JP4907416B2 - 内燃機関の可変動弁装置 - Google Patents

Description

本発明は、機関始動時における排気エミッション性能や燃焼の改善などを図り得る内燃機関の可変動弁装置に関する。

周知のように、内燃機関の機関性能を向上させるために、機関運転状態に応じて吸気弁や排気弁の開閉時期を進角側あるいは遅角側に相対的に制御する可変動弁装置が種々提供されており、その一つとして以下の特許文献１に記載されているものがある。

この可変動弁装置は、クランクシャフトに対する吸気弁側と排気弁側の両方にそれぞれの開閉時期を独立して可変制御するバルブタイミング制御機構が設けられ、コントロールユニットによって低回転低負荷時に前記吸気弁の開閉時期を遅角側に制御すると共に、前記排気弁の開閉時期を進角側に制御する。これによって、バルブオーバーラップを小さくして燃焼ガスの排気ポートから筒内あるいは吸気ポートへの吹き返しを抑制し、筒内の残留ガス率を低下させて燃焼を安定させ、アイドル安定性を高めると共に、燃費の低減が図れるようになっている。

また、低回転高負荷時には、吸気弁の開閉時期を進角側に制御することにより、筒内に吸入された混合気が吸入行程の後半に吸気ポート側に吐き戻されるのを抑制して吸気充填効率を高める一方、排気弁の開閉時期も進角側に制御することによってバルブオーバーラップが大きくなるのを回避して、筒内の残留ガスを低下させて発生トルクが高められるようになっている。

さらに、機関高回転時に、吸気弁の開閉時期を遅角側に制御することにより、つまり吸気弁の閉時期を遅らせて吸気の慣性過給効果も利用して吸気充填効率が高められるようになっている。
特開平６−２３５３０７号公報

しかしながら、前記従来の可変動弁装置にあっては、前述のように機関始動後の低回転低負荷時や、低回転高負荷時などの機関性能についての改善がなされているものの、例えば機関の冷間始動時などの機関性能については十分に考慮されていない。

すなわち、４サイクル内燃機関の場合、冷機始動時には、吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップをやや大きくした方が排気エミッションに有利である。つまり、バルブオーバーラップの区間が大きいと、燃焼した高温高圧の排気ガスがこの区間に吸気ポートに吹き出し、この排気ガスからの熱が新気を暖めて燃焼時におけるＨＣなどの発生を抑制することが可能になる。

したがって、冷機始動時には、少なくとも一方側のバルブタイミング制御機構が例えばベーンタイプのバルブタイミング制御機構であれば、ロックピンによるベーン部材とタイミングスプロケットとのロック状態を油圧によって解除して、同じく油圧によって前記ベーン部材を一方向へ回転させることにより、前記バルブオーバーラップをやや大きくする制御を行うことが考えられる。

しかし、前記油圧は、機関始動時には油の粘性などに起因して速やかに立ち上がらないため、始動直後からベーン部材を一方向へ速やかに回転させることが困難であり、前記バルブオーバーラップを即座に創成することができない。このため、ＨＣなどを効果的に低減させることができず、排気エミッション性能の向上を期待できない。

また、仮にベーン部材を回転することができたとしても、吸排気両方のバルブタイミング制御機構を作動させるのは油量不足で困難であり、どちらか一方に限られる。

ここで、排気弁側のバルブタイミング制御機構によって排気弁を遅角制御するだけで、前記バルブオーバーラップを創成した場合には、前記新気の加熱効果は得られるものの、吸気弁の閉時期がピストン下死点よりもかなり遅角していることから有効圧縮比が低くなり、燃焼の悪化を招くおそれがある。この結果、機関回転が不安定になったり、前記排気エミッション性能も十分に上げることができなくなる。

一方、吸気側のバルブタイミング制御機構によって吸気弁を進角制御するだけでバルブオーバーラップを創成した場合には、同じく混合気の加熱効果は得られるものの、排気弁の開時期が進角した状態になっているので、ＨＣなどが十分に燃焼しないうちに燃焼ガスを排気管を介して外部に排出するため排気エミッション性能を十分高めることができない。

