JP2008261343A

JP2008261343A - Actuator for variable valve gear

Info

Publication number: JP2008261343A
Application number: JP2008159823A
Authority: JP
Inventors: Tamotsu Tofuji; 保東藤; Shinichi Kawada; 真市川田; Keisuke Takeda; 敬介武田; Mikihiro Kajiura; 幹弘梶浦
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2008-06-19
Filing date: 2008-06-19
Publication date: 2008-10-30
Anticipated expiration: 2024-03-24
Also published as: JP4827891B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an actuator preventing vibration noise and vibration caused by alternating torque by absorbing backlash between a ball screw shaft and a ball nut. <P>SOLUTION: This actuator includes: the ball nut 46 linearly moving in an axial direction via a plurality of balls 54 by rotating the ball screw shaft 45 by rotary drive of an electric motor 36, and is provided with a link arm 47; and a link member 48 linking the ball nut and a control shaft 32. A first and a second spring retainer 61, 62 are provided on an end edge of the ball nut 46 and an outer ring 51a of a second ball bearing 51. Backlash is absorbed by pressing the ball nut in a small lift control direction by spring force of a coil spring 60 elastically held between the both spring retainers. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、例えば、内燃機関の吸気弁や排気弁のバルブリフト量や作動角等を機関運転状態に応じて可変制御する可変動弁装置のアクチュエータに関する。 The present invention relates to an actuator for a variable valve operating apparatus that variably controls, for example, a valve lift amount and an operating angle of an intake valve and an exhaust valve of an internal combustion engine according to an engine operating state.

従来の内燃機関における可変動弁装置のアクチュエータとしては、種々提供されており、その１つとして例えば以下の特許文献１に記載されているものが知られている。 Various actuators of a variable valve operating apparatus in a conventional internal combustion engine are provided, and one of them is described in Patent Document 1 below, for example.

概略を説明すれば、このアクチュエータは、電動モータによって回転制御される出力軸と、該出力軸の外周面に形成された雄ねじに内周の雌ねじが螺合して、軸方向へ移動可能な移動ナットと、二股状の一端部が移動ナットの両側部にピンを介して揺動自在に連係されたリンク部材と、一端部がリンク部材の他端部に連係され、他端部が制御軸にピンを介して回転自在に連係されたレバー部材とを備えており、前記制御軸には、調整カムが固定されている。 In brief, this actuator is a movement that can move in the axial direction, with an output shaft that is rotationally controlled by an electric motor and a male screw formed on the outer peripheral surface of the output shaft screwed with an inner peripheral female screw. A nut, a link member having a bifurcated one end linked to both sides of the moving nut via a pin, and a link member, one end linked to the other end of the link member, and the other end to the control shaft And a lever member rotatably linked via a pin, and an adjustment cam is fixed to the control shaft.

そして、前記電動モータの正逆回転駆動に伴って出力軸が正逆回転することにより、移動ナットが軸方向へ移動すると、リンク部材とレバー部材とを介して制御軸の回転位置を制御するようになっている。
米国特許第６６１５７７７号明細書 Then, when the moving nut moves in the axial direction due to forward and reverse rotation of the output shaft accompanying forward and reverse rotation driving of the electric motor, the rotational position of the control shaft is controlled via the link member and the lever member. It has become.
US Pat. No. 6,615,777

しかしながら、この従来のアクチュエータにあっては、機関作動中に、制御軸に機関の吸気弁や排気弁を閉方向に付勢しているバルブスプリングのばね力に起因して、制御軸に正負の交番トルクが伝達されると、この交番トルクがレバー部材やリンク部材を介して移動ナットに伝達される。 However, in this conventional actuator, the positive and negative of the control shaft is caused by the spring force of the valve spring that urges the intake valve and exhaust valve of the engine in the closing direction during engine operation. When the alternating torque is transmitted, the alternating torque is transmitted to the moving nut via the lever member and the link member.

このため、前記移動ナットと出力軸との雌雄ねじ間のバックラッシによって移動ナットが軸方向へ振動してしまう。 For this reason, a moving nut will vibrate to an axial direction by the backlash between the male and female screws of the said moving nut and an output shaft.

この結果、振動異音が発生すると共に、経時的に雌雄ねじ間に摩耗が発生して制御軸の回転位置の制御精度が低下するおそれがある。 As a result, vibration noise is generated, and wear occurs between the male and female screws over time, which may reduce the control accuracy of the rotational position of the control shaft.

本発明は、前記従来のアクチュエータの実状に鑑みて案出されたもので、請求項１記載の発明にあっては、とりわけ、外周にねじ部が形成された出力軸を機関の運転状態に応じて回転駆動制御する回転付与機構と、前記出力軸の外周に設けられて、該出力軸の回転に伴い前記ねじ部を介して軸方向へ移動する移動ナットと、前記制御軸と移動ナットとの間に揺動自在に連結されて、前記移動ナットの軸方向の移動を回転運動に変換して前記制御軸に伝達する伝達機構と、前記機関弁の作動変化の少なくとも所定の制御範囲において、前記移動ナットを、前記出力軸に対して軸方向の小リフト制御方向へ付勢する付勢手段と、を備えたことを特徴としている。 The present invention has been devised in view of the actual state of the conventional actuator, and in the invention according to claim 1, the output shaft having a threaded portion formed on the outer periphery thereof is particularly suitable for the operating state of the engine. A rotation imparting mechanism that controls the rotation of the output shaft, a moving nut that is provided on the outer periphery of the output shaft and moves in the axial direction via the screw portion as the output shaft rotates, and the control shaft and the moving nut. And a transmission mechanism that is pivotably coupled between the movable nut and converts the axial movement of the movable nut into a rotational motion and transmits the rotational movement to the control shaft, and at least a predetermined control range of the operation change of the engine valve, An urging means for urging the moving nut in the small lift control direction in the axial direction with respect to the output shaft is provided.

この発明によれば、付勢手段の付勢力によって例えば移動ナットが出力軸の軸方向に押圧されていることから、該移動ナットと出力軸との間のバックラッシが吸収される。 According to the present invention, for example, the moving nut is pressed in the axial direction of the output shaft by the urging force of the urging means, so the backlash between the moving nut and the output shaft is absorbed.

このため、移動ナットに交番トルクが伝達されても、該移動ナットの軸方向の振動が抑制されて、振動異音や両者間の摩耗の発生を防止できる。 For this reason, even if the alternating torque is transmitted to the moving nut, the vibration of the moving nut in the axial direction is suppressed, and it is possible to prevent vibration noise and wear between the two.

また、前記付勢手段をコイルスプリングによって構成すると共に、該コイルスプリングばねの両端部を軸方向から弾持する一対のスプリングリテーナを設け、該両スプリングリテーナの内周側に、前記各コイルスプリングの内周側に配置された円筒状の突起部を一体に設け、該両突起部の軸方向の長さを、前記コイルスプリングが所定範囲まで圧縮変形した際に、該両突起部の対向する両先端縁が軸方向から互いに突き当たる長さに設定してもよい。 In addition, the biasing means is constituted by a coil spring, and a pair of spring retainers for supporting both ends of the coil spring spring from the axial direction are provided, and on the inner peripheral side of the both spring retainers, the coil springs are provided. Cylindrical protrusions arranged on the inner peripheral side are integrally provided, and the axial lengths of both protrusions are set so that both the opposing protrusions when the coil spring is compressed and deformed to a predetermined range. You may set to the length which a front-end edge mutually abuts from an axial direction.

この発明によれば、前記各スプリングリテーナの突起部が、伸縮変形するコイルスプリングの内周面をガイドすることから、該コイルスプリングの径方向の位置ずれを規制することができる。この結果、コイルスプリングの傾き変形を防止することができる。 According to this invention, since the projections of the respective spring retainers guide the inner peripheral surface of the coil spring that expands and contracts, the radial displacement of the coil spring can be regulated. As a result, the inclination deformation of the coil spring can be prevented.

また、コイルスプリングのほぼ最大圧縮時には、両突起部の先端縁が突き当たって、それ以上のコイルスプリングの圧縮変形を規制するストッパとして機能する。 Further, when the coil spring is almost compressed, the tip edges of both projections abut against each other and function as a stopper for restricting further compression deformation of the coil spring.

このため、コイルスプリングのほぼ最大に近い範囲まで圧縮変形した場合でも、該コイルスプリングの線間に微小隙間を形成することができる。この結果、コイルスプリングの線間接触による塑性変形が防止されて、ばね力の低下を抑制することができる。 Therefore, even when the coil spring is compressed and deformed to a range close to the maximum, a minute gap can be formed between the coil spring lines. As a result, plastic deformation due to line-to-line contact of the coil spring is prevented, and a decrease in spring force can be suppressed.

さらに、前記可変機構は、機関運転状態に応じて前記機関弁のバルブリフト特性を変化させる構成とする一方、前記付勢手段は、前記バルブリフト量が少なくとも所定以上に大きく制御された時点から付勢力を付与するように構成することも可能である。 Further, the variable mechanism is configured to change a valve lift characteristic of the engine valve in accordance with an engine operating state, while the biasing means is attached from a time point when the valve lift amount is controlled to be at least larger than a predetermined value. It is also possible to configure so as to give power.

