JP6221814B2

JP6221814B2 - Exhaust valve device

Info

Publication number: JP6221814B2
Application number: JP2014030097A
Authority: JP
Inventors: 朋伸黒田; 山中　哲爾; 哲爾山中; 尚明河野
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2014-02-19
Filing date: 2014-02-19
Publication date: 2017-11-01
Anticipated expiration: 2034-02-19
Also published as: JP2015155650A

Description

本発明は、排気ガスの通過孔の開閉を行うバルブを電動アクチュエータにより駆動する排気バルブ装置に関するものであり、特にバルブの締切トルク（閉弁保持力）の調整技術に関する。
なお、以下では、説明の便宜上、バルブが開く方向をプラス方向、バルブが閉じる方向をマイナス方向と称して説明する。 The present invention relates to an exhaust valve device that drives a valve that opens and closes an exhaust gas passage hole by an electric actuator, and particularly relates to a technique for adjusting a valve closing torque (valve closing holding force).
In the following, for convenience of explanation, the direction in which the valve opens is referred to as a positive direction, and the direction in which the valve closes is referred to as a negative direction.

（従来技術）
エンジンの排気ガスが通過する通過孔の開閉を行うバルブ（ウエストゲートバルブ等）を電動アクチュエータにより駆動する場合、排気ガスの熱影響（高温）が電動アクチュエータに及ぶのを回避する目的で、電動アクチュエータをバルブから離れた位置（温度の低い場所）に配置することが要求される。
このため、電動アクチュエータの回転出力は、ロッドを用いたリンク機構（所謂、４節リンク機構）を介して離れた位置のバルブに伝達される。 (Conventional technology)
When a valve (such as a wastegate valve) that opens and closes a passage hole through which engine exhaust gas passes is driven by an electric actuator, the electric actuator is used to avoid the thermal effect (high temperature) of the exhaust gas from reaching the electric actuator. Is required to be arranged at a position away from the valve (a place where the temperature is low).
For this reason, the rotation output of the electric actuator is transmitted to a valve at a distant position via a link mechanism using a rod (so-called four-bar link mechanism).

排気ガスの通過孔を開閉する排気バルブ装置では、バルブの全閉時に排気ガスが洩れるのを防ぐ目的で、バルブには締切トルクが付与される。具体的に、電動アクチュエータの出力軸を、バルブが全閉になる出力軸の全閉停止角θ１（この時、負荷軸の回転角度は全閉角ψ１）よりマイナス方向に回動させ、リンク機構に加圧負荷（圧縮荷重）を加えてロッドを撓ませることでバルブに締切トルクを発生させる。 In an exhaust valve device that opens and closes an exhaust gas passage hole, a shutoff torque is applied to the valve for the purpose of preventing the exhaust gas from leaking when the valve is fully closed. Specifically, the output shaft of the electric actuator is rotated in the minus direction from the fully closed stop angle θ1 of the output shaft at which the valve is fully closed (at this time, the rotation angle of the load shaft is the fully closed angle ψ1), and the link mechanism Applying a pressure load (compression load) to the rod and bending the rod generates a shut-off torque in the valve.

（従来技術の問題点）
排気バルブ装置は、上述したように、電動アクチュエータとバルブとを離して配置し、その間にリンク機構を介在させる構成を採用するため、組付誤差（例えば、「アクチュエータの出力軸」と「バルブと一体に回動する負荷軸」の軸間ピッチの組付誤差）や部品公差等によって締切トルクにバラツキが生じ易い。
しかし、従来技術のリンク機構にはトルクの伝達特性を調整する方法がなかったため、締切トルクのバラツキを小さくすることができなかった。 (Problems of conventional technology)
As described above, since the exhaust valve device employs a configuration in which the electric actuator and the valve are arranged apart from each other and a link mechanism is interposed between them, an assembly error (for example, “actuator output shaft” and “valve and Variations in the cut-off torque are likely to occur due to the assembly error of the inter-axis pitch of the “load shaft that rotates together” and the component tolerance.
However, since there is no method for adjusting the torque transmission characteristic in the link mechanism of the prior art, the variation in the cutoff torque cannot be reduced.

このため、従来技術の排気バルブ装置には、締切トルクのバラツキにおける最大締付トルクに耐える強度が求められる。
その結果、電動アクチュエータからバルブにトルクを伝達する各パーツ（出力軸、アクチュエータレバー、ロッド、負荷レバー、負荷軸等）の強度を高める必要がある。すると、各パーツが大きくなり、大型化や高コスト化する不具合があった。
また、電動アクチュエータは、バラツキによる最大締付トルクに対応して高出力化が求められるため、電動アクチュエータの大型化と高コスト化を招く不具合があった。 For this reason, the exhaust valve device of the prior art is required to have a strength that can withstand the maximum tightening torque in the variation of the shut-off torque.
As a result, it is necessary to increase the strength of each part (output shaft, actuator lever, rod, load lever, load shaft, etc.) that transmits torque from the electric actuator to the valve. Then, each part became large, and there was a problem that the size and cost were increased.
In addition, since the electric actuator is required to have a high output corresponding to the maximum tightening torque due to variations, there is a problem in that the electric actuator is increased in size and cost.

米国特許第５７９７５８５号明細書US Pat. No. 5,797,585

本発明は、上記問題点に鑑みて成されたものであり、その目的は、締切トルクのバラツキを抑えるとともに、バルブの開度誤差を抑えることのできる排気バルブ装置の提供にある。 The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide an exhaust valve device that can suppress variations in the closing torque and suppress valve opening errors.

本発明の排気バルブ装置は、ロッドの長さの変更、負荷軸に対する負荷レバーの結合角度の変更、アクチュエータレバーの長さの変更、負荷レバーの長さの変更により、第１垂線の長さ寸法（ａｎ）と第２垂線の長さ寸法（ｃｎ）の長さ比の調整がなされるため、締切トルクのバラツキが抑えられる。
これにより、電動アクチュエータからバルブにトルクを伝達する各パーツを過度な強度に高める必要がなくなり、小型化や低コスト化を実現できる。同様に、電動アクチュエータも過度な高出力化が不要になり、電動アクチュエータの小型化と低コスト化が可能になる。
The exhaust valve device according to the present invention has a length of the first perpendicular line by changing the length of the rod, changing the coupling angle of the load lever to the load shaft, changing the length of the actuator lever, and changing the length of the load lever. Since the length ratio between (an) and the length dimension (cn) of the second perpendicular is adjusted, variations in the cutoff torque are suppressed.
This eliminates the need to increase the strength of each part that transmits torque from the electric actuator to the valve, thereby realizing downsizing and cost reduction. Similarly, the electric actuator does not need to have an excessively high output, and the electric actuator can be reduced in size and cost.

また、リンク機構において伝達トルクのバラツキが抑えられることにより、電動アクチュエータの出力軸の角度変化に対して、バルブと一体に回動する負荷軸の角度変化を設計値に近づけることができる。これにより、電動アクチュエータの開度変化に対するバルブの開度変化を設計に近づけることができ、バルブのコントロール性能を高めることができる。 Further, by suppressing the variation in the transmission torque in the link mechanism, the change in the angle of the load shaft that rotates integrally with the valve can be brought close to the design value with respect to the change in the angle of the output shaft of the electric actuator. Thereby, the opening degree change of the valve with respect to the opening degree change of the electric actuator can be brought close to the design, and the control performance of the valve can be enhanced.

（ａ）ターボチャージャの外観図、（ｂ）タービンハウジング内におけるウエストゲートバルブの説明図である（実施例１）。(A) The external view of a turbocharger, (b) It is explanatory drawing of the wastegate valve in a turbine housing (Example 1). （ａ）リンク機構の概略構成図、（ｂ）負荷軸角度（ψ）に対する負荷軸トルク（Ｔ２）の関係図、（ｃ）出力軸角度（θ）に対する負荷軸角度（ψ）の関係図である（実施例１）。(A) Schematic configuration diagram of link mechanism, (b) Relationship diagram of load shaft torque (T2) with respect to load shaft angle (ψ), (c) Relationship diagram of load shaft angle (ψ) with respect to output shaft angle (θ). There is (Example 1). （ａ）調整例におけるリンク機構の概略構成図、（ｂ）調整例における負荷軸角度（ψ）に対する負荷軸トルク（Ｔ２）の関係図、（ｃ）調整例における出力軸角度（θ）に対する負荷軸角度（ψ）の関係図である（実施例１）。(A) Schematic configuration diagram of link mechanism in adjustment example, (b) Relationship diagram of load shaft torque (T2) with respect to load shaft angle (ψ) in adjustment example, (c) Load with respect to output shaft angle (θ) in adjustment example (Example 1) which is a related figure of axial angle ((psi)). 長さの異なるロッドの説明図である（実施例１）。(Example 1) which is explanatory drawing of the rod from which length differs. 雄ネジと雌ネジの螺合量の違いによって用意された長さの異なるロッドの説明図である（実施例２）。(Example 2) which is explanatory drawing of the rod from which the length prepared according to the difference in the screwing amount of a male screw and a female screw is different. 溶接により長さ調整されるロッドの説明図である（実施例３）。(Example 3) which is explanatory drawing of the rod adjusted in length by welding. 溶接により長さ調整されるロッドの説明図である（実施例４）。(Example 4) which is explanatory drawing of the rod of which length is adjusted by welding. （ａ）溶接により長さ調整されるロッドの一部断面図、（ｂ）ロッドを長手方向から見た図、（ｃ）ＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線に沿う断面図である（実施例５）。(A) Partial cross-sectional view of a rod whose length is adjusted by welding, (b) A view of the rod as viewed from the longitudinal direction, and (c) A cross-sectional view taken along the line VIII-VIII (Example 5). （ａ）調整例におけるリンク機構の概略構成図、（ｂ）調整例における負荷軸角度（ψ）に対する負荷軸トルク（Ｔ２）の関係図、（ｃ）調整例における出力軸角度（θ）に対する負荷軸角度（ψ）の関係図である（実施例６）。(A) Schematic configuration diagram of link mechanism in adjustment example, (b) Relationship diagram of load shaft torque (T2) with respect to load shaft angle (ψ) in adjustment example, (c) Load with respect to output shaft angle (θ) in adjustment example (Example 6) which is a related figure of axial angle ((psi)). 負荷レバーと負荷軸の説明図である（実施例６）。(Example 6) which is explanatory drawing of a load lever and a load shaft. （ａ）長さの異なるアクチュエータレバーの説明図、（ｂ）調整例における負荷軸角度（ψ）に対する負荷軸トルク（Ｔ２）の関係図、（ｃ）調整例における出力軸角度（θ）に対する負荷軸角度（ψ）の関係図である（実施例７）。(A) Explanatory drawing of actuator levers with different lengths, (b) Relationship diagram of load shaft torque (T2) with respect to load shaft angle (ψ) in adjustment example, (c) Load with respect to output shaft angle (θ) in adjustment example (Example 7) which is a related figure of axial angle ((psi)). （ａ）長さの異なる負荷レバーの説明図、（ｂ）調整例における負荷軸角度（ψ）に対する負荷軸トルク（Ｔ２）の関係図、（ｃ）調整例における出力軸角度（θ）に対する負荷軸角度（ψ）の関係図である（実施例８）。(A) Explanatory drawing of load levers with different lengths, (b) Relationship diagram of load shaft torque (T2) with respect to load shaft angle (ψ) in adjustment example, (c) Load with respect to output shaft angle (θ) in adjustment example (Example 8) which is a related figure of axial angle ((psi)). 回転角度センサのセンサ出力と負荷軸角度（ψ）の関係図である（実施例９）。(Example 9) which is a related figure of the sensor output of a rotation angle sensor, and a load shaft angle (ψ). （ａ）アクチュエータレバーより負荷レバーが長い場合の説明図、（ｂ）アクチュエータレバーが負荷レバーより長い場合の説明図、（ｃ）長さ関係が異なる場合における出力軸角度（θ）に対する負荷軸角度（ψ）の関係図、（ｄ）長さ関係が異なる場合における出力軸角度（θ）に対する負荷軸トルク（Ｔ２）の関係図である（実施例１０）。(A) Explanatory diagram when the load lever is longer than the actuator lever, (b) Explanatory diagram when the actuator lever is longer than the load lever, (c) Load shaft angle relative to the output shaft angle (θ) when the length relationship is different (Ψ) is a relationship diagram, (d) is a relationship diagram of load shaft torque (T2) with respect to output shaft angle (θ) when the length relationship is different (Example 10). （ａ）出力軸の回転方向と負荷軸の回転方向とが逆方向に設けられる場合におけるリンク機構の概略構成図、（ｂ）出力軸の回転方向と負荷軸の回転方向とが逆方向に設けられる場合における出力軸角度（θ）に対する負荷軸角度（ψ）の関係図、（ｃ）出力軸の回転方向と負荷軸の回転方向とが逆方向に設けられる場合における出力軸角度（θ）に対する負荷軸トルク（Ｔ２）の関係図である（実施例１１）。(A) Schematic configuration diagram of the link mechanism when the rotation direction of the output shaft and the rotation direction of the load shaft are provided in opposite directions, (b) The rotation direction of the output shaft and the rotation direction of the load shaft are provided in opposite directions (C) The relationship between the output shaft angle (θ) and the output shaft angle (θ) when the rotation direction of the output shaft and the rotation direction of the load shaft are provided in opposite directions. (Example 11) which is a related figure of load shaft torque (T2).

以下において発明を実施するための形態を、図面に基づいて詳細に説明する。 EMBODIMENT OF THE INVENTION Below, the form for inventing is demonstrated in detail based on drawing.

本発明の排気バルブ装置をターボチャージャに搭載される「ウエストゲートバルブの駆動装置」に適用した実施例を説明する。なお、以下に開示する実施例は具体的な一例を開示するものであって、「本発明が実施例に限定されない」ことは言うまでもない。 An embodiment in which the exhaust valve device of the present invention is applied to a “waist gate valve drive device” mounted on a turbocharger will be described. In addition, the Example disclosed below discloses a specific example, and it is needless to say that the present invention is not limited to the Example.

［実施例１］
図１〜図４を参照して実施例１を説明する。
ターボチャージャは、車両走行用のエンジン（燃料の燃焼により回転動力を発生する内燃機関：ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン等を問わない、レシプロエンジン、ロータリーエンジン等を問わない）に搭載される。 [Example 1]
A first embodiment will be described with reference to FIGS.
The turbocharger is mounted on an engine for vehicle travel (an internal combustion engine that generates rotational power by combustion of fuel: a gasoline engine, a diesel engine, etc., a reciprocating engine, a rotary engine, etc.).

ターボチャージャは、エンジンから排出される排気ガスのエネルギーによって、エンジンに吸い込まれる吸気を加圧する過給器であり、
・エンジンから排出された排気ガスによって回転駆動されるタービン羽根車と、
・このタービン羽根車を収容する渦巻形状のタービンハウジング１と、
・タービン羽根車の回転力により駆動されて吸気を加圧するコンプレッサ羽根車と、
・このコンプレッサ羽根車を収容する渦巻形状のコンプレッサハウジング２と、
・タービン羽根車の回転をコンプレッサ羽根車に伝達するシャフトと、
・このシャフトを高速回転自在に支持するセンターハウジング３と、
を備える。 The turbocharger is a supercharger that pressurizes intake air sucked into the engine by the energy of exhaust gas discharged from the engine.
A turbine impeller that is rotationally driven by exhaust gas discharged from the engine;
A spiral-shaped turbine housing 1 that houses the turbine impeller,
A compressor impeller that is driven by the rotational force of the turbine impeller to pressurize the intake air;
A spiral compressor housing 2 that houses the compressor impeller,
A shaft that transmits the rotation of the turbine impeller to the compressor impeller,
A center housing 3 that supports this shaft so as to be freely rotatable at high speed;
Is provided.

そして、ターボチャージャは、タービンハウジング１、コンプレッサハウジング２、センターハウジング３を、Ｖバンド（止め輪）、スナップリング、ボルト等の結合手段を用いて軸方向に結合して構成される。 The turbocharger is configured by coupling the turbine housing 1, the compressor housing 2, and the center housing 3 in the axial direction using coupling means such as a V band (retaining ring), a snap ring, and a bolt.

このターボチャージャは、タービン羽根車の排気上流側の排気ガスを、タービン羽根車を迂回させてタービン下流域へ導くウエストゲートバルブ４（タービンハウジング１内で回動可能に支持されるバルブの一例）を備える。
具体的に、タービンハウジング１には、タービン羽根車の排気上流側の排気ガスを、タービン羽根車を迂回させてタービン下流域へ導くバイパス孔５（通過孔の一例）が設けられている。そして、このバイパス孔５が、タービンハウジング１に対して回動自在に組み付けられたウエストゲートバルブ４によって開閉操作される。 This turbocharger is a wastegate valve 4 that guides exhaust gas upstream of the turbine impeller to the downstream region of the turbine by bypassing the turbine impeller (an example of a valve that is rotatably supported in the turbine housing 1). Is provided.
Specifically, the turbine housing 1 is provided with a bypass hole 5 (an example of a passage hole) that guides exhaust gas upstream of the turbine impeller to the turbine downstream area by bypassing the turbine impeller. The bypass hole 5 is opened and closed by a wastegate valve 4 that is rotatably assembled to the turbine housing 1.

このウエストゲートバルブ４の作動は、エンジンの高回転時など、エンジンの排出する単位時間当たりの排気ガス量が過剰の場合に開弁し、タービン羽根車の排気上流側の排気ガスの一部をタービン下流域へ迂回させる。
これにより、タービン羽根車に供給される排気ガス圧が過剰に昇圧するのを防いで、タービン効率を向上させることが可能になる。 The operation of the wastegate valve 4 is opened when the amount of exhaust gas discharged per unit time of the engine is excessive, such as when the engine is rotating at high speed, and a part of the exhaust gas upstream of the turbine impeller exhaust is removed. Detour to the downstream area of the turbine.
Thereby, it is possible to prevent the exhaust gas pressure supplied to the turbine impeller from being increased excessively and to improve the turbine efficiency.

ウエストゲートバルブ４は、タービンハウジング１内で回動可能に支持されるものであり、タービンハウジング１の内部に形成されたバイパス孔５を開閉することで、タービン羽根車へ吹き付けられる排気ガス量を調整する。
ウエストゲートバルブ４を回動操作するための電動アクチュエータ６は、排気ガスの熱影響（高温）を回避する目的で、タービンハウジング１から離れたコンプレッサハウジング２に搭載される。
このように、電動アクチュエータ６がウエストゲートバルブ４から離れた位置に搭載されるため、ターボチャージャには、電動アクチュエータ６の回転出力をウエストゲートバルブ４に伝達するためのリンク機構７が設けられる。 The wastegate valve 4 is rotatably supported in the turbine housing 1, and opens and closes a bypass hole 5 formed in the turbine housing 1 to reduce the amount of exhaust gas blown to the turbine impeller. adjust.
The electric actuator 6 for rotating the wastegate valve 4 is mounted on the compressor housing 2 away from the turbine housing 1 for the purpose of avoiding the thermal influence (high temperature) of the exhaust gas.
Thus, since the electric actuator 6 is mounted at a position away from the wastegate valve 4, the turbocharger is provided with a link mechanism 7 for transmitting the rotation output of the electric actuator 6 to the wastegate valve 4.

電動アクチュエータ６は、周知なものであり、具体的な一例を開示すると、
・コンプレッサハウジング２に固定されるアクチュエータハウジング（ハウジングカバーを含む）８と、
・アクチュエータハウジング８の内部に固定配置され、通電により回転動力を発生する電動モータ（例えば、通電量に応じた回転トルクを発生する周知の直流モータ）と、
・この電動モータの回転トルクを増幅する減速装置（例えば、複数の歯車を組み合わせた歯車式減速機）と、
・アクチュエータハウジング８に対して回動自在に支持される出力軸９と、
・この出力軸９の回転角度（出力軸角度θ）を回転角センサ（例えば、出力軸９の角度を非接触で検出する磁気回転角センサ）と、
を備える。 The electric actuator 6 is a well-known one, and a specific example is disclosed.
An actuator housing (including a housing cover) 8 fixed to the compressor housing 2;
An electric motor that is fixedly arranged inside the actuator housing 8 and generates rotational power when energized (for example, a well-known DC motor that generates rotational torque according to the amount of energization);
A speed reducer that amplifies the rotational torque of the electric motor (for example, a gear type speed reducer combining a plurality of gears);
An output shaft 9 that is rotatably supported with respect to the actuator housing 8;
The rotation angle of the output shaft 9 (output shaft angle θ) is a rotation angle sensor (for example, a magnetic rotation angle sensor that detects the angle of the output shaft 9 in a non-contact manner),
Is provided.

電動モータは、ＥＣＵ（エンジン・コントロール・ユニットの略）によって通電制御されるものであり、ＥＣＵは出力軸角度θをコントロールすることでウエストゲートバルブ４の開度制御を実施する。
具体的に、ＥＣＵは、マイクロコンピュータを搭載した周知の電子制御装置であり、回転角センサの出力に基づいて算出するウエストゲートバルブ４の開度が、車両走行状態に応じて算出された目標開度となるように、電動モータを通電制御するように設けられている。 The electric motor is energized and controlled by an ECU (abbreviation of engine control unit), and the ECU controls the opening degree of the wastegate valve 4 by controlling the output shaft angle θ.
Specifically, the ECU is a known electronic control device equipped with a microcomputer, and the opening degree of the wastegate valve 4 calculated based on the output of the rotation angle sensor is calculated according to the vehicle running state. The electric motor is provided so as to control energization so that the power becomes higher.

