JP4004890B2

JP4004890B2 - Variable valve operating device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP4004890B2
Application number: JP2002235400A
Authority: JP
Inventors: 信中村; 吉彦山田; 佳明宮里
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2002-08-13
Filing date: 2002-08-13
Publication date: 2007-11-07
Anticipated expiration: 2022-08-13
Also published as: JP2004076618A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、機関弁である吸気弁や排気弁の少なくともバルブリフト量を機関運転状態に応じて可変にできる内燃機関の可変動弁装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
この種の従来の可変動弁装置としては、本出願人が先に出願した特開平２００１−３７２０号公報などに記載されたものがある。
【０００３】
概略を説明すれば、この可変動弁装置は、吸気弁側に適用されたもので、クランク軸の回転に同期して回転する駆動軸の外周に、軸心が駆動軸の軸心から偏心した駆動カムが設けられていると共に、駆動カムの回転力が多節リンク状の伝達手段を介して伝達されて、吸気弁の上端部に有するバルブリフターの上面をカム面が摺接して吸気弁をバルブスプリングのばね力に抗して開作動させる揺動カムを有している。
【０００４】
前記伝達手段は、揺動カムの上方に配置されて制御軸に揺動自在に支持されたロッカアームと、円環状の一端部が駆動カムの外周面に嵌合しかつ他端部がロッカアームの一端部にピンを介して回転自在に連結されたリンクアームと、一端部がロッカアームの他端部にピンを介して回転自在に連結され、他端部が前記揺動カムのカムノーズ部にピンを介して回転自在に連結されたリンクロッドとから構成されている。
【０００５】
また、前記制御軸は、駆動機構である例えば電動モータと該電動モータの駆動シャフトに設けられた減速機構としてのウォーム歯車機構を介して回転駆動されており、その外周面には、軸心が制御軸の軸心から所定量だけ偏心した制御カムが固定されている。この制御カムは、ロッカアームのほぼ中央に穿設された支持孔内に回転自在に嵌入保持されて、その回転位置に応じてロッカアームの揺動支点を変化させて、揺動カムのカム面のバルブリフター上面に対する転接位置を変化させて、吸気弁のバルブリフト量を可変制御するようになっている。
【０００６】
すなわち、機関運転状態が、低回転低負荷域の場合は、前記電動モータとウォーム歯車機構を介して制御軸を一方向へ回転させて、制御カムも同方向へ回転させることにより、ロッカアームの揺動支点位置を駆動軸より離れる方向へ移動させる。これにより、ロッカアームとリンクロッドとの枢支点が上方に移動して揺動カムのカムノーズ部を引き上げ、これによって揺動カムのバルブリフター上面に対する当接位置がリフト部から離れる方向に移動する。したがって、吸気弁は、そのバルブリフト量が最小となるように制御される。
【０００７】
したがって、機関運転状態に応じて機関性能を十分に発揮させる、つまり燃費や出力の向上などを図ることができる。
【０００８】
一方、中回転中負荷域から高回転高負荷域へ移行した場合は、電動モータにより減速機構を介して制御軸が他方向へ回転して、制御カムを同方向へ回転させるため、ロッカアームの揺動支点が駆動軸に近づく方向に移動する。これにより、揺動カムは、リンクロッドなどによって端部が押し下げられて、バルブリフター上面の当接位置がリフト部側に移動するため、吸気弁のバルブリフト量が増加するように制御される。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、一般に内燃機関の動弁装置にあっては、機関運転中に、吸気弁や排気弁を開閉作動するカムの作動やバルブスプリングのばね反力などに起因してカムシャフトに正負の回転変動トルク（交番トルク）が発生していることは知られており、かかる交番トルクは、前述の従来の可変動弁装置においても、揺動カムからロッカアームなどの伝達機構を介して制御軸に伝達されている。
【００１０】
そして、この可変動弁装置にあっては、制御軸の回転制御を、電動モータからウォーム歯車機構を介して行っているため、前記交番トルクが制御軸からウォーム歯車機構に伝達されると、このウォーム歯車機構のウォームギアとウォームホイールの各噛み合い歯部の一部の歯側面間で交番トルクを受けることになる。したがって、各噛み合い歯部の歯側面に集中荷重が発生して、該歯側面間に摩耗が起こり易くなる。この結果、両歯側面間に隙間が生じて打音が発生すると共に、耐久性の低下を招来するおそれがある。
【００１１】
特に、前記交番トルクは、バルブリフト量が大きいほどバルブスプリングのばね反力が高くなることから、大きくなる傾向にある。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
本発明は、前記従来の可変動弁装置の実状に鑑みて案出されたもので、請求項１記載の発明にあっては、駆動機構は、外周に螺合部を有する出力軸と、該出力軸に回転力を付与する回転力付与機構と、前記螺合部に螺合して、前記出力軸の回転に伴い該出力軸の軸方向へ移動する移動部材と、一端部が前記移動部材に揺動自在に連係されたリンク部材と、該リンク部材の他端部に揺動自在に連係され、前記移動部材の移動に伴い前記リンク部材から伝達される駆動力によって前記制御軸を回転させる連係部とから構成され、前記可変リフト機構が前記駆動機構を介して機関弁のバルブリフト量を最小リフト域から少しでも大きなリフト域に制御した際に、前記リンク部材と出力軸との間のなす角度が小さくなるように形成した特徴としている。