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されたもので、請求項１に記載の発明は、機関の吸気弁の作動角を可変制御する吸気弁作動角可変機構と、排気弁の作動角を所定の角度に固定的に設定しつつ該排気弁の開閉時期を可変制御する排気弁リフト位相可変機構と、を備え、
機関の始動開始前に、前記吸気弁作動角可変機構によって予め前記吸気弁の閉時期がピストンの下死点付近となるように保持すると共に、前記排気弁リフト位相可変機構によって前記排気弁の開閉時期を最進角位置から所定量遅角側の位置に保持制御して、前記吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップを増加させ、機関の始動を、前記吸気弁の閉時期がピストンの下死点付近に保持され、かつ、前記吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップを増加した状態で開始することを特徴としている。

この発明によれば、排気弁リフト位相可変機構によって排気弁の閉時期を予め遅角側に保持することにより、吸気弁とのバルブオーバーラップ量を増加させる。これにより筒内の残留ガスを増加させて、冷機始動時のＨＣ（ハイドロカーボン）などの発生を低減させて排気エミッション性能の向上を図ることができる。さらに排気弁の開時期を予め遅角側に保持することによって、排気弁が開くまでの間でのＨＣなどの燃焼を促進でき、この結果、前記排気エミッションを大幅に低減することができる。

しかも、前記吸気弁作動角可変機構によって予め吸気弁の閉時期が下死点付近となるように保持していることから、有効圧縮比が高くなって燃焼が改善されて良好な始動性が得られると共に、機関回転の安定化と排気エミッション性能の一層の向上が図れる。

請求項２に記載の発明は、前記吸気弁作動角可変機構によって吸気弁の作動角を最大作動角と最小作動角の中間位置に保持して、前記吸気弁の閉時期がピストンの下死点付近となるように保持したことを特徴としている。

この発明によれば、吸気弁作動角の中間保持により、吸気弁閉時期を下死点付近に容易に保持できる。

請求項３に記載の発明は、前記吸気弁作動角可変機構は、少なくとも２つの対向する付勢部材によって前記吸気弁の作動角をほぼ中間の作動角となる位置に保持することを特徴としている。

この発明によれば、２つの付勢部材の対向する付勢力を利用して機械的に吸気弁の作動角を中間の作動角位置に保持するため、その中間作動角の位置保持が安定化する。

請求項４に記載の発明は、前記吸気弁作動角可変機構によって吸気弁の作動角を最大作動角と最小作動角の中間位置よりも最小作動角寄りに保持して、前記吸気弁の閉時期がピストンの下死点付近となるように保持したことを特徴としている。

これによれば、遅角安定の吸気弁リフト位相可変機構を併用した場合でも、吸気弁閉時期を下死点付近に設定し易い。

請求項５に記載の発明は、前記吸気弁作動角可変機構は、少なくとも１つの付勢部材によって前記吸気弁の閉時期をピストンの下死点付近に保持することを特徴としている。

これによれば、付勢部材を併用することによって、吸気弁閉時期を下死点付近に容易に機械的に保持することができる。

請求項６に記載の発明は、前記吸気弁作動角可変機構によって保持される吸気弁の開時期と、前記排気弁リフト位相可変機構により保持される排気弁の閉時期との間にバルブオーバーラップ期間を創成することを特徴としている。

これによれば、冷機時の排気エミッションを低減できる。

請求項７に記載の発明は、機関の始動前に、予め前記排気弁リフト位相可変機構によって排気弁の開閉時期を最遅角側に保持したことを特徴としている。

この発明によれば、機関の始動前に予め排気弁開時期が遅角した位置に保持されるので、排気弁が開くまでの間でのＨＣなどの燃焼を促進でき、また、吸気弁閉時期がピストン下死点側の位置に保持されるので、有効圧縮比が高くなって燃焼が改善されて、さらにＨＣなどのエミッションが低減できる。また、有効圧縮比が高いことから良好な始動性を実現できる。

請求項８に記載の発明は、燃料を直接燃焼室に噴射する直接燃料噴射式機関に適用したことを特徴としている。

この発明によれば、排気弁の閉時期を最大に遅くすることができるため、バルブオーバーラップ量を最大限とすることができる。したがって、筒内の残留ガス量を最大にすることができる。また、排気弁が開くまでの間にＨＣなどの不良燃焼成分を十分に燃焼させることが可能になり、これによって、冷機始動時の排気エミッション性能を一層向上させることが可能になる。

請求項９に記載の発明は、機関の燃焼が不安定状態にあることを検出した場合に、前記排気弁リフト位相可変機構によって排気弁の閉時期を進角側に補正制御するか、あるいは吸気弁リフト位相可変機構によって吸気弁の開時期を遅角側に補正制御することを特徴としている。

