JP2007127188A - 回転直動式アクチュエータ及びエンジンの可変動弁機構 - Google Patents

Abstract

【課題】より高い効率をもって回転運動を直線運動へ変換することのできる回転直動式アクチュエータ及びエンジンの可変動弁機構を提供する。
【解決手段】この回転直動式アクチュエータ７は、入力された回転運動を直線運動に変換して出力する回転直線運動変換機構８と同運動変換機構８に対して回転運動を入力するモータ７１とを備えて構成される。また、回転直線運動変換機構８がモータ７１を通じて回転運動するリングシャフト８２とリングシャフト８２の回転運動を通じて遊星運動する複数のプラネタリシャフト８３とプラネタリシャフト８３の遊星運動を通じて直線運動するサンシャフト８１とを備えて構成される。そして、回転直線運動変換機構８を支持するスラストベアリング９１をプラネタリシャフト８３に取り付けた。
【選択図】図１７

Description

本発明は、入力された回転運動を直線運動に変換して出力する回転直動式アクチュエータ、及びエンジンバルブのバルブ特性を変更するエンジンの可変動弁機構に関する。

回転直動式アクチュエータは、入力された回転運動を直線運動に変換して出力する回転直線運動変換機構と、この回転直線運動変換機構に回転運動を入力するモータとを備えて構成される（特許文献１参照）。また、回転直線運動変換機構としては、例えば次の構造の変換機構が知られている。すなわち、回転直線運動変換機構は、モータを通じて回転運動する円環軸と、同円環軸の回転運動を通じて遊星運動する複数の遊星軸と、同遊星軸の遊星運動を通じて直線運動する太陽軸とを備えて構成される。

回転直動式アクチュエータは、例えば、エンジンバルブ（インテークバルブ及びエキゾーストバルブの少なくとも一方のバルブ）のバルブ特性を変更する可変動弁機構に適用することができる（特許文献２参照）。

可変動弁機構は、スラスト変位が可能な状態でシリンダヘッドに配置されるコントロールシャフトと、このコントロールシャフトの周囲に組み付けられてエンジンバルブを運動させるバルブリフト機構とを備えて構成されている。また、バルブリフト機構は、コントロールシャフトと連動して移動可能なスライダギアと、スライダギアに組み付けられてエンジンバルブのカムシャフトにより運動する入力ギアと、スライダギアに組み付けられてエンジンバルブを運動させる出力ギアとを備えて構成されている。

こうした可変動弁機構に対して回転直動式アクチュエータを適用した場合、同アクチュエータを通じてコントロールシャフトをスラスト変位させることにより、スライダギアと入力ギア及び出力ギアとの軸方向の相対位置が変更される。そして、この相対位置の変化にともなって入力ギアと出力ギアとが相対回転するため、入力ギアと出力ギアとの相対的な回転位相が変更される。

上記可変動弁機構を搭載したエンジンにおいては、回転直動式アクチュエータを通じて上述のように入力ギアと出力ギアとの相対的な回転位相が変更されることにより、エンジンバルブのバルブ作用角及び最大バルブリフト量が変化するようになる。
特開平９−２５０５７９号公報 特開２００１−２６３０１５号公報

ところで、回転直動式アクチュエータにおいては、その構造上、構成要素間での摺動抵抗に起因するアクチュエータ効率（入力仕事に対する出力仕事の割合）の低下が生じやすいため、そうした摺動抵抗を極力小さくすることが望まれる。例えば、特許文献１の回転直動式アクチュエータでは、モータのロータとアクチュエータのハウジングとの間にスラストベアリングを配置することで、ロータの回転にともなう摺動抵抗を低減させるようにしている。

しかし、こうした軸受構造を採用した回転直動式アクチュエータにおいても、アクチュエータ効率の向上について改善の余地が残されている。すなわち、回転運動する構成要素に対して比較的大きなスラスト荷重が作用する場合には、スラストベアリングでの摺動抵抗が増大するため、アクチュエータ効率を十分に向上させることが困難となる。

例えば、可変動弁機構を備えたエンジンにおいては、エンジンバルブからの反力により可変動弁機構のコントロールシャフトにスラスト荷重が生じるため、回転直線運動変換機構に対して比較的大きなスラスト荷重が作用するようになる。従って、特許文献１の回転直動式アクチュエータを上記可変動弁機構に適用したとしても、上述した理由によりアクチュエータ効率の低下が避けられないものとなる。

本発明は、このような実情に鑑みてなされたものであり、その目的は、より高い効率をもって回転運動を直線運動へ変換することのできる回転直動式アクチュエータ及びエンジンの可変動弁機構を提供することにある。

以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について記載する。
（１）請求項１に記載の発明は、入力された回転運動を直線運動に変換して出力する回転直線運動変換機構を備えること、及び該回転直線運動変換機構が回転運動する円環軸と該円環軸の回転運動を通じて遊星運動する複数の遊星軸と該遊星軸の遊星運動を通じて直線運動する太陽軸とを備えることを条件として構成される回転直動式アクチュエータにおいて、前記遊星軸にスラストベアリングを取り付けたことを要旨としている。

（２）請求項２に記載の発明は、入力された回転運動を直線運動に変換して出力する回転直線運動変換機構を備えること、及び該回転直線運動変換機構が回転運動する円環軸と該円環軸の回転運動を通じて遊星運動する複数の遊星軸と該遊星軸の遊星運動を通じて直線運動する太陽軸とを備えることを条件として構成される回転直動式アクチュエータにおいて、前記回転直線運動変換機構を支持するスラストベアリングについて、該スラストベアリングを前記遊星軸に取り付けたことを要旨としている。

（３）請求項３に記載の発明は、請求項２に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、前記スラストベアリングを前記回転直線運動変換機構の構成要素のうち前記遊星軸のみに取り付けたことを要旨としている。

（４）請求項４に記載の発明は、請求項２または３に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、前記スラストベアリングが前記回転直線運動変換機構と当該アクチュエータのその他の構成要素との間で前記回転直線運動変換機構を支持するものであることを要旨としている。

（５）請求項５に記載の発明は、入力された回転運動を直線運動に変換して出力する回転直線運動変換機構と該回転直線運動変換機構に回転運動を入力するモータとを備えること、及び前記回転直線運動変換機構が前記モータのロータとともに回転運動する円環軸と該円環軸の回転運動を通じて遊星運動する複数の遊星軸と該遊星軸の遊星運動を通じて直線運動する太陽軸とを備えることを条件として構成される回転直動式アクチュエータにおいて、前記ロータと前記円環軸と前記遊星軸とから構成される回転機構部を支持するスラストベアリングについて、該スラストベアリングを前記遊星軸に取り付けたことを要旨としている。

（６）請求項６に記載の発明は、請求項５に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、前記スラストベアリングを前記回転機構部の構成要素のうち前記遊星軸のみに取り付けたことを要旨としている。

（７）請求項７に記載の発明は、請求項５または６に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、前記スラストベアリングが前記回転機構部と当該アクチュエータのその他の構成要素との間で前記回転機構部を支持するものであることを要旨としている。

請求項１〜７に記載の発明においては、円環軸の回転速度よりも遊星軸の回転速度（公転の速度）が小さくなるといった回転直線運動変換機構の特徴に着目し、遊星軸にスラストベアリングを取り付けるようにしている。これにより、回転直動式アクチュエータの構成要素間における摺動抵抗が低減されるため、アクチュエータ効率の向上が図られるようになる。すなわち、円環軸よりも回転速度の小さい遊星軸をスラストベアリングで支持するようにしているため、円環軸のスラスト荷重をスラストベアリングにより受ける場合に比べてスラストベアリングに生じる摺動抵抗が小さくなる。このように、請求項１〜７に記載の発明によれば、より高い効率をもって回転運動を直線運動へ変換する回転直動式アクチュエータを実現することができるようになる。

（８）請求項８に記載の発明は、請求項４または７に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、前記その他の構成要素が前記回転直線運動変換機構を内蔵するハウジングであることを要旨としている。

（９）請求項９に記載の発明は、請求項１〜８のいずれか一項に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、前記遊星軸の端部の一方を前記円環軸の外側に配置するとともに該端部に前記スラストベアリングを取り付けたことを要旨としている。

通常の回転直線運動変換機構においては、円環軸の内部空間に収まるように遊星軸が配置される。これに対して、上記発明では、こうした技術常識をくつがえして遊星軸の端部を円環軸の外側に配置することにより、円環軸の外側において遊星軸にスラストベアリングを取り付けることができるようにしている。従って、従来のアクチュエータからの設計変更を極力少なくして当該アクチュエータを製造することができるようになる。

（１０）請求項１０に記載の発明は、請求項１〜９のいずれか一項に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、前記遊星軸が雄ねじが形成された噛合部と該噛合部の両端に形成された軸受部とから構成されるものであることを要旨としている。

（１１）請求項１１に記載の発明は、請求項１０に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、前記スラストベアリングとして、前記複数の遊星軸の各々において前記軸受部に取り付けられる第１のスラストベアリングと該複数の第１のスラストベアリングを一括して支持する第２のスラストベアリングとを備えることを要旨としている。

上記請求項に記載の発明によれば、遊星軸の自転及び公転にともない第１のスラストベアリング及び第２のスラストベアリングがそれぞれ独立して回転することにより、遊星軸の自転及び公転にともなう摺動抵抗を低減することができるようになる。

（１２）請求項１２に記載の発明は、請求項１０に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、前記スラストベアリングとして、前記太陽軸と前記遊星軸の軸受部との間に配置されるとともに前記複数の遊星軸を一括して支持する内側スラストベアリングと、前記遊星軸の軸受部と前記円環軸との間に配置されるとともに前記複数の遊星軸を一括して支持する外側スラストベアリングとを備えることを要旨としている。

上記請求項に記載の発明によれば、遊星軸の自転及び公転にともない内側スラストベアリング及び外側スラストベアリングがそれぞれ独立して回転することにより、遊星軸の自転及び公転にともなう摺動抵抗を低減することができるようになる。

（１３）請求項１３に記載の発明は、請求項１〜１０のいずれか一項に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、前記スラストベアリングが前記複数の遊星軸を一括して支持するものであることを要旨としている。

上記請求項に記載の発明によれば、各遊星軸の自転及び公転がスラストベアリングを通じて受けられることにより、遊星軸の自転及び公転にともなう摺動抵抗を低減することができるようになる。

（１４）請求項１４に記載の発明は、請求項１〜１３のいずれか一項に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、前記円環軸が、一体回転する内歯車を備えるものであり、前記遊星軸が、一体回転するとともに前記内歯車と噛み合う外歯車を備えるものであり、前記円環軸と前記遊星軸との間における回転の伝達が、前記内歯車と前記外歯車との噛み合いのみを通じて行われるものであることを要旨としている。

通常の回転直線運動変換機構においては、円環軸の雌ねじと遊星軸の雄ねじとが噛み合わされるとともに、このねじの噛み合いを通じて円環軸から遊星軸へ回転が伝達される。これに対して、上記請求項に記載の発明では、内歯車と外歯車との噛み合いを通じて円環軸から遊星軸へ回転を伝達させるようにしているため、回転の伝達に着目した場合、円環軸と遊星軸とにおけるねじの噛み合いは特に必要とされない。また、ベアリングを通じて遊星軸のスラスト荷重を受けているため、円環軸と遊星軸とにおいてねじの噛み合いがなくとも、スラスト荷重による円環軸と遊星軸との相対的なスラスト変位が抑制される。すなわち、遊星軸にスラスト荷重が作用した場合においても、内歯車と外歯車との噛み合いが確保される。

