JP5947737B2

JP5947737B2 - 内燃機関の可変動弁システム、制御装置及び可変動弁装置

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Publication number: JP5947737B2
Application number: JP2013044864A
Authority: JP
Inventors: 中村　信; 信中村
Original assignee: Hitachi Automotive Systems Ltd
Current assignee: Hitachi Astemo Ltd
Priority date: 2013-03-07
Filing date: 2013-03-07
Publication date: 2016-07-06
Anticipated expiration: 2033-03-07
Also published as: US20140251243A1; US9151192B2; JP2014173451A; CN104033204A

Description

本発明は、機関運転状態に応じて機関弁の弁停止を行うことができる内燃機関の可変動弁システムなどに関する。

従来の内燃機関の可変動弁システムとしては、以下の特許文献１に記載されたものが知られている。

この可変動弁システムは、ラッシアジャスタを利用して機関弁の開閉駆動と駆動停止を切り換えるものであって、前記ラッシアジャスタは、シリンダヘッドに固定されたケース内に全体が収容され、スプリングにより上方向に付勢されつつ前記ケース内に上下摺動可能に収容された筒状ボディ部と、該ボディ部の内部に上下摺動可能に設けられて、上端側でロッカアームの一端部を支持するプランジャ部と、ロッカアームの揺動運動によって開閉駆動される機関弁を、駆動状態と駆動停止状態に切り換える切換機構部とを備えている。

そして、前記切換機構部の連結ピンが、油圧を介して前記ボディ部と前記ケースの連通孔内を移動することにより、前記ボディ部（ラッシアジャスタ）を機関本体にロックして弁駆動状態にするか、あるいはボディ部をロストモーションさせて弁停止状態にするようになっている。これら弁駆動と弁停止の切り換えを行うことによって機関の出力と燃費の向上を図るようになっている。

特開２００７−１００５８５号公報（図１〜図３）

しかしながら、前記従来の可変動弁システムにあっては、機関の出力を高めるために、仮に駆動カムのカムリフト量を大きく設定したとすると、必然的に前記ボディ部（ラッシアジャスタ）のロストモーション変位量が大きくなる。これによって、ラッシアジャスタの長手方向とロッカアームとの間の開き角度が増加して、ロッカアーム一端部に形成された凹部と前記ラッシアジャスタのプランジャ部の先端頭部との当接が外れないまでも、横ずれが発生して円滑なロストモーション作動が得られないおそれがある。

さらに、機関回転数が高回転域まで上昇した場合を想定すると、前記プランジャ先端頭部とロッカアーム一端凹部との間が浮いた状態（非接触状態）になって、ロッカアームの一端凹部が前記プランジャ先端頭部に対する横ずれが大きくなって、両部位間に偏摩耗が発生し易くなり、場合によっては、ロッカアームの一端凹部が前記プランジャ先端頭部から脱落してしまうおそれがある。

本発明は、従来の可変動弁システムの技術的課題に鑑みて案出されたもので、弁停止中における弁停止機構のロストモーション変位量（ストローク量）に応じて機関の最高回転数を制限することによって、支持部材に対するスイングアームなどの動弁機構の構成部品の横ずれによる偏摩耗や脱落などの不整挙動を抑制することを目的としている。

本発明は、一気筒当たり複数設けられた機関弁と、支持部材を支点として揺動運動することにより、前記各機関弁を開閉作動させるスイングアームと、該スイングアームを揺動させると共に、前記機関弁のバルブリフト量を可変にする可変リフト機構と、前記複数の機関弁のうち少なくとも一部の機関弁側に設けられ、前記支持部材をロストモーションさせることによって前記機関弁の開閉作動を停止させる弁停止機構と、を備え、前記弁停止機構によるロストモーション変位量に応じて、機関の最高回転数を制限変更する機関回転数制限手段を設けたことを特徴としている。

この発明によれば、弁停止中に、弁停止機構のロストモーション変位量に応じて機関最高回転数を制限することにより、動弁部品の偏摩耗や脱落などの不整挙動を回避することができる。

本発明に係る動弁装置を直列３気筒内燃機関に適用した第１実施形態を示す斜視図である。図１のＡ−Ａ線断面図である。図１のＢ−Ｂ線断面図である。Ａは本実施形態に供される第１油圧ラッシアジャスタ及び弁停止機構を示す縦断面図、Ｂは同第１油圧ラッシアジャスタ及び弁停止機構の作用を示す縦断面図である。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。本実施形態の制御油圧回路を示す概略図である。Ａは本実施形態における第１吸気弁のリフト量がＬ１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及び弁停止機構の作用説明図、Ｂは開弁時の同第１油圧ラッシアジャスタ及び弁停止機構の作用説明図である。Ａは本実施形態における第２吸気弁のリフト量がＬ１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。本実施形態における第２吸気弁のリフト量がＬ３に制御された状態において第１吸気弁が弁停止制御された場合の第１油圧ラッシアジャスタ及び弁停止機構の作用説明図である。本実施形態における弁停止機構のロストモーションの運動特性図である。本実施形態における弁停止機構のロストモーション変位量による諸特性図である。本実施形態における機関回転数制限回路の回転限界を設定するフローチャート図である。本実施形態における機関回転数制限回路による制御フローチャート図である。本実施形態における吸気弁のリフト量定常制御マップを示す図である。第２実施形態における弁停止機構のロストモーション変位量による特性図である。第３実施形態における弁停止機構のロストモーション変位量による特性図である。第４実施形態における第２吸気弁のリフト量がＬ３に制御された状態において第１吸気弁が弁停止制御された場合の第１油圧ラッシアジャスタ及び弁停止機構の作用説明図である。

以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁システム、制御装置及び可変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、直列３気筒（またはＶ型６気筒の片バンク）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リフト機構(ＶＥＬ)を備えたものを示している。直列３気筒の場合は、図１の右側から＃１気筒、＃２気筒及び＃３気筒からなり、Ｖ型６気筒の片バンクの場合では、右側から＃１気筒、＃３気筒及び＃５気筒に対応する。以下では、直列３気筒について説明する。
〔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３，３と、＃１気筒〜＃３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、介装部材である各スイングアーム６を介して前記各吸気弁３を開閉作動させる一対の揺動カム７、７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７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３，３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３、３と各揺動カム７との間のバルブクリアランスを零ラッシにする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３の開閉作動を停止させる３つの弁停止機構１１と、を備えている。

