ボディ２４は、外周面に円筒状の第１凹溝２４ａが形成されていると共に、該第１凹溝２４ａの周壁に、前記シリンダヘッド１の内部に形成されて下流端が前記第１凹溝２４ａに開口した油通路３０とボディ２４内部とを連通する第１通路孔３１が径方向に貫通形成されている。
【００３５】
また、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａ側のボディ２４は、図４Ａ，Ｂに示すように、底部２４ｂ側が第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂ側のボディ２４よりも下方向へ延設されてほぼ円柱状に形成されている。
【００３６】
前記油通路３０は、シリンダヘッド１内に形成された潤滑油供給用のメインオイルギャラリ３０ａと連通しており、このメインオイルギャラリ３０ａには図６に示すオイルポンプ５４から潤滑油が圧送されるようになっている。
【００３７】
前記プランジャ２７は、軸方向のほぼ中央の外周面に円筒状の第２凹溝２７ａが形成されていると共に、該第２凹溝２７ａの周壁に前記第１通路孔３１とリザーバ室２６とを連通する第２通路孔３２が径方向に沿って貫通形成されている。また、プランジャ２７の先端頭部２７ｂの先端面がスイングアーム６の他端部６ｂの球面状の下面凹部６ｃとの良好な摺動性を確保するために球面状に形成されている。
【００３８】
なお、このプランジャ２７は、ボディ２４の上端部に嵌着固定された円環状のストッパ部材３３によってその最大突出量が規制されるようになっている。
【００３９】
前記第２凹溝２７ａは、その軸方向の幅が比較的大きく形成され、これによってボディ２４に対するプランジャ２７のいずれの上下摺動位置においても前記第１通路孔３１と第２通路孔３２とを常時連通するようになっている。
【００４０】
前記チェック弁２９は、前記連通孔２５ａの下部開口縁(シート)を開閉するチェックボール２９ａと、該チェックボール２９ａを閉方向へ付勢する第１コイルばね２９ｂと、該第１コイルばね２９ｂを保持するカップ状のリテーナ２９ｃと、ボディ２４の底壁２４ｃの内底面とリテーナ２９ｃの円環状上端部との間に弾装されて、リテーナ２９ｃを隔壁２５方向へ付勢しつつプランジャ２７全体を上方に付勢する第２コイルばね２９ｄとから構成されている。
【００４１】
そして、揺動カム７のベースサークル区間では、前記第２コイルばね２９ｄによる付勢力によって前記プランジャ２７の進出移動（上方移動）に伴って高圧室２８内が低圧になると、前記油通路３０から保持穴１ａ内に供給された作動油が第１凹溝２４ａから第１通路孔３１と第２凹溝２７ａ及び第２通路孔３２を通ってリザーバ室２６に流入して、さらにチェックボール２９ａを第１コイルばね２９ｂのばね力に抗して押し開き、作動油を高圧室２８内に流入させる。
【００４２】
これによって、プランジャ２７は、スイングアーム６の他端部６ｂを押し上げてローラ１４と揺動カム７ａ、７ｂとの接触を介してスイングアーム６の一端部６ａ及び各吸気弁３ａ、３ｂのステムエンド３ｃとの間の隙間などを零ラッシに調整するようになっている。
【００４３】
そして、揺動カムカム７ａ、７ｂのリフト区間では、プランジャ２７に下方荷重が作用するので、高圧室２８内の油圧が上昇し、高圧室２８内のオイルがプランジャ２７とボディ２４の隙間から漏れ出てプランジャ２７は僅かに下降する（リークダウン）。
【００４４】
そして再び揺動カム７ａ、７ｂのベースサークル区間になると、前述のように、前記第２コイルばね２９ｄの付勢力によるプランジャ２７の進出移動（上方移動）によって、各部の隙間を零ラッシに調整するのである。
【００４５】
以上のような、ラッシア調整機能を、前記第１油圧ラッシアジャスタ１０ａと第２油圧ラッシアジャスタの両方がもっているのである。
【００４６】
前記弁停止機構１１は、図４Ａ、Ｂに示すように、前記第１油圧ラッシアジャスタ１０ａ側にのみ設けられ、前記保持穴１ａの底部側に連続して形成された円柱状の摺動用穴３４と、該摺動用穴３４の底面とボディ２４の下面との間に弾装されて、前記第１油圧ラッシアジャスタ１０ａを上方向へ付勢するロストモーションスプリング３５と、前記第１油圧ラッシアジャスタ１０ａのロストモーションを規制する規制機構３６と、から構成されている。
【００４７】
前記摺動用穴３４は、内径が前記保持穴１ａの内径と同一に設定されて前記ボディ２４が前記保持穴１ａから連続的に上下方向へ摺動可能に保持するようになっている。
【００４８】
前記ロストモーションスプリング３５は、コイルスプリングによって形成されて、前記ボディ２４の底面を上方向へ付勢して前記プランジャ２７の先端部２７ａが前記スイングアーム６の他端部６ｂ下面に弾接させるようになっている。
【００４９】
また、前記ボディ２４は、前記シリンダヘッド１の内部に挿通配置されたストッパピン３７によって最大上方移動位置が規制されるようになっている。すなわち、前記ストッパピン３７は、シリンダヘッド１内を前記ボディ２４に向かって軸直角方向に配置され、先端部３７ａが前記第１凹溝２４ａ内に摺動可能に臨設配置されて、ボディ２４の上方移動に伴い前記先端部３７ａが第１凹溝２４ａの下端縁に当接することによってボディ２４の最大上方の摺動位置が規制されるようになっている。
【００５０】
したがって、前記第１油圧ラッシアジャスタ１０ａは、スイングアーム６の揺動に伴い前記ロストモーションスプリング３５のばね力を介して前記保持穴１ａと摺動用穴３４との間を上下にストロークしてロストモーションを行うことによって、前記スイングアーム６の揺動支点としての機能が失われて第１吸気弁３ａの開閉作動を停止させるようになっている。