本装置をいわゆる直噴機関に適用した場合は、吸気弁と排気弁がともに閉じた状態でも筒内に燃料を供給することができると共に、燃料噴射の自由度、例えば噴射タイミングの自由度などが大きい、あるいはメカニカル圧縮比が高いなどから燃焼の改善を図ることができる。

また、バルブオーバーラップ量を過度に大きくしていくと、筒内に多量の残留ガスが流入して燃焼が悪化する傾向になるが、直噴であると、前述のように、燃焼の改善が図れることから、さらにバルブオーバーラップの限界を高めることが可能になり、冷機始動時の排気エミッション性能の大幅な向上が図れる。

請求項１０に記載の発明は、機関が暖機状態でかつアイドリング運転状態であることを検出した場合に、前記排気弁リフト位相可変機構によって排気弁の閉時期を進角側に補正制御するか、あるいは吸気弁リフト位相可変機構によって吸気弁の開時期を遅角側に補正制御することを特徴としている。

この発明によれば、例えば気筒間におけるバルブオーバーラップ量のばらつきなどよって機関の燃焼が不安定になった場合には、前記各補正制御によってバルブオーバーラップ量を減少させることが可能になるため、かかる異常時においても安定した燃焼状態が得られる。

請求項１１に記載の発明は、機関の吸気弁の作動角を固定的に設定しつつ該吸気弁の開閉時期を可変制御する吸気弁リフト位相可変機構と、
排気弁の作動角を固定的に設定しつつ該排気弁の開閉時期を可変制御する排気弁リフト位相可変機構と、を設け、
機関の始動開始前に、前記吸気弁リフト位相可変機構によって予め前記吸気弁の開閉時期を最遅角側に保持して前記吸気弁の閉時期がピストンの下死点付近となるようにする一方、
前記排気弁のリフト位相可変機構によって前記排気弁の開閉時期を最進角位置から所定量遅角側の位置に保持制御して、前記吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップを増加させ、
機関の始動を、前記吸気弁の閉時期がピストンの下死点付近に保持され、かつ、前記吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップを増加した状態で開始することを特徴としている。

この発明によれば、筒内の残留ガス量が多くなり易く、各気筒間のバルブオーバーラップ量にばらつきが生じた場合に燃焼が不安定になり易い暖機アイドリング状態で、バルブオーバーラップ量が減少する側に予め制御することができるので、不安定な燃焼状態を確実に回避することが可能になる。また、制御も簡素化される。

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４サイクル内燃機関に適用したものを示している。

本実施の形態における可変動弁装置は、図１〜図３に示すように、両吸気弁４，４のバルブリフト及び作動角（開期間）を制御する吸気弁作動角可変機構である吸気ＶＥＬ１と、吸気弁４，４の開閉時期を制御する吸気弁リフト位相可変機構である吸気ＶＴＣ２と、図外の排気弁の開閉時期を制御する排気弁リフト位相可変機構である排気ＶＴＣ３とから構成されている。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

前記コントローラ２２は、現在の機関回転数Ｎ（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から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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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方向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。

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。

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の作動角も小リフトＤ１から大リフトのＤ３まで連続的に変化する。

また、機関の停止時には、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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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、暖機後のアイドリング状態では、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。

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。

その後、例えば所定の低回転中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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

以下、本実施の形態における装置の作用を説明する。機関の始動前、つまり機関停止後には、排気ＶＴＣ３のベーン部材６１は、各コイルスプリング６８，６９のばね力及びロック機構によって図８に示す回転位置に機械的に安定に保持されるように構成され、したがって、各排気弁は、図９に示すように、その開閉時期が最遅角側に安定保持されている。

一方、吸気ＶＴＣ２のベーン部材３２は、同じく各コイルスプリング５５，５６のばね力及びロック機構によって図６に示す回転位置に機械的に安定に保持されように構成され、したがって、各吸気弁４，４は、図９に示すように、その開閉時期が最進角側に機械的に安定保持されている。さらに、各吸気弁４，４は、吸気ＶＥＬ１によってその作動角が最大作動角Ｄ３（最大リフトＬ３）よりもやや小作動角の中間作動角Ｄ２（リフトＬ２）の位置に機械的に安定保持されている。

したがって、この時点では、吸気弁４，４と排気弁とのバルブオーバーラップが大きくなっていると共に、吸気弁４，４の閉時期（ＩＶＣ）がピストンの下死点付近に機械的に保持されている。また、各排気弁の開時期（ＥＶＯ）も下死点付近になっている。

