【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、コントロールシャフトの軸方向移動によりバルブ特性を調節する可変動弁機構を備えた内燃機関において、コントロールシャフトを軸方向に移動させてバルブ特性を調節する内燃機関の可変動弁用アクチュエータに関する。
【０００２】
【従来の技術】
コントロールシャフトを軸方向に移動することにより内燃機関のバルブ特性を連続的に調節する可変動弁機構が知られている（例えば特許文献１参照）。
【０００３】
この可変動弁機構はアクチュエータによりコントロールシャフトを軸方向に駆動することで仲介駆動機構における部材間の回転位相差を変更し、このことでバルブリフト量などのバルブ特性を連続的に調節して内燃機関の負荷や燃焼状態を制御するものである。
【０００４】
【特許文献１】
特開２００１−２６３０１５号公報（第７頁、図５）
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
前記コントロールシャフトを軸方向に移動させるアクチュエータとしては、電動モータなどの回転駆動力源と、ボールネジなどの駆動力変換伝達機構との組み合わせが考えられる。このように回転駆動力源と駆動力変換伝達機構とを用いる場合には、駆動力変換伝達機構はコントロールシャフトの末端に配置し、更に回転駆動力源は駆動力変換伝達機構に対してコントロールシャフト側とは反対側に配置することが考えられる。
【０００６】
しかし、このようにアクチュエータを構成した場合には、回転駆動力源は、駆動力変換伝達機構に支持される形で駆動力変換伝達機構と共に一体化されて、内燃機関上にコントロールシャフトの軸方向に飛び出すように配置されることになる。このようにアクチュエータが構成されると、回転駆動力源が駆動された場合には、駆動時の振動が駆動力変換伝達機構に直接伝達される。しかも可変動弁系全体がコントロールシャフトの軸方向に長く飛び出していることにより、回転駆動力源の駆動時振動による振幅が大きくなったり共振の発生を招きやすくなり、コントロールシャフトによるバルブ特性制御に悪影響を与えるおそれがある。
【０００７】
本発明は、上述した可変動弁機構を備えた内燃機関において、回転駆動力源駆動時の振動によるバルブ特性制御への悪影響を抑制することを目的とするものである。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について記載する。
請求項１に記載の内燃機関の可変動弁用アクチュエータは、コントロールシャフトの軸方向移動によりバルブ特性を調節する可変動弁機構を備えた内燃機関において、回転駆動力源と該回転駆動力源からの回転運動を直動運動に変換して前記コントロールシャフトに伝達する駆動力変換伝達機構とを備えることで、前記回転駆動力源から出力される回転駆動力により前記コントロールシャフトを軸方向に移動させてバルブ特性を調節する内燃機関の可変動弁用アクチュエータであって、前記回転駆動力源は前記コントロールシャフトに沿って支持台部に配置されていることを特徴とする。
【０００９】
回転駆動力源はコントロールシャフトに沿った位置で支持台部に配置されているため、コントロールシャフトの軸方向に可変動弁系全体が長くなることがない。このことから回転駆動力源の駆動時振動による振幅が大きくなったり共振が発生したりすることを抑制できる。したがってバルブ特性制御への悪影響を抑制することができる。
【００１０】
請求項２に記載の内燃機関の可変動弁用アクチュエータでは、請求項１において、前記回転駆動力源と、前記駆動力変換伝達機構とは、それぞれ個別に前記支持台部に固定されていることを特徴とする。
【００１１】
このように回転駆動力源と駆動力変換伝達機構とは連動しているが一体化されておらず、回転駆動力源と駆動力変換伝達機構とがそれぞれ個別に支持台部に固定されている。
【００１２】
したがって、直接、回転駆動力源から駆動力変換伝達機構へ駆動時の振動が伝達されることはない。更に、回転駆動力源と駆動力変換伝達機構との連動部分は固定した接触状態ではないことから、この連動部分においても振動伝達は限られたものとなる。
【００１３】
更に、回転駆動力源と駆動力変換伝達機構とはそれぞれ個別に支持台部に固定されている。したがって回転駆動力源の駆動時に生じた振動は、支持台部を介して駆動力変換伝達機構側へ伝達されるが、支持台部自体は内燃機関側に対して固定されているので、支持台部に伝達された振動は大きく減衰することになる。このため回転駆動力源から駆動力変換伝達機構への振動伝達は大きく抑制される。したがって回転駆動力源駆動時の振動によるバルブ特性制御への悪影響を効果的に抑制することができる。
【００１４】
請求項３に記載の内燃機関の可変動弁用アクチュエータでは、請求項２において、前記支持台部はカムキャリアであることを特徴とする。
このように支持台部としてカムキャリアを利用して回転駆動力源と駆動力変換伝達機構とを個別に固定することで、カムキャリアへの可変動弁用アクチュエータのコンパクトな取り付けと、回転駆動力源駆動時の振動によるバルブ特性制御への悪影響の抑制との両方を満足させることができる。
【００１５】
請求項４に記載の内燃機関の可変動弁用アクチュエータでは、請求項２において、前記支持台部はシリンダブロックであることを特徴とする。
このように支持台部としてシリンダブロックを利用して回転駆動力源と駆動力変換伝達機構とを個別に固定することで、シリンダブロックへの可変動弁用アクチュエータのコンパクトな取り付けと、回転駆動力源駆動時の振動によるバルブ特性制御への悪影響を抑制することができる。
【００１６】
請求項５に記載の内燃機関の可変動弁用アクチュエータでは、請求項３又は４において、前記駆動力変換伝達機構は、バルブ駆動用のカムシャフトの軸受とカムキャリア側壁又はシリンダブロック側壁との間に配置されて、シリンダブロック側壁又はカムキャリア側壁に固定されていることを特徴とする。
【００１７】
駆動力変換伝達機構は上述したごとくの位置に配置して固定することにより、振動を受けにくい位置で固定できる。このことにより回転駆動力源その他の外部からの振動によるバルブ特性制御への悪影響を抑制することができる。
【００１８】
請求項６に記載の内燃機関の可変動弁用アクチュエータでは、請求項１〜５のいずれかにおいて、前記回転駆動力源は電動モータを用いたものであることを特徴とする。
【００１９】
回転駆動力源としては電動モータを用いたものを挙げることができ、この電動モータの駆動時に生じる振動によってバルブ特性制御に悪影響が生じるのを抑制することができる。
【００２０】
請求項７に記載の内燃機関の可変動弁用アクチュエータでは、請求項１〜６のいずれかにおいて、前記駆動力変換伝達機構はボールネジを用いたものであることを特徴とする。
【００２１】
駆動力変換伝達機構としてはボールネジを用いたものを挙げることができ、このボールネジによるバルブ特性の精密な調節に対して、回転駆動力源の駆動時の振動による悪影響を抑制することができる。
【００２２】
請求項８に記載の内燃機関の可変動弁用アクチュエータでは、請求項１〜７のいずれかにおいて、前記可変動弁機構は、内燃機関回転に連動して回転するカムシャフトと、前記カムシャフトに設けられたカムと、前記カムシャフトとは平行に設けられた前記コントロールシャフトと、前記コントロールシャフトの軸方向位置に応じて相対的回転位相差が連続的に変化する入力部と出力部とを有するとともに前記カムにより入力部が駆動されると出力部にてバルブを駆動する仲介駆動機構とを備えることにより、バルブ特性を連続的に調節するよう構成されていることを特徴とする。
【００２３】
バルブ特性を調節する可変動弁機構としては、上述した構成を挙げることができる。このことによりコントロールシャフトの軸方向移動によりバルブ特性を連続的に調節することができ、この連続的なバルブ特性制御において、回転駆動力源駆動時の振動による悪影響を抑制することができる。
【００２４】
【発明の実施の形態】
［実施の形態１］
図１は、多気筒内燃機関としてのガソリンエンジン（以下、「エンジン」と略す）２における可変動弁機構の構成を示している。図１は１つの気筒における縦断面を表している。図２はエンジン２の上部構成を説明する平面図である。