【００５１】
前記規制機構３６は、前記ボディ２４の底部２４ｂの内部径方向に貫通形成された移動用孔３８と、前記シリンダヘッド１内に保持穴１ａと軸直角方向に形成された規制用孔３９と、前記移動用孔３８の内部一端側に固定されたリテーナ４０と、前記移動用孔３８の内部に摺動自在に設けられて、該移動用孔３８から前記規制用孔３９に跨って移動可能な規制ピン４１と、該規制ピン４１の後端と前記リテーナ４０との間に弾装されて、前記規制ピン４１を規制用孔３９方向へ付勢するリターンスプリング４２と、から主として構成されている。
【００５２】
前記規制用孔３９は、前記ボディ２４が前記ストッパピン３７によって最大上方位置に規制された際に、前記移動用孔３８と軸方向から合致するようになっており、内径が前記移動用孔３８とほぼ同一に形成されていると共に、一端側にシリンダヘッド１内に形成された油圧回路である油通路孔４３から信号油圧が導入されるようになっている。
【００５３】
ここで、前記ボディ２４の回転方向の規制は、前記ストッパピン３７の飛び出し量を僅かに増加すると共に、前記ボディ２４の第１凹溝２４ａ内に長手方向のスリットを設け、前記ストッパピン３７先端と係合させることによって容易に実現できる。あるいは、別個の回転規制部材をシリンダヘッド１とボディ２４の間に装着してもよい。
【００５４】
前記リテーナ４０は、有蓋円筒状に形成されて、底部に規制ピン４１の円滑な移動を確保するための呼吸孔４０ａが貫通形成されていると共に、軸方向の長さが図４Ｂに示すように、前記規制ピン４１が移動用孔３８に完全に収容された時点で、先端縁に規制ピン４１の後端が当接してそれ以上の後退移動を規制する長さに設定されている。
【００５５】
前記規制ピン４１は、中実円柱状に形成されて、外径が前記移動用孔３８と規制用孔３９の内径よりも僅かに小さく形成されて円滑な摺動性が確保されている。また、この規制ピン４１は、前記油通路孔４３から規制用孔３９に供給された油圧を先端部４１ａの受圧面によって受けることにより、前記リターンスプリング４２のばね力に抗して後退移動して先端部が規制用孔３９から抜け出して移動用孔３８内に収容されて、規制が解除されるようになっている。
【００５６】
前記油通路孔４３（規制用孔３９）には、図６に示すように、前記オイルポンプ５４から圧送されたオイルが電磁切換弁５５を介して信号油圧として供給されるようになっている。
【００５７】
前記電磁切換弁５５は、図外のバルブボディの内部に摺動自在に設けられたスプール弁を、ソレノイドの電磁力とコイルスプリングのばね力とによって、オン、オフ的に２段階に切り換えるようになっており、前記ソレノイドに、前記電動モータ５１の駆動を制御する同じコントロールユニット５３から制御電流が通電、非通電されてポンプ吐出通路と油通路孔４３とを連通するか、またはポンプ吐出通路を閉止して前記油通路孔４３とドレン通路４４を連通するように切り換え制御されるようになっており、これによって、信号油圧を大小２段階に制御するようになっている。
【００５８】
前記コントロールユニット５３は、クランクセンサやエアーフローメータ、水温センサ、スロットルバルブ角度センサなどの各種センサからの情報信号に基づいて機関運転状態（機関運転条件）を検出すると共に、この機関運転状態と前記制御軸２１の現在の回転位置を検出する図外の回転位置センサからの実位置情報信号によって前記電動モータ５１を駆動制御して前記制御軸２１の回転位置を制御する。これによって、各吸気弁３ａ，３ｂのリフト量と作動角を変化させるようになっている。
【００５９】
また、このコントロールユニット５３は、前記電磁切換弁５５を介して前記弁停止機構１１のロストモーションを行わせることで弁停止作動させ、またはロストモーションを禁止することで、弁停止を禁止する制御手段である弁停止制御回路を有している。この弁停止回路は、前記制御軸２１の回転角度θに基づいて前記電磁切換弁５５を介して前記油通路孔４３と前記ポンプ吐出通路またはドレン通路４４とを連通する制御を行う。これによって、前記油通路孔４３とポンプ吐出通路とを連通させた場合には、高油圧によって規制ピン４１は、リターンスプリング４２のばね力に抗して後退移動して、先端部４１ａが規制用孔３９から抜け出て、シリンダヘッド１に対する第１油圧ラッシアジャスタ１０ａのロックが解除される。これにより、弁停止状態に移行する。
【００６０】
または、前記油通路孔４３とドレン通路４４を連通させた場合には、前記規制ピン４１は、リターンスプリング４２のばね力によって規制用孔３９方向に移動して、規制ピン４１の先端部４１ａが規制用孔３９内に係入することにより、前記ボディ２４（第１油圧ラッシアジャスタ１０ａ）をシリンダヘッド１にロックさせ、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａのロストモーションを禁止するようになり、リフト作動状態となる。
【００６１】
前記弁停止制御回路によって電磁切換弁５５の駆動を制御するための前記制御軸２１の回転角度位置は、機関運転状態などによって任意に設定できるが、本実施形態では第１吸気弁３ａのリフト量が図１２に示すＬ３の程度になる前記制御軸２１のθ３の回転角度位置で制御するようになっている。
【００６２】