なお、前記駆動軸５と揺動カム７、伝達機構８及び制御機構９によって可変リフト機構が構成されている。

以下では、便宜上、１つの気筒、例えば＃１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３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３ａの近傍に設けられた各スプリングリテーナ３ｂ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によって閉方向に付勢されている。

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７がカムシャフト７ａ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。

前記各スイングアーム６は、一端部６ａの平面ないしやや凸状下面が前記各吸気弁３のステムエンド３ａ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。

前記各揺動カム７は、図１などにも示すように、円筒状のカムシャフト７ａの両端部に一体的に設けられていると共に、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７ｂ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７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。

前記カムシャフト７ａ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。

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７とを連係するリンクロッド１７と、を備えている。

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。

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。

前記リンクロッド１７は、下端部がピン２０を介して揺動カム７のカムノーズ部に回転自在に連結されている。

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３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。

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とを備えている。

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。

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要素とリンクなどから成るボール螺子機構５２と、から構成されている。

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。

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。

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。

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。

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。

前記プランジャ２７は、外周面の軸方向のほぼ中央位置に円筒状の第２凹溝２７ａが形成されていると共に、該第２凹溝２７ａが形成された周壁に前記第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。

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。

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。

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。

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による付勢力による前記プランジャ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。

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７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３のステムエンド３ａとの間の隙間を零ラッシに調整するようになっている。

そして、前記揺動カム７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は僅かに降下する（リークダウン）。

再び、揺動カム７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による付勢力で前記プランジャ２７の進出移動（上方移動）により、各部の隙間を零ラッシに調整するのである。

このようなラッシ調整機能を、前記第１、第２油圧ラッシアジャスタ１０ａ、１０ｂの両方がもっている。

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。

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。

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。

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ていると共に、先端部３７ａが前記第１凹溝２４ａ内に摺動可能に、かつ前記第１凹溝２４ａの内部にまで突出配置されて、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。

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３の開閉作動を停止させるようになっている。

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。

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内に形成された油通路孔４３から信号油圧が導入されるようになっている。

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やすと共に、前記ボディ２４の前記第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と前記ボディ２４の間に装着してもよい。

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。

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。

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から圧送された油圧が電磁切換弁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と共に、前記圧送された信号油圧の大きさに応じて開閉する油圧スイッチ４８が設けられている。この油圧スイッチ４８は、油通路孔４３を通る実油圧をモニターして、この実圧力が所定の圧力よりも高くなるとオン信号を後述するコントロールユニット５３に出力し、所定の圧力より低くなるとオフ信号を出力するようになっている。

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。

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回転角度θの信号に基づいて前記電動モータ５１を駆動制御しつつ、前記制御軸２１の回転位置をフィードバック制御する。これによって、各吸気弁３，３のリフト量Ｌと作動角Ｄを機関運転状態に応じて変化させるようになっている。

また、このコントロールユニット５３は、電子コントロ−ラであり、前記弁停止機構１１によるロストモーション変位量に応じて内燃機関の最高回転数を制限変更する機関回転数制限手段である回転数制限回路を有している。この回転数制限回路は、前記制御軸２１の回転位置センサから検出した回転角度θを、弁停止機構１１によるロストモーション変位量として検出すると共に、前記クランク角センサから出力された現在の機関回転数の情報を入力して機関回転数を制限変更するようになっている。
〔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。

例えば機関低回転域では、前記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から図示のように回転角度θ１まで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７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。

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７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、Ｌ１のように十分小さくなる。

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、この回転に伴ってボール螺子機構５２を介して制御軸２１が制御カム２２を他方向（時計方向）へ回転させて、軸心が下方向（左方向）へ移動する。

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７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７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、各揺動カム７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７ｂの当接位置が、カムノーズ部側（リフト部側）に移動する。

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最大のＬ４（制御カム回転角度θ４）になるまで連続的に変化しつつ回転の上昇にしたがって大きくなる。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、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のリフト量が小リフト量領域になっている場合、特に燃費の向上を図り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。

このため、この大きな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。

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３は閉弁状態（弁停止状態）となる。

すなわち、弁停止状態になるまでは、前記揺動カム７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、リフト量Ｌ１が開弁していたとして、弁停止になると前記揺動カム７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Ｍ１のストローク量だけロストモーションし、実際に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７がピークリフトとなった位置においては、大きくなるが、これは過度な開き角度にはなっていない。

したがって、前記揺動カム７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。

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３は依然としてリフト量Ｌ１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。

次に、例えば機関回転数がさらに上昇して、要求トルクが高まって２弁リフト作動状態に再び移行すると共に、さらにリフト量を増加して前記制御軸２１が時計方向へ回転して回転角度θ３となった場合、つまり、両吸気弁３，３のリフト量がＬ３になった場合のロストモーション作動について考察する。

この状態では、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。このため、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りやすい。

すなわち、通常、油圧ラッシアジャスタ１０ａの先端頭部２７ｂは、ローラ１４側の球面部での接触と、反ローラ１４の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が大きくなると、先端頭部２７ｂにおけるローラ１４側球面部での接触位置が上方移動し、反ローラ側の球面部での接触位置が下方移動してしまうのである。

そこへローラ１４から横方向成分を含む荷重が作用する、つまりラッシアジャスタの長手方向に対して直角方向成分を含む荷重が作用する。その結果、上方移動したローラ１４側の球面部の接触部で受ける荷重が極端に増加して、バランスが崩れて局部的な接触になり易いのである。

これによって、接触部位が先端頭部２７ｂの上方へ移動したことも加わって、ローラ１４から横方向成分を含む荷重などにより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易い。このような傾向は、開き角度αがα１程度と９０°に近ければ顕著ではないが、α３程度まで大きくなると、この傾向は強まる。

次に、さらに高回転になった場合を想定すると、高回転域ではスイングア−ムや揺動カムといった動弁系部品の僅かな変形による振動が加わり、つまり、第１スイングアーム６の下面凹部６ｂと油圧ラッシアジャスタ１０ａの先端頭部２７ｂとの間に僅かなセパレ−ションが前記振動により発生することになる。

