JP5189030B2 - アクチュエータ - Google Patents

Description

本発明は、例えば、内燃機関の吸気弁や排気弁の作動角やバルブリフト量などのバルブリフト特性を機関運転状態に応じて可変制御する可変動弁装置などに用いられるアクチュエータに関する。

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、本出願人が先に出願した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。

概略を説明すれば、このアクチュエータは、電動モータと、該電動モータの回転を減速する減速機構とから構成されている。

前記減速機構は、電動モータによって回転制御される螺子軸と、該螺子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回転自在に連結され、他端部が制御軸に固定されたアーム部材とを備えている。

そして、前記電動モータの正逆回転駆動に伴って螺子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、リンク部材とアーム部材とを介して制御軸の回転位置を制御し、これによって、吸気弁の作動角とバルブリフト量を制御するようになっている。

特開２００４−７６６１９号公報

ところで、前記従来のアクチュエータは、車両の実用域である内燃機関の例えば低回転域における吸気弁の小作動角(吸気弁閉時期進角)制御中には、前記減速機構の減速比が大きくなっていることから、電動モータの回転トルクが小さくなって消費電力を可及的に低減させることができる。

しかしながら、中間作動角域(吸気弁閉時期中間域)では、減速機構の減速比が比較的小さくなるため、かかる中間作動角が継続して使用される場合、例えば長い登坂走行時に、内燃機関の高負荷によるエンジンルーム内の温度上昇に加え電動モータが発熱しやすくなって電動モータの熱劣化が進んでしまう可能性がある。この結果、電動モータの各構成部品の熱劣化や損傷を招くおそれがある。

本発明は、例えば吸気弁の中間作動角域での減速機構の減速比を大きくして、電動モータの回転トルクを小さくさせることにより、該電動モータの過度な発熱を抑制し得るアクチュエータを提供することを目的としている。

請求項１に記載の発明は、とりわけ、減速機構は、前記機関弁の作動角が最小作動角状態から大きくなって所定の第１作動角となるまでは減速比が減少し、前記第１作動角の状態から作動角がさらに大きくなって所定の第２作動角となるまでは減速比が増加するように構成され、第２作動角の状態から作動角がさらに大きくなって所定の第３作動角になり、ここからさらに大きくなって最大作動角となるまで減速比が減少するように構成されていることを特徴としている。

本発明によれば、例えば、所定の第２作動角である中間作動角域では、減速比が増加するように構成したことから、電磁駆動機構の一部である例えば電動モータの回転トルクが小さくなる。このため、電動モータの過度な温度上昇が抑制されて、各構成部品の熱的劣化や損傷の発生を低減できる。

本発明のアクチュエータである駆動機構が適用される可変装置及び駆動機構の斜視図ある。 Ａは可変装置による最小作動角及び最小リフト制御時の開弁状態を示す図１のＡ矢視図、Ｂは閉弁状態を示すＡ矢視図である。 Ａは可変装置による最大作動角及び最大リフト制御時の開弁状態を示す図１のＡ矢視図、Ｂは閉弁状態を示すＡ矢視図である。 本実施形態の駆動機構の作動を示す部分断面図である。 本実施形態の駆動機構の作動を示す部分断面図である。 本実施形態の駆動機構の作動を示す部分断面図である。 本実施形態の駆動機構の作動を示す部分断面図である。 本実施形態の駆動機構の作動を示す部分断面図である。 本実施形態の駆動機構の作動を示す部分断面図である。 本実施形態に供される可変装置による吸気弁のバルブリフト特性図である。 本実施形態における減速比と吸気弁の作動角との関係を示す特性図である。 本実施形態における減速比と吸気弁のバルブタイミングとの関係を示す特性図である。 本発明の第２実施形態に供される可変装置を示し、Ａは可変装置の正面図、ＢはＡのＢ−Ｂ線断面図である。 第２実施形態における減速比とバルブタイミングとの関係を示す特性図である。 第３実施形態に供される減速機構の概略図である。

以下、本発明に係るアクチュエータの実施形態を図面に基づいて詳述する。この実施形態では、１気筒当たり２つの吸気弁を備えた内燃機関の吸気側の動弁装置に適用し、前記吸気弁のリフト量や作動角あるいは開閉時期を制御する可変動弁装置に適用したものである。なお、本発明を排気弁側に適用することも可能である。
〔第１の実施形態〕
前記可変動弁装置は、図１〜図３に示すように、基本構造は前記公報記載の従来技術と同じであるから簡単に説明すると、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機関弁である吸気弁２，２と、該各吸気弁２，２の作動角とリフト量を可変制御する可変装置４と、該可変装置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。

前記可変装置４は、図外の軸受に回転自在に支持された駆動軸１３と、該駆動軸１３に固設された駆動カム１５と、前記駆動軸１３の外周面に揺動自在に支持されて、バルブリフター１６，１６を介して各吸気弁２，２を開作動させる２つの揺動カム１７，１７と、前記駆動カム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。

前記駆動軸１３は、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１中、時計方向（矢印方向）に設定されている。

前記軸受は、駆動軸１３の上部を支持するメインブラケットと、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を有し、両ブラケットが一対のボルトによって上方から共締め固定されている。