つまり、前記第１油圧ラッシアジャスタ１０ａのロストモーションのストローク量が、これと比例的関係にある第１吸気弁３ａのリフト量が所定値（約Ｌ３）以下になったことを前記制御軸２１の回転角度位置θで検出し、この時点で、前記電磁切換弁５５への制御電流を出力して油通路孔４３とポンプ吐出通路を連通させて、高い信号油圧を発生させ、前記規制ピン４１の先端部４１ａが規制用孔３９から抜け出て、シリンダヘッド１に対する第１油圧ラッシアジャスタ１０ａのロックが解除される。これにより、弁停止状態に移行するのである。
〔可変動弁装置の作動〕
以下、本実施形態における可変動弁装置の作動について説明する。
【００６３】
例えば、機関のアイドリング運転から低回転域では、コントロールユニット５３から出力された制御電流によって電動モータ５１が回転駆動し、この回転トルクがボール螺子機構５２を介して前記制御軸２１に伝達される。この制御軸２１が一方向へ回転駆動されると、図７Ａ，Ｂ、図８Ａ，Ｂに示すように、制御カム２２も一方向に回動して軸心が制御軸２１の軸心の回りを同一半径で回転し、肉厚部が駆動軸５から図示のように右上方向に離間移動する。これにより、ロッカアーム１５の他端部１５ｂとリンクロッド１７の枢支点（連結ピン１９）は、駆動軸５に対して上方向へ移動し、このため、各揺動カム７ａ、７ｂは、リンクロッド１７を介してカムノーズ部側が強制的に引き上げられる。
【００６４】
よって、駆動カム５ａが回転してリンクアーム１６を介してロッカアーム１５の一端部１５ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド１７を介して各揺動カム７ａ、７ｂ及び各スイングアーム６に伝達され、各吸気弁３はバルブスプリング１２のばね反力に抗して開弁して、そのリフト量は、例えば、図７及び図８、図１２のＬ２またはＬ１〜Ｌ３に示すように十分小さくなる。
【００６５】
例えば、機関が低回転から中、高回転領域に移行した場合は、コントロールユニット５３からの制御電流によって電動モータ５１が逆回転してボール螺子機構５２を同方向へ回転させると、図１０Ａ、Ｂ、図１１Ａ，Ｂに示すように、この回転に伴って制御軸２１が制御カム２２を他方向へ回転させて、軸心が下方向へ移動する。
【００６６】
このため、ロッカアーム１５は、今度は全体が駆動軸５方向に移動して他端部１５ｂによって揺動カム７ａ、７ｂのカムノーズ部を、リンクロッド１７を介して下方へ押圧して該各揺動カム７ａ、７ｂ全体を所定量だけ図７、図８に示す位置から反時計方向へ回動させる。したがって、図１０、図１１に示すように、各揺動カム７ａ、７ｂの各スイングアーム６のローラ１４外周面に対するカム面７ｄの当接位置が、カムノーズ部側（リフト部側）に移動する。
【００６７】
このため、吸気弁３の開作動時に駆動カム５ａが回転してロッカアーム１５の一端部１５ａを、リンクアーム１６を介して押し上げると、各スイングアーム６を介して各吸気弁３が各バルブスプリング１２のばね力に抗して開弁して、そのバルブリフト量が図１０、図１１、図１２に示す最大リフト量Ｌ７になるまで連続的に変化しつつ回転の上昇に連れてＬ４〜Ｌ７まで大きくなる。これによって吸気充填効率が向上して出力の向上が図れる。
〔弁停止機構の作動〕
そして、例えば、前述したアイドリング運転から低回転域において各吸気弁３，３のリフト量が図１２に示すＬ１〜Ｌ３の小リフト量領域になっている場合は、特に、燃費を向上させたい特定の運転条件においては、前記コントロールユニット５３から電磁切換弁５５に制御電流が出力されて、オイルポンプ５４からの大きな吐出油圧が信号油圧として油通路孔４３を通って規制用孔３９内に導入される。
【００６８】
このため、この信号油圧を受けた規制ピン４１は、リターンスプリング４２のばね力に抗して後退移動して、先端部４１ａが規制用孔３９から抜け出て、シリンダヘッド１に対する第１油圧ラッシアジャスタ１０ａのロックが解除される。
【００６９】
したがって、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａは、図４Ｂに示すように、全体がロストモーションできるようになり、前記ロストモーションスプリング３５のばね力を介して保持穴１ａと摺動用孔３４内を上下方向へ移動を繰り返してロストモーション状態になる。このため、第１吸気弁３ａは閉弁状態（弁停止状態）となる。
【００７０】
すなわち、弁停止状態になるまでは、前記揺動カム７ａ、７ｂが図７Ａに示す零リフト（閉弁）位置から同図Ｂの最大開弁リフト位置の間で変化しつつ、リフト量Ｌ２で開弁するが、弁停止になると前記揺動カム７ａが最大限揺動しても、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａは、図７Ｂに示すＭ２のストローク量だけロストモーションし、実際には第１吸気弁３ａはバルブリフトを行わない弁停止状態に移行する。その瞬間の第１スイングアーム６と第１油圧ラッシアジャスタ１０ａとの間で形成される開き角度がα（図７Ｂ参照）は揺動カム７ａがピークリフトとになった位置においては、α２になるが、これは過度な開き角度にはなっていない。
【００７１】
したがって、前記揺動カム７ａ、７ｂがピークリフト（最大開弁動作）となってもスムーズな弁停止作動が得られる。
【００７２】
一方、第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂ側は、図８Ａ，Ｂに示すように、第２スイングアーム６に対する通常の揺動支点として機能していることから、第２吸気弁３ｂは依然としてリフト量Ｌ２で開閉作動を行っており、これによって吸気スワールが強化されて燃費及び燃焼の改善が図れる。
【００７３】