【００１３】
したがって、請求項１に記載の発明によれば、機関運転中に発生した交番トルクは、制御軸から連係部及びリンク部材を介して移動部材と出力軸の螺合部に伝達されるが、交番トルクが大きくなるバルブリフト量の大きい場合には、リンク部材と出力軸との間のなす角度が小さくなっていることから、交番トルクによって作用する分力は、螺合部に対する出力軸の軸方向への荷重は大きくなるが、出力軸に対する径方向への荷重は小さくなる。
【００１４】
そして、前記螺合部に対する大きな軸方向の荷重を、螺合部と移動部材との螺合個所における円周方向の全体で受けることになるから、螺合個所における荷重が円周方向へ分散されて集中荷重の発生を抑制できることから、摩耗の発生を防止できる。
【００１５】
換言すれば、大きなバルブリフト制御時において、前記リンク部材と出力軸との間のなす角度が大きい場合、つまり極端に言えば前記角度が９０°である場合は、前記交番トルクが連係部とリンク部材から移動部材を介してに伝達されると、出力軸には、ほぼ軸方向に対して直角方向から荷重が作用することになる。このため、出力軸には径方向の一部に荷重が掛かって螺合部と移動部材の一部に集中荷重が掛り、摩耗などが発生し易くなる。
【００１６】
しかし、本願発明のような前記特異な構成を採用することによって、交番トルクの局部的な集中荷重の発生が抑制されることから、螺合部の摩耗が防止されて、打音の発生が防止されると共に、耐久性の向上が図れる。
【００１７】
請求項２に記載の発明は、前記出力軸と移動部材とを、前記螺合部を介して複数条のねじ機構によって螺合させたことを特徴としている。
【００１８】
この発明によれば、螺合部に軸方向の荷重が発生した場合に、複数条のねじ機構によって前記軸方向の荷重が出力軸の軸方向の複数の個所で受けることになるから荷重強度が増加して、螺合部などの摩耗の発生をより確実に防止することができる。
【００１９】
また、出力軸の径方向への入力荷重に対しても複数個所で受けることができるので、強度を高めることができる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明に係る可変動弁装置の実施形態を図面に基づいて詳述する。
【００２１】
この実施形態では、可変動弁装置を吸気弁側に適用したものであって、１気筒当たり２つの吸気弁を備え、かつ吸気弁のバルリフト量を機関運転状態に応じて可変にするようになっている。
【００２２】
すなわち、第１実施形態における可変動弁装置は、図２〜図５に示すようにシリンダヘッド１に図外のバルブガイドを介して摺動自在に設けられて、バルブスプリング３，３によって閉方向に付勢された一対の吸気弁２，２と、該各吸気弁２，２のバルブリフト量を可変制御する可変リフト機構４と、該可変リフト機構４の作動位置を制御にする制御機構５と、該制御機構５を回転駆動する駆動機構６とを備えている。
【００２３】
前記可変リフト機構４は、シリンダヘッド１上部の軸受１４に回転自在に支持された中空状の駆動軸１３と、該駆動軸１３に圧入等により固設された偏心回転カムである駆動カム１５と、駆動軸１３の外周面に揺動自在に支持されて、各吸気弁２，２の上端部に配設されたバルブリフター１６，１６に摺接して各吸気弁２，２を開作動させる２つの揺動カム１７，１７と、駆動カム１５と揺動カム１７，１７との間に連係されて、駆動カム１５の回転力を揺動カム１７，１７の揺動力として伝達する伝達手段とを備えている。
【００２４】
前記駆動軸１３は、図２にも示すように、機関前後方向に沿って配置されていると共に、一端部に設けられた図外の従動スプロケットや、該従動スプロケットに巻装されたタイミングチェーン等を介して機関のクランク軸から回転力が伝達されており、この回転方向は図３〜図５中、時計方向（矢印方向）に設定されている。
【００２５】
前記軸受１４は、図３Ａに示すように、シリンダヘッド１の上端部に設けられて駆動軸１３の上部を支持するメインブラケット１４ａと、該メインブラケット１４ａの上端部に設けられて後述する制御軸３２を回転自在に支持するサブブラケット１４ｂとを有し、両ブラケット１４ａ，１４ｂが一対のボルト１４ｃ，１４ｃによって上方から共締め固定されている。
【００２６】
前記駆動カム１５は、ほぼリング状を呈し、円環状のカム本体と、該カム本体の外端面に一体に設けられた筒状部とからなり、内部軸方向に駆動軸挿通孔が貫通形成されていると共に、カム本体の軸心Ｙが駆動軸１３の軸心Ｘから径方向へ所定量βだけオフセットしている。また、この駆動カム１５は、駆動軸１３に対し前記両バルブリフター１６，１６に干渉しない一方の外側に駆動軸挿通孔を介して圧入固定されていると共に、カム本体の外周面が偏心円のカムプロフィールに形成されている。
【００２７】
前記バルブリフター１６，１６は、有蓋円筒状に形成され、シリンダヘッド１の保持孔内に摺動自在に保持されていると共に、揺動カム１７，１７が摺接する上面が平坦状に形成されている。
【００２８】
前記両揺動カム１７は、図２及び図３に示すように、同一形状のほぼ雨滴状を呈し、円環状のカムシャフト２０の両端部に一体的に設けられていると共に、該カムシャフト２０が内周面を介して駆動軸１３に回転自在に支持されている。また、一端部のカムノーズ部２１側にピン孔が貫通形成されていると共に、下面には、カム面２２が形成され、カムシャフト２０側の基円面と、該基円面からカムノーズ部２１側に円弧状に延びるランプ面と、該ランプ面からカムノーズ部２１の先端側に有する最大リフトの頂面に連なