(57)【要約】  【課題】  機関本体の速やかな温度上昇が確保できないため、排気エミッションを十分に低減できないと共に、暖房性能の悪化を招来している。  【解決手段】  ステップ３で現在冷機状態であると判断した場合は、ステップ４で、各可変機構によって最小のリフト、作動角に制御し、かつリフト頂点の位相をＯに制御する。さらにステップ５で、暖機中の軽負荷状態と判断した場合は、ステップ６において最小のリフト、作動角に制御すると共に、リフト頂点の位相を遅角側に制御する。また、ステップ７において低回転高負荷状態と判断した場合は、ステップ８で中程度のリフト量、作動角に制御すると共に、リフト頂点の位相をさらに遅角側に制御する。また、前記高回転高負荷域であればステップ９において大リフト、作動角に制御しかつリフト頂点の位相をステップ６の位相よりも若干遅角側に制御する。  【選択図】  図７
2007016793.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
機関の排気弁のバルブリフト特性における少なくともバルブリフト量及び作動角を機関運転状態に応じて可変制御する第１可変機構と、
排気弁の前記バルブリフト特性における最大リフト位相を機関運転状態に応じて可変制御する第２可変機構と、
機関の現在の運転状態を検出する機関運転状態検出手段と、
該機関運転状態検出手段からの情報信号によって前記第１可変機構及び第２可変機構の作動を制御するコントローラとを備え、
前記第1可変機構の作動をオフした際には、前記排気弁のリフト量と作動角を最小側で保持し、前記第２可変機構の作動をオフした際には、前記排気弁の最大リフト位相をピストン上死点位置から最も離れた最進角側で保持することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【請求項２】
請求項１に記載された内燃機関の可変動弁装置において、
機関の始動後の所定期間は、少なくとも第1可変機構と第２可変機構の作動制御を行わないことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【請求項３】
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、
前記第１可変機構と第２可変機構のいずれか一方を電動アクチュエータによって作動させると共に、他方の可変機構を作動油圧によって作動させ、冷機時に両可変機構を作動制御させたことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【請求項４】
機関の現在の運転状態を検出する機関運転状態検出手段からの情報信号に基づいて制御信号を生成するコントローラによりそれぞれ制御され、前記機関の排気弁のバルブリフト特性における少なくともバルブリフト量及び作動量を機関運転状態に応じて可変制御する第１可変機構と、前記排気弁のバルブリフト特性における最大リフト位相を機関運転状態に応じて可変制御する第２可変機構と、を備え、
前記第１可変機構の作動がオフされると、前記排気弁のリフト量と作動角とが最小側で保持され、前記第２可変機構の作動がオフされると、前記排気弁の最大リフト位相をピストン上死点位相から最も離れた最進角で保持されることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【請求項５】
請求項４に記載された内燃機関の可変動弁装置において、
機関の始動後の所定期間は、少なくとも第1可変機構と第２可変機構の作動制御を行わないことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【請求項６】
請求項４または５に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記第１可変機構と第２可変機構のいずれか一方を電動アクチュエータによって作動させると共に、他方の可変機構を作動油圧によって作動させ、冷機時に両可変機構を作動制御させたことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、内燃機関の可変動弁装置、とりわけ、排気弁のバルブリフト量と作動角を制御する第１可変機構と、最大リフト位相（最大リフトとなる瞬間のクランク軸位相）を制御する第２可変機構とを備えた可変動弁装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
周知のように、排気弁の開閉時期を機関運転状態に応じて可変制御する可変動弁装置としては、例えば以下の特許文献1に記載されたものがある。
【０００３】
概略を説明すれば、この可変動弁装置は、始動後の冷機時における排気弁のバルブリフト量及び作動角は同一のままで開閉時期を相対的に早めるように制御するようになっている。つまり、前述のように排気弁の開時期を早めることにより、膨張比が小さいときに排気されることに起因する排気温度の相対的上昇により、排気管内に有する触媒の温度を速やかに立ち上げることができ、これによって触媒の活性化が図れ、触媒出口での排気エミッションを低減させるようになっている。
【特許文献１】特開昭６１−１９０１１８号
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら、前記従来の可変動弁装置にあっては、前述のように、排気弁の開閉時期は可変にできるものの、その性能効果つまり冷機時の排気エミッション低減効果を十分に得られない。すなわち、排気弁の開時期が早くなるため、燃焼室内の高温の燃焼ガスが早めに排気系に放出されてしまう。したがって、機関本体側の暖機性能が低下し、この結果、燃焼の悪化を招き、燃焼室から高濃度の排気エミッションが排出される期間が長くなる。このため、触媒の速やかな温度上昇は確保できるものの、触媒に入口に入る燃焼ガス自体の排気エミッションが多くなり、したがって、触媒出口から大気に解放される排気エミッションを十分に低減することができない。
【０００５】
また、前記機関本体の暖機性能の低下によって、水温上昇も遅く車内の暖房性能も悪化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実情に鑑みて案出されたもので、請求項１記載の発明は、機関の排気弁のバルブリフト特性における少なくともバルブリフト量及び作動角を機関運転状態に応じて可変制御する第１可変機構と、
排気弁の前記バルブリフト特性における最大リフト位相を機関運転状態に応じて可変制御する第２可変機構と、機関の現在の運転状態を検出する機関運転状態検出手段と、該機関運転状態検出手段からの情報信号によって前記第１可変機構及び第２可変機構の作動を制御するコントローラとを備え、
前記第1可変機構の作動をオフした際には、前記排気弁のリフト量と作動角とを最小側に保持し、前記第2可変機構の作動をオフした際には、前記排気弁の最大リフト位相をピストン上死点位置から最も離れた最進角側で保持することを特徴としている。
【０００７】
この発明によれば、排気弁のバルブリフト特性が、ピストン上死点付近でのリフト量が最小であり、最大リフト位相もピストン上死点から最も進角していることから、ピストンと排気弁の干渉や排気弁と吸気弁との干渉が確実に回避される。
【０００８】
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載された内燃機関の可変動弁装置において、機関の始動後の所定期間は、少なくとも第1可変機構と第２可変機構の作動制御を行わないことを特徴としている。
【０００９】
請求項３に記載の発明は、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、前記第１可変機構と第２可変機構のいずれか一方を電動アクチュエータによって作動させると共に、他方の可変機構を作動油圧によって作動させ、冷機時に両可変機構を作動制御させたことを特徴としている。
【００１０】
請求項４に記載の発明は、機関の現在の運転状態を検出する機関運転状態検出手段からの情報信号に基づいて制御信号を生成するコントローラによりそれぞれ制御され、前記機関の排気弁のバルブリフト特性における少なくともバルブリフト量及び作動量を機関運転状態に応じて可変制御する第１可変機構と、前記排気弁のバルブリフト特性における最大リフト位相を機関運転状態に応じて可変制御する第２可変機構と、を備え、
前記第１可変機構の作動がオフされると、前記排気弁のリフト量と作動角とが最小側で保持され、前記第２可変機構の作動がオフされると、前記排気弁の最大リフト位相をピストン上死点位相から最も離れた最進角で保持されることを特徴としている。
【００１１】
請求項５に記載の発明は、請求項４に記載された内燃機関の可変動弁装置において、機関の始動後の所定期間は、少なくとも第1可変機構と第２可変機構の作動制御を行わないことを特徴としている。
【００１２】
請求項６に記載の発明は、請求項４または５に記載の内燃機関の可変動弁装置において、前記第１可変機構と第２可変機構のいずれか一方を電動アクチュエータによって作動させると共に、他方の可変機構を作動油圧によって作動させ、冷機時に両可変機構を作動制御させたことを特徴としている。