リンク機構７は、電動アクチュエータ６の出力軸９に結合されるアクチュエータレバー１１、ウエストゲートバルブ４と一体に回動する負荷軸１２に結合される負荷レバー１３、アクチュエータレバー１１の回転トルクを負荷レバー１３に伝えるロッド１４を備える所謂「４節リンク」であり、出力軸９と負荷軸１２は平行に配置される。 The link mechanism 7 includes an actuator lever 11 coupled to the output shaft 9 of the electric actuator 6, a load lever 13 coupled to a load shaft 12 that rotates integrally with the wastegate valve 4, and the rotational torque of the actuator lever 11 as a load lever. The output shaft 9 and the load shaft 12 are arranged in parallel.

アクチュエータレバー１１は、アクチュエータハウジング８の外部に露出する部分の出力軸９に固定されるものであり、出力軸９の回動中心から径方向外側へ延びるアーム部品である。
一方、負荷レバー１３は、タービンハウジング１の外部に露出する部分の負荷軸１２に固定されるものであり、負荷軸１２の回動中心から径方向外側へ延びるアーム部品である。 The actuator lever 11 is fixed to the output shaft 9 at a portion exposed to the outside of the actuator housing 8, and is an arm component that extends radially outward from the rotation center of the output shaft 9.
On the other hand, the load lever 13 is fixed to the portion of the load shaft 12 exposed to the outside of the turbine housing 1, and is an arm component that extends radially outward from the center of rotation of the load shaft 12.

ロッド１４は、アクチュエータレバー１１の回動トルクを負荷レバー１３に伝える略棒状の伝達手段であり、一端側がアクチュエータレバー１１の回動端と回動自在に連結されるとともに、他端側が負荷レバー１３の回動端と回動自在に連結される。なお、ロッド１４の具体的な一例を開示すると、この実施例のロッド１４は、細長い板状を呈する金属プレートであり、ロッド１４の幅広面が出力軸９および負荷軸１２に対して垂直に配置される。 The rod 14 is a substantially rod-shaped transmission means for transmitting the rotational torque of the actuator lever 11 to the load lever 13. One end side of the rod 14 is rotatably connected to the rotational end of the actuator lever 11, and the other end side is the load lever 13. Is pivotably coupled to the pivot end of the. When a specific example of the rod 14 is disclosed, the rod 14 of this embodiment is a metal plate having an elongated plate shape, and the wide surface of the rod 14 is disposed perpendicular to the output shaft 9 and the load shaft 12. Is done.

アクチュエータレバー１１とロッド１４を回転自在に結合する連結手段は限定するものでないが、一例を開示すると、アクチュエータレバー１１の回動端側には、出力軸９に対して平行に伸びる丸棒状のピンが設けられており、このピンがアクチュエータレバー１１の一端側に設けられた丸穴に少量の隙間を隔てて挿入され、ピンの端に装着したＥクリップ等のサークリップによりピンに対してアクチュエータレバー１１の抜止めがなされる構造を採用する。 The connecting means for rotatably coupling the actuator lever 11 and the rod 14 is not limited. However, if an example is disclosed, a round bar-like pin extending parallel to the output shaft 9 is provided on the rotating end side of the actuator lever 11. This pin is inserted into a round hole provided at one end of the actuator lever 11 with a small gap, and an actuator lever is attached to the pin by a circlip such as an E clip attached to the end of the pin. Adopt a structure in which 11 is retained.

同様に、負荷レバー１３とロッド１４を回転自在に結合する連結手段も限定するものでないが、一例を開示すると、負荷レバー１３の回動端側には、負荷軸１２に対して平行に伸びる丸棒状のピンが設けられており、このピンがアクチュエータレバー１１の他端側に設けられた丸穴に少量の隙間を隔てて挿入され、ピンの端に装着したＥクリップ等のサークリップによりピンに対して負荷レバー１３の抜止めがなされる構造を採用する。 Similarly, the connecting means for rotatably connecting the load lever 13 and the rod 14 is not limited. However, if an example is disclosed, a round end extending parallel to the load shaft 12 is provided on the rotating end side of the load lever 13. A rod-like pin is provided, and this pin is inserted into a round hole provided on the other end side of the actuator lever 11 with a small gap, and is attached to the pin by a circlip such as an E clip attached to the end of the pin. In contrast, a structure in which the load lever 13 is prevented from being pulled out is employed.

一方、負荷軸１２の内側（タービンハウジング１の内側）には、負荷軸１２の回動中心から径方向外側へ延びるバルブアーム１５が設けられており、負荷軸１２が回動することで、バルブアーム１５の先端に設けられたウエストゲートバルブ４が円弧を描いて回動し、ウエストゲートバルブ４がバイパス孔５を開閉する。
ウエストゲートバルブ４を成す弁体は、閉弁時にバイパス孔５の周囲の弁座（タービンハウジング１に形成される平面）に着座してバイパス孔５を塞ぐ。 On the other hand, a valve arm 15 extending radially outward from the center of rotation of the load shaft 12 is provided inside the load shaft 12 (inside the turbine housing 1). The wastegate valve 4 provided at the tip of the arm 15 rotates while drawing an arc, and the wastegate valve 4 opens and closes the bypass hole 5.
The valve body constituting the waste gate valve 4 is seated on a valve seat (a plane formed in the turbine housing 1) around the bypass hole 5 when the valve is closed to close the bypass hole 5.

ここで、ウエストゲートバルブ４が弁座に当接してバイパス孔５を閉じる際の出力軸９の回転角度を全閉停止角θ１とし、電動アクチュエータ６の閉弁方向へ回転してメカストッパによって停止する際の出力軸９の回転角度を締切停止角θ０とした場合、締切停止角θ０が全閉停止角θ１よりマイナス方向に設定される。
これにより、バルブ４がバイパス孔５を閉塞する際、電動アクチュエータ６の出力トルクがリンク機構７を介してウエストゲートバルブ３に伝達されてウエストゲートバルブ４に締切トルクが付与され、ウエストゲートバルブ４の全閉時の弁洩れが防がれる。 Here, the rotation angle of the output shaft 9 when the wastegate valve 4 abuts on the valve seat and closes the bypass hole 5 is set to a fully closed stop angle θ1, and the electric actuator 6 rotates in the valve closing direction and is stopped by the mechanical stopper. When the rotation angle of the output shaft 9 at this time is the cutoff stop angle θ0, the cutoff stop angle θ0 is set in the minus direction from the fully closed stop angle θ1.
As a result, when the valve 4 closes the bypass hole 5, the output torque of the electric actuator 6 is transmitted to the wastegate valve 3 via the link mechanism 7, and a cutoff torque is applied to the wastegate valve 4. Valve leakage when fully closed is prevented.

しかるに、離間して配置される電動アクチュエータ６とウエストゲートバルブ４との間には、ロッド１４を用いたリンク機構７が介在されるため、組付誤差（例えば、出力軸９とウエストゲートバルブ４軸の軸間ピッチの組付誤差）や部品公差等によって締切トルクにバラツキが生じ易い。
そこで、ターボチャージャの製造工程では、リンク機構７の組付時に、ロッド１４の長さを変更することで締付トルクを規定範囲内に調整する調整工程を用いている。 However, since the link mechanism 7 using the rod 14 is interposed between the electric actuator 6 and the wastegate valve 4 that are arranged apart from each other, an assembly error (for example, the output shaft 9 and the wastegate valve 4 is not provided). Variations in the cut-off torque are likely to occur due to the assembly error of the shaft-to-shaft pitch) and component tolerances.
Therefore, in the turbocharger manufacturing process, an adjustment process is used in which the tightening torque is adjusted within a specified range by changing the length of the rod 14 when the link mechanism 7 is assembled.

この実施例１の調整工程は、図４に示すように、長さ違いのロッド１４（具体的には、アクチュエータレバー１１のピンに嵌まり合う丸穴と、負荷レバー１３のピンに嵌まり合う丸穴とのピッチ間距離の異なるロッド１４）を複数用意しておき、規定範囲内の締切トルクが得られる長さのロッド１４を選択して組み付ける。 As shown in FIG. 4, the adjustment process of the first embodiment fits rods 14 of different lengths (specifically, round holes that fit into the pins of the actuator lever 11 and pins of the load lever 13. A plurality of rods 14) having different pitch distances from the round holes are prepared, and a rod 14 having a length that can provide a shut-off torque within a specified range is selected and assembled.

調整工程の一例を、図２、図３を参照して説明する。
ステップＳ１：先ず、標準長のロッド１４を組付ける。
ステップＳ２：次に、電動アクチュエータ６を閉め側に作動させ、負荷軸１２を全閉角ψ１にセットする。
ステップＳ３：続いて、ロッド１４から出力軸９の軸芯までの第１垂線の長さ寸法ａｎと、ロッド１４から負荷軸１２の軸芯までの第２垂線の長さ寸法ｃｎとを測定する。 An example of the adjustment process will be described with reference to FIGS.
Step S1: First, the standard length rod 14 is assembled.
Step S2: Next, the electric actuator 6 is actuated to the closed side, and the load shaft 12 is set to the fully closed angle ψ1.
Step S3: Subsequently, the length dimension an of the first perpendicular line from the rod 14 to the axis of the output shaft 9 and the length dimension cn of the second perpendicular line from the rod 14 to the axis of the load shaft 12 are measured. .

電動アクチュエータ６の出力トルクＴ１は、設計出力等で予め解っているため、負荷軸１２に付与される負荷軸トルクＴ２は、
Ｔ１÷ａｎ＝Ｔ２÷ｃｎ
である。
このため、リンク機構７によるトルク伝達比は、
Ｔ２／Ｔ１＝ｃｎ／ａｎ
となる。
そこで、所定の負荷軸トルクＴ２を得るには、「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比を設計範囲にすることで達成できる。 Since the output torque T1 of the electric actuator 6 is known in advance from the design output or the like, the load shaft torque T2 applied to the load shaft 12 is
T1 ÷ an = T2 ÷ cn
It is.
For this reason, the torque transmission ratio by the link mechanism 7 is
T2 / T1 = cn / an
It becomes.
Therefore, to obtain the predetermined load shaft torque T2, it can be achieved by setting the length ratio of the “first perpendicular length an” to the “second perpendicular length cn” within the design range.

