发动机的阀特性控制装置的制作方法

专利名称：发动机的阀特性控制装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及用于发动机的阀特性控制装置，特别是关于适用于将燃料直接喷射到燃烧室内的直喷式发动机的阀特性控制装置。
背景技术：
长期以来，用于发动机的阀驱动机构的进气凸轮或排气凸轮，除了在凸轮面上设有主提升部外，还具有副提升部，这种凸轮是公知的。副提升部的高度在凸轮的轴向上是变化的。随着发动机的运转状态，凸轮轴朝轴向移动，由此，可使用于驱动阀的凸轮面的位置沿轴向变化。结果，使阀提升模式得到改变，例如，调整了向发动机燃烧室吸入的排气气体的量等。吸入的排气气体对发动机的燃烧状态有大的影响。
但是，仅沿凸轮轴向改变副提升部的高度，充分满足根据发动机运转状态要求的各种发动机性能的阀特性不能得以实现。特别是，对于将燃料直接喷射到燃烧室内的直喷式发动机来说，与把预先混合的燃料与空气导入燃烧室内的一般发动机相比较，需要更复杂的发动机控制，所要求的发动机性能也多样化。因此，在以往技术中，无法实现能充分满足直喷式发动机要求性能的阀特性。

发明内容
本发明的目的是提供一种能实现为充分满足所要求的各种发动机性能的阀特性的阀特性控制装置。
为了完成上述目的，本发明提供一种通过在燃烧室内使空气与燃料的混合气体燃烧而产生动力的发动机的阀特性控制装置。该发动机具有有选择地打开及关闭燃烧室的阀。上述阀特性控制装置备有驱动阀的凸轮，该凸轮在本身的轴线周围设有凸轮面。该凸轮面具有使阀进行基本的提升动作的主提升部和对主提升部的作用辅助的副提升部。主提升部和副提升部在凸轮的轴向上连续变化。凸轮面实现根据其轴向位置而不同的阀动作特性。为了调整用于驱动阀的凸轮面的轴向位置，轴向移动机构使凸轮朝轴向移动。
通过凸轮轴向移动，将由主提升部实现的凸轮提升模式和由副提升部实现的凸轮提升模式复合而成的多样阀提升特性施加给阀。在轴向上变化的主提升部和副提升部相互协作，使阀特性的变化得到丰富地调整。因此，能使阀特性充分适应根据发动机运转状态要求的种种发动机性能。
附图的简要说明

图1是表示本发明第一实施形式的发动机的概略构成图。
图2是表示图1发动机的气缸中的一个的平面断面图。
图3是图1中发动机的活塞平面图。
图4是图2的4-4断面图。
图5是图2的5-5断面图。
图6是图1发动机的轴向移动促动器的构成图。
图7示出了图1发动机的旋转相位变更促动器，是图9的7-7断面图。
图8是图7的旋转相位变更促动器的内齿轮及副齿轮的透视图。
图9是图7的旋转相位变更促动器的内部构成图。
图10是图9的10-10断面图。
图11是表示图10的锁销嵌入卡合孔的状态的断面图。
图12是表示图9的叶片转子向提前角方向转动的状态的示意图。
图13是表示设置在图1发动机上的进气凸轮的透视图。
图14是图13进气凸轮的轮廓的说明图。
图15是表示图13的进气凸轮提升模式的曲线图。
图16是表示由图13的进气凸轮实现的进气阀特性的变化状态的曲线图。
图17是表示图1发动机控制系统的概略构成图。
图18是发动机运转状态判定子程序的程序方框图。
图19是表示为求出贫燃料喷射量QL所使用的图表的曲线图。
图20是表示为判定发动机运转状态所使用的图表的曲线图。
图21是表示燃料喷射量设定子程序的程序方框图。
图22是为求出基本燃料喷射量QBS所使用的图表的曲线图。
图23是表示燃料增量值求出子程序的程序方框图。
图24是表示燃料喷射时间设定子程序的程序方框图。
图25是表示用于设定阀特性控制所需要的目标值的子程序的程序方框图。
图26(A)是表示设定目标提前角值θt所使用的图表的曲线图。
图26(B)是表示设定目标轴向位置Lt所使用的图表的曲线图。
图27是与图20的图表对应的图表，是例示发动机的各种运转状态P1～P5的曲线图。
图28是表示分别与发动机运转状态P1～P5对应而设定的各种控制值的表。
图29是表示分别与发动机运转状态P1～P5对应而设定的阀特性模式LP1～LP5的曲线图。
图30是表示本发明第2实施形式的轴向移动促动器的构成图。
图31是表示第2实施形式的进气阀特性变化状态的曲线图。
图32是表示为设定阀特性控制所需要的目标值的子程序的程序方框图。
图33是表示分别与发动机运转状态P11～P13对应而设定的各种控制值的表。
图34是表示本发明第3实施形式中的发动机一气缸的动阀系统的透视图。
图35是用于说明图34的第一进气凸轮的轮廓的附图。
图36是表示图35的第一进气凸轮的提升模式的曲线图。
图37是用于说明图34的第二进气凸轮的轮廓的说明图。
图38是表示图37的第二进气凸轮的提升模式的曲线图。
图39(A)是表示气流控制阀全开状态的简要构成图。
图39(B)是表示气流控制阀全闭状态的简要构成图。
图39(C)是表示气流控制阀半开状态的简要构成图。
图40是表示为设定气流空气阀目标开度θv的子程序的程序方框图。
图41是表示为设定目标开度θv所使用的图表的曲线图。
图42是表示对应于发动机运转状态P21设定的阀特性模式Lx、Ly的曲线图。
图43是表示对应于发动机运转状态P22设定的阀特性模式Lx、Ly的曲线图。
图44是表示对应于发动机运转状态P23设定的阀特性模式Lx、Ly的曲线图。
图45是表示对应于发动机运转状态P24设定的阀特性模式Lx、Ly的曲线图。
图46是表示对应于发动机运转状态P25设定的阀特性模式Lx、Ly的曲线图。
图47是表示对应于发动机运转状态P26设定的阀特性模式Lx、Ly的曲线图。
图48是表示分别对应于发动机运转状态P21～P26设定的各种控制值的表。
图49是本发明第4形式的进气凸轮的透视图。
图50(A)是图49的进气凸轮的后视图。
图50(B)是图49的进气凸轮的侧视图。
图51(A)及图51(B)是表示图49的进气凸轮提升模式的曲线图。
图52(A)及图52(B)是表示由图49的进气凸轮实现的进气阀的提升模式的曲线图。
图53(A)及图53(B)是表示分别对应于图52(A)与图52(B)的阀提升模式的阀升程变化率模式的曲线图。
图54是表示本发明第5实施形式的发动机的概略构成图。
图55(A)是设置在图54发动机上的排气凸轮的后视图。
图55(B)是图55(A)的排气凸轮的侧视图。
图56(A)及图56(B)是表示图55(A)的排气凸轮提升模式的曲线图。
图57(A)及图57(B)是表示由图55(A)排气凸轮实现的排气阀提升模式的曲线图。
图58(A)及图58(B)是表示分别对应于图57(A)及图57(B)的阀提升模式的阀升程变化率模式的曲线图。
图59(A)是本发明第6实施形式的进气凸轮的后视图。
图59(B)是图59(A)的进气凸轮的侧视图。
图60(A)及图60(B)是表示图59(A)的进气凸轮提升模式的曲线图。
图61(A)及图61(B)是表示由图59(A)的进气凸轮实现的进气阀提升模式的曲线图。
图62(A)及图62(B)是表示分别对应于图61(A)及图61(B)的阀提升模式的阀升程变化率模式的曲线图。
图63(A)是本发明第7实施形式的排气凸轮的后视图。
图63(B)是图63(A)的排气凸轮的侧视图。
图64(A)及图64(B)是表示图63(A)的排气凸轮的凸轮提升模式的曲线图。
图65(A)及图65(B)是表示由图63(A)的排气凸轮实现的排气阀提升模式的曲线图。
图66(A)及图66(B)是表示分别对应于图65(A)及图65(B)的阀提升模式的阀升程变化率模式的曲线图。
图67(A)是本发明第8实施形式的进气凸轮的后视图。
图67(B)是图67(A)的进气凸轮的侧视图。
图68(A)及图68(B)是表示图67(A)的进气凸轮提升模式的曲线图。
图69(A)及图69(B)是表示由图67(A)的进气凸轮实现的进气阀提升模式的曲线图。
图70(A)及图70(B)是表示分别对应于图69(A)及图69(B)的阀提升模式的阀升程变化率模式的曲线图。
图71(A)是本发明第9实施形式的第一进气凸轮的后视图。
图71(B)是本发明第9实施形式的第一进气凸轮的侧视图。
图72是表示图71(A)的第一进气凸轮提升模式的曲线图。
图73是表示由图71(A)的第一进气凸轮实现的进气阀提升模式的曲线图。
图74是表示对应于图73的阀提升模式的阀升程变化率模式的曲线图。
图75(A)是本发明第9实施形式的第二进气凸轮的后视图。
图75(B)是图75(A)的第二进气凸轮的侧视图。
图76是表示图75(A)的第二进气凸轮提升模式的曲线图。
图77是表示由图75(A)的第二进气凸轮实现的进气阀提升模式的曲线图。
图78是表示对应于图77的阀提升模式的阀升程变化率模式的曲线图。
图79(A)是本发明第10实施形式的第一排气凸轮的后视图。
图79(B)是图79(A)的第二排气凸轮的侧视图。
图80是表示图79(A)的第一排气凸轮提升模式的曲线图。
图81是表示由图79(A)的第一排气凸轮实现的排气阀提升模式的曲线图。
图82是表示对应于图81的阀提升模式的阀升程变化率模式的曲线图。
图83是表示由第10实施形式中的第二排气凸轮实现的排气阀升程变化率模式的曲线图。
实施发明的最佳形式[第1实施形式]以下，根据图1～图29说明本发明适用于直列四缸汽车用汽油发动机11的第一实施形式。如图1所示，发动机11具有缸体13、安装在缸体13下部的油盘13a、安装在缸体13上部的缸盖14。四个活塞12(图中只示出了一个)可往复运动地容纳在缸体13中。
在发动机11的下部，可旋转地支撑有作为输出轴的曲轴15。在曲轴15上分别通过连杆16连接活塞12。活塞12的往复运动通过连杆16变换成曲轴15的旋转。在各活塞12的上方设有燃烧室17。如图1及图2所示，各燃烧室17上与一对进气口18及一对排气口19连接。进气阀20有选择地把进气口18与燃烧室17连通或切断。排气阀21有选择地把排气口19与燃烧室17连通或切断。
如图1所示，在缸盖14上，相互平行地支持有进气凸轮轴22及排气凸轮轴23。进气凸轮轴22可旋转并可沿轴向移动地支持在缸盖14上，排气凸轮轴23可旋转但不能沿轴向移动地支持在缸盖14上。
发动机11具有阀特性控制装置10。阀特性控制装置10包括用于变更进气凸轮轴22相对曲轴15的旋转相位的旋转相位变更促动器24和使进气凸轮轴22沿轴向移动的轴向移动促动器22a。旋转相位变更促动器24是用于变更进气阀20的阀正时的机构。轴向移动促动器22a是用于变更进气阀20的升程的机构。旋转相位变更促动器24设置在进气凸轮轴22的一端，轴向移动促动器22a设置在进气凸轮轴22的另一端。
旋转相位变更促动器24具有正时链轮24a。在排气凸轮轴23的一端安装有正时链轮25。该正时链轮24a、25通过正时链条15b与安装到曲轴15上的正时链轮15a连接。作为驱动旋转轴的曲轴15的旋转，通过正时链条15b传递给作为从动旋转轴的两凸轮轴22、23。此外，在图1的例子中，这些轴15、22、23从正时链轮15a、24a、25一侧观察时，是沿顺时针方向转动的。
在进气凸轮轴22上，设置有与安装在进气阀20上端的阀提升器20a接触的进气凸轮27。在排气凸轮轴23上，设置有与安装在排气阀21上端的阀提升器21a接触的排气凸轮28。当进气凸轮轴22旋转时，通过进气凸轮27开闭进气阀20。当排气凸轮轴23旋转时，通过排气凸轮28开闭排气阀21。在排气凸轮轴23上，除了排气凸轮28以外，还设置有泵凸轮(图中未示)。随着排气凸轮轴23的旋转，泵凸轮驱动高压燃料泵(图中未示)。该高压燃料泵对后述的燃料喷射阀17b输送高压燃料。
图2是缸盖14的局部平面断面图。如图2所示，对应于各燃烧室17的两个进气口18，是大致延伸成直线状的直线型进气口。点火火花塞17a对应于各燃烧室17安装在缸盖14上。燃料喷射阀17b对应于各燃烧室17安装在缸盖14上。燃料喷射阀17b将燃料直接喷射到相应的燃烧室17中。
如图2所示，对应于各燃烧室17的两个进气口18，分别通过进气通路18a、18b与稳压箱18c连接。在一个进气通路18a内配制有气流控制阀18d。如图17所示，与4个进气通路18a分别对应的气流控制阀18d共置在共用的轴18e上。马达等促动器18f通过轴18e驱动这些气流控制阀18d。气流控制阀18d关闭进气通路18a时，空气只从剩余的进气通路18b导入燃烧室17内，在燃烧室17内产生强的旋流A(参照图2)。
此外，图2所示的两进气口18虽然是直线型的进气口，但是，与气流控制阀18d不对应的一侧的进气口18也可以是螺旋型的进气口。
如图3～图5所示，大致作成山形的活塞12的顶面，在与燃料喷射阀17b及点火火花塞17a的正下方对应的位置设置有凹部12a。
排气凸轮28的凸轮面相对于排气凸轮轴23的轴线平行。与此相对，如图13所示，进气凸轮27的凸轮面相对于进气凸轮轴22的轴线倾斜。即是说进气凸轮27是3元(维)凸轮结构。
下面，根据图6说明上述轴向移动促动器22a及轴向移动促动器22a的液压驱动机构。如图6所示，轴向移动促动器22a具有气缸筒31、设置在气缸筒31内的活塞32、堵住气缸筒31的两端开口的一对端盖33、配置在活塞32与端盖33之间的螺旋弹簧32a。气缸筒31固定在缸盖14上。