【００２５】
エンジン２は車両走行駆動用として車両に搭載されているものである。このエンジン２は、シリンダブロック４、ピストン６及びシリンダブロック４上に取り付けられたシリンダヘッド８を備えている。シリンダブロック４には、複数の気筒、本実施の形態では４つの気筒２ａが形成され、各気筒２ａには、シリンダブロック４、ピストン６及びシリンダヘッド８にて区画された燃焼室１０が形成されている。各気筒２ａには、それぞれ２つの吸気バルブ１２及び２つの排気バルブ１６の４バルブが配置されている。吸気バルブ１２は吸気ポート１４を、排気バルブ１６は排気ポート１８を開閉する。
【００２６】
各気筒２ａの吸気ポート１４は吸気マニホールド内に形成された吸気通路を介してサージタンクに接続され、サージタンクから空気を各気筒２ａに供給している。尚、各気筒２ａの吸気ポート１４に燃料を噴射するように各吸気通路にはそれぞれフューエルインジェクタが配置されている。尚、このように吸気バルブ１２の上流側にて燃料噴射する構成以外に、直接、各燃焼室１０内に燃料を噴射する筒内噴射型ガソリンエンジンを用いることもできる。
【００２７】
本実施の形態では、吸気バルブ１２のバルブリフト量の変化により吸入空気量を調節しているので、サージタンク上流側の吸気通路にはスロットルバルブは配置されていない。ただし補助的なスロットルバルブを配置しても良い。このような補助用スロットルバルブを配置した場合には、例えば、エンジン２の始動時に補助用スロットルバルブを全開にし、エンジン２の停止時に補助用スロットルバルブを全閉にする制御を行う。そして後述する仲介駆動機構１２０によるバルブリフト量の調節が不可能となった場合には補助用スロットルバルブの開度制御により吸入空気量を制御するようにしても良い。
【００２８】
吸気バルブ１２のリフト駆動は、シリンダヘッド８に配置された仲介駆動機構１２０及びローラロッカーアーム５２を介して、吸気カムシャフト４５に設けられた吸気カム４５ａのバルブ駆動力が伝達されることにより可能となっている。このバルブ駆動力伝達において、可変動弁用アクチュエータ１００の機能により仲介駆動機構１２０による伝達状態が調節されることによりバルブリフト量が調節される。尚、吸気カムシャフト４５は、一端に配置されたバルブタイミング可変機構１４０に設けられたタイミングスプロケットと、タイミングチェーン４７とを介してエンジン２のクランクシャフト４９の回転と連動している。
【００２９】
各気筒２ａの排気バルブ１６は、エンジン２の回転に連動して回転する排気カムシャフト４６に設けられた排気カム４６ａにより、ローラロッカーアーム５４を介して一定のバルブリフト量で開閉されている。そして各気筒２ａの各排気ポート１８は排気マニホルドに連結され、排気を浄化用触媒コンバータを介して外部に排出している。
【００３０】
上述した吸気カムシャフト４５、排気カムシャフト４６、可変動弁用アクチュエータ１００、仲介駆動機構１２０及びバルブタイミング可変機構１４０は、カムキャリア１５０に一体に組み込まれている。図３にカムキャリア１５０の構成を示している。尚、図３においては図２に示したベアリングキャップ１５２は取り外した状態で示している。
【００３１】
カムキャリア１５０は、前方側壁１５４、後方側壁１５６、及び２つの横側壁１５８，１６０を備え、シリンダヘッド８の上面外周形状に対応して矩形に一体成形されている。そしてこれら側壁１５４，１５６，１５８，１６０内には、横側壁１５８，１６０間を連絡するように７本の軸受１６２が平行に配置され、側壁１５４〜１６０と共に一体成形されている。尚、前方側壁１５４は軸受も兼ねている。
【００３２】
軸受１６２及び前方側壁１５４は、吸気カムシャフト４５及び排気カムシャフト４６が平行に回転可能に配置されている。更に、吸気カムシャフト４５と横側壁１５８との間には、各気筒毎に設けられた４つの仲介駆動機構１２０に共通する１本の支持パイプ１３０が支持固定されている。
【００３３】
ここで仲介駆動機構１２０の構成を図４，５，６に示す。図４は仲介駆動機構１２０の斜視図、図５は仲介駆動機構１２０のハウジング１２２ａ，１２４ａ，１２６ａを水平に破断した斜視図である。図６は支持パイプ１３０及びコントロールシャフト１３２の内で１つの気筒に対応した一部を示している。
【００３４】
仲介駆動機構１２０は、図４，５において中央に設けられた入力部１２２、図示左に設けられた第１揺動カム１２４及び図示右に設けられた第２揺動カム１２６を備えている。これら入力部１２２のハウジング１２２ａおよび揺動カム１２４，１２６の各ハウジング１２４ａ，１２６ａはそれぞれ外径が同じ円柱状をなしている。
【００３５】
入力部１２２のハウジング１２２ａは内部に軸方向に空間を形成し、この空間の内周面には軸方向に右ネジの螺旋状に形成されたヘリカルスプライン１２２ｂを形成している。又、外周面からは２つのアーム１２２ｃ，１２２ｄが平行に突出して形成されている。これらアーム１２２ｃ，１２２ｄの先端には、アーム１２２ｃ，１２２ｄ間にシャフト１２２ｅが掛け渡されている。このシャフト１２２ｅはハウジング１２２ａの軸方向と平行であり、ローラ１２２ｆが回転可能に取り付けられている。
【００３６】
第１揺動カム１２４のハウジング１２４ａは内部に軸方向に空間を形成し、この内部空間の内周面には軸方向に左ネジの螺旋状に形成されたヘリカルスプライン１２４ｂを形成している。尚、この内部空間は径の小さい中心孔を有するリング状の軸受部１２４ｃにて左端が覆われている。また外周面からは略三角形状のノーズ１２４ｄが突出して形成されている。このノーズ１２４ｄの一辺は凹状に湾曲するカム面１２４ｅを形成している。
【００３７】
第２揺動カム１２６のハウジング１２６ａは内部に軸方向に空間を形成し、この内部空間の内周面には軸方向に左ネジの螺旋状に形成されたヘリカルスプライン１２６ｂを形成している。尚、この内部空間は径の小さい中心孔を有するリング状の軸受部１２６ｃにて右端が覆われている。また外周面からは略三角形状のノーズ１２６ｄが突出して形成されている。このノーズ１２６ｄの一辺は凹状に湾曲するカム面１２６ｅを形成している。
【００３８】
第１揺動カム１２４及び第２揺動カム１２６は、軸受部１２４ｃ，１２６ｃを外側にして入力部１２２の両端にて各端面を同軸上で接触させるように配置されることにより全体が図４に示したごとく内部空間を有する略円柱状となる。
【００３９】
入力部１２２および２つの揺動カム１２４，１２６から構成される内部空間には、スライダギア１２８が配置されている。スライダギア１２８は略円柱状をなし、外周面中央には右ネジの螺旋状に形成された入力用ヘリカルスプライン１２８ａが形成されている。この入力用ヘリカルスプライン１２８ａの左側端部には小径部１２８ｂを挟んで左ネジの螺旋状に形成された第１出力用ヘリカルスプライン１２８ｃが形成されている。また、入力用ヘリカルスプライン１２８ａの右側端部には小径部１２８ｄを挟んで左ネジの螺旋状に形成された第２出力用ヘリカルスプライン１２８ｅが形成されている。尚、これら出力用ヘリカルスプライン１２８ｃ，１２８ｅは、入力用ヘリカルスプライン１２８ａに対して外径が小さく形成されている。
【００４０】
スライダギア１２８の内部には中心軸方向に貫通孔１２８ｆが形成されている。そして一方の小径部１２８ｄには貫通孔１２８ｆ内部を外周面に開放するための長孔１２８ｇが形成されている。この長孔１２８ｇは周方向に長く形成されている。
【００４１】
スライダギア１２８の貫通孔１２８ｆ内には、図６に示すごとくの支持パイプ１３０が周方向に摺動可能に配置されている。ここで図６（Ａ）は平面図、図６（Ｂ）は正面図、図６（Ｃ）は右側面図である。この支持パイプ１３０は、図３に示したごとく、すべての仲介駆動機構１２０（ここでは４つ）に共通の１本が設けられている。尚、支持パイプ１３０には各仲介駆動機構１２０毎に軸方向に長く形成された長孔１３０ａが開口している。
【００４２】
更に、支持パイプ１３０内には、軸方向に摺動可能にコントロールシャフト１３２が貫通している。このコントロールシャフト１３２も支持パイプ１３０と同様にすべての仲介駆動機構１２０に共通の１本が設けられている。尚、コントロールシャフト１３２には各仲介駆動機構１２０毎に係止ピン１３２ａが突出している。この係止ピン１３２ａは支持パイプ１３０に形成されている軸方向の長孔１３０ａを貫通して形成されている。更にコントロールシャフト１３２の係止ピン１３２ａは、スライダギア１２８に形成された周方向の長孔１２８ｇ内にも先端が挿入されている。