【発明の効果】
【００１３】
請求項１及び４に記載の発明によれば、排気弁のバルブリフト特性が、ピストン上死点付近でのリフト量が最小であること、また最大リフト位相もピストン上死点から最も進角していることから、ピストンと排気弁の干渉や排気弁と吸気弁との干渉が確実に回避される。
【００１４】
特に、排気弁のバルブリフト特性を前述のように制御したことによって、断線などの電気系統のトラブルやオイル漏れなどの油圧系統のトラブルなどによって制御不能となった場合でも、前記ピストンと排気弁などの干渉を回避することができる。
【００１５】
請求項２及び５に記載の発明も、請求項１の発明と同様な作用効果が得られる。
【００１６】
請求項３及び４に記載の発明によれば、冷機始動時における各可変機構の切り換え作動動作が安定する。すなわち、冷機始動時はバッテリ電圧が低下する傾向にあるが、電気は一方の可変機構のみに利用されるだけであるから、バッテリの負荷は小さく、電動切り換え作動の安定化が図れる。一方、かかる冷機始動時は油の粘度が高く、切り換え動作が遅れる傾向にあるが、この油圧による動作は他の可変機構のみであるから、この可変機構を作動させる油の流量が少なくて済むので、切り換え動作が安定する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１７】
図１は本発明に係る可変動弁装置の一実施形態を示し、シリンダヘッド１１に図外のバルブガイドを介して摺動自在に設けられた１気筒あたり２つの排気弁１２，１２を備え、かつ該各排気弁１２，１２のバルブリフト量及び作動角を機関運転状態に応じて可変にする第１可変機構１と、各排気弁１２，１２の最大リフト位相すなわちバルブリフトが最大となる瞬間のクランク軸の位相角度を機関運転状態に応じて可変にする第２可変機構２とを備えている。
【００１８】
前記第１可変機構１は、図１〜図３に示すように、シリンダヘッド１１上部の軸受１４に回転自在に支持された中空状の駆動軸１３と、該駆動軸１３に圧入などによって固設された偏心回転カムである２つの駆動カム１５，１５と、駆動軸１３に揺動自在に支持されて、各排気弁１２，１２の上端部に配設されたバルブリフター１６，１６の平坦な上面１６ａ，１６ａに摺接して各排気弁１２，１２を開作動させる揺動カム１７，１７と、駆動カム１５、１５と揺動カム１７，１７との間に連係されて、駆動カム１５、１５の回転力を揺動カム１７，１７の揺動力として伝達する伝達機構１８、１８と、該伝達機構１８、１８の作動位置を可変制御にする制御機構１９とを備えている。
【００１９】
前記駆動軸１３は、機関前後方向に沿って配置されていると共に、一端部に設けられた後述する可変機構２のタイミングスプロケット４０に巻装された図外のタイミングチェーン等を介して機関のクランク軸から回転力が伝達されている。
【００２０】
前記軸受１４は、図１に示すようにシリンダヘッド１１の上端部に設けられて、駆動軸１３の上部を支持するメインブラケット１４ａと、該メインブラケット１４ａの上端部に設けられて、後述する制御軸３２を回転自在に支持するサブブラケット１４ｂとを有し、両ブラケット１４ａ，１４ｂが一対のボルト１４ｃ，１４ｃによって上方から共締め固定されている。
【００２１】
前記両駆動カム１５は、図１〜図３に示すようにほぼリング状を呈し、カム本体１５ａと、該カム本体１５ａの外端面に一体に設けられた筒状部１５ｂとからなり、内部軸方向に駆動軸挿通孔１５ｃが貫通形成されていると共に、カム本体１５ａの軸心Ｘが駆動軸１３の軸心Ｙから径方向へ所定量だけオフセットしている。また、この各駆動カム１５は、駆動軸１３に対し前記両バルブリフター１６，１６に干渉しない両外側に駆動軸挿通孔１５ｃを介して圧入固定されていると共に、両方のカム本体１５ａ，１５ａの外周面１５ｄ，１５ｄが同一のカムプロフィールに形成されている。
【００２２】
前記揺動カム１７は、図２に示すようにほぼ横Ｕ字形状を呈し、一端部側の円環状の基端部２０には駆動軸１３が嵌挿されて回転自在に支持される支持孔２０ａが貫通形成されていると共に、他端部のカムノーズ部２１にピン孔２１ａが貫通形成されている。また、揺動カム１７の下面には、カム面２２が形成され、基端部２０側の基円面２２ａと該基円面２２ａからカムノーズ部２１側に円弧状に延びるランプ面２２ｂと該ランプ面２２ｂの先端側に有するリフト面２２ｃとが形成されており、該基円面２２ａとランプ面２２ｂ及びリフト面２２ｃとが、揺動カム１７の揺動位置に応じて各バルブリフター１６の上面１６ａ所定位置に当接するようになっている。
【００２３】