前記駆動カム１５は、図２，図３にも示すように、ほぼリング状を呈し、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と共に、後述するリンクアーム２４の嵌合孔２４ｂにベアリング１４を介して回転自在に支持されている。

前記両揺動カム１７は、同一形状のほぼ雨滴状を呈し、前記駆動軸１３に回転自在に支持された円筒状のカムシャフト２０の両端部に一体的に設けられている。前記各バルブリフター１６に摺接するカム面２２は、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と、から構成されている。

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。

前記ロッカアーム２３は、中央に有する筒状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、一端部２３ａがピン２６を介してリンクアーム２４に回転自在に連結されている一方、他端部２３ｂがピン２７を介してリンクロッド２５の一端部と回転自在に連結されている。

前記リンクアーム２４は、円環状の基部２４ａの中央位置に、前述した駆動カム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が前記ピン２６を介してロッカアーム２３の一端部２３ａに回転自在に連結されている。

前記リンクロッド２５は、両端部２５ａ，２５ｂに前記ロッカアーム２３の他端部２３ｂと揺動カム１７のカムノーズ部２１が各ピン２７，２８を介して回転自在に連結されている。

前記制御機構１９は、作動部材である前記制御軸３２と、該制御軸３２の外周に固定されてロッカアーム２３の前記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。

前記制御軸３２は、ジャーナル部が前記軸受のメインブラケットとサブブラケットとの間に回転自在に軸受されている。

一方、前記制御カム３３は、円筒状を呈し、軸心Ｐ１位置が制御軸３２の軸心Ｐから所定分だけ偏倚している。

前記駆動機構６は、図１、図４〜図９に示すように、シリンダヘッド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の回転駆動力を減速して前記制御軸３２に伝達する減速機構３７とから構成されている。

前記ハウジング３５は、図１〜図３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おり、前記減速機構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が臨む膨出部３５ｂが形成されて、これら収容部３５ａと膨出部３５ｂによって作動室が構成されている。

前記作動室３５ａ、３５ｂは、一端開口（図４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ており、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。

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の矩形状フランジ部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と共に、一端開口部３５ｃの内周面にねじ込み固定された円筒状のリテーナ３９によってボールベアリング５０のアウターレースが固定されている。

前記モータケーシング３８は、その内部がメカニカルシール３４によって回転軸であるモータ軸３６ａを介してシールされている。また、電動モータ３６は、図１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回転駆動するようになっている。

前記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。

前記減速機構３７は、前記ハウジング３５の収容室３５ａ内に電動モータ３６のモータ軸３６ａとほぼ同軸上に配置された出力軸であるボール螺子軸４５と、該ボール螺子軸４５の外周に螺合する移動部材であるボールナット４６と、前記制御軸３２の一端部に連結されたレバーであるアーム部材４７と、該アーム部材４７と前記ボールナット４６とを連係するリンクであるリンク部材４８と、から主として構成されている。

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溝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軸方向の両端部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。

前記ボール螺子軸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。

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と共同して図外の複数のボールを転動自在に保持するガイド溝が螺旋状に連続形成されていると共に、複数のボール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。

そして、このボールナット４６は、図６〜図９に示すように、各ボールを介してボール螺子軸４５の回転運動を直線運動に変換しつつボール螺子軸４５の図中左右軸方向へ往復可能な移動力が付与されるようになっている。

また、ボールナット４６は、左右両側部にほぼ直径方向に沿って２つの枢支穴が穿設され、この両枢支穴に挿入された支持ピン５５、５５を介して前記リンク部材４８の二股状の他端部に回転自在に連結されている。

前記アーム部材４７は、図１、図４〜図９に示すように、両側面が平面の肉厚な板状に形成され、ほぼ半円状の基部４７ａが中央に形成された固定用孔を介して前記制御軸３２の一端部３２ａにボルト５６により連結されていると共に、該基部４７ａ径方向に突出した先端部４７ｂに形成されたピン孔に挿通したピン５７によって前記リンク部材４８の一端部に回転自在に連結されている。また、この先端部４７ｂは、先端の軸方向中央が肉抜きされており、ボール螺子軸４５との干渉が回避されるようになっている。

前記リンク部材４８は、側面ほぼＬ字形状に形成されて、一端側が一対のプレート状に形成されていると共に、他端部４８ａが二股状に形成され、前記一端側がアーム部材４７の先端部４７ｂを挟持状態に嵌合しつつ前記ピン５７によって揺動自在に連結されている。一方、他端部４８ａ側は、先端側ボールナット４６の両側部を挟んだ状態で配置されて、折曲部位にそれぞれ有するピン孔に前記各ピン５５を介してボールナット４６に回転自在に連結されている。

したがって、このリンク部材４８は、図４〜図９に示すように、前記ボールナット４６がボール螺子軸４５の左右軸方向に沿って移動するに伴ってその姿勢を変化させながら前記アーム部材４７を介して制御軸３２に正逆の回転力を伝達するようになっている。