【００４３】
支持パイプ１３０に形成された軸方向の長孔１３０ａにより、コントロールシャフト１３２の係止ピン１３２ａは、支持パイプ１３０がカムキャリア１５０の軸受１６２及び前方側壁１５４に固定されていても、軸方向に移動することでスライダギア１２８を軸方向に移動させることができる。更に、スライダギア１２８自体は、周方向の長孔１２８ｇにて係止ピン１３２ａに係止していることにより、係止ピン１３２ａにて軸方向の位置は決定されるが軸周りについては揺動可能となっている。
【００４４】
そしてスライダギア１２８の内で、入力用ヘリカルスプライン１２８ａは入力部１２２内部のヘリカルスプライン１２２ｂに噛み合わされている。また第１出力用ヘリカルスプライン１２８ｃは第１揺動カム１２４内部のヘリカルスプライン１２４ｂに噛み合わされ、第２出力用ヘリカルスプライン１２８ｅは第２揺動カム１２６内部のヘリカルスプライン１２６ｂに噛み合わされている。
【００４５】
このように構成された各仲介駆動機構１２０は、図３に示したごとく、揺動カム１２４，１２６の軸受部１２４ｃ，１２６ｃ側にて、カムキャリア１５０の軸受１６２及び前方側壁１５４の間で挟まれて、軸周りには揺動可能であるが軸方向に移動するのが阻止されている。
【００４６】
又、支持パイプ１３０内のコントロールシャフト１３２は支持パイプ１３０内を軸方向に摺動可能に貫通し、一端側にて可変動弁用アクチュエータ１００に連結されている。この可変動弁用アクチュエータ１００によりコントロールシャフト１３２は軸方向のストローク位置が調整可能とされている。
【００４７】
ここでカムキャリア１５０に組み込まれた状態の可変動弁用アクチュエータ１００の斜視図を図７に、内部構成を示す部分破断図を図８に示す。
可変動弁用アクチュエータ１００は、回転駆動力出力部２００、駆動力変換伝達機構２１０及び回転角センサ２２０を備えている。回転駆動力源としての回転駆動力出力部２００は、ハウジング２０２、電動モータ（例えばＤＣモータ）２０４及び減速機２０６とから構成されている。減速機２０６は、電動モータ２０４の出力軸２０４ａに設けられた出力ギヤ２０６ａ、大径ギヤ２０６ｂ、小径ギヤ２０６ｃ、及び大径ギヤ２０６ｂと小径ギヤ２０６ｃとを接続するシャフト２０６ｄから構成されている。ハウジング２０２は、カムキャリア１５０の横側壁１５８の外側にボルトにて固定されている。回転駆動力出力部２００は、駆動力変換伝達機構２１０に対して前方（図示右側）側に配置されていることにより、回転駆動力出力部２００は仲介駆動機構１２０のコントロールシャフト１３２に沿って配置された状態となっている。このような配置により電動モータ２０４の出力軸２０４ａとコントロールシャフト１３２とは軸方向が平行にされている。
【００４８】
駆動力変換伝達機構２１０は、カムキャリア１５０内において後方側壁１５６と軸受１６２との間に配置され、後方側壁１５６に固定されている。駆動力変換伝達機構２１０はボールネジ２１２を備え、このボールネジ２１２は、ボールネジナット２１４とボールネジシャフト２１６とを備えている。ボールネジナット２１４は外周部にギヤ部２１４ａを備え、後方側壁１５６の内側に固定されているボールネジナット軸受１５６ａに回転可能に支持されている。ボールネジシャフト２１６はスプライン機構により回転不能にかつ軸方向に移動可能とされている。尚、このスプライン機構は、ボールネジシャフト２１６の外周に軸方向に形成されたスプライン溝２１６ａと、ボールネジナット軸受１５６ａに固定されているスプライン板２１６ｂに形成されたスプライン孔２１６ｃとから構成されている。スプライン孔２１６ｃ内の突起がスプライン溝２１６ａに摺動可能に係合することにより、ボールネジナット２１４が回転するとボールネジシャフト２１６は回転することなく軸方向に移動する。
【００４９】
回転角センサ２２０はボールネジナット２１４の回転角を検出するものであり、例えば、ホールＩＣ、ＭＲ、レゾルバ、あるいは接触抵抗式の回転角センサを挙げることができ、電動モータ２０４の回転を制御する電子制御ユニット（ＥＣＵ）に回転角信号を出力している。
【００５０】
このＥＣＵにより電動モータ２０４が駆動されて出力軸２０４ａが回転すると、出力ギヤ２０６ａ、大径ギヤ２０６ｂ、シャフト２０６ｄ及び小径ギヤ２０６ｃへと回転駆動力は減速されて伝達される。そして小径ギヤ２０６ｃから駆動力変換伝達機構２１０側のギヤ部２１４ａに回転駆動力は減速されて伝達される。このことによりボールネジナット２１４が回転して、ボールネジシャフト２１６は軸方向に移動する。
【００５１】
ボールネジシャフト２１６は仲介駆動機構１２０のコントロールシャフト１３２と軸方向に一体に移動可能に連結されている。このため電動モータ２０４の回転駆動力は、駆動力変換伝達機構２１０にて回転運動を直動運動に変換されて、コントロールシャフト１３２を軸方向へ駆動する力となる。
【００５２】
ここで回転角センサ２２０の信号に基づいて電動モータ２０４をフィードバック制御することにより、コントロールシャフト１３２を最も図示左側（図４，５の矢印ＳのＲ方向）に引き出した場合には、吸気バルブ１２のバルブリフトは図９に示すごとくとなる。すなわち吸気カム４５ａのノーズ４５ｃが入力部１２２のローラ１２２ｆを図示（Ａ）のごとく押し下げていない状態から、図示（Ｂ）のごとく最大に押し下げたとしても、揺動カム１２４，１２６のノーズ１２４ｄ，１２６ｄはローラロッカーアーム５２のローラ５２ａを押し下げることがない。このため吸気バルブ１２はリフトされず全閉状態を維持する。
【００５３】
電動モータ２０４を逆回転させて、コントロールシャフト１３２を最も図示右側（図４，５の矢印ＳのＦ方向）に押し込んだ場合には、図１０に示すごとくとなる。すなわち吸気カム４５ａのノーズ４５ｃが入力部１２２のローラ１２２ｆを図示（Ａ）のごとく押し下げていない状態から、図示（Ｂ）のごとく最大に押し下げると、揺動カム１２４，１２６のノーズ１２４ｄ，１２６ｄはローラロッカーアーム５２のローラ５２ａを最大限に押し下げることになる。このため吸気バルブ１２は最も大きくリフトされて最大開度に開弁することになる。
【００５４】
電動モータ２０４の回転によりコントロールシャフト１３２を図９と図１０との中間位置とした場合には、図１１に示すごとくとなる。すなわち吸気カム４５ａのノーズ４５ｃが入力部１２２のローラ１２２ｆを図示（Ａ）のごとく押し下げていない状態から、図示（Ｂ）のごとく最大に押し下げると、揺動カム１２４，１２６のノーズ１２４ｄ，１２６ｄはローラロッカーアーム５２のローラ５２ａを中程度に押し下げることになる。このため吸気バルブ１２は中程度に開弁することになる。
【００５５】
このようにして回転角センサ２２０に基づく電動モータ２０４のフィードバック制御によりコントロールシャフト１３２の軸方向のスライド量を連続的に調節することで、吸気バルブ１２のリフト量を「０」から最大まで連続的に調節することが可能となる。
【００５６】
上述した構成において、カムキャリア１５０が回転駆動力源の支持台部に相当する。
以上説明した本実施の形態１によれば、以下の効果が得られる。
【００５７】
（イ）．回転駆動力出力部２００は駆動力変換伝達機構２１０に対してコントロールシャフト１３２とは反対側に配置されているのではなく、コントロールシャフト１３２に沿ってカムキャリア１５０の横側壁１５８に配置され固定されている。このためコントロールシャフト１３２の軸方向に、吸気カムシャフト４５、仲介駆動機構１２０及び可変動弁用アクチュエータ１００からなる可変動弁系全体が長くなることがない。したがって電動モータ２０４が駆動する時の振動の振幅が大きくなったり共振が発生したりすることを抑制でき、コントロールシャフト１３２の軸方向移動による吸気バルブ１２のバルブ特性制御への悪影響を抑制することができる。
【００５８】