前記伝達機構１８は、図２に示すように駆動軸１３の上方に配置されたロッカアーム２３と、該ロッカアーム２３の一端部２３ａと駆動カム１５とを連係するリンクアーム２４と、ロッカアーム２３の他端部２３ｂと揺動カム１７とを連係する連係部材であるリンクロッド２５とを備えている。
【００２４】
前記各ロッカアーム２３は、図３に示すように、平面からみてほぼクランク状に折曲形成され、中央に有する筒状基部２３ｃが後述する制御カム３３に回転自在に支持されている。また、各基部２３ｃの各外端部に突設された前記一端部２３ａには、図２及び図３にも示すように、リンクアーム２４と相対回転自在に連結するピン２６が挿通されるピン孔２３ｄが貫通形成されている一方、各基部２３ｃの各内端部に夫々突設された前記他端部２３ｂには、各リンクロッド２５の一端部２５ａと相対回転自在に連結するピン２７が挿通されるピン孔２３ｅが形成されている。
【００２５】
また、前記リンクアーム２４は、比較的大径な円環状の基部２４ａと、該基部２４ａの外周面所定位置に突設された突出端２４ｂとを備え、基部２４ａの中央位置には、前記駆動カム１５のカム本体１５ａの外周面に回転自在に嵌合する嵌合孔２４ｃが形成されている一方、突出端２４ｂには、前記ピン２６が回転自在に挿通するピン孔２４ｄが貫通形成されている。
【００２６】
さらに、前記リンクロッド２５は、図２にも示すように所定長さのほぼく字形状に折曲形成され、両端部２５ａ，２５ｂには、図３にも示すようにピン挿通孔２５ｃ，２５ｄが形成されており、この各ピン挿通孔２５ｃ，２５ｄに、前記ロッカアーム２３の他端部２３ｂに有するピン孔２３ｅと揺動カム１７のカムノーズ部２１に有するピン孔２１ａにそれぞれ挿通した各ピン２７，２８の端部が回転自在に挿通している。
【００２７】
そして、このリンクロッド２５は、前記揺動カム１７の最大揺動範囲を前記ロッカアーム２３の揺動範囲内に規制するようになっている。
【００２８】
尚、各ピン２６，２７，２８の一端部には、リンクアーム２４やリンクロッド２５の軸方向の移動を規制するスナップリング２９，３０，３１が設けられている。
【００２９】
前記制御機構１９は、機関前後方向に配設された前記制御軸３２と、該制御軸３２の外周に固定されてロッカアーム２３の揺動支点となる制御カム３３と、制御軸３２の回転位置を制御する電動アクチュエータである電動モータ３４とから構成されている。
【００３０】
前記制御軸３２は、駆動軸１３と並行に設けられて、前述のように軸受１４のメインブラケット１４ａ上端部の軸受溝とサブブラケット１４ｂとの間に回転自在に支持されている。一方、前記各制御カム３３は、夫々円筒状を呈し、図２に示すように軸心Ｐ１位置が制御軸３２の軸心Ｐ２からα分だけ偏倚している。
【００３１】
前記電動モータ３４は、駆動シャフト３４ａの先端部に設けられた第１平歯車３５と制御軸３２の後端部に設けられた第２平歯車３６との噛合いを介して、制御軸３２に回転力を伝達するようになっていると共に、機関の運転状態を検出するコントローラ３７からの制御信号によって駆動するようになっている。
【００３２】
一方、前記第２可変機構２は、図１に示すように前記駆動軸１３の先端部側に設けられ、図外のタイミングチェーンによって機関のクランク軸から回転力が伝達されるタイミングスプロケット４０と、駆動軸１３の先端部にボルト４１によって軸方向から固定されたスリーブ４２と、タイミングスプロケット４０とスリーブ４２との間に介装された筒状歯車４３と、該筒状歯車４３を駆動軸１３の前後軸方向へ駆動させる駆動機構である油圧回路４４とから構成されている。
【００３３】
前記タイミングスプロケット４０は、筒状本体４０ａの後端部にチェーンが巻装されるスプロケット部４０ｂがボルト４５により固定されていると共に、筒状本体４０ａの前端開口がフロントカバー４０ｃによって閉塞されている。また、筒状本体４０ａの内周面には、はす歯形のインナ歯４６が形成されている。
【００３４】
前記スリーブ４２は、後端側に駆動軸１３の先端部が嵌合する嵌合溝が形成されていると共に、前端部の保持溝内にはフロントカバー４０ｃを介してタイミングスプロケット４０を前方に付勢するコイルスプリング４７が装着されている。また、スリーブ４２の外周面には、はす歯形のアウタ歯４８が形成されている。
【００３５】
前記筒状歯車４３は、軸直角方向から２分割されて前後の歯車構成部がピンとスプリングによって互いに接近する方向に付勢されていると共に、内外周面には前記各インナ歯４６とアウタ歯４８に噛合いするはす歯形の内外歯が形成されており、前後に形成された第１，第２油圧室４９，５０へ相対的に供給される油圧によって各歯間を摺接しながら前後軸方向へ移動するようになっている。また、この筒状歯車４３は、フロントカバー４０ｃに突当った最大前方移動位置で排気弁１２を最進角位置に制御する一方、最大後方移動位置で最遅角位置に制御するようになっている。さらに、第２油圧室５０内に弾装されたリターンスプリング５１によって第１油圧室４９の油圧が供給されない場合、例えば始動時に最大前方移動位置に付勢されるようになっている。