そこで、上記請求項に記載の発明においては、円環軸と遊星軸とにおけるねじの噛み合いを廃止するとともに、歯車のみを介してこれら構成要素を噛み合わせるようにしている。すなわち、内周側に雌ねじが形成されていない円環軸を採用するようにしている。これにより、円環軸と遊星軸との間においてねじの噛み合いによる摺動抵抗がなくなるため、アクチュエータの効率をより向上させることができるようになる。

（１５）請求項１５に記載の発明は、エンジンバルブのバルブ作用角及び最大バルブリフト量の少なくとも一方を変更するエンジンの可変動弁機構において、請求項１〜１４のいずれか一項に記載の回転直動式アクチュエータを備えたことを要旨としている。

上記請求項に記載の発明によれば、エンジンの可変動弁機構において、より高いアクチュエータ効率をもって回転運動が直線運動へ変換されるようになる。これにより、エンジンの運転効率についても改善を図ることができるようになる。

（１６）請求項１６に記載の発明は、請求項１５に記載のエンジンの可変動弁機構において、入力された直線運動を通じて前記バルブ作用角及び最大バルブリフト量の少なくとも一方を変更する動弁機構本体を備えること、並びに該動弁機構本体へ直線運動を入力するアクチュエータとして前記回転直動式アクチュエータを備えることを要旨としている。

（１７）請求項１７に記載の発明は、請求項１６に記載のエンジンの可変動弁機構において、前記動弁機構本体が、直線運動可能な状態でシリンダヘッドに配置されるコントロールシャフトと、該コントロールシャフトと連動して移動可能なスライダギアと、該スライダギアに組み付けられてカムシャフトのカムを通じて運動する入力ギアと、前記スライダギアに組み付けられて前記エンジンバルブを運動させる出力ギアとを備えて構成されるとともに、前記コントロールシャフトの直線運動を通じて前記入力ギアと前記出力ギアとを相対回転させることで前記バルブ作用角及び最大バルブリフト量の少なくとも一方を変更するものであり、前記回転直動式アクチュエータが、前記太陽軸の直線運動を通じて前記コントロールシャフトを直線運動させるものであることを要旨としている。

（第１実施形態）
本発明の第１実施形態について、図１〜図２３を参照して説明する。
本実施形態では、本発明にかかる回転直動式アクチュエータをエンジンの可変動弁機構のアクチュエータとして具体化している。

＜エンジンの構造＞
図１に、可変動弁機構を搭載したエンジンの平面構造を示す。なお、本実施形態では、直列４気筒のエンジンを想定しているが、本発明はいずれのエンジンに対しても適用することができる。

エンジン１は、シリンダブロック１１とシリンダヘッド１２との組み合わせを通じて構成されている。シリンダブロック１１には、複数のシリンダ１３が形成されている。各シリンダ１３内の燃焼室には、インジェクタを通じてシリンダヘッド１２のインテークポート２１へ噴射された燃料とインテークマニホールドを介してインテークポート２１へ供給された空気との混合気が供給される。クランクシャフト１４は、混合気の燃焼によるピストンの直線運動を回転運動へ変換して出力する。

シリンダヘッド１２には、各シリンダ１３のインテークポート２１を燃焼室に対して開閉するインテークバルブ２２、及び各シリンダ１３のエキゾーストポート２３を燃焼室に対して開閉するエキゾーストバルブ２４が設けられている。インテークバルブ２２は、インテークカムシャフト２５のカム（インテークカム２５Ｃ）及びバルブスプリングを通じて開閉される。エキゾーストバルブ２４は、エキゾーストカムシャフト２６のカム（エキゾーストカム２６Ｃ）及びバルブスプリングを通じて開閉される。インテークカムシャフト２５及びエキゾーストカムシャフト２６は、シリンダヘッド１２と一体に形成されたカムキャリア２７により支持されている。そして、タイミングチェーン１５を介して伝達されたクランクシャフト１４のトルクにより回転する。

エンジン１には、インテークバルブ２２のバルブ作用角（吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭ）を変更する可変動弁機構３が備えられている。可変動弁機構３は、インテークカムシャフト２５に隣接する位置へ配置された動弁機構本体３１と動弁機構本体３１の構成要素へ直線運動を入力する回転直動式アクチュエータ７とを備えて構成されている。そして、回転直動式アクチュエータ７に内蔵されたモータ７１の回転を通じて吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭを変更する。なお、吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭは、インテークバルブ２２が最も閉弁側の位置から最も開弁側の位置まで移動する期間におけるクランクシャフト１４の回転角度を示す。

エンジン１は、電子制御装置を通じて統括的に制御される。
電子制御装置は、エンジン制御にかかる演算処理を実行する中央演算処理装置、エンジン制御に必要なプログラムやマップが予め記憶された読み出し専用メモリ、中央演算処理装置の計算結果等を一時的に記憶するランダムアクセスメモリ、外部の信号を入力するための入力ポート、及び外部へ信号を出力するための出力ポート等を備えて構成されている。電子制御装置の入力ポートには、クランクポジションセンサやエアフローメータ等の各種センサが接続されている。また、電子制御装置の出力ポートには、インジェクタの駆動回路やモータ７１の駆動回路等の各種駆動回路が接続されている。

＜可変動弁機構の構造＞
図２〜図１５を参照して、可変動弁機構３の構造について説明する。なお、以下の〔１〕では可変動弁機構３の大まかな構造について、〔２〕では電子制御装置によるバルブ作用角の変更態様について、〔３〕では可変動弁機構３の主要部分の構造について、〔４〕及び〔５〕では可変動弁機構３の動作態様について、〔６〕では可変動弁機構３の動作状態とバルブ作用角との関係についてそれぞれ説明している。

〔１〕「可変動弁機構の全体構造」
図２及び図３を参照して、可変動弁機構３の構造の概略について説明する。
・図２は、可変動弁機構３の斜視構造を示す。
・図３は、可変動弁機構３のバルブリフト機構について、その分解斜視構造を示す。

図２を参照して、可変動弁機構３の構造の概略について説明する。
動弁機構本体３１は、各シリンダ１３に対応して設けられた複数のバルブリフト機構３２と各バルブリフト機構３２を支持するスライドシャフト機構３３との組み合わせを通じて構成されている。また、それぞれの中心線が整合するように各構成要素（ロッカーシャフト３４、コントロールシャフト３５、スライダギア４、入力ギア５及び出力ギア６）が組み合わされている。すなわち、これら各構成要素は共通の中心線Ｏを有する。

スライドシャフト機構３３は、回転運動及び直線運動が不能な状態でシリンダヘッド１２（カムキャリア２７）に固定されるロッカーシャフト３４と、直線運動が可能な状態でロッカーシャフト３４内に配置されるコントロールシャフト３５との組み合わせを通じて構成されている。

バルブリフト機構３２は、コントロールシャフト３５に連動して直線運動可能なスライダギア４と、ヘリカルスプラインを通じてスライダギア４と噛み合う入力ギア５及び出力ギア６との組み合わせを通じて構成されている。入力ギア５及び出力ギア６は、スライダギア４の直線運動にともない互いに相対回転する。

動弁機構本体３１においては、以下のように各構成要素の回転運動及び直線運動がそれぞれ許容または制限されている。なお、回転運動は中心線Ｏまわりにおける周方向の運動を示す。また、直線運動は中心線Ｏに沿った軸方向の運動を示す。
（ａ）ロッカーシャフト３４は、回転運動及び直線運動ともに不能。
（ｂ）コントロールシャフト３５は、回転運動不能かつ直線運動可能。
（ｃ）スライダギア４は、回転運動及び直線運動ともに可能。
（ｄ）入力ギア５は、回転運動可能かつ直線運動不能。
（ｅ）出力ギア６は、回転運動可能かつ直線運動不能。

回転直動式アクチュエータ７は、モータ７１の回転運動を回転直線運動変換機構８により直線運動へ変換して出力する。すなわち、モータ７１の回転運動を通じて出力軸（サンシャフト８１）を直線運動させる。回転直動式アクチュエータ７のサンシャフト８１は、コントロールシャフト３５の端部に接続されている。なお、本実施形態では、コントロールシャフト３５の移動方向について、コントロールシャフト３５が回転直動式アクチュエータ７から押し出される方向を正方向Ｆとし、コントロールシャフト３５が回転直動式アクチュエータ７へ引き込まれる方向を逆方向Ｒとしている。

〔２〕「電子制御装置によるバルブ作用角の変更態様」
電子制御装置は、回転直動式アクチュエータ７の制御を通じてコントロールシャフト３５を変位させることにより、吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭの変更を行う。具体的には、次のように回転直動式アクチュエータ７の制御を行う。
・吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭを小さくする要求があるとき、コントロールシャフト３５が正方向Ｆへ向けて変位するように回転直動式アクチュエータ７を駆動させる。
・吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭを大きくする要求があるとき、コントロールシャフト３５が逆方向Ｒへ向けて変位するように回転直動式アクチュエータ７を駆動させる。

エンジン１においては、図４に示すように、可変動弁機構３の動作を通じて吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭとともにインテークバルブ２２の最大バルブリフト量（吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＬ）が変更される。吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭ及び吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＬは、コントロールシャフト３５の動作に応じて以下の（ａ）及び（ｂ）に示すように変化する。なお、吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＬは、インテークバルブ２２が最も閉弁側の位置から最も開弁側の位置まで移動するときのインテークバルブ２２の変位量を示す。

（ａ）コントロールシャフト３５が正方向Ｆへ向けて移動するとき、吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭ及び吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＴは小さくなる方向へ変化する。そして、コントロールシャフト３５が最大限まで正方向Ｆへ移動したとき、吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭが最も小さいバルブ作用角（最小吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭｍｉｎ）に設定されるとともに吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＬが最も小さい最大バルブリフト量（下限吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＬｍｉｎ）に設定される。

（ｂ）コントロールシャフト３５が逆方向Ｒへ向けて移動するとき、吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭ及び吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＴは大きくなる方向へ変化する。そして、コントロールシャフト３５が最大限まで逆方向Ｒへ移動したとき、吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭが最も大きいバルブ作用角（最大吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭｍａｘ）に設定されるとともに吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＬが最も大きい最大バルブリフト量（上限吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＬｍａｘ）に設定される。

〔３〕「動弁機構本体の構造」
図５〜図１１を参照して、動弁機構本体３１の構造について説明する。なお、可変動弁機構３においては、各シリンダ１３に対応した箇所の構造が共通しているため、図５〜図１０及び図１１では、１つのシリンダ１３に対応した箇所の構造のみを示している。

図５及び図６を参照して、バルブリフト機構３２の構造について説明する。
・図５は、動弁機構本体３１について、入力ギア５及び出力ギア６の一部を取り除いた状態の斜視構造を示す。
・図６は、動弁機構本体３１について、図５の状態からスライドシャフト機構３３及びスライダギア４を取り除いた状態の斜視構造を示す。