更に、このようにコントロールシャフト１３２の軸方向において可変動弁系全体を短くできるのでエンジン２全体が長くならず車両等への搭載性が向上する。（ロ）．回転駆動力出力部２００と駆動力変換伝達機構２１０とは別体に構成されているため、直接、回転駆動力出力部２００から駆動力変換伝達機構２１０へ駆動時の振動が伝達されることはない。更に回転駆動力を伝達する小径ギヤ２０６ｃとギヤ部２１４ａとの間は固定した接触状態ではないことから、この回転駆動力伝達部分においても振動伝達は限られたものとなる。
【００５９】
更に回転駆動力出力部２００と駆動力変換伝達機構２１０とはそれぞれ個別にカムキャリア１５０に固定されている。したがって電動モータ２０４の駆動時に生じた振動は、カムキャリア１５０を介して駆動力変換伝達機構２１０側へ伝達されるが、カムキャリア１５０はシリンダヘッド８に固定されているので、カムキャリア１５０に伝達された振動は大きく減衰することになる。このため回転駆動力出力部２００から駆動力変換伝達機構２１０への振動伝達は大きく抑制される。したがって電動モータ２０４の駆動時の振動によるバルブ特性制御への悪影響を、効果的に抑制することができる。
【００６０】
（ハ）．駆動力変換伝達機構２１０は、吸気カムシャフト４５の軸受１６２と後方側壁１５６との間に配置された状態で、後方側壁１５６に固定されている。このように振動を受けにくい軸受１６２と後方側壁１５６との間に存在することにより、駆動力変換伝達機構２１０は電動モータ２０４その他の外部からの振動の影響を受けにくくなる。
【００６１】
更にボールネジシャフト２１６はコントロールシャフト１３２と連結していることで、駆動力変換伝達機構２１０は後方側壁１５６と軸受１６２との両方で支持されていることになる。このため吸気バルブ１２のバルブ特性制御への外部からの悪影響を、より一層抑制することができる。
【００６２】
［実施の形態２］
図１２に本実施の形態のエンジン３０２の上部構成を示し、図１３にベアリングキャップ３５２を取り外した状態を示している。本実施の形態では、エンジン３０２はカムキャリアを使用せず、吸気カムシャフト４５、排気カムシャフト４６及び仲介駆動機構１２０は、シリンダヘッド３０８上に設けられた軸受３６２及び前方側壁３５４にて支持されている。尚、吸気カムシャフト４５、排気カムシャフト４６、可変動弁用アクチュエータ１００、仲介駆動機構１２０及びバルブタイミング可変機構１４０は前記実施の形態１における構成と同じであるので同一の符号で示している。
【００６３】
シリンダヘッド３０８は上面外周部分に前方側壁３５４、後方側壁３５６、及び２つの横側壁３５８，３６０を備えている。そしてこれら側壁３５４，３５６，３５８，３６０内には、軸受３６２が側壁３５４〜３６０と共にシリンダヘッド３０８に一体に形成されている。前方側壁３５４は軸受も兼ねている。
【００６４】
軸受３６２及び前方側壁３５４は、吸気カムシャフト４５及び排気カムシャフト４６が平行に配置されて回転可能に軸受けされている。更に吸気カムシャフト４５と横側壁３５８との間には、各気筒毎に設けられた４つの仲介駆動機構１２０に共通する支持パイプ１３０が支持固定されている。
【００６５】
このような構成により、前記実施の形態１にて説明したごとく、可変動弁用アクチュエータ１００にてコントロールシャフト１３２の軸方向位置が連続的に調節されることにより、仲介駆動機構１２０が機能して、吸気バルブのバルブリフト量を連続的に可変とすることができる。
【００６６】
上述した構成において、シリンダヘッド３０８が回転駆動力源の支持台部に相当する。
以上説明した本実施の形態２によれば、以下の効果が得られる。
【００６７】
（イ）．カムキャリアを用いない構成においても前記実施の形態１と同様な効果を生じる。
［その他の実施の形態］
（ａ）．前記各実施の形態では吸気バルブに対して可変動弁用アクチュエータ、仲介駆動機構及びバルブタイミング可変機構を適用した例を示したが、排気バルブ側に適用しても良い。又、吸気バルブと排気バルブとの両方に適用しても良い。
【００６８】
（ｂ）．駆動力変換伝達機構としてはボールネジを用いたが、これ以外に送りネジ、ウォームギヤ等を用いても良い。
減速機においては、遊星ギヤ、ウォームギヤ、ハイポイドギヤ等を用いることができる。
【００６９】
（ｃ）．コントロールシャフトのストローク量を検出するために回転角センサを用いたが、ストローク検出センサにより、直接コントロールシャフトのストローク量を検出して、フィードバック制御に用いても良い。
【００７０】
（ｄ）．前記各実施の形態においては、バルブタイミング可変機構を用いていたが、バルブの開弁期間を進角したり遅角したりする必要が無い場合には、取り付けなくても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施の形態１の可変動弁機構の縦断面。
【図２】同じくエンジンの上部構成説明図。
【図３】同じくカムキャリアの構成説明図。
【図４】仲介駆動機構の斜視図。
【図５】仲介駆動機構の部分破断斜視図。
【図６】支持パイプ及びコントロールシャフトの構成説明図。
【図７】可変動弁用アクチュエータの配置説明図。
【図８】可変動弁用アクチュエータの構成説明図。
【図９】仲介駆動機構によるバルブリフト可変機能説明図。
【図１０】仲介駆動機構によるバルブリフト可変機能説明図。
【図１１】仲介駆動機構によるバルブリフト可変機能説明図。
【図１２】実施の形態２のエンジンの上部構成説明図。
【図１３】同じくベアリングキャップを除いたエンジンの上部構成説明図。
【符号の説明】
２…エンジン、２ａ…気筒、４…シリンダブロック、６…ピストン、８…シリンダヘッド、１０…燃焼室、１２…吸気バルブ、１４…吸気ポート、１６…排気バルブ、１８…排気ポート、４５…吸気カムシャフト、４５ａ…吸気カム、４５ｃ…ノーズ、４６…排気カムシャフト、４６ａ…排気カム、４７…タイミングチェーン、４９…クランクシャフト、５２…ローラロッカーアーム、５２ａ…ローラ、５４…ローラロッカーアーム、１００…可変動弁用アクチュエータ、１２０…仲介駆動機構、１２２…入力部、１２２ａ…ハウジング、１２２ｂ…ヘリカルスプライン、１２２ｃ，１２２ｄ…アーム、１２２ｅ…シャフト、１２２ｆ…ローラ、１２４…第１揺動カム、１２４ａ…ハウジング、１２４ｂ…ヘリカルスプライン、１２４ｃ…軸受部、１２４ｄ…ノーズ、１２４ｅ…カム面、１２６…第２揺動カム、１２６ａ…ハウジング、１２６ｂ…ヘリカルスプライン、１２６ｃ…軸受部、１２６ｄ…ノーズ、１２６ｅ…カム面、１２８…スライダギア、１２８ａ…入力用ヘリカルスプライン、１２８ｂ…小径部、１２８ｃ…第１出力用ヘリカルスプライン、１２８ｄ…小径部、１２８ｅ…第２出力用ヘリカルスプライン、１２８ｆ…貫通孔、１２８ｇ…長孔、１３０…支持パイプ、１３０ａ…長孔、１３２…コントロールシャフト、１３２ａ…係止ピン、１４０…バルブタイミング可変機構、１５０…カムキャリア、１５２…ベアリングキャップ、１５４…前方側壁、１５６…後方側壁、１５６ａ…ボールネジナット軸受、１５８，１６０…横側壁、１６２…軸受、２００…回転駆動力出力部、２０２…ハウジング、２０４…電動モータ、２０４ａ…出力軸、２０６…減速機、２０６ａ…出力ギヤ、２０６ｂ…大径ギヤ、２０６ｃ…小径ギヤ、２０６ｄ…シャフト、２１０…駆動力変換伝達機構、２１２…ボールネジ、２１４…ボールネジナット、２１４ａ…ギヤ部、２１６…ボールネジシャフト、２１６ａ…スプライン溝、２１６ｂ…スプライン板、２１６ｃ…スプライン孔、２２０…回転角センサ、３０２…エンジン、３０８…シリンダヘッド、３５２…ベアリングキャップ、３５４…前方側壁、３５６…後方側壁、３５８，３６０…横側壁、３６２…軸受。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a variable valve actuator for an internal combustion engine having a variable valve mechanism that adjusts valve characteristics by moving a control shaft in an axial direction and that adjusts valve characteristics by moving a control shaft in an axial direction. .