【００３６】
前記油圧回路４４は、図外のオイルパンと連通するオイルポンプ５２の下流側に接続されたメインギャラリ５３と、該メインギャラリ５３の下流側で分岐して前記第１，第２油圧室４９，５０に接続された第１，第２油圧通路５４，５５と、前記分岐位置に設けられたソレノイド型の流路切換弁５６と、該流路切換弁５６に接続されたドレン通路５７とから構成されている。
【００３７】
前記流路切換弁５６は、前記第１可変機構１の電動モータ３４を駆動制御する同じコントローラ３７からの制御信号によって切換駆動されるようになっている。
【００３８】
前記コントローラ３７は、クランク角センサからの機関回転数信号、スロットル開度センサからのスロットル開度信号（負荷）及び水温センサからの機関温度信号など、各種センサからの検出信号に基づいて現在の機関運転状態を演算等により検出すると共に、制御軸３２の現在の回転位置を検出する第１位置検出センサ５８や駆動軸１３とタイミングスプロケット４０との相対回動位置を検出する第２位置検出センサ５９からの検出信号に基づいて、前記電動モータ３４及び流路切換弁５６に制御信号を出力している。
【００３９】
すなわち、コントローラ３７は、機関回転数、負荷に対応するスロットル開度、機関温度に対応する水温、機関始動後の経過時間などの情報信号から排気弁１２の目標バルブリフト特性（リフト量、作動角、最大リフト位相）を決定し、実バルブリフト特性が目標バルブリフト特性になるように第１可変機構１と第２可変機構２の作動を連続的に制御するようになっている。
【００４０】
すなわち、第１可変機構１については、コントローラ３７が、目標バルブリフト量、目標作動角になるような制御軸３２の目標回転位置を決定して、この指令信号に基づき電動モータ３４を回転させることにより、制御軸３２を介して制御カム３３を所定回転角度位置まで回転制御する。また、第１位置検出センサ５８により、制御軸３２の実際の回転位置をモニターし、フィードバック制御により制御軸３２を目標位相に回転させるようになっている。
【００４１】
第２可変機構２については、コントローラ３７が、最大リフト位相（最大リフトとなった瞬間のクランクシャフト位相）が目標最大リフト位相になるような駆動軸１３の目標遅角量（タイミングスプロケット４０に対する目標ひねり角）を決定して、この指令信号に基づき流路切換弁５６により第１油圧通路５４とメインギャラリ５３とを所定時間連通させる。これにより、筒状歯車４３を介してタイミングスプロケット４０と駆動軸１３との相対回動位置を変換して遅角側に制御する。また、この場合も、第２位置検出センサ５９により予め駆動軸１３の実際の相対回転位置をモニターして、フィードバック制御によって駆動軸１３を目標移動位置、つまり目標遅角量になるように回転させるようになっている。
【００４２】
なお、駆動軸１３に対する最大リフト位相は、後述のように特異な変化をするが、これを考慮した上で、前記の駆動軸１３の目標遅角量がコントローラ３７により決定されているので、なんら問題はない。つまり、この特異な変化を無害化している。
【００４３】
以下、本実施形態の作用について説明する。まず、第１可変機構１と第２可変機構２の基本的動作について説明すれば、第１可変機構１側は、例えば機関低回転低負荷状態においてはコントローラ３７からの制御信号によって電動モータ３４を介して制御軸３２が一方向へ回転制御されて、図５に示すように制御カム３３の軸心Ｐ１が制御軸３２の軸心Ｐ２から図示のように左上方の回動位置に保持され、厚肉部３３ａが駆動軸１３から上方向へ離間回動する。これにより、ロッカアーム２３は、全体が駆動軸１３に対して上方向へ移動し、このため各揺動カム１７はリンクロッド２５を介して強制的に引き上げられて反時計方向へ回動する。したがって、駆動カム１５が回転してリンクアーム２４を介してロッカアーム２３の一端部２３ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド２５を介して揺動カム１７及びバルブリフター１６に伝達されるが、そのリフト量は、図５、図６に示すように小さくなる（Ｌｍｉｎ）。
【００４４】