すなわち、前記ボールナット４６が、図４に示すように、軸方向の最大左端側に移動している場合には、ピン５５の枢支点Ｒ１でボールナット４６に軸支されているリンク部材４８は、ピン５７の軸支点Ｑ１を介してアーム部材４７を時計方向の最大位置まで回動させる。これによって、前記制御軸３２は、軸心Ｐを中心に時計方向の最大位置に回転して、アーム部材４７との角度がθ１になる。したがって、前記伝達手段の後述する作動に基づいて吸気弁２，２が最小作動角(Ｄ１)、最小リフト(Ｌ１)に制御される。

また、ボールナット４６が右方向に移動して図５から図６に示す位置になると、前記リンク部材４８は、ボール螺子軸４５に対してほぼ並行な姿勢となり、アーム部材４７を介して前記制御軸３２を図中右方向(反時計方向)へ回転させる。そして、この時点での制御軸３２の回転位置による吸気弁２，２の作動角は、図１０に示すように、比較的大きな中間作動角（Ｄ４）、中間リフト量(Ｌ４)になるように設定されている。

さらに前記ボールナット４６が、図７から図９に示すように、図中右方向へ移動するとリンク部材４８が右方向へ傾動しながらアーム部材４７を介して制御軸３２をさらに反時計方向へ回転させる。つまり、ボールナット４６が、図９に示すように、軸方向の最大右端側に移動している場合には、リンク部材４８は軸支点Ｑ１を介してアーム部材４７を反時計方向の最大位置まで回動させる。これによって、前記制御軸３２は、軸心Ｐを中心に反時計方向の最大位置に回転してアーム部材４７との角度がθ６になる。したがって、前記伝達手段の後述する作動に基づいて吸気弁２，２が最大作動角(Ｄ６)、最小リフト(Ｌ６)に制御される。

また、前記減速機構３７の減速比は、後述の図１１に示すように、吸気弁２，２の作動角が最小（Ｄ１）で比較的大きく、これからわずかに大きくなった小作動角(Ｄ２．５)で小さくなり、実用領域である前記所定の中間作動角(Ｄ４、Ｄ４．５)で増加するように設定されている。また、前記中間作動角(Ｄ４、Ｄ４．５)から最大作動角(Ｄ６)までに漸次小さくなるように設定されている。

前記ポテンショメータ４４は、一般的なものであって、前記アーム部材４７の回転に伴って回転する図外の検出ピンの回転位置をセンサ部によって検出して、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。

以下、吸気弁２，２の最小作動角制御状態から最大作動角制御に至る前記アーム部材４７とリンク部材４８の作動姿勢を中心とした本実施形態の作用を説明する。

まず、イグニッションスイッチをオンして機関を始動させると、このクラインキング時点ではコントロールユニット４０に電源が入っても電動モータ３６への通電がなされないことから、ボール螺子軸４５は回転することなく、バルブスプリングのばね荷重により機関停止時の状態を維持し、ボールナット４６も図４に示すように、最大左端側の位置に保持される。このため、アーム部材４７の角度(制御軸３２の角度)はθ１に保持されて、制御軸３２も最大時計方向の回転位置に保持され、制御カム３３の軸心Ｐ１が図２Ａ、Ｂに示すように、肉厚部が駆動軸１３から左上方向に離間移動している。

よって、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、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た状態になっている。

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。このため、吸気弁２，２は、最小作動角(Ｄ１)、最小リフト量(Ｌ１)の状態となる。このように、最小リフト量Ｌになることにより、動弁系の駆動フリクションが低減する。このため、機関の始動性が良好になり、アイドリングや軽負荷などの常用域での燃費が向上する。

続いて、例えば、低回転低負荷域(やや負荷の高い領域)になると、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に伝達されて一方向へ回転すると、この回転に伴って各ボールがボール循環溝とガイド溝との間を転動しながらボールナット４６を所定の右方向位置まで移動させる。

したがって、ボールナット４６とリンク部材４８軸支点は、図５に示すように、Ｒ１から右方向へ移動してＲ２になる。この軸支点Ｒ２は、制御軸３２の軸心Ｐからボール螺子軸４５に下ろした垂線の足であるＡ点とほぼ一致する。そして、アーム部材４７の角度(制御軸３２の角度と以下同じ)はθ１からθ２へと反時計方向へ回転する。

よって、前記制御カム３３は、軸心Ｐ１が図２Ａ、Ｂに示すように、制御軸３２の軸心Ｐの回りを同一半径で回転して、肉厚部が駆動軸１３から上方向にあった位置からやや下方向へ接近移動する。このため、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に対して僅かに下方向(接近方向)へ移動し、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側が強制的に引き下げられて全体が僅かに時計方向へ回動する。

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、そのリフト量はやや増加する。

したがって、かかるアイドリング運転領域では、吸気弁２，２の作動角がＤ２、リフト量がＬ２へと増加する。これにより、各吸気弁２の閉時期が遅くなり、回転数や負荷に応じた必要吸入空気量を確保できる。

前記電動モータ３６が一方向へさらに回転すると、図６に示すように、ボールナット４６とリンク部材４８の軸支点は右方向のＲ３へ移動し、アーム部材４７の角度がθ３へと反時計方向へ回転する。

したがって、前記伝達手段の作動に伴って図１０に示すように、吸気弁２，２の作動角がＤ３に、リフト量がＬ３へと増加する。このとき、リンク部材４８は、Ｒ点を支点にさらに反時計方向へ回転し、ボール螺子軸４５とほぼ並行になる。すなわち、図６に示すように、アーム部材４７とリンク部材４８の軸支点Ｑ３がボール螺子軸４５の軸心Ｓとほぼ一致する。