そして、このセパレ−ション現象により、前述のずれ現象が顕著になる。なぜなら、セパレ−ション（接触の浮き）している間には、摩擦力が無くなり、スイングア−ム６が横ずれし易いからである。そして、場合によっては、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から外れてしまうおそれが出てくるのである。

したがって、前述の第１スイングア−ム６の横ずれや脱落のし易さは、αが大きいほど、さらには、機関回転数が高いほど生じやすいことになる。

本発明の１つの狙いは、例えば、αが大きいほど、機関回転数の上限を低く制限することで、このような第１スイングア−ム６の横ずれや脱落などの不整挙動を防止する点にあるのである。

次に、弁停止機構１１によるロストモ−ションの作動特性について具体的に考察する。図９において、ロストモ−ション変位量ＳはピークでＳ３（例えば１０ｍｍ；０．０１０ｍｍ）となっており、揺動カム７が揺動すると、このロストモーション変位量Ｓは０からピーク値Ｓ３まで増加し再び０まで減少する。

このときの弁停止機構１１のロストモ−ション運動特性について考察する。

このロストモ−ション変位量Ｓのリフトカ−ブは、図１０の上段に示す通りであり、そのときのＳの加速度（ｍ／ｒａｄ²）は図１０下段に示す通りである。この加速度は時間ではなく、駆動軸の回転角度に関する加速度であり、そのため単位はｍ／ｒａｄ²となり、角度（ｒａｄ）の２回微分となっている。

ロストモ−ションする等価慣性質量Mｓは、ラッシアジャスタ本体の質量と、スイングア−ム６の可動部質量（スイングア−ム質量の１／３程度）の和となっている。（例えば、Mｓ=０．０４０ｋｇ）
このＭｓを押し上げているのはロストモ−ションスプリング３５であり、そのバネ荷重は式１に示す通りであり、Ｆ０はセット荷重（N）、Ｋはバネ定数（N／ｍ）である。

式１…Ｆ=Ｆ０＋K×Ｓ
例えば、ここで、Ｆ０；５２Ｎ、K；１２３００Ｎ／ｍとすれば、前述のようにＳは０．０１０ｍであるからバネ荷重Ｆは１７５Ｎとなる。

以上のようなシステム構成であり、比較的低い機関回転数の場合は、前述のMｓに作用する慣性力はバネ荷重に対して充分小さいため、図１０の上段の実線のように、ほぼ理論リフト特性でロストモ−ションする。そのときの変位Ｓの加速度特性は、図１０の下段に示すように、リフトの立ち上がり部には正加速度（＋表示）が作用し、リフトが立ち上がった後は減速するために負加速度（―表示）となり、その後リフトが減少していき、零リフトに向けた立下がり部では再び正加速度（+表示）となり、リフトを終了する。

なお、リフト立ち上がり初期、リフト立ち下がりの最終に僅かな加速度があるが、これらは、各々僅かなランプ速度を生じるか、あるいは、なくすための僅かな加速度となっている。

一方、超高回転域になると、図１０の上段の破線のように、ジャンピング現象が発生する。これは、前述の負加速度によりMｓに作用する負慣性力が、超高回転に起因し大きくなり、ロストモ−ションスプリング３５のばね荷重Ｆよりも完全に大きくなり、ロストモ−ションスプリング３５により保持できなくなったからである。

最大負慣性力ＦＩは、以下の式２に示す通りある。

式２；ＦＩ＝Mｓ×｜Ｓ’’ Mａｘ｜×（πＮ／６０）²
Ｎは１分間（６０ｓｅｃ）当たりの機関回転数ｒｐｍであり、角速度は２πＮ／６０となり、駆動カム（駆動軸）の角速度は、その半分のπＮ／６０となる（単位；ｒａｄ／ｓｅｃ）。ロストモーション変位量Ｓが０．０１０ｍとなる最大負加速度｜Ｓ’’ Mａｘ｜は、本実施例の場合、０．０２５ｍ／ｒａｄ²程度である。

ここで、例えば、Nが３０００ｒｐｍとすれば、最大負慣性力ＦＩは約２５Nとなり、バネ荷重１７５Nより充分に小さく、図１０の上部の実線に示す理論リフトカ−ブを描くことになる。

またここで、機関回転数Nが９０００ｒｐｍと非常に高い回転数になったとすると、最大負慣性力ＦＩは約２２０Nとなり、バネ荷重１７５Nより大きくなり、従って、図１０の上部の破線に示すジャンプを伴う異常運動が生じる。

そこで、このような異常運動が発生し出す機関回転数について考察する。負慣性力ＦＩとロストモーションスプリング３５のスプリング荷重Ｆが一致した回転数になると、負慣性力が前記スプリング荷重に追いつくことになるので、ここで部品間のセパレ−ションが発生し出すと考えられる。

この機関回転数を簡易計算限界回転数Nｔ（ｒｐｍ）と呼び、式３で簡易的に計算することができる。

式３； Nｔ＝（πＮ／６０）×√{Ｆ／（Mｓ×｜Ｓ’’ Mａｘ｜）}
ここで、√{ }とは、{ }内の平方根（ルート）を示す。
例えば、前述したように、Ｍｓ＝０．０４０ｋｇ、Ｓ=０．０１０ｍ（＝Ｓ３）
、｜Ｓ’’Mａｘ｜＝０．０２５ｍ／ｒａｄ²であり、
また、Ｆ０＝５２N、K＝１２３００N／ｍで、ロストモーション変位量Ｓは０．０１０ｍなので、バネ荷重Ｆは１７５Nとなる。

以上のような前提で、式３によりNｔを求めると、８０００ｒｐｍとなる。

図１１にロストモ−ション変位量Ｓと簡易計算限界回転数Nｔの関係を示すが、ロストモ−ションＳ３のときの簡易計算限界回転数はNｔ３としてプロットされる。

ところで、ロストモーション変位量Ｓが変化した場合でも、このNｔは大きくは変化しない。なぜなら、ロストモーション変位量Ｓが増加すると｜Ｓ’’Max｜が増加し、負慣性力は増加するものの、ロストモーション変位量Ｓが増加するとスプリング荷重Ｆも増加するので、式３の結果としては余り変化しないのである。従って、ＳとNｔの関係は、図１１の破線に示すように、余り変化のない概ね一定の特性となる。