前記可変機構によって機関弁のバルブリフト量を可変制御する動弁装置にあっては、バルブスプリングのばね力に起因して発生する正負の交番トルクは、一般にバルブリフト量が増加するほど大きくなる傾向にある。 In a valve operating apparatus that variably controls the valve lift amount of the engine valve by the variable mechanism, the positive and negative alternating torque generated due to the spring force of the valve spring generally tends to increase as the valve lift amount increases. It is in.

したがって、本発明では、前記付勢手段による付勢力をバルブリフト量が大きくなった時点から付与することによって出力軸に対する移動ナットの押付け力を強化したことから、振動の発生を効果的に防止することが可能になる。一方、バルブリフト量が小さいときは、付勢手段の付勢力を減少させるようにしたので、例えば機関始動時などの時点での移動ナットの移動応答性が良好になる。 Therefore, in the present invention, since the pressing force of the moving nut against the output shaft is strengthened by applying the biasing force by the biasing means from the time when the valve lift amount becomes large, the occurrence of vibration is effectively prevented. It becomes possible. On the other hand, when the valve lift amount is small, the urging force of the urging means is reduced, so that the moving responsiveness of the moving nut at the time of engine start, for example, is improved.

以下、本発明に係る可変動弁装置のアクチュエータの各実施形態を図面に基づいて詳述する。この実施形態では、内燃機関の可変動弁装置を、１気筒当たり２つの吸気弁を備えた吸気側に適用したものである。 Hereinafter, each embodiment of the actuator of the variable valve operating apparatus according to the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In this embodiment, the variable valve device for an internal combustion engine is applied to the intake side having two intake valves per cylinder.

すなわち、可変動弁装置は、図５〜図１０に示すように、シリンダヘッド１に図外のバルブガイドを介して摺動自在に設けられて、バルブスプリング３，３によって閉方向に付勢された一対の吸気弁２，２と、該各吸気弁２，２のバルブリフト量を可変制御する可変機構４と、該可変機構４の作動位置を制御する制御機構５と、該制御機構５を回転駆動するアクチュエータである駆動機構６とを備えている。 That is, as shown in FIGS. 5 to 10, the variable valve operating device is slidably provided on the cylinder head 1 via a valve guide (not shown) and is urged in the closing direction by the valve springs 3 and 3. A pair of intake valves 2, 2, a variable mechanism 4 that variably controls the valve lift amount of each intake valve 2, 2, a control mechanism 5 that controls the operating position of the variable mechanism 4, and the control mechanism 5 And a drive mechanism 6 which is an actuator for rotationally driving.

前記可変機構４は、シリンダヘッド１の上部に有する軸受１４に回転自在に支持された中空状の駆動軸１３と、該駆動軸１３に圧入等により固設された偏心回転カムである駆動カム１５と、駆動軸１３の外周面に揺動自在に支持されて、各吸気弁２，２の上端部に配設されたバルブリフター１６，１６の上面に摺接して各吸気弁２，２を開作動させる２つの揺動カム１７，１７と、駆動カム１５と揺動カム１７，１７との間に連係されて、駆動カム１５の回転力を揺動カム１７，１７の揺動力として伝達する伝達手段とを備えている。 The variable mechanism 4 includes a hollow drive shaft 13 rotatably supported by a bearing 14 provided on the upper portion of the cylinder head 1, and a drive cam 15 which is an eccentric rotary cam fixed to the drive shaft 13 by press-fitting or the like. And is pivotally supported on the outer peripheral surface of the drive shaft 13 and slidably contacts the upper surfaces of the valve lifters 16, 16 disposed at the upper ends of the intake valves 2, 2 to open the intake valves 2, 2. Transmission that transmits the rotational force of the drive cam 15 as the swinging force of the swing cams 17, 17 linked to the two swing cams 17, 17 to be operated, and the drive cam 15 and the swing cams 17, 17. Means.

前記駆動軸１３は、図７にも示すように、機関前後方向に沿って配置されていると共に、一端部に設けられた図外の従動スプロケットや、該従動スプロケットに巻装されたタイミングチェーン等を介して機関のクランク軸から回転力が伝達されており、この回転方向は図中、時計方向（矢印方向）に設定されている。 As shown in FIG. 7, the drive shaft 13 is disposed along the longitudinal direction of the engine, and a driven sprocket (not shown) provided at one end, a timing chain wound around the driven sprocket, and the like. Rotational force is transmitted from the crankshaft of the engine via this, and this rotational direction is set in the clockwise direction (arrow direction) in the figure.

前記軸受１４は、図９Ａに示すように、シリンダヘッド１の上端部に設けられて駆動軸１３の上部を支持するメインブラケット１４ａと、該メインブラケット１４ａの上端部に設けられて後述する制御軸３２を回転自在に支持するサブブラケット１４ｂとを有し、両ブラケット１４ａ、１４ｂが一対のボルト１４ｃ、１４ｃによって上方から共締め固定されている。 As shown in FIG. 9A, the bearing 14 is provided at the upper end of the cylinder head 1 to support the upper portion of the drive shaft 13, and the control shaft is provided at the upper end of the main bracket 14a and will be described later. The brackets 14a and 14b are rotatably fastened together by a pair of bolts 14c and 14c.

前記駆動カム１５は、図８にも示すように、ほぼリング状を呈し、円環状のカム本体と、該カム本体の外端面に一体に設けられた筒状部とからなり、内部軸方向に駆動軸挿通孔が貫通形成されていると共に、カム本体の軸心Ｙが駆動軸１３の軸心Ｘから径方向へ所定量だけオフセットしている。また、この駆動カム１５は、駆動軸１３に対し前記両バルブリフター１６，１６に干渉しない一方の外側に駆動軸挿通孔を介して圧入固定されていると共に、カム本体の外周面が偏心円のカムプロフィールに形成されている。 As shown in FIG. 8, the drive cam 15 has a substantially ring shape, and is composed of an annular cam body and a cylindrical portion integrally provided on the outer end surface of the cam body, and extends in the direction of the internal axis. A drive shaft insertion hole is formed therethrough, and the axis Y of the cam body is offset from the axis X of the drive shaft 13 by a predetermined amount in the radial direction. The drive cam 15 is press-fitted and fixed to the drive shaft 13 through one of the drive shaft insertion holes on the outer side that does not interfere with the valve lifters 16 and 16, and the outer peripheral surface of the cam body is an eccentric circle. The cam profile is formed.

前記両揺動カム１７は、同一形状のほぼ雨滴状を呈し、円環状のカムシャフト２０の両端部に一体的に設けられていると共に、該カムシャフト２０が内周面を介して駆動軸１３に回転自在に支持されている。また、先端部のカムノーズ部２１側にピン孔が貫通形成されていると共に、下面には、カム面２２が形成され、カムシャフト２０側の基円面と、該基円面からカムノーズ部２１側に円弧状に延びるランプ面と、該ランプ面からカムノーズ部２１の先端側に有する最大リフトの頂面に連なるリフト面が形成されており、該基円面とランプ面及びリフト面が、揺動カム１７の揺動位置に応じて各バルブリフター１６の上面の所定位置に当接するようになっている。 The two swing cams 17 have substantially the same raindrop shape, and are integrally provided at both ends of the annular camshaft 20, and the camshaft 20 is connected to the drive shaft 13 via the inner peripheral surface. Is supported rotatably. In addition, a pin hole is formed through the tip portion on the cam nose portion 21 side, and a cam surface 22 is formed on the lower surface. The base circle surface on the camshaft 20 side, and the cam nose portion 21 side from the base circle surface A ramp surface extending in an arc shape, and a lift surface connected to the top surface of the maximum lift from the ramp surface to the tip side of the cam nose portion 21, and the base circle surface, the ramp surface, and the lift surface are swung. Depending on the swing position of the cam 17, the valve lifter 16 comes into contact with a predetermined position on the upper surface.

前記伝達手段は、駆動軸１３の上方に配置されたロッカアーム２３と、該ロッカアーム２３の一端部２３ａと駆動カム１５とを連係するリンクアーム２４と、ロッカアーム２３の他端部２３ｂと揺動カム１７とを連係するリンクロッド２５とを備えている。 The transmission means includes a rocker arm 23 disposed above the drive shaft 13, a link arm 24 linking the one end 23 a of the rocker arm 23 and the drive cam 15, the other end 23 b of the rocker arm 23, and the swing cam 17. And a link rod 25 that cooperates with each other.

前記ロッカアーム２３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３３に回転自在に支持されている。また、筒状基部の外端部に突設された前記一端部２３ａには、ピン２６が嵌入するピン孔が貫通形成されている一方、基部の内端部に突設された前記他端部２３ｂには、リンクロッド２５の一端部と連結するピン２７が嵌入するピン孔が形成されている。 The rocker arm 23 is rotatably supported by a control cam 33 (to be described later) through a support hole at a cylindrical base portion at the center. Further, the one end portion 23a protruding from the outer end portion of the cylindrical base portion has a pin hole through which the pin 26 is fitted, while the other end portion protruding from the inner end portion of the base portion. 23b has a pin hole into which a pin 27 connected to one end of the link rod 25 is inserted.

前記リンクアーム２４は、比較的大径な円環状の基部２４ａと、該基部２４ａの外周面所定位置に突設された突出端２４ｂとを備え、基部２４ａの中央位置には、前記駆動カム１５のカム本体が回転自在に嵌合する嵌合孔２４ｃが形成されている一方、突出端２４ｂには、前記ピン２６が回転自在に挿通するピン孔が貫通形成されている。 The link arm 24 includes an annular base 24a having a relatively large diameter and a projecting end 24b projecting at a predetermined position on the outer peripheral surface of the base 24a. The drive cam 15 is located at the center of the base 24a. A fitting hole 24c is formed in which the cam body is rotatably fitted, and a pin hole through which the pin 26 is rotatably inserted is formed in the protruding end 24b.

前記リンクロッド２５は、ロッカアーム２３側が凹状のほぼく字形状に形成され、両端部２５ａ，２５ｂには前記ロッカアーム２３の他端部２３ｂと揺動カム１７のカムノーズ部２１の各ピン孔に挿入した各ピン２７，２８の端部が回転自在に挿通するピン挿通孔が貫通形成されている。 The link rod 25 is formed in a substantially square shape having a concave shape on the rocker arm 23 side, and is inserted into each pin hole of the other end portion 23b of the rocker arm 23 and the cam nose portion 21 of the swing cam 17 at both end portions 25a and 25b. Pin insertion holes through which end portions of the pins 27 and 28 are rotatably inserted are formed.

なお、各ピン２６，２７，２８の一端部には、リンクアーム２４やリンクロッド２５の軸方向の移動を規制するスナップリングがそれぞれが設けられている。 A snap ring that restricts the movement of the link arm 24 and the link rod 25 in the axial direction is provided at one end of each pin 26, 27, 28.

前記制御機構１９は、駆動軸１３の上方位置に同じ軸受１４に回転自在に支持された制御軸３２と、該制御軸３２の外周に固定されてロッカアーム２３の支持孔に摺動自在に嵌入されて、ロッカアーム２３の揺動支点となる制御カム３３とを備えている。 The control mechanism 19 is rotatably mounted on the same bearing 14 at a position above the drive shaft 13, and is fixed to the outer periphery of the control shaft 32 and is slidably fitted into a support hole of the rocker arm 23. And a control cam 33 serving as a rocking fulcrum of the rocker arm 23.

前記制御軸３２は、図５に示すように、駆動軸１３と並行に機関前後方向に配設されていると共に、所定位置のジャーナル部が前記軸受１４のメインブラケット１４ａ、とサブブラケット１４ｂとの間に回転自在に軸受されている。前記制御カム３３は、円筒状を呈し、軸心Ｐ２位置が制御軸３２の軸心Ｐ１から所定分だけ偏倚している。 As shown in FIG. 5, the control shaft 32 is disposed in the engine longitudinal direction in parallel with the drive shaft 13, and a journal portion at a predetermined position is formed between the main bracket 14a of the bearing 14 and the sub bracket 14b. The bearing is rotatably supported between them. The control cam 33 has a cylindrical shape, and the position of the axis P2 is deviated from the axis P1 of the control shaft 32 by a predetermined amount.

前記駆動機構６は、図１、図２及び図５に示すように、シリンダヘッド１の後端部に固定されたハウジング３５と、該ハウジング３５の一端部に固定された回転力付与機構である電動モータ３６と、ハウジング３５の内部に設けられて電動モータ３６の回転駆動力を前記制御軸３２に伝達するボール螺子伝達機構３７とから構成されている。 As shown in FIGS. 1, 2, and 5, the drive mechanism 6 is a housing 35 fixed to the rear end portion of the cylinder head 1 and a rotational force applying mechanism fixed to one end portion of the housing 35. The electric motor 36 and a ball screw transmission mechanism 37 that is provided inside the housing 35 and transmits the rotational driving force of the electric motor 36 to the control shaft 32 are configured.

前記ハウジング３５は、図１及び図２に示すように、アルミ合金材などによって一体に形成され、内部に前記制御軸３２の軸方向とほぼ直角方向に沿って配置されて、ボール螺子伝達機構３７が収容配置される細長い収容部３５ａと、該収容部３５ａの上端部中央に上方へ突出して、内部に前記制御軸３２の一端部３２ａが臨む膨出室３５ｂが形成されて、この両室３５ａ、３５ｂによって作動室が構成されている。 As shown in FIGS. 1 and 2, the housing 35 is integrally formed of an aluminum alloy material or the like, and disposed inside the housing 35 along a direction substantially perpendicular to the axial direction of the control shaft 32. Is formed in the middle of the upper end portion of the housing portion 35a, and a bulging chamber 35b is formed in the interior of which the one end portion 32a of the control shaft 32 faces. , 35b constitute a working chamber.

また、この作動室３５ａ、３５ｂは、一端開口（図中手前側開口）がシール部材を介して図外のカバーによって閉塞されるようになっている。さらに、前記収容室３５ａは、軸方向の一端部に円形状の開口部３５ｃが形成されていると共に、他端部側が壁部３５ｄによって閉塞されている。 The working chambers 35a and 35b are configured such that one end opening (front opening in the drawing) is closed by a cover outside the drawing through a seal member. Further, the storage chamber 35a is formed with a circular opening 35c at one end in the axial direction, and the other end is closed by a wall 35d.

前記電動モ−タ３６は、比例型のＤＣモータによって構成され、ほぼ円筒状のモータケーシング３８の矩形状先端部３８ａが前記収容室３５ａの一端開口部３５ｃを封止する状態で固定されている。また、電動モ−タ３６は、一端開口部３５ｃの内周面に圧入された円筒状のリテーナ３９の内周側に設けられたメカニカルシール３９ａによって駆動シャフト３６ａを介してシールされている。また、電動モータ３６は、図５に示すように、機関の運転状態を検出するコントロールユニット４０からの制御信号によって駆動するようになっている。 The electric motor 36 is constituted by a proportional DC motor, and is fixed in a state where a rectangular tip end portion 38a of a substantially cylindrical motor casing 38 seals one end opening 35c of the storage chamber 35a. . The electric motor 36 is sealed via a drive shaft 36a by a mechanical seal 39a provided on the inner peripheral side of a cylindrical retainer 39 press-fitted into the inner peripheral surface of the one end opening 35c. Further, as shown in FIG. 5, the electric motor 36 is driven by a control signal from a control unit 40 that detects the operating state of the engine.

このコントロールユニット４０は、クランク角センサ４１やエアーフローメータ４２、水温センサ４３や、制御軸３２の回転位置を検出するポテンショメータ４４等の各種のセンサからの検出信号をフィードバックして現在の機関運転状態を演算などにより検出して、前記電動モータ３６に制御信号を出力している。 The control unit 40 feeds back detection signals from various sensors such as a crank angle sensor 41, an air flow meter 42, a water temperature sensor 43, and a potentiometer 44 that detects the rotational position of the control shaft 32 to feed the current engine operating state. Is detected by calculation or the like, and a control signal is output to the electric motor 36.

前記ボール螺子伝達機構３７は、前記ハウジング３５の収容室３５ａ内に電動モータ３６の駆動シャフト３６ａとほぼ同軸上に配置されたボール螺子軸４５と、該ボール螺子軸４５の外周に螺合する移動ナットであるボールナット４６と、膨出室３５ｂ内で前記制御軸３２の一端部に直径方向に沿って連結された連係アーム４７と、該連係アーム４７と前記ボールナット４６とを連係するリンク部材４８とから主として構成されており、前記連係アーム４７とリンク部材４８によって伝達機構が構成されている。 The ball screw transmission mechanism 37 includes a ball screw shaft 45 disposed substantially coaxially with the drive shaft 36a of the electric motor 36 in the housing chamber 35a of the housing 35, and a movement screwed to the outer periphery of the ball screw shaft 45. A ball nut 46 that is a nut; a linkage arm 47 that is coupled to one end of the control shaft 32 in the bulging chamber 35b along the diameter direction; and a link member that links the linkage arm 47 and the ball nut 46 together. 48, and the transmission mechanism is constituted by the linkage arm 47 and the link member 48.

前記ボール螺子軸４５は、両端部を除く外周面全体に所定幅のねじ部であるボール循環溝４９が螺旋状に連続して形成されていると共に、収容室３５ａの一端開口部３５ｃと他端部の小径部内にそれぞれ臨んだ両端部４５ａ、４５ｂが第１、第２ボールベアリング５０、５１によって回転自在に軸受けされている。 In the ball screw shaft 45, a ball circulation groove 49, which is a screw portion having a predetermined width, is continuously formed in a spiral shape on the entire outer peripheral surface excluding both ends, and one end opening 35c and the other end of the storage chamber 35a. Both end portions 45a and 45b respectively facing the small diameter portion of the portion are rotatably supported by the first and second ball bearings 50 and 51.

また、前記各ボールベアリング５０，５１は、その外輪５０ａ、５１ａがそれぞれ収容室３５ａの両端部に形成された小径段差部に圧入によって固定されていると共に、各内輪５０ｂ、５１ｂが各ボール５０ｃ、５１ｃとの間のクリアランスを介して軸方向へ僅かに移動可能になっている。 The ball bearings 50 and 51 have their outer rings 50a and 51a fixed to the small diameter step portions formed at both ends of the storage chamber 35a by press-fitting, and the inner rings 50b and 51b are fixed to the balls 50c and 51b, respectively. It is possible to move slightly in the axial direction through a clearance with 51c.

さらに、ボール螺子軸４５は、一端部４５ａの先端の六角軸と電動モータ３６の駆動シャフト３６ａの先端部が円筒状の連結部材５２によって同軸上で軸方向移動可能に結合され、かかる結合によって電動モータ３６の回転駆動力を前記ボール螺子軸４５に伝達すると共に、ボール螺子軸４５の軸方向の僅かな移動を許容している。 Further, the ball screw shaft 45 has a hexagonal shaft at the tip of one end 45a and a tip of the drive shaft 36a of the electric motor 36 coupled to each other by a cylindrical connecting member 52 so as to be axially movable. The rotational driving force of the motor 36 is transmitted to the ball screw shaft 45 and a slight movement of the ball screw shaft 45 in the axial direction is allowed.

前記ボールナット４６は、ほぼ円筒状に形成され、内周面に前記ボール循環溝４９と共同して複数のボール５４を転動自在に保持するガイド溝５３が螺旋状に連続して形成されていると共に、複数のボール５４の循環列をボールナット４６の軸方向の前後２個所に設定する２つのディフレクタが取り付けられている。このディフレクタは、前記ボール循環溝４９とガイド溝５３との間を転動する前記複数のボール５４を同一溝内に循環させるために、同循環列内に再び戻すようにボール５４を案内するものであり、この循環列を軸方向の前後２個所に設けたものである。 The ball nut 46 is formed in a substantially cylindrical shape, and a guide groove 53 for continuously holding a plurality of balls 54 so as to be able to roll together with the ball circulation groove 49 is continuously formed in a spiral shape on the inner peripheral surface. At the same time, two deflectors for setting the circulation row of the plurality of balls 54 at the two front and rear positions in the axial direction of the ball nut 46 are attached. The deflector guides the balls 54 so as to return to the circulation row again so that the balls 54 rolling between the ball circulation grooves 49 and the guide grooves 53 are circulated in the same grooves. The circulation train is provided at two places in the front and rear in the axial direction.

そして、ボールナット４６は、各ボール５４を介してボール螺子軸４５の回転運動をボールナット４６に直線運動に変換しつつ軸方向の移動力が付与されるようになっている。 The ball nut 46 is applied with a moving force in the axial direction through the balls 54 while converting the rotational motion of the ball screw shaft 45 into linear motion on the ball nut 46.

また、ボールナット４６は、図１及び図２に示すように、前記制御軸３２側の外端部に、前記リンク部材４８の他端部が回転自在に連結される枢支部５５が設けられていると共に、該枢支部５５の下部近傍にリンク部材４８の傾倒と揺動を許容する左右一対の切欠溝５６が形成されている（図５、図６参照）。 As shown in FIGS. 1 and 2, the ball nut 46 is provided with a pivotal support portion 55, which is rotatably connected to the other end portion of the link member 48, at the outer end portion on the control shaft 32 side. In addition, a pair of left and right cutout grooves 56 that allow the link member 48 to tilt and swing are formed near the lower portion of the pivotal support portion 55 (see FIGS. 5 and 6).

前記枢支部５５は、ボールナット４６の軸方向の電動モータ３６側の端縁にほぼ円筒状に一体に形成されて、内部に枢支ピン５７が貫通固定されていると共に、上端部がボールナット４６の上部外面より僅かに突出している。 The pivot portion 55 is integrally formed in a substantially cylindrical shape at the end of the ball nut 46 on the side of the electric motor 36 in the axial direction. A pivot pin 57 is fixed therethrough, and the upper end portion is a ball nut. It protrudes slightly from the upper outer surface of 46.

一方、切欠溝５６は、前記枢支部５５の基端側からボールナット４６の上端部をほぼ半Ｕ字形状に切り欠いて形成され、リンク部材４８の他端部外周面との間に隙間Ｃが形成されている。 On the other hand, the notch groove 56 is formed by cutting out the upper end portion of the ball nut 46 from the base end side of the pivotal support portion 55 into a substantially half-U shape, and a gap C between the other end portion outer peripheral surface of the link member 48. Is formed.

前記連係アーム４７は、図１〜図５に示すように、ほぼ雨滴状に形成され、大径基部４７ａが制御軸３２の一端部３２ａに軸方向から一体的に固定されていると共に、先細り状の先端部４７ｂに制御軸３２方向に沿って連続して貫通したピン孔が貫通形成されている。 As shown in FIGS. 1 to 5, the linkage arm 47 is formed in a substantially raindrop shape, and a large-diameter base portion 47 a is integrally fixed to the one end portion 32 a of the control shaft 32 from the axial direction. A pin hole continuously penetrating along the direction of the control shaft 32 is formed in the leading end portion 47b.

前記リンク部材４８は、板材をプレス成型によって横断面ほぼコ字形状に折曲形成してなり、平行な一対の板状リンク部と、該両リンク部をほぼ中央で結合する結合部とから構成されている。 The link member 48 is formed by bending a plate material into a substantially U-shaped cross section by press molding, and is composed of a pair of parallel plate-like link portions and a coupling portion that couples the link portions at a substantially central position. Has been.

また、リンク部材４８は、一端部が両リンク部によって前記連係アーム４７のアーム部４７ａを挟持状態に嵌合していると共に、該一端部に穿設されたピン孔と前記アーム部先端部のピン孔にそれぞれ挿通されたピン５９を介して前記アーム部４７ｂの先端部に揺動自在に連結されている。一方、他端部は、両リンク部が枢支部５５を挟んだ状態で配置されていると共に、ここにそれぞれ形成されたピン孔に前記ピン５７が挿通して枢支部５５に対して回転自在に連結されている。 In addition, the link member 48 has one end portion fitted in the state in which the arm portion 47a of the linkage arm 47 is sandwiched by both link portions, and a pin hole formed in the one end portion and a tip end portion of the arm portion. It is slidably connected to the tip of the arm portion 47b via pins 59 inserted through the pin holes. On the other hand, the other end portion is arranged with both link portions sandwiching the pivot support portion 55, and the pin 57 is inserted into the pin hole formed here so as to be rotatable with respect to the pivot support portion 55. It is connected.

したがって、このリンク部材４８は、図１及び図２にも示すように、枢支部５５を介してボール螺子軸４５の軸心とほぼ平行でかつボールナット４６の外面軸方向にほぼ沿って傾倒かつ揺動可能に設けられており、完全に傾倒した姿勢では上端部がボールナット４６の外面から上方へ僅かに突出した形になっている。 Accordingly, as shown in FIGS. 1 and 2, the link member 48 is inclined substantially along the outer surface axial direction of the ball nut 46 and substantially parallel to the axial center of the ball screw shaft 45 via the pivot portion 55. The upper end portion of the ball nut 46 protrudes slightly upward from the outer surface of the ball nut 46 in a fully tilted posture.

前記ポテンショメータ４４は、一般的なものであって、前記連係アーム４７の前方に配置されて、制御軸３２と同期回転する該連係アーム４７の回転に伴い図外の検出ピンが回転し、この回転位置をセンサ部４４ａによって検出して、この検出信号を前記コントロールユニット４０に出力するようになっている。 The potentiometer 44 is a general one, and is arranged in front of the linkage arm 47, and a detection pin (not shown) rotates along with the rotation of the linkage arm 47 that rotates in synchronization with the control shaft 32. The position is detected by the sensor unit 44a, and this detection signal is output to the control unit 40.

また、この実施形態では、前記ボールナット４６のハウジング端壁３５ｄ側端縁と前記第２ボールベアリング５１との間に、ボールナット４６を第１ボールベアリング５０方向へ付勢する付勢手段であるコイルスプリング６０が弾装されている。 Further, in this embodiment, the urging means urges the ball nut 46 toward the first ball bearing 50 between the end edge of the ball nut 46 on the housing end wall 35d side and the second ball bearing 51. A coil spring 60 is mounted.

このコイルスプリング６０は、そのコイル長Ｌがボールナット４６が最大左方向（小バルブリフト時）に移動してもボールナット４６の端縁と第２ボールベアリング５１とを押圧する長さに設定されていると共に、両端部６０ａ、６０ｂがそれぞれ第１、第２スプリングリテーナ６１，６２によって支持されている。 The coil spring 60 is set so that its coil length L presses the end of the ball nut 46 and the second ball bearing 51 even when the ball nut 46 moves to the maximum left direction (at the time of small valve lift). In addition, both end portions 60a and 60b are supported by first and second spring retainers 61 and 62, respectively.

前記両スプリングリテーナ６１、６２は、図３及び図４に示すように、金属板をプレス成形によってほぼ段差径の円筒状に形成され、ボールナット４６の端縁と第２ボールベアリング５１の外輪５１ａの一端縁にそれぞれ軸方向から嵌着する深皿状の基部６１ａ、６２ａと、該基部６１ａ、６２ａの円盤状側端壁６１ｂ、６２ｂのほぼ中央に対向して突設された小径円筒状の突起部である保持部６１ｃ、６２ｃとから構成されている。 As shown in FIGS. 3 and 4, the spring retainers 61 and 62 are formed by pressing a metal plate into a cylindrical shape having a substantially stepped diameter, and an end edge of the ball nut 46 and an outer ring 51 a of the second ball bearing 51. A deep-plate-shaped base portion 61a, 62a that is fitted to one end edge of each of the base portion 61 from the axial direction, and a small-diameter cylindrical shape that protrudes substantially opposite to the center of the disk-like side end walls 61b, 62b of the base portions 61a, 62a. It is comprised from the holding parts 61c and 62c which are protrusion parts.

前記第１スプリングリテーナ６１は、基部６１ａの内径が前記ボールナット４６の外径よりも若干大きく設定されていると共に、前記側端壁６１ｂの外面にコイルスプリング６０の一端部が弾持されている。 In the first spring retainer 61, the inner diameter of the base 61a is set to be slightly larger than the outer diameter of the ball nut 46, and one end of the coil spring 60 is elastically held on the outer surface of the side end wall 61b. .

また、前記保持部６１ｃは、外周面が先端先細り状のテーパ面に形成されている共に、外径がコイルスプリング６０の内径よりも若干小さく設定されて、該コイルスプリング６０の一端部６０ａに所定隙間をもって挿通している。さらに、この保持部６１ｃの軸方向の長さは、比較的長く形成されて、第２スプリングリテーナ６１の保持部６１ｃよりも長く設定されている。 The holding portion 61c has an outer peripheral surface formed into a tapered surface with a tapered tip and an outer diameter set to be slightly smaller than the inner diameter of the coil spring 60. It is inserted with a gap. Further, the length of the holding portion 61 c in the axial direction is formed relatively long and is set longer than the holding portion 61 c of the second spring retainer 61.

一方、前記第２スプリングリテーナ６２は、基部６２ａの内径が前記第２ボールベアリング５１の外輪５１ａの外径よりも若干大きく設定されていると共に、側端壁６２ｂの外面にコイルスプリング６０の他端部が弾持されている。 On the other hand, in the second spring retainer 62, the inner diameter of the base 62a is set to be slightly larger than the outer diameter of the outer ring 51a of the second ball bearing 51, and the other end of the coil spring 60 is placed on the outer surface of the side end wall 62b. Department is held.

また、前記保持部６２ｃは、外周面が先端先細り状のテーパ面に形成されていると共に、外径がコイルスプリング６０の内径よりも若干小さく設定されて、該コイルスプリング６０の他端部６０ｂに所定隙間をもって挿通している。さらに、この保持部６２ｃの軸方向の長さは、比較的短く形成されているが、図４に示すように、ボールナット４６が最大右方向（最大バルブリフト位置）に移動した際に、先端縁が前記第１スプリングリテーナ６１の保持部６１ｃの先端縁と突き合わせ状態に当接した場合における両保持部６１ｃ、６２ｃの全体の長さは、圧縮変形したコイルスプリング６０の各線間が非接触状態になって、各線間に微小隙間が形成されるような長さに設定されている。 The holding portion 62c has an outer peripheral surface formed in a tapered shape with a tapered tip, and an outer diameter is set slightly smaller than the inner diameter of the coil spring 60. It is inserted with a predetermined gap. Furthermore, although the axial length of the holding portion 62c is formed to be relatively short, as shown in FIG. 4, when the ball nut 46 moves in the maximum right direction (maximum valve lift position), The entire length of the holding portions 61c and 62c when the edge comes into contact with the tip edge of the holding portion 61c of the first spring retainer 61 is such that the respective lines of the compression-deformed coil spring 60 are not in contact with each other. Thus, the length is set such that a minute gap is formed between the lines.

以下、本実施形態の作用を説明すれば、まず、例えば、機関のアイドリング運転時を含む低回転運転領域には、コントロールユニット４０からの制御信号によって電動モータ３６に伝達された回転トルクは、ボール螺子軸４５に伝達されて回転すると、この回転に伴って各ボール５４がボール循環溝４９とガイド溝５３との間を転動しながらボールナット４６を図１に示すように、最大左方向へ直線状に移動させる。 Hereinafter, the operation of the present embodiment will be described. First, for example, in the low-rotation operation region including the idling operation of the engine, the rotational torque transmitted to the electric motor 36 by the control signal from the control unit 40 is When the rotation is transmitted to the screw shaft 45, each ball 54 rolls between the ball circulation groove 49 and the guide groove 53 along with this rotation, and the ball nut 46 is moved to the maximum left as shown in FIG. Move in a straight line.

これによって制御軸３２は、図９に示すように、リンク部材４８と連係アーム４７とによって時計方向に回転駆動される。 As a result, the control shaft 32 is rotationally driven clockwise by the link member 48 and the linkage arm 47 as shown in FIG.

これによって、制御カム３３は、軸心Ｐ２が図９Ａ、Ｂに示すように、制御軸３２の軸心Ｐ１の回りを同一半径で回転して、肉厚部が駆動軸１３から上方向に離間移動する。これにより、ロッカアーム２３の他端部２３ｂとリンクロッド２５の枢支点は、駆動軸１３に対して上方向へ移動し、このため、各揺動カム１７は、リンクロッド２５を介してカムノーズ部２１側が強制的に引き上げられて全体が時計方向へ回動する。 As a result, as shown in FIGS. 9A and 9B, the control cam 33 rotates with the same radius around the axis P1 of the control shaft 32 as shown in FIGS. Moving. As a result, the other fulcrum 23b of the rocker arm 23 and the pivot point of the link rod 25 move upward with respect to the drive shaft 13, so that each swing cam 17 is connected to the cam nose portion 21 via the link rod 25. The side is forcibly pulled up and the whole is rotated clockwise.

よって、駆動カム１５が回転してリンクアーム２４を介してロッカアーム２３の一端部２３ａを押し上げると、そのバルブリフト量がリンクロッド２５を介して揺動カム１７及びバルブリフター１６に伝達されるが、そのリフト量は充分小さくなる。 Therefore, when the drive cam 15 rotates and pushes up the one end portion 23a of the rocker arm 23 via the link arm 24, the valve lift amount is transmitted to the swing cam 17 and the valve lifter 16 via the link rod 25. The lift amount becomes sufficiently small.

したがって、かかる機関の低回転領域では、バルブリフト量が、図１１のＬ１に示すように、最も小さくなることにより、各吸気弁２の開時期が遅くなり、排気弁とのバルブオーバラップが小さくなる。このため、燃費の向上と機関の安定した回転が得られる。 Therefore, in the low rotation region of such an engine, the valve lift amount becomes the smallest as shown by L1 in FIG. 11, so that the opening timing of each intake valve 2 is delayed and the valve overlap with the exhaust valve is small. Become. For this reason, improvement in fuel consumption and stable rotation of the engine can be obtained.

また、この時点における制御軸３２に作用する正負の交番トルクは、十分小さく、したがって連係アーム４７やリンク部材４８を介してボールナット４６に伝達される荷重も小さいことから、ボール螺子軸４５及びボールナット４６のねじ部に対する大きな集中荷重の発生はない。したがって、各ボール５４によるボール螺子軸４５とボールナット４６との間の摩耗などの発生が防止される。 Further, the positive and negative alternating torque acting on the control shaft 32 at this time is sufficiently small, and therefore the load transmitted to the ball nut 46 via the linkage arm 47 and the link member 48 is also small, so that the ball screw shaft 45 and the ball There is no generation of a large concentrated load on the threaded portion of the nut 46. Therefore, the occurrence of wear or the like between the ball screw shaft 45 and the ball nut 46 due to each ball 54 is prevented.

また、機関高回転領域に移行した場合は、コントロールユニット４０からの制御信号によって電動モータ３６が逆回転し、この回転トルクがボール螺子軸４５に伝達されて回転すると、この回転に伴ってボールナット４６が各ボール５４を介して図１に示す位置から図２に示す右方向へ直線移動する。 In addition, when the engine has shifted to the high engine speed region, the electric motor 36 is rotated in reverse by a control signal from the control unit 40. When this rotational torque is transmitted to the ball screw shaft 45 and rotated, 46 moves linearly from the position shown in FIG. 1 to the right shown in FIG.

これによって、制御軸３２は、制御カム３３を図９に示す位置から時計方向へ回転させて、図１０Ａ、Ｂに示すように軸心Ｐ２を下方向へ回動させる。このため、ロッカアーム２３は、今度は全体が駆動軸１３方向寄りに移動して他端部２３ｂが揺動カム１７のカムノーズ部２１をリンクロッド２５を介して下方へ押圧して該揺動カム１７全体を所定量だけ反時計方向へ回動させる。 As a result, the control shaft 32 rotates the control cam 33 clockwise from the position shown in FIG. 9 to rotate the shaft center P2 downward as shown in FIGS. 10A and 10B. For this reason, the entire rocker arm 23 moves toward the drive shaft 13 this time, and the other end 23b presses the cam nose portion 21 of the swing cam 17 downward via the link rod 25 so that the swing cam 17 The whole is rotated counterclockwise by a predetermined amount.

よって、駆動カム１５が回転してリンクアーム２４を介してロッカアーム２３の一端部２３ａを押し上げると、そのバルブリフト量がリンクロッド２５を介して揺動カム１７及びバルブリフター１６に伝達されるが、そのリフト量は大きくなる。 Therefore, when the drive cam 15 rotates and pushes up the one end portion 23a of the rocker arm 23 via the link arm 24, the valve lift amount is transmitted to the swing cam 17 and the valve lifter 16 via the link rod 25. The lift amount increases.

よって、かかる高回転領域では、各吸気弁２のバルブリフト量が、図１１のＬ２に示すように、最大に大きくなり、該各吸気弁２の開時期が早くなると共に、閉時期が遅くなる。この結果、吸気充填効率が向上して十分な出力が確保できる。 Therefore, in such a high rotation region, the valve lift amount of each intake valve 2 is maximized as indicated by L2 in FIG. 11, and the opening timing of each intake valve 2 is advanced and the closing timing is delayed. . As a result, the intake charging efficiency is improved and a sufficient output can be secured.

そして、この最大バルブリフトの場合における正負の交番トルクは、最小リフト時の場合よりも大きくなる。ところが、ボール螺子軸４５とリンク部材４８との間のなす角度が、最小リフト時よりは小さくなるため、ラジアル荷重は十分抑制され、前述のように、制御軸３２から連係アーム４７及びリンク部材４８を介して伝達された大きな交番荷重を、各ボール５４を介してボールナット４６のガイド溝５３とボール螺子軸４５のボール循環溝４９の円周方向の全域で受けることになるから、かかる入力荷重が円周方向に分散されて集中荷重の発生を十分に回避することができる。 The positive and negative alternating torque in the case of the maximum valve lift is larger than that in the case of the minimum lift. However, since the angle formed between the ball screw shaft 45 and the link member 48 is smaller than that during the minimum lift, the radial load is sufficiently suppressed, and as described above, the linkage arm 47 and the link member 48 from the control shaft 32. Since the large alternating load transmitted through the ball 54 is received in the entire circumferential direction of the guide groove 53 of the ball nut 46 and the ball circulation groove 49 of the ball screw shaft 45 through each ball 54, the input load is applied. Are distributed in the circumferential direction, and the generation of concentrated load can be sufficiently avoided.

したがって、ガイド溝５３とボール循環溝４９間での摩耗などの発生を効果的に防止できることから、装置の耐久性の向上が図れる。 Therefore, since the occurrence of wear and the like between the guide groove 53 and the ball circulation groove 49 can be effectively prevented, the durability of the apparatus can be improved.

しかも、前述のように、ボール螺子軸４５の回転力をボール循環溝４９とガイド溝５３間で各ボール５４がほぼ転がり接触状態で転動することによりボールナット４６に伝達するようになっており、各部間の摩擦抵抗が極めて小さくなることから、ボールナット４６の移動が円滑になると共に、移動応答性が向上する。この結果、機関運転状態変化に応じて制御軸３２による吸気弁２，２のバルブリフト制御応答性も良好になる。 Moreover, as described above, the rotational force of the ball screw shaft 45 is transmitted to the ball nut 46 by rolling the balls 54 between the ball circulation groove 49 and the guide groove 53 in a substantially rolling contact state. Since the frictional resistance between the respective parts becomes extremely small, the movement of the ball nut 46 becomes smooth and the movement responsiveness is improved. As a result, the valve lift control responsiveness of the intake valves 2 and 2 by the control shaft 32 is also improved in accordance with changes in the engine operating state.

また、この実施形態によれば、コイルスプリング６０のばね力によってボールナット４６が出力軸４５の軸方向に押圧されていることから、該ボールナット４６と出力軸４５との間のバックラッシが吸収される。 Further, according to this embodiment, since the ball nut 46 is pressed in the axial direction of the output shaft 45 by the spring force of the coil spring 60, the backlash between the ball nut 46 and the output shaft 45 is absorbed. The

このため、ボールナット４６に、前述した交番トルクが伝達されても、該ボールナット４６の軸方向の振動が抑制されて、振動異音の発生や両者間の摩耗の発生を防止できる。 For this reason, even if the above-mentioned alternating torque is transmitted to the ball nut 46, the vibration of the ball nut 46 in the axial direction is suppressed, and generation of vibration noise and wear between them can be prevented.

しかも、前記各スプリングリテーナ６１，６２の各保持部６１ｂ、６２ｂが、伸縮変形するコイルスプリング６０の内周面をガイドすることから、該コイルスプリング６０の径方向の位置ずれを規制することができる。この結果、コイルスプリングの傾き変形を防止できる。 In addition, since the holding portions 61b and 62b of the spring retainers 61 and 62 guide the inner peripheral surface of the coil spring 60 that expands and contracts, the radial displacement of the coil spring 60 can be regulated. . As a result, the inclination deformation of the coil spring can be prevented.

また、コイルスプリング６０のほぼ最大圧縮時には、両保持部６１ｂ、６２ｂの各先端縁が突き合わさって、それ以上のコイルスプリング６０の圧縮変形を規制するストッパとしての機能するため、該コイルスプリング６０のほぼ最大に近い範囲まで圧縮変形した場合でも、該コイルスプリング６０の線間に微小隙間を形成することができる。 When the coil spring 60 is almost fully compressed, the tip edges of the holding portions 61b and 62b abut each other and function as a stopper for restricting further compression deformation of the coil spring 60. Even in the case of compressive deformation to a range close to the maximum, a minute gap can be formed between the lines of the coil spring 60.

この結果、コイルスプリング６０の線間接触による塑性変形が抑制されて、ばね力の低下を防止できる。 As a result, the plastic deformation due to the line-to-line contact of the coil spring 60 is suppressed, and a reduction in spring force can be prevented.

さらに、前記コイルスプリング６０のボールナット４６に対するばね力をバルブリフト量が漸次大きくなるにしたがって大きく作用させるため、大きな交番トルクが掛かる最大バルブリフト時での振動の発生を効果的に防止することが可能になる。一方、バルブリフト量が小さいときは、コイルスプリング６０のばね力を最も減少させるようにしたので、例えば機関始動時などの時点でのボールナット４６の移動応答性が良好になる。 Further, since the spring force of the coil spring 60 against the ball nut 46 is increased as the valve lift amount is gradually increased, it is possible to effectively prevent the occurrence of vibration at the maximum valve lift when a large alternating torque is applied. It becomes possible. On the other hand, when the valve lift amount is small, the spring force of the coil spring 60 is reduced most, so that the movement responsiveness of the ball nut 46 at the time of starting the engine becomes good.

また、コイルスプリング６０のばね力は、第２スプリングリテーナ６２を介して第２ボールベアリング５１の固定された外輪５１ａに作用させる一方、ボールナット４６とボール螺子軸４５を介して内輪５１ｂを外輪５１ａの押圧力と軸方向の反対方向（矢印方向）へ押圧することから、該内外輪５１ａ、５１ｂ及びこの間に配置されたボール５１ｃとの間のクリアランスが吸収されて、該各内、外輪５１ａ、５１ｂやボール５１ｃ間のガタ付きを防止することが可能になる。 The spring force of the coil spring 60 is applied to the outer ring 51a fixed to the second ball bearing 51 via the second spring retainer 62, while the inner ring 51b is moved to the outer ring 51a via the ball nut 46 and the ball screw shaft 45. Since the pressure between the inner and outer rings 51a and 51b and the ball 51c disposed therebetween is absorbed, the inner and outer rings 51a, It is possible to prevent rattling between the 51b and the ball 51c.

また、第１ボールベアリング５０は、内輪５０ｂ側がボール螺子軸４５を介してコイルスプリング６０のばね力によって図中左方向へ付勢されていることから、該内輪５０ｂとボール５０ｃ及び外輪５０ａとの間のクリアランスも吸収されて、該第１ボールベアリング５０のガタの発生も防止できる。 Further, the first ball bearing 50 is biased in the left direction in the figure by the spring force of the coil spring 60 via the ball screw shaft 45 on the inner ring 50b side, so that the inner ring 50b, the ball 50c and the outer ring 50a The clearance between them is also absorbed, and the play of the first ball bearing 50 can be prevented.

さらに、各スプリングリテーナ６１，６２の各保持部６１ｃ、６２ｃの外周面が先端先細り状のテーパ面になっていることから、組付時におけるコイルスプリング６０の各端部６０ａ、６０ｂを該保持部６１ｃ、６２ｃに挿通し易くなって、組付作業性が良好になる。 Further, since the outer peripheral surfaces of the holding portions 61c and 62c of the spring retainers 61 and 62 are tapered at the tip, the end portions 60a and 60b of the coil spring 60 at the time of assembly are attached to the holding portion. It becomes easy to pass through 61c and 62c, and the assembly workability is improved.

また、ボールナット４６の最大左方向の位置では、コイルスプリング６０により制御軸３２などを介して予め機関始動可能なバルブリフト位置（小リフト）に保持していることから、機関の始動性に影響がなくなり、該始動性が良好になる。 Further, at the maximum leftward position of the ball nut 46, the valve spring position (small lift) at which the engine can be started is held in advance by the coil spring 60 via the control shaft 32 or the like. And the startability is improved.

しかも、ボールナット４６が軸方向のいずれの位置にあってもコイルスプリング６０のばね力が作用していることから、該ボールナット４６と出力軸４５との間のクリアランスが常に吸収されて、両者４５，４６間のガタ付きの発生を常時防止することが可能になる。 In addition, since the spring force of the coil spring 60 acts regardless of the position of the ball nut 46 in the axial direction, the clearance between the ball nut 46 and the output shaft 45 is always absorbed, It is possible to always prevent the occurrence of rattling between 45 and 46.

さらに、前記リンク部材４８を、板材をプレス成形によって折曲変形して形成するだけであるから、その成形作業が容易になると共に、中実の場合に比較して軽量化が図れる。このため、慣性質量が小さくなって、ボールナット４６の移動負荷を小さくすることが可能になる。 Furthermore, since the link member 48 is simply formed by bending and deforming a plate material by press molding, the molding operation can be facilitated and the weight can be reduced as compared with a solid case. For this reason, the inertial mass is reduced, and the moving load of the ball nut 46 can be reduced.

また、この実施形態では、前記リンク部材４８の傾倒や揺動を許容する枢支部５５を切欠溝５６の内部に設けたことから、枢支部５５をボール螺子軸４５に十分に近づけることが可能になり、したがって、リンク部材４８を傾倒した際におけるユニット体全体のコンパクト化をさらに促進することができる。 Further, in this embodiment, since the pivot portion 55 that allows the link member 48 to tilt and swing is provided in the notch groove 56, the pivot portion 55 can be sufficiently brought close to the ball screw shaft 45. Accordingly, it is possible to further promote downsizing of the entire unit body when the link member 48 is tilted.

つまり、枢支部５５の一部を切欠溝５６の内部に配置した状態になっていることから、リンク部材４８も、その分、ボールナット４６内に収容された形になる。 That is, since a part of the pivot portion 55 is disposed in the notch groove 56, the link member 48 is also accommodated in the ball nut 46 correspondingly.

また、リンク部材４８の枢支部５５がボールナット４６の外端部に形成されているので、ボールナット４６の肉厚を大きくすることが可能になり、これによって十分な強度とスペースを確保することができる。 Further, since the pivot portion 55 of the link member 48 is formed at the outer end portion of the ball nut 46, it becomes possible to increase the wall thickness of the ball nut 46, thereby ensuring sufficient strength and space. Can do.

図１２及び図１３は第２の実施形態を示し、第１スプリングリテーナ６３をボールナット４６の端縁に一体に形成したものである。 12 and 13 show a second embodiment, in which a first spring retainer 63 is formed integrally with an end edge of the ball nut 46.

すなわち、この第１スプリングリテーナ６３は、ボールナット４６の端部外周縁に、コイルスプリング６０の一端部６０ａを弾持する円環フランジ状の基部６３ａが一体に形成されていると共に、ボールナット４６の端面外周部にコイルスプリング６０の一端部６０ａの内側に配置される保持部６３ｂが一体に形成されている。 That is, the first spring retainer 63 is integrally formed with an annular flange-shaped base portion 63 a that elastically supports one end portion 60 a of the coil spring 60 on the outer peripheral edge of the end portion of the ball nut 46. A holding portion 63b disposed inside the one end portion 60a of the coil spring 60 is integrally formed on the outer peripheral portion of the end face.

したがって、この実施形態によれば、第１スプリングリテーナ６３をボールナット４６と一体化することによって、部品点数の削減による製造コストの低減化が図れる共に、コイルスプリング６０などの組付作業性も良好になる。なお、他の構成は第１の実施形態と同様であるから、第１の実施形態と同様な作用効果が得られる。 Therefore, according to this embodiment, by integrating the first spring retainer 63 with the ball nut 46, the manufacturing cost can be reduced by reducing the number of parts, and the assembly workability of the coil spring 60 and the like is also good. become. Since other configurations are the same as those of the first embodiment, the same effects as those of the first embodiment can be obtained.

図１４及び図１５は第３の実施形態を示し、コイルスプリング６０の形状が第２ボールベアリング５１側が拡開状になるほぼ円錐状に形成されており、該コイルスプリング６０は、一端部６０ａが第１の実施形態と同じ第１スプリングリテーナ６１に弾持されている一方、他端部６０ｂが前記第２ボールベアリング５１ではなく、前記壁部３５ｄの内面に弾持されている。 14 and 15 show a third embodiment, and the shape of the coil spring 60 is formed in a substantially conical shape in which the second ball bearing 51 side is expanded, and the coil spring 60 has one end 60a. While being held by the same first spring retainer 61 as in the first embodiment, the other end 60b is held by the inner surface of the wall 35d, not by the second ball bearing 51.

したがって、この実施形態では、コイルスプリング６０のばね力が、ボールナット４６を介してボール螺子軸４５の軸心方向に作用することから、該ボールナット４６とボール螺子軸４５との間のバックラッシ隙間を効果的に吸収できる。また、第１ボールベアリング５０の内輪５０ｂも左方向に押圧されることから、ガタの発生を防止できる。 Therefore, in this embodiment, since the spring force of the coil spring 60 acts in the axial direction of the ball screw shaft 45 via the ball nut 46, the backlash gap between the ball nut 46 and the ball screw shaft 45. Can be effectively absorbed. Further, since the inner ring 50b of the first ball bearing 50 is also pressed in the left direction, it is possible to prevent the play from occurring.

図１６及び図１７は第４の実施形態を示し、この実施形態は基本構成が第１の実施形態と同様であるが、相違するところは、コイルスプリング６０のコイル長Ｌを短くしたものである。 16 and 17 show a fourth embodiment. This embodiment has the same basic configuration as that of the first embodiment, except that the coil length L of the coil spring 60 is shortened. .

すなわち、コイルスプリング６０は、ボールナット４６が最大左方向に位置している場合、つまり最小バルブリフト制御時には、一端部６０ａ第１スプリングリテーナ６１の基部６１ａの側端面６１ｂから離間するような長さＺに設定されており、その離間幅は機関始動時の最小バルブリフト域から車両の発進直後までのリフト高になるまでの長さに設定されている。 That is, the coil spring 60 is long enough to be separated from the side end surface 61b of the base portion 61a of the first spring retainer 61 when the ball nut 46 is located at the maximum left direction, that is, during the minimum valve lift control. Z is set, and the separation width is set to a length from the minimum valve lift area at the time of engine start to the lift height immediately after the start of the vehicle.

また、ボールナット４６が最大右方向へ移動した際には、両保持部６１ｃ、６２ｃの対向先端縁が突き当たってコイルスプリング６０の線間に微小隙間を保持するなどの構成は第１の実施形態と同様である。 Further, when the ball nut 46 moves to the maximum right, the opposing tip edges of the holding portions 61c and 62c abut against each other to hold a minute gap between the lines of the coil spring 60 in the first embodiment. It is the same.

したがって、この実施形態によれば、機関始動時の最小バルブリフト域からから所定のバルブリフト域まではコイルスプリング６０によるばね力がボールナット４６に作用しないことから、この領域でのボールナット４６の移動応答性が向上する。 Therefore, according to this embodiment, since the spring force by the coil spring 60 does not act on the ball nut 46 from the minimum valve lift region at the time of engine start to the predetermined valve lift region, the ball nut 46 in this region does not act. Movement responsiveness is improved.

また、前記所定のバルブリフト域を通過した後は、コイルスプリング６０のばね力がボールナット４６に作用して、該ボールナット４６とボール螺子軸４５との間のバックラッシを吸収するので、交番トルクによるボールナット４６の振動や異音の発生を十分に抑制することができる。 Further, after passing through the predetermined valve lift region, the spring force of the coil spring 60 acts on the ball nut 46 to absorb the backlash between the ball nut 46 and the ball screw shaft 45, so that the alternating torque It is possible to sufficiently suppress the vibration of the ball nut 46 and the generation of abnormal noise.

前記実施形態から把握される前記請求項に記載した発明以外の技術的思想について以下に説明する。 The technical ideas other than the invention described in the claims, as grasped from the embodiment, will be described below.

請求項（１）前記伝達機構は、前記制御軸と一体に揺動する連係アームと、該連係アームと前記移動ナットを揺動自在に連結するリンク部材とによって構成したことを特徴とする請求項１に記載の可変動弁装置のアクチュエータ。 The transmission mechanism includes a linkage arm that swings integrally with the control shaft, and a link member that swingably connects the linkage arm and the moving nut. The actuator of the variable valve operating apparatus of 1.

請求項（２）前記出力軸をボールベアリングによって回転自在に支持すると共に、該ボールベアリングの内輪と外輪のうち、いずれか一方を固定あるいは前記出力軸に対して固定する一方、他方を軸方向へ移動可能に設け、該他方側に前記スプリングリテーナを取り付けたことを特徴とする請求項２または３に記載の可変動弁装置のアクチュエータ。 (2) The output shaft is rotatably supported by a ball bearing, and either the inner ring or the outer ring of the ball bearing is fixed or fixed to the output shaft, while the other is axially fixed. The actuator of the variable valve operating apparatus according to claim 2 or 3, wherein the actuator is provided so as to be movable, and the spring retainer is attached to the other side.

この発明によれば、コイルスプリングのばね力がスプリングリテーナを介して前記ボールベアリングの軸方向へ移動可能な内輪あるいは外輪を軸方向へ押圧するため、該内輪や外輪及びこの間に配置されたボールとの間のクリアランスが吸収されて、該各内、外輪やボール間のガタ付きを防止することが可能になる。 According to this invention, the spring force of the coil spring presses the inner ring or outer ring movable in the axial direction of the ball bearing via the spring retainer in the axial direction. The clearance between the inner and outer rings and the balls can be prevented from being loosened.

請求項（３）前記各スプリングリテーナの突起部の外周面を先端先細り状のテーパ面に形成したことを特徴とする請求項２または３に記載の可変動弁装置のアクチュエータ。 (3) The actuator of the variable valve operating apparatus according to (2) or (3), wherein the outer peripheral surface of the protrusion of each spring retainer is formed in a tapered shape with a tapered tip.

この発明によれば、突起部の先端部が小径になっていることから、コイルスプリングの各端部を該突起部に挿通し易くなって、組付作業性が良好になる。 According to this invention, since the tip part of the projection part has a small diameter, each end part of the coil spring can be easily inserted into the projection part, and the assembly workability is improved.

請求項（４）前記移動ナットが前記付勢手段によって最大一方向へ付勢された位置において、前記制御軸を介して可変機構により制御される機関弁のバルブリフト量を機関始動可能な小リフトとなるように設定したことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の可変動弁装置のアクチュエータ。 (4) A small lift capable of starting the engine with a valve lift amount of an engine valve controlled by a variable mechanism via the control shaft at a position where the moving nut is urged in the maximum direction by the urging means. The actuator of the variable valve operating apparatus according to any one of claims 1 to 3, wherein the actuator is set to be.

この発明によれば、移動ナットの最大一方向の位置では、付勢手段により制御軸などを介して予め機関始動可能なバルブリフト位置（小リフト）に保持していることから、機関の始動性に影響がなくなり、該始動性が良好になる。 According to the present invention, at the position of the movable nut in the maximum one direction, the urging means holds the valve lift position (small lift) that can start the engine in advance via the control shaft or the like. The startability is improved.

請求項（５）前記付勢手段は、前記移動ナットに対して該移動ナットの軸方向への移動全範囲において付勢力を付与することを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の可変動弁装置のアクチュエータ。 (5) The urging means applies an urging force to the moving nut in an entire movement range in the axial direction of the moving nut. Variable valve actuator.

この発明によれば、移動ナットが軸方向のいずれの位置にあっても付勢手段の付勢力が作用していることから、該移動ナットと出力軸との間のクリアランスが常に吸収されて、両者間のガタ付きの発生を常時防止することが可能になる。 According to this invention, since the urging force of the urging means is acting regardless of the position of the moving nut in the axial direction, the clearance between the moving nut and the output shaft is always absorbed, It becomes possible to always prevent the occurrence of backlash between the two.

請求項（６）前記コイルスプリングの一端部を、前記移動ナットの端縁にスプリングリテーナを介して常時弾接させたことを特徴とする請求項２または３に記載の可変動弁装置のアクチュエータ。 (6) The actuator of the variable valve operating apparatus according to claim 2 or 3, wherein one end of the coil spring is always elastically contacted with an end edge of the moving nut via a spring retainer.

この発明によれば、前記請求項（５）と同様な作用効果が得られる。 According to this invention, the same effect as that of the above-mentioned claim (5) can be obtained.

請求項（７）前記機関弁の作動状態を制御軸を介して可変にする可変機構は、機関のクランク軸に同期して回転し、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、支軸に揺動自在に支持されて、カム面がバルブリフター上面を摺接して機関弁を開閉作動させる揺動カムと、一端部が前記駆動カムに機械的に連係し、他端部がリンクロッドを介して揺動カムに連係したロッカアームとを備え、
機関運転状態に応じて前記ロッカアームの揺動支点を変化させることにより、揺動カムのカム面のバルブリフター上面に対する当接位置を変化させて機関弁のバルブリフトを可変にするように構成されたことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の可変動弁装置のアクチュエータ。 (7) The variable mechanism that makes the operating state of the engine valve variable via the control shaft rotates in synchronization with the crankshaft of the engine, and has a drive shaft provided with a drive cam on the outer periphery and a support shaft. A swing cam that is supported in a swingable manner so that the cam surface slides in contact with the upper surface of the valve lifter and opens and closes the engine valve. One end portion is mechanically linked to the drive cam, and the other end portion is connected via a link rod. And a rocker arm linked to the swing cam,
By changing the rocking fulcrum of the rocker arm according to the engine operating state, the contact position of the cam surface of the rocking cam with the upper surface of the valve lifter is changed to make the valve lift of the engine valve variable. The actuator of the variable valve operating apparatus according to any one of claims 1 to 3.

本発明は、前記実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば電動モータ３６の配置はエンジンルームのレイアウトによって自由に変更でき、図３、図４に示す左側ではなく反対の右側にしてもよい。また、回転付与機構としては電動モータの他に、油圧モータなどであってもよい。 The present invention is not limited to the configuration of the above-described embodiment. For example, the arrangement of the electric motor 36 can be freely changed according to the layout of the engine room, and is not limited to the left side shown in FIGS. Good. Further, the rotation imparting mechanism may be a hydraulic motor in addition to the electric motor.

さらに、ボール螺子の循環列を形成する例として、ディフレクタを示したが、チューブなどを用いて循環列を形成する方式であってもよい。また、螺子軸と移動ナットとは、ボール５４を用いずにボルト、ナットの関係で直接噛合させることも可能である。 Furthermore, although a deflector is shown as an example of forming a circulation row of ball screws, a method of forming a circulation row using a tube or the like may be used. Further, the screw shaft and the moving nut can be directly meshed with each other without using the ball 54 due to the relationship between the bolt and the nut.

また、本発明は、吸気弁側の他に排気弁側あるいは両方の弁側に適用することが可能である。 Further, the present invention can be applied to the exhaust valve side or both valve sides in addition to the intake valve side.

本発明の第１の実施形態に供されるアクチュエータの部分断面図である。It is a fragmentary sectional view of an actuator with which a 1st embodiment of the present invention is provided. 同アクチュエータの最大バルブリフト制御状態を示す部分断面図である。It is a fragmentary sectional view showing the maximum valve lift control state of the actuator. 本実施形態に供される第１スプリングリテーナを示す斜視図である。It is a perspective view which shows the 1st spring retainer provided to this embodiment. 本実施形態に供される第２スプリングリテーナを示す斜視図である。It is a perspective view which shows the 2nd spring retainer provided to this embodiment. 本実施形態が適用される可変機構及び駆動機構の斜視図ある。It is a perspective view of the variable mechanism and drive mechanism to which this embodiment is applied. 本実施形態が適用される可変機構及び駆動機構の他方からみた斜視図ある。It is the perspective view seen from the other of the variable mechanism and drive mechanism to which this embodiment is applied. 本実施形態が適用される可変機構及び駆動機構の平面図ある。It is a top view of the variable mechanism and drive mechanism to which this embodiment is applied. 本実施形態に供される可変機構の及び制御機構の斜視図である。It is a perspective view of the variable mechanism provided to this embodiment, and a control mechanism. Ａは可変動弁装置における最小リフト制御時の閉弁作用を示す図８のＣ矢視図、Ｂは同最小リフト制御時の開弁作用を示す図８のＣ矢視図である。8A is a C arrow view of FIG. 8 showing the valve closing action at the time of the minimum lift control in the variable valve operating apparatus, and B is a view of arrow C of FIG. 8 showing the valve opening action at the time of the minimum lift control. Ａは可変動弁装置における最大リフト制御時の閉弁作用を示す図８のＣ矢視図、Ｂは同最大リフト制御時の開弁作用を示す図８のＣ矢視図である。8A is a C arrow view of FIG. 8 showing the valve closing action at the time of maximum lift control in the variable valve operating apparatus, and B is a view of arrow C of FIG. 8 showing the valve opening action at the time of the maximum lift control. 本実施形態の可変動弁装置による各吸気弁のバルブリフト特性図である。It is a valve lift characteristic view of each intake valve by the variable valve operating apparatus of this embodiment. 第２の実施形態を示すアクチュエータの部分断面図である。It is a fragmentary sectional view of an actuator showing a 2nd embodiment. 同アクチュエータの最大バルブリフト制御状態を示す部分断面図である。It is a fragmentary sectional view showing the maximum valve lift control state of the actuator. 第３の実施形態を示すアクチュエータの部分断面図である。It is a fragmentary sectional view of the actuator which shows a 3rd embodiment. 同アクチュエータの最大バルブリフト制御状態を示す部分断面図である。It is a fragmentary sectional view showing the maximum valve lift control state of the actuator. 第４の実施形態を示すアーマチュアの部分断面図である。It is a fragmentary sectional view of the armature which shows a 4th embodiment. 同アクチュエータの最大バルブリフト制御状態を示す部分断面図である。It is a fragmentary sectional view showing the maximum valve lift control state of the actuator.

Explanation of symbols

２…吸気弁（機関弁）
４…可変機構
６…駆動機構（アクチュエータ）
３２…制御軸
３７…螺子伝達手段
４４…検出センサ
４５…ボール螺子軸
４６…ボールナット（移動ナット）
４７…連係リンク（伝達機構）
４８…リンク部材（伝達機構）
４９…ボール循環溝（ねじ部）
５８…ボルト
６０…コイルスプリング
６０ａ…一端部
６０ｂ…他端部
６１・６２…第１、第２スプリングリテーナ 2 ... Intake valve (engine valve)
4 ... Variable mechanism 6 ... Drive mechanism (actuator)
32 ... Control shaft 37 ... Screw transmission means 44 ... Detection sensor 45 ... Ball screw shaft 46 ... Ball nut (moving nut)
47. Linkage link (transmission mechanism)
48 ... Link member (transmission mechanism)
49 ... Ball circulation groove (screw part)
58 ... Bolt 60 ... Coil spring 60a ... One end 60b ... Other end 61, 62 ... First and second spring retainers

Claims

An actuator of a variable valve operating apparatus having a variable mechanism for changing a lift amount of an engine valve biased in a closing direction by a valve spring by controlling a rotational position of a control shaft according to an engine operating state,
A rotation imparting mechanism that rotationally controls an output shaft having a threaded portion formed on the outer periphery according to the operating state of the engine;
A moving nut that is provided on the outer periphery of the output shaft and moves in the axial direction via the thread portion as the output shaft rotates;
A transmission mechanism that is swingably coupled between the control shaft and the moving nut, and that converts the axial movement of the moving nut into a rotational motion and transmits the rotational motion to the control shaft;
And a biasing means for biasing the moving nut in a small lift control direction in an axial direction with respect to the output shaft in at least a predetermined control range of the operation change of the engine valve. Actuator for variable valve device.

The biasing means is configured to apply a biasing force between the moving nut and the output shaft even when the moving nut moves to a control position of a minimum lift. The actuator of the variable valve operating apparatus as described.