続いて、中回転あるいは中負荷の運転域に移行すると、電動モータ３６がさらに一方向へ回転して、図７に示すように、ボールナット４６とリンク部材４８の軸支点がさらに右方向へ移動してＲ４になる。アーム部材４７の角度は反時計方向へ回転してθ４となる。したがって、吸気弁２，２は、図１０に示すように、作動角がＤ４に、リフト量がＬ４に増加する。

ここで、アーム部材４７は、ボール螺子軸４５とほぼ直交する方向に位置し、つまり、θ４はほぼ９０°になっている。また、アーム部材４７とリンク部材４８の軸支点Ｑ４は、ボール螺子軸４５の軸心Ｓよりも僅かに下がっている。ここで、アーム部材４７の先端の軸方向中央が肉抜きされており、ボール螺子軸４７との干渉が回避される。

電動モータ３６がさらに一方向へ回転すると、図８に示すように、ボールナット４６とリンク部材４８との軸支点が右方向へ移動してＲ５になる。アーム部材４７の角度はさらに反時計方向へ回転してθ５となる。このとき、リンク部材４８は、Ｒ点を支点としてさらに時計方向に復帰回転して再びボール螺子軸４５とほぼ並行になる。すなわち、リンク部材４８の軸支点Ｑ５は、ボール螺子軸４５の軸心Ｓとほぼ一致する。

ここで、図１０には示されていない作動角Ｄ３とＤ５を比較すると、両者ともにリンク部材４８はボール螺子軸４５とほぼ並行であって、前記θ３とθ５は９０°(≒θ４)に対して振り分け状態になっている。

また、例えば、機関高回転域に移行して、電動モータ３６がさらに一方向へ回転すると、図９に示すように、ボールナット４６とリンク部材４８との軸支点が右方向へ移動してＲ６になる。これによって、吸気弁２，２は、図１０に示すように、作動角がＤ６に、リンク量がＬ６に増加する。アーム部材４７の角度はさらに反時計方向へ回転してθ６となる。このとき、アーム部材４７とリンク部材４８の軸支点Ｑ６は、ボール螺子軸４５の軸心Ｓよりも僅かに上がっている。

続いて、電動モータ３６を他方向へ逆回転させると、吸気弁２，２の作動角がＤ６からＤ５，Ｄ４、Ｄ３，Ｄ２、Ｄ１と減少し、また、リフト量もＬ６→Ｌ１へ順次減少する。

〔減速比特性〕
次に、前記減速機構３７による減速比Ｇなどの特性を図１１に基づいて考察する。

前記減速比Ｇとは、モータ軸３６ａの回転が制御軸３２の回転に変換される際の瞬間速度比のことであって、Ｇ＝ｄθｍ／ｄθ…(１)式で表せる。

ここで、θは制御軸３２の回転角であり、θｍはモータ軸３６ａの回転角である。

また、リンク部材４８とボールナット４６の軸支点Ｒの軸方向座標をＸ、前記ボール螺子軸４５のボール循環溝４９のリードをＴとしたとき、θｍ＝２πＸ／Ｔであるので、(１)式は、Ｇ＝(２π／Ｔ)・ｄＸ／ｄθ…(１)'と変形できる。

ここで、(２π／Ｔ)は定数であるので、Ｇ∝ｄＸ／ｄθであり、Ｇは直接ｄＸ／ｄθと相関があることになる。

このｄＸ／ｄθは、機構学的に決まる特性であり、これに(２π／Ｔ)を掛け算することによって減速比Ｇを求めることができ、図１１はその結果を示している。

θが増加すると作動角Ｄも増加するが、減速比Ｇは吸気弁２，２の最小作動角Ｄ１(θ１)の位置では比較的大きいが、θが増加するに連れて減少し、θ２を過ぎた当たり(θ２．５)で極小値を示す。さらにθが増加すると、θ４を過ぎた当たり(θ４．５)、つまり最大作動角Ｄ６より小さな中間作動角Ｄ４．５で極大値を示す。その後は、減速比Ｇは再び減少に転じる。

以下、この減速比Ｇ変化のメカニズムについて考察する。つまり、前述のように、Ｇ∝ｄＸ／ｄθであるから、ｄＸ／ｄθについて考える。

β＝θ＋α…(２)
Ｘ＝−Ｌａ・ｃｏｓθ＋Ｌｂ・ｃｏｓα…(３)
Ｌｃ＝Ｌａ・ｓｉｎθ＋Ｌｂ・ｓｉｎα…(４)
式(３)をθで微分すると、
ｄＸ／ｄθ＝Ｌａ・ｓｉｎθ−Ｌｂ・ｄα／ｄθ・ｓｉｎα…(５)
ここで、第一項（Ｌａ・ｓｉｎθ）についてみると、減速比Ｇはθ９０°で最大値を示す。したがって、図１２に示すように、θ＝９０°となるθ４付近で極大値になる。

実際に極大値となるθ４．５は、９０°よりやや大きくなって、ややθが大きくなる方向へシフトしている。このシフトは第二項(−Ｌｂ・ｄα／ｄθ・ｓｉｎα)の影響で説明することができる。