次に、例えば機関回転数がさらに上昇して、要求トルクが高まり、２弁リフト状態に再び移行すると共に、さらにリフト量を増加し、前記制御軸２１が時計方向へ回転してθ３となった場合、つまり、両吸気弁３，３のリフト量が図１２に示すＬ３になっていた場合について考察する。この状態から再び燃費要求が高まり、弁停止移行する場合を想定すると、図９に示すように、第１スイングアーム６と第１油圧ラッシアジャスタ１０ａとの間で形成される開き角度がα３になってかなり開いた状態になってしまう。つまり、機関高回転時などにおける最大リフト制御時の揺動カム７ａ、７ｂの最大ピークリフト位置（図１０Ｂ）の開き角度β７としたとき、この開き角度β７は約９０°であり、これに対する挟み角９０°よりも前記開き角α３−９０°分だけ大きくなっている。
【００７４】
このような無理な姿勢に起因して、第１スイングアーム６の他端部６ｂの下面凹部６ｃに対する第１油圧ラッシアジャスタ１０ａの先端頭部２７ｂの接触は不均一なものとなってくる。
【００７５】
すなわち、通常、油圧ラッシアジャスタ１０ａの先端頭部２７ａは、ローラ１４側の球面部での接触を、反ローラ側の球面部での接触とがバランスしつつ第１スイングアーム６の他端部６ｂの下面凹部６ｃを安定的に保持するものであるが、前記α３大きくなると、ローラ１４側球面部での接触が上下移動し、反ローラ側球面部での接触部が下方移動してしまうのである。
【００７６】
そこへローラ１４からの荷重が作用すると、上方移動したローラ１４側球面部の接触部で受ける荷重が極端に増加し、バランスが崩れて局所的な接触になりやすいのである。
【００７７】
さらに、接触部が先端部頭部２７ｂの上方へ移動したことも加わり、ローラ１４の荷重などによって接触にずれが生じやすく、第１スイングアーム６が反バルブ側へずれる現象が発生しやすく、最悪の場合は、第１スイングアーム６の他端部６ｂの下面凹部６ｃが先端頭部２７ｂから外れてしまう可能性が出てくるのである。しかし、このα３のレベルでは、何とか許容範囲内に収まっている。
【００７８】
このα３を超えると、実際に前記外れ現象が発生する可能性が高まるのである。
【００７９】
そこで、このリフト量Ｌ３（開き角度α３）を超えた時点で、前記コントロールユニット５３の弁停止制御回路から電磁切換弁５５への制御電流が遮断されて、油通路孔４３とドレン通路４４が連通されて規制用孔３９及び油通路孔４３内の油圧がオイルパン４５内に排出されて低圧状態となる。
【００８０】
これによって、前記規制ピン４１は、図４Ａに示すように、リターンスプリング４２のばね力によって規制用孔３９方向へ移動して、前記揺動カム７ａ、７ｂのベースサークル域で第１油圧ラッシアジャスタ１０ａが上昇移動して前記ストッパピン３７によりそれ以上の上昇移動が規制され、移動用孔３８と規制用孔３９が合致した時点で、規制ピン４１の先端部４１ａが規制用孔３９内に係入して第１油圧ラッシアジャスタ１０ａをシリンダヘッド１にロックする。したがって、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａは、この時点でロストモーションが規制されることになる。
【００８１】
つまり、図１３に示すように、前記制御軸２１の回転角度θと吸気弁３のリフト量Ｌは比例的関係にあることから、前記コントロールユニット５３は、回転角センサからの情報信号に基づいて制御軸２１の回転角度がθ３より僅かに大きくなった時点で、前記電磁切換弁５５への通電を遮断する。
【００８２】
これによって、図１３の実線で示すように、吸気弁３のリフト量がＬ３を超えた時点で第１油圧ラッシアジャスタ１０ａのロストモーション作動を強制的に禁止する。これによって、第２吸気弁３ｂと一緒に第１吸気弁３ａも開閉作動が行われて両弁による機関駆動がなされる。
【００８３】
したがって、前記吸気弁３のリフト量がＬ３を超えた時点で第１油圧ラッシアジャスタ１０ａのロストモーションがなくなることから、前述の第１スイングアーム６の他端部６ｂ側の下面凹部６ｃと第１油圧ラッシアジャスタ１０ａのプランジャ２７の先端頭部２７ｂとの不均一で局部的な当接が回避される。したがって、プランジャ２７の先端頭部２７ｂから第１スイングアーム６の下面凹部６ｃが例えば脱落することなく、常時円滑な作動状態が得られる。
【００８４】
また、例えば機関回転数がさらに上昇して制御軸２１の回転角度がθ３よりもさらに大きくなり、したがって、各吸気弁３，３のリフト量が図１３のＬ３を超えた場合には、コントロールユニット５３から電磁切換弁５５への非通電状態が継続されて規制用孔３９へ高圧の信号油圧が導入されないことから、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａのロストモーションしない状態が続き、第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂと同じく揺動支点としての機能を発揮することになる。
【００８５】
換言すれば、前記制御軸２１の回転角度がθ３になるまでは、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａは、ロストモーションを行うが、θ３を超えた時点でロストモーションが規制されて固定化した状態になり、通常の揺動支点として機能するのである。
【００８６】