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art A variable valve mechanism that continuously adjusts valve characteristics of an internal combustion engine by moving a control shaft in an axial direction is known (for example, see Patent Document 1).
[0003]
This variable valve mechanism changes the rotational phase difference between the members of the intermediary drive mechanism by driving the control shaft in the axial direction with an actuator, thereby continuously adjusting the valve characteristics such as the valve lift and the internal combustion. It controls the load and combustion state of the engine.
[0004]
[Patent Document 1]
JP 2001-263015 A (Page 7, FIG. 5)
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
As an actuator for moving the control shaft in the axial direction, a combination of a rotational driving force source such as an electric motor and a driving force conversion transmission mechanism such as a ball screw can be considered. When the rotary driving force source and the driving force conversion transmission mechanism are used in this manner, the driving force conversion transmission mechanism is disposed at the end of the control shaft, and the rotary driving force source is further connected to the control shaft by the control shaft. It is conceivable to arrange it on the side opposite to the side.
[0006]
However, when the actuator is configured in this manner, the rotational driving force source is integrated with the driving force conversion transmission mechanism in a form supported by the driving force conversion transmission mechanism, and is provided on the internal combustion engine in the axial direction of the control shaft. Will be arranged to jump out. When the actuator is configured in this manner, when the rotary driving force source is driven, the vibration at the time of driving is directly transmitted to the driving force conversion transmission mechanism. In addition, since the entire variable valve system protrudes long in the axial direction of the control shaft, the amplitude due to vibration of the rotary driving force source when driving becomes large and resonance easily occurs, which adversely affects valve characteristic control by the control shaft. May be given.
[0007]
An object of the present invention is to suppress an adverse effect on valve characteristic control due to vibration at the time of driving a rotational driving force source in an internal combustion engine having the above-described variable valve mechanism.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
Hereinafter, the means for achieving the above object and the effects thereof will be described.
A variable valve actuator for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the internal combustion engine includes a variable valve mechanism that adjusts valve characteristics by axially moving a control shaft. And a driving force conversion transmission mechanism that converts the rotational motion of the control shaft into a linear motion and transmits the linear motion to the control shaft, whereby the control shaft is moved in the axial direction by the rotational driving force output from the rotational driving force source. A variable valve actuation actuator for an internal combustion engine that adjusts valve characteristics by using the rotary driving force source disposed on a support base along the control shaft.
[0009]
Since the rotary driving force source is arranged on the support base at a position along the control shaft, the entire variable valve system does not become long in the axial direction of the control shaft. From this, it is possible to suppress an increase in amplitude due to the vibration at the time of driving of the rotary driving force source and occurrence of resonance. Therefore, an adverse effect on the valve characteristic control can be suppressed.
[0010]
In the variable valve actuator for an internal combustion engine according to claim 2, in claim 1, the rotary driving force source and the driving force conversion transmission mechanism are individually fixed to the support base. It is characterized by.
[0011]
As described above, the rotary drive power source and the drive power conversion transmission mechanism are interlocked but not integrated, and the rotary drive power source and the drive power conversion transmission mechanism are individually fixed to the support base. .
[0012]
Therefore, vibration during driving is not directly transmitted from the rotary driving force source to the driving force conversion transmission mechanism. Furthermore, since the interlocking portion between the rotary driving force source and the driving force conversion transmission mechanism is not in a fixed contact state, the vibration transmission is also limited at this interlocking portion.
[0013]
Further, the rotary driving force source and the driving force conversion transmission mechanism are individually fixed to the support base. Therefore, the vibration generated when the rotary driving force source is driven is transmitted to the driving force conversion transmission mechanism via the support base, but since the support base itself is fixed to the internal combustion engine side, the support base is fixed. The vibration transmitted to the part is greatly attenuated. Therefore, the transmission of vibration from the rotary driving force source to the driving force conversion transmission mechanism is greatly suppressed. Therefore, it is possible to effectively suppress the adverse effect on the valve characteristic control due to the vibration at the time of driving the rotational driving force source.
[0014]
According to a third aspect of the present invention, in the second aspect, the support base is a cam carrier.
By separately fixing the rotational driving force source and the driving force conversion transmission mechanism using the cam carrier as the support base, the compact mounting of the variable valve actuator on the cam carrier and the rotational driving force are achieved. Both the suppression of the adverse effect on the valve characteristic control due to the vibration at the time of driving the source can be satisfied.
[0015]
According to a fourth aspect of the present invention, in the variable valve actuator for an internal combustion engine according to the second aspect, the support base is a cylinder block.
In this way, by separately fixing the rotational driving force source and the driving force conversion transmission mechanism using the cylinder block as the support base, the compact mounting of the variable valve actuator on the cylinder block and the rotational driving force are achieved. The adverse effect on the valve characteristic control due to the vibration at the time of driving the source can be suppressed.
[0016]
According to a fifth aspect of the present invention, in the variable valve actuator for an internal combustion engine according to the third or fourth aspect, the driving force conversion transmission mechanism is arranged between a bearing of a cam shaft for driving the valve and a cam carrier side wall or a cylinder block side wall. And fixed to the cylinder block side wall or the cam carrier side wall.
[0017]
By arranging and fixing the driving force conversion transmission mechanism at the position as described above, the driving force conversion transmission mechanism can be fixed at a position that is hardly subject to vibration. As a result, it is possible to suppress the adverse effect on the valve characteristic control due to the vibration from the rotary driving force source and other external sources.
[0018]
According to a sixth aspect of the present invention, in the variable valve actuator for an internal combustion engine according to any one of the first to fifth aspects, the rotary driving force source uses an electric motor.
[0019]
As the rotary driving force source, a motor using an electric motor can be used, and it is possible to suppress the adverse effect on the valve characteristic control due to the vibration generated when the electric motor is driven.
[0020]
According to a seventh aspect of the present invention, in the variable valve actuator for an internal combustion engine according to any one of the first to sixth aspects, the driving force conversion transmission mechanism uses a ball screw.