活塞32通过穿过内侧端盖33的辅助轴33a连接到进气凸轮轴22的一端上。辅助轴33a与进气凸轮轴22之间设有允许两轴33a、22的相对旋转的滚动轴承33b。
活塞32将气缸筒31内划分为第一压力室31a和第二压力室31b。该第一压力室31a与外侧端盖33上所形成的第一油路34连接。第二压力室31b与内侧端盖33上所形成的第二油路35连接。通过第一油路34或第二油路35有选择地给第一压力室31a及第二压力室31b供油时，活塞32使进气凸轮轴22沿轴向移动。图6所示的箭头S表示进气凸轮轴22的移动方向F、R，F为前方，R为后方。
第一油路34及第二油路35与第一油控制阀36连接。第一油控制阀36与供给通路37及排出通路38连接。供给通路37通过随着曲轴15的旋转而驱动的油泵Pm与油盘13a连接。排出通路38将油返回到油盘13a中。
第一油控制阀36具有壳体39。壳体39具有第一给排口40、第二给排口41、第一排出口42、第二排出口43及供给口44。第一给排口40与第一油路34连接，第二给排口41与第二油路35连接。供给口44与供给通路37连接，第一排出口42及第二排出口43与排出通路38连接。在壳体39内设有阀芯48。阀芯48具有四个阀部45，由螺旋弹簧46及电磁线圈47分别朝相反方向施力。
当电磁线圈(螺线管)47去磁时，阀芯48在螺旋弹簧46的力作用下，处于图6所示位置的更右侧。在这种状态下，第一给排口40与第一排出口42连通，同时，第二给排口41与供给口44连通。因此，油盘13a内的驱动油通过供给通路37、第一油控制阀36及第二油路35，向第二压力室31b供给。另外，第一压力室31a内的驱动油通过第一油路34、第一油控制阀36及排出通路38返回油盘13a内。结果，活塞32使进气凸轮轴22向前方F移动。
当电磁线圈47励磁时，阀芯48克服螺旋弹簧46的力，处于图6所示位置的更左侧。在这种状态下，第二给排口41与第二排出口43连通，同时，第一给排口40与供给口44连通。因此，油盘13a内的驱动油通过供给通路37、第一油控制阀36及第一油路34向第一压力室31a供给。另外，第二压力室31b内的驱动油通过第二油路35、第一油控制阀36及排出通路38返回油盘13a内。结果，活塞32使进气凸轮轴22向后方R移动。
对向电磁线圈47供给的电流进行占空比控制，使阀芯48处于图6所示的中间位置时，关闭第一给排口40及第二给排口41。在这种状态下，对第一压力室31a及第二压力室31b不进行驱动油的供给及排出，驱动油在第一压力室31a及第二压力室31b保持充填状态。因此，如图6所示，活塞32及进气凸轮轴22的轴向位置得以固定。
通过对向电磁线圈47供给的电流进行占空比控制，可调整第一给排口40或第二给排口41的开度，从而控制向第一压力室31a或第二压力室31b的驱动油的供给速度。
接着，根据图7说明旋转相位变更促动器24。如图7所示，正时链轮24a具有进气凸轮轴22穿过的筒部51和设置在筒部51的外周面上的圆盘部52。在圆盘部52的外周面上形成有多个外齿53。筒部51由设置在缸体14上的径向轴承14a、轴承盖14b可旋转地保持着，进气凸轮轴22由筒部51保持，可相对于该筒部51沿轴向移动并且可相对旋转。
内齿轮54通过螺栓55固定在进气凸轮轴22的尖端。该内齿轮54如图8所示，具有带左旋方向的斜齿的大径齿轮部54a和带右旋方向的斜齿的小径齿轮部54b。
小径齿轮部54b如图7所示，与副齿轮56啮合。如图8所示，副齿轮56具有左旋方向的斜齿的外齿56a和右旋方向的斜齿的内齿56b，内齿56b与小径齿轮部54b的斜齿啮合。环状弹性垫圈57配置在内齿轮54和副齿轮56之间，朝着使副齿轮56脱离内齿轮54的轴向施力。大径齿轮部54a的外径与副齿轮56的外径相同，大径齿轮部54a的斜齿的倾斜度与副齿轮56的外齿56a的倾斜度相同。
如图7所示，在正时链轮24a的圆盘部52上，通过四个螺栓58(图7中仅示出了两个)安装有外壳59及盖60。盖60其中心设有孔60a。
图9示出了从图7的左侧观察外壳59的内部的状态。在图9中，拆去了螺栓58、盖60及螺栓55。如图7及图9所示，外壳59具有从其内周面59a向中心突出的四个壁部62、63、64、65。叶片转子61可旋转地容纳在外壳59内。叶片转子61的外周面61a与壁部62、63、64、65尖端面接触。
叶片转子61的中心部形成有圆筒状孔61c。由孔61c的内周面界定的空间通过盖60的孔60a朝外部敞开。在孔61c的内周面上形成有螺旋状的螺旋花键部61b。内齿轮54的大径齿部54a及副齿轮56的外齿56a与螺旋花键61b啮合。
内齿56b与小径齿轮部54b的斜齿啮合，而且，弹簧垫圈57以使副齿轮56与内齿轮54脱离的方式施力。因此，旋转方向的力以相互相反的方向作用在两个齿轮54、56上。结果，可吸收螺旋花键部61b与齿轮54、56之间的齿隙所产生的误差。另外，在图7中，为了易于观察图面，仅示出了螺旋花键部61b的一部分。实际上，螺旋花键部61b是在叶片转子61的孔61c的整个内周面上形成的。
叶片转子61具有从其外周面61a朝径向外侧延伸的四个叶片66、67、68、69。各叶片66～69配置在相邻两壁部62～65之间的空间中，同时，其尖端与外壳59的内周面59a接触。各叶片66～69将相邻两壁部62～65之间的空间划分为第一压力室70和第二压力室71。
一个叶片66与其它叶片67、68、69相比较，其旋转方向宽度大一些。如图9～图11所示，该叶片66具有朝进气凸轮轴22的轴向延伸的贯通孔72。在贯通孔72内的锁销73具有容纳孔73a。设置在该容纳孔73a内的弹簧74朝圆盘部52的方向给锁销73施力。
叶片转子61在与盖60对峙的面上设有与贯通孔72连通的油槽72a。该油槽72a将贯通盖60的圆弧状开口72b(参照图1)与贯通孔72连通。开口72b及油槽72a具有把保留在锁销73与盖60之间的贯通孔72的内部空间中的空气或油排到外部的功能。
如图11所示，锁销73与设置在圆盘部52上的卡合孔75对峙时，通过弹簧74的力嵌入卡合孔75中，使叶片转子61相对于圆盘部52的相对旋转位置固定。因此，叶片转子61与外壳59可成为一体地旋转。图9及图10示出了叶片转子61相对于外壳59处于最滞后角位置的状态。在该状态下，锁销73与卡合孔75错位，使锁销73的尖端部73b不能插入该卡合孔75中。
发动机11起动时，或者在后述的电子控制装置(ECU)130的液压控制未开始的场合，第一压力室70及第二压力室71的油压为零或不充分。在这种情况下，随着发动机起动时的转动动力输出轴的动作，在进气凸轮轴22上产生反扭矩，使叶片转子61相对外壳59朝提前角方向转动。随之，所及销73从图10所示的状态开始移动到与卡合孔75对峙的位置，插入图11所示的卡合孔75中。
环状油室77在锁销73头部更下侧的贯通孔72的内部空间形成。发动机11起动后，通过叶片66上所形成的油路76从第二压力室71向环状油室77供给油压时，锁销73在油压的作用下与卡合孔75脱离。通过叶片66上所形成的油路78从第一压力室70向卡合孔75供给油压，由此，能可靠地保持锁销73的解除状态。
在锁销73与卡合孔75脱离的状态下，允许外壳59与叶片转子61之间的相对旋转。而且，根据供给到第一压力室70及第二压力室71中的油压，可调整叶片转子61相对外壳59的相对旋转位置。图12示出了叶片转子61相对于外壳59较图9处于提前角的状态。
曲轴15转动时，其旋转通过正时链条15b传递给正时链轮24a。这时，进气凸轮轴22与正时链轮24a成为一体并旋转。随着该进气凸轮轴22的旋转，驱动进气阀20。
发动机11驱动时，叶片转子61相对于外壳59朝正时链轮24a的旋转方向转动，这时，进气凸轮轴22相对曲轴15的旋转相位向提前角一侧变更。结果，进气阀20的开闭正时变快。
相反，叶片转子61相对于外壳59朝着与正时链轮24a的旋转方向相反的方向转动时，进气凸轮轴22相对曲轴15的旋转相位朝滞后角一侧变更。结果，进气阀20的开闭正时变慢。
内齿轮54的大径齿轮部54a与叶片转子61的螺旋花键部61b的啮合，根据进气凸轮轴22的轴向位置改变进气凸轮轴22相对于叶片转子61的旋转相位。即是说，利用上述轴向移动促动器22a使进气凸轮轴22向前方F移动时，进气凸轮轴22相对于叶片转子61转动，使进气凸轮轴22相对于曲轴15的旋转相位向提前角一侧变更。相反，借助于轴向移动促动器22a使进气凸轮轴22向后方R移动时，进气凸轮轴22相对于叶片转子61转动，使进气凸轮轴22相对于曲轴15的旋转相位向滞后角一侧变更。
接着，说明对旋转相位变更促动器24进行液压控制的机构。如图7及图9所示，圆盘部52在与外壳59的各壁部62～65的两侧对应的位置设有向第一压力室70开口的第一开口80和向第二压力室71开口的第二开口81。各壁部62～65具有与第一开口80连通的凹部62a～65a和与第二开口81连通的凹部62b～65b。
正时链轮24a的筒部51的外周面上形成有两个外周槽51a、51b。各第一开口80通过正时链轮24a上所形成的提前角油路84、86、88与一个外周槽51a连接。各第二开口81通过正时链轮24a上所形成的滞后角油路85、87、89与另一个外周槽51b连接。
从滞后角油路87延伸的润滑油路90与设置在筒部51的内周面51c上的宽幅内周槽91连接。为了润滑，经过滞后角油路87流动的驱动油通过润滑油路90导入筒部51的内周面51c与进气凸轮轴22的外周面22b之间。
一个外周槽51a通过缸盖14内的提前角油路92与第二油控制阀94连接。另一个外周槽51b通过缸盖14内的滞后角油路93与第二油控制阀94连接。
如图7所示，第二油控制阀94与供给通路95及排出通路96连接。供给通路95通过油泵Pm与油盘13a连接。排出通路96将驱动油返回油盘13a。另外，图7所示的油泵Pm与图6所示的油泵Pm相同。也就是说，一个油泵Pm从油盘13a向两个供给通路37、95送出驱动油。
图7所示的第二油控制阀94与图6所示的第一油控制阀36具有同样的构成。即是说，第二油控制阀94的壳体102具有第一给排口104、第二给排口106、第一排出口108、第二排出口110及供给口112。第一给排口104与上述提前角油路92连接，第二给排口106与上述滞后角油路93连接。供给口112与供给通路95连接，第一排出口108及第二排出口110与排出通路96连接。壳体102内的阀芯118具有四个阀部107，螺旋弹簧114及电磁线圈116给阀芯118施力。
当电磁线圈116去磁时，阀芯118在螺旋弹簧114的力作用下，处于图7所示位置的更右侧。在这种状态下，第一给排口104与第一排出口108连通，同时，第二给排口106与供给口112连通。因此，油盘13a内的驱动油通过供给通路95、第二油控制阀94、滞后角油路93、外周槽51b、滞后角油路89、87、85、第二开口81及凹部62b～65b，向第二压力室71供给。另外，第一压力室70内的驱动油通过凹部62a～65a、第一开口80、提前角油路84、86、88、外周槽51a、提前角油路92、第二油控制阀94及排出通路96返回油盘13a内。结果，叶片转子61相对于外壳59朝滞后角方向旋转，使进气凸轮轴22相对于曲轴15的旋转相位变为滞后角。
当电磁线圈116励磁时，阀芯118克服螺旋弹簧114的力，处于图7所示位置的更左侧。在这种状态下，第二给排口106与第二排出口110连通，同时，第一给排口104与供给口112连通。因此，油盘13a内的驱动油通过供给通路95、第二油控制阀94、提前角油路92、外周槽51a、提前角油路88、86、84、第一开口80、及凹部62a～65a向第一压力室70供给。另外，第二压力室71内的驱动油通过凹部62b～65b、第二开口81、滞后角油路85、87、89、外周槽51b、滞后角油路93、第二油控制阀94及排出通路96返回油盘13a内。结果，叶片转子61相对于外壳59朝提前角方向旋转，使进气凸轮轴22相对于曲轴15的旋转相位变为提前角。
对向电磁线圈116供给的电流进行占空比控制，使阀芯118处于图7所示的中间位置时，关闭第一给排口104及第二给排口106。在这种状态下，对第一压力室70及第二压力室71不进行驱动油的供给及排出，驱动油在第一压力室70及第二压力室71内保持充填状态。因此，固定叶片转子61相对于外壳59的旋转位置，保持进气凸轮轴22相对于曲轴15的旋转相位。
通过对向电磁线圈116供给的电流进行占空比控制，可调整第一给排口104或第二给排口106的开度，从而控制向第一压力室70或第二压力室71的驱动油的供给速度。
接着，说明进气凸轮27的轮廓。进气凸轮27是三维凸轮，如图13所示，在进气凸轮轴22的轴线方向(箭头S的延伸方向)上，凸轮面27a的轮廓是连续变化的。另外，进气凸轮27的两端面中的向前方F的端面为前端面27b，向后方R的端面为后端面27c。
凸轮凸头27d的高度从后端面27c向前端面27b逐渐变大。另外，进气凸轮27对进气阀20的作用角即、使进气阀20打开的凸轮面27a的角度范围从后端面27c向前端面27b逐渐变大。在图14及图15中，示出了以距离后端面27c最近的凸轮面27a的作用角为最小作用角dθmin，以距离前端面27b最近的凸轮面27a的作用角为最大作用角dθmax。作用角越大，进气阀20打开的时间越长。