なお、本実施形態では、前記第１油圧ラッシアジャスタ１０ａのロストモーションを禁止する時期は、第１、２吸気弁３、３の目標リフトがＬ３を超えたときとしているが、これに限定されるものではなく、例えば冷機始動時などの排気エミッションに有利な小作動角（小リフト量）でも出力トルクが必要である場合には、ロストモーションを禁止して２つの吸気弁３，３を開閉作動させることが好ましいことから、リフト量がＬ３以下でもロストモーションを禁止することも可能である。
【００８７】
いずれにしても、リフト量がＬ３を超える場合には、確実に第１吸気弁３ａ側のロストモーション（弁停止）が禁止されるので、弁停止作動における非円滑作動が回避される。すなわち、第２吸気弁３ｂのみがリフト量Ｌ３を超える状態でリフト作動する際に想定される、第１吸気弁３ａ側の非円滑弁停止作動を回避でき、もって該非円滑弁停止作動に起因する揺動カム全体の不安定挙動による第２吸気弁３ｂ自身のリフト挙動の不安定化も防止されるのである。
【００８８】
そして、さらに本実施形態では、前記弁停止機構１１を第１揺動カム７ａ（第１吸気弁３ａ）側に配置したことから、機関低回転域などにおいて前記第１油圧ラッシアジャスタ１０ａがロストモーションを繰り返している場合の第２揺動カム７ｂ側の第２吸気弁３ｂのリフト挙動の安定化を図ることができるが、仮に弁停止機構１１を第２揺動カム７ｂ（第２吸気弁）側へ配置した場合は、第２吸気弁３ｂが以下のような不安点な状態になってしまうのである。
【００８９】
具体的に説明すると、前記弁停止機構１１を仮に第２吸気弁３ｂ側に配置した場合について考察すると、前記駆動カム５ａは、リンクアーム１６やロッカアーム１５、リンクロッド１７を介して第１揺動カム７ａからカムシャフト７ｃの一端部に揺動力を伝達する。このとき、前記リンクアーム１６やロッカアーム１５及びリンクロッド１７は軸受幅が狭いことから、傾動による倒れ現象が生じ、特にリンクロッド１７は、自身のほかリンクアーム１６とロッカアーム１５の倒れの影響も受けるため、幅方向左右の複雑な動的倒れが発生する。
【００９０】
前記リンクロッド１７の下端部が、前記第１揺動カム７ａのカムノーズ部７ｅにピン２０を介して連結されて前記第１揺動カム７ａを揺動運動させるが、このとき、リンクロッド１７自体に前記動的な倒れが発生するため、図１の矢印ａに示すように、リンクロッド１７に図中左側の側壁プレートが実質的なカムシャフト７ｃの作用点となったり、あるいは逆に右側の側壁プレートが作用点となり、また、両側壁プレートで均等に荷重を発生させる場合などがあり、前記下端部に近い第１揺動カム７ａの揺動（リフト）挙動は動的倒れなどに伴って不安定になりやすい。
【００９１】
ここで仮に、前記第１揺動カム７ａの方に弁停止機構がなく、前記第２揺動カム７ｂの方に弁停止機構があるとして、第１吸気弁３ａを通常に開閉作動させたとしたら、この第１揺動カム７ａの前記不安定な挙動によって、第１吸気弁３ａの開閉作動も不安定になってしまう。
【００９２】
すなわち、図１４に示すように、リンクロッド１７の前述した複雑な動的倒れ挙動よって、ある瞬間は図１４の矢印ｄに示す荷重によって、左側壁プレートが実質的なカムシャフト７ｃへの作用点となる。この結果、ある瞬間には、前記矢印ｄの荷重による反時計方向の回転モーメント（矢印ｅ）がカムシャフト７ｃに作用し、別の瞬間には矢印ｄ’の荷重による時計方向の回転モーメントｅ’が作用する。つまり、回転モーメントがｅとｅ’の方向が逆になっており、これによるカムシャフト７ｃの挙動が不安定になる。ここで、リンクロッド１７からの荷重ｄ、ｄ’と第１スイングアーム６からの荷重ｆは、互いに逆方向で作用点も近いので、丁度、カムシャフト７ｃの第１揺動カムを挟む形になって、荷重ｄ、ｄ’のバランス変化に伴い該カムシャフト７ｃの姿勢は不安定になりやすいのである。
【００９３】
さらに、第２揺動カム７ｂは弁停止機構によって弁停止状態にあるため、弁停止機構のロストモーションスプリングの小さな荷重ｇも作用することから、これも外乱要素として加わってさらにカムシャフト７ｃ全体の挙動が不安定になる。したがって、第１吸気弁３ａの開弁リフト挙動は一層不安定になる。この結果、燃焼への悪影響や気筒間の燃焼ばらつきなどを招いてしまう。
〔本実施形態の作用〕
そこで、本実施形態では、第１吸気弁３ａ（第１揺動カム７ａ）側に弁停止機構１１を設け、第２吸気弁３ｂ（第２揺動カム７ｂ）側は常時通常の開閉作動を行うようにした。すなわち、第２揺動カム７ｂ側では、図１の矢印ｂや図１５の矢印ｆに示すように、第２スイングアーム６（バルブスプリング１２）からの大きなばね荷重がカムシャフト７ｃの一端部側から大きな距離Ｓ２をもって離間した位置に作用する。このため、図１の矢印ｃや図１５の矢印ｉに示すように、カムシャフト７ｃ全体を第１揺動カム７ａ（一端部）回りの反時計方向の大きな回転モーメントｉが作用する。
【００９４】
この結果、前述したリンクロッド１７にｅ、ｅ’といった不安定なモーメントが作用しても、あるいは図１の矢印ｊや図１５の矢印ｇ示すような第１揺動カム７ａにロストモーションスプリングによる小さなロストモーション荷重が作用した場合であっても、前記カムシャフト７ｃに作用する大きな回転モーメントｉが、カムシャフト７ｃ全体を座りの良い倒れ姿勢に安定的に保持する。これによって、第２吸気弁３ｂのリフト挙動を安定化させることができるのである。
【００９５】
これらの効果は、図１５に示すような、カムシャフト７ｃの軸方向中央にシリンダヘッド１との軸受部が設けられている場合も、設けられていない場合も同様である。
【００９６】
これによって、第２吸気弁７ｂの開弁リフト期間中のリフト挙動が安定して、燃焼への悪影響や気筒間の燃焼のばらつきなどを抑制することができる。この結果、燃費効率を高めることが可能になる。