θ４よりも手前側は、αが減少傾向なので、ｄα／ｄθは負の値であり、またθ４付近ではαは負値であり、ｓｉｎαも負値であるから、前記第二項(−Ｌｂ・ｄα／ｄθ・ｓｉｎα)は負となる。

したがって、式(５)では、ｄＸ／ｄθ＜Ｌａ・ｓｉｎθとなる。

一方、θ４よりも後では、αが増大傾向となるので、ｄα／ｄθは正の値であり、ｓｉｎαは負値継続であるから、前記第二項(−Ｌｂ・ｄα／ｄθ・ｓｉｎα)は負となる。

したがって、式(５)では、ｄＸ／ｄθ＞Ｌａ・ｓｉｎθとなる。

このため、式(５)のｄＸ／ｄθは、θ４よりもやや大きなθ４．５で極大値(Ｇ４．５)を示すのである。

次に、θが９０°よりも十分に小さいθ１〜θ２について考察すると、第一項の影響は弱まり、第二項の影響が強くなる。θ１付近の場合、ｄα／ｄθは負値、ｓｉｎαは正値であるから、第二項(−Ｌｂ・ｄα／ｄθ・ｓｉｎα)は正値となり、式(５)のｄＸ／ｄθは大きくなる。

したがって、θ１での減速比Ｇは比較的大きなＧ１を示す。特に、リンク部材４８が立って、αが大きくなっているので、Ｇ１は大きな値を示すのである。

次に、θがθ２に増加すると、図５に示すように、ボールナット４６の支点Ｒ２が軸に下ろした垂線の足であるＡ点に一致している。

したがって、線分、点Ｐ−点Ｒが最も短くなっている。このことは、図１１において、βの値(β２)が最小になっているのと対応する。

ここで、θをθ２より小さくしていくと、βが漸次増加するので、αも急増を開始するため、第二項も漸次急増して、図１１に示すようにＧ２からＧ１へ急増するのである。

ここで、図１１において、θ変換角Ａ１４(＝θ４−θ１)をＡ２４(＝θ４−θ２)よりも大きくすれば、つまり、Ａ１２(＝θ２−θ１)を大きくとれば、Ｇ１を大きくすることができる。

一方、さらにθが増加してθ３付近まで大きくなると、ｓｉｎαはほぼ０になるので、第二項は０になる。したがって、第一項の影響が大きくなるので、減速比Ｇは再び増加に転ずる(極小はθ２．５でのＧ２．５)。そして、前述にように、第一項の影響によってＧ４、Ｇ４．５と増加していく。

その後、９０°(θ４)を越えθ４．５も越えると、第一項(Ｌａ・ｓｉｎθ)の影響により、再び減少し始める。

そして、θ５では減速比Ｇ５まで低下し、このθ５ではα＝０°であり、第二項は０となる。このＧ５は、θ３における減速比Ｇ３と一致する。なぜならば、θ３とθ５は９０°を中心に振り分けになっており(図１１でＡ３４＝Ａ４５)、第一項は両者同値で、第二項も両者同値(０)であるためである。

さらにθが大きくなると、第一項が減少し、第二項は負の値が増加するので、減速比Ｇは増加に転じないでさらに減少を続ける。

ここで、図１１におけるθ変換角Ａ４６(＝θ６−θ４)を長くとれば、Ｇ６を下げることができる。

ここで、減速比Ｇ特性の全体を考察する。

最小作動角Ｄ１となるθ１付近でθを小さくしていくと、前述した第二項がα増大の伴い増加することによってＧが増加する。αが立ち上がるθ２(Ｒ点≒Ａ点)付近より小さい領域では、減速比Ｇが増大する傾向が強くなっており、特に、θ１とθ２の間の期間を大きく取ることで、Ｇ１を大きく取ることができる。これにより、最小作動角Ｄ１の減速比Ｇ１を他の作動角域に比べて大きく、あるいは最大値に取れ、常用運転域、すなわち、アイドリング運転や軽負荷域で用いられる最小作動角Ｄ１付近におけるモータに作用するトルクを低減させることができる。これによって、電動モータ３６の消費電力を低減でき、車両の燃費を低減できる。

ここで、モータトルク＝制御軸トルク／減速比Ｇであり、この減速比Ｇが大きくなると、モータトルクが低減する。モータトルクが低減するということは、電動モータ３６の電流低減を意味し、これによって消費電力が低減するのである。

次に、θ１からθ２に向けてθが増加していくと、減速比ＧはＧ１からＧ２に減少し、θ２．５で極小値Ｇ２．５を示す。

減速比Ｇが減少するということは、作動角を所定量変換させる場合のモータ総回転数(回転角)が小さくて済むことを意味し、結果、変換応答性が良くなることを意味する。つまり、低負荷域走行からアクセルを踏み込んで加速する場合に、作動角がＤ２あるいはＤ２．５、Ｄ３に変換するまでのタイムラグが短くなり、トルクを速やかに立ち上げることが可能になって加速応答性が向上するのである。