ステップＳ４：上記ステップＳ３の測定結果において、「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲（Ｔ２／Ｔ１＝ｃｎ／ａｎ＝ｃｎ’／ａｎ’）の場合は、標準長のロッド１４を組付ける。
ステップＳ５：上記ステップＳ３の測定結果において、「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲とは異なる場合は、「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲（Ｔ２／Ｔ１＝ｃｎ／ａｎ＝ｃｎ’／ａｎ’）となる長さのロッド１４を選択して組付ける。
以上、ステップＳ１〜Ｓ５の調整工程により、締付トルクを規定範囲内に調整することができる。 Step S4: In the measurement result of Step S3, the length ratio between the “first perpendicular length an” and the “second perpendicular length cn” is the design range (T2 / T1 = cn / an = cn ′). / An '), the standard length rod 14 is assembled.
Step S5: When the length ratio of the “first perpendicular length an” and the “second perpendicular length cn” is different from the design range in the measurement result of Step S3, A rod 14 having a length in which the length ratio of the “length dimension an” to the “second perpendicular length cn” falls within the design range (T2 / T1 = cn / an = cn ′ / an ′) is selected and assembled. wear.
As described above, the tightening torque can be adjusted within the specified range by the adjustment process of steps S1 to S5.

なお、上記では、負荷軸１２を全閉角ψ１にセットして調整を行う例を示したが、限定するものではない。具体的に、図２（ｂ）に示すように、出力軸９の回転角度（ψ）と負荷軸トルクＴ２には特定の関係がある。そこで、負荷軸１２を全閉角ψ１とは異なる回転角度（例えば、所定開度ψ２、ψ３等）にセットして調整を実施しても良い。 In addition, although the example which performs the adjustment by setting the load shaft 12 to the fully closed angle ψ1 has been described above, the present invention is not limited thereto. Specifically, as shown in FIG. 2B, there is a specific relationship between the rotation angle (ψ) of the output shaft 9 and the load shaft torque T2. Therefore, the adjustment may be performed by setting the load shaft 12 at a rotation angle (for example, a predetermined opening ψ2, ψ3, etc.) different from the fully closed angle ψ1.

（実施例１の効果１）
この実施例１は、上述したように、調整工程において「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲となる長さのロッド１４を選択してターボチャージャに組付けることで、締付トルクを規定範囲内に調整する。
これにより、調整点（負荷軸１２の作動角が全閉角ψ１）における締切トルクのバラツキを抑えることができる。 (Effect 1 of Example 1)
As described above, in the first embodiment, the rod 14 having a length in which the length ratio of the “first perpendicular length an” and the “second perpendicular length cn” is within the design range is adjusted. By selecting and assembling to the turbocharger, the tightening torque is adjusted within the specified range.
As a result, it is possible to suppress variations in the cutoff torque at the adjustment point (the operating angle of the load shaft 12 is the fully closed angle ψ1).

具体的に、負荷軸角度ψに対する負荷軸トルクＴ２のバラツキを図２（ｂ）の破線α’で示す。ロッド１４の長さを選択して締付トルクの調整を実施したことにより、負荷軸角度ψに対する負荷軸トルクＴ２を、図２（ｂ）の実線αで示すようにバラツキを低減することができる。 Specifically, the variation of the load shaft torque T2 with respect to the load shaft angle ψ is indicated by a broken line α ′ in FIG. By adjusting the tightening torque by selecting the length of the rod 14, variation in the load shaft torque T2 with respect to the load shaft angle ψ can be reduced as shown by the solid line α in FIG. .

さらに具体的に説明すると、出力軸９の全閉停止角θ１に対して負荷軸１２の全閉角ψ１にバラツキがあると、図２（ｃ）の破線β’で示すように、出力軸角度θに対して負荷軸角度ψが大きくバラツク不具合が発生する。
しかるに、この実施例１では、締付トルクを調整したことで、出力軸９の全閉停止角θ１に対する負荷軸１２の全閉角ψ１のバラツキが抑えられ、結果的に図２（ｃ）の実線βに示すように、出力軸角度θに対して負荷軸角度ψのバラツキを抑えることができる。
即ち、電動アクチュエータ６の出力軸９の角度変化に対して、負荷軸１２の角度変化を設計値に近づけることができるため、ウエストゲートバルブ４のコントロール性能を高めることができる。 More specifically, if there is a variation in the fully closed angle ψ1 of the load shaft 12 with respect to the fully closed stop angle θ1 of the output shaft 9, as shown by a broken line β ′ in FIG. The load shaft angle ψ is large with respect to θ, causing a variation defect.
However, in the first embodiment, by adjusting the tightening torque, the variation of the fully closed angle ψ1 of the load shaft 12 with respect to the fully closed stop angle θ1 of the output shaft 9 can be suppressed, and as a result, as shown in FIG. As shown by the solid line β, the variation of the load shaft angle ψ with respect to the output shaft angle θ can be suppressed.
That is, the change in the angle of the load shaft 12 can be brought close to the design value with respect to the change in the angle of the output shaft 9 of the electric actuator 6, so that the control performance of the wastegate valve 4 can be improved.

（実施例１の効果２）
この実施例１は、上述したように、調整工程において「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲となる長さのロッド１４を選択してターボチャージャに組付けることで、締付トルクを規定範囲内に調整する。
これにより、調整点（負荷軸１２が全閉角ψ１）における締切トルクのバラツキを抑えることができる。 (Effect 2 of Example 1)
As described above, in the first embodiment, the rod 14 having a length in which the length ratio of the “first perpendicular length an” and the “second perpendicular length cn” is within the design range is adjusted. By selecting and assembling to the turbocharger, the tightening torque is adjusted within the specified range.
Thereby, variation in the cutoff torque at the adjustment point (the load shaft 12 is the fully closed angle ψ1) can be suppressed.

その結果、電動アクチュエータ６からウエストゲートバルブ４にトルクを伝達する各パーツを過度な強度に高める必要がなくなり、各パーツの小型化や低コスト化を実現できる。同様に、電動アクチュエータ６も過度な高出力化が不要になり、電動アクチュエータ６の小型化と低コスト化が可能になる。
これにより、ターボチャージャの小型化と低コスト化が可能になる。 As a result, there is no need to increase the strength of each part that transmits torque from the electric actuator 6 to the wastegate valve 4, and it is possible to reduce the size and cost of each part. Similarly, the electric actuator 6 does not need to have an excessively high output, and the electric actuator 6 can be reduced in size and cost.
This makes it possible to reduce the size and cost of the turbocharger.

（実施例１の効果３）
この実施例１は、図２に示すように、電動アクチュエータ６が締切停止角θ０の時に、アクチュエータレバー１１とロッド１４の成す角度Ｘが鋭角に設けられるとともに、負荷レバー１３とロッド１４の成す角度Ｙが、アクチュエータレバー１１とロッド１４の成す角度Ｘより大きく設けられる。具体的な一例として、図１に示すように、締切停止角θ０の時に、負荷レバー１３とロッド１４の成す角度Ｙが略直角に設けられる。 (Effect 3 of Example 1)
In the first embodiment, as shown in FIG. 2, when the electric actuator 6 is at the cutoff stop angle θ0, the angle X formed by the actuator lever 11 and the rod 14 is provided at an acute angle, and the angle formed by the load lever 13 and the rod 14 Y is provided larger than an angle X formed by the actuator lever 11 and the rod 14. As a specific example, as shown in FIG. 1, the angle Y formed by the load lever 13 and the rod 14 is provided at a substantially right angle when the shut-off stop angle θ0.

これにより、出力軸９の出力トルクをリンク機構７でトルク増幅して負荷軸１２に伝えることができる。その結果、ウエストゲートバルブ４の駆動トルクを高めることができる。
このため、電動アクチュエータ６の出力トルクを小さくしても、ウエストゲートバルブ４を所定の駆動トルクで駆動することが可能になり、電動アクチュエータ６の小型化が可能になる。 Thereby, the output torque of the output shaft 9 can be amplified by the link mechanism 7 and transmitted to the load shaft 12. As a result, the driving torque of the waste gate valve 4 can be increased.
For this reason, even if the output torque of the electric actuator 6 is reduced, the wastegate valve 4 can be driven with a predetermined driving torque, and the electric actuator 6 can be downsized.

（具体的な調整例の説明）
図３を参照して「出力軸９と負荷軸１２の軸間ピッチ」が「設計ピッチ」より長い場合における締切トルクの調整例を説明する。 (Explanation of specific adjustment example)
With reference to FIG. 3, an example of adjusting the shut-off torque when “the pitch between the output shaft 9 and the load shaft 12” is longer than the “design pitch” will be described.

「出力軸９と負荷軸１２の軸間ピッチ」が「設計ピッチ」より長い場合、図３（ｂ）に示すように、無調整であれば、負荷軸角度ψに対する負荷軸トルクＴ２のトルク特性Ａは、設計特性Ｂに比較して低下してしまう。
そこで、この実施例１では、調整工程において「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲（Ｔ２／Ｔ１＝ｃｎ／ａｎ＝ｃｎ’／ａｎ’）となる長さのロッド１４を選択してターボチャージャに組付けることで、図３（ｂ）に示すように、負荷軸角度ψに対する負荷軸トルクＴ２のトルク特性Ｃを設計特性Ｂに略一致させることができる。 When “the pitch between the output shaft 9 and the load shaft 12” is longer than the “design pitch”, as shown in FIG. 3B, if there is no adjustment, the torque characteristic of the load shaft torque T2 with respect to the load shaft angle ψ. A is lower than the design characteristic B.
Therefore, in the first embodiment, the length ratio of the “first perpendicular length dimension an” and the “second perpendicular length dimension cn” in the adjustment step is the design range (T2 / T1 = cn / an = cn ′). / An ′) is selected and assembled to the turbocharger, so that the torque characteristic C of the load shaft torque T2 with respect to the load shaft angle ψ can be obtained from the design characteristic B as shown in FIG. Can be substantially matched.

また、「出力軸９と負荷軸１２の軸間ピッチ」が「設計ピッチ」より長い場合、図３（ｃ）に示すように、無調整であれば、出力軸角度θに対する負荷軸角度ψの変化特性Ａ’が、設計特性Ｂ’に比較してズレてしまう。
そこで、この実施例１では、調整工程において「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲（Ｔ２／Ｔ１＝ｃｎ／ａｎ＝ｃｎ’／ａｎ’）となる長さのロッド１４を選択してターボチャージャに組付けることで、図３（ｃ）に示すように、出力軸角度θに対する負荷軸角度ψの変化特性Ｃ’を設計特性Ｂ’に略一致させることができる。 Also, when the “pitch between the output shaft 9 and the load shaft 12” is longer than the “design pitch”, as shown in FIG. 3C, if there is no adjustment, the load shaft angle ψ with respect to the output shaft angle θ. The change characteristic A ′ is deviated from the design characteristic B ′.
Therefore, in the first embodiment, the length ratio of the “first perpendicular length dimension an” and the “second perpendicular length dimension cn” in the adjustment step is the design range (T2 / T1 = cn / an = cn ′). As shown in FIG. 3C, the change characteristic C ′ of the load shaft angle ψ with respect to the output shaft angle θ is selected as a design characteristic by selecting the rod 14 having a length of / an ′) and assembling it to the turbocharger. It can be made to substantially coincide with B ′.