【００９７】
また、第２吸気弁７ｂの閉弁期間について考えると、第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂが第２揺動カム７ｂを付勢するが、この付勢力は前記図１５の回転モーメントｉが小さいながら発生して、開弁リフト期間と同様にカムシャフト７ｃを安定的に保持する。
【００９８】
したがって、予め閉弁期間もカムシャフト７ｃが安定に保持されるので、開弁リフト期間のリフト挙動がリフト開始直後から安定するのである。
【００９９】
一方、前述のように、弁停止挙動が非円滑となるリフト量Ｌ３を超える領域では、第１吸気弁３ａの弁停止移行が禁止されるので、該非円滑な弁停止作動に起因するカムシャフト７ｃの挙動不安定化によって第２吸気弁７ｂのリフト挙動が不安定になるのを回避できる。
【０１００】
〔第２実施形態〕
図１６は第２実施形態を示し、基本構成は特開２００９−１８０１１４号公報に記載されたものでと同一であって、前記伝達機構８（リンクロッド１７）によって第１揺動カム７ａのベースサークル側の部位、つまりカムノーズ部７ｅと反対側の部位を引き上げることによってカムシャフト７ｃを介して第１、第２吸気弁３ａ、３ｂを開弁作動させるようになっている。
【０１０１】
すなわち、伝達機構８のロッカアーム１５におけるリンクアーム１６との作用点とリンクロッド１７の作用点が、ロッカアーム１５の揺動支点に対して同じ側に存在する。したがって、駆動カム５ａがリンクアーム１６を押し上げるときにリンクロッド１７が引き上げられることになる。このリンクロッド１７は、図１６の矢印ｏに示すように、第１吸気弁３ａを作動させる第１揺動カム７ａのベースサークル側の部位に位置するカムシャフト７ｃの一端部を引き上げ回転させることによって第１揺動カム７ａを開弁方向（時計方向）に揺動するようになっている。
【０１０２】
また、第１実施形態と同じく、前記第１吸気弁３ａ側にロストモーションを行う第１油圧ラッシアジャスタ１０ａが設けられ、第２吸気弁３ｂ側に通常の第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂが設けられている。
【０１０３】
ここで、リンクアーム１６やリンクロッド１７などは、前述と同じく、軸受幅が狭いことから、作動中において動的な倒れが発生し易くなり、特に、リンクロッド１７に動的な倒れがあり、図１６の矢印ｏに示すように、リンクロッド１７の駆動カム５ａと反対側に位置する一方の側壁プレートがカムシャフト７ｃへの作用点となったり、あるいは逆に駆動カム５ａ側に位置する他方の側壁プレートが作用点となったり、あるいは、両側壁プレートで均等に荷重を発生させる場合などがあり、前記カムシャフト７ｃの一端部に近い第１揺動カム７ａの揺動（リフト）挙動は動的な倒れなども伴って不安定になりやすい。
【０１０４】
ここで仮に、前記第１揺動カム７ａの方に弁停止機構がなく、前記第２揺動カム道カム７ｂの方に弁停止機構があるとして、第１吸気弁３ａを通常に開閉作動させたとしたら、この第１揺動カム７ａの前記不安定な挙動によって、第１吸気弁３ａの開閉作動も不安定になってしまう。
【０１０５】
すなわち、図１７Ａ、Ｂに示すように、カムシャフト７ｃの一端部（第１揺動カム７ａ）付近では、前記一方の側壁プレート側の伝達機構８からの荷重ｐないし他方の側壁プレート側の荷重ｐ’によって上方へ持ち上げられており、また、第１スイングアーム６からも上方に荷重ｆを受けている。したがって、カムシャフト７ｃの一端部及び第１揺動カム７ａの付近は軸受の微小クリアランス内で最大限上方に移動している。
【０１０６】
次に、第２揺動カム７ｂの付近の荷重について考察すると、前記リンクロッド１７に前述した複雑な動的倒れが発生しているため、ある瞬間は図１７Ａの矢印ｐに示す荷重によって、一方の側壁プレートがカムシャフト７ｃへの作用点となり、別の瞬間には図１７Ｂの矢印ｐ’の荷重によって、他方の側壁プレートがカムシャフト７ｃの作用点となっている。
【０１０７】
図１７Ａに示す瞬間では、弁停止機構のロストモーションスプリングにより第２揺動カム７ｂへ作用する矢印ｑによる反時計方向の回転モーメントと、荷重ｐによる生じる反時計方向のモーメントが支配的でカムシャフト７ｃ全体は反時計方向にモーメントｒを受ける。一方、第１揺動カム７ａは、第１スイングアーム６から上方に荷重ｆを受けている。この結果、図１７Ａに示すように、カムシャフト７ｃ全体が軸受の微小クリアランス内で上方向に移動して傾かない状態になっている。図１７Ｂに示す瞬間では、矢印ｐ’による時計方向のモーメントの方が小荷重ｑによる反時計方向のモーメントよりもが支配的となって、カムシャフト７ｃ全体が時計方向への傾きが発生する。
【０１０８】
以上のように、カムシャフト７ｃが傾かない状態（図１７Ａ）と、傾いた状態（同図Ｂ）を繰り返す。この不安定な挙動によって第１吸気弁３ａの開弁リフト挙動が不安定になってしまうのである。
【０１０９】
これに対して、本実施形態では、前述のように、第２吸気弁３ｂ側にはロストモーションをしない第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂを設け、第１吸気弁３ａ側にロストモーションを行う第１油圧ラッシアジャスタ１０ａを設けたことから、図１６の矢印ｕや図１８の矢印ｆに示すように、バルブスプリング１２からの大きなばね荷重が第２スイングアーム６を介してカムシャフト７ｃの他端部側に作用する。これによって、図１６の矢印ｓや図１８の矢印ｉで示すように、カムシャフト７ｃ全体を一端部回りの大きな反時計方向の回転モーメントｉで倒そうとする。