[0021]
As the driving force conversion transmission mechanism, a mechanism using a ball screw can be cited, and it is possible to suppress the adverse effect due to the vibration at the time of driving the rotary driving force source on the precise adjustment of the valve characteristics by the ball screw.
[0022]
In the variable valve actuator for an internal combustion engine according to claim 8, the variable valve mechanism according to any one of claims 1 to 7, wherein the variable valve mechanism includes: a camshaft that rotates in conjunction with rotation of the internal combustion engine; The provided cam, the control shaft provided in parallel with the camshaft, and an input unit and an output unit whose relative rotational phase difference continuously changes according to the axial position of the control shaft. And an intermediate drive mechanism for driving the valve at the output section when the input section is driven by the cam, so that the valve characteristics are continuously adjusted.
[0023]
The configuration described above can be cited as a variable valve mechanism for adjusting the valve characteristics. As a result, the valve characteristics can be continuously adjusted by moving the control shaft in the axial direction. In this continuous valve characteristic control, it is possible to suppress the adverse effects caused by vibration during driving of the rotational driving force source.
[0024]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
[Embodiment 1]
FIG. 1 shows a configuration of a variable valve mechanism in a gasoline engine (hereinafter, abbreviated as “engine”) 2 as a multi-cylinder internal combustion engine. FIG. 1 shows a longitudinal section of one cylinder. FIG. 2 is a plan view illustrating an upper configuration of the engine 2.
[0025]
The engine 2 is mounted on the vehicle for driving the vehicle. The engine 2 includes a cylinder block 4, a piston 6, and a cylinder head 8 mounted on the cylinder block 4. A plurality of cylinders, in this embodiment, four cylinders 2a are formed in the cylinder block 4, and a combustion chamber 10 defined by the cylinder block 4, the piston 6, and the cylinder head 8 is formed in each cylinder 2a. ing. Each cylinder 2a is provided with four valves, two intake valves 12 and two exhaust valves 16, respectively. The intake valve 12 opens and closes an intake port 14, and the exhaust valve 16 opens and closes an exhaust port 18.
[0026]
An intake port 14 of each cylinder 2a is connected to a surge tank via an intake passage formed in an intake manifold, and supplies air from the surge tank to each cylinder 2a. In addition, a fuel injector is disposed in each intake passage so as to inject fuel into the intake port 14 of each cylinder 2a. Note that, other than the configuration in which fuel is injected upstream of the intake valve 12, a direct injection gasoline engine that directly injects fuel into each combustion chamber 10 may be used.
[0027]
In the present embodiment, since the intake air amount is adjusted by changing the valve lift amount of the intake valve 12, no throttle valve is arranged in the intake passage upstream of the surge tank. However, an auxiliary throttle valve may be provided. When such an auxiliary throttle valve is arranged, for example, control is performed such that the auxiliary throttle valve is fully opened when the engine 2 is started and the auxiliary throttle valve is fully closed when the engine 2 is stopped. Then, when it becomes impossible to adjust the valve lift amount by the mediation drive mechanism 120 described later, the intake air amount may be controlled by controlling the opening degree of the auxiliary throttle valve.
[0028]
The lift drive of the intake valve 12 is possible by transmitting the valve driving force of the intake cam 45 a provided on the intake camshaft 45 via the intermediate drive mechanism 120 and the roller rocker arm 52 arranged on the cylinder head 8. It has become. In the transmission of the valve driving force, the transmission state of the intermediary driving mechanism 120 is adjusted by the function of the variable valve actuator 100, so that the valve lift amount is adjusted. The intake camshaft 45 is linked to the rotation of the crankshaft 49 of the engine 2 via a timing sprocket provided on a variable valve timing mechanism 140 provided at one end and a timing chain 47.
[0029]
The exhaust valve 16 of each cylinder 2a is opened and closed with a fixed valve lift amount via a roller rocker arm 54 by an exhaust cam 46a provided on an exhaust cam shaft 46 that rotates in conjunction with the rotation of the engine 2. Each exhaust port 18 of each cylinder 2a is connected to an exhaust manifold, and discharges exhaust gas to the outside via a catalytic converter for purification.
[0030]
The above-described intake camshaft 45, exhaust camshaft 46, variable valve actuator 100, intermediary drive mechanism 120, and variable valve timing mechanism 140 are integrated into a cam carrier 150. FIG. 3 shows the configuration of the cam carrier 150. In FIG. 3, the bearing cap 152 shown in FIG. 2 is shown in a detached state.
[0031]
The cam carrier 150 includes a front side wall 154, a rear side wall 156, and two lateral side walls 158 and 160, and is integrally formed in a rectangular shape corresponding to the outer peripheral shape of the upper surface of the cylinder head 8. In the side walls 154, 156, 158, 160, seven bearings 162 are arranged in parallel so as to communicate between the side walls 158, 160, and are integrally formed with the side walls 154 to 160. The front side wall 154 also serves as a bearing.
[0032]
The bearing 162 and the front side wall 154 are arranged so that the intake camshaft 45 and the exhaust camshaft 46 can rotate in parallel. Further, between the intake camshaft 45 and the side wall 158, one support pipe 130 common to the four intermediary drive mechanisms 120 provided for each cylinder is supported and fixed.
[0033]
Here, the configuration of the intermediate drive mechanism 120 is shown in FIGS. FIG. 4 is a perspective view of the mediation drive mechanism 120, and FIG. 5 is a perspective view of the mediation drive mechanism 120 with the housings 122a, 124a, 126a horizontally cut away. FIG. 6 shows a part of the support pipe 130 and the control shaft 132 corresponding to one cylinder.
[0034]
The intermediary drive mechanism 120 includes an input section 122 provided at the center in FIGS. 4 and 5, a first swing cam 124 provided on the left in the figure, and a second swing cam 126 provided on the right in the figure. The housing 122a of the input section 122 and the housings 124a and 126a of the swing cams 124 and 126 have cylindrical shapes having the same outer diameter.
[0035]
The housing 122a of the input unit 122 has a space formed in the axial direction inside thereof, and a helical spline 122b formed in a spiral shape with a right-hand thread in the axial direction is formed on the inner peripheral surface of the space. Also, two arms 122c and 122d are formed to project in parallel from the outer peripheral surface. A shaft 122e extends between the arms 122c and 122d at the ends of the arms 122c and 122d. The shaft 122e is parallel to the axial direction of the housing 122a, and has a roller 122f rotatably attached thereto.
[0036]
The housing 124a of the first swing cam 124 has a space formed in the axial direction inside thereof, and a helical spline 124b formed in a spiral shape with a left-hand thread in the axial direction is formed on the inner peripheral surface of the internal space. The left end of the internal space is covered with a ring-shaped bearing portion 124c having a center hole with a small diameter. A substantially triangular nose 124d is formed to protrude from the outer peripheral surface. One side of the nose 124d forms a cam surface 124e that curves in a concave shape.
[0037]
The housing 126a of the second swing cam 126 has a space formed therein in the axial direction, and a helical spline 126b formed in a spiral shape with a left-hand screw in the axial direction is formed on the inner peripheral surface of the internal space. The right end of the internal space is covered by a ring-shaped bearing portion 126c having a center hole having a small diameter. A substantially triangular nose 126d protrudes from the outer peripheral surface. One side of the nose 126d forms a cam surface 126e that curves in a concave shape.
[0038]
The first rocking cam 124 and the second rocking cam 126 are arranged such that the bearings 124c, 126c are on the outside and the respective end faces are coaxially contacted at both ends of the input section 122, so that the entirety is shown in FIG. As shown in (1), it has a substantially cylindrical shape having an internal space.
[0039]
A slider gear 128 is disposed in an internal space formed by the input section 122 and the two swing cams 124 and 126. The slider gear 128 has a substantially columnar shape, and has an input helical spline 128a formed in a right-hand spiral shape in the center of the outer peripheral surface. At the left end of the input helical spline 128a, a first output helical spline 128c formed in a left-handed spiral shape with the small-diameter portion 128b interposed therebetween is formed. Further, a second output helical spline 128e formed in a left-handed spiral with a small diameter portion 128d interposed therebetween is formed at the right end of the input helical spline 128a. The output helical splines 128c and 128e have a smaller outer diameter than the input helical splines 128a.