［実施例２］
図５を参照して実施例２を説明する。なお、以下の各実施例において、上記実施例１と同一符合は同一機能物を示すものである。
この実施例２は、上記実施例１と同様、調整工程においてロッド１４が長さ違いで複数用意されるものであり、上記実施例１と異なる点を説明すると、この実施例２のロッド１４は、第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂに分割して設けられるとともに、第１ロッド１４ａに設けられる雄ネジ１６ａと、第２ロッド１４ｂの雌ネジ１６ｂ（図中、第２ロッド１４ｂの端に設けたナット）との螺合量によってロッド１４の長さを調整する長さ調整手段１６が設けられている。
即ち、この実施例２は、長さ調整手段１６による螺合量の違いによって、長さの異なるロッド１４を複数用意したものであり、調整工程において規定範囲内の締切トルクが得られる長さのロッド１４を選択して組み付ける。
このように設けることで、上記実施例１と同様の効果を得ることができる。 [Example 2]
Example 2 will be described with reference to FIG. In the following embodiments, the same reference numerals as those in the first embodiment indicate the same functional objects.
In the second embodiment, as in the first embodiment, a plurality of rods 14 are prepared with different lengths in the adjustment process. The points different from the first embodiment will be described. The first rod 14a and the second rod 14b are divided into a male screw 16a provided on the first rod 14a and a female screw 16b of the second rod 14b (provided at the end of the second rod 14b in the figure). A length adjusting means 16 is provided for adjusting the length of the rod 14 by the amount of screwing with the nut.
That is, in this embodiment 2, a plurality of rods 14 having different lengths are prepared according to the difference in screwing amount by the length adjusting means 16, and the length is such that a closing torque within a specified range can be obtained in the adjusting process. The rod 14 is selected and assembled.
By providing in this way, the same effect as in the first embodiment can be obtained.

［実施例３］
図６を参照して実施例３を説明する。
この実施例３のロッド１４は、溶接によって長さ調整されるものである。具体的に、この実施例３のロッド１４は、第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂに分割して設けられている。そして、調整工程では、先ず、規定範囲内の締切トルクが得られるロッド１４の長さを求める。具体的には、「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲となるロッド１４の長さを求める。次に、求めた長さとなるように第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂを溶接する。即ち、この実施例３は、第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂの軸方向のオーバーラップ量の違いにより、ロッド１４の長さ調整を実施するものである。なお、溶接は、第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂをターボチャージャに組付けた状態で実施しても良いし、別の場所で溶接した後にターボチャージャに組み付けても良い。 [Example 3]
Embodiment 3 will be described with reference to FIG.
The length of the rod 14 of the third embodiment is adjusted by welding. Specifically, the rod 14 of the third embodiment is divided into a first rod 14a and a second rod 14b. Then, in the adjustment step, first, the length of the rod 14 that can obtain the shut-off torque within the specified range is obtained. Specifically, the length of the rod 14 in which the length ratio of the “first perpendicular length an” and the “second perpendicular length cn” falls within the design range is obtained. Next, the first rod 14a and the second rod 14b are welded so as to have the obtained length. That is, in the third embodiment, the length of the rod 14 is adjusted by the difference in the overlap amount in the axial direction between the first rod 14a and the second rod 14b. The welding may be performed with the first rod 14a and the second rod 14b assembled to the turbocharger, or may be assembled to the turbocharger after welding at another location.

（実施例３の効果）
溶接時の位置（オーバーラップ量）を変更することでロッド１４の全長を連続的に調整することが可能になり、締切トルクの調整精度を高めることができる。
また、リンク機構７に第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂを組付けた状態でロッド１４の長さ調整を実施することが可能になる。 (Effect of Example 3)
By changing the welding position (overlap amount), the entire length of the rod 14 can be continuously adjusted, and the adjustment accuracy of the cutoff torque can be increased.
In addition, the length of the rod 14 can be adjusted in a state where the first rod 14a and the second rod 14b are assembled to the link mechanism 7.

なお、第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂの重なり箇所の具体例として、この実施例３では、図６に示すように、第１ロッド１４ａの平面部と、第２ロッド１４ｂの平面部とを重ね、その状態で溶接を実施する。 As a specific example of the overlapping portion of the first rod 14a and the second rod 14b, in this third embodiment, as shown in FIG. 6, the plane portion of the first rod 14a and the plane portion of the second rod 14b are Overlap and weld in that state.

［実施例４］
図７を参照して実施例４を説明する。
この実施例４は、上記実施例３と同様、溶接によってロッド１４の長さ調整を行うものであり、上記実施例３と異なる点を説明すると、この実施例４は、第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂの重なり具合が異なるものである。
この実施例３では、第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂの直線性を高める目的で、第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂの重なり箇所に、軸方向のスライド手段１７が設けられており、このスライド手段１７において溶接が実施される。 [Example 4]
Embodiment 4 will be described with reference to FIG.
In the fourth embodiment, the length of the rod 14 is adjusted by welding in the same manner as the third embodiment. When the difference from the third embodiment is described, the fourth embodiment is different from the first rod 14a and the first rod 14a. The overlapping state of the two rods 14b is different.
In the third embodiment, for the purpose of improving the linearity of the first rod 14a and the second rod 14b, an axial slide means 17 is provided at the overlapping portion of the first rod 14a and the second rod 14b. Welding is performed in the sliding means 17.

さらに具体的に説明すると、第１ロッド１４ａには軸方向に伸びる溝またはスリットよりなる直線メス部１７ａが設けられており、第２ロッド１４ｂには軸方向に伸びる凸形状を呈して直線メス部１７ａに沿ってスライド可能な直線オス部１７ｂが設けられている。そして、直線メス部１７ａに直線オス部１７ｂを嵌め入れ、直線メス部１７ａと直線オス部１７ｂの軸方向のオーバーラップ量を調整して直線メス部１７ａと直線オス部１７ｂを溶接することでロッド１４の長さ調整を実施するものである。
このように設けることで、上記実施例３の効果に加え、ロッド１４の直線精度を高めることができ、品質の向上を図ることができる。 More specifically, the first rod 14a is provided with a linear female portion 17a made of a groove or slit extending in the axial direction, and the second rod 14b has a convex shape extending in the axial direction to form a linear female portion. A straight male portion 17b that is slidable along 17a is provided. Then, the straight male part 17b is fitted into the straight female part 17a, the amount of axial overlap between the straight female part 17a and the straight male part 17b is adjusted, and the linear female part 17a and the straight male part 17b are welded to each other. 14 length adjustment is performed.
By providing in this way, in addition to the effects of the third embodiment, the linear accuracy of the rod 14 can be increased, and the quality can be improved.

［実施例５］
図８を参照して実施例５を説明する。
この実施例５は、上記実施例４と同様、ロッド１４にスライド手段１７を設けてロッド１４の直線精度を高めたものであり、以下では上記実施例４と異なる点を説明する。
第１ロッド１４ａには、先端から内部に伸びる直線状で丸穴形状を呈するメス穴１８ａが設けられており、第２ロッド１４ｂにはメス穴１８ａに微少隙間を隔てて挿入可能な直線状の丸棒部１８ｂが設けられている。そして、メス穴１８ａの内部に丸棒部１８ｂを挿し入れ、メス穴１８ａと丸棒部１８ｂの軸方向のオーバーラップ量を調整し、メス穴１８ａの開口箇所において第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂを溶接することでロッド１４の長さ調整を実施するものである。
このように設けることで、上記実施例４の効果に加え、さらにロッド１４の直線精度を高めることができ、品質の向上を図ることができる。 [Example 5]
Embodiment 5 will be described with reference to FIG.
In the fifth embodiment, like the fourth embodiment, the slide means 17 is provided on the rod 14 to improve the linear accuracy of the rod 14, and the differences from the fourth embodiment will be described below.
The first rod 14a is provided with a female hole 18a that has a linear and round shape extending from the tip to the inside, and the second rod 14b has a linear shape that can be inserted into the female hole 18a with a slight gap therebetween. A round bar portion 18b is provided. Then, the round rod portion 18b is inserted into the female hole 18a, the amount of overlap between the female hole 18a and the round rod portion 18b in the axial direction is adjusted, and the first rod 14a and the second rod are opened at the opening of the female hole 18a. The length of the rod 14 is adjusted by welding 14b.
By providing in this way, in addition to the effect of the fourth embodiment, the linear accuracy of the rod 14 can be further increased, and the quality can be improved.

第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂの具体的な一例をさらに説明すると、第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂにおいて丸穴（アクチュエータレバー１１や負荷レバー１３のピンが嵌め入れられる穴）が形成される箇所（第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂの端部）には、塑性変形により潰された円板状の節部１９が設けられる。
また、第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂの表面の一部には、節部１９の平面に対して平行な基準平面２０が設けられる。この基準平面２０は、溶接時に治具が当てられて、アクチュエータレバー１１と負荷レバー１３のピンに対して、第１ロッド１４ａと第２ロッド１４ｂの丸穴が傾く不具合（傾きによりコジリが発生する不具合）を回避するためのものである。 To further explain a specific example of the first rod 14a and the second rod 14b, a round hole (a hole into which the pin of the actuator lever 11 or the load lever 13 is fitted) is formed in the first rod 14a and the second rod 14b. A disc-shaped node 19 that is crushed by plastic deformation is provided at the location (ends of the first rod 14a and the second rod 14b).
Further, a reference plane 20 parallel to the plane of the node portion 19 is provided on part of the surfaces of the first rod 14a and the second rod 14b. The reference plane 20 has a problem that a jig is applied at the time of welding, and the round holes of the first rod 14a and the second rod 14b are inclined with respect to the pins of the actuator lever 11 and the load lever 13. This is to avoid the problem).

［実施例６］
図９、図１０を参照して実施例６を説明する。
上記の実施例１〜５は、ロッド１４の長さを変更することで締切トルクの調整を実施する例を示した。
これに対し、この実施例６は、負荷軸１２に対する負荷レバー１３の結合角度（回転方向の固定角度）の変更により締切トルクを規定範囲内に調整するものである。 [Example 6]
Embodiment 6 will be described with reference to FIGS.
Examples 1 to 5 described above show examples in which the deadline torque is adjusted by changing the length of the rod 14.
On the other hand, in the sixth embodiment, the shut-off torque is adjusted within a specified range by changing the coupling angle (fixed angle in the rotation direction) of the load lever 13 with respect to the load shaft 12.