したがって、冷機状態にある機関をクランキングして始動を開始すると、前記バルブオーバーラップ区間内に高温高圧の燃焼ガスの一部が各吸気弁４，４を介して低温低圧状態にある吸気系に逆流して新気を加熱する。つまり、筒内の残留ガスの増加によって新気を加熱する。このため、かかる冷機始動時のＨＣ（ハイドロカーボン）などの発生を低減させて排気エミッション性能の向上を図ることができる。

また、排気弁の開時期が最遅角側に制御されて下死点付近になっていることから、排気弁が開くまでの間でのＨＣなどの燃焼を促進でき、この結果、前記排気エミッションをさらに低減することができる。

しかも、前記吸気弁４，４の閉時期が下死点付近となるように保持されていることから、有効圧縮比が高くなって燃焼が改善されて良好な始動性が得られると共に、機関回転の安定化と一層の排気エミッション性能の向上が図れる。

前記クランキングにより完爆状態になり、機関回転も上昇すると、オイルポンプ４９の吐出油圧も上昇するため、吸気ＶＴＣ２の進角室４１や排気ＶＴＣ３の遅角室６６の油圧が上昇して各ロック機構のロックピン５１が係合穴５２ａから抜け出て係合が解除される。ここで、排気ＶＴＣ３のロックピンの係合穴には遅角室６６の油圧が導かれているわけであるが、ポンプ油圧を導くことによっても同様の係合解除が可能である。このロックピン係合解除によって各ベーン部材３２，６１の自由な回転が許容されて、コントローラ２２による機関運転状態に応じた制御が行われる。

以下、前記コントローラ２２による機関始動時から始動後の制御を図１０のフローチャートによって説明する。

まず、ステップ１で、イグニッションキーがオンされたか否かを判別し、オンされていない場合はリターンするが、オンされたと判別した場合は、ステップ２においてクランキングを開始する。

ステップ３では、前記吸気ＶＥＬ１と吸気ＶＴＣ２及び排気ＶＴＣ３が前述した吸気弁４，４の作動角が中間作動角Ｄ２、リフト位相が最進角位置になっているか、また排気弁のリフト位相が最遅角位置になっているか否かを判別する。これらの位置が各々の可変機構が機械的安定するデフォルト位置になっている。ここで、所定のデフォルト位置になっていないと判別した場合は、ステップ４に移行し、ここで前述の所定のデフォルト位置になるように各機構に制御信号を出力する。また、所定位置になっていると判別した場合は、ステップ５に移行する。

このステップ５では、燃料噴射装置や点火装置に信号を出力して完爆制御を行い、冷機燃焼を開始させる。これによって、始動直後、つまり始動開始から約２〜３秒後における前述した排気エミッション性能の向上や良好な燃焼状態を確保することが可能になる。

一方、油圧が高くなるにつれて、吸気ＶＴＣ２の進角室油圧、排気ＶＴＣの遅角室油圧も高くなり、両者のロックピンの係合が解除されて、ベーン部材６６の自由な回転が許容されるようになる。

続いて、ステップ６では、機関温度や回転数などの情報から現在の機関運転状態を検出し、ステップ７において、現在、暖機アイドリング運転中か否かを判別する。

ここで、いまだ暖機アイドリング運転中でないと判別した場合は、ステップ８に移行し、ここではクランク角センサによる機関の回転変動を検出して燃焼状態が不安定になっているか否かを判別し、安定していると判別した場合には、ステップ９に移行してここで通常の制御マップに応じて前記吸気ＶＥＬ１，ＶＴＣ２及び排気ＶＴＣ３の制御を行う。

また、前記ステップ７において暖機アイドリング運転中であると判別した場合には、ステップ１０に移行する。このステップ１０では、前記吸気弁４，４の開時期や排気弁の閉時期を制御してバルブオーバーラップを低減させる制御を行う。すなわち、この時点では、オイルポンプ４９の吐出圧も高くなっており、各ロック機構のロック状態も解除されていることから、図１１に示すように、図９に示す制御位置から排気ＶＴＣ３により各コイルスプリング６８，６９のばね力に抗してベーン部材６１を時計方向に回転させて、排気弁の開時期を僅かに進角側に制御する。一方、吸気ＶＴＣ２によって各コイルスプリング５５，５６のばね力に抗してベーン部材３２を図７に示す位置に回転させて吸気弁４，４の閉時期を僅かに遅角側に制御する。あるいは、吸気ＶＴＣ２と排気ＶＴＣ３のうちの片方だけの制御であってもよい。