【０１１０】
この結果、リンクロッド１７が前述のような不安定な挙動をしようとした場合でも、あるいは図１６の矢印ｔや図１８の矢印ｇに示すような第１揺動カム７ａにロストモーションスプリングの小さな外乱荷重が作用した場合でも、前記カムシャフト７ｃに作用する大きなモーメント（図１６のｓや図１８のｉ）が安定的に作用する。その結果、バルブスプリング１２から第２揺動カム７ｂへの大きな荷重（図１６のｕや図１８のｆ）と相俟って図１８に示すように、カムシャフト７ｃ全体が駆動軸との微小クリアランス内で上方向に移動した状態で、カムシャフト７ｃを座りの良い倒れ姿勢に安定的に保持し、それによって開弁リフト挙動を安定化させるのである。
【０１１１】
図１８に基づいてさらに補足説明すると、リンクロッド１７に動的な左右の倒れがあり、作用点がｄとｄ’を繰り返した場合、それによる反時計方向の回転モーメント（矢印ｅ）と時計方向の回転モーメント（矢印ｅ’）が発生する。しかしながら、この回転モーメントｅ、ｅ’よりも、第２揺動カム７ｂの作用荷重によるカムシャフト７ｃの一端部回りの反時計方向の回転モーメント（図１６のｓや図１８のｉ）の方が十分に大きい。
【０１１２】
なぜならば、第２吸気弁３ｂ側が開閉作動側なので、バルブスプリング１２による大きな作用荷重（矢印ｆ）が作用し、かつその作用点とカムシャフト７ｃの一端部との距離Ｓ２も大きく、よって、Ｓ２×ｆの反時計方向のモーメントｉも十分大きくなるのである。
【０１１３】
この結果、前記回転モーメントｅ、ｅ’の変化に拘わらずカムシャフト７ｃ全体を大きな回転モーメントで反時計方向に付勢している。一方、第１揺動カム７ａ側の一端部付近では、ｄないしｄ’により大きな荷重で上方にクリアランス内で最大限移動させられており、結果的にカムシャフト７ｃは傾きのない状態で、クリアランス内で最大限上方に移動した位置に安定的に保持されることになる。
【０１１４】
一方、閉弁区間では、バルブスプリング１２のばね荷重が作用しなくなるが、第２揺動カム７ｂは、第２油圧ラッシアジャスタ１０ｂによって押し上げられおり、また、第１揺動カム７ａも弁停止機構１１のロストモーションスプリング３５によって押し上げられていることから、カムシャフト７ｃ全体は傾きのない状態で、クリアランス内で最大限上方に移動した位置のまま安定する。
【０１１５】
この結果、次の開弁リフト開始の最初からリフト挙動が安定するのである。
【０１１６】
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、本発明の趣旨から逸脱しない範囲であればいずれの構成であってもよい。
【０１１７】
例えば、内燃機関としては前記Ｖ型６気筒ばかりではなく、Ｖ型８気筒や、これらの片バンク、その他の機関に適用することも可能である。
【０１１８】
また、カムシャフト７ｃを駆動軸５以外の支持軸に支持させることも可能である。
【０１１９】
さらに、前記リンクロッド１７をプレートをコ字形状に折曲して形成したが、一枚の厚めのプレートによって構成してもよく、この場合でも伝達機構８に動的な挙動の不安定化が生じれば、カムシャフトに挙動不安定が生じるという課題が発生するのであれば本発明に含まれる。
【０１２０】
前記実施形態では、第１吸気弁が完全に弁停止する場合を示したが、僅かなリフトをおこない、完全弁停止で懸念されるバルブ傘部での燃料溜まり現象を回避することも可能である。たとえば、図９において第１油圧ラッシアジャスタ１０ａ全体が降下して行く際、最大限降下してしまう前に、ロストモーションスプリング３５が密着するような設計とすれば、容易に実現できる。
【０１２１】
前記僅かなリフトによる荷重は小さく、しかも一瞬であるので、リフト挙動の安定化は維持できる。
【０１２２】
前記実施形態では、第１揺動カム７ａと第２揺動カム７ｂが同じカムプロフィールの場合を示したが、前記２つの揺動カム７ａ、７ｂのカムプロフィールを異ならせても良く、これによって、エンジン負荷が高い両方の弁作動の領域において、吸気充填効率を維持しながら僅かなスワールによる燃焼改善も図れる。機関弁としては前記吸気弁３の他に、排気弁側にも適用することが可能であり、この場合は排気ガスのスワールを強化できるので、触媒での排気エミッション転化性能を向上できる。
【０１２３】
本実施形態では、弁停止機構として、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａが直接にアルミニウム材のシリンダヘッド１の保持孔とロストモーション摺動する例を示したが、鉄製円筒カラーを介して摺動するようにしてもよい。この場合、耐摩耗性が向上する。
【０１２４】
また、弁停止機構を第１スイングアーム６に設けることも可能であり、この場合は、例えば特表２００９−５０３３４５に示す、メインスイングアームに変位（ロストモーション）できるローラエレメントを設け、このローラエレメントとメインスイングアームを締結あるいは非締結を切り換えればよい。この場合でも、過度なロストモーションによって、ローラエレメントと揺動カムとの当接が外れたり、干渉したり、あるいはロストモーション時に底付きなど、無理な姿勢を抑制して円滑な作動を実現できる。
【０１２５】
また、特開２０１０−２７０６３３に記載された油圧ラッシアジャスタを有しないリフタ型の動弁機構にも適用できる。この場合、特開昭６３−１６１１２に示すようなバルブリフタに内蔵した弁停止機構を用いればよい。
【０１２６】