補足すると、電動モータ３６の回転が上昇して作動角を増大しようとした際に、電動モータ３６のロータには大きなＩｐがあるため、自らを加速するために時間がかかってしまうのである。ここで、変換に要する電動モータ３６の総回転角が減速比Ｇ小によって低減するので、変換時間が短縮されるのである。

次に、θがθ３(作動角Ｄ３)付近まで増加すると、減速比Ｇが再び増加に転じる。なぜなら、θ角が９０°に近づいてきて前記第一項が増加して来るからである。そして、θ角が９０°のθ４付近では減速比Ｇが大きくなり、θ４．５では極大のピーク値を示す。

このように、やや大作動角側である中間作動角域Ｄ４付近からＤ４．５付近では、登坂で使用される作動角である。つまり、中回転、中高負荷に対応する作動角である。

このような登坂条件では、耐熱的に厳しい条件であり、ここで、電動モータ３６に大電流が流れていると、電動モータ３６の自己発熱も加わって、特に夏場においては電動モータ３６の耐久性や品質面に悪影響を及ぼす。

これに対して、本実施形態にように、減速比Ｇがこの領域で大きくなるので、モータトルク(＝制御軸トルク／減速比Ｇ)も下がり、ここで、電流Ｉ∝モータトルクであるから電流Ｉが下がって登坂条件でのモータ自己発熱が抑制される。これにより、モータ温度上昇が抑制されて、電動モータ３６の熱劣化が防止され、性能の経時的劣化や耐久性の低下を抑制できる。さらに耐熱性が向上するので、モータの小型化も可能になる。これによって、常用域を含めて全体の消費電力をさらに抑制し、車両の燃費をさらに抑制することが可能になる。

次に、θがθ５(作動角Ｄ５)付近では、減速比Ｇ５がＧ３とほぼ同様に再び低下する。ここで、Ｇ５＝Ｇ３となるのは、両者ともαが０であり、したがって、第二項は両者ともに０であり、第一項はθ５＝９０°−θ３であるので、両者が同一の値となっているためである。

さらに、θが増大すると、第二項が負値の転じ、θ６(最大作動角Ｄ６)に向け、減速比Ｇは急激に減少していく。

したがって、全開加速する場合には、例えば登坂走行から追い越しする場合などにおいて、最大作動角付近への良好な切り換え応答性を実現できる。

ここで、高回転高負荷域では、吸入空気量を最大限増加させて出力トルクを向上させるために最大作動角Ｄ６付近に切り換える必要があるのである。

以上、説明したように、中間作動角域での減速比Ｇが比較的大きくすることができるので、電動モータ３６への通電量を抑制することが可能になり、したがって、かかる作動角域でのモータ発熱を抑制でき、例えば、エンジンルーム内の温度が上昇し易い登坂走行などにおいて、頻繁に使用される中間作動角でのモータの自己発熱を抑制することができる。この結果、モータの熱的劣化や損傷を抑制できる。

また、合わせて常用の小作動角域での消費電力を抑えて実用燃費も改善できる。さらに、登坂走行からさらに急加速などにより、高回転域へ移行して大作動角(吸気弁２、２閉時期遅角)へ変換されるまでの電動モータ３６の総回転数を低下させることができ、大作動角まで切り換え作動角応答性が向上する。よって、急加速時の加速応答性を改善することができる。

これらの減速比特性変化は、特に図１〜図３に示す可変機構としてのＶＥＬ機構と相性が良い。つまり、図３Ａに示す最大作動角Ｄ６(最大リフトＬ６)でのピークリフト時の姿勢では、制御カム３３の偏心方向が駆動軸１３側に移動しており、したがって、大リフトで制御カム３３の荷重が高いにも拘わらず、制御カム３３にかかる制御軸３２の回転トルクを小さくすることができる。

このため、大作動角Ｄ６での減速比Ｇ６が、図１１に示すように小さくなってもモータトルクが過大になるのを抑制し、電動モータ３６の回転のばたつきを抑制しつつ減速比Ｇ６が小さいことによる加速レスポンスの良さを最大限に得ることができる。

一方、中間作動角のＤ４，Ｄ４．５付近を考えると、制御カム３３の偏心方向は、図２Ａに最小作動角Ｄ１(最小リフト)に近づく、つまり、制御カム３３の偏心方向が駆動軸１３から離れる方向に変化するので、モーメントの腕が長くなり、制御軸３２の回転トルクが増加する傾向になる。

本実施形態におけるＶＥＬ機構の構造は、制御カム３３の偏心量が短く、もともと制御軸３２の回転トルクが他の機構に比べて小さくなる特徴をもっているが、それでも中間作動角域ではやや大きくなってしまい、この領域でのモータ耐熱性やモータ軸３６ａのばたつきが懸念されるが、これを本実施形態のように中間作動角域の減速比を大きく設定することで、モータ熱劣化やモータ軸３６ａのばたつきを一層抑制することができるのである。

図１２は本実施形態における減速比と吸気弁２，２の開閉タイミング（バルブタイミング）との対応関係を示し、横軸にアーム部材４７(制御軸３２)の回転角度θ、縦軸に吸気弁２，２の開時期(ＩＶＯ)と閉時期(ＩＶＣ)及び減速比Ｇを表している。