[0040]
Inside the slider gear 128, a through hole 128f is formed in the center axis direction. An elongated hole 128g for opening the inside of the through hole 128f to the outer peripheral surface is formed in one small diameter portion 128d. The elongated hole 128g is formed to be long in the circumferential direction.
[0041]
A support pipe 130 as shown in FIG. 6 is slidably disposed in the through hole 128f of the slider gear 128 in the circumferential direction. Here, FIG. 6A is a plan view, FIG. 6B is a front view, and FIG. 6C is a right side view. As shown in FIG. 3, one common support pipe 130 is provided for all the intermediate drive mechanisms 120 (here, four). The support pipe 130 has an elongated hole 130a formed in the axial direction for each intermediate drive mechanism 120.
[0042]
Further, a control shaft 132 penetrates the support pipe 130 so as to be slidable in the axial direction. One common control shaft 132 is provided for all the intermediary drive mechanisms 120 similarly to the support pipe 130. A lock pin 132a protrudes from the control shaft 132 for each intermediary drive mechanism 120. The locking pin 132a is formed through an elongated hole 130a in the axial direction formed in the support pipe 130. Further, the tip of the locking pin 132a of the control shaft 132 is also inserted into a circumferentially elongated hole 128g formed in the slider gear 128.
[0043]
The locking pin 132a of the control shaft 132 moves in the axial direction by the axial long hole 130a formed in the support pipe 130 even if the support pipe 130 is fixed to the bearing 162 and the front side wall 154 of the cam carrier 150. By doing so, the slider gear 128 can be moved in the axial direction. Further, since the slider gear 128 itself is locked to the locking pin 132a by the circumferentially long hole 128g, the position in the axial direction is determined by the locking pin 132a, but it swings around the axis. It is possible.
[0044]
In the slider gear 128, the input helical spline 128 a is meshed with the helical spline 122 b inside the input section 122. The first output helical spline 128c is meshed with the helical spline 124b inside the first swing cam 124, and the second output helical spline 128e is meshed with the helical spline 126b inside the second swing cam 126.
[0045]
As shown in FIG. 3, each intermediate drive mechanism 120 configured as described above is sandwiched between the bearing 162 of the cam carrier 150 and the front side wall 154 on the bearing portions 124 c and 126 c of the swing cams 124 and 126. Thus, it can swing around the axis but is prevented from moving in the axial direction.
[0046]
The control shaft 132 in the support pipe 130 penetrates the support pipe 130 slidably in the axial direction, and is connected at one end to the variable valve actuator 100. The stroke position of the control shaft 132 in the axial direction can be adjusted by the variable valve actuator 100.
[0047]
FIG. 7 is a perspective view of the variable valve actuator 100 incorporated in the cam carrier 150, and FIG. 8 is a partially cutaway view showing the internal configuration.
The variable valve actuator 100 includes a rotational driving force output unit 200, a driving force conversion transmission mechanism 210, and a rotation angle sensor 220. The rotational driving force output unit 200 as a rotational driving force source includes a housing 202, an electric motor (for example, a DC motor) 204, and a speed reducer 206. The reduction gear 206 includes an output gear 206a provided on an output shaft 204a of the electric motor 204, a large-diameter gear 206b, a small-diameter gear 206c, and a shaft 206d connecting the large-diameter gear 206b and the small-diameter gear 206c. The housing 202 is fixed to the outside of the side wall 158 of the cam carrier 150 with a bolt. The rotational driving force output unit 200 is disposed on the front (right side in the figure) with respect to the driving force conversion transmission mechanism 210, so that the rotational driving force output unit 200 is disposed along the control shaft 132 of the intermediary driving mechanism 120. It has been done. With such an arrangement, the output shaft 204a of the electric motor 204 and the control shaft 132 have their axial directions parallel to each other.
[0048]
The driving force conversion transmission mechanism 210 is disposed between the rear side wall 156 and the bearing 162 in the cam carrier 150, and is fixed to the rear side wall 156. The driving force conversion transmission mechanism 210 includes a ball screw 212, and the ball screw 212 includes a ball screw nut 214 and a ball screw shaft 216. The ball screw nut 214 has a gear portion 214a on the outer periphery and is rotatably supported by a ball screw nut bearing 156a fixed inside the rear side wall 156. The ball screw shaft 216 is made non-rotatable and axially movable by a spline mechanism. The spline mechanism includes a spline groove 216a formed in the outer periphery of the ball screw shaft 216 in the axial direction, and a spline hole 216c formed in a spline plate 216b fixed to the ball screw nut bearing 156a. The protrusion in the spline hole 216c is slidably engaged with the spline groove 216a, so that when the ball screw nut 214 rotates, the ball screw shaft 216 moves in the axial direction without rotating.
[0049]
The rotation angle sensor 220 detects the rotation angle of the ball screw nut 214, and includes, for example, a Hall IC, an MR, a resolver, or a contact resistance type rotation angle sensor. The rotation angle signal is output to the control unit (ECU).
[0050]
When the electric motor 204 is driven by the ECU and the output shaft 204a rotates, the rotational driving force is reduced and transmitted to the output gear 206a, the large diameter gear 206b, the shaft 206d, and the small diameter gear 206c. Then, the rotational driving force is reduced and transmitted from the small diameter gear 206c to the gear portion 214a on the driving force conversion transmission mechanism 210 side. As a result, the ball screw nut 214 rotates, and the ball screw shaft 216 moves in the axial direction.
[0051]
The ball screw shaft 216 is connected to the control shaft 132 of the intermediate drive mechanism 120 so as to be integrally movable in the axial direction. For this reason, the rotational driving force of the electric motor 204 is converted from the rotational motion to the linear motion by the driving force conversion transmission mechanism 210, and becomes a force for driving the control shaft 132 in the axial direction.
[0052]
Here, by performing feedback control of the electric motor 204 based on the signal of the rotation angle sensor 220, when the control shaft 132 is pulled out to the leftmost side in the drawing (the direction of arrow S in FIGS. 4 and 5), the intake valve 12 Is as shown in FIG. That is, even if the nose 45c of the intake cam 45a does not push down the roller 122f of the input portion 122 as shown in FIG. 126d does not push down the roller 52a of the roller rocker arm 52. Therefore, the intake valve 12 is not lifted and maintains the fully closed state.
[0053]
When the electric motor 204 is rotated in the reverse direction and the control shaft 132 is pushed to the far right (in the direction of arrow S in FIGS. 4 and 5), the result is as shown in FIG. That is, when the nose 45c of the intake cam 45a does not push down the roller 122f of the input portion 122 as shown in FIG. The roller 52a of the roller rocker arm 52 is pushed down to the maximum. For this reason, the intake valve 12 is lifted the largest and opens to the maximum opening.
[0054]
When the control shaft 132 is set at an intermediate position between FIGS. 9 and 10 by the rotation of the electric motor 204, the result is as shown in FIG. That is, when the nose 45c of the intake cam 45a does not push down the roller 122f of the input portion 122 as shown in FIG. The roller 52a of the roller rocker arm 52 is pushed down to a medium level. Therefore, the intake valve 12 is opened to a middle degree.
[0055]
In this manner, by continuously adjusting the axial sliding amount of the control shaft 132 by the feedback control of the electric motor 204 based on the rotation angle sensor 220, the lift amount of the intake valve 12 is continuously changed from “0” to the maximum. Can be adjusted.
[0056]
In the above-described configuration, the cam carrier 150 corresponds to a support base of the rotary driving force source.
According to the first embodiment described above, the following effects can be obtained.
[0057]
(I). The rotational driving force output unit 200 is not disposed on the side opposite to the control shaft 132 with respect to the driving force conversion transmission mechanism 210, but is disposed and fixed to the side wall 158 of the cam carrier 150 along the control shaft 132. ing. Therefore, the entire variable valve system including the intake camshaft 45, the intermediate drive mechanism 120, and the variable valve actuator 100 does not become long in the axial direction of the control shaft 132. Therefore, it is possible to suppress an increase in the amplitude of vibration and occurrence of resonance when the electric motor 204 is driven, and to suppress an adverse effect on the valve characteristic control of the intake valve 12 due to the axial movement of the control shaft 132. it can.