スライダギア４の本体（スライダギア本体４１）には、スライダギア入力部４２及びスライダギア出力部４３が一体に形成されている。スライダギア入力部４２には、右ねじれのヘリカルスプライン（入力スプライン４２Ａ）が形成されている。スライダギア出力部４３には、左ねじれのヘリカルスプライン（出力スプライン４３Ａ）が形成されている。すなわち、入力スプライン４２Ａと出力スプライン４３Ａとは、歯すじのねじれ方向がコントロールシャフト３５の中心線Ｏに対して互いに反対となるように形成されている。

入力ギア５の本体（入力ギア本体５１）には、スライダギア４の入力スプライン４２Ａと噛み合うヘリカルスプライン（入力スプライン５２）が形成されている。入力ギア本体５１の外周側には、インテークカム２５Ｃと接触する入力アーム５３が設けられている。入力アーム５３は、入力ギア本体５１と一体形成された一対のアーム５４とシャフト５５のまわりを回転するローラ５６とから構成されている。

出力ギア６の本体（出力ギア本体６１）には、スライダギア４の出力スプライン４３Ａと噛み合うヘリカルスプライン（出力スプライン６２）が形成されている。出力ギア本体６１の外周側には、一体形成された出力アーム６３が設けられている。出力アーム６３には、凹状に湾曲したカム面６３Ｆが形成されている。

図７〜図９を参照して、スライドシャフト機構３３の構造について説明する。
・図７は、コントロールシャフト３５の斜視構造を示す。
・図８は、ロッカーシャフト３４の斜視構造を示す。
・図９は、スライドシャフト機構３３の斜視構造を示す。

コントロールシャフト３５には、スライダギア４をコントロールシャフト３５の直線運動と連動させるためのコネクトピン３６が取り付けられる。コネクトピン３６は、コントロールシャフト３５のピン挿入穴３５Ｈにはめ込まれる。本実施形態のコントロールシャフト３５には、各シリンダ１３に対応して４つのピン挿入穴３５Ｈが形成されている。

ロッカーシャフト３４には、コネクトピン３６の直線運動を許容するためのピン移動孔３４Ｈが形成されている。コネクトピン３６は、ピン移動孔３４Ｈを介してコントロールシャフト３５のピン挿入穴３５Ｈにはめ込まれる。

スライドシャフト機構３３においては、コントロールシャフト３５とスライダギア４との軸方向の相対位置を固定するためのブッシュ３７がコネクトピン３６に取り付けられる。これにより、コントロールシャフト３５とコネクトピン３６及びブッシュ３７とが一体となって直線運動する。

図１０及び図１１を参照して、バルブリフト機構３２とスライドシャフト機構３３との組み付け構造について説明する。
・図１０は、スライダギア４の断面構造を示す。
・図１１は、図１０の状態のスライダギア４にスライドシャフト機構３３を組み合わせた状態を示す。

スライダギア４のピン溝４４には、ブッシュ３７が配置される。そして、この状態のスライダギア４において、スライダギア本体４１のシャフト挿入孔４５へロッカーシャフト３４及びコントロールシャフト３５が挿入されることにより、スライダギア４とロッカーシャフト３４及びコントロールシャフト３５とが組み合わされる。

コネクトピン３６は、スライダギア４のピン挿入孔４２Ｈ及びブッシュ３７のピン挿入孔３７Ｈを介してコントロールシャフト３５のピン挿入穴３５Ｈにはめ込まれる。これにより、コントロールシャフト３５、コネクトピン３６、ブッシュ３７及びスライダギア４が一体となって直線運動する。

〔４〕「可変動弁機構の動作態様１」
図１２及び図１３を参照して、インテークカムシャフト２５の回転運動にともなう可変動弁機構３のバルブリフト機構３２の動作態様について説明する。
・図１２に、動弁機構本体３１について、スライダギア４、入力ギア５及び出力ギア６の一部を取り除いた状態の斜視構造を示す。
・図１３に、動弁機構本体３１について、図１２の状態からスライダギア４、入力ギア５及び出力ギア６が回転した状態を示す。

動弁機構本体３１においては、コネクトピン３６及びブッシュ３７がスライダギア４のピン溝４４に配置されていることにより、ロッカーシャフト３４及びコントロールシャフト３５（スライドシャフト機構３３）に対するスライダギア４の相対回転が許容されている。

これにより、可変動弁機構３においては、インテークカムシャフト２５のインテークカム２５Ｃにより入力ギア５が押されたとき、スライダギア４が入力ギア５とともにスライドシャフト機構３３のまわりで回転運動する。また、出力ギア６がスライダギア４とともにスライドシャフト機構３３のまわりで回転運動する。すなわち、スライダギア４、入力ギア５及び出力ギア６が一体となってスライドシャフト機構３３のまわりで回転運動する。例えば、動弁機構本体３１の動作状態が図１２に示す状態のときに入力ギア５がインテークカム２５Ｃにより押された場合、スライダギア４、入力ギア５及び出力ギア６の回転運動を通じて、動弁機構本体３１の動作状態が図１３に示す状態へ移行する。

〔５〕「可変動弁機構の動作態様２」
図１４を参照して、コントロールシャフト３５の直線運動にともなうバルブリフト機構３２の動作態様について説明する。なお、図１４は、図２のＤＺ−ＤＺ線に沿った可変動弁機構３の側面構造を示す。

バルブリフト機構３２においては、コントロールシャフト３５の直線運動を通じてスライダギア４と入力ギア５及び出力ギア６との軸方向の相対位置が変更されるとき、入力ギア５及び出力ギア６に対して互いに反対方向へ作用するねじり力が付与される。これにより、入力ギア５と出力ギア６とが相対回転するため、入力ギア５（入力アーム５３）と出力ギア６（出力アーム６３）との相対的な回転位相が変更される。なお、可変動弁機構３においては、共通する１本のコントロールシャフト３５に全てのスライダギア４が固定されているため、コントロールシャフト３５の移動にともない全てのバルブリフト機構３２において上記相対的な回転位相が変更される。

可変動弁機構３においては、図１４の状態Ａを基準の動作状態としたとき、コントロールシャフト３５の移動方向を応じてバルブリフト機構３２が以下のように動作する。
（ａ）状態Ａからコントロールシャフト３５を正方向Ｆへ変位させたとき、バルブリフト機構３２の動作状態は状態Ａから状態Ｂへ移行する。すなわち、入力ギア５と出力ギア６との相対回転により、中心線Ｏのまわりにおいて入力アーム５３と出力アーム６３とが接近する。
（ｂ）状態Ａからコントロールシャフト３５を逆方向Ｒへ変位させたとき、バルブリフト機構３２の動作状態は状態Ａから状態Ｃへ移行する。すなわち、入力ギア５と出力ギア６との相対回転により、中心線Ｏのまわりにおいて入力アーム５３と出力アーム６３とが離間する。

〔６〕「可変動弁機構の動作とバルブ作用角との関係」
図１５に、エンジン１における可変動弁機構３周辺の断面構造を示す。
シリンダヘッド１２において、インテークカムシャフト２５とローラロッカーアーム２８との間には、可変動弁機構３のバルブリフト機構３２が配置されている。ローラロッカーアーム２８は、インテークバルブ２２のバルブスプリング２９によりバルブリフト機構３２側へ付勢されているため、ローラ２８Ａが常にバルブリフト機構３２の出力ギア６と接触した状態に保持される。入力ギア５は、シリンダヘッド１２と入力ギア本体５１との間に取り付けられているスプリングによりインテークカムシャフト２５側へ付勢されているため、ローラ５６が常にインテークカム２５Ｃと接触した状態に保持される。

エンジン１においては、ローラロッカーアーム２８のローラ２８Ａが出力ギア６の出力ギア本体６１と接触しているとき、すなわちローラ２８Ａが出力アーム６３と接触していないとき、ローラロッカーアーム２８の位置が基準位置（インテークバルブ２２が最も閉弁側に保持される位置）から変化しないため、インテークバルブ２２が最も閉弁側の位置に保持される。一方で、ローラ２８Ａが出力アーム６３と接触しているとき、ローラロッカーアーム２８が出力アーム６３により押し下げられるため、インテークバルブ２２が開弁される。ローラロッカーアーム２８が基準位置から押し下げられる量は、ローラ２８Ａに対する出力アーム６３のカム面６３Ｆの接触位置に応じて変化するため、ローラ２８Ａに対するカム面６３Ｆの接触位置が出力アーム６３の先端側となるにつれてインテークバルブ２２の変位量が大きくなる。

可変動弁機構３においては、入力アーム５３がインテークカム２５Ｃのベースサークルと接触しているとき、出力ギア６の回転位相が基準位相（出力アーム６３がローラ２８Ａと接触しない回転位相）に保持される。一方で、入力アーム５３がインテークカム２５Ｃのカムノーズと接触しているとき、ロッカーシャフト３４まわりにおけるバルブリフト機構３２の回転運動を通じて出力ギア６の回転位相が基準位相から変化することにより、出力アーム６３がローラ２８Ａへ接近する。そして、出力ギア６の回転位相の変化を通じて出力アーム６３がローラ２８Ａと接触することにより、インテークバルブ２２が開弁される。バルブリフト機構３２の回転運動にともなう出力ギア６の回転位相の変化量は、入力アーム５３に対するインテークカム２５Ｃの接触位置に応じて変化するため、入力アーム５３に対するインテークカム２５Ｃの接触位置がカムノーズの先端側となるにつれて出力アーム６３の先端がローラ２８Ａに接近する。

こうしたことから、エンジン１においては、インテークカム２５Ｃのカムノーズが入力アーム５３と接触しているときの出力アーム６３によるローラロッカーアーム２８（インテークバルブ２２）の押し下げ期間及び押し下げ量が、ロッカーシャフト３４（中心線Ｏ）まわりにおける入力アーム５３と出力アーム６３との距離に応じて変化する。従って、コントロールシャフト３５を変位させて入力アーム５３と出力アーム６３との相対的な回転位相を変化させることにより、吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭ及び吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＬを変更することが可能となる。

吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭ及び吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＬは、上記入力アーム５３と出力アーム６３との距離に応じて次のように変化する。
（ａ）中心線Ｏまわりにおける入力アーム５３と出力アーム６３との距離が短くなるにつれて（例えば、図１４の状態Ａから状態Ｂへ移行するとき）、出力アーム６３によるローラロッカーアーム２８の押し下げ期間及び押し下げ量が小さくなるため、吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭ及び吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＬは減少する。
（ｂ）中心線Ｏまわりにおける入力アーム５３と出力アーム６３との距離が長くなるにつれて（例えば、図１４の状態Ａから状態Ｃへ移行するとき）、出力アーム６３によるローラロッカーアーム２８の押し下げ期間及び押し下げ量が大きくなるため、吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭ及び吸気最大バルブリフト量ＩＮＶＬは増加する。

＜可変動弁機構に生じるスラスト荷重＞
図１６を参照して、可変動弁機構３に生じるスラスト荷重について説明する。
可変動弁機構３においては、インテークカムシャフト２５を通じて入力ギア５の入力アーム５３へ加えられる力が入力ギア本体５１を介してスライダギア入力部４２へ伝達されるため、入力アーム５３に加えられる力の方向と入力スプライン４２Ａの歯すじのねじれ方向との関係により、正方向Ｆへ向かうスラスト荷重がスライダギア入力部４２に生じるようになる。

一方で、バルブスプリング２９を通じて出力ギア６の出力アーム６３へ加えられる力が出力ギア本体６１を介してスライダギア出力部４３へ伝達されるため、出力アーム６３に加えられる力の方向と出力スプライン４３Ａの歯すじのねじれ方向との関係により、正方向Ｆへ向かうスラスト荷重がスライダギア出力部４３に生じるようになる。

なお、バルブリフト機構３２においては、入力スプライン４２Ａのねじれ方向と出力スプライン４３Ａのねじれ方向とが互いに反対方向に設定されているとともに、インテークカムシャフト２５を通じて入力ギア５へ加えられる力と略反対方向の力がバルブスプリング２９を通じて出力ギア６へ加えられるため、スライダギア入力部４２及びスライダギア出力部４３に生じるスラスト荷重の方向が一致する。

可変動弁機構３においては、少なくとも１つのスライダギア４にて上記スラスト荷重の一方または両方が生じるため、正方向Ｆへ向かうスラスト荷重がコントロールシャフト３５に対して常に作用するようになる。これにより、正方向Ｆへ向かうスラスト荷重がコントロールシャフト３５を介してサンシャフト８１に作用するため、同スラスト荷重がサンシャフト８１を回転直動式アクチュエータ７側から動弁機構本体３１側へ引き込もうとする力として常に作用するようになる。

＜回転直動式アクチュエータの概要＞
エンジン１においては、可変動弁機構３による吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭの変更を通じて、吸入空気量の調整が行われる。従って、コントロールシャフト３５を駆動する回転直動式アクチュエータ７に対しては、吸気バルブ作用角ＩＮＣＡＭを目標の吸入空気量に応じて緻密に変更するため、入力される回転運動の角度（回転角度）と出力する直線運動の変位量（直線変位量）とを正確に対応させて回転運動を微小な直線運動へ変換することが要求される。

そこで、本実施形態の回転直動式アクチュエータ７においては、ねじの噛み合いを通じて、遊星歯車機構と同様の減速機能及び差動ねじの機能を実現することにより、上記要求を満たすことのできるアクチュエータを構成するようにしている。すなわち、太陽歯車に対応する太陽軸、遊星歯車に対応する遊星軸、内歯車に対応する円環軸の組み合わせを通じて構成された減速機構（遊星ねじ機構）による減速、及び太陽軸と遊星軸との間における差動ねじとしての動作を利用することにより、回転角度と直線変位量とを一対一に対応させるとともにより大きな減速比で回転運動を直線運動に変換することができるようにしている。

とろこで、遊星歯車機構をはす歯歯車により構成する場合には、各歯車の回転方向の関係から太陽歯車と遊星歯車とが互いに逆方向のはす歯歯車に設定されるとともに、これら歯車のねじれ角が同じ大きさに設定される。また、内歯車としては、遊星歯車と同一方向のねじれ角を有するはす歯歯車が採用される。

従って、ねじの噛み合いにより遊星歯車機構と同様の減速機構（遊星ねじ機構）を構成するためには、太陽軸、遊星軸及び円環軸のねじのピッチ及びリード角を互いに同じ大きさに設定するとともに、太陽軸のみを逆方向のねじに設定すればよいと考えられる。しかし、この遊星ねじ機構においては、いずれの構成要素も他の構成要素に対して相対的にスラスト変位しないため、各構成要素を組み付けることができない。そこで、本願発明者は、上記遊星ねじ機構においてねじの噛み合いを確保しつつ太陽軸または円環軸のリード角を増減させることにより太陽軸または円環軸がスラスト変位することに着目し、この動作原理に基づいて遊星ねじ機構を構成するようにした。

一般に、二つのねじを完全に噛み合わせるためには、それらのねじのピッチを互いに同じ大きさに設定する必要がある。また、遊星ねじ機構において、太陽軸、遊星軸及び円環軸のリード角を全て等しくするためには、太陽軸、遊星軸及び円環軸の有効径（有効ねじ径）の比を太陽軸、遊星軸及び円環軸におけるねじの条数の比と一致させる必要がある。

従って、遊星ねじ機構において、いずれの構成要素にもスラスト変位が生じない条件とは次の（Ａ）〜（Ｃ）の条件となる。
（Ａ）太陽軸、遊星軸及び円環軸について、太陽軸のみが逆ねじに設定されている。
（Ｂ）太陽軸、遊星軸及び円環軸について、それぞれのねじのピッチが同じ大きさに設定されている。
（Ｃ）太陽軸と遊星軸と円環軸との有効ねじ径の比と、太陽軸と遊星軸と円環軸との条数の比とが同じ大きさに設定されている。

これに対して、太陽軸または円環軸のねじの条数を上記（Ｃ）の条数から整数の条数だけ増減させた場合には、太陽軸または円環軸を他のねじ部材に対して相対的にスラスト変位させることができるようになる。そこで、本実施形態の回転直動式アクチュエータ７では、この考え方を反映させて遊星ねじ機構に相当する回転直線運動変換機構８を構成することにより、入力された回転運動を直線運動に変換して出力することができるようにしている。すなわち、本実施形態においては、遊星ねじ機構（回転直線運動変換機構８）が次の（ａ）〜（ｄ）の条件を満たすように構成される。
（ａ）太陽軸と遊星軸とが互いに逆方向のねじにて噛み合う。
（ｂ）円環軸と遊星軸とが互いに同方向のねじにて噛み合う。
（ｃ）太陽軸、円環軸及び遊星軸のねじのピッチが互いに等しい。
（ｄ）太陽軸、円環軸及び遊星軸の有効ねじ径とねじの条数との関係について、円環軸が回転した場合においても太陽軸、円環軸及び遊星軸のいずれもがスラスト変位しないときの関係を基準の関係としたとき、太陽軸のねじの条数が基準の関係における条数よりも整数の値だけ大きいまたは小さい。

こうした構成の遊星ねじ機構においては、太陽軸、円環軸及び遊星軸が協働して遊星歯車機構と同様の減速機能を実現するとともに、太陽軸と遊星軸とが協働して差動ねじとしての機能を実現する。これにより、太陽軸と円環軸との間において、回転角度と直線変位量とが一対一に対応して回転運動が微小な直線運動に変換されるようになる。また、太陽軸、円環軸及び遊星軸が互いに噛み合うため、耐荷重性能が十分に確保されるようになる。

＜回転直動式アクチュエータの構造＞
図１７を参照して、回転直動式アクチュエータ７の構造について説明する。なお、図１７は、軸方向に沿った回転直動式アクチュエータ７の断面構造を示す。

回転直動式アクチュエータ７において、モータ７１及び回転直線運動変換機構８はハウジング７４に内蔵されている。モータ７１は、コイルを有するステータ７２と永久磁石を有するロータ７３とを備えたブラシレスモータとして構成されている。

回転直線運動変換機構８は、回転直動式アクチュエータ７の出力軸として機能するサンシャフト８１（太陽軸）と、ロータ７３と一体回転するリングシャフト８２（円環軸）と、リングシャフト８２の回転を通じてサンシャフト８１を直線運動させる複数のプラネタリシャフト８３（遊星軸）との組み合わせを通じて構成されている。回転直線運動変換機構８においては、リングシャフト８２、プラネタリシャフト８３及びモータ７１のロータ７３により回転機構部８Ａが構成されている。

サンシャフト８１は、自身の中心線がコントロールシャフト３５の中心線Ｏと整合するようにコントロールシャフト３５と接続されている。これにより、サンシャフト８１の直線運動にともなってコントロールシャフト３５が正方向Ｆまたは逆方向Ｒへ変位する。

回転直動式アクチュエータ７には、回転直線運動変換機構８を径方向において支持するラジアルベアリング７５が備えられている。ラジアルベアリング７５は、リングシャフト８２の外周を取り囲む位置に配置されてハウジング７４へ固定されることにより、リングシャフト８２を径方向において支持する。

リングシャフト８２の外周側において、動弁機構本体３１側の端部とハウジング７４との間には、オイルシール７６が配置されている。オイルシール７６は、エンジン１からサンシャフト８１へ供給される潤滑油がハウジング７４内においてモータ７１の配置された領域へ流れ込むことを阻止する。

＜回転直動式アクチュエータの駆動態様＞
回転直動式アクチュエータ７の動作態様について説明する。可変動弁機構３においては、以下の［１］〜［３］の順序に従ってコントロールシャフト３５が駆動される。
［１］ステータ７２への通電により、ロータ７３及びリングシャフト８２が回転する。
［２］リングシャフト８２の回転により、プラネタリシャフト８３が自転しつつサンシャフト８１のまわりを公転する。すなわち、プラネタリシャフト８３がサンシャフト８１のまわりにおいて遊星運動する。
［３］プラネタリシャフト８３の遊星運動により、サンシャフト８１が直線運動する。また、サンシャフト８１とともにコントロールシャフト３５が直線運動する。

回転直動式アクチュエータ７において、サンシャフト８１の移動方向（正方向Ｆまたは逆方向Ｒ）は、モータ７１の回転方向を切り替えることにより変更することができる。なお、正方向Ｆは、サンシャフト８１が回転直線運動変換機構８側から動弁機構本体３１側へ移動する方向に相当する。また、逆方向Ｒは、サンシャフト８１が動弁機構本体３１側から回転直線運動変換機構８側へ移動する方向に相当する。

＜回転直線運動変換機構の構造＞
図１８〜図２２を参照して、回転直線運動変換機構８の詳細な構造について説明する。
・図１８は、軸方向に沿った回転直線運動変換機構８の断面構造を示す。
・図１９は、プラネタリシャフト８３の正面構造を示す。
・図２０は、図１８のＤＡ−ＤＡ線に沿った回転直線運動変換機構８の断面構造を示す。
・図２１は、図１８のＤＢ−ＤＢ線に沿った回転直線運動変換機構８の断面構造を示す。
・図２２は、図１８のＤＣ−ＤＣ線に沿った回転直線運動変換機構８の断面構造を示す。

〔１〕「各構成要素の組み付け態様について」
サンシャフト８１は、直線運動可能かつ回転運動不能な状態でリングシャフト８２の内部に配置されている。サンシャフト８１の外周面には、プラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａと噛み合う雄ねじ８１Ａが形成されている。本実施形態においては、雄ねじ８１Ａとして多条の右ねじがサンシャフト８１に形成されている。

サンシャフト８１は、動弁機構本体３１側の先端部がコントロールシャフト３５と接続されている。また、軸方向の長さがリングシャフト８２の軸方向の長さよりも大きく設定されている。

リングシャフト８２は、自身の中心線ＬＢがサンシャフト８１の中心線ＬＡと整合するように配置されている。また、直線運動不能かつ回転運動可能な状態でハウジング７４内に配置されている。リングシャフト８２の内周面には、プラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａと噛み合う雌ねじ８２Ａが形成されている。本実施形態においては、雌ねじ８２Ａとして多条の左ねじがサンシャフト８１に形成されている。

リングシャフト８２の内周側には、リングギア８４が取り付けられている。リングギア８４は、リングシャフト８２に固定されていることによりリングシャフト８２と一体回転する。リングギア８４の内周側には、プラネタリシャフト８３の外歯車８３Ｇと噛み合う平歯の内歯車８４Ｇが形成されている。

サンシャフト８１とリングシャフト８２との間には、複数のプラネタリシャフト８３が配置されている。本実施形態においては、サンシャフト８１の周囲に９個のプラネタリシャフト８３が配置されているとともに、中心線ＬＡのまわりにおいて各プラネタリシャフト８３が等間隔に配置されている。

プラネタリシャフト８３は、自身の中心線ＬＣがサンシャフト８１の中心線ＬＡと平行となるように配置されている。また、スラスト変位不能かつ回転可能な状態でリングシャフト８２内に配置されている。プラネタリシャフト８３の軸方向の長さは、リングシャフト８２の軸方向の長さよりも小さく設定されている。

プラネタリシャフト８３は、軸方向の中央に設けられた噛合部８３Ｘと、軸方向へ向けて噛合部８３Ｘの端面から突き出た軸受部８３Ｙとから構成されている。
各軸受部８３Ｙは、サンシャフト８１の周囲に配置された環状のリテーナ８５にはめ込まれている。これにより、プラネタリシャフト８３の自転、及びサンシャフト８１のまわりにおけるプラネタリシャフト８３の公転が許容されている。

噛合部８３Ｘの外周には、雄ねじ８３Ａが形成されている。また、軸方向の両端部には、平歯の外歯車８３Ｇが一体に形成されている。外歯車８３Ｇの中心線は、プラネタリシャフト８３の中心線ＬＣと整合する。本実施形態においては、雄ねじ８３Ａとしてサンシャフト８１の雄ねじ８１Ａと条数の異なる左ねじが噛合部８３Ｘに形成されている。

外歯車８３Ｇは、噛合部８３Ｘの両端部に平歯の歯形が加工されることにより形成されている。従って、噛合部８３Ｘにおける外歯車８３Ｇが形成された箇所では、雄ねじ８３Ａのねじ山が中心線ＬＣのまわりにおいて外歯車８３Ｇの歯溝により等間隔に分断されている。

リテーナ８５は、リングシャフト８２に固定されてすべり軸受として機能するブッシュ８６により支持されている。また、リングシャフト８２に固定されたラジアルベアリング８７を通じてリングシャフト８２に対する相対的なスラスト変位が規制されている。すなわち、サンシャフト８１及びリングシャフト８２に対して相対回転可能かつスラスト変位不能とされた状態でリングシャフト８２内に配置されている。

〔２〕「歯車について」
プラネタリシャフト８３においては、雄ねじ８３Ａの基準ピッチ円の直径（有効ねじ径）と外歯車８３Ｇの基準ピッチ円の直径とが同じ大きさに設定されている。また、プラネタリシャフト８３の外歯車８３Ｇとリングギア８４の内歯車８４Ｇとの歯数の比は、プラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａとリングシャフト８２の雌ねじ８２Ａとの有効ねじ径の比と同じ大きさに設定されている。従って、外歯車８３Ｇと内歯車８４Ｇとの歯数の比は、プラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａとリングシャフト８２の雌ねじ８２Ａとの条数の比に等しい値となっている。

これにより、リングシャフト８２及びプラネタリシャフト８３の回転数の関係が外歯車８３Ｇと内歯車８４Ｇとの歯数の比によって正確に規制されるとともに、雄ねじ８３Ａ及び雌ねじ８２Ａの本来あるべき有効ねじ径の比の関係と一致するようになる。従って、雌ねじ及び雄ねじ８３Ａの公差に起因して有効ねじ径の比の関係が設計時に設定された関係から乖離している場合、あるいは経時変化等に起因して実際の有効ねじ径の比に変化が生じた場合においても、リングシャフト８２及びプラネタリシャフト８３の回転数の関係は差動ねじの原理に基づく回転直線運動変換機構８の動作を確保することのできる関係に維持される。なお、外歯車８３Ｇ及び内歯車８４Ｇとして、平歯車以外の歯車（例えば、歯のねじれ角が所定角度以下のはす歯歯車）を形成することもできる。

〔３〕「ねじの噛み合いについて」
回転直線運動変換機構８において、サンシャフト８１の雄ねじ８１Ａ、リングシャフト８２の雌ねじ８２Ａ及びプラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａは、ねじのピッチが同じ大きさに設定されている。サンシャフト８１の雄ねじ８１Ａとプラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａとは、ねじの回転方向が逆方向に設定されている。リングシャフト８２の雌ねじ８２Ａとプラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａとは、ねじの回転方向が同方向に設定されている。

サンシャフト８１の雄ねじ８１Ａ、リングシャフト８２の雌ねじ８２Ａ及びプラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａは、各々の中心線に沿った断面において、ねじ山の形状が略二等辺三角形となるように形成されている。すなわち、同断面において、ねじ山が左右対称の形状となるように形成されている。

これにより、サンシャフト８１の雄ねじ８１Ａとプラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａとの間においては、次のような噛み合いが得られるようになる。すなわち、中心線方向に互いにねじのピッチ分だけ隔てた複数の位置において、サンシャフト８１及びプラネタリシャフト８３の回転方向及び回転角度にかかわらず実質的に点接触する状態が常に維持される。なお、プラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａとリングシャフト８２の雌ねじ８２Ａにおいても同様に点接触する状態が維持されるようになる。

そして、リングシャフト８２がサンシャフト８１に対して相対的に回転した場合、各プラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａがサンシャフト８１の雄ねじ８１Ａ及びリングシャフト８２の雌ねじ８２Ａと上述のように噛み合っていることにより、ねじ山の噛み合いを通じてプラネタリシャフト８３が滑ることなくサンシャフト８１及びリングシャフト８２に対して相対的に回転する。

〔４〕「ねじの条数について」
回転直線運動変換機構８においては、サンシャフト８１の雄ねじ８１Ａの条数がように設定される。すなわち、サンシャフト８１、リングシャフト８２及びプラネタリシャフト８３の有効ねじ径とねじの条数との関係について、リングシャフト８２が回転した場合においてもサンシャフト８１、リングシャフト８２及びプラネタリシャフト８３のいずれもがスラスト変位しないときの関係を基準の関係としたとき、サンシャフト８１の雄ねじ８１Ａの条数は基準の関係における条数よりも整数の値だけ大きいまたは小さい条数に設定される。以下に、条数の設定態様の一例を示す。

ここで、サンシャフト８１、リングシャフト８２及びプラネタリシャフト８３の有効ねじ径を次のように規定する。
・「ＤＡ」：サンシャフト８１の有効ねじ径。
・「ＤＢ」：リングシャフト８２の有効ねじ径。
・「ＤＣ」：プラネタリシャフト８３の有効ねじ径。

また、サンシャフト８１、リングシャフト８２及びプラネタリシャフト８３のねじの条数を次のように規定する。
・「ＮＡ」：サンシャフト８１の雄ねじ８１Ａの条数。
・「ＮＢ」：リングシャフト８２の雌ねじ８２Ａの条数。
・「ＮＣ」：プラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａの条数。

リングシャフト８２が回転した場合においてもサンシャフト８１、リングシャフト８２及びプラネタリシャフト８３のいずれもがスラスト変位しないサンシャフト８１、リングシャフト８２及びプラネタリシャフト８３の有効ねじ径とねじの条数との関係（基準の関係）は、「ＤＡ：ＤＢ：ＤＣ＝ＮＡ：ＮＢ：ＮＣ」により示される。例えば、各ねじの有効ねじ径を「ＤＡ＝３、ＤＢ＝１、ＤＣ＝５」に設定したときには、各ねじの条数を「ＮＡ＝３、ＮＢ＝１、ＮＣ＝５」に設定することで、上記基準の関係を得ることができる。

本実施形態においては、上記基準の関係におけるサンシャフト８１の条数（ＮＡ＝３）に対して「１」を加えた条数（ＮＡ＝４）が実際のサンシャフト８１の条数として設定されている。すなわち、各ねじの有効ねじ径の比が「ＤＡ：ＤＢ：ＤＣ＝３：１：５」の関係に設定されているとともに、各ねじの条数の比が「ＮＡ：ＮＢ：ＮＣ＝４：１：５」の関係に設定されている。なお、ここでは、サンシャフト８１の雄ねじ８１Ａの条数を基準の関係での条数よりも大きく設定する場合を例示したが、サンシャフト８１の雄ねじ８１Ａの条数を基準の関係での条数よりも小さく設定することもできる。

上記構成の回転直線運動変換機構８においては、サンシャフト８１、リングシャフト８２及びプラネタリシャフト８３が協働して遊星歯車機構と同様の減速機能を実現するとともに、サンシャフト８１とプラネタリシャフト８３とが協働して差動ねじとしての機能を実現する。これにより、サンシャフト８１とリングシャフト８２との間において、回転角度と直線変位量とが一対一に対応して回転運動が微小な直線運動に変換される。

＜回転直線運動変換機構の動作態様＞
回転直線運動変換機構８の駆動態様について説明する。
リングシャフト８２が回転すると、リングシャフト８２の雌ねじ８２Ａとプラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａとの噛み合い、プラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａとサンシャフト８１の雄ねじ８１Ａとの噛み合い、及びリングギア８４の内歯車８４Ｇとプラネタリシャフト８３の外歯車８３Ｇとの噛み合いが維持された状態で、プラネタリシャフト８３がリングシャフト８２の回転方向（正転方向）と同じ方向へ自転及び公転する。すなわち、プラネタリシャフト８３がサンシャフト８１のまわりで遊星運動する。このとき、プラネタリシャフト８３の公転にともなって、リテーナ８５もリングシャフト８２の回転方向と同じ方向へ回転する。

ここで、リテーナ８５を回転不能にした状態、すなわちプラネタリシャフト８３が公転不能かつサンシャフト８１が自転可能となる状態を想定する。このとき、プラネタリシャフト８３は、正転方向への回転を通じて雄ねじ８３Ａの締め込み方向へスラスト変位しようとする。一方で、サンシャフト８１は、プラネタリシャフト８３とのねじの噛み合いを通じてリングシャフト８２の回転方向と反対方向（反転方向）へ回転することにより、プラネタリシャフト８３のスラスト変位方向と反対方向へスラスト変位しようとする。

回転直線運動変換機構８においては、プラネタリシャフト８３のスラスト変位が不能とされているとともに、雄ねじ８１Ａの条数が上記基準の関係における雄ねじ８１Ａの条数に対して「１」を加えた条数に設定されているため、上記サンシャフト８１の反転方向への回転によりサンシャフト８１がプラネタリシャフト８３に対して相対的にスラスト変位する。

実際の回転直線運動変換機構８においては、サンシャフト８１の回転が不能とされているとともにプラネタリシャフト８３の公転が可能とされているため、リングシャフト８２の回転にともなうプラネタリシャフト８３の遊星運動により、サンシャフト８１が回転することなくスラスト変位するようになる。

＜回転直動式アクチュエータの軸受構造＞
可変動弁機構３においては、上記正方向Ｆへ向かうスラスト荷重（図１６参照）がコントロールシャフト３５に作用するため、同スラスト荷重がサンシャフト８１を介してプラネタリシャフト８３及びリングシャフト８２をはじめとした回転直線運動変換機構８の各構成要素へ伝達される。すなわち、回転直動式アクチュエータ７においては、回転直線運動変換機構８に対して比較的大きなスラスト荷重が常に加えられるようになる。

こうしたことから、モータ７１による回転直線運動変換機構８への回転運動の入力中、回転直動式アクチュエータ７の構成要素間の摺動抵抗によるアクチュエータ効率（入力仕事に対する出力仕事の割合）の低下が問題となる。そこで、本実施形態では、以下で説明する構成を採用することにより、上記スラスト荷重が作用している場合においてもアクチュエータ効率の向上を図ることができるようにしている。

図１８及び図２３を参照して、回転直動式アクチュエータ７の軸受構造について説明する。なお、図２３は、図１８のＤＤ−ＤＤ線に沿った回転直線運動変換機構８の断面構造を示す。

各プラネタリシャフト８３において、２つの軸受部８３Ｙのうち動弁機構本体３１側に位置する軸受部８３Ｙは、リングシャフト８２の外側に配置されている。また、同軸受部８３Ｙには、プラネタリシャフト８３を軸方向において支持するスラストベアリング９１が取り付けられている。

スラストベアリング９１は、回転直線運動変換機構８と回転直動式アクチュエータ７のその他の構成要素（本実施形態ではハウジング７４）との間で回転直線運動変換機構８を支持するスラストベアリングとして備えられている。また、回転直線運動変換機構８の構成要素のうちプラネタリシャフト８３のみに取り付けられている。なお、スラストベアリング９１は、回転機構部８Ａと回転直動式アクチュエータ７のその他の構成要素との間で回転機構部８Ａを支持するスラストベアリングとしても機能する。

ところで、通常の回転直線運動変換機構においては、リングシャフトの内部空間に収まるようにプラネタリシャフトが配置される。これに対して、本実施形態の回転直動式アクチュエータ７では、こうした技術常識をくつがえしてプラネタリシャフト８３の端部（軸受部８３Ｙ）をリングシャフト８２の外側に配置することで、リングシャフト８２の外側においてプラネタリシャフト８３にスラストベアリング９１を取り付けることができるようにしている。

以下、スラストベアリング９１の詳細な構造について説明する。
回転直動式アクチュエータ７においては、スラストベアリング９１として、内側スラストベアリング９２及び外側スラストベアリング９３が備えられている。すなわち、スラストベアリング９１は、別体に形成された内側スラストベアリング９２と外側スラストベアリング９３との組み合わせを通じて構成されている。

内側スラストベアリング９２は、サンシャフト８１とプラネタリシャフト８３の軸受部８３Ｙとの間に配置されてプラネタリシャフト８３を支持する。一方、外側スラストベアリング９３は、プラネタリシャフト８３の軸受部８３Ｙとリングシャフト８２との間に配置されてプラネタリシャフト８３を支持する。

スラストベアリング９１においては、内側スラストベアリング９２及び外側スラストベアリング９３として転がり軸受が採用されている。また、外側スラストベアリング９３の径が内側スラストベアリング９２の径よりも大きく設定されている。

内側スラストベアリング９２は、一方の端面がプラネタリシャフト８３の噛合部８３Ｘと接触するとともに他方の端面がハウジング７４と接触した状態でハウジング７４に固定されている。内側スラストベアリング９２の内径の大きさは、内側スラストベアリング９２の内周面とサンシャフト８１と間に隙間が形成される大きさに設定されている。すなわち、サンシャフト８１は、内側スラストベアリング９２と接触することなくスラスト変位することが可能となっている。

外側スラストベアリング９３は、一方の端面がプラネタリシャフト８３の噛合部８３Ｘと接触するとともに他方の端面がハウジング７４と接触した状態でハウジング７４に固定されている。

回転直動式アクチュエータ７においては、回転直線運動変換機構８に対してこうした軸受構造が適用されていることにより、回転直線運動変換機構８（回転機構部８Ａ）の回転運動にともなう回転直線運動変換機構８とハウジング７４との間の摺動抵抗が低減されるようになる。すなわち、プラネタリシャフト８３の自転及び公転にともない内側スラストベアリング９２及び外側スラストベアリング９３がそれぞれ独立して回転するため、プラネタリシャフト８３とハウジング７４との間の摺動抵抗が低減されるようになる。

ところで、回転直線運動変換機構８のスラスト荷重を受けるための軸受構造としては、例えば、スラストベアリングを通じてリングシャフト８２あるいはロータ７３を支持する軸受構造も考えられる。こうした軸受構造に対して、本実施形態の回転直動式アクチュエータ７では、リングシャフト８２の回転速度よりもプラネタリシャフト８３の回転速度（公転の速度）が小さくなるといった回転直線運動変換機構８の特徴に着目して、スラストベアリング９１によりプラネタリシャフト８３のスラスト荷重を受けるようにしている。

これにより、回転直線運動変換機構８（回転機構部８Ａ）の回転運動にともなう摺動抵抗が上記想定した軸受構造よりも低減されるようになる。すなわち、リングシャフト８２またはロータ７３よりも回転速度の小さいプラネタリシャフト８３をスラストベアリング９１で支持するようにしているため、リングシャフト８２またはロータ７３のスラスト荷重をスラストベアリング９１により受ける場合に比べてスラストベアリング９１に生じる摺動抵抗が小さくなる。従って、アクチュエータ効率の向上が図られるようになる。

＜実施形態の効果＞
以上詳述したように、この第１実施形態によれば、以下に列記するような効果が得られるようになる。

（１）本実施形態の回転直動式アクチュエータ７では、回転直線運動変換機構８とハウジング７４との間で回転直線運動変換機構８を支持するスラストベアリング９１を備えるとともに、同ベアリング９１をプラネタリシャフト８３に取り付けるようにしている。これにより、回転直線運動変換機構８の回転運動にともなう摺動抵抗がスラストベアリング９１を通じて低減されるとともに、スラストベアリング９１に生じる摺動抵抗も低減されるため、より高い効率をもって回転運動を直線運動へ変換することができるようになる。

（２）本実施形態の回転直動式アクチュエータ７では、プラネタリシャフト８３にスラストベアリング９１を取り付けるようにしているため、回転直線運動変換機構８を支持するためのスラストベアリングとしてより径の小さいベアリングを採用することが可能となる。すなわち、リングシャフト８２またはロータ７３をスラストベアリングにより支持する軸受構造に比べて、スラストベアリング９１の径を小さい設定することができる。これにより、プラネタリシャフト８３の自転及び公転にともなうスラストベアリング９１の摺動抵抗をより小さくすることができるようになる。

（３）本実施形態の回転直動式アクチュエータ７では、プラネタリシャフト８３の軸受部８３Ｙをリングシャフト８２の外側に配置するとともに、この軸受部８３Ｙにスラストベアリング９１を取り付けるようにしている。このように、プラネタリシャフト８３の配置を変更することでプラネタリシャフト８３に対するスラストベアリング９１の取り付けを可能にしているため、従来のアクチュエータからの設計変更を極力少なくすることができるようになる。

（４）本実施形態の回転直動式アクチュエータ７によれば、上記（１）及び（２）のようにアクチュエータ効率の向上が図られるため、エンジン１の運転効率を向上させることができるようになる。

＜実施形態の変更例＞
なお、上記第１実施形態は、これを適宜変更した、例えば次のような形態として実施することもできる。

・上記第１実施形態では、リングシャフト８２の雌ねじ８２Ａとプラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａとを噛み合わせるとともにリングギア８４の内歯車８４Ｇとプラネタリシャフト８３の外歯車８３Ｇとを噛み合わせる構造を採用したが、次のように変更することもできる。すなわち、リングシャフト８２の雌ねじ８２Ａとプラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａとを噛み合わせる一方で、内歯車８４Ｇ（リングギア８４）及び外歯車８３Ｇを備えない構造を採用することもできる。

・上記第１実施形態においては、内側スラストベアリング９２及び外側スラストベアリング９３として転がり軸受を採用したが、転がり軸受に限られずすべり軸受をはじめとした適宜のスラストベアリングを内側スラストベアリング９２及び外側スラストベアリング９３として採用することができる。また、スラストベアリング９１において、軸受構造の異なるスラストベアリング（例えばすべり軸受と転がり軸受）を組み合わせて採用することもできる。

（第２実施形態）
本発明の第２実施形態について、図１８を参照して説明する。
本実施形態では、本発明にかかる回転直動式アクチュエータを、前記第１実施形態の回転直動式アクチュエータに対して以下で説明する変更を加えたアクチュエータとして具体化した場合を想定している。なお、本実施形態の回転直動式アクチュエータにおいては、以下の構成を採用した点において前記第１実施形態の回転直動式アクチュエータの構成と相違し、それ以外については前記第１実施形態と同様の構成を採用している。

＜回転直線運動変換機構の構造＞
本実施形態の回転直線運動変換機構８においては、リングシャフト８２とプラネタリシャフト８３との間における回転の伝達が、内歯車８４Ｇと外歯車８３Ｇとの噛み合いのみを通じて行われるようにしている。すなわち、プラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａと噛み合う雌ねじ８２Ａが形成されていないリングシャフト８２を採用している。

リングシャフト８２の内周側において、２つのリングギア８４の間に位置する箇所は、プラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａとの間に所定の間隙が形成されるように径の大きさが設定されている。これにより、リングシャフト８２は、プラネタリシャフト８３の雄ねじ８３Ａと摺動することなく回転できる。

＜実施形態の効果＞
以上詳述したように、この第２実施形態によれば、先の第１実施形態による前記（１）〜（４）の作用効果に準じた作用効果に加えて、以下に示すような作用効果が奏せられるようになる。

（５）通常の回転直線運動変換機構においては、リングシャフトの雌ねじとプラネタリシャフトの雄ねじとが噛み合わされるとともに、このねじの噛み合いを通じてリングシャフトからプラネタリシャフトへ回転が伝達される。これに対して、回転直動式アクチュエータ７の回転直線運動変換機構８では、内歯車８４Ｇと外歯車８３Ｇとの噛み合いを通じてリングシャフト８２からプラネタリシャフト８３へ回転を伝達させるようにしているため、回転の伝達に着目した場合、リングシャフト８２とプラネタリシャフト８３とにおけるねじの噛み合いは特に必要とされない。また、スラストベアリング９１を通じてプラネタリシャフト８３を支持しているため、リングシャフト８２とプラネタリシャフト８３とにおいてねじの噛み合いがなくともこれら構成要素の相対的なスラスト変位が抑制される。すなわち、プラネタリシャフト８３にスラスト荷重が作用した場合においても、内歯車８４Ｇと外歯車８３Ｇとの噛み合いが確保される。

そこで、本実施形態の回転直動式アクチュエータ７においては、リングシャフト８２とプラネタリシャフト８３とにおけるねじの噛み合いを廃止するとともに、歯車のみを介してこれら構成要素を噛み合わせるようにしている。すなわち、内周側に雌ねじ８２Ａが形成されていないリングシャフト８２を採用するようにしている。これにより、リングシャフト８２とプラネタリシャフト８３との間においてねじの噛み合いによる摺動抵抗がなくなるため、アクチュエータ効率をより向上させることができるようになる。

（６）また、第１実施形態の回転直線運動変換機構８のようにリングシャフト８２に雌ねじ８２Ａが形成されている場合には、リングシャフト８２とプラネタリシャフト８３とにおけるねじの噛み合い及び歯車の噛み合いを考慮して各構成要素を組み付ける必要があるため、作業効率の低下をまねくようになる。この点、本実施形の回転直線運動変換機構８では、各構成要素の組み付けに際してリングシャフト８２とプラネタリシャフト８３とのねじの噛み合わせを考慮する必要がないため、作業効率の向上を図ることができるようになる。

（第３実施形態）
本発明の第３実施形態について、図２４〜図２６を参照して説明する。
本実施形態では、本発明にかかる回転直動式アクチュエータを、前記第１実施形態の回転直動式アクチュエータに対して以下で説明する変更を加えたアクチュエータとして具体化した場合を想定している。なお、本実施形態の回転直動式アクチュエータにおいては、以下の構成を採用した点において前記第１実施形態の回転直動式アクチュエータの構成と相違し、それ以外については前記第１実施形態と同様の構成を採用している。

＜回転直線運動変換機構の軸受構造＞
図２４〜図２６に、本実施形態の回転直動式アクチュエータ７の構造を示す。
・図２４は、軸方向に沿った回転直線運動変換機構８の断面構造を示す。
・図２５は、図２４のＤＥ−ＤＥ線に沿った回転直線運動変換機構８の断面構造を示す。
・図２６は、図２４のＤＦ−ＤＦ線に沿った回転直線運動変換機構８の断面構造を示す。

各プラネタリシャフト８３において、２つの軸受部８３Ｙのうち動弁機構本体３１側に位置する軸受部８３Ｙは、リングシャフト８２の外側に配置されている。また、同軸受部８３Ｙには、プラネタリシャフト８３を軸方向において支持するスラストベアリング９４が取り付けられている。

スラストベアリング９４は、回転直線運動変換機構８と回転直動式アクチュエータ７のその他の構成要素（本実施形態ではハウジング７４）との間で回転直線運動変換機構８を支持するスラストベアリングとして備えられている。また、回転直線運動変換機構８の構成要素のうちプラネタリシャフト８３のみに取り付けられている。なお、スラストベアリング９４は、回転機構部８Ａと回転直動式アクチュエータ７のその他の構成要素との間で回転機構部８Ａを支持するスラストベアリングとしても機能する。

以下、スラストベアリング９４の詳細な構造について説明する。
回転直動式アクチュエータ７においては、スラストベアリング９４として、第１スラストベアリング９５及び第２スラストベアリング９６が備えられている。すなわち、スラストベアリング９４は、別体に形成された第１スラストベアリング９５と第２スラストベアリング９６との組み合わせにより構成されている。

第１スラストベアリング９５は、各プラネタリシャフト８３の軸受部８３Ｙに取り付けられて１つのプラネタリシャフト８３を支持する。一方、第２スラストベアリング９６は、プラネタリシャフト８３の軸受部８３Ｙとハウジング７４との間に配置されて全てのプラネタリシャフト８３（第１スラストベアリング９５）を一括して支持する。

スラストベアリング９４においては、第１スラストベアリング９５及び第２スラストベアリング９６として転がり軸受が採用されている。また、第２スラストベアリング９６の径が第１スラストベアリング９５の径よりも大きく設定されている。

第１スラストベアリング９５は、一方の端面がプラネタリシャフト８３の噛合部８３Ｘと接触するとともに他方の端面が第２スラストベアリング９６と接触した状態で噛合部８３Ｘと第２スラストベアリング９６との間に配置されている。第１スラストベアリング９５の外径の大きさは、第１スラストベアリング９５の外周面とサンシャフト８１と間に隙間が形成される大きさに設定されている。すなわち、サンシャフト８１は、第１スラストベアリング９５と接触することなくスラスト変位することが可能となっている。

第２スラストベアリング９６は、一方の端面が第１スラストベアリング９５と接触するとともに他方の端面がハウジング７４と接触した状態でハウジング７４に固定されている。第２スラストベアリング９６の内径の大きさは、第２スラストベアリング９６の内周面とサンシャフト８１と間に隙間が形成される大きさに設定されている。すなわち、サンシャフト８１は、第２スラストベアリング９６と接触することなくスラスト変位することが可能となっている。

回転直動式アクチュエータ７においては、回転直線運動変換機構８に対してこうした軸受構造が適用されていることにより、回転直線運動変換機構８（回転機構部８Ａ）の回転運動にともなう回転直線運動変換機構８とハウジング７４との間の摺動抵抗が低減されるようになる。すなわち、プラネタリシャフト８３の自転及び公転にともない第１スラストベアリング９５及び第２スラストベアリング９６がそれぞれ独立して回転するため、プラネタリシャフト８３とハウジング７４との間の摺動抵抗が低減されるようになる。

＜実施形態の効果＞
以上詳述したように、この第３実施形態によれば、先の第１実施形態による前記（１）〜（４）の作用効果に準じた作用効果が奏せられるようになる。

＜実施形態の変更例＞
なお、上記第３実施形態は、これを適宜変更した、例えば次のような形態として実施することもできる。

・上記第３実施形態においては、第１スラストベアリング９５及び第２スラストベアリング９６として転がり軸受を採用したが、転がり軸受に限られずすべり軸受をはじめとした適宜のスラストベアリングを第１スラストベアリング９５及び第２スラストベアリング９６として採用することができる。また、スラストベアリング９４において、軸受構造の異なるスラストベアリング（例えばすべり軸受と転がり軸受）を組み合わせて採用することもできる。

（第４実施形態）
本発明の第４実施形態について、図２７及び図２８を参照して説明する。
前記第１実施形態では、正方向Ｆへ向かうスラスト荷重がスライダギア４に生じる場合を想定したが、本実施形態では、逆方向Ｒへ向かうスラスト荷重がスライダギア４に生じる場合を想定する。すなわち、本実施形態の可変動弁機構３においては、スライダギア４の入力スプライン４２Ａ及び出力スプライン４３Ａのねじれ方向が前記第１実施形態のスライダギア４とは反対の方向に設定されている。

可変動弁機構３においては、上記構成のスライダギア４が採用されていることにより、逆方向Ｒへ向かうスラスト荷重がコントロールシャフト３５に作用するため、同スラスト荷重がサンシャフト８１を介してプラネタリシャフト８３及びリングシャフト８２をはじめとした回転直線運動変換機構８の各構成要素へ伝達される。すなわち、回転直線運動変換機構８には、逆方向Ｒへ向かうスラスト荷重が動弁機構本体３１により常に加えられる。

本実施形態では、こうしたスラスト荷重の作用方向の違いを受けて、前記第１実施形態の回転直動式アクチュエータにおける回転直線運動変換機構８の構造を以下で説明するように変更している。なお、本実施形態の回転直動式アクチュエータにおいては、以下の構成を採用した点において前記第１実施形態の回転直動式アクチュエータの構成と相違し、それ以外については前記第１実施形態と同様の構成を採用している。

＜回転直線運動変換機構の軸受構造＞
図２７及び図２８に、本実施形態の回転直動式アクチュエータ７の構造を示す。
・図２７は、軸方向に沿った回転直動式アクチュエータ７の断面構造を示す。
・図２８は、軸方向に沿った回転直線運動変換機構８の断面構造を示す。

各プラネタリシャフト８３において、２つの軸受部８３Ｙのうち動弁機構本体３１とは反対側に位置する軸受部８３Ｙは、リングシャフト８２の外側に配置されている。また、同軸受部８３Ｙには、プラネタリシャフト８３を軸方向において支持するスラストベアリング９１が取り付けられている。なお、本実施形態の回転直動式アクチュエータ７においては、こうしたスラストベアリング９１の取り付け位置の変更にともなって、リテーナ８５、ブッシュ８６及びラジアルベアリング８７の配置構造が図に示すように変更されている。

スラストベアリング９１は、回転直線運動変換機構８と回転直動式アクチュエータ７のその他の構成要素（本実施形態ではハウジング７４）との間で回転直線運動変換機構８を支持するスラストベアリングとして備えられている。また、回転直線運動変換機構８の構成要素のうちプラネタリシャフト８３のみに取り付けられている。なお、スラストベアリング９１は、回転機構部８Ａと回転直動式アクチュエータ７のその他の構成要素との間で回転機構部８Ａを支持するスラストベアリングとしても機能する。

＜実施形態の効果＞
以上詳述したように、この第４実施形態によれば、先の第１実施形態による前記（１）〜（４）の作用効果に準じた作用効果が奏せられるようになる。

＜実施形態の変更例＞
なお、上記第４実施形態は、これを適宜変更した、例えば次のような形態として実施することもできる。

・上記第４実施形態では、回転直線運動変換機構８を支持するスラストベアリングとして内側スラストベアリング９２及び外側スラストベアリング９３を採用したが、例えば次のように変更することもできる。すなわち、内側スラストベアリング９２及び外側スラストベアリング９３に代えて、前記第３実施形態にて例示した第１スラストベアリング９５及び第２スラストベアリング９６を採用することもできる。

（その他の実施形態）
・上記第３実施形態及び第４実施形態に対して、上記第２実施形態の構成を適用することもできる。

・上記各実施形態では、回転直線運動変換機構８に作用するスラスト荷重の方向に応じてプラネタリシャフト８３の一方の端部にスラストベアリング９１（またはスラストベアリング９４）を配置する構造を採用したが、プラネタリシャフト８３の両方の端部にスラストベアリング９１（またはスラストベアリング９４）を配置することもできる。この場合、一方の端部にスラストベアリング９１を配置するとともに他方の端部にスラストベアリング９４を配置することもできる。

・上記各実施形態において、回転直線運動変換機構８を支持するスラストベアリングを次のように変更することもできる。すなわち、スラストベアリング９１（またはスラストベアリング９４）に代えて、各プラネタリシャフト８３を一括して支持するスラストベアリングを採用することもできる。

・上記各実施形態では、回転直線運動変換機構８として、サンシャフト８１の雄ねじ８１Ａの条数を基準の関係における条数よりも整数の値だけ大きい条数または小さい条数に設定することでサンシャフト８１がスラスト変位することを利用した構造の回転直線運動変換機構を採用したが、その他の動作原理に基づいてサンシャフト８１をスラスト変位させる構造の回転直線運動変換機構を採用することもできる。すなわち、回転直線運動変換機構８の構造は、上記各実施形態にて例示した構成に限られず適宜変更することができる。要するに、モータを通じて回転運動するリングシャフトとリングシャフトの回転運動を通じて遊星運動する複数のプラネタリシャフトとプラネタリシャフトの遊星運動を通じて直線運動するサンシャフトとを備えて構成される回転直線運動変換機構であれば、いずれの回転直線運動変換機構に対しても本発明の軸受構造を適用することができる。

・上記各実施形態では、インテークバルブ２２のバルブ作用角及び最大バルブリフト量を変更する可変動弁機構３を想定したが、エキゾーストバルブ２４のバルブ作用角及び最大バルブリフト量を変更する可変動弁機構３に対して回転直動式アクチュエータ７を適用することもできる。

・可変動弁機構３の構成は、上記各実施形態にて例示した構成に限られず適宜変更することができる。要するに、入力された直線運動を通じてエンジンバルブのバルブ作用角及び最大バルブリフト量の少なくとも一方を変更する動弁機構本体とこの動弁機構本体へ直線運動を入力するアクチュエータとを備えて構成される可変動弁機構であれば、適宜の構成の可変動弁機構を採用することができる。

・上記各実施形態では、可変動弁機構３のアクチュエータとして本発明の回転直動式アクチュエータを具体化したが、エンジンに搭載されるアクチュエータに限られず、その他の装置のアクチュエータとして本発明の回転直動式アクチュエータを具体化することもできる。

・本発明の適用対象となる回転直動式アクチュエータは上記各実施形態にて例示した構造の回転直動式アクチュエータ７に限られるものではない。要するに、入力された回転運動を直線運動に変換して出力する回転直線運動変換機構と同運動変換機構に対して回転運動を入力するモータとを備える回転直動式アクチュエータであれば、適宜のアクチュエータに対して本発明を適用することができる。こうした場合においても、上記各実施形態に準じた態様をもって本発明を適用することにより、上記各実施形態の作用効果に準じた作用効果を奏することができるようになる。

本発明にかかる回転直動式アクチュエータを具体化した第１実施形態について、同アクチュエータを搭載したエンジンの概略構成を示す構成図。 同実施形態の可変動弁機構について、その全体の斜視構造を示す斜視図。 同実施形態の可変動弁機構について、バルブリフト機構を分解した状態の斜視構造を示す斜視図。 同実施形態の可変動弁機構によるバルブ作用角及び最大バルブリフト量の変化態様を示すグラフ。 同実施形態の可変動弁機構を構成するバルブリフト機構について、その一部を除いた状態の斜視構造を示す斜視図。 同実施形態の可変動弁機構を構成するバルブリフト機構について、図５の状態からスライドシャフト機構を除いた状態の斜視構造を示す斜視図。 同実施形態の可変動弁機構を構成するロッカーシャフトについて、その斜視構造を示す斜視図。 同実施形態の可変動弁機構を構成するコントロールシャフトについて、その斜視構造を示す斜視図。 同実施形態の可変動弁機構を構成するスライドシャフト機構について、その斜視構造を示す斜視図。 同実施形態の可変動弁機構を構成するスライダギアについて、その断面構造を示す断面図。 同実施形態の可変動弁機構を構成するスライダギアについて、図１０の状態にスライドシャフト機構を組み合わせた状態の斜視構造を示す斜視図。 同実施形態の可変動弁機構を構成するバルブリフト機構について、その一部を除いた状態の斜視構造を示す斜視図。 同実施形態の可変動弁機構を構成するバルブリフト機構について、その一部を除いた状態の斜視構造を示す斜視図。 同実施形態の可変動弁機構について、図２のＤＺ−ＤＺ線に沿った側面構造を示す側面図。 同実施形態の可変動弁型エンジンについて、可変動弁機構周辺の断面構造を示す断面図。 同実施形態の可変動弁機構を構成するスライダギアについて、その正面構造を示す正面図。 同実施形態の回転直動式アクチュエータについて、サンシャフトの軸方向に沿った断面構造を示す断面図。 同実施形態の回転直動式アクチュエータを構成する回転直線運動変換機構について、サンシャフトの軸方向に沿った断面構造を示す断面図。 同実施形態の回転直線運動変換機構を構成するプラネタリシャフトについて、その正面構造を示す正面図。 同実施形態の回転直線運動変換機構について、図１８のＤＡ−ＤＡ線に沿った断面構造を示す断面図。 同実施形態の回転直線運動変換機構について、図１８のＤＢ−ＤＢ線に沿った断面構造を示す断面図。 同実施形態の回転直線運動変換機構について、図１８のＤＣ−ＤＣ線に沿った断面構造を示す断面図。 同実施形態の回転直線運動変換機構について、図１８のＤＤ−ＤＤ線に沿った断面構造を示す断面図。 本発明にかかる回転直動式アクチュエータを具体化した第３実施形態について、サンシャフトの軸方向に沿った同アクチュエータの断面構造を示す断面図。 同実施形態の回転直線運動変換機構について、図２４のＤＥ−ＤＥ線に沿った断面構造を示す断面図。 同実施形態の回転直線運動変換機構について、図２４のＤＦ−ＤＦ線に沿った断面構造を示す断面図。 本発明にかかる回転直動式アクチュエータを具体化した第４実施形態について、サンシャフトの軸方向に沿った同アクチュエータの断面構造を示す断面図。 同実施形態の回転直動式アクチュエータを構成する回転直線運動変換機構について、サンシャフトの軸方向に沿った断面構造を示す断面図。

符号の説明

１…エンジン、１１…シリンダブロック、１２…シリンダヘッド、１３…シリンダ、１４…クランクシャフト、１５…タイミングチェーン。
２１…インテークポート、２２…インテークバルブ、２３…エキゾーストポート、２４…エキゾーストバルブ、２５…インテークカムシャフト、２５Ｃ…インテークカム、２６…エキゾーストカムシャフト、２６Ｃ…エキゾーストカム、２７…カムキャリア、２８…ローラロッカーアーム、２８Ａ…ローラ、２９…バルブスプリング。

３…可変動弁機構、３１…動弁機構本体、３２…バルブリフト機構、３３…スライドシャフト機構、３４…ロッカーシャフト、３４Ｈ…ピン移動孔、３５…コントロールシャフト、３５Ｈ…ピン挿入穴、３６…コネクトピン、３７…ブッシュ、３７Ｈ…ピン挿入孔。

４…スライダギア、４１…スライダギア本体、４２…スライダギア入力部、４２Ａ…入力スプライン、４２Ｈ…ピン挿入孔、４３…スライダギア出力部、４３Ａ…出力スプライン、４４…ピン溝、４５…シャフト挿入孔。

５…入力ギア、５１…入力ギア本体、５２…入力スプライン、５３…入力アーム、５４…アーム、５５…シャフト、５６…ローラ。
６…出力ギア、６１…出力ギア本体、６２…出力スプライン、６３…出力アーム、６３Ｆ…カム面。

７…回転直動式アクチュエータ、７１…モータ、７２…ステータ、７３…ロータ、７４…ハウジング、７５…ラジアルベアリング、７６…オイルシール。
８…回転直線運動変換機構、８Ａ…回転機構部、８１…サンシャフト、８１Ａ…雄ねじ、８２…リングシャフト、８２Ａ…雌ねじ、８３…プラネタリシャフト、８３Ａ…雄ねじ、８３Ｇ…外歯車、８３Ｘ…噛合部、８３Ｙ…軸受部、８４…リングギア、８４Ｇ…内歯車、８５…リテーナ、８６…ブッシュ、８７…ラジアルベアリング。

９１…スラストベアリング、９２…内側スラストベアリング、９３…外側スラストベアリング、９４…スラストベアリング、９５…第１スラストベアリング、９６…第２スラストベアリング。

Claims (17)

1. 入力された回転運動を直線運動に変換して出力する回転直線運動変換機構を備えること、及び該回転直線運動変換機構が回転運動する円環軸と該円環軸の回転運動を通じて遊星運動する複数の遊星軸と該遊星軸の遊星運動を通じて直線運動する太陽軸とを備えることを条件として構成される回転直動式アクチュエータにおいて、
   前記遊星軸にスラストベアリングを取り付けた
   ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
2. 入力された回転運動を直線運動に変換して出力する回転直線運動変換機構を備えること、及び該回転直線運動変換機構が回転運動する円環軸と該円環軸の回転運動を通じて遊星運動する複数の遊星軸と該遊星軸の遊星運動を通じて直線運動する太陽軸とを備えることを条件として構成される回転直動式アクチュエータにおいて、
   前記回転直線運動変換機構を支持するスラストベアリングについて、該スラストベアリングを前記遊星軸に取り付けた
   ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
3. 請求項２に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、
   前記スラストベアリングを前記回転直線運動変換機構の構成要素のうち前記遊星軸のみに取り付けた
   ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
4. 請求項２または３に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、
   前記スラストベアリングは、前記回転直線運動変換機構と当該アクチュエータのその他の構成要素との間で前記回転直線運動変換機構を支持するものである
   ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
5. 入力された回転運動を直線運動に変換して出力する回転直線運動変換機構と該回転直線運動変換機構に回転運動を入力するモータとを備えること、及び前記回転直線運動変換機構が前記モータのロータとともに回転運動する円環軸と該円環軸の回転運動を通じて遊星運動する複数の遊星軸と該遊星軸の遊星運動を通じて直線運動する太陽軸とを備えることを条件として構成される回転直動式アクチュエータにおいて、
   前記ロータと前記円環軸と前記遊星軸とから構成される回転機構部を支持するスラストベアリングについて、該スラストベアリングを前記遊星軸に取り付けた
   ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
6. 請求項５に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、
   前記スラストベアリングを前記回転機構部の構成要素のうち前記遊星軸のみに取り付けた
   ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
7. 請求項５または６に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、
   前記スラストベアリングは、前記回転機構部と当該アクチュエータのその他の構成要素との間で前記回転機構部を支持するものである
   ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
8. 請求項４または７に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、
   前記その他の構成要素は前記回転直線運動変換機構を内蔵するハウジングである
   ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
9. 請求項１〜８のいずれか一項に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、
   前記遊星軸の端部の一方を前記円環軸の外側に配置するとともに該端部に前記スラストベアリングを取り付けた
   を特徴とする回転直動式アクチュエータ。
10. 請求項１〜９のいずれか一項に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、
    前記遊星軸は、雄ねじが形成された噛合部と該噛合部の両端に形成された軸受部とから構成されるものである
    ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
11. 請求項１０に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、
    前記スラストベアリングとして、前記複数の遊星軸の各々において前記軸受部に取り付けられる第１のスラストベアリングと該複数の第１のスラストベアリングを一括して支持する第２のスラストベアリングとを備える
    ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
12. 請求項１０に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、
    前記スラストベアリングとして、前記太陽軸と前記遊星軸の軸受部との間に配置されるとともに前記複数の遊星軸を一括して支持する内側スラストベアリングと、前記遊星軸の軸受部と前記円環軸との間に配置されるとともに前記複数の遊星軸を一括して支持する外側スラストベアリングとを備える
    ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
13. 請求項１〜１０のいずれか一項に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、
    前記スラストベアリングは前記複数の遊星軸を一括して支持するものである
    ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
14. 請求項１〜１３のいずれか一項に記載の回転直動式アクチュエータにおいて、
    前記円環軸は、一体回転する内歯車を備えるものであり、
    前記遊星軸は、一体回転するとともに前記内歯車と噛み合う外歯車を備えるものであり、
    前記円環軸と前記遊星軸との間における回転の伝達は、前記内歯車と前記外歯車との噛み合いのみを通じて行われるものである
    ことを特徴とする回転直動式アクチュエータ。
15. エンジンバルブのバルブ作用角及び最大バルブリフト量の少なくとも一方を変更するエンジンの可変動弁機構において、
    請求項１〜１４のいずれか一項に記載の回転直動式アクチュエータを備えた
    ことを特徴とするエンジンの可変動弁機構。
16. 請求項１５に記載のエンジンの可変動弁機構において、
    入力された直線運動を通じて前記バルブ作用角及び最大バルブリフト量の少なくとも一方を変更する動弁機構本体を備えること、並びに該動弁機構本体へ直線運動を入力するアクチュエータとして前記回転直動式アクチュエータを備えること
    を特徴とするエンジンの可変動弁機構。
17. 請求項１６に記載のエンジンの可変動弁機構において、
    前記動弁機構本体は、直線運動可能な状態でシリンダヘッドに配置されるコントロールシャフトと、該コントロールシャフトと連動して移動可能なスライダギアと、該スライダギアに組み付けられてカムシャフトのカムを通じて運動する入力ギアと、前記スライダギアに組み付けられて前記エンジンバルブを運動させる出力ギアとを備えて構成されるとともに、前記コントロールシャフトの直線運動を通じて前記入力ギアと前記出力ギアとを相対回転させることで前記バルブ作用角及び最大バルブリフト量の少なくとも一方を変更するものであり、
    前記回転直動式アクチュエータは、前記太陽軸の直線運動を通じて前記コントロールシャフトを直線運動させるものである
    ことを特徴とするエンジンの可変動弁機構。

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