図１２中のＩＶＣとＩＶＯとの間の期間が作動角になっている。中間作動角域のθ４〜θ４．５付近では、作動角はＤ４〜Ｄ４．５付近の中間作動角域であり、前述のように、車両登坂中の中回転、中高負荷域に対応する作動角になっている。

また、吸気弁２，２の閉時期(ＩＶＣ)でみると、ＩＶＣ６ほど過度に遅角していない。また、ＩＶＣ１ほど過度に進角していないＩＶＣ４〜４．５付近であり、登坂中の中回転、中高負荷で充填効率を高められるような中間ＩＶＣに設定されている。そして、このとき、前述のように、減速比が大きめのＧ４〜Ｇ４．５付近に設定されているので、モータ電流を抑制し、耐熱性を高められるのである。

本実施形態では、最大作動角Ｄ６付近では、ＩＶＯ６が進角するので、排気弁とのいわゆるバルブオーバーラップを大きくすることができ、もって十分な出力を確保することが可能になり、登坂から全開加速した場合の加速性能の向上が図れる。

以下に前記減速比特性の設定についての説明を補足する。

図１１において、Ａ１４、Ａ４６の比率について考察すると、Ａ１４を相対的に長くすると、Ｇ１がより増加できるので、常用運転での消費電力低減による燃費低減効果を高めることができる。

逆にＡ４６をＡ１４と同程度まで近づけると、Ａ４６が相対的に長くなり、減速比Ｇ６をさらに低減することが可能になり、全開加速のレスポンスがさらに向上する。

ここで、減速比Ｇ６が最小なら登坂走行などからの全開加速性能をさらに向上させることができ、減速比Ｇ２．５を最小にすれば緩加速時の加速レスポンスの向上が図れる。減速比Ｇ１を最大にできれば、常用域の燃費が特に良好になり、減速比Ｇ４．５を最大にすれば登坂走行における耐熱性が一層良好にできるのである。

〔第２実施形態〕
図１３Ａ、Ｂは第２の実施形態を示し、可変装置としては、例えば特開２００１−２４８４１０号公報に記載された遊星歯車を用いたバルブタイミング制御装置、つまり吸気弁３，３の開閉時期(ピークリフト位相)を可変にするものに適用され、後述するサンギア５４に結合された制御軸５０が第１実施形態の前記駆動機構６によって回転駆動されるようになっている。

具体的に説明すると、外周側に配置された円環状のプーリ５１は、外周にタイミングベルトの歯５１ａを有すると共に、内周に平歯車状の内歯５１ｂが形成されている。この内歯５１ｂには、キャリア５２に軸５２ａを介して取り付けられた２個の遊星歯車５３が噛み合わされていると共に、この各遊星歯車５３には、中央に位置する前記サンギア５４が噛み合わされている。

前記キャリア５２は出力軸５５に結合されている一方、前記サンギア５４は前記制御軸５０が軸方向から結合されている。前記出力軸５５は、外周に一気筒当たり２つの駆動カム５７ａが設けられたカムシャフト５７が軸方向から結合されている。

前記各遊星歯車５３は、外周に前記内歯５１ｂに噛合する外歯５３ａが形成されている一方、前記サンギア５４の外周には、前記外歯５３ａに噛み合う外周歯５４ａが形成されている。

したがって、前記プーリ５１が図外のタイミングベルトによってクランクシャフトから回転力が伝達されて回転すると、各遊星歯車５３が外歯５３ａに噛み合った内歯５１ｂとサンギア５４の内周歯５４ａの噛み合いに拘束されつつ回転して、前記キャリア５２を回転させる。このキャリア５２の回転に伴い出力軸５５を介してカムシャフト５７(駆動カム５７ａ)が回転して吸気弁３、３を開閉作動させる。

前記制御軸５０は、前記サンギア５４と一体となってプーリ５１とカムシャフト５７の相対回転位相を変換するようになっており、前記制御軸５０の回転よってサンギア５４の回転位置を制御して前記キャリア５２を介してカムシャフト５７をプーリ５１に対して増減速を行い吸気弁３，３の開閉時期を図１４に示すように、最大進角側から最大遅角側まで連続に制御するようになっている。つまり、制御軸５０は、図１３Ａのフロントビューで時計方向へ回転すると、バルブタイミング(ＩＶＯ、ＩＶＣ)が進角し、反時計方向へ回転すると遅角するようになっている。

すなわち、前記電動モータ３６のモータ軸３６ａが一方向へ回転して、ボールナット４６が図４に示す最大左方向位置になると、制御軸５０を図１３の時計方向に回転させる。そうすると、キャリア５２が時計方向(プーリ５１の回転方向)に回転することから、吸気弁３，３のピークリフト位相は最進角する。

一方、電動モータ３６のモータ軸３６ａが他方向に回転して、ボールナット４６が図９に示す最大右方向位置になると、制御軸５０を反時計方向に回転させる。そうすると、キャリア５２が反時計方向(プーリ５１と逆回転方向)に回転することから、前記ピークリフト位相は最遅角する。

そして、吸気弁２，２のＩＶＣの変化は、前述した図１２に示す変化と同じであり、登坂に対応するＩＶＣ４〜４．５付近では、減速比Ｇが大きめのＧ４〜Ｇ４．５付近に設定されているので、モータ電流を抑制することができ、耐熱性が向上するなど、第１実施形態と同様な作用効果が得られる。