图15是表示图13的进气凸轮27实现的几个提升模式(凸轮提升模式)的曲线图。横轴表示进气凸轮27的旋转角，纵轴表示进气凸轮27的升程(凸轮面高度)。进气凸轮27的升程以图14的虚线所示的圆上位置为基准位置，用从该基准位置到凸轮面27a的径向距离表示。进气凸轮27通过较基准位置位于径向外侧的凸轮面27a可使进气阀20运动。另外，进气凸轮27的旋转角以凸轮凸头27d的峰P与阀提升器20a接触时为0°。
凸轮提升模式直接反映了进气阀20的提升模式(阀提升模式)。因此，如果纵轴表示进气阀20的升程，图15就成为表示阀提升模式的曲线图。该曲线图也适用于以后说明的任何曲线图。
Lmin表示距后端面27c最近的凸轮面27a的提升模式(第一提升模式)。Lmax表示距前端面27b最近的凸轮面27a的提升模式(第二提升模式)。凸轮提升模式随着从后端面27c向前端面27b，从Lmin向Lmax连续变化。L1、L2分别是两提升模式Lmin、Lmax之间得到的凸轮提升模式。
如图14及图15所示，凸轮面27a除了具有用于实现一般的提升模式(主提升模式)的主提升部外，还设有用于实现副提升模式的副提升部。主提升部对进气阀20进行基本的提升动作，副提升部对主提升部的作用进行辅助。
越靠近前端面27b的凸轮面27a的副提升部，越能显著地实现副提升模式。而靠近后端面27c的凸轮面27a没有副提升部，因此，在提升模式Lmin上没有出现副提升模式。另外，副提升部设置在使进气阀20朝打开方向动作的凸轮面27a的部分(阀打开侧)上。允许进气阀20朝关闭方向动作的凸轮面27a的部分(阀关闭侧)上没有设置副提升部。因此，进气凸轮27的作用角是变化的，其凸轮面27a的阀打开侧的作用角大于凸轮面27a的阀关闭侧的作用角。
如上文所述，进气凸轮27具有凸轮面27a，该凸轮面27a具有轴向连续变化的主提升部和副提升部的。换句话说，进气凸轮27能实现轴向连续变化的主提升模式和副提升模式组合而成的多样凸轮提升模式。因此，可将反映这样的凸轮提升模式的多样阀提升模式施加给进气阀20。
进气凸轮轴22越朝后方R移动，与阀提升器20a(图1)接触的凸轮面27a的轴向位置越靠近前端面27b，进气凸轮27对进气阀20的作用角就越大。相反，进气凸轮轴22越朝前方F移动，与阀提升器20a接触的凸轮面27a的轴向位置越靠近后端面27c，进气凸轮27对进气阀20的作用角就越小。与阀提升器20a接触的凸轮面27a的轴向位置越靠近前端面27b，副提升部的作用就会使进气阀20的打开正时更加急剧地提前。
图16是表示随着进气凸轮轴22轴向位置及相位的变化、进气阀20的阀特性的变化状态的曲线图。横轴表示曲轴15的角度(曲柄转角CA)，纵轴表示进气凸轮轴22的轴向位置。在横轴上，BDC表示活塞12的下死点，TDC表示活塞12的上死点。以进气凸轮轴22的轴向位置处于前方F的移动端的状态为基准位置的零进行表示。
如图16所示，轴向移动促动器22a使进气凸轮轴22以最大9mm沿轴向移动。在图16中，示出了进气凸轮轴22从基准位置向后方R移动0mm、2mm、5.2mm、9mm时的阀提升模式。如上文所述，随着进气凸轮轴22向后方R的移动，进气凸轮轴22相对曲轴15的旋转相位变为滞后角。在本实施形式中，如图16所示，在最接近前端面27b的凸轮面27a与提升器20a接触时以及在最接近后端面27c的凸轮面27a与提升器20a接触时，两者之间的进气凸轮27的旋转相位相差21°CA。换句话说，进气凸轮轴22的轴向移动使进气凸轮27的旋转相位以最大21°CA变化。
旋转相位变更促动器24使进气凸轮轴22从最滞后角位置以最大57°CA向提前角变化。图16的实线表示提升器使进气凸轮轴22处于最滞后角位置时的提升模式，双点划线表示的提升模式是进气凸轮轴22为57°CA提前角时的提升模式。
如图16所示，进气凸轮27由两促动器22a、24改变轴向位置及旋转相位，因此，可在比较大的范围内调整进气阀20的阀特性。
图17示出了发动机的控制系统。ECU130由数字计算机构成，具有CPU130a、RAM130b、ROM130c、输入口130d、输出口130e及将这些元件彼此连接在一起的双向母线130f。
节流阀开度传感器146a将与节流阀146的开度(节流阀开度TA)成比例的电压通过AD变换器173输出给输入口130d。设置在燃料分配管150上的燃料压力传感器150a将与燃料分配管150内的燃料压力成比例的电压通过AD变换器173输出给输入口130d。踏板传感器176将与油门踏板174的踏入量成比例的电压通过AD变换器173输出给输入口130d。曲柄转角传感器182使曲轴15每转动30度时产生脉冲信号并将该脉冲信号输出给输入口130d。CPU130a基于来自曲柄转角传感器182的脉冲信号，计算发动机的转速NE。
凸轮角传感器183a根据进气凸轮轴22的旋转产生脉冲信号，并将该脉冲信号输出给输入口130d。CPU130a基于来自凸轮角传感器183a的脉冲信号，判别凸轮角及气缸，同时基于该气缸判别数据和来自曲柄转角传感器182的脉冲信号，计算当前曲柄转角。此外，CPU130a还基于曲柄转角和凸轮角求出进气凸轮轴22相对曲轴15的旋转相位。轴位置传感器183b将与进气凸轮轴22的轴向位置成比例的电压通过AD变换器173输出给输入口130d。
设置在稳压箱18c上的进气压力传感器184将对应于稳压箱18c内的空气压力(进气压力PM绝对压力)的电压通过AD变换器173输出给输入口130d。设置在缸体13上的水温传感器186检测经过缸体13内流动的冷却水的温度THW，并将对应于该冷却水的温度THW的电压通过AD变换器173输出给输入口130d。设置在排气总管148上的空气燃料比传感器188将对应于空气与燃料的混合气体的空气燃料比的电压通过AD变换器173输出给输入口130d。CPU130a基于来自空气燃料比传感器188的信号，求出氧浓度Vox。
输出口130e通过相应的驱动回路190与燃料喷射阀17b、气流控制阀18d的促动器18f、第一油控制阀36、第二油控制阀94、节流阀146的驱动马达144、辅助燃料喷射阀152、高压燃料泵154的电磁溢流阀154a及点火器192连接。
接着，说明燃料喷射控制及与之有关的处理。图18是表示用于判定发动机运转状态的子程序的程序方框图。在发动机热机后，在预先设定的每一曲柄转角，通过ECU130周期地实施该判定程序。
在步骤S100中，ECU130在RAM130b的作业区域，读取发动机转速NE与油门踏板170的踏入量(踏板踏入量)ACCP。
接着，在步骤S110中，ECU130根据发动机转速NE与踏板踏入量ACCP，求出贫燃料喷射量QL。贫燃料喷射量QL表示在进行成层燃烧时，为实现要求的扭矩的最佳燃料喷射量。贫燃料喷射量QL根据以踏板踏入量ACCP与发动机转速NE为参数的图19所示的图表求出。该图表预先记忆在ROM130c中。
接着，在步骤S115中，ECU130根据贫燃料喷射量QL及发动机转速NE，判定当前发动机运转状态属于图20所示的图表中的4个区域R1、R2、R3、R4的任何一个与否。之后，ECU130结束一次处理。ECU130根据判定的发动机运转状态实施后述的燃料喷射控制。
图21是表示燃料喷射量设定子程序的程序方框图。在发动机热机后，在预先设定的每一曲柄转角，通过ECU130周期地实施该设定程序。另外，在发动机11起动时或发动机11热机结束前的怠速运转时的场合等，用与图21的子程序分开的设定子程序设定燃料喷射量。
首先，在步骤S120中，ECU130在RAM130b的作业区域读取发动机转速NE、进气压力PM及氧浓度Vox。
接着，在步骤S122中，ECU130判定当前发动机运转状态是否属于区域R4。在当前发动机运转状态属于区域R4的情况下，ECU130转入步骤S130，用预先设定在ROM130c中的图22的图表，根据进气压力PM与发动机转速NE求出基本燃料喷射量QBS。
接着，在步骤S140中，ECU130进行燃料增量值OTP的求出处理。该求出处理用图23的程序方框图详细地示出。即是说，首先，在步骤S141中，ECU130判定踏板踏入量ACCP超过给定判定值KOTPAC与否。在ACCP≤KOTPAC的情况下，ECU130转入步骤S142，将燃料增量值OTP设定为零。即是说，在发动机11不进行高负载运转的情况下，不进行燃料的增量补正。另一方面，在ACCP＞KOTPAC的情况下，ECU130转入步骤S144，将燃料增量值OTP设定为给定值M(例如1＞M＞0)。即，在发动机11高负载运转的情况下，为了防止触媒变换器149(参照图17)的过热，要进行燃料的增量补正。
之后，ECU130转入图21子程序的步骤S150中，判定空气燃料比反馈条件是否成立。空气燃料比反馈条件包括例如发动机11没有起动时的条件、燃料喷射未停止的条件、发动机11热机结束的条件(例如冷却水温度THW为40度以上的条件)、空气燃料比传感器188活性化的条件、燃料增量值OTP为零的条件。在步骤S150中，判断这些条件全部成立与否。
在空气燃料比反馈条件成立的情况下，ECU130转入步骤S160中，求出空气燃料比反馈系数FAF及其学习值KG。空气燃料比反馈系数FAF根据来自空气燃料比传感器188的信号求出。学习值KG是根据空气燃料比反馈系数FAF和该系数FAF的基准值为1.0的两者的偏差更新的值。使用空气燃料比反馈系数FAF及其学习值KG的空气燃料比控制技术，在例如日本特开平6-10736号公报中已经公开。
在空气燃料比反馈条件不成立的情况下，ECU130转入步骤S170中，将空气燃料比反馈系数FAF设定为1.0。
在步骤S160或步骤S170之后，ECU130在步骤S180中根据下述式1求出燃料喷射量Q，结束一次处理。
Q←QBS{1+OTP+(FAF-1.0)+(KG-1.0)}α+β(式1)在这里，α、β是根据发动机11的种类或控制内容适当设定的系数。
在步骤S122中，在当前发动机运转状态属于区域R4以外的区域即、区域R1、R2、R3的任何一个区域的情况下，ECU130转入步骤S190中。在步骤S190中，ECU130将贫燃料喷射量QL设定为燃料喷射量Q，结束一次处理。
图24是表示燃料喷射时间设定子程序的程序方框图。在发动机热机后，与图21的设定子程序同周期实施该设定子程序。在发动机11起动时或发动机11热机结束前的怠速运转时的场合等，用与图24的子程序分开的设定子程序设定燃料喷射时间。
首先，在步骤S210中，ECU130判定当前发动机运转状态是否属于区域R1，在属于区域R1的情况下，转入步骤S220中，将燃料喷射时间设定为活塞12的压缩冲程末期。由此，在活塞12的压缩冲程末期，向燃烧室17内喷射与贫燃料喷射量QL对应的量的燃料。喷射燃料与活塞12的凹部12a的周壁面12b冲击，在点火火花塞17a的附近，形成可燃混合气层(参照图3及图4)。用点火火花塞17a对该可燃混合气点火，由此进行成层燃烧。
在步骤S210中，在发动机运转状态不属于区域R1的情况下，ECU130转入步骤S230中，判定发动机运转状态是否属于区域R2。在发动机运转状态属于区域R2的情况下，转入步骤S240中，将燃料喷射时间设定为活塞12的进气冲程时与压缩冲程末期的两个时间。因此，在进气冲程时与压缩冲程末期，将与贫燃料喷射量QL对应的量的燃料分成两次向燃烧室17内喷射。在进气冲程时喷射的燃料与吸入空气一起在整个燃烧室17内形成均匀的稀薄混合气。接着，在压缩冲程末期喷射的燃料，与上述成层燃烧的情况同样，在点火火花塞17a的附近，形成可燃混合气层。用点火火花塞17a对该可燃混合气点火，并通过该点火火焰使占据整个燃烧室17内部的稀薄混合气燃烧。即是说，在发动机运转状态属于区域R2的情况下，可进行成层程度低于上述成层燃烧的弱成层燃烧。
在步骤S230中，在发动机运转状态不属于区域R2的情况下，ECU130转入步骤S250中，判定发动机运转状态属于区域R3与否。在发动机运转状态属于区域R3的情况下，转入步骤S260中，将燃料喷射时间设定为活塞12的进气冲程时。因此，在进气冲程时，将与贫燃料喷射量QL对应的量的燃料向燃烧室17内喷射。喷射的燃料与吸入空气一起在整个燃烧室17内形成均匀的混合气。该混合气虽然是比较稀薄混合气，但是，点火火花塞17a产生的点火具有可能程度的空气燃料比。结果，可进行贫均匀燃烧。
在步骤S250中，在发动机运转状态不属于区域R3的情况下，即在属于区域R4的情况下，ECU130转入步骤S270中，将燃料喷射时间设定为活塞12的进气冲程时。从而，将对应于图21的步骤S180中求出的燃料喷射量Q的量的燃料，在进气冲程时，向燃烧室17内喷射。喷射的燃料与吸入空气一起在整个燃烧室17内形成均匀的混合气。该混合气的空气燃料比是理论空气燃料比或比该理论空气燃料比更富的空气燃料比。结果，可进行由理论空气燃料比或比该理论空气燃料比更富的空气燃料比的混合气产生的均匀燃烧。
另外，在发动机11起动时或热机结束前的怠速运转时的情况下，通过在进气冲程时喷射需要量的燃料，可进行均匀燃烧。