これによって、良好な燃焼状態が得られて、機関回転の安定化が図れるのである。ここで、暖機アイドリング運転では、機関負荷が小さいことに起因して残留ガスによる燃焼不安定化が起こりやすい傾向にある。かかる運転状態で、予めバルブオーバーラップを小さく補正することで、燃焼不安定を確実に回避できるし、機関の回転変動検出も不要になるので、制御が簡素化される。

さらに、通常運転（中回転中負荷から高回転高負荷）に移行した場合には、前記コントローラ２２によって制御マップにしたがって制御され、図１２に示すように、吸気ＶＥＬ１によって中作動角Ｄ２（あるいは大作動角Ｄ３）に制御されると共に、吸気ＶＴＣ２によって遅角側に制御されて、結果として吸気弁４，４の閉時期が下死点よりも十分に遅くなる。これによって、高回転側で筒内への吸気充填効率を高めることが可能になる。

一方、排気側では排気ＶＴＣ３によって進角側に制御されて、排気弁の開時期が十分に早くなることから、高回転時における排気ガスの押し出し損失が小さくなる。よって、前記吸気充填効率の向上と排気ガスの押し出し損失の低減化により機関の大きな出力トルクを得ることが可能になる。

また、前述のように機関が始動して完爆状態になり、機関回転も上昇するとオイルポンプ４９の吐出油圧も上昇するので、吸気ＶＴＣ２や排気ＶＴＣ３の各ロック機構のロックピン５１，６７の係合が解除されて油圧による制御が可能になるが、これらの基本的な制御を図１３に基づいて説明する。

まず、ステップ２１でイグニッションキーがオンされた否かを判別し、オンされたと判別した場合には、ステップ２２に移行する。

このステップ２２では、現在の機関温度は所定以下か否かを判別し、いまだ所定温度以下であると判別した場合には、ステップ２３に移行してクランキングを開始する処理を行い、さらにステップ２４において燃料噴射装置や点火装置に制御信号を出力して完爆制御を行う。

その後、ステップ２５に進み、ここではクランキング後、所定時間が経過したか否かをタイマーによって検知し、所定時間経過していない場合は、ステップ２５に戻るが、所定時間経過した場合は、ステップ２６に進む。

このステップ２６では、コントローラ２２の制御マップにしたがって前記吸気ＶＥＬ１と吸気ＶＴＣ２及び排気ＶＴＣ３のそれぞれの制御を行う。

そして、前記ステップ２２において、機関温度が所定以上になったと判別した場合は、ステップ２７に移行する。このステップ２７では、図１４に示すように、吸気ＶＴＣ１によって吸気弁４，４の作動角を例えば最小作動角Ｄ１（最小リフトＬ１）となるように制御する。

これによって、吸気弁４，４の閉時期（ＩＶＣ）が下死点よりも進角させ、有効圧縮比を低減することができる。この結果、プレイグニッション（自着火）を防止することが可能になる。吸気ＶＥＬ１は、モータ駆動のため、クランキング開始前に切換が可能である。

このように、本実施形態では、排気エミッション性能を向上させるだけではなく、機関高温時に発生し易くなるプレイグニッションを効果的に防止することが可能になる。なお、前記ステップ２２において最小作動角制御を行ったあとには、ステップ２３に移行して前述のような一連の処理制御を行う。
〔第２の実施の形態〕
図１５は本発明の第２の実施の形態を示し、吸気ＶＥＬ１における第２コイルスプリング３１を廃止し、機関停止時には、前記ボールナット２４を第１コイルスプリング３０のみによって電動モータ２０側に付勢して、吸気弁４，４を図４に示す最小作動角Ｄ１（小リフトＬ１）側に機械的に安定的に保持する構成とした。また、前記制御軸１７とシリンダヘッドＳとの間には、前記制御軸１７を最小作動角側の回転位置でその回転を規制するストッパ機構７０を設けたものである。

前記ストッパ機構７０は、制御軸１７の端部に軸方向へ突出されたストッパピン７０ａと、シリンダヘッドＳの上端部に設けられて前記ストッパピン７０が回転方向から当接してそれ以上に回転を規制するストッパ面７０ｂとから構成されている。