前記実施形態から把握される前記請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。
〔請求項ａ〕請求項１または２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記他方側の機関弁の閉弁期間中に、前記他方の作動伝達部材を他方側の揺動カム方向へ付勢する付勢手段を設けたことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【０１２７】
この発明によれば、他方側の機関弁の閉弁期間中も付勢手段の付勢力によるモーメントによってカムシャフトが安定的に保持されることから、他方の機関弁のリフト挙動がさらに安定する。
〔請求項ｂ〕請求項ａに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記付勢手段は、油圧ラッシアジャスタであることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｃ〕請求項１〜ｂに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記機関の所定運転領域とは、前記各機関弁のバルブリフト量が所定のバルブリフト量になるまでの領域であることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【０１２８】
この発明によれば、作動中において一方の作動伝達部材が無理な姿勢になるのを回避して、弁停止機構の円滑な作動を得ることができる。引いては、一方側における弁停止機構の非円滑な作動に起因して発生する他方側のリフト挙動の不安定化を防止し、他方側のリフト挙動の悪化を防止できる。
〔請求項ｄ〕請求項１または２に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記弁停止機構は、前記作動伝達部材の揺動運動を吸収することによって前記機関弁の開閉作動を停止することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｅ〕
請求項ｂに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記弁停止機構は、前記作動伝達部材の揺動支点となる油圧ラッシアジャスタの移動を吸収すると共に、該油圧ラッシアジャスタの移動状態と該移動を規制する状態とを択一的に選択する機構であることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【０１２９】
この発明によれば、変換過渡時に不安定な中間リフトにならないので、該中間リフト特性による過渡性能不安定、エンジンブレーキ違和感などを回避できる。
〔請求項ｆ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記伝達機構は、前記揺動カムに変換した揺動運動を、前記揺動カムのカムシャフトの軸心から偏倚したカムノーズ部に伝達したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【０１３０】
カムシャフトから偏倚した位置に揺動力を伝達するため、揺動カムと作動伝達部材とが当接する位置が伝達位置を挟んで行き来するため、伝達位置を支点としての揺動カムのカムノーズ部側と基部側では回転モーメントが発生し易くなって、動的倒れが発生しやすくなる。そのような場合であっても、リフト挙動の安定化を得ることができる。
〔請求項ｇ〕請求項ｅに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記作動伝達部材は、前記揺動カムと機関弁との間に配置されたスイングアームによって構成され、該スイングアームは一端部が前記油圧ラッシアジャスタに揺動自在に支持されている一方、他端部が前記機関弁に当接していることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【０１３１】
スイングアームを用いることによって、弁停止機構による揺動運動を容易に吸収することができる。
【符号の説明】
【０１３２】
１…シリンダヘッド
１ａ…保持穴
３ａ、３ｂ…第１、第２吸気弁（機関弁）
５…カムシャフト
５ａ…駆動カム
６、６…第１、第２スイングアーム（作動伝達部材）
６ａ…一端部
６ｂ…他端部
７ａ、７ｂ…第１、第２揺動カム
７ｃ…カムシャフト
８…伝達機構
９…制御機構
１０ａ・１０ｂ…第１、第２油圧ラッシアジャスタ（支点部材）
１１…弁停止機構
１２…バルブスプリング
１３…軸受部
１５…ロッカアーム
１６…リンクアーム
１７…リンクロッド
１４…ローラ
２４…ボディ
２７…プランジャ
２７ｂ…先端頭部
３４…摺動用孔
３５…ロストモーションスプリング
３６…規制機構
３８…移動用孔
３９…規制用孔
４０…リテーナ
４１…規制ピン
４２…リターンスプリング
４３…油通路孔
４４…ドレン孔
５４…オイルポンプ
５５…電磁切換弁
【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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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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