一方、許容限界回転数Nｒ（ｒｐｍ）は、一般的には、Nｔ（ｒｐｍ）より低くなる。なぜなら、ロストモーションスプリング３５のスプリング荷重の負慣性力に対する余裕荷重が小さくなると、スイングア−ムや揺動カムなどからなる動弁系の剛性Kｄが∞（無限大）でないことによる系の変形による振動により、部品間のセパレ−ションが生じてしまう。

さらに細かくいえば、ロストモーションスプリング３５のスプリング特性のばらつき等による運動特性悪化分や、逆に動弁系各摺動部の減衰係数Ｃによる運動特性改善分なども加味して、マージンとしてΔN（ｒｐｍ）を設け、式４に示すように計算許容限界回転数Nｒ（ｒｐｍ）＝Nｔ（ｒｐｍ）−ΔN（ｒｐｍ）として設定すれば良い。

式４； Nｒ＝Nｔ−ΔN
この場合、ΔNは通常の動弁系であれば、回転数で数１００ｒｐｍ程度が取られる。本実施形態において５００ｒｐｍと想定すれば、Nｒ３＝Nｔ３−５００＝７５００ｒｐｍとなる。

ロストモーション変位量Ｓを変化させた場合のNｒの特性は、図１１の一点鎖線に示すように、Nｔと同様にロストモーション変位量Ｓにより余り変化のない概ね一定の特性となる。

次に、本実施形態の弁停止機構１１での特殊性である前述の開き角αが変化した場合の実許容回転への影響について考察する。

前述のように、この開き角αが大きいほど（Ｓが大きいほど）、さらに、機関回転数が高いほど、第１スイングア−ム６の油圧ラッシアジャスタ１０ａの先端頭部２７ｂからの横ずれや、脱落がし易くなる。従って、Ｓが大きいほど、実許容回転数を落とす必要がある。

Ｓ３＝０．０１０ｍのロストモ−ション作動について考えると、計算許容限界回転数Nｒである７５００ｒｐｍに対して、例えば１２００ｒｐｍ程度、許容限界回転数を下げる必要があり、実許容限界回転数Nａ３は、７５００ｒｐｍ−１２００ｒｐｍ=６３００ｒｐｍまで低下する。（図１１の長い下方向矢印を参照）
αをさらに増加していくと、姿勢がさらに悪化し、実許容限界回転数はさらに急激に低下させる必要がある。例えば、ロストモ−ション変位量Ｓ４まで増加させ、αをα４まで増加させれば、３５００ｒｐｍ程度許容限界回転数を下げる必要があり、実許容限界回転数 Na４は、７５００ｒｐｍ−３５００ｒｐｍ=４０００ｒｐｍまで低下する。従って、横軸のロストモ−ション変位量がＳ１からＳ４まで変化すると、αはα１からα４まで変化し、実許容限界回転数Naの特性は、図１１太実線のように、上凸で、７５００ｒｐｍから４０００ｒｐｍまで変化する。

なお、図１１に示す仮想リフト量とは、各ロストモ−ション変位量の状態で、仮に弁停止（ロストモ−ション）状態から弁作動移行した場合を想定した際の第１吸気弁のリフト量である。言い換えると、弁作動をしている第２吸気弁のリフト量となる。

以上のように、ロストモ−ション変位量に応じて、図１１の太実線のように、実許容限界回転数Naを変化させれば、どのロストモ−ション変位量の場合でも、第１スイングア−ム６の油圧ラッシアジャスタ１０ａの先端頭部２７ｂからの横ずれや、それに起因する当接部の偏摩耗や、スイングア−ムの脱落などの異常挙動を防止できる。

また、弁停止（ロストモ−ション）でない場合の通常機関許容回転は、図１１におけるＮｂで示す。これは、例えば７７５０ｒｐｍ一定で、これを機関基本限界回転数と呼ぶ。

このＮｂを決定する要因は、排気弁側の動弁装置の許容回転数であったり、ピストン焼付き限界から来る許容回転数であったり様々であり、このＮｂは個々の機関そのものが有する固有の許容回転数ということができる。

すなわち、全ての機関弁が弁停止態様でなければ、このＮｂが機関の許容回転数を決定するが、一部の機関弁が弁停止態様であれば、機関許容回転数は、前述の実許容限界回転数Ｎａ特性に基づいて決定し、それはロストモ−ション変位量Ｓの影響を受けるのである。

図１２は機関回転数の回転限界Nｌを設定する制御フローチャートを示している。

まず、ステップＳ１で前記制御軸２１の回転角度θを検出し、これと対応する実バルブリフト量Ｌを求めると共に、前記油圧スイッチ４８の出力信号を読み込む。

さらにステップＳ２では、前記油圧スイッチ４８から出力された信号がオンかオフかを検出する。

油圧スイッチ４８からの出力信号がオンである場合は、弁停止態様であるとしてステップＳ３に移行する。このステップＳ３では、弁停止態様としての実許容限界回転数を図１１のNa特性より求める。具体的には、制御軸の回転角度θからの作動側の実リフトＬを求めて、停止側はＬを仮想リフトとしてロストモ−ション変位量Ｓを求め、その変位量Ｓに対応する実許容限界回転数Naを図１１のNa特性から演算するのである。

そして、ステップＳ４において、前記Naを回転限界Nｌとして設定するのである。

前記ステップＳ２において、油圧スイッチ４８からオフ信号が検出された場合は、弁作動態様であるとして、ステップＳ５に移行するが、油圧スイッチ４８がオンからオフになってから所定時間ΔT経っていない場合は、実際には弁停止態様である可能性があるとして、ステップＳ３に移行するが、ΔT経っている場合は、ステップＳ６に移行する。

ステップＳ６では、弁作動であるとして、通常機関許容回転Nbを回転限界Nｌとして設定するのである。

ここで、ステップＳ５で油圧スイッチ４８がオフ信号を出力した場合に、該油圧スイッチ４８がオンからオフになってから所定時間ΔT経っていない場合は、油圧ピークまでの立ち上がり遅れや弁停止機構の作動遅れなどにより実際には弁停止態様である可能性があるとしてステップＳ３に移行するが、これは、常にNa＜Nｂであるので、安全サイドに考え、低い方のNaを回転限界Nｌとしたのである。（ΔＴは０．１〜０．５秒程度を設定すれば良い。）
以上、回転限界Nｌを設定するフローチャートを、図１２を用いて説明したが、実際に回転限界Nｌに制御する場合の回転制限制御フローチャートを図１３に示す。