図１０に示すように、負荷レバー１３は、タービンハウジング１の外部に露出する負荷軸１２に固定されるものであり、負荷レバー１３と負荷軸１２の固定技術は限定するものではないが、一例として溶接により固定する例を説明する。
負荷軸１２は、タービンハウジング１の外部に露出する部分、即ち負荷レバー１３を組付ける部分が丸棒形状に設けられている。一方、負荷レバー１３には、負荷軸１２に嵌まり合う嵌合穴が形成されている。そして、図９に示すように、調整工程において、負荷軸１２に対する負荷レバー１３の結合角度の変更により締切トルクを規定範囲内に調整する。 As shown in FIG. 10, the load lever 13 is fixed to the load shaft 12 exposed to the outside of the turbine housing 1, and the fixing technique of the load lever 13 and the load shaft 12 is not limited, but an example An example of fixing by welding will be described.
In the load shaft 12, a portion exposed to the outside of the turbine housing 1, that is, a portion where the load lever 13 is assembled is provided in a round bar shape. On the other hand, the load lever 13 is formed with a fitting hole that fits into the load shaft 12. Then, as shown in FIG. 9, in the adjustment step, the cutoff torque is adjusted within a specified range by changing the coupling angle of the load lever 13 with respect to the load shaft 12.

（具体的な調整例の説明）
図９を参照して「出力軸９と負荷軸１２の軸間ピッチ」が「設計ピッチ」より長い場合における締切トルクの調整例を説明する。 (Explanation of specific adjustment example)
With reference to FIG. 9, an example of adjustment of the shut-off torque when “the pitch between the shafts of the output shaft 9 and the load shaft 12” is longer than the “design pitch” will be described.

「出力軸９と負荷軸１２の軸間ピッチ」が「設計ピッチ」より長い場合、図９（ｂ）に示すように、無調整であれば、負荷軸角度ψに対する負荷軸トルクＴ２のトルク特性Ａは、設計特性Ｂに比較して低下してしまう。
そこで、この実施例６では、調整工程において「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲（Ｔ２／Ｔ１＝ｃｎ／ａｎ＝ｃｎ’／ａｎ’）となる角度で負荷レバー１３を負荷軸１２に溶接する。これにより、図９（ｂ）に示すように、負荷軸角度ψに対する負荷軸トルクＴ２のトルク特性Ｃを設計特性Ｂに略一致させることができる。 When “the pitch between the output shaft 9 and the load shaft 12” is longer than the “design pitch”, as shown in FIG. 9B, if there is no adjustment, the torque characteristic of the load shaft torque T2 with respect to the load shaft angle ψ. A is lower than the design characteristic B.
In the sixth embodiment, therefore, the length ratio of the “first perpendicular length an” and the “second perpendicular length cn” in the adjustment step is the design range (T2 / T1 = cn / an = cn ′). The load lever 13 is welded to the load shaft 12 at an angle of / an ′). As a result, as shown in FIG. 9B, the torque characteristic C of the load shaft torque T2 with respect to the load shaft angle ψ can be substantially matched with the design characteristic B.

また、「出力軸９と負荷軸１２の軸間ピッチ」が「設計ピッチ」より長い場合、図９（ｃ）に示すように、無調整であれば、出力軸角度θに対する負荷軸角度ψの変化特性Ａ’が、設計特性Ｂ’に比較してズレてしまう。
そこで、この実施例６では、調整工程において「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲（Ｔ２／Ｔ１＝ｃｎ／ａｎ＝ｃｎ’／ａｎ’）となる角度で負荷レバー１３を負荷軸１２に溶接する。これにより、図９（ｃ）に示すように、出力軸角度θに対する負荷軸角度ψの変化特性Ｃ’を、設計特性Ｂ’に略一致させることができる。 Further, when the “pitch between the output shaft 9 and the load shaft 12” is longer than the “design pitch”, as shown in FIG. 9C, if there is no adjustment, the load shaft angle ψ relative to the output shaft angle θ. The change characteristic A ′ is deviated from the design characteristic B ′.
In the sixth embodiment, therefore, the length ratio of the “first perpendicular length an” and the “second perpendicular length cn” in the adjustment step is the design range (T2 / T1 = cn / an = cn ′). The load lever 13 is welded to the load shaft 12 at an angle of / an ′). As a result, as shown in FIG. 9C, the change characteristic C ′ of the load shaft angle ψ with respect to the output shaft angle θ can be substantially matched with the design characteristic B ′.

［実施例７］
図１１を参照して実施例７を説明する。
この実施例７は、上記実施例１〜６とは異なり、アクチュエータレバー１１の長さの変更により締切トルクを規定範囲内に調整するものである。
具体的に、この実施例７の調整工程は、図１１（ａ）に示すように、長さ違いのアクチュエータレバー１１（具体的には、出力軸９に嵌まり合う嵌合穴と、ロッド１４の丸穴に嵌まり合うピンとのピッチ間距離の異なるアクチュエータレバー１１）を複数用意しておき、規定範囲内の締切トルクが得られる長さのアクチュエータレバー１１を選択して組み付ける。 [Example 7]
Example 7 will be described with reference to FIG.
In the seventh embodiment, unlike the first to sixth embodiments, the cutoff torque is adjusted within a specified range by changing the length of the actuator lever 11.
Specifically, as shown in FIG. 11A, the adjustment process of the seventh embodiment includes an actuator lever 11 having a different length (specifically, a fitting hole that fits into the output shaft 9, and a rod 14). A plurality of actuator levers 11) having different distances between the pitches with the pins fitted in the round holes are prepared, and the actuator lever 11 having a length capable of obtaining a closing torque within a specified range is selected and assembled.

（具体的な調整例の説明）
図１１（ｂ）、（ｃ）を参照して締切トルクの調整例を説明する。
締切トルクが規定範囲からズレている場合、図１１（ｂ）に示すように、無調整であれば、負荷軸角度ψに対する負荷軸トルクＴ２のトルク特性Ａは、設計特性Ｂに比較してスレてしまう。
そこで、この実施例７では、調整工程において「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲（Ｔ２／Ｔ１＝ｃｎ／ａｎ＝ｃｎ’／ａｎ’）となる長さのアクチュエータレバー１１を選択してターボチャージャに組付ける。これにより、図１１（ｂ）に示すように、負荷軸角度ψに対する負荷軸トルクＴ２のトルク特性Ｃを設計特性Ｂに略一致させることができる。 (Explanation of specific adjustment example)
An example of adjusting the shut-off torque will be described with reference to FIGS.
When the deadline torque deviates from the specified range, as shown in FIG. 11B, if there is no adjustment, the torque characteristic A of the load shaft torque T2 with respect to the load shaft angle ψ is less than the design characteristic B. End up.
Therefore, in the seventh embodiment, the length ratio of the “first perpendicular length dimension an” and the “second perpendicular length dimension cn” in the adjustment step is the design range (T2 / T1 = cn / an = cn ′). / An ') is selected and assembled to the turbocharger. Thus, as shown in FIG. 11B, the torque characteristic C of the load shaft torque T2 with respect to the load shaft angle ψ can be made substantially coincident with the design characteristic B.

また、締切トルクが規定範囲からズレている場合、図１１（ｃ）に示すように、無調整であれば、出力軸角度θに対する負荷軸角度ψの変化特性Ａ’が、設計特性Ｂ’に比較してズレてしまう。
そこで、この実施例７では、調整工程において「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲（Ｔ２／Ｔ１＝ｃｎ／ａｎ＝ｃｎ’／ａｎ’）となる長さのアクチュエータレバー１１を選択してターボチャージャに組付ける。これにより、図１１（ｃ）に示すように、出力軸角度θに対する負荷軸角度ψの変化特性Ｃ’を、設計特性Ｂ’に略一致させることができる。 Further, when the cutoff torque is deviated from the specified range, as shown in FIG. 11C, if there is no adjustment, the change characteristic A ′ of the load shaft angle ψ with respect to the output shaft angle θ becomes the design characteristic B ′. Compared and misaligned.
Therefore, in the seventh embodiment, the length ratio of the “first perpendicular length dimension an” and the “second perpendicular length dimension cn” in the adjustment step is the design range (T2 / T1 = cn / an = cn ′). / An ') is selected and assembled to the turbocharger. As a result, as shown in FIG. 11C, the change characteristic C ′ of the load shaft angle ψ relative to the output shaft angle θ can be substantially matched with the design characteristic B ′.

［実施例８］
図１２を参照して実施例８を説明する。
この実施例８は、上記実施例１〜７とは異なり、負荷レバー１３の長さの変更により締切トルクを規定範囲内に調整するものである。
具体的に、この実施例８の調整工程は、図１２（ａ）に示すように、長さ違いの負荷レバー１３（具体的には、負荷軸１２に嵌まり合う嵌合穴と、ロッド１４の丸穴に嵌まり合うピンとのピッチ間距離の異なる負荷レバー１３）を複数用意しておき、規定範囲内の締切トルクが得られる長さの負荷レバー１３を選択して組み付ける。 [Example 8]
Embodiment 8 will be described with reference to FIG.
In the eighth embodiment, unlike the first to seventh embodiments, the deadline torque is adjusted within a specified range by changing the length of the load lever 13.
Specifically, as shown in FIG. 12A, the adjustment process of the eighth embodiment includes a load lever 13 having a different length (specifically, a fitting hole that fits into the load shaft 12, and a rod 14). A plurality of load levers 13) having different pitch distances from the pins fitted in the round holes are prepared, and the load lever 13 having a length capable of obtaining a shut-off torque within a specified range is selected and assembled.

（具体的な調整例の説明）
図１２（ｂ）、（ｃ）を参照して締切トルクの調整例を説明する。
締切トルクが規定範囲からズレている場合、図１２（ｂ）に示すように、無調整であれば、負荷軸角度ψに対する負荷軸トルクＴ２のトルク特性Ａは、設計特性Ｂに比較してスレてしまう。
そこで、この実施例８では、調整工程において「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲（Ｔ２／Ｔ１＝ｃｎ／ａｎ＝ｃｎ’／ａｎ’）となる長さの負荷レバー１３を選択してターボチャージャに組付ける。これにより、図１２（ｂ）に示すように、負荷軸角度ψに対する負荷軸トルクＴ２のトルク特性Ｃを設計特性Ｂに略一致させることができる。 (Explanation of specific adjustment example)
An example of adjusting the shut-off torque will be described with reference to FIGS.
When the deadline torque deviates from the specified range, as shown in FIG. 12B, if there is no adjustment, the torque characteristic A of the load shaft torque T2 with respect to the load shaft angle ψ is less than the design characteristic B. End up.
Therefore, in the eighth embodiment, the length ratio of the “first perpendicular length an” to the “second perpendicular length cn” in the adjustment step is the design range (T2 / T1 = cn / an = cn ′). The load lever 13 having a length of / an ′) is selected and assembled to the turbocharger. Thereby, as shown in FIG. 12B, the torque characteristic C of the load shaft torque T2 with respect to the load shaft angle ψ can be substantially matched with the design characteristic B.