接着，说明用于控制进气阀20的阀特性的顺序。图25是表示用于设定阀特性控制时所需要的目标值的子程序的程序方框图。该设定子程序在每一预定的周期中周期地实施。
虽然图25的程序方框图中未示出，但是，ECU130根据来自轴位置传感器183b的信号，对轴向移动促动器22a进行反馈控制，使进气凸轮轴22的实际轴向位置与后述目标轴向位置Lt一致。此外，ECU130根据来自曲柄转角传感器182及凸轮角传感器183a的信号对旋转相位变更促动器24进行反馈控制，使进气凸轮轴22相对于曲轴15的旋转相位角(提前角值)与与后述目标提前角值θt一致。
如图25所示，首先，在步骤S130中，ECU130读取反映发动机负载的贫燃料喷射量QL、发动机转速NE等及发动机运转状态的参数。另外，作为反映发动机负载的值，代替贫燃料喷射量QL，也可以采用例如踏板踏入量ACCP。
接着，在步骤S320中，ECU130根据图26(A)所示的图表i，设定目标提前角值θt。图表i如图26(A)所示，是以贫燃料喷射量QL与发动机转速NE为参数，用于设定目标提前角值θt的。另外，图表i在各区域R1～R4用、发动机起动时用、发动机11热机结束前的怠速运转时用等的各种发动机运转状态的每一种状态中预备。因此，首先，选择与当前发动机运转状态对应的图表i。根据该选择的图表i，基于贫燃料喷射量QL与发动机转速NE，设定目标提前角值θt。
接着，在步骤S330中，ECU130基于图26(B)所示的图表L，设定目标轴向位置Lt，结束一次处理。图表L如图26(B)所示，是以贫燃料喷射量QL与发动机转速NE为参数，用于设定目标轴向位置Lt的。另外，图表L在各区域R1～R4用、发动机起动时用、发动机11热机结束前的怠速运转时用等的各种发动机运转状态的每一种状态中预备。因此，首先，选择与当前发动机运转状态对应的图表L。根据该选择的图表L，基于贫燃料喷射量QL与发动机转速NE，设定目标轴向位置Lt。
接着，说明阀特性控制的具体例子。图27与图20的图表相同，示出了发动机运转状态的四个区域R1、R2、R3、R4。在图27中，属于这些区域R1～R4的任何一个区域的5种发动机运转状态用P1～P5表示。下文对这些运转状态P1～P5进行说明。
运转状态P1热机结束前的怠速运转状态运转状态P2怠速运转以外的热机后的低速旋转高负载运转状态运转状态P3怠速运转以外的热机后的低速旋转低负载运转状态运转状态P4怠速运转以外的热机后中速旋转中负载运转状态运转状态P5怠速运转以外的热机后高速旋转高负载运转状态由于运转状态P1是热机结束前的怠速运转状态，因此，在运转状态P1中，将燃料喷射时间设定为进气冲程时。在运转状态P2～P5中，根据图24的子程序设定燃料喷射时间。具体地，燃料喷射时间在运转状态P2、P4、P5设定为进气冲程时，在运转状态P3中设定为压缩冲程末期。
图28的纵栏(A)及纵栏(B)表示分别与运转状态P2～P5对应的根据图25的子程序求出的目标轴向位置Lt(mm)和目标提前角值θt(°CA)。另外，进气凸轮轴22的轴向位置以进气凸轮轴22处于前方F的移动端的状态为基准位置零，用从该基准位置向后方R的移动距离表示。另外，如上文所述，随着进气凸轮轴22向后方R的移动，进气凸轮轴22的旋转相位变为滞后角。在目标轴向位置Lt的下侧，用括号表示的值是与目标轴向位置Lt对应的进气凸轮轴22的滞后角值(°CA)。另外，进气凸轮轴22的提前角值θt以叶片转子61相对外壳59处于最滞后角位置的状态为基准角零，用从该基准角向提前角方向的曲柄转角CA表示。
根据目标轴向位置Lt和目标提前角值θt，驱动旋转相位变更促动器24和轴向移动促动器22a时，进气凸轮27相对曲轴15的旋转相位角(提前角值)变为图28的纵栏(C)所示的那样。该进气凸轮27的提前角值，以进气凸轮轴22处于前方F的移动端且叶片转子61相对外壳59处于最滞后角位置的状态为基准角零，用从该基准角向提前角方向的曲柄转角CA表示。
进气凸轮27的提前角值变为图28的纵栏(C)所示的那样时，进气阀20的打开正时BTDC及关闭正时ABDC分别变为图28的纵栏(D)及纵栏(E)所示的那样。进气阀20的打开正时BTDC以活塞12处于进气冲程的上死点时为基准正时的零，用从该基准正时向提前角方向的曲柄转角CA表示。进气阀20的关闭正时ABDC以活塞12处于进气冲程的下死点时为基准正时的零，用从该基准正时向滞后角方向的曲柄转角CA表示。图28的纵栏(F)表示进气凸轮27对进气阀20的作用角。
图29示出了分别根据上述5种运转状态P1～P5设定的阀特性模式LP1～LP5。另外，虚线表示的阀特性模式Ex是排气阀21的特性模式。
在热机结束前的怠速运转状态的运转状态P1，进行均匀燃烧。在该运转状态P1中，为了使发动机11的运转稳定，如图28所示，将目标轴向位置Lt设定为0mm，将目标提前角值θt设定为0°CA，使进气凸轮27的提前角值为0°CA。结果，实现了图29所示的阀特性模式LP1。在该阀特性模式LP1中，进气凸轮27的作用角变小，换言之，进气阀20的打开期间缩短。这使进气阀20的关闭正时不会延迟，使燃烧室17内的压力上升。另外，在阀特性模式LP1中，排气阀21及进气阀20共同打开的期间即阀重叠量变小(或没有)。结果，使发动机11的旋转得到稳定。
在低速旋转高负载运转状态的运转状态P2，进行均匀燃烧。在该运转状态P2中，为了使发动机11产生充足的扭矩，如图28所示，将目标轴向位置Lt设定为0mm，将目标提前角值θt设定为34°CA，使进气凸轮27的提前角值为34°CA。结果，实现了图29所示的阀特性模式LP2。在该阀特性模式LP2中，进气阀20的打开期间变短。而且，关闭正时变快。结果，利用运转状态P2的吸入空气脉动，可提高发动机11的容积效率，使发动机11产生充足的输出扭矩。
在低速旋转低负载运转状态的运转状态P3，进行成层燃烧。在该运转状态P3中，为了进行良好的成层燃烧，如图28所示，将目标轴向位置Lt设定为9mm，将目标提前角值θt设定为57°CA，使进气凸轮27的提前角值为36°CA。结果，实现了图29所示的阀特性模式LP3。在该阀特性模式LP2中，进气阀20的打开期间变为最大，而且，打开正时最快。即是说，与阀提升器20a接触的凸轮面27a的轴向位置处于最靠近前端面27b的位置，借助于凸轮面27a的副提升部的作用，在阀特性模式LP3能最显著地实现副提升模式。结果，能极大地扩大阀重叠量。
阀重叠量变大时，在活塞12的排气冲程时，燃烧室17内的排气气体，进入进气口18内，该排气气体在进气冲程时与空气一起返回燃烧室17。因此，进入燃烧室17内的排气气体的量非常多。这使成层燃烧良好且稳定。另外，在成层燃烧时，由于节流阀146的开度比较大，从而减少了发动机11的泵作用损失。
凸轮面27a的副提升部在保持进气阀20的升程比较小的状态下，可扩大阀重叠量。因此，能可靠地避免打开的进气阀20与配置在进气冲程上死点的活塞12的干涉。
在中速旋转中负载运转状态的运转状态P4，进行均匀燃烧。在该运转状态P4中，为了提高燃料费，如图28所示，将目标轴向位置Lt设定为5.2mm，将目标提前角值θt设定为0°CA，使进气凸轮27的提前角值为-12°CA。结果，实现了图29所示的阀特性模式LP4。在该阀特性模式LP4中，进气阀20的打开期间变长，而且，关闭正时非常滞后。结果，一次吸入燃烧室17内的一部分空气通过打开的进气阀20，返回进气口18。这可能扩大均匀燃烧时节流阀146的开度，有助于泵作用损失的减少及燃料费的提高。此外，即使在该阀特性模式LP4中，借助于凸轮面27a的副提升部的作用，也能可靠地避免打开的进气阀20与配置在进气冲程上死点的活塞12的干涉。
在高速旋转高负载运转状态的运转状态P5，进行均匀燃烧。在该运转状态P5中，为了使发动机11产生充足的扭矩，如图28所示，将目标轴向位置Lt设定为2mm，将目标提前角值θt设定为14°CA，使进气凸轮27的提前角值为9°CA。结果，实现了图29所示的阀特性模式LP5。在该阀特性模式LP5中，进气阀20的打开期间变为中等程度，而且，关闭正时稍微滞后。结果，利用运转状态P5的吸入空气脉动，可提高发动机11的容积效率，使发动机11产生充足的输出扭矩。
此外，即使对于上述运转状态P1～P5以外的发动机运转状态、例如属于区域R2、R3的发动机运转状态来说，根据图26(A)及图26(B)所示的图表i，也能实现合适的阀特性。
根据以上说明的实施形式，能获得以下的效果。
进气凸轮27备有凸轮面27a，该凸轮面27a具有在轴向上连续变化的主提升部和副提升部。通过进气凸轮27的轴向移动，将主提升模式与副提升模式复合而成的多种阀提升特性作用给进气阀20，从而可在大范围内对进气阀20的打开正时、关闭正时、打开期间及升程进行无级调节。通过轴向变化的主提升部及副提升部相互协作，可丰富地调节阀的特性变化，因此，能使阀特性充分地对应于按照发动机11的运转状态要求的各种发动机性能。
进气凸轮27的后端面27c附近的凸轮面27a不设置副提升部，而且与前端面27b附近的的凸轮面27a相比较，凸轮凸头27d的高度低。凸轮面27a轮廓在前端面27b与后端面27c之间沿轴向连续变化。因此，随着进气凸轮27的轴向移动，阀提升模式在没有副提升模式而有低的主提升模式的状态和有副提升模式且有高的主提升模式之间连续变化。因而，能实现复杂的进气阀特性。
设置有使进气凸轮27相对曲轴15的旋转相位可连续变更的旋转相位变更促动器24。另外，轴向移动促动器22a与该旋转相位变更促动器24协作，随着进气凸轮27的轴向移动，改变进气凸轮27相对曲轴15的旋转相位。因此，能使通过进气凸轮27轴向移动实现的多种阀提升模式的每种都朝提前角方向或滞后角方向移动，可进一步实现多样化阀特性。
凸轮面27a的副提升部在保持进气阀20的升程比较小的状态下，可扩大阀重叠量。因此，能可靠地避免打开的进气阀20与配置在进气冲程上死点的活塞12的干涉。为了实现良好的成层燃烧，将实施成层燃烧的发动机11的活塞12的顶面作成独特的形状(参照图3～图5)。即使活塞12的形状是独特的形状，本实施形式的凸轮面27a的副提升部也可以避免进气阀20与活塞12的干涉，充分保证阀重叠量。因此，增加了活塞12的设计自由度，可使用形状最适合于成层燃烧的活塞12，实现有效的成层燃烧。
下面，根据图30～图33，以与图1～图29的第1实施形式的不同点为中心，说明本发明的第2实施形式。与图1～图29的实施形式相同的部件标有相同的符号，其详细说明省略。
在本实施形式中，代替图6的轴向移动促动器22a及图7的旋转相位变更促动器24，仅在进气凸轮轴22的一端设置图30所示的阀特性变更促动器222a。该阀特性变更促动器222a在使进气凸轮轴22沿轴向移动的同时，与该轴向移动连动改变进气凸轮轴22相对于曲轴15的旋转相位。即是说，在本实施形式中，进气凸轮轴22的旋转相位与该轴22的轴向位置独立，不进行变更。阀特性变更机构即、阀特性变更促动器222a是同时改变进气阀20的升程及阀正时的机构。阀特性变更促动器222a兼作轴向移动机构及旋转相位变更机构。
如图30所示，阀特性变更促动器222a具有与图7的旋转相位变更促动器24相同的正时链轮24a。在正时链轮24a上通过多个螺栓255固定有用于覆盖进气凸轮轴22端部的盖254。盖254具有小径部及大径部。在盖254的小径部内周面上设有朝右旋方向以螺旋状延伸的多个内齿257。
在进气凸轮轴22的端部通过中空螺栓258和销259固定有筒状齿圈262。在筒状齿圈262的外周面上形成与盖254的内齿257啮合的右旋方向的斜齿263。内齿257与斜齿263的啮合，将正时链轮24a及盖254的旋转传递给齿圈262及进气凸轮轴22。另外，内齿257与斜齿263的啮合使齿圈262及进气凸轮轴22相对于盖254及正时链轮24a一边旋转一边进行轴向移动。
随着齿圈262及进气凸轮轴22相对盖254及链轮24a朝后方R的轴向移动，凸轮面27a相对于设置在阀提升器20a上的凸轮随动机构20b的接触位置以接近进气凸轮27的前端面27b的方式变化。与进气凸轮轴22向后方R的移动连动，进气凸轮轴22与进气凸轮27一起相对于曲轴15转动，变为提前角。
随着齿圈262及进气凸轮轴22相对盖254及链轮24a朝前方F的轴向移动，凸轮面27a相对于凸轮随动机构20b的接触位置以接近进气凸轮27的后端面27c的方式变化。与进气凸轮轴22向前方F的移动连动，进气凸轮轴22与进气凸轮27一起相对于曲轴15转动，变为滞后角。
接着，说明阀特性变更促动器222a所使用的液压驱动情况。如图30所示，齿圈262备有将盖254的内部空间划分为第一液压室266和第二液压室265的圆盘部262a。进气凸轮轴22具有与第一液压室266连通的第一油路268和与第二液压室265连通的第二油路267。
第二油路267通过中空螺栓258的内部与第二液压室265连通，同时通过形成于轴承盖14b及缸盖14上的通路与油控制阀36连接。第一油路268通过形成于正时链轮24a上的油路272与第一液压室266连通，同时，通过轴承盖14b及缸盖14上所形成的通路与油控制阀36连接。