また、吸気ＶＴＣ２は、図１６に示すように、前記最進角側に付勢するコイルスプリング５５，５６を廃止して、各遅角室４２にベーン部材３２を最遅角側に付勢するコイルスプリング７１，７２が設けられている。なお、ベーン部材３２とリアカバーとの間には、ベーン部材３２を最遅角側の位置でロックするロック機構は設けられていない。

したがって、機関始動前は、ベーン部材３２は、前記コイルスプリング７１，７２のばね力によって図１６に示す最遅角側の回転位置に機械的に安定に保持されている。ここでは、ベーン部材３２のロック機構を設けなくとも、動弁系のフリクションによりベーン部材３２は機械的に遅角位置に保持されることに加えて、遅角側付勢スプリングの作用も加わり、ベーン部材３２は最遅角位置に機械的に安定保持されるのである。一方、排気ＶＴＣ３は、第１の実施の形態と全く同じで、ロック機構を備え、最遅角側の位置に機械的に保持されている。

以下、この実施の形態の作用を説明すれば、機関の始動直後は、吸気弁４，４及び排気弁は図１７に示すように、それぞれ前述の開閉時期及び作動角に安定化保持されている。

したがって、排気ＶＴＣ３が最遅角側に制御していることから、排気弁の閉時期（ＥＶＣ）が最遅角となっており、吸気弁４，４の開時期が第１の実施の形態の場合よりも遅れているものの、ある程度のバルブオーバーラップ量が確保されている。このため、このバルブオーバーラップ区間内に、高温高圧の燃焼ガスの一部が吸気弁４，４を介して低温低圧の吸気系に逆流し、新気を加熱することから、ＨＣなどの発生を抑制することができる。

また、排気弁の開時期（ＥＶＯ）が下死点付近まで遅くなっているので、ＨＣなどの十分に後燃えした後に排気側に排出されるので、さらにＨＣなどの冷機時の排気エミッション性能が向上する。

さらに、吸気弁４，４もその閉時期（ＩＶＣ）が下死点付近まで遅くなっていることから、有効圧縮比が高くなって燃焼や機関回転も安定化する。

しかも、吸気弁４，４の作動角やリフトが最小になっているので、動弁装置の駆動フリクションが小さくなってクランキングスピードが上がり、始動性が向上するだけではなく、この低フリクションにより消費燃料も少なくなることから、この点でも排気エミッション性能の向上が図れる。

そして、始動の完爆後には、オイルポンプ４９からの吐出油圧が高くなって排気ＶＴＣ３のロック機構のロックが解除されて各ベーン部材３２の自由な回転が許容されて、運転状態に応じたコントローラ２２による油圧切り換えによる制御が行われる。すなわち、例えば、高回転高負荷時には、図１８に示すように、吸気ＶＥＬ１によって吸気弁４，４の作動角が大作動角Ｄ３、大リフトＬ３に制御され、吸気ＶＴＣ２によって進角側に制御される。この結果、吸気弁４，４の閉時期（ＩＶＣ）が下死点よりも十分に遅くなるので、吸気充填効率を高められる。一方、排気弁の開時期が下死点よりも十分に早まってくることから、高回転域の排気ガスの押し出し損失が小さくなる。したがって、機関の大きな出力トルクを得ることが可能になる。
〔第３の実施の形態〕
図１９は第３の実施の形態を示し、排気ＶＴＣ３の各遅角室６６内にベーン部材６１を進角側の回転方向へ付勢する付勢部材であるコイルスプリング７３、７４が装着されている。この各コイルスプリング７３，７４は、そのばね力が弱く機関停止時にはベーン部材３２を進角側へ所定の距離まで回転付勢するようになっている。つまり、ベーン部材６１は、タイミングスプロケット６０が回転しようとすると、動弁のフリクションによって取り残された形、つまり最遅角側に保持されるようになる。そこで、付勢コイルスプリングの進角側への付勢力が作用するので、前記所定の距離まで回転させるのである。ここで前記ロック機構のロックピンが係合穴に係合して自由な回転を規制する。

したがって、ベーン部材６１は、機関停止時には図示のように、最進角と最遅角の間の中間位相位置に機械的に保持された状態になる。すなわち、図２０に示すように、この中間位相位置か排気ＶＴＣ３のデフォルト位置になっている。

一方、吸気側は、吸気ＶＥＬ１が廃止されていると共に、吸気ＶＴＣ２は前記第１の実施の形態と同様にベーン部材３２が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いる。すなわち、図２０に示すように最進角位置が吸気ＶＴＣ２のデフォルト位置になっている。