また、締切トルクが規定範囲からズレている場合、図１２（ｃ）に示すように、無調整であれば、出力軸角度θに対する負荷軸角度ψの変化特性Ａ’が、設計特性Ｂ’に比較してズレてしまう。
そこで、この実施例８では、調整工程において「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が設計範囲（Ｔ２／Ｔ１＝ｃｎ／ａｎ＝ｃｎ’／ａｎ’）となる長さの負荷レバー１３を選択してターボチャージャに組付ける。これにより、図１２（ｃ）に示すように、出力軸角度θに対する負荷軸角度ψの変化特性Ｃ’を、設計特性Ｂ’に略一致させることができる。 Further, when the cutoff torque is deviated from the specified range, as shown in FIG. 12C, if there is no adjustment, the change characteristic A ′ of the load shaft angle ψ with respect to the output shaft angle θ becomes the design characteristic B ′. Compared and misaligned.
Therefore, in the eighth embodiment, the length ratio of the “first perpendicular length an” to the “second perpendicular length cn” in the adjustment step is the design range (T2 / T1 = cn / an = cn ′). The load lever 13 having a length of / an ′) is selected and assembled to the turbocharger. As a result, as shown in FIG. 12C, the change characteristic C ′ of the load shaft angle ψ relative to the output shaft angle θ can be made substantially coincident with the design characteristic B ′.

［実施例９］
図１３を参照して実施例９を説明する。
電動アクチュエータ６は、実施例１で説明したように、出力軸角度θを検出する回転角センサを備える。
この実施例９では、締切トルクを規定範囲内に調整する調整工程の後に、回転角センサの出力調整を行うものである。
これにより、回転角センサによって検出する「出力軸９の全閉停止角θ１」と「負荷軸１２における実際の全閉角ψ１」を一致させることができ、回転角センサを用いて、ウエストゲートバルブ４の開度制御の精度を高めることができる。 [Example 9]
Embodiment 9 will be described with reference to FIG.
As described in the first embodiment, the electric actuator 6 includes a rotation angle sensor that detects the output shaft angle θ.
In the ninth embodiment, the output adjustment of the rotation angle sensor is performed after the adjustment process of adjusting the shut-off torque within a specified range.
As a result, the “fully closed stop angle θ1 of the output shaft 9” detected by the rotation angle sensor and the “actual fully closed angle ψ1 of the load shaft 12” can be matched, and the wastegate valve can be used by using the rotation angle sensor. The accuracy of the opening degree control 4 can be increased.

具体的な一例を、図１３を参照して説明する。
回転角センサの出力調整を実施しない場合は、負荷軸角度ψに対する回転角センサの特性値Ｄ’が規定特性値Ｄに対してズレる可能性がある。
そこで、締切トルクの調整を行って「出力軸角度θに対する負荷軸角度ψのズレを抑えた状態」で、出力軸角度θに対する回転角センサの検出値の調整を実施することで、負荷軸角度ψに対する回転角センサの特性値を規定特性値Ｄに略一致させることができる。 A specific example will be described with reference to FIG.
When the output adjustment of the rotation angle sensor is not performed, there is a possibility that the characteristic value D ′ of the rotation angle sensor with respect to the load shaft angle ψ is deviated from the specified characteristic value D.
Therefore, the load shaft angle is adjusted by adjusting the detection value of the rotation angle sensor with respect to the output shaft angle θ in a state where the deviation of the load shaft angle ψ with respect to the output shaft angle θ is suppressed by adjusting the cutoff torque. The characteristic value of the rotation angle sensor with respect to ψ can be made substantially coincident with the prescribed characteristic value D.

具体的な調整例を示すと、締切トルクの調整を行ったことで、出力軸９の全閉停止角θ１と負荷軸１２の全閉角ψ１とを略一致させることができる。そして、回転角センサの検出する「出力軸９の全閉停止角θ１」を「負荷軸１２の全閉角ψ１」として調整することで、回転角センサの出力値から負荷軸１２の作動角（即ち、ウエストゲートバルブ４の開度）を正確に検出することが可能になり、ウエストゲートバルブ４の開度制御の精度を高めることができる。 As a specific adjustment example, by adjusting the shut-off torque, the fully closed stop angle θ1 of the output shaft 9 and the fully closed angle ψ1 of the load shaft 12 can be substantially matched. Then, by adjusting the “fully closed stop angle θ1 of the output shaft 9” detected by the rotation angle sensor as “the fully closed angle ψ1 of the load shaft 12,” the operating angle of the load shaft 12 (from the output value of the rotation angle sensor) ( That is, the opening degree of the wastegate valve 4) can be accurately detected, and the precision of the opening degree control of the wastegate valve 4 can be improved.

［実施例１０］
図１４を参照して実施例１０を説明する。
実施例１０のリンク機構７は、図１４（ａ）に示すように、負荷レバー１３がアクチュエータレバー１１より長く設けられる。
これにより、出力軸９の出力トルクをリンク機構７でトルク増幅して負荷軸１２に伝えることができる。その結果、ウエストゲートバルブ４の駆動トルクを高めることができる。このため、電動アクチュエータ６の出力トルクを小さくしても、ウエストゲートバルブ４を所定の駆動トルクで駆動することが可能になり、電動アクチュエータ６の小型化が可能になる。 [Example 10]
Embodiment 10 will be described with reference to FIG.
In the link mechanism 7 of the tenth embodiment, the load lever 13 is provided longer than the actuator lever 11 as shown in FIG.
Thereby, the output torque of the output shaft 9 can be amplified by the link mechanism 7 and transmitted to the load shaft 12. As a result, the driving torque of the waste gate valve 4 can be increased. For this reason, even if the output torque of the electric actuator 6 is reduced, the wastegate valve 4 can be driven with a predetermined driving torque, and the electric actuator 6 can be downsized.

上記を具体的に説明する。
図１４（ａ）に示すように、駆動側のアクチュエータレバー１１が短く、従動側の負荷レバー１３が長いと、その長さ比に基づき伝達トルクが増幅される。即ち、図１４（ｃ）の実線Ｅ１に示すように、アクチュエータレバー１１が短く、負荷レバー１３が長いと、出力軸角度θに対して負荷軸角度ψの回動比が抑えられて、伝達トルクが増幅される。なお、アクチュエータレバー１１が短く、負荷レバー１３が長い場合における負荷軸角度ψに対する負荷軸トルクＴ２の関係を、図１４（ｄ）の実線Ｅ２に示す。 The above will be specifically described.
As shown in FIG. 14A, when the driving-side actuator lever 11 is short and the driven-side load lever 13 is long, the transmission torque is amplified based on the length ratio. That is, as shown by the solid line E1 in FIG. 14C, when the actuator lever 11 is short and the load lever 13 is long, the rotation ratio of the load shaft angle ψ to the output shaft angle θ is suppressed, and the transmission torque Is amplified. The relationship of the load shaft torque T2 with respect to the load shaft angle ψ when the actuator lever 11 is short and the load lever 13 is long is shown by a solid line E2 in FIG.

逆に、駆動側のアクチュエータレバー１１が長く、従動側の負荷レバー１３が短いと、図１４（ａ）の場合（駆動側のアクチュエータレバー１１が短く、従動側の負荷レバー１３が長い場合）に比較して伝達トルクが減少する。即ち、図１４（ｃ）の実線Ｆ１に示すように、アクチュエータレバー１１が長く、負荷レバー１３が短いと、出力軸角度θに対して負荷軸角度ψの回動比が大きくなるため、図１４（ａ）の場合に比較して伝達トルクが減少する。
なお、図１４（ｂ）に示すように、駆動側のアクチュエータレバー１１が長く、従動側の負荷レバー１３が短い場合であっても、「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が「ａｎ＜ｃｎ」の関係では、トルク増幅比が１より大きくなり、伝達トルクが増幅される。
具体的には、アクチュエータレバー１１が長く、負荷レバー１３が短い場合は、図１４（ｄ）の実線Ｆ２に示すように、
・「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が「ａｎ＜ｃｎ」の関係では伝達トルクが増幅され、
・「第１垂線の長さ寸法ａｎ」と「第２垂線の長さ寸法ｃｎ」の長さ比が「ａｎ＞ｃｎ」の関係では伝達トルクが減衰する。 On the contrary, if the actuator lever 11 on the driving side is long and the load lever 13 on the driven side is short, in the case of FIG. 14A (when the actuator lever 11 on the driving side is short and the load lever 13 on the driven side is long). In comparison, the transmission torque is reduced. That is, as shown by the solid line F1 in FIG. 14C, when the actuator lever 11 is long and the load lever 13 is short, the rotation ratio of the load shaft angle ψ to the output shaft angle θ increases. The transmission torque is reduced as compared with the case (a).
As shown in FIG. 14B, even when the actuator lever 11 on the driving side is long and the load lever 13 on the driven side is short, the length dimension an of the first perpendicular and the second perpendicular When the length ratio of the length dimension cn is “an <cn”, the torque amplification ratio becomes larger than 1, and the transmission torque is amplified.
Specifically, when the actuator lever 11 is long and the load lever 13 is short, as shown by a solid line F2 in FIG.
The transmission torque is amplified when the length ratio of the “first perpendicular length an” to the “second perpendicular length cn” is “an <cn”.
The transmission torque is attenuated when the length ratio of the “first perpendicular length an” to the “second perpendicular length cn” is “an> cn”.

［実施例１１］
図１５を参照して実施例１１を説明する。
上記の各実施例では、出力軸９の回転方向と、負荷軸１２の回転方向とが同一方向に設けられる例を示した。
これに対し、この実施例１１は、リンク機構７における角度構成を変更して、出力軸９の回転方向と、負荷軸１２の回転方向とを逆方向に設けている。 [Example 11]
Example 11 will be described with reference to FIG.
In each of the above-described embodiments, the example in which the rotation direction of the output shaft 9 and the rotation direction of the load shaft 12 are provided in the same direction is shown.
On the other hand, in the eleventh embodiment, the angle configuration in the link mechanism 7 is changed, and the rotation direction of the output shaft 9 and the rotation direction of the load shaft 12 are provided in opposite directions.

具体的には、図１５（ａ）に示すように、軸方向から見て、アクチュエータレバー１１と負荷レバー１３を異なる方向に配置しており、出力軸９が開弁のために右方向へ回動すると、負荷軸１２が左方向へ回動するように設けられている。
なお、図１５（ａ）に示すリンク機構７で出力軸９が開弁のために右方向へ回動した場合、出力軸角度θに対する負荷軸角度ψの関係を、図１５（ｂ）の実線Ｇ１に示す。また、図１５（ａ）に示すリンク機構７で出力軸９が開弁のために右方向へ回動した場合、負荷軸角度ψに対する負荷軸トルクＴ２の関係を、図１５（ｃ）の実線Ｇ２に示す。 Specifically, as shown in FIG. 15A, when viewed from the axial direction, the actuator lever 11 and the load lever 13 are arranged in different directions, and the output shaft 9 is rotated clockwise to open the valve. When moved, the load shaft 12 is provided so as to rotate to the left.
When the output shaft 9 is rotated to the right to open the valve by the link mechanism 7 shown in FIG. 15A, the relationship between the output shaft angle θ and the load shaft angle ψ is shown by the solid line in FIG. Shown in G1. Further, when the output shaft 9 is rotated rightward to open the valve by the link mechanism 7 shown in FIG. 15A, the relationship between the load shaft torque T2 and the load shaft angle ψ is shown by the solid line in FIG. Shown in G2.

（実施例１１の効果）
リンク機構７を構成するアクチュエータレバー１１と負荷レバー１３の配置を変更することで、出力軸９と負荷軸１２を同一方向に回動させたり、逆方向き回動させることができる。これにより、１種類の電動アクチュエータ６により、負荷軸１２の回動方向を任意に選択することができ、搭載性の自由度が高まる。このため、電動アクチュエータ６のバリエーションを抑えることができ、電動アクチュエータ６のコストを抑えることができる。 (Effect of Example 11)
By changing the arrangement of the actuator lever 11 and the load lever 13 constituting the link mechanism 7, the output shaft 9 and the load shaft 12 can be rotated in the same direction or in the reverse direction. Thereby, the rotation direction of the load shaft 12 can be arbitrarily selected by one type of the electric actuator 6, and the degree of freedom of mounting is increased. For this reason, the variation of the electric actuator 6 can be suppressed, and the cost of the electric actuator 6 can be suppressed.

上記実施例では、本発明をウエストゲートバルブ４に適用する例を示したが、第２排気スクロールへ排気ガスを導く流路切替孔（通過孔の一例）の開閉を行う流路切替バルブ（可変ジオメトリ機構のバルブ）に本発明を適用しても良い。 In the above-described embodiment, an example in which the present invention is applied to the wastegate valve 4 has been described. However, a flow path switching valve (variable) that opens and closes a flow path switching hole (an example of a passage hole) that guides exhaust gas to the second exhaust scroll. The present invention may be applied to a valve of a geometry mechanism.

上記実施例では、本発明をターボチャージャに適用する例を示したが、ＥＧＲバルブや排熱回収装置における排気路バルブなど、排気ガスの通過孔をバルブによって開閉する他の排気バルブ装置に本発明を適用しても良い。 In the above embodiment, the present invention is applied to a turbocharger. However, the present invention is applied to other exhaust valve devices that open and close exhaust gas passage holes such as EGR valves and exhaust passage valves in exhaust heat recovery devices. May be applied.

４ウエストゲートバルブ（バルブの一例）
５バイパス孔（通過孔の一例）
６電動アクチュエータ
７リンク機構
９出力軸
１１アクチュエータレバー
１２負荷軸
１３負荷レバー
１４ロッド 4 Wastegate valve (example of valve)
5 Bypass hole (example of passage hole)
6 Electric actuator 7 Link mechanism 9 Output shaft 11 Actuator lever 12 Load shaft 13 Load lever 14 Rod

Claims

An electric actuator (6) that generates rotational output, a valve (4) that opens and closes an exhaust gas passage hole (5), and a link mechanism (7) that transmits the rotational output of the electric actuator (6) to the valve (4) With
When the opening direction of the valve (4) is a positive direction and the closing direction of the valve (4) is a negative direction, the electric actuator (6) is used to close the passage hole (5) by the valve (4). The output shaft (9) of the valve (4) is rotated in the minus direction from the fully closed stop angle (θ1) of the valve (4), a pressure load is applied to the link mechanism (7), and a closing torque is applied to the valve (4). In the exhaust valve device to be applied,
The link mechanism (7) includes an actuator lever (11) coupled to the output shaft (9), a load lever (13) coupled to a load shaft (12) that rotates integrally with the valve (4), A rod (14) for transmitting the rotational force of the actuator lever (11) to the load lever (13);
The length (an) of the first perpendicular from the rod (14) to the axis of the output shaft (9) and the length of the second perpendicular from the rod (14) to the axis of the load shaft (12) sized (cn) of the length ratio is, the exhaust valve device, characterized in Tei Rukoto is adjusted by changing the length of said rod (14).

The exhaust valve device according to claim 1,
Said rod (14), an exhaust valve and wherein the Tei Rukoto assembled the rod of the length ratio length is obtained within the range specified (14) is selected.

The exhaust valve device according to claim 2,
The exhaust valve device according to claim 1, wherein the rod (14) includes length adjusting means (16) based on a difference in screwing amount of the male screw (16a) and the female screw (16b).

The exhaust valve device according to claim 1,
Said rod (14) is provided by dividing the first rod (14a) to a second rod (14b),
It said first rod (14a) and the second rod (14b) is an exhaust valve and wherein the by Tei Rukoto welding length the length ratio within the specified range.

An electric actuator (6) that generates rotational output, a valve (4) that opens and closes an exhaust gas passage hole (5), and a link mechanism (7) that transmits the rotational output of the electric actuator (6) to the valve (4) With
When the opening direction of the valve (4) is a positive direction and the closing direction of the valve (4) is a negative direction, the electric actuator (6) is used to close the passage hole (5) by the valve (4). The output shaft (9) of the valve (4) is rotated in the minus direction from the fully closed stop angle (θ1) of the valve (4), a pressure load is applied to the link mechanism (7), and a closing torque is applied to the valve (4). In the exhaust valve device to be applied,
The link mechanism (7) is coupled to an actuator lever (11) coupled to the output shaft (9) of the electric actuator (6) and a load shaft (12) that rotates integrally with the valve (4). A load lever (13), and a rod (14) for transmitting the rotational force of the actuator lever (11) to the load lever (13),
The length (an) of the first perpendicular from the rod (14) to the axis of the output shaft (9) and the length of the second perpendicular from the rod (14) to the axis of the load shaft (12) exhaust valve device is length ratio of the dimension (cn), characterized in Tei Rukoto is adjusted by changing the coupling angle of the load lever (13) relative to said load axis (12).

An electric actuator (6) that generates rotational output, a valve (4) that opens and closes an exhaust gas passage hole (5), and a link mechanism (7) that transmits the rotational output of the electric actuator (6) to the valve (4) With
When the opening direction of the valve (4) is a positive direction and the closing direction of the valve (4) is a negative direction, the electric actuator (6) is used to close the passage hole (5) by the valve (4). The output shaft (9) of the valve (4) is rotated in the minus direction from the fully closed stop angle (θ1) of the valve (4), a pressure load is applied to the link mechanism (7), and a closing torque is applied to the valve (4). In the exhaust valve device to be applied,
The link mechanism (7) is coupled to an actuator lever (11) coupled to the output shaft (9) of the electric actuator (6) and a load shaft (12) that rotates integrally with the valve (4). A load lever (13), and a rod (14) for transmitting the rotational force of the actuator lever (11) to the load lever (13),
The length (an) of the first perpendicular from the rod (14) to the axis of the output shaft (9) and the length of the second perpendicular from the rod (14) to the axis of the load shaft (12) sized (cn) of the length ratio is, the exhaust valve device, characterized in Tei Rukoto is adjusted by changing the length of the actuator lever (11).

An electric actuator (6) that generates rotational output, a valve (4) that opens and closes an exhaust gas passage hole (5), and a link mechanism (7) that transmits the rotational output of the electric actuator (6) to the valve (4) With
When the opening direction of the valve (4) is a positive direction and the closing direction of the valve (4) is a negative direction, the electric actuator (6) is used to close the passage hole (5) by the valve (4). The output shaft (9) of the valve (4) is rotated in the minus direction from the fully closed stop angle (θ1) of the valve (4), a pressure load is applied to the link mechanism (7), and a closing torque is applied to the valve (4). In the exhaust valve device to be applied,
The link mechanism (7) is coupled to an actuator lever (11) coupled to the output shaft (9) of the electric actuator (6) and a load shaft (12) that rotates integrally with the valve (4). A load lever (13), and a rod (14) for transmitting the rotational force of the actuator lever (11) to the load lever (13),
The length (an) of the first perpendicular from the rod (14) to the axis of the output shaft (9) and the length of the second perpendicular from the rod (14) to the axis of the load shaft (12) sized (cn) of the length ratio is, the exhaust valve device, characterized in Tei Rukoto is adjusted by changing the length of the load lever (13).

The exhaust valve device according to any one of claims 1 to 7,
The electric actuator (6) includes a rotation angle sensor that detects a rotation angle (θ) of the output shaft (9),
The exhaust valve device, wherein an output adjustment of the rotation angle sensor is performed after the adjustment step of adjusting the length ratio .

The exhaust valve device according to any one of claims 1 to 8,
The load lever (13), said actuator lever (11) an exhaust valve and wherein the long provided Tei Rukoto than.

In the exhaust valve device according to any one of claims 1 to 9,
When the electric actuator (6) has a cutoff stop angle (θ0),
The angle between the actuator lever (11) and said rod (14) (X) is provided at an acute angle Tei Rutotomoni,
Exhaust the load lever (13) and the angle between the rod (14) (Y), characterized in greatly provided Tei Rukoto than the angle (X) formed by the said actuator lever (11) and said rod (14) Valve device.

In the exhaust valve device according to any one of claims 1 to 10,
Exhaust valve and wherein the direction of rotation, the Tei Rukoto and rotational direction is provided in the same direction of the load shaft (12) of said output shaft (9).

In the exhaust valve device according to any one of claims 1 to 10,
Exhaust valve and wherein the direction of rotation, the Tei Rukoto and rotational direction is provided in the opposite direction of the load shaft (12) of said output shaft (9).

The exhaust valve device according to any one of claims 1 to 12,
Wherein the valve (4) is rotatably supported in the turbine housing (1) of the turbocharger,
The electric actuator (6) is mounted on the compressor housing (2) of the turbocharger,
The link mechanism (7) transmits the rotational output of the electric actuator (6) mounted on the compressor housing (2) to the valve (4) provided on the turbine housing (1). Exhaust valve device.