油控制阀36具有与图6所示的第一油控制阀36相同的构成，通过供给通路37及泵Pm与油盘13a连接，同时通过排出通路38与油盘13a连接。
油控制阀36的电磁线圈47去磁时，油盘13a内的驱动油通过供给通路37、油控制阀36及第一油路268供给第一液压室266。这时，第二液压室265内的驱动油通过第二油路267、油控制阀36及排出通路38返回油盘13a。结果，如图30所示，使齿圈262及进气凸轮轴22向前方F移动。另外随着这种移动，进气凸轮27相对于曲轴1转动，变为滞后角。
当电磁线圈47励磁时，油盘13a内的驱动油通过供给通路37、油控制阀36及第二油路267向第二液压室265供给。这时，第一液压室266内的驱动油通过第一油路268、油控制阀36及排出通路38返回油盘13a内。结果，使齿圈262及进气凸轮轴22向后方R移动。另外，随着这种移动，进气凸轮27相对于曲轴1转动，变为提前角。
对向电磁线圈47供给的电流进行占空比控制，切断通过控制阀36的驱动油的流动时，不进行对第一液压室266及第二液压室265的驱动油的供给及排出。因而，驱动油保持并填充在两液压室266、265内，使齿圈262及进气凸轮轴22的轴向位置得以固定。
进气凸轮27与图13及图14所示的结构完全相同。但在图1～图29的实施形式中，随着进气凸轮轴22向后方R的移动，进气凸轮27相对于曲轴15变为滞后角。与此相比，在本实施形式中，随着进气凸轮轴22向后方R的移动，进气凸轮27相对于曲轴15变为提前角。
图31是与图29对应的曲线图，如图31所示，随着进气凸轮轴22向后方R的移动，换言之，随着凸轮面27a相对于凸轮随动机构20b的接触位置向进气凸轮27的前端面27b的接近，进气阀20的升程及打开期间增大，同时，整个阀提升模式相对于曲轴15变为提前角。
阀特性变更促动器222a使进气凸轮轴22以最大9mm进行轴向移动。在本实施形式中，如图31所示，在最接近前端面27b的凸轮面27a与凸轮随动机构20b接触时(轴向位置为9mm时)，以及在在最接近后端面27c的凸轮面27a与凸轮随动机构20b接触时(轴向位置为0mm时)，进气凸轮27的旋转相位相差22°CA。换句话说，进气凸轮轴22的轴向移动使进气凸轮27的旋转相位以最大22°CA变化。
图32是表示为设定阀特性控制时所需要的目标值的子程序的程序方框图。该设定子程序相当于从图25的设定子程序中省去步骤S320的处理的子程序，步骤S310、S330的处理可通过图25的说明理解。ECU130根据来自轴位置传感器183b(参照图1)的信号，对阀特性变更促动器222a进行反馈控制，使进气凸轮轴22的实际轴向位置与图32设定子程序设定的目标轴向位置Lt一致。
下面说明阀特性控制的具体例子。图33是与图28对应的图，例示了三种发动机运转状态P11、P12、P13。下文说明该运转状态P11～P13。
运转状态P11热机结束前的怠速运转状态(和图27的运转状态P1大体相同)运转状态P12怠速运转以外的热机后的低速旋转低负载运转状态(和图27的运转状态P3大体相同)运转状态P13怠速运转以外的热机后高速旋转高负载运转状态(和图27的运转状态P5大体相同)在运转状态P11，与图27的运转状态P1相同，将燃料喷射时间设定为进气冲程时。在运转状态P12、P13中，根据图24的子程序设定燃料喷射时间。具体地，燃料喷射时间在运转状态P12中设定为压缩冲程末期，在运转状态P13中设定为进气冲程时。
图33的纵栏(A)示出了分别与运转状态P11～P13对应的根据图32的子程序求出的目标轴向位置Lt(mm)。根据目标轴向位置Lt驱动阀特性变更促动器222a时，进气凸轮27相对曲轴15的旋转相位角(提前角值)变为目标轴向位置Lt下侧的括号所示的值。进气凸轮27的提前角值，以进气凸轮轴22处于前方F的移动端的状态为基准角零，用从该基准角向提前角方向的曲柄转角CA表示。
与进气凸轮27的提前角值对应，进气阀20的打开正时BTDC及关闭正时ABDC分别变为图33的纵栏(B)及纵栏(C)所示的那样。图33的纵栏(D)表示进气凸轮27相对进气阀20的作用角。
在图31中，示出了分别与上述三种运转状态P11～P13对应而设定的阀特性模式LP11～LP13。虚线表示的阀特性模式Ex是排气阀21的特性模式。
在运转状态P11，为了使发动机11的运转稳定，如图33所示，将目标轴向位置Lt设定为0mm，使进气凸轮27的提前角值为0°CA。结果，实现了图31所示的阀特性模式LP11。在该阀特性模式LP11中，与图29的阀特性模式LP1相同，缩短了进气阀20的打开期间，同时，缩小(变为无)了阀重叠量。结果，使发动机11的旋转得到稳定。
在运转状态P12中，为了进行良好的成层燃烧，如图33所示，将目标轴向位置Lt设定为9mm，使进气凸轮27的提前角值为22°CA。结果，实现了图31所示的阀特性模式LP12。在该阀特性模式LP12中，与图29的阀特性模式LP3相同，进气阀20的打开期间变为最大，而且，打开正时最大提前。即是说，与凸轮随动机构20b接触的凸轮面27a的轴向位置处于最接近前端面27b的位置，借助于凸轮面27a的副提升部的作用，在阀特性模式LP12能最显著地实现副提升模式。结果，能极大地扩大阀重叠量，因此，进入燃烧室17内的排气气体的量非常多。这使成层燃烧良好且稳定。
在运转状态P13中，为了使发动机11产生充足的扭矩，如图33所示，将目标轴向位置Lt设定为2mm，使进气凸轮27的提前角值为5°CA。结果，实现了图31所示的阀特性模式LP13。在该阀特性模式LP13中，与图29的阀特性模式LP5相同，进气阀20的打开期间变为中等程度，而且，关闭正时稍微滞后。结果，利用运转状态P13的吸入空气脉动，可提高发动机11的容积效率，使发动机11产生充足的输出扭矩。
在以上说明的实施形式中，阀特性变更促动器222a与进气凸轮27的轴向移动连动，使进气凸轮27相对于曲轴15的旋转相位变化。因此，随着进气凸轮27的轴向移动，使阀提升模式本身变化的同时，可使该阀提升模式向提前角方向或滞后角方向移动，从而实现了多样化的阀特性。
下面，根据图34～图48，以与图1～图29的第1实施形式不同点为中心说明本发明的第3实施形式。与图1～图29实施形式相同的部件用相同的符号表示，其详细说明省略。
在本实施形式中，如图34所示，对应于各气缸的一对进气凸轮426、427具有不同的形状。另外，把一个进气凸轮426作为第一进气凸轮，把另一个进气凸轮427作为第二进气凸轮。并且，把对应于第一进气凸轮426的进气阀作为第一进气阀20x，把对应于第二进气凸轮427的进气阀作为第二进气阀20y。
第一进气凸轮426的凸轮面426a具有在进气凸轮轴22的轴向变化的轮廓。具体说，凸轮面426a具有在轴向连续变化的副提升部。但是，凸轮凸头426d的高度在轴向上没有变化。换句话说，凸轮面426a的主提升部在后端面426c和前端面426b之间不发生变化。
如图35的虚线所示，凸轮面426a越接近前端面426b，副提升部越显著。如图35实线所示，接近后端面426c的凸轮面426a不设置副提升部。另外，副提升部设置在使第一进气阀20x朝打开方向运动的凸轮面426a的部分(阀打开侧)上。
图36是表示图35的第一进气凸轮426实现的几个提升模式(凸轮提升模式)的曲线图。横轴表示第一进气凸轮426旋转角，纵轴表示第一进气凸轮426的升程。图36示出了进气凸轮轴22从基准位置向后方R移动0mm、6mm、9mm时得到的凸轮提升模式。这些凸轮提升模式直接反映了第一进气阀20x的提升模式(阀提升模式)。
即使进气凸轮轴22的轴向位置处于任何位置，换句话说，即使凸轮面426a与凸轮随动机构20b在任何轴向位置接触，在凸轮提升模式中都能实现具有相同高度的主峰MP的同一主提升模式ML。
但是，当进气凸轮轴22的轴向位置处在9mm时，换句话说，当最接近前端面426b的凸轮面426a与凸轮随动机构20b接触时，在凸轮提升模式中，出现具有最大副峰SP的显著的副提升模式SL。当进气凸轮轴22的轴向位置处在0mm时，换句话说，当最接近后端面426c的凸轮面426a与凸轮随动机构20b接触时，在凸轮提升模式中，不出现副提升模式SL。当进气凸轮轴22的轴向位置处在6mm时，换句话说，当凸轮面426a轴向的大致中间部与凸轮随动机构20b接触时，在凸轮提升模式中，出现具有中度峰SP的副提升模式SL。
于是，通过第一进气凸轮426的轴向移动，只有副提升模式SL得到连续变化的凸轮提升模式。随着第一进气凸轮426的轴向移动，在维持主峰MP恒定状态下，使副峰SP连续变化。
如图35及图36所示，主提升部相对于第一进气阀20x的作用角dθ1在后端面426c与前端面426b之间没有变化。但是，随着从后端面426c向前端面426b的动作，副提升部相对于第一进气阀20x的作用角dθs1从零逐渐变为最大值。因此，随着进气凸轮轴22向后方R的移动，作为第一进气凸轮426整体的作用角通过副提升部变大，使第一进气阀20x的打开期间变长。
如图34及图37所示，第二进气凸轮427的凸轮面427a具有在进气凸轮轴22的轴向变化的轮廓。具体说，第二进气凸轮427的凸轮凸头427d的高度在轴向上是连续变化的。换句话说，凸轮面427a具有在轴向连续变化的主提升部。凸轮凸头427d的高度从前端面427b向后端面427c逐渐变大。但是，第二进气凸轮427着设置副提升部。
图38是与图36对应的图，是表示图37的第二进气凸轮427实现的几个提升模式(凸轮提升模式)的曲线图。横轴表示第二进气凸轮427的旋转角，纵轴表示第二进气凸轮427的升程。图38示出了进气凸轮轴22从基准位置向后方R移动0mm、6mm、9mm时得到的凸轮提升模式。这些凸轮提升模式直接反映了第二进气阀20y的提升模式(阀提升模式)。
不管任何凸轮提升模式，都只出现以峰MP为边界的对称主提升模式ML，不出现副提升模式。随着进气凸轮轴22从基准位置向后方R的移动，换句话说，随着凸轮面427a相对凸轮随动机构20b的接触位置接近前端面427b，峰MP的高度逐渐缩小，同时，第二进气凸轮427对第二进气阀20y的作用角逐渐缩小，作用角在第二进气凸轮427的阀打开侧与阀关闭侧以相同程度变化。图37及图38示出了以最接近后端面427c的凸轮面427a上的作用角为最大作用角dθ2max、以最接近前端面427b的凸轮面427a上的作用角为最小作用角dθ2min的情况。作用角越大，第二进气阀20y的打开期间越长。
另外，在本实施形式中，将图7的旋转相位变更促动器24的构成稍加改变，使叶片转子61与内齿轮54通过轴向延伸的直花键啮合，因此，借助图6的轴向移动促动器22a使进气凸轮轴22轴向移动时，进气凸轮轴22的旋转相位相对曲轴15不发生变化。图36及图38例示的提升模式向提前角方向或向滞后角方向的移动，由旋转相位变更促动器24的叶片转子61的旋转实现。在本实施形式中，旋转相位变更促动器24在40°CA的范围变更进气凸轮轴22的旋转相位。此外，作为旋转相位变更促动器24当然可以采用与图相同的构成。
进气凸轮轴22的目标提前角值θt及目标轴向位置Lt根据上述图25的子程序，用图26(A)所示的图表i及图26(B)所示的图表L设定。
如图2及图39(A)～39(C)所示，在对应于各气缸的一对进气通路18a、18b中，与第二进气阀20y对应的进气通路18a设有气流控制阀18d，与第一进气阀20x对应的进气通路18b不设置气流控制阀。即是说，两进气通路18a、18b具有彼此不同的功能。第一进气凸轮426的轮廓与第二进气凸轮427的轮廓不同，是基于两进气通路18a、18b的功能不同而得到的。
图40是表示为设定气流空气阀18d的目标开度θv的子程序的程序方框图。该设定子程序以预定的控制周期反复实施。RCU130基于该子程序设定的目标开度θv控制促动器18f，调整气流控制阀18d的开度。
首先，在步骤S610中，ECU130读取反映发动机负载的贫燃料喷射量QL、发动机转速NE等及发动机运转状态的参数。另外，作为反映发动机负载的值，代替贫燃料喷射量QL，也可以采用例如踏板踏入量ACCP。
接着，在步骤S620中，ECU130根据图41所示的图表v，设定气流控制阀18d的目标开度θv。图表v如图41所示，是以贫燃料喷射量QL与发动机转速NE为参数，用于设定目标开度θv的。另外，图表v在各区域R1～R4用(参照图20)、发动机起动时用、发动机11热机结束前的怠速运转时用等的各种发动机运转状态的每一种状态中预备。因此，首先选择与当前发动机运转状态对应的图表v。根据该选择的图表v，基于贫燃料喷射量QL与发动机转速NE，设定目标开度θv。
图39(A)～图39(C)分别例示了根据设定的目标开度θv、使气流控制阀18d处于全开、全闭、半开的状态。如图39(A)所示，当气流控制阀18d处于全开时，在燃烧室17的内部，几乎不产生旋流A。如图39(B)所示，当气流控制阀18d处于全闭时，在燃烧室17的内部产生强的旋流A。如图39(C)所示，当气流控制阀18d处于半开时，在燃烧室17的内部产生中度旋流A。
接着，根据图42～图48说明阀特性控制的具体例子。在这里，列举了以下说明的6种发动机运转状态的P21～P26的具体例子。