したがって、この実施形態によれば、機関始動直後には、排気ＶＴＣ３によってベーン部材６１が前述のように中間位置に安定保持されて、排気弁の開閉時期が、図２０に示すように中間位相位置となっている。一方、吸気ＶＴＣ２によってベーン部材３２が最進角側の回転位置に保持されて、吸気弁４，４の開閉時期が同図に示すように最進角側の位相位置になっている。

このため、第１の実施の形態などと同じくバルブオーバーラップが大きくなって、冷機時の排気エミッション性能の向上が図れる。

ロックピンが外れた後は、排気ＶＴＣ３は図２０に示す最進角と最遅角の間で制御される。吸気ＶＴＣ２も同様に図２０に示す最進角と最遅角の間で制御される。

また、この実施形態では吸気ＶＥＬ１を廃止していることから、吸気弁４，４の作動角が大きくいままなので、排気ＶＴＣ３によって排気弁の開閉時期が最遅角側にあったとしたら、バルブオーバーラップ量が極めて大きくなってしまう。これにより、冷機始動時の燃焼において、筒内に過大な残留ガスが流入して新気の比率が下がってしまい、燃焼の悪化を招くおそれがある。しかし、この実施形態では、排気ＶＴＣ３のベーン部材６１の回転位置が中間位置であることからバルブオーバーラップ量が過大となるのを回避できる。すなわち、言い換えれば、吸気ＶＥＬ１を廃止することによって、コストの安価なＶＴＣのみでバランスの良い冷機時の排気エミッションの低減と暖機時の良好な燃焼が確保できる。

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、例えば吸気ＶＥＬ１による作動角可変制御を連続ではなく、多段式に切り換える構成としてもよい。

また、排気ＶＴＣ３の遅角方向の付勢部材としてコイルスプリングを用いたが、これを用いなくても最遅角に機械的に保持安定させることができる。つまり、排気ＶＴＣ３のベーン部材６１は、タイミングスプロケット６０が回転しようとすると、動弁装置のフリクションであるハウジングとベーンとの間のフリクションによって取り残されようとして遅角方向に保持される傾向になるからである。なお、付勢スプリングを加えれば、この保持安定性が向上し、ロックピンを用いればさらに向上する。

また、第２の実施形態における吸気ＶＥＬの小作動角（小リフト）側へ付勢するコイルスプリング７１，７２も必ずしも必要ではない。つまり、バルブスプリングのばね反力によって制御軸１７が小作動角（小リフト）方向にモーメントを受けるため、小リフト位置に保持される傾向があるからである。但し、これらのコイルスプリング（ＶＥＬ，ＶＴＣ）がないよりはあった方が保持性は安定する。

さらに、前記各ロック機構のロックピンが係合穴に係合する位置は、ベーン部材の最進角あるいは最遅角位置である例を示したが、第３実施形態のように中間位置で係合させることも可能であるが、この場合、機関停止前に該中間位置にベーン部材を制御し、そこでロックピンを係合した後に、機関を停止する制御を行えばよい。

吸気弁閉時期の定義は、まさしく吸気弁が全閉となる時期であってもよいが、加速度をもった下りリフト部となだらかな傾斜をもった下りランプ部とのつなぎ部の時期としても良い。この方が実質的な吸気量遮断タイミングと対応している。

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。 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。 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。 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。 本実施形態に供される吸気ＶＴＣの縦断面図である。 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。 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。 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る 本実施形態の吸気弁と排気弁の開閉時期制御を示す概念図である。 本実施の形態のコントローラによる制御フローチャート図である。 同コントローラによる吸気弁と排気弁の各閉時期制御補正を示す概念図である。 同コントローラによる吸気弁と排気弁の各開閉時期制御を示す概念図である。 同コントローラによる制御フローチャート図である。 同コントローラによる吸気弁と排気弁の開閉時期制御と吸気弁の小作動角制御を示す概念図である。 第２の実施形態を示す可変動弁装置の要部斜視図である。 本実施形態における吸気ＶＴＣのフロントカバーを外した正面図である。 本実施形態における吸気弁の作動角、開閉時期制御と排気弁の開閉時期制御を示す概念図である。 本実施形態における吸気弁の作動角、開閉時期制御と排気弁の開閉時期制御を示す概念図である。 第３の実施の形態に供される排気ＶＴＣのフロントカバーを外した正面図である。 本実施の形態における吸気弁と排気弁の各開閉時期制御を示す概念図である。