また、例えば高回転高負荷に移行した場合は、コントローラ３７からの制御信号によって電動モータ３４により制御軸３２が、今度は他方向に回転して制御カム３３を図２，図４に示す位置に回転させて厚肉部３３ａを下方向へ回動させる。このため、ロッカアーム２３は、全体が駆動軸１３方向（下方向）へ移動して他端部２３ｂが揺動カム１７をリンクアーム２５を介して下方向へ押圧して揺動カム１７全体を所定量だけ図示の位置（時計方向）に回動させる。したがって、駆動カム１５が回転してリンクアーム２４を介してロッカアーム２３の一端部２３ａを押し上げると、そのリフト量がリンクロッド２５を介して揺動カム１７及びバルブリフター１６に伝達されるが、そのリフト量は図４、図６に示すように最大に大きくなる（Ｌｍａｘ）。
【００４５】
また、この第１可変機構１による排気弁１２のバルブリフト量（Ｌ）と作動角（Ｄ）は、機関運転状態に応じて図６に示すような最小リフト（Ｌｍｉｎ）から最大リフト（Ｌｍａｘ）まで連続的に制御されるようになっている。
【００４６】
ここで注目すべきことは、バルブリフト量（Ｌ）が変化すると、最大リフト位相も変化する。これは、第１可変機構１の構成に起因するもので、図４、図５に示す最大リフトとなった瞬間のφ（ヘッド上方向Ｑと直線ＹＸＺ方向のなす角）が制御軸の位相によって変化するためである。しかしながら、第２可変機構２で最大リフト位相を適切にすることができるので、問題はない。
【００４７】
一方、第２可変機構２側では、各センサからの情報信号から駆動軸１３の目標遅角量を決定して、この指令信号に基づき流路切換弁５６により、第１油圧通路５４とメインギャラリ５３とを所定時間連通させると共に、第２油圧通路５５とドレン通路５７とを所定時間連通させるか、あるいは第２油圧通路５５とメインギャラリ５３を所定時間連通させると共に、第１油圧通路５４とドレン通路５７を所定時間連通させる。これによって、筒状歯車４３の前後方向の移動に伴いタイミングスプロケット４０と駆動軸１３との相対回動位置を変換して最大遅角側から最大進角側に連続的に制御する（図８破線および実線参照）。また、この場合も第２位置検出センサ５９により予め駆動軸１３の実際の相対回動位置をモニターして、フィードバック制御により駆動軸を目標相対回動位置すなわち目標遅角量に回転させるようになっている。
【００４８】
そして、機関始動の瞬間であるクランキング時の状態について検討すれば、図８の（１）に示すように、排気弁１２のバルブリフト量は、第１可変機構１によって最小Ｌｍｉｎ付近になっている一方、第２可変機構２により駆動軸１３はほぼ最進角状態になっており、最大リフト位相も最進角の所定位相０付近になっている。
【００４９】
すなわち、前回のエンジンキーオフ直後は、電動モータ３４への通電が遮断されているので、第１可変機構１はオフ状態になって、制御軸３２は、バルブスプリングのばね力によって図５中時計方向にモーメントを受けるため、同時計方向に回転させられ、最小リフト量付近で安定保持され、この時点で機関停止となる。つまり、図５において図外のバルブスプリングのばね反力としてロッカアーム２３の他端部２３ｂの支点Ｗに荷重ベクトルｆ２が作用し、ロッカアーム２３の一端部２３ａの支点Ｚには、それと釣り合うべく荷重ベクトルｆ１が作用し、ロッカアーム２３の揺動支点Ｐ１には、荷重ベクトルｆ１と荷重ベクトルｆ２の合力に相当する荷重ベクトルＦが作用する。
【００５０】
したがって、制御カム３３は、この荷重ベクトルＦにより、Ｐ２中心に対して図中時計方向にモーメントＭを受ける。つまり、制御カム３３は、最小リフト方向に捩られるようなモーメントを受けている。
【００５１】
また、第２可変機構２は、機関回転数の低下とともに機関油圧が漸次低下して作動がオフとなり、前述のリターンスプリング５１によって筒状歯車４３が最大前方移動位置付近まで移動して駆動軸１３の位相が最進角付近で安定し、そこで機関が停止する。
【００５２】
したがって、前述のように、始動の瞬間は、リフト量は最小Ｌｍｉｎ付近で、最大リフト位相も最進角の所定位相Ｏ付近となっている。
【００５３】
このため、実際にスタータモータを駆動させると、リフト量が最小Ｌｍｉｎ付近で動弁フリクションが小さいために、回転がスムーズに上昇して良好な始動性が得られる。
【００５４】
その後、機関運転状態の変化に伴ったコントローラ３７による第１可変機構１と第２可変機構２との制御を図７のフロチャートに基づいて説明する。
【００５５】
まず、ステップ１で前記クランク角センサやスロットル開度センサ及び水温センサなどの各種センサ類から機関回転数Ｎや機関水温Ｔ、スロットル開度θ、始動後経過時間ｔなどを読み込み、つまり現在の機関運転状態を読み込む。
【００５６】