図１３に示すフローチャートは、例えば、図１２のステップＳ４で、Naを回転限界Nｌとして設定したところから実質的な制御が始まっている。
図１３のステップＳ１１では、第１吸気弁が弁停止（片弁停止）として、Nｌ＝Naに設定される、つまり図１２のステップＳ４に対応している。

ここで、図１４には、定常運転状態での制御マップを示すが、例えば、図１３のステップＳ１１の時点で、点Ａ（片弁リフト量Ｌ４、片弁停止ロストモ−ション量Ｓ４）の状態になっていたとする。この点Ａでは、回転数はNｍ４となっており、これは、ロストモ−ション量Ｓ４としては、定常制御マップ上では最も高い回転数になっている。Nｍ４＜Na４(＝Nｌ)であるので、この回転数Nｍ４自体は実許容限界回転数Na４内にあり、問題はない。すなわち、定常運転であれば、前述の不整挙動は生じないのである。

しかし、急加速によりアクセル開度ηや、機関回転数Nが急増すると、ロストモ−ション状態のまま高回転になり、過渡的にはNｌを超えてしまう可能性がある。そこで、図１３の回転制限制御フローチャートにより、この問題を回避するのである。

図１３のステップＳ１２では、アクセル開度ηや、機関回転数Nなどの現在の運転状態を読み込む。

次に、ステップＳ１３では、アクセル開度ηの増大や、機関回転数Nの増大を検出して、加速状態か否かを判断する。加速状態でないと判断した場合はリターンし、加速状態であると判断した場合はステップＳ１４に移行する。

そして、ステップＳ１４では、機関回転数Nが、Nｌ−ΔNｌを超えたか否かを判断する。ここでΔNｌというのは、例えば１００ｒｐｍといった僅かな回転数がとられる。機関回転数NがNｌ−ΔNｌを超えていないと判断した場合はリターンするが、NがNｌ−ΔNｌを超えたと判断した場合は、そのままの状態では、Nｌを超える恐れがある。

そこで、N＞Nｌ−ΔNｌとなっていると判断した場合は、ステップＳ１５に移行し、ここでは燃料カット制御を行って燃焼トルクの発生を中止する。すなわち、この燃料カットにより機関回転数を制限するのである。なお、燃料カットまでは行わなくても、燃料噴射量減少により機関回転数をある程度制限することもできる。

そして、ステップＳ１６では、再度回転数NがNｌ−ΔNｌを超えたか否かを判断し、超えていない場合はリターンするが、超えている場合は、機関回転数制限が不十分であるとして、ステップＳ１７に移行する。

このステップＳ１７では、今度は回生ブレ−キを発生させ、これによって、確実に機関回転数Nに制動ブレ−キをかける。例えば、下り坂などでは、機関回転数が低下しにくいためである。

そして、ステップＳ１８で機関回転数Nが、回転限界Nｌ（＝許容限界回転数Na）以下（ＹＥＳ）となったか否かを判断し、回転限界Nｌ以下であると判断した場合はリターンする。

もし、ここで、まだNｌより高い（NO）と判断した場合は、ステップＳ１９に移行して、回生ブレ−キを増大する制御を行い、再度ステップＳ１８で回転数Nが、回転限界Nｌ（＝実許容限界回転数Na）以下となったことを確認してリターンする。

このようにして、必要によってはこの回生ブレ−キ増大サイクルを繰り返して、回転限界Nｌ内に規制することができるのである。

なお、通常の場合は、燃料カットのみで充分機関回転数を制限できるのであるが、急な下り坂では、このような回生ブレ−キも有効であり、さらに摩擦ブレ−キを併用すれば、一層回転数制限を早めることができる。

一方、燃料カットのみであっても、急な下り坂でも、機関を車輪駆動系から切り離せば、ブレ−キを用いなくても、回転制限を迅速に行うことができる。

なお、図１３では、片弁停止状態で、Nｌ＝Naに設定した場合のフローチャートを示したが、このフローチャートの途中で、両吸気弁３，３共がが作動に切り換わった場合は、図１２のフローチャートに基づいて両弁作動を認識した上、図１２のステップＳ６でNｌ＝Ｎｂに変更される。

その後の回転限界Nｌ内に規制するフローチャートは、図１３に示す内容と同様であり、図１３のステップＳ１１において、Nｌ＝Ｎｂとなるだけであり、同様に回転限界Nｌ内に規制することができるのである。

図１３は、片弁リフト量Ｌ４・片弁停止状態（ロストモ−ション変位量Ｓ４）での定常状態最高回転数Nｍ４（図１１の点Ａ）から、通常の機関基本限界回転数Ｎｂ（点Ｂ）に向けて加速する例を示したが、他の片弁リフト量からであってもよい。これらの定常マップ上での最高回転数Nｍ１〜Nｍ４は、実許容限界回転数Na１〜Na４に対して、全域で小さくなっており、定常で運転される分には余裕があり、本発明の狙いである、ロストモ−ション作動中における不整挙動の発生防止が可能である。

図１１のNｍ１〜Nｍ３から加速する場合は、実許容限界回転数Na１〜Na３に対しての回転数余裕がNｍ４・Na４の場合に対し拡大するので、オーバーレブによる不整挙動発生の危険性は小さくなる方向である。

図１３のフローチャート内に示す前述の回生ブレ−キであるが、クランクシャフトとベルトなどを介して同期回転するオルタネ−タ用モ−タなどによって容易に実現することができる。

クランクシャフトによるモ−タ回転力で発電を起こすことができるが、その際回生ブレ−キが発生する。この発電量を、図１３のステップＳ１７，Ｓ１９で回生ブレ−キを作用させたいときには、大きくするようにモータ用に元々備わったインバ−タなどの制御を行えば良いのである。このような回生ブレーキの長所としては、発電によりバッテリー充電などをすることができ、その充電エネルギーを他のシ−ンで車両駆動や機関始動でのエネルギーとして使うことができ、これによって車両ト−タルでの燃費を向上できるのである。