符号の説明

１…吸気ＶＥＬ（吸気弁作動角可変機構）
２…吸気ＶＴＣ（吸気弁リフト位相可変機構）
３…排気ＶＴＣ（排気弁リフト位相可変機構）
４…吸気弁
６…駆動軸
２０…電動モータ
２２…コントローラ
２７…クランク角センサ
２８…駆動軸角センサ
２９…制御軸角センサ
３０…第１コイルスプリング（付勢部材）
３１…第２コイルスプリング（付勢部材）
６８，６９…コイルスプリング（付勢部材）

Claims (11)

1. 機関の吸気弁の作動角を可変制御する吸気弁作動角可変機構と、
   排気弁の作動角を所定の角度に固定的に設定しつつ該排気弁の開閉時期を可変制御する排気弁リフト位相可変機構と、を備え、
   機関の始動開始前に、前記吸気弁作動角可変機構によって予め前記吸気弁の閉時期がピストンの下死点付近となるように保持すると共に、前記排気弁リフト位相可変機構によって前記排気弁の開閉時期を最進角位置から所定量遅角側の位置に保持制御して、前記吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップを増加させ、
   機関の始動を、前記吸気弁の閉時期がピストンの下死点付近に保持され、かつ、前記吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップを増加した状態で開始することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
2. 前記吸気弁作動角可変機構によって吸気弁を最大作動角と最小作動角の間の中間位置に保持して、前記吸気弁の閉時期がピストンの下死点付近となるように保持制御したことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置。
3. 前記吸気弁作動角可変機構は、少なくとも２つの対向する付勢部材によって前記吸気弁の作動角を中間作動角となる位置に保持することを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の可変動弁装置。
4. 前記吸気弁作動角可変機構によって吸気弁の作動角を最大作動角と最小作動角の中間位置よりも最小作動角寄りに保持して、前記吸気弁の閉時期がピストンの下死点付近となるように保持したことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置。
5. 前記吸気弁作動角可変機構は、少なくとも１つの付勢部材によって前記吸気弁の閉時期をピストンの下死点付近の位置に保持することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置。
6. 前記吸気弁作動角可変機構によって保持される吸気弁の開時期と、前記排気弁リフト位相可変機構により保持される排気弁の閉時期との間にバルブオーバーラップ期間を創成することを特徴とする請求項１〜５のいずれか一項に記載の内燃機関の可変動弁装置。
7. 機関の始動前に、予め前記排気弁リフト位相可変機構によって排気弁の開閉時期を最遅角側に保持したことを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項に記載の内燃機関の可変動弁装置。
8. 燃料を直接燃焼室に噴射する直接燃料噴射式機関に適用したことを特徴とする請求項１〜７のいずれか一項に記載の内燃機関の可変動弁装置。
9. 機関の燃焼が不安定状態にあることを検出した場合に、前記排気弁リフト位相可変機構によって排気弁の閉時期を進角側に補正制御するか、あるいは吸気弁リフト位相可変機構によって吸気弁の開時期を遅角側に補正制御することを特徴とする請求項１〜８のいずれか一項に記載の内燃機関の可変動弁装置。
10. 機関が暖機状態でかつアイドリング運転状態であることを検出した場合に、前記排気弁リフト位相可変機構によって排気弁の閉時期を進角側に補正制御するか、あるいは吸気弁リフト位相可変機構によって吸気弁の開時期を遅角側に補正制御することを特徴とする請求項１〜９のいずれか一項に記載の内燃機関の可変動弁装置。
11. 機関の吸気弁の作動角を固定的に設定しつつ該吸気弁の開閉時期を可変制御する吸気弁リフト位相可変機構と、
    排気弁の作動角を固定的に設定しつつ該排気弁の開閉時期を可変制御する排気弁リフト位相可変機構と、を設け、
    機関の始動開始前に、前記吸気弁リフト位相可変機構によって予め前記吸気弁の開閉時期を最遅角側に保持して前記吸気弁の閉時期がピストンの下死点付近となるようにする一方、
    前記排気弁のリフト位相可変機構によって前記排気弁の開閉時期を最進角位置から所定量遅角側の位置に保持制御して、前記吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップを増加させ、
    機関の始動を、前記吸気弁の閉時期がピストンの下死点付近に保持され、かつ、前記吸気弁と排気弁のバルブオーバーラップを増加した状態で開始することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。

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