続いて、ステップ２において始動後の経過時間ｔが所定時間ｔ0より長いか否かを判別し、短いと判別した場合は、バッテリ電圧、機関油圧が安定していないため、ステップ１０に進み第１、第２可変機構１、２の両方の作動制御を行なわない。この結果、前述のようにリフト量は最小Ｌｍｉｎ付近、最大リフト位相も最進角付近に安定している（図８の（１）参照）。このバルブリフト特性（１）は、ピストン上死点付近でのリフト量が最小であること、最大リフト位相もピストン上死点から最も進角していることから、ピストンと排気弁１２の干渉や排気弁１２と吸気弁との干渉が確実に回避され、最も有利な状態にある。
【００５７】
また、このように、バルブリフト量を最小Ｌｍｉｎ付近、最大リフト位相も最進角付近に安定するようにしておけば、断線等の電気系統のトラブル、オイル漏れ等の油圧系のトラブルなどにより制御不能となった場合でも、前記ピストンと排気弁１２などの干渉を回避できる。
【００５８】
このステップ２で、ｔがｔ0よりも長いと判別した場合は、ステップ３に進み、ここでは、現在の機関水温Ｔが所定温度Ｔ0よりも高いか否かを判断し、低いと判断した場合は冷機状態であるとしてステップ４に進む。このステップ４では第１可変機構１を最小リフトＬｍｉｎ及び最小作動角Ｄｍｉｎに制御すると共に、第２可変機構２を最進角、つまり最大リフト位相を所定位相Ｏに制御する（バルブリフト特性（１））。
【００５９】
なお、このバルブリフト制御は、もともとバルブリフト特性（１）付近にあったため、変化が小さく、切り換えショックは発生しないと共に、冷機状態にもかかわらず切り換え時間も短い。
【００６０】
また、前述のように、冷機時にバルブリフト特性が図８の（１）のように制御されると、第１可変機構１による小作動角制御と、第２可変機構２の進角制御によって排気行程の途中で排気弁１２を早く閉じ、第１可変機構１による排気弁１２の小リフト制御によって高温の燃焼ガスを燃焼室内に閉じ込めることができ、さらにその後のピストンによる圧縮作用によって筒内温度が上昇する。この結果、機関の暖機の立ち上がりが速くなって、機関水温の上昇速度も速くなり、車内の暖房性能も向上する。
【００６１】
さらに、前記燃焼室の温度上昇によって、燃焼が改善されて、該燃焼室から排出される排気エミッションが低減し、また、排気弁１２の開時期が前記小作動角制御と進角制御によって比較的早くなるため、排気管に有する触媒の温度上昇速度も速くなって、該触媒の活性化が促進されて排気エミッション転化率を確保できることから、触媒出口の排気エミッションを十分に低減させることが可能になる。
【００６２】
また、排気行程後半には、シリンダとピストンとの隙間に存在していた高濃度のＨＣエミッションが燃焼室から排出されるが、前述のように排気行程途中で排気弁１２が早く閉じられることから、この高濃度のＨＣエミッションを燃焼室内に封じ込めて、排気側には余り放出しないため、燃焼室から排出されるＨＣエミッションを低減でき、したがって、触媒出口においても特にＨＣエミッション低減効果を得ることができる。
【００６３】
さらに、第１可変機構１を電気により作動し、第２可変機構２を油圧によって作動するようにしたため、冷機時においても切り換え作動動作が安定する。つまり、冷機時はバッテリ電圧が低下する傾向にあるが電気は一方の第１可変機構１のみに利用されるだけであるから、バッテリに与える負荷は小さく、電動切り換え作動の安定化を保持できる。一方、かかる冷機時には油の粘度が高く切り換え作動動作が遅れる傾向にあるが、油圧作動は第２可変機構２のみであるから該第２可変機構２を作動させるのに必要な流量は少なくて済むので、切り換え作動動作が安定する。
【００６４】
そして、前記ステップ３で機関水温が所定値Ｔ0を超えていると判断された場合は、暖機が進んだ状態であるとして、ステップ５に移行し、ここでは、現在のスロットル開度θが、所定の開度θ0より大きいか否かを判断する。ここでスロットル開度θの方が小さいと判断した場合は、ステップ６に進む。
【００６５】
このステップ６では、暖機が進んだ軽負荷状態であると認識して、第１可変機構１によって排気弁１２を小バルブリフト量、小作動角に制御すると共に、第２可変機構２によって最大リフト位相を所定位相Ｏより遅角側の位相である第１位相まで遅角制御し、つまり図８の（２）に示すバルブリフト特性となるように制御する。これによって、かかる運転状態時における燃費の向上を図ることができる。
【００６６】
すなわち、暖機が進んだ状態では、冷機時のように高温の燃焼ガスを封じ込めた後の圧縮によるポンピングロスが増加すると共に、燃焼ガスの温度上昇によるいわゆる機関の冷却損失が増加することから、燃費が悪化してしまう。また、排気弁１２の開時期が早いことから冷機時の触媒加熱には有利であるが、ピストンを押し下げる膨張仕事が低下してしまい、暖機が進んだ状態では冷機時の制御と同じでは燃費が悪化するおそれがある。