运转状态P21热机中的怠速运转状态(均匀燃烧时)运转状态P22热机后的怠速运转状态(成层燃烧时)运转状态P23热机后的怠速以外的运转状态(成层燃烧时)运转状态P24热机后的怠速以外的运转状态(贫均匀燃烧时)运转状态P25热机后的怠速以外的运转状态(理论空气燃料比的均匀燃烧时且发动机转速NE为4000rpm以上)运转状态P26热机后的怠速以外的运转状态(节流阀146全开且均匀燃烧时)图48的纵栏(A)表示分别与运转状态P21～P26对应而设定进气凸轮轴22的目标轴向位置Lt。图48的纵栏(B)表示分别与运转状态P21～P26对应而设定进气凸轮轴22的目标提前角值θt。图48的纵栏(C)表示分别与运转状态P21～P26对应而设定的气流控制阀18d的目标开度θv。
在图42～图47中，示出了分别与上述6种运转状态P21～P26对应而设定的两进气阀20x、20y的阀特性模式Lx、Ly。另外，虚线表示的排气阀21的特性模式Ex。
在运转状态P21中，由于发动机11还没有充分热机，因此，必须使燃烧状态稳定而且应减少排气气体中的炭氢化合物。因而如图48所示，将目标轴向位置Lt设定为0mm，而且将目标提前角值θt为0°CA。同时使气流控制阀18d全闭。结果，实现了图42所示的阀特性模式Lx、Ly。同时，在燃烧室17内产生强旋流A。在图42的阀特性模式Lx中，缩短了第一进气阀20x的打开期间，几乎消除了阀重叠量。因而，减少了处于燃烧室17内的排气气体的量，而且，通过强旋流A可促进空气与燃料的混合。结果，使燃烧状态稳定，同时减少了排气气体中的炭氢化合物。
在运转状态P22中，为了进行良好的成层燃烧，如图48所示，将目标轴向位置Lt设定为3～6mm，而且将目标提前角值θt设定为0～20°CA，同时，使气流控制阀18d全开。结果，实现了图43所示的阀特性模式Lx、Ly。同时，在燃烧室17内不产生旋流A。在图43的阀特性模式Lx中，第一进气阀20x的打开期间变为中等程度。即是说，借助于第一进气凸轮426的副提升部的作用，在阀特性模式Lx中出现副提升模式，使第一进气阀20x的打开正时变快。结果，扩大了阀重叠量，使进入燃烧室17内排气气体的量非常多。这使成层燃烧良好且稳定成为可能。另外，由于在燃烧室17内不产生旋流，因而，能使混合气体良好地成层化，可进一步稳定地进行成层燃烧。再者，通过让气流控制阀18d处于全开状态，可减少吸入空气的流动阻力，缩小泵作用损失，同时提高燃料费。
在图43的阀特性模式Lx中，在主提升模式与副提升模式之间，第一进气阀20x的升程变为零。使第一进气阀20x的升程变为零的正时接近活塞12处于进气冲程上死点的正时。因此，能可靠地防止第一进气阀20x与活塞12的干涉。
此外，适当地调整第一进气阀20x与第二进气阀20y的关闭正时，可进一步稳定成层燃烧。
在运转状态P23中，为了进行良好的成层燃烧，如图48所示，将目标轴向位置Lt设定为7～9mm，而且将目标提前角值θt设定为20～40°CA，同时，使气流控制阀18d全开。结果，实现了图44所示的阀特性模式Lx、Ly。同时，在燃烧室17内不产生旋流。在图44的阀特性模式Lx中，第一进气阀20x的打开期间非常大。即是说，借助于第一进气凸轮426的副提升部的作用，在阀特性模式Lx中出现显著的副提升模式，使第一进气阀20x的打开正时非常快。结果，阀重叠量比运转状态P22的情况更大，使进入燃烧室17内排气气体的量非常多。这使成层燃烧良好且稳定成为可能，同时，提高了燃料费，减少了炭氢化合物。
避免第一进气阀20x与活塞12的干涉以及消除燃烧室17内的旋流的发生所得到的优点与运转状态P22的情况相同。
在运转状态P24中，为了提高燃料费，如图48所示，将目标轴向位置Lt设定为3～6mm，而且将目标提前角值θt设定为30°CA，同时，使气流控制阀18d处于半开～全闭。结果，实现了图44所示的阀特性模式Lx、Ly，同时，在燃烧室17内产生中度～强的旋流A。在图45的阀特性模式Lx中，第一进气阀20x的打开期间变为中等程度。结果，扩大了阀重叠量，使进入燃烧室17内排气气体的量非常多。这使低燃料费下的稳定、贫均匀燃烧成为可能。另外，在燃烧室17内产生的旋流A有助于良好、贫均匀燃烧的实现。第一进气阀20x与活塞12不发生干涉的情况与运转状态P22、P23的情况相同。
图45的阀特性模式Lx、Ly中的两进气阀20x、20y的关闭正时可能会使一次吸入燃烧室17内的一部分空气通过打开的至少第一进气阀20x返回进气口18a。这使扩大均匀燃烧时节流阀146的开度成为可能，有助于泵作用损失的减少及燃料费的提高。
由于气流控制阀18d全闭且第一进气阀20x的打开期间比较长，或者气流控制阀18d半开且第一进气阀20x的打开期间比第二进气阀20y的打开期间长，因而，在燃烧室17内产生充分的旋流A，使燃烧稳定。
在运转状态P25中，为了使均匀燃烧稳定且减少吸入空气的流动阻力，如图48所示，将目标轴向位置Lt设定为0mm，而且将目标提前角值θt设定为10～25°CA，同时，使气流控制阀18d处于半开。结果，实现了图46所示的阀特性模式Lx、Ly，同时，在燃烧室17内产生中度旋流A。在图46的阀特性模式Lx中，第一进气阀20x的打开期间变为最小。另外，阀特性模式Lx、Ly以10～25°CA变为提前角，由此，在运转状态P25中可得到适当的容积效率。
旋流A使均匀燃烧稳定。另外，与气流控制阀18d处于全闭的情况相比较，由于气流控制阀18d处于半开状态，因此，可减少吸入空气的流动阻力。从而，减少了泵作用损失，同时提高了燃料费。
第二进气阀20y的关闭正时比第一进气阀20x的关闭正时滞后，因此，在进气冲程末期，通过从第二进气阀20y向燃烧室17导入的空气，可扰乱旋流A。这使均匀燃烧更加稳定。
在运转状态P26中，为了使均匀燃烧稳定且提高容积效率，如图48所示，将目标轴向位置Lt设定为0mm，而且将目标提前角值θt设定为10～40°CA，同时，使气流控制阀18d处于全开。结果，实现了图47所示的阀特性模式Lx、Ly，同时，在燃烧室17内不产生旋流。在图47的阀特性模式Lx中，第一进气阀20x的打开期间变为最小。
由于气流控制阀18d处于全开状态，因此，通过两进气阀20x、20y将大量的空气供给燃烧室17内，同时减小了吸入空气的流动阻力。因此，减少了泵作用损失，同时提高了燃料费。另外，阀特性模式Lx、Ly以10～40°CA变为提前角，由此，在运转状态P26中可得到适当的、高的容积效率。
由于第二进气阀20y的关闭正时比第一进气阀20x的关闭正时滞后，因此，在进气冲程末期，通过从第二进气阀20y向燃烧室17导入的空气，在燃烧室17内产生旋流或紊流。从而，不需要关闭气流控制阀18d，就能使均匀燃烧稳定。
在以上说明的实施形式中，两进气凸轮426、427的提升模式根据两进气通路18a、18b的功能的不同而异。因此，与具有气流控制阀18d的进气通路18a对应的第二进气阀20y的阀特性，和对应于不具备气流控制阀的进气通路18b对应的第一进气阀20x的阀特性不同。因而，通过将气流控制阀18d的开闭状态与进气阀20x、20y的不同阀特性组合在一起，可更细致地进行发动机11的燃烧控制。从而，能充分适应根据发动机运转状态要求的种种发动机性能。
用于驱动与气流控制阀18d不对应的第一进气阀20x的第一进气凸轮426是具有主提升部和副提升部的复合提升三维凸轮。用于驱动与气流控制阀18d对应的第二进气阀20y的第二进气凸轮427是只具有主提升部的单个提升的三维凸轮。通过这两个凸轮426、427的组合，可实现复杂的进气阀特性。
第一进气凸轮426，在前端面426b附近的凸轮面426a上设有副提升部。随着接近后端面426c，该副提升部由凸轮面426a上减少。随着第一进气凸轮426的轴向移动，阀提升模式在只有主提升模式的状态和具有主提升模式与副提升模式的状态之间连续变化。因此，能实现复杂的进气阀特性。
设置有使两进气凸轮426、427相对于曲轴15的旋转相位连续变化的旋转相位变更促动器24。因此，通过两进气凸轮426、427的轴向移动实现的多种阀提升模式的每一种，都能向提前角方向或滞后角方向移动，可实现更多样化的阀特性。
在第一进气凸轮426的凸轮提升模式中，在主提升模式ML与副提升模式SL之间，凸轮提升量基本变为零(参照图36)。这样可避免第一进气阀20x与活塞12的干涉并能充分确保阀重叠量，而且，比较有效。
此外，副提升模式SL也可以不具有图36所示的副峰SP，还可以是图15所示的台地状的平缓的模式。相反，图15的副提升模式可以具有图36所示的副峰SP。
下面，根据图49～图53(B)，以与图30～图33的第2实施形式不同点为中心说明本发明的第4实施形式。与图30～图33实施形式相同的部件用相同的符号表示，其详细说明省略。
在本实施形式中，与图30～图33实施形式相同，仅在进气凸轮轴22的一端设置图30所示的阀特性变更促动器222a。与图30～图33实施形式的不同点仅仅是进气凸轮27的形状不同。
图49、图50(A)及图50(B)示出了本实施形式的进气凸轮27。进气凸轮27的凸轮面27a，在其阀打开侧具有轴向连续变化的副提升部。但是，凸轮凸头27d的高度在轴向上没有变化。换句话说，在后端面27c与前端面27b之间，凸轮面27a的主提升部没有变化。
越接近前端面27b的凸轮面27a的副提升部越显著。图51(A)示出了最接近前端面27b的凸轮面27a凸轮提升模式。在该凸轮提升模式中，显著地出现了与副提升部对应的副提升模式D1。副提升部及与之对应的副提升模式D1是比较平缓的台地状。在图50(A)及图50(B)中，示出了以最接近前端面27b的凸轮面27a上的作用角为最大作用角dθ12的情况。
接近后端面27c的凸轮面27a没有设置副提升部。图51(B)示出了最接近后端面27c的凸轮面27a凸轮提升模式。在该凸轮提升模式中，不存在副提升模式，只出现与主提升部对应的主提升模式。主提升部及与之对应的主提升模式在凸轮面27a的阀打开侧与阀关闭侧基本对称。在图50(A)及图50(B)中，示出了以最接近后端面27c的凸轮面27a上的作用角为最小作用角dθ11的情况。
图52(A)及图52(B)是表示由上述进气凸轮27实现的进气阀20的阀特性的曲线图。横轴表示曲柄转角CA，纵轴表示进气阀20的升程。图52(A)是最接近前端面27b的凸轮面27a与凸轮随动机构20b接触时的阀提升模式。图52(B)是最接近后端面27c的凸轮面27a与凸轮随动机构20b接触时的阀提升模式。在本实施形式中，随着进气凸轮轴22向后方R的移动，换言之，随着凸轮面27a相对于凸轮随动机构20b的接触位置向进气凸轮27的前端面27b的接近，进气凸轮27相对于曲轴15变为提前角。因此，图52(A)所示的阀提升模式与图52(B)所示的阀提升模式相比，向提前角方向错位。
图53(A)及图53(B)是表示阀升程相对于曲柄转角CA的变化率模式的曲线图。图53(A)的变化率模式与图52(A)的阀提升模式对应，图53(B)的变化率模式与图52(B)的阀提升模式对应。相应的阀提升模式用虚线表示。
图53(A)所示的变化率模式，与阀提升模式的峰P相比，在阀打开侧(提前角侧)具有2个极大部Mx1、Mx2，与阀提升模式的峰P相比，在阀关闭侧(滞后角侧)具有1个极小部Mn。图53(B)所示的变化率模式，与阀提升模式的峰P相比，在阀打开侧具有1个极大部Mx，与阀提升模式的峰P相比，在阀关闭侧具有1个极小部Mn。
图52(A)所示的阀提升模式，在台地状副提升模式D1中，不存在极小部(谷部)。换句话说，关于副提升模式D1的部分，升程相对于进气凸轮27的旋转角的变化模式不存在极小部。
凸轮面27a在前端面27b与后端面27c之间沿轴向连续变化。因此，通过阀特性变更促动器222a，可在图52(A)的模式与图52(B)的模式之间无级地调节阀提升模式。
如上文所述，在本实施形式中，将最接近前端面27b的凸轮面27a的形状作成使升程相对于进气凸轮27的旋转角的变化率模式，在阀打开侧具有2个极大部Mx1、Mx2，而且，使升程相对于进气凸轮27的旋转角的变化模式，在阀打开侧没有极小部。
换句话说，在本实施形式中，最接近前端面27b的凸轮面27a，在该阀打开侧具有副提升部。副提升部及其所实现的进气阀20的副提升模式D1作成比较平缓的台地状，而且没有山部及谷部。再者，副提升部与主提升部平缓地连接在一起，两提升部之间不存在谷部。
因此，副提升部在基本维持进气阀20的升程为恒定的状态下，使进气阀20的打开正时变为提前角。而且，在副提升部与主提升部之间，阀升程不会急剧地下降。
最接近前端面27b的凸轮面27a与凸轮随动机构20b接触时，如图1～图48的各实施形式中说明的那样，阀重叠量变大，可充分扩大进入燃烧室17内的排气气体的量。这时，台地状、换句话说高原状的副提升部不需要在该副提升部上局部设置高山部，能增大排气气体的吸入量。
在成层燃烧时或弱成层燃烧时，节流阀146(参照图17)的开度比较大，因此，进气口18内的进气压力比较高。结果，在活塞12的排气冲程时，燃烧室17内的排气气体很难进入进气口18内。但是，在本实施形式中，由于高原状副提升部可将进气阀20的升程(即开度)维持在比较大的状态下，因而，燃烧室17内的排气气体很容易进入进气口18内。结果，本实施形式的进气凸轮27适用于进行成层燃烧或弱成层燃烧的发动机。
副提升部作成比较平缓的台地状，在凸轮面27a的阀打开侧不存在山部及谷部。因此，凸轮随动机构20b能沿着凸轮面27a的全周稳定地接触。这使进气阀20稳定动作成为可能，可靠地实现了所希望的阀特性。而且，可避免在与副提升部对应的位置凸轮面27a相对进气凸轮27的轴线产生大角度的倾斜。
即是说，在副提升部不存在山部的场合，副提升部的高度必须沿进气凸轮27的轴向急剧地变化。这会在凸轮面27a与凸轮随动机构20b之间产生沿进气凸轮27的轴向作用的大的分力。为了抑制该分力，必须轴向扩大进气凸轮27，导致阀驱动机构整体大型化。与此相比，在本实施形式中，由于副提升部的高度在进气凸轮27的轴向比较平缓地变化，因而，可避免进气凸轮27及阀驱动机构的大型化。
另外，也可以利用本实施形式的进气凸轮27作为图35的第一进气凸轮426。
下面，根据图54～图58(B)，以与图49～图53(B)的第4实施形式不同点为中心说明本发明的第5实施形式。与图49～图53(B)实施形式相同的部件用相同的符号表示，其详细说明省略。
在本实施形式中，如图54所示，阀特性变更促动器222a不设置在进气凸轮轴22上，而是设置在排气凸轮轴23的一端。因此，进气凸轮轴22不能沿轴向移动，但是，排气凸轮轴23可沿轴向移动。另外，进气凸轮27的轮廓在轴向上没有变化，而排气凸轮28的轮廓沿轴向变化。在进气凸轮轴22上固定有正时链轮24a。正时链轮25变更为与图30所示的正时链轮24a同样的构成。凸轮角传感器183a及轴位置传感器183b对应于排气凸轮轴23设置。
另外，在本实施形式中，将图30的阀特性变更促动器222a的构成稍加改变，盖254及齿圈262通过轴向延伸的直花键啮合。因此，齿圈262与排气凸轮轴23一起向轴向移动时，排气凸轮轴23的旋转相位对于曲轴15没有变化。
图55(A)及图55(B)示出了本实施形式的排气凸轮28。排气凸轮28具有凸轮面28a，在其阀关闭侧具有轴向连续变化的副提升部。但是，凸轮凸头28d的高度在轴向上没有变化。换句话说，在后端面28c与前端面28b之间，凸轮面28a的主提升部没有变化。
越接近前端面28b的凸轮面28a的副提升部越显著。图56(A)示出了最接近前端面28b的凸轮面28a的凸轮提升模式。在该凸轮提升模式中，显著地出现了与副提升部对应的副提升模式D2。副提升部及与之对应的副提升模式D2是比较平缓的台地状。在图55(A)及图56(A)中，示出了以最接近前端面28b的凸轮面28a上的作用角为最大作用角dθ22的情况。
接近后端面28c的凸轮面28a没有设置副提升部。图56(B)示出了最接近后端面28c的凸轮面28a的凸轮提升模式。在该凸轮提升模式中，不存在副提升模式，只出现与主提升部对应的主提升模式。主提升部及与之对应的主提升模式在凸轮面28a的阀打开侧与阀关闭侧基本对称。在图55(A)及图56(B)中，示出了以最接近后端面28c的凸轮面28a上的作用角为最小作用角dθ21的情况。
图57(A)及图57(B)是表示由上述排气凸轮28实现的排气阀21的阀特性的曲线图。横轴表示曲柄转角CA，纵轴表示排气阀21的升程。图57(A)是最接近前端面28b的凸轮面28a与阀提升器21a上的凸轮随动机构(图中未示)接触时的阀提升模式，图57(B)是最接近后端面28c的凸轮面28a与凸轮随动机构接触时的阀提升模式。在本实施形式中，当排气凸轮轴23轴向移动时，排气凸轮28相对于曲轴15的旋转相位没有变更。因此，图57(A)及图57(B)所示的两阀提升模式的相位相同。
图58(A)及图58(B)是表示阀升程相对于曲柄转角CA的变化率模式的曲线图。图58(A)的变化率模式与图57(A)的阀提升模式对应，图58(B)的变化率模式与图57(B)的阀提升模式对应。相应的阀提升模式用虚线表示。
图58(A)所示的变化率模式，与阀提升模式的峰P相比，与阀提升模式的峰P相比，在阀关闭侧(滞后角侧)具有2个极小部Mn1、Mn2，与阀提升模式的峰P相比，在阀打开侧(提前角侧)具有1个极大部Mx。图58(B)所示的变化率模式，与阀提升模式的峰P相比，在阀关闭侧具有1个极小部Mn，与阀提升模式的峰P相比，在阀打开侧具有1个极大部Mx。
图57(A)所示的阀提升模式，在台地状副提升模式D2中，不存在极小部(谷部)。换句话说，关于副提升模式D2的部分，升程相对于排气凸轮28的旋转角的变化模式不存在极小部。
凸轮面28a在前端面28b与后端面28c之间沿轴向连续变化。因此，通过阀特性变更促动器222a，可在图57(A)的模式与图57(B)的模式之间无级地调节阀提升模式。
如上文所述，在本实施形式中，将最接近前端面28b的凸轮面28a的形状作成使升程相对于排气凸轮28的旋转角的变化率模式在阀关闭侧有2个极小部Mn1、Mn2，而且使升程相对于排气凸轮28的旋转角的变化模式，在阀关闭侧没有极小部。
换句话说，在本实施形式中，最接近前端面28b的凸轮面28a，在该阀关闭侧具有副提升部。副提升部及其所实现的排气阀21的副提升模式D2作成比较平缓的台地状，而且没有山部及谷部。再者，副提升部与主提升部平缓地连接在一起，两提升部之间不存在谷部。
因此，副提升部在基本维持排气阀21的升程为恒定的状态下，使排气阀21的打关闭时变为滞后角。而且，在副提升部与主提升部之间，阀升程不会急剧地下降。
最接近前端面28b的凸轮面28a与凸轮随动机构(图中未示)接触时，阀重叠量变大，于是，在活塞12的进气冲程时，排气气体从排气口19再次返回燃烧室17，能充分扩大进入燃烧室17内的排气气体的量。这时，台地状、换句话说高原状的副提升部不需要在该副提升部上局部设置高山部，能增大排气气体的吸入量。
上述实施形式的排气凸轮28具有与图49～图53(B)的实施形式的进气凸轮27所拥有的优点同样的优点。
下面，根据图59(A)～图62(B)，以与图49～图53(B)的第4实施形式不同点为中心说明本发明的第6实施形式。与图49～图53(B)实施形式相同的部件用相同的符号表示，其详细说明省略。
图59(A)及图59(B)示出了本实施形式的进气凸轮27。本实施形式的进气凸轮27与图49进气凸轮27不同，其凸轮凸头27d的高度在轴向上连续变化，换句话说，凸轮面27a的主提升部在后端面27c与前端面27b之间连续变化。凸轮凸头27d的高度随着从后端面27c向前端面27b而逐渐变高。除此之外，与图49～图53(B)的实施形式相同。
图60(A)示出了最接近前端面27b的凸轮面27a的凸轮提升模式。在该凸轮提升模式中，显著地出现了与副提升部对应的台地状副提升模式D3。在图59(A)及图60(A)中，示出了以最接近前端面27b的凸轮面27a上的作用角为最大作用角dθ32的情况。图60(B)示出了最接近后端面27c的凸轮面27a的凸轮提升模式。在该凸轮提升模式中，不存在副提升模式，只出现与主提升部对应的主提升模式。在图59(A)及图60(B)中，示出了以最接近后端面27c的凸轮面27a上的作用角为最小作用角dθ31的情况。最小作用角dθ31与最大作用角dθ32之差与图49～图53(B)的实施形式的进气凸轮27相比，比较大。
图61(A)是最接近前端面27b的凸轮面27a与凸轮随动机构20b接触时的阀提升模式。图61(B)是最接近后端面27c的凸轮面27a与凸轮随动机构20b接触时的阀提升模式。图61(A)所示的阀提升模式与图61(B)所示的阀提升模式相比，向提前角方向错位。此外，图61(A)所示的阀提升模式的峰P的高度H2大于图61(B)所示的阀提升模式的峰P的高度H1。这些阀提升模式表示出具有与图52(A)及图52(B)的阀提升模式同样的倾向。
图62(A)及图62(B)是表示阀升程相对于曲柄转角CA的变化率模式的曲线图。图62(A)的变化率模式与图61(A)的阀提升模式对应，图62(B)的变化率模式与图61(B)的阀提升模式对应。相应的阀提升模式用虚线表示。这些变化率模式表示出具有与图53(A)及图53(B)的变化率模式同样的倾向。
上述实施形式具有与图49～图53(B)的实施形式同样的优点。特别是，在本实施形式中，凸轮凸头27d的高度随着从后端面27c向前端面27b而逐渐变高。因此，副提升部本身的尺寸不会在进气凸轮27的轴向急剧地变化，作用角的变化幅度、换句话说进气阀20的打开期间的变化幅度与图49～图53(B)的实施形式相比，比较大。这有助于进气凸轮27及阀驱动机构小型化。
下面，根据图63(A)～图66(B)，以与图54～图58(B)的第5实施形式不同点为中心说明本发明的第7实施形式。与图54～图58(B)实施形式相同的部件用相同的符号表示，其详细说明省略。
图63(A)及图63(B)示出了本实施形式的排气凸轮28。本实施形式的排气凸轮28与图55(A)的排气凸轮28不同，其凸轮凸头28d的高度在轴向上连续变化，换句话说，凸轮面28a的主提升部在后端面28c与前端面28b之间连续变化。凸轮凸头28d的高度随着从后端面28c向前端面28b而逐渐变高。
在本实施形式中，关于阀特性变更促动器222a，与图54～图58(B)的实施形式不同，盖254及齿圈262通过螺旋状齿相互啮合。因此，齿圈262与排气凸轮轴23一起向轴向移动时，排气凸轮轴23的旋转相位对于曲轴15变化。除此之外，与图54～图58(B)的实施形式相同。
在本实施形式中，随着排气凸轮轴23向后方R的移动，换句话说，随着凸轮面28a相对凸轮随动机构(图中未示)的接触位置接近排气凸轮28的前端面28b，排气凸轮28相对于曲轴15变为滞后角。
图64(A)示出了最接近前端面28b的凸轮面28a凸轮提升模式。在该凸轮提升模式中，显著地出现了与副提升部对应的台地状副提升模式D4。在图63(A)及图63(B)中，示出了以最接近前端面28b的凸轮面28a上的作用角为最大作用角dθ42的情况。图64(B)示出了最接近后端面28c的凸轮面28a凸轮提升模式。在该凸轮提升模式中，不存在副提升模式，只出现与主提升部对应的主提升模式。在图63(A)及图64(B)中，示出了以最接近后端面28c的凸轮面28a上的作用角为最小作用角dθ41的情况。最小作用角dθ41与最大作用角dθ42之差，和图54～58(B)的实施形式的排气凸轮28相比，比较大。
图65(A)是最接近前端面28b的凸轮面28a与凸轮随动机构接触时的阀提升模式。图65(B)是最接近后端面28c的凸轮面28a与凸轮随动机构接触时的阀提升模式。图65(A)所示的阀提升模式与图65(B)所示的阀提升模式相比，向提前角方向错位。此外，图65(A)所示的阀提升模式的峰P的高度H12大于图65(B)所示的阀提升模式的峰P的高度H11。这些阀提升模式表示出具有与图57(A)及图57(B)的阀提升模式同样的倾向。
图66(A)及图66(B)是表示阀升程相对于曲柄转角CA的变化率模式的曲线图。图66(A)的变化率模式与图65(A)的阀提升模式对应，图66(B)的变化率模式与图65(B)的阀提升模式对应。相应的阀提升模式用虚线表示。这些变化率模式表示出具有与图58(A)及图58(B)的变化率模式同样的倾向。
上述实施形式具有与图54～图58(B)的实施形式同样的优点。特别是，在本实施形式中，凸轮凸头28d的高度随着从后端面28c向前端面28b而逐渐变高。因此，副提升部本身的尺寸不会在排气凸轮28的轴向急剧地变化，作用角的变化幅度、换句话说排气阀21的打开期间的变化幅度与图54～图58(B)的实施形式相比，比较大。这有助于排气凸轮28及阀驱动机构小型化。
下面，根据图67(A)～图70(B)，以与图49～图53(B)的第4实施形式不同点为中心说明本发明的第8实施形式。与图49～图53(B)实施形式相同的部件用相同的符号表示，其详细说明省略。
图67(A)及图67(B)示出了本实施形式的进气凸轮27。本实施形式的进气凸轮27与图49的进气凸轮27不同，不仅在阀打开侧，而且在阀关闭侧也设置有轴向上连续变化副提升部。
在本实施形式中，关于阀特性变更促动器222a，与图49～图53(B)的实施形式不同，盖254及齿圈262通过轴向延伸的直花键啮合。因此，齿圈262与进气凸轮轴22一起向轴向移动时，进气凸轮轴22的旋转相位对于曲轴15没有变化。除此之外，与图49～图53(B)的实施形式相同。
图68(A)示出了最接近前端面27b的凸轮面27a的凸轮提升模式。该凸轮提升模式，在凸轮面27a的阀打开侧与阀关闭侧基本对称。在该凸轮提升模式中，显著地出现了与一对副提升部对应的一对台地状副提升模式I、J。在图67(A)及图68(A)中，示出了以最接近前端面27b的凸轮面27a上的作用角为最大作用角dθ52的情况。图58(B)是最接近后端面27c的凸轮面27a的凸轮提升模式。在该凸轮提升模式中，不存在副提升模式，只出现与主提升部对应的主提升模式。图67(A)及图68(B)示出了以最接近后端面27c的凸轮面27a上的作用角为最小作用角dθ51的情况。
图69(A)是最接近前端面27b的凸轮面27a与凸轮随动机构接触时的阀提升模式，图69(B)是最接近后端面27c的凸轮面27a与凸轮随动机构20b接触时的阀提升模式。图69(A)及图69(B)所示的两阀提升模式的相位相同。
图70(A)及图70(B)是表示阀升程相对于曲柄转角CA的变化率模式的曲线图。图70(A)的变化率模式与图69(A)的阀提升模式对应，图70(B)的变化率模式与图69(B)的阀提升模式对应。相应的阀提升模式用虚线表示。
图70(A)所示的变化率模式，与阀提升模式的峰P相比，在阀打开侧(提前角侧)具有2个极大部Mx1、Mx2，与阀提升模式的峰P相比，在阀关闭侧(滞后角侧)具有2个极小部Mn1、Mn2。图70(B)所示的变化率模式表示出具有与图53(B)所示的变化率模式同样的倾向。
图69(A)所示的阀提升模式，在台地状副提升模式I、J中，不存在极小部(谷部)。换句话说，关于副提升模式的I、J部分，升程相对于进气凸轮27的旋转角的变化模式不存在极小部。
上述实施形式具有与图49～图53(B)的实施形式同样的优点。特别是，在本实施形式中，在进气凸轮27的阀打开侧及阀关闭侧设有一对副提升部，各副提升部有助于进气凸轮27的作用角的扩大。因而，与只设置一个副提升部的图49～图53(B)的实施形式相比，即使各副提升部的尺寸在进气凸轮27的轴向平缓地变化，也能扩大作用角变化幅度。这有助于进气凸轮27及阀驱动机构小型化。
在本实施形式中，凸轮凸头27d的高度在轴向上连续变化也可以。另外，与两副提升部分别对应的副提升模式I，J在阀打开侧与阀关闭侧不同的方案也是可行的。再者，本实施形式的构成还适用于排气凸轮28。
下面，根据图71(A)～图78，以与图49～图53(B)的第4实施形式不同点为中心说明本发明的第9实施形式。与图49～图53(B)实施形式相同的部件用相同的符号表示，其详细说明省略。
在本实施形式中，具有不同形状的一对进气凸轮527、529相对各进气阀20设置。另外，把一个进气凸轮527作为第一进气凸轮，把另一个进气凸轮529作为第二进气凸轮。这两个进气凸轮527、529的轮廓相对于任何轴向都没有变化。另外，在本实施形式中，不设置阀特性变更促动器222a。因而，进气凸轮轴22不能轴向移动。从两个进气凸轮527、529选择的一个进气凸轮通过锁定臂(图中未示)驱动一个进气阀20。
图71(A)及图71(B)示出了本实施形式的第一进气凸轮527，第一进气凸轮527的凸轮面527a在其阀打开侧具有副提升部。该凸轮面527a的轮廓与图50(A)的进气凸轮27最接近前端面27b的凸轮面27a基本相同。
图72示出了凸轮面527a的凸轮提升模式。在该凸轮提升模式中出现了与副提升部对应的台地状副提升模式K。图71(A)及图72示出了凸轮面527a的作用角为dθ6的情况。图73是由凸轮面527a实现的阀提升模式。该阀提升模式表示出具有与图52(A)的阀提升模式同样的倾向。图74是表示与图73的阀提升模式对应的阀升程变化率模式的曲线图。该变化率模式显示出与图53(A)的变化率模式同样的倾向。
图75(A)及图75(B)示出了本实施形式的第二进气凸轮529。该第二进气凸轮529的凸轮面529a仅由主提升部构成。该凸轮面529a的轮廓与图50(A)的进气凸轮27最接近后端面27c的凸轮面27a的轮廓基本相同。
图76示出了凸轮面529a的凸轮提升模式。该凸轮提升模式中不存在副提升模式。只出现与主提升部对应的主提升模式。图75(A)及图76示出了凸轮面529a的作用角为dθ7的情况。图77是由凸轮面529a实现的阀提升模式。该阀提升模式表示出具有与图52(B)的阀提升模式同样的倾向。图78是表示与图77的阀提升模式对应的阀升程变化率模式的曲线图。该变化率模式显示出与图53(B)的变化率模式同样的倾向。
根据发动机运转状态，从第一进气凸轮527及第二进气凸轮529中选择出用于驱动进气阀20的凸轮，利用选择的凸轮驱动进气阀20。用于切换这样的多个凸轮的机构在例如日本特开平5-125966号公报、特开平7-150917号公报、特开平7-247815号公报、特开平8-177434号公报中已经揭示。
上述实施形式，除了进行两个进气凸轮527、529的切换之外，具有与图49～图53(B)的实施形式大致相同的优点。
在本实施形式中，凸轮凸头527d、529d的高度也可以在第一进气凸轮527及第二进气凸轮529上各不相同。
下面，根据图79(A)～图83(A)，以与图54～图58(B)的第5实施形式不同点为中心说明本发明的第10实施形式。与图54～图58(B)实施形式相同的部件用相同的符号表示，其详细说明省略。
在本实施形式中，具有不同形状的一对排气凸轮相对各排气阀21设置。另外，把一个排气凸轮作为第一排气凸轮628，把另一个排气凸轮作为第二进气凸轮(图中未示)。这两个排气凸轮的轮廓相对于任何轴向都没有变化。另外，在本实施形式中，不设置阀特性变更促动器222a。因而，排气凸轮轴23不能轴向移动。从两个排气凸轮选择的一个排气凸轮通过锁定臂(图中未示)驱动一个排气阀21。
图79(A)及图79(B)示出了本实施形式的第一排气凸轮628，第一进气凸轮628的凸轮面628a在其阀关闭侧具有副提升部。该凸轮面628a的轮廓与图55(A)的排气凸轮28最接近前端面28b的凸轮面28a的轮廓基本相同。
图80示出了凸轮面628a的凸轮提升模式。在该凸轮提升模式中出现了与副提升部对应的台地状副提升模式L。图79(A)及图80示出了凸轮面628a的作用角为dθ8的情况。图81是由凸轮面628a实现的阀提升模式。该阀提升模式表示出具有与图57(A)的阀提升模式同样的倾向。图82是表示与图81的阀提升模式对应的阀升程变化率模式的曲线图。该变化率模式显示出与图58(A)的变化率模式同样的倾向。
虽然图中未示，但是，本实施形式的第二排气凸轮的凸轮面仅由主提升部构成，并且具有与图55(A)的排气凸轮28最接近后端面28c的凸轮面28a的轮廓相同的轮廓。图83的虚线示出了由第二排气凸轮面实现的阀提升模式。该阀提升模式表示出具有与图57(B)的阀提升模式同样的倾向。图83的实线示出了与虚线所示的阀提升模式对应的阀升程变化率模式。该变化率模式显示出与图58(B)的变化率模式同样的倾向。
根据发动机运转状态，从第一排气凸轮628及第二进气凸轮中选择出用于驱动排气阀21的凸轮，利用选择的凸轮驱动排气阀21。用于切换这样的多个凸轮的机构如第9实施形式所述那样，是公知的。
上述实施形式，除了进行两个排气凸轮的切换之外，具有与图54～图58(B)的实施形式大致相同的优点。
在本实施形式中，凸轮凸头628d的高度也可以在第一排气凸轮628及第二排气凸轮中各不相同。
在图49～图53(B)、图59(A)～图62(B)、图67(A)～图70(B)、图71(A)～图78的各实施形式中，也可以使两个极大部Mx1、Mx2之间的升程变化率为零。另外，与升程变化率有关的极大部在阀打开侧也可以设置3个以上。
在图54(A)～图58(B)、图63(A)～图66(B)、图67(A)～图70(B)、图79(A)～图83的各实施形式中，也可以使两个极小部Mn1、Mn2之间的升程变化率为零。另外，与升程变化率有关的极小部在阀关闭侧也可以设置3个以上。
在图49～图70(B)的第4～第8实施形式中，代替阀特性变更促动器222a，也可以使用图6的轴向移动促动器22a及图7旋转相位变更促动器24。
本发明除了适用于直喷式汽油发动机以外，还可以适用于例如向进气口喷射燃料的汽油发动机、柴油发动机。
权利要求
1.一种通过在燃烧室内使空气与燃料的混合气体燃烧而产生动力的发动机的阀特性控制装置，该发动机具有有选择地打开及关闭燃烧室的阀，其特征是，所述阀特性控制装置包括驱动阀的凸轮，该凸轮在本身的轴线周围设有凸轮面，该凸轮面具有使阀进行基本的提升动作的主提升部和对主提升部的作用辅助的副提升部，主提升部和副提升部在凸轮的轴向上连续变化，凸轮面实现根据其轴向位置而不同的阀动作特性；调整用于驱动阀的凸轮面的轴向位置，使凸轮朝轴向移动的轴向移动机构。
2.根据权利要求1所记载的阀特性控制装置，其特征是，发动机具有使凸轮旋转的曲轴，所述阀特性控制装置还包括使凸轮相对于曲轴的旋转相位连续变化的旋转相位变更机构。
3.根据权利要求2所记载的阀特性控制装置，其特征是，旋转相位变更机构兼有与凸轮的轴向移动无关而变更凸轮相对于曲轴的旋转相位的功能以及与凸轮的轴向移动连动而变更凸轮相对于曲轴的旋转相位的功能。
4.根据权利要求1所记载的阀特性控制装置，其特征是，发动机具有使凸轮旋转的曲轴，轴向移动机构具有与凸轮的轴向移动连动使凸轮相对于曲轴的旋转相位连续改变的功能。
5.根据权利要求1至4任一所记载的阀特性控制装置，其特征是，副提升部大致作成台地状。
6.根据权利要求1至5任一所记载的阀特性控制装置，其特征是，凸轮面，在其轴向两端设有用于实现彼此不同的阀提升模式的第一轮廓及第二轮廓，副提升部的出现从第一轮廓向第二轮廓逐渐显著。
7.根据权利要求6所记载的阀特性控制装置，其特征是，第一轮廓实质上不具有副提升部。
8.根据权利要求6或7所记载的阀特性控制装置，其特征是，主提升部从第一轮廓向第二轮廓逐渐变高。
9.根据权利要求1至8任一所记载的阀特性控制装置，其特征是，所述阀是进气阀，所述凸轮是进气凸轮，凸轮面具有使进气阀向阀打开方向动作的阀打开侧和允许进气阀向阀关闭方向动作的阀关闭侧，副提升部设置在阀打开侧。
10.根据权利要求1至8任一所记载的阀特性控制装置，其特征是，所述阀是排气阀，所述凸轮是排气凸轮，凸轮面具有使排气阀向阀打开方向动作的阀打开侧和允许排气阀向阀关闭方向动作的阀关闭侧，副提升部设置在阀关闭侧。
11.根据权利要求6至8任一所记载的阀特性控制装置，其特征是，凸轮面具有使阀向阀打开方向动作的阀打开侧和允许阀向阀关闭方向动作的阀关闭侧，第二轮廓设定成在该阀打开侧，使阀升程相对于凸轮旋转角的变化率模式具有多个极大部而且使阀升程相对于凸轮旋转角的变化模式不具有极小部。
12.根据权利要求11所记载的阀特性控制装置，其特征是，第一轮廓设定成在该阀打开侧，使阀升程相对于凸轮旋转角的变化率模式有一个极大部。
13.根据权利要求11或12所记载的阀特性控制装置，其特征是，所述阀是进气阀，所述凸轮是进气凸轮，副提升部至少设置在阀打开侧。
14.根据权利要求6至8任一所记载的阀特性控制装置，其特征是，凸轮面具有使阀向阀打开方向动作的阀打开侧和允许阀向阀关闭方向动作的阀关闭侧，第二轮廓设定成在该阀关闭侧，使阀升程相对于凸轮旋转角的变化率模式具有多个极小部而且使阀升程相对于凸轮旋转角的变化模式不具有极小部。
15.根据权利要求14所记载的阀特性控制装置，其特征是，第一轮廓设定成在该阀关闭侧，使阀升程相对于凸轮旋转角的变化率模式有一个极小部。
16.根据权利要求14或15所记载的阀特性控制装置，其特征是，所述阀是排气阀，所述凸轮是排气凸轮，副提升部至少设置在阀关闭侧。
17.根据权利要求1至16任一所记载的阀特性控制装置，其特征是，发动机具有将燃料直接喷射到燃烧室内的燃料喷射阀。
18.一种通过在燃烧室内使空气与燃料的混合气体燃烧而产生动力的发动机的阀特性控制装置，该发动机具有将燃料直接喷射到燃烧室内的燃料喷射阀、将空气导入燃烧室的第一及第二进气通路、将相应的进气通路有选择地连接到燃烧室上及切断其连接的第一及第二进气阀、在第二进气阀的上游侧调节第二进气通路的打开量的气流控制阀，所述阀特性控制装置包括驱动第一进气阀的第一进气凸轮，第一凸轮在本身的轴线周围设有第一凸轮面，该第一凸轮面的轮廓沿轴向连续变化；驱动第二进气阀的第二进气凸轮，第二凸轮在本身的轴线周围设有第二凸轮面，该第二凸轮面的轮廓与第一凸轮面的轮廓不同而且沿轴向连续变化；调整用于驱动相应的进气阀的两个进气凸轮面的轴向位置，使两个进气凸轮朝轴向移动的轴向移动机构。
19.根据权利要求18所记载的阀特性控制装置，其特征是，第一凸轮面具有使第一进气阀进行基本的提升动作的主提升部和对主提升部的作用辅助的副提升部，第二凸轮面只有使第二进气阀进行基本的提升动作的主提升部。
20.根据权利要求19所记载的阀特性控制装置，其特征是，第一凸轮面的主提升部在轴向上没有变化，第一凸轮面的副提升部随着接近第一凸轮面的轴向一端逐渐显著地出现，第二凸轮面的主提升部的高度在轴向是变化的。
21.根据权利要求18至20任一所记载的阀特性控制装置，其特征是，发动机具有使两个进气凸轮旋转的曲轴，所述阀特性控制装置还包括使两个进气凸轮相对于曲轴的旋转相位连续变化的旋转相位变更机构。
全文摘要
进气凸轮的凸轮面具有使进气阀进行基本的提升动作的主提升部和对主提升部的作用辅助的副提升部。主提升部和副提升部在进气凸轮的轴向上连续变化。为了调整用于驱动进气阀的凸轮面的轴向位置,轴向移动促动器使进气凸轮朝轴向移动。通过进气凸轮轴向移动,将由主提升部实现的凸轮提升模式和由副提升部实现的凸轮提升模式复合而成的多样阀提升特性施加给阀。因此,能使阀特性充分适应根据发动机运转状态要求的种种发动机性能。
文档编号F01L1/344GK1382245SQ00814625
公开日2002年11月27日 申请日期2000年8月21日 优先权日1999年8月23日
发明者菊冈振一郎, 增田义彦, 守谷嘉人, 永长秀男, 中野修司 申请人:丰田自动车株式会社