他のブレ−キ手段としては、通常のホイ−ルの摩擦ブレ−キなどが存在するが、ブレ−キ力を出すために油圧エネルギーが必要になり、さらにその際、摩擦によるエネルギー損失が発生するので、車両としての燃費は悪化してしまうのである。

なお、図１４の記載内容を補足説明すると、この図１４は本実施形態の定常運転状態でのリフト量制御マップを示し、破線が吸気弁の片弁停止での稼動側吸気弁（第２吸気弁）のリフト量マップを示し、また実線が第１・第２吸気弁の両弁作動状態での両吸気リフト量マップを示している。

片弁Ｌ１と示す破線及びそれより回転・トルクの小側は、片弁Ｌ１で制御される。片弁Ｌ２と示す破線は、片弁Ｌ２で制御される。片弁Ｌ１と示す破線と片弁Ｌ２と示す破線の間は、片弁状態でＬ１からＬ２まで連続的に制御される。片弁Ｌ３と示す破線は、片弁Ｌ３で制御される。片弁Ｌ２と示す破線と片弁Ｌ３と示す破線の間は、片弁状態でＬ２からＬ３まで連続的に制御される。片弁Ｌ４と示す破線は、片弁Ｌ４で制御される。片弁Ｌ３と示す破線と片弁Ｌ４と示す破線の間は、片弁状態でＬ３からＬ４まで連続的に制御される。

すなわち、機関トルク・回転数の低い領域では、燃費が重視されるので、吸気弁の片弁作動によるガス流動により燃焼を改善する。さらに、トルク・回転数の増加に応じて、スロットル大開度を維持しつつ稼動弁のリフト量を高めていって、ポンプ損失を抑えつつ出力を高めていくのである。これらの燃焼改善、ポンプ損失抑制により、燃費を向上させるのである。

片弁Ｌ４と示す破線から僅かに回転・トルクの大側の実線は、両弁Ｌ４のラインを示す。このラインより、回転・トルクの大側が常に大リフトのＬ４で且つ両弁が作動する。すなわち、大リフトで且つ両弁作動で、充分なトルクを発生させるのである。

なお、機関の始動直後や比較的冷機時などでは、別のリフト量制御マップを持っても良い。例えば、図１４において、低回転のリフト量Ｌ1〜Ｌ２の範囲は、片弁停止でなく両弁作動とし、吸気充填効率（トルク）を高め、ドライバビリティを向上させることもできる。
〔第２実施形態〕
図１５は第２実施形態における弁停止機構１１のロストモーション変位量Ｓによる諸特性を示している。

すなわち、この実施形態では、（式１）Ｆ＝Ｆ０＋K×ＳにおけるＦ０とKを一様に高めたものである。この結果、実許容限界回転数Naの特性が、全Ｓ領域に渡って高まっている。したがって、定常マップ上での最高回転数Nｍに対する実許容限界回転数Naとの余裕回転数（両者の差）が最も小さいロストモ−ションＬ４における（Na４−Nｍ４）が増大する。

よって、この余裕回転数の増加により、ロストモ−ション作動中における過渡時のオーバーラン（片弁停止のまま実許容機関回転数Na超え）によるロストモ−ション不整挙動発生の危険性は低下する。

なお、ここで、ロストモ−ション量Ｓ３のときの実許容限界回転数Na３は、機関基本限界回転数Ｎｂとほぼ一致しており、したがって、ロストモーション変位量がＳ１〜Ｓ３の範囲については、回転限界Nｌは、高まった実許容限界回転数 Naでなく、機関基本限界回転数Ｎｂとなっている。従って、機関基本限界回転数Ｎｂを超えて機関がオーバーレブ（オーバーラン）することが回避でき、焼き付きなどの機関そのものの故障も回避できる。
〔第３実施形態〕
図１６は第３実施形態における弁停止機構１１のロストモーション変位量Ｓによる諸特性を示している。

これは、（式１）Ｆ＝Ｆ０＋K×ＳにおけるＦ０を第１実施形態に対して一層低下させ、Kを第２実施形態に対して一層高めたものである。これにより、ロストモーション変位量Ｓの小領域ほど実許容機関回転数Naは低下し、ロストモーション変位量Ｓが大領域ほど実許容機関回転数Naは増加する。この結果、図１６に示すように、実許容機関回転数Naの特性はやや右肩上がりの上凸形状になる。

これにより、ロストモーション変位量Ｓ１,Ｓ２での機関回転数Na１、Na２は低くなり、つまり片弁Ｌ１〜Ｌ２リフトとなる常用低負荷域では、ロストモ−ションスプリング３５のばね荷重は相対的に低くなり、つまりロストモ−ション作動に起因する摩擦損失（フリクション）が小さくなって燃費に有利となる。

ロストモーション変位量がＳ２とＳ３の間で実許容機関回転数Naは機関基本限界回転数Ｎｂと一致し、その後、Ｓ３を越えるあたりまで上昇していき、その後、ロストモーション変位量Ｓ４に向けてやや減少するが、このＳ４での機関回転数Na４は機関基本限界回転数Ｎｂとほぼ一致している。

したがって、ロストモーション変位量Ｓ４での余裕回転数（Na４−Ｎｍ４）は十分大きくなって、ロストモーション作動中における過渡時のオーバーラン（片弁停止のまま実許容機関回転数Na超え）によるロストモ−ション不整挙動発生は一層確実に回避される。
〔第４実施形態〕
図１７は第４実施形態を示し、基本構成は第１実施形態と同じであるが、前記各揺動カム７、７を含む可変リフト機構全体を前記各実施形態とは逆向きにミラー配置したものである。

これによって、揺動カム７は、図中時計方向に揺動リフトさせることによってスイングアーム６、６や吸気弁３、３を開弁リフトさせるようになっている。

この実施形態では、第１実施形態の図９に示す構成と比較すると、揺動カム７の揺動リフト方向が第１油圧ラッシアジャスタ１０ａのロストモーション方向と同方向になることから、揺動カム７のカムノーズ部とスイングアーム６が作動中に干渉しにくくなる。

また、揺動カム７とスイングアーム６のローラ１４との接点が第１油圧ラッシアジャスタ１０ａ側に近づき、丁度、スイングアーム６の中央付近を押圧することになるので、第１油圧ラッシアジャスタ１０ａとスイングアーム６の当接性が良好になって横ずれ現象が改善され、もってロストモ−ション作動時の実許容限界回転数Na自体を高めることができる。
〔産業上の利用可能性〕
前記各実施形態では、これらの弁停止機構は、スイングア−ムの支点となる油圧ラッシアジャスタに設け、該油圧ラッシアジャスタを直接シリンダヘッド１の保持孔に摺動させる例を示したが、該保持孔に鉄系材料を用いたカラ−を介在させて、該カラー内にラッシアジャスタを摺動させても良い。そうすると、シリンダヘッド１がアルミやマグネシウムのような材料であった場合でも耐磨耗性を向上できる。
また、前記各実施形態では、吸気弁３、３の２弁のうち、一方の吸気弁３をロストモ−ションさせることにより弁停止させる、いわゆる片弁停止機構に可変リフト機構を組み合わせた際、その一方の吸気弁３のロストモ−ション量に応じて、機関の最高回転数を制限する可変動弁システムの例を示したが、これに限定されるものではない。

つまり、例えば、特開２００７−１００５８５号公報に示すような、運転条件に応じて特定の一部気筒の吸気弁３、３の２弁（または／及び排気弁の２弁）両方共を、ロストモ−ションさせることにより弁停止（気筒休止）させ、残り気筒の吸気弁３、３の２弁（または／及び排気弁の２弁）両方共を作動させる、いわゆる気筒休止機構（可変気筒機構）に可変リフト機構を組み合わせた可変動弁システムにも適用できる。

この場合は、例えば、特定一部気筒の吸気弁の２弁（または／及び排気弁の２弁）のロストモ−ション変位量に応じて、機関の最高回転数を制限すれば、同様の効果を得ることができる。なお、この場合に、吸気弁と排気弁の両者共がロストモ−ションしている運転領域では、実許容限界回転数Ｎａが低い方に基づき機関の最高回転数を制限することで、吸気弁と排気弁の両方のロストモ−ション作動における前記不整挙動を回避できるのである。

また、可変リフト機構として、吸気弁のバルブリフト量を連続的に変化させる例を示したが、バルブリフト量をステップ的に変化させる機構であってもよい。例えば、第１実施形態において、制御軸２１の回転角度θを大リフト方向に最大限回転させた角度（最大リフト量）と、制御軸２１の回転角度θを小リフト方向に最大限回転させた角度（最小リフト量）とを択一的に変換する可変機構としてもよい。

さらに、リフトの可変原理として、揺動カム７の姿勢を変化するのではなく、小リフトカムと大リフトカムを両カムのベースサ−クル区間中に軸方向に移動し、スイングア−ムを押し下げるカムを切替えるタイプ（例えば特表２０１１−５２４４８２号公報参照）などであってもよい。つまり、可変リフト機構は種々のものに適用することができる。

また、ロストモーションによる弁停止機構１１であるが、支持部材である第１油圧ラッシアジャスタ１０ａに内蔵した実施形態を示したが、別の支持部材であるスイングアーム６側に内蔵した方式（特表２００９−５０３３４５号公報参照）などであってもよい。このような方式でも、ロストモ−ション量変化による機構の姿勢変化に応じ、前述の不整挙動が発生し出す限界回転数が変化するものであれば適用が可能である。

以上説明したように、本発明の主旨から逸脱しない範囲であれば、具体的な形態は限定されない。

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に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記弁停止機構のロストモーション変位量が増加するにしたがって前記機関回転数制限手段によって、機関の最高回転数を低下させることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。

この発明によれば、ロストモーション変位量が増加することにより弁停止機構の姿勢に無理が掛かって部品の脱落や偏摩耗などの不整挙動や異常現象を抑制できる。
〔請求項ｂ〕請求項ａに記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記可変リフト機構のリフト可変範囲の全域にわたって前記弁停止機構がロストモーションする場合の前記機関回転数制限手段による機関最高回転数が、ロストモーションしない場合の前記機関回転数制限手段による機関最高回転数よりも低いことを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。

この発明によれば、ロストモーションを復帰させるリターンスプリングのばね荷重を低く設定できることから、弁停止時のロストモーション作動による動弁系フリクションを低減できる。
〔請求項ｃ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記可変リフト機構のリフト可変範囲内の所定範囲にわたって前記弁停止機構がロストモーションする場合の前記機関回転数制限手段による最高回転数が、前記弁停止機構の全てがロストモーションをせずに前記機関弁が開閉作動する場合の前記機関回転数制限手段による最高回転数とほぼ同一であって、
前記可変リフト機構のリフト可変範囲内の前記所定範囲を除く領域では、前記弁停止機構がロストモーションする場合の前記機関回転数制限手段による最高回転数が、前記弁停止機構の全てがロストモーションせずに弁作動する場合の前記機関回転数制限手段による最高回転数よりも低いことを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。

この発明によれば、オーバ−レブによる機関そのものの故障を回避しつつ前記弁停止機構がロストモーションする場合の前記機関回転数制限手段による機関最高回転数を比較的高く確保できる。
〔請求項ｄ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記機関回転数制限手段は、機関の回転力を摩擦により減衰させる摩擦ブレーキを発生させて機関回転数を制限することを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
〔請求項ｅ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記機関回転数制限手段は、機関回転エネルギーを電動モータの発電作用により電気エネルギーに回生させることによって機関回転に制動力を作用させる回生ブレーキを発生させて機関回転数を制限することを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。

この発明によれば、最高機関回転数を制限する際に、回生された電気エネルギーをバッテリーに充電でき、車両のトータル的な燃費の向上が図れる。
〔請求項ｆ〕請求項ｅに記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記回生ブレーキは、機関と同期回転するオルタネータ用モータを制御して発生させることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。

この発明によれば、回生エネルギーを新たなモータを追加せず制御のみで容易に発生させることができる。
〔請求項ｇ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記機関回転数制限手段は、機関への燃料噴射を制限する制御手段を含むことを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
〔請求項ｈ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記支持部材は、油圧ラッシアジャスタによって構成されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
〔請求項ｉ〕請求項ｈに記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記弁停止機構は、前記支持部材を移動可能に保持する保持孔と、前記支持部材を前記スイングアーム方向へ付勢するスプリングと、を有し、
前記支持部材を前記保持孔に対して固定する固定状態と、移動可能とする非固定状態を切り換える切換手段を有することを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
〔請求項ｊ〕請求項ｈに記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記ロストモーション変位量は、前記弁停止機構のロストモーション作動時における前記可変リフト機構に用いられた制御軸の回転角度から算出されることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。