【００６７】
そこで、前記ステップ６に示すような制御を行なうことによって、前記冷却損失を低減できると共に、膨張仕事低下を防止でき、かつ小リフトによる動弁系の駆動損失を抑えることができることから、燃費の向上が図れるのである。  また、前記ステップ５において、スロットル開度θが所定値θ0を超えていると判断した場合は、ステップ７に進み、ここでは現在の機関回転数Ｎが所定値Ｎ0より大きいか否かを判別する。ここで、機関回転数ＮがＮ0よりも小さいと判断した場合は、低回転高負荷域であると認識してステップ８に進み、大きいと判断した場合は高回転高負荷域と認識してステップ９に進む。
【００６８】
そして、前記ステップ８では、第１可変機構１により排気弁１２を中バルブリフト量（Ｌ３）でかつ中作動角（Ｄ３）に制御すると共に、第２可変機構２によって最大リフト位相を所定位相Ｏよりも遅角側の第２位相まで遅角制御し、バルブリフトを図８の（３）に示す特性に制御する。
【００６９】
この制御状態によれば、排気弁１２の閉時期が遅れることによって、いわゆる吸気弁（図８中一点鎖線のバルブリフト特性）とのバルブオーバーラップを大きくでき、排気脈動との相乗効果によって高い吸気充填効率が得られる。また、排気弁１２の開時期は、前述の中作動角制御と遅角制御によって、下死点付近の低回転高負荷に適したタイミング、すなわち、早すぎることによるブローダウン損失と遅すぎることによる押出し損失の総和が小さくなるタイミングに設定されるため、前述の吸気充填効率の向上と相俟って大きな出力トルクが得られる。
【００７０】
一方、前記ステップ９では、第１可変機構１をステップ８の制御よりもさらに進めて、排気弁１２を大バルブリフト量Ｌｍａｘでかつ大作動角Ｄｍａｘに制御するとともに、第２可変機構２によって最大リフト位相を第１位相よりも遅角側で、第２位相よりも進角側の第３位相に制御し、図８の（４）に示す特性に制御する。
【００７１】
したがって、排気弁１２の閉時期が遅れることでバルブオーバーラップを大きくでき、排気脈動との相乗効果によって高い吸気充填効率が得られる。また、排気弁１２の開時期は、大作動角制御と遅角制御によって、下死点よりも十分に早いタイミング、すなわち、早すぎることによるブローダウン損失と遅すぎることによる押出し損失の総和が小さくなるタイミングに設定されるため、吸気充填効率の向上と相俟って大きな出力トルクが得られる。このタイミングが低回転高負荷域よりも早くなるのは、高回転域で押出し損失が大幅に増加するためである。
【００７２】
ここで、特筆すべき点は、バルブリフト特性（３）における第２位相（低回転高負荷域）が、バルブリフト特性（４）における第３位相（高回転高負荷域）よりも相対的に遅角側に設定されている点である。排気弁２とピストンとの干渉や排気弁１２と吸気弁との干渉の制約から許される遅角量は、排気弁１２の中バルブリフト，中作動角では大きく、排気弁１２の大バルブリフト，大作動角では小さい。
したがって、低回転高負荷域における中バルブリフト、中作動角の第２位相（バルブリフト特性（３））を、高回転高負荷域における第３位相（バルブリフト特性（４））より遅角側に設定することにより、両運転領域で排気弁１２などの干渉を回避しつつ出力トルクの向上が図れる。
【００７３】
また、前記バルブリフト特性（３）の排気弁１２の閉位相（第４位相）と、（４）の排気弁１２の閉位相（第５位相）は、同程度に設定されており、これによって両運転領域で干渉を回避しつつ出力トルクの向上が図れるのである。
【図面の簡単な説明】
【００７４】
【図１】本発明の一実施形態を示す断面図
【図２】図１のＡ−Ａ線断面図
【図３】第１可変機構の平面図
【図４】第１可変機構の最大リフト制御の作用説明図
【図５】第１可変機構の最小リフト制御の作用説明図
【図６】第１可変機構におけるバルブリフト量と作動角と最大リフト位相の各制御状態を示す特性図。
【図７】本実施形態のコントローラによる制御フローチャート図。
【図８】本実施形態の第１可変機構と第２可変機構によるバルブリフト特性図。
【符号の説明】
【００７５】
１…第１可変機構
２…第２可変機構
１２…排気弁
１３…駆動軸
１７…揺動カム
１９…制御機構
２３…ロッカアーム
３４…電動モータ
３７…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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