ここで、第１実施形態との相違点としては、常用域のθ１付近でＩＶＯ１'が進角するので、バルブオーバーラップが増加したポンピングロスが低減する。このため、常用域での燃費をさらに向上させることが可能になる。

〔第３実施形態〕
図１５は第３実施形態を示し、可変装置や電動モータ３６及び制御軸３２などは第１の実施形態と同じであるが、前記電動モータ３６の回転力を一定減速比とする図外の一定減速比の減速機構と図１５に示す歯車機構からなる別異の減速機構６０を介して制御軸３２を回転させるものである。

すなわち、この減速機構６０は、２つの平歯車を用いたもので、前記電動モータ３６の回転力が前記一定減速機構により減速されて伝達される入力軸６１と、該入力軸６１の外周に設けられて、特殊なピッチ円軌跡(入力歯車ピッチ円軌跡)をもつ入力歯車６２と、前記制御軸３２が連結された出力軸６３と、該出力軸６３の外周に設けられて、前記入力歯車６２に噛み合う特殊なピッチ円軌跡(出力歯車ピッチ円軌跡)をもつ出力歯車６４と、とから構成されている。

前記両歯車６２、６４は、それぞれ外周に有する外歯が小ピッチに形成されていると共に、これら外歯６２ａ、６４ａの歯数が多く滑らかな噛み合いを実現している。

図１５に示す噛み合い状態は、最小作動角でかつ吸気弁２，２のＩＶＣが最進角の位置になっており、これは、前述した図１２に示すθ１に対応している。

このとき、入力歯車６２の１'点と出力歯車６４の１点とが接しており、入力歯車６２の動径(ピッチ径)Ｒ１'は小さめであり、出力歯車６４の動径(ピッチ径)Ｒ１は大きめである。したがって、ギア比は大きく前記一定減速機構の一定減速比を掛け合わせた減速比Ｇ(＝ｄθｍ／ｄθ)は大きなＧ１になる。

そして、θ２．５まで回転すると、入力歯車６２の外歯６２ａの２．５'点と出力歯車６４の外歯６４ａが２．５点で接触するようになる。

Ｒ２．５'＞Ｒ１'、Ｒ２．５＜Ｒ１であるから、減速比ＧはＧ１よりも小さくなり、図１２のＧ２．５に対応する。

次に、θ４．５まで回転すると、入力歯車６２の４．５'点と出力歯車６４の４．５点が接触するようになる。Ｒ２．５'＞Ｒ４．５＞Ｒ１'であり、入力歯車Ｒは再び減少し、Ｒ２．５＜Ｒ４．５＜Ｒ１であり、出力歯車６４のＲは再び増加するので、減速比ＧはＧ２．５より大きくなって図１２のＧ４．５に対応する。

さらに制御軸３２が回転すると、吸気弁２，２の最大作動角とＩＶＣ最遅角の位置、すなわち、図１２におけるθ６と対応する位置になる。ここでは、入力歯車６２側のＲ６'は最大となり、出力歯車６４のＲ６は最小となるので、減速比は図１２のＧ６に対応して最小になる。

したがって、図１５に示すようなギア式の減速機構でも図１２に示す減速比特性を実現できる。

本実施形態では、リンク機構などを用いずに特殊なピッチ円軌跡を有する一対の歯車６２，６４により構成することができるので、構造が簡素化できる。

また、ピッチ円軌跡を任意して設定することができるので、減速比特性に自由度をもたせることができる。

本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば減速機構としてボール螺子機構に変えて雌ねじと雄ねじとの螺合を得て移動部材を移動させる滑り式の螺子機構とすることも可能であって、電動モータを用いて制御軸を回転させるものに限らず、軸方向へ移動させるものであってもよい。

すなわち、可変装置としては、制御軸を回転あるいは軸方向へ移動させることによって機関弁の作動特性を変化できるものであればいずれのものでもよい。後者の場合、軸方向移動量を前記(１)式におけるθに置き換えればよい。

２…吸気弁（機関弁）
４…可変装置
５…制御機構
６…駆動機構（アクチュエータ）
３２…制御軸
３３…制御カム
３６…電動モータ
３７…ボール螺子伝達機構(減速機構)
４０…コントロールユニット
４５…ボール螺子軸
４６…ボールナット（移動部材）
４７…アーム部材(レバー)
４８…リンク部材(リンク)
４９…ボール循環溝

Claims (1)

1. 制御軸を移動させることによって機関弁の少なくとも作動角を可変にする可変装置を制御するアクチュエータであって、
   機関運転状態に応じて制御される電磁駆動機構と、
   該電磁駆動機構の回転軸の回転速度を減速して、前記制御軸に伝達する減速機構と、を備え、
   該減速機構は、前記機関弁の作動角が最小作動角状態から大きくなって所定の第１作動角となるまでは減速比が減少し、
   前記第１作動角の状態から作動角がさらに大きくなって所定の第２作動角となるまでは減速比が増加するように構成され、第２作動角の状態から作動角がさらに大きくなって所定の第３作動角になり、ここからさらに大きくなって最大作動角となるまで減速比が減少するように構成されていることを特徴とするアクチュエータ。

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