[0058]
Furthermore, since the entire variable valve system can be shortened in the axial direction of the control shaft 132 in this manner, the entire engine 2 is not lengthened, and the mountability on a vehicle or the like is improved. (B). Since the rotational driving force output unit 200 and the driving force conversion transmission mechanism 210 are configured separately, vibration during driving is not directly transmitted from the rotational driving force output unit 200 to the driving force conversion transmission mechanism 210. Absent. Furthermore, since there is no fixed contact between the small-diameter gear 206c that transmits the rotational driving force and the gear portion 214a, the vibration transmission is also limited at this rotational driving force transmitting portion.
[0059]
Further, the rotational driving force output unit 200 and the driving force conversion transmission mechanism 210 are individually fixed to the cam carrier 150, respectively. Therefore, the vibration generated when the electric motor 204 is driven is transmitted to the driving force conversion transmission mechanism 210 via the cam carrier 150, but transmitted to the cam carrier 150 because the cam carrier 150 is fixed to the cylinder head 8. The resulting vibration will be greatly attenuated. Therefore, the transmission of vibration from the rotary driving force output unit 200 to the driving force conversion transmission mechanism 210 is greatly suppressed. Therefore, the adverse effect on the valve characteristic control due to the vibration at the time of driving the electric motor 204 can be effectively suppressed.
[0060]
(C). The driving force conversion transmission mechanism 210 is fixed to the rear side wall 156 while being disposed between the bearing 162 of the intake camshaft 45 and the rear side wall 156. Since the driving force conversion transmission mechanism 210 exists between the bearing 162 and the rear side wall 156 that are not easily subjected to vibration, the driving force conversion transmission mechanism 210 is less likely to be affected by vibration from the electric motor 204 and other external parts.
[0061]
Further, since the ball screw shaft 216 is connected to the control shaft 132, the driving force conversion transmission mechanism 210 is supported by both the rear side wall 156 and the bearing 162. For this reason, external adverse effects on the valve characteristic control of the intake valve 12 can be further suppressed.
[0062]
[Embodiment 2]
FIG. 12 shows an upper configuration of the engine 302 of the present embodiment, and FIG. 13 shows a state where the bearing cap 352 is removed. In the present embodiment, the engine 302 does not use a cam carrier, and the intake camshaft 45, the exhaust camshaft 46, and the intermediate drive mechanism 120 are supported by bearings 362 and front side walls 354 provided on the cylinder head 308. ing. The intake camshaft 45, the exhaust camshaft 46, the variable valve actuator 100, the intermediate drive mechanism 120, and the variable valve timing mechanism 140 are the same as those in the first embodiment, and are therefore denoted by the same reference numerals.
[0063]
The cylinder head 308 includes a front side wall 354, a rear side wall 356, and two lateral side walls 358 and 360 on the outer peripheral portion of the upper surface. In these side walls 354, 356, 358 and 360, a bearing 362 is formed integrally with the cylinder head 308 together with the side walls 354 to 360. The front side wall 354 also serves as a bearing.
[0064]
The bearing 362 and the front side wall 354 are rotatably supported with the intake camshaft 45 and the exhaust camshaft 46 arranged in parallel. Further, a support pipe 130 common to the four intermediary drive mechanisms 120 provided for each cylinder is fixedly supported between the intake camshaft 45 and the side wall 358.
[0065]
With such a configuration, as described in the first embodiment, the axial position of the control shaft 132 is continuously adjusted by the variable valve actuator 100, so that the intermediate drive mechanism 120 functions. In addition, the valve lift of the intake valve can be continuously varied.
[0066]
In the above-described configuration, the cylinder head 308 corresponds to the support base of the rotational driving force source.
According to the second embodiment described above, the following effects can be obtained.
[0067]
(I). The same effect as that of the first embodiment can be obtained even in a configuration not using a cam carrier.
[Other embodiments]
(A). In each of the above embodiments, the example in which the variable valve actuator, the intermediary drive mechanism, and the variable valve timing mechanism are applied to the intake valve has been described, but may be applied to the exhaust valve side. Further, the present invention may be applied to both the intake valve and the exhaust valve.
[0068]
(B). Although a ball screw was used as the driving force conversion transmission mechanism, a feed screw, a worm gear, or the like may be used instead.
In the reduction gear, a planetary gear, a worm gear, a hypoid gear, or the like can be used.
[0069]
(C). Although the rotation angle sensor is used to detect the stroke amount of the control shaft, the stroke amount of the control shaft may be directly detected by the stroke detection sensor and used for feedback control.
[0070]
(D). In each of the above embodiments, the variable valve timing mechanism is used. However, if it is not necessary to advance or retard the valve opening period, it may not be provided.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a variable valve mechanism according to a first embodiment.
FIG. 2 is an explanatory diagram of the upper configuration of the engine.
FIG. 3 is a structural explanatory view of a cam carrier.
FIG. 4 is a perspective view of an intermediate drive mechanism.
FIG. 5 is a partially broken perspective view of an intermediate drive mechanism.
FIG. 6 is an explanatory diagram of a configuration of a support pipe and a control shaft.
FIG. 7 is an explanatory view of an arrangement of a variable valve actuator.
FIG. 8 is a diagram illustrating the configuration of a variable valve actuator.
FIG. 9 is an explanatory view of a variable valve lift function by an intermediate drive mechanism.
FIG. 10 is an explanatory view of a variable valve lift function by an intermediate drive mechanism.
FIG. 11 is an explanatory diagram of a variable valve lift function by an intermediate drive mechanism.
FIG. 12 is an explanatory diagram of the upper configuration of the engine according to the second embodiment.
FIG. 13 is an explanatory diagram of an upper configuration of the engine, excluding a bearing cap.
[Explanation of symbols]
2 engine, 2a cylinder, 4 cylinder block, 6 piston, 8 cylinder head, 10 combustion chamber, 12 intake valve, 14 intake port, 16 exhaust valve, 18 exhaust port, 45 intake Camshaft, 45a intake cam, 45c nose, 46 exhaust camshaft, 46a exhaust cam, 47 timing chain, 49 crankshaft, 52 roller locker arm, 52a roller, 54 roller locker arm, 100 ... variable valve actuator, 120 ... mediation drive mechanism, 122 ... input part, 122a ... housing, 122b ... helical spline, 122c, 122d ... arm, 122e ... shaft, 122f ... roller, 124 ... first swing cam, 124a ... housing, 124b ... helical spline, 124c ... shaft Reference numeral 124d: nose, 124e: cam surface, 126: second swing cam, 126a: housing, 126b: helical spline, 126c: bearing, 126d: nose, 126e: cam surface, 128: slider gear, 128a: input Helical spline, 128b: small diameter portion, 128c: helical spline for first output, 128d: small diameter portion, 128e: helical spline for second output, 128f: through hole, 128g: long hole, 130: support pipe, 130a: long Hole: 132: control shaft, 132a: locking pin, 140: variable valve timing mechanism, 150: cam carrier, 152: bearing cap, 154: front side wall, 156: rear side wall, 156a: ball screw nut bearing, 158, 160 ... Side wall, 162: bearing, 200: rotation Power output unit, 202: Housing, 204: Electric motor, 204a: Output shaft, 206: Reduction gear, 206a: Output gear, 206b: Large diameter gear, 206c: Small diameter gear, 206d: Shaft, 210: Driving force conversion transmission mechanism , 212: ball screw, 214: ball screw nut, 214a: gear portion, 216: ball screw shaft, 216a: spline groove, 216b: spline plate, 216c: spline hole, 220: rotation angle sensor, 302: engine, 308: cylinder head, 352 ... bearing cap, 354 ... front side wall, 356 ... rear side wall, 358, 360 ... side wall, 362 ... bearing.