この発明によれば、既存の回転角センサを用いたことから、ロストモーション変位量を検出するための別個のセンサを追加することがないことからコストの高騰を抑制できる。
〔請求項ｋ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記機関弁の弁停止状態において、アクセル開度または機関回転数の上昇時に前記機関回転数制限手段により機関回転数を制限することを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。

例えば車両の急加速度時において機関回転数制限手段によって、機関の過度な回転を抑制することにより、ロストモーションによるスイングアームの脱落等の不整挙動を抑制できる。
〔請求項ｌ〕請求項１に記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記機関回転数制限手段は、前記ロストモーション変位量に応じて機関の最高回転数の制限が決められた制御マップを有し、
前記弁停止機構のロストモーション作動時において、前記制御マップにより算出された実許容回転数を機関の最高回転数の制限に用いることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
〔請求項ｍ〕請求項ｌに記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記ロストモーション変位量の増加に対して前記実許容回転数が減少するように設定された前記制御マップにおいて、
前記弁停止機構が弁停止状態であってロストモーション変位量が所定値に至るまでは、前記機関回転数制限手段による機関最高回転数は、前記弁停止機構の全てがロストモーションせずに弁開閉作動する場合の前記機関回転数制限手段による機関最高回転数とほぼ同一に設定され、
ロストモーション変位量が所定値以上になると、前記機関回転数制限手段による機関最高回転数は、前記実許容回転数に設定されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
〔請求項ｎ〕請求項ｌに記載の内燃機関の可変動弁システムにおいて、
前記ロストモーション変位量の増加に対して前記実許容回転数が増加するように設定された前記制御マップにおいて、
前記弁停止機構が弁停止状態であってロストモーション変位量が所定値に至るまでは、前記弁停止機構がロストモーションする場合の前記機関回転数制限手段による機関最高回転数が前記実許容回転数に設定されると共に、
ロストモーション変位量が所定値以上になると、前記機関回転数制限手段による機関最高回転数が、前記弁停止機構の全てがロストモーションせずに弁作動する場合の前記機関回転数制限手段による機関最高回転数とほぼ同一に設定されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
〔請求項ｏ〕請求項ｌに記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記弁停止機構の弁停止状態から弁作動状態への移行が検出された後の所定時間は、前記機関回転数制限手段による機関最高回転数が前記実許容回転数に設定されていることを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
〔請求項ｐ〕請求項２に記載の内燃機関の制御装置において、
前記電子コントローラは、前記ロストモーション変位量が入力される入力部と、機関の最高回転数の制限値を出力する出力部と、を備えた演算手段を有することを特徴とする内燃機関の制御装置。
〔請求項ｑ〕請求項３に記載の内燃機関の可変動弁装置において、
前記ロストモーション変位量の情報は、前記弁停止機構の作動状態及び前記可変リフト機構の制御位置によって検出することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
〔請求項ｒ〕複数設けられた機関弁と、
支持部材を介して、前記各機関弁を開閉作動させると共に、前記機関弁のバルブリフト量を可変にする可変リフト機構と、
前記複数の機関弁のうち一部の機関弁側に設けられ、前記支持部材をロストモーションさせることによって前記一部の機関弁の開閉作動を停止させる弁停止機構と、を備え、
前記弁停止機構によるロストモーション変位量に応じて、機関の最高回転数を制限変更する機関回転数制限手段を設けたことを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。

この発明によれば、請求項１と同様に、弁停止中に、弁停止機構のロストモーションのストローク量に応じて機関最高回転数を制限することにより、動弁機構の脱落などの不整挙動を回避することができる。

１…シリンダヘッド
１ａ…保持穴
３…吸気弁（機関弁）
５…駆動軸
５ａ…駆動カム
６…スイングアーム
６ａ…一端部
６ｂ…他端部
７…揺動カム
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（支持部材）
１１…弁停止機構(ロストモーション機構)
１２…バルブスプリング
１３…軸受部
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
４８…油圧スイッチ
５３…コントロ−ルユニット（機関回転数制限手段）
５４…オイルポンプ
５５…電磁切換弁

Claims

一気筒当たり複数設けられた機関弁と、
支持部材を支点として揺動運動することにより、前記各機関弁を開閉作動させるスイングアームと、
該スイングアームを揺動させると共に、前記機関弁のバルブリフト量を可変にする可変リフト機構と、
前記複数の機関弁のうち少なくとも一部の機関弁側に設けられ、前記支持部材をロストモーションさせることによって前記少なくとも一部の機関弁の開閉作動を停止させる弁停止機構と、を備え、
前記弁停止機構によるロストモーション変位量に応じて、機関の最高回転数を制限変更する機関回転数制限手段を設けたことを特徴とする内燃機関の可変動弁システム。
一気筒当たり複数設けられた機関弁と、
支持部材を支点として揺動運動することにより、前記各機関弁を開閉作動させるスイングアームと、
該スイングアームを揺動させると共に、前記機関弁のバルブリフト量を可変にする可変リフト機構と、
前記複数の機関弁のうち少なくとも一部の機関弁側に設けられ、前記支持部材をロストモーションさせることによって前記少なくとも一部の機関弁の開閉作動を停止させる弁停止機構と、を備え、
前記弁停止機構によるロストモーション変位量に応じて機関の最高回転数を制限制御する電子コントローラを設けたことを特徴とする内燃機関の制御装置。
一気筒当たり複数設けられた機関弁と、
支持部材を支点として揺動運動することにより、前記各機関弁を開閉作動させるスイングアームと、
該スイングアームを揺動させると共に、前記機関弁のバルブリフト量を可変にする可変リフト機構と、
前記複数の機関弁のうち少なくとも一部の機関弁側に設けられ、前記支持部材をロストモーションさせることによって前記少なくとも一部の機関弁の開閉作動を停止させる弁停止機構と、を備えた内燃機関の可変動弁装置であって、
前記弁停止機構によるロストモーション変位量に応じて機関の最高回転数を制限変更する機関回転数制限手段に、現在のロストモーション変位量を検出してこの情報信号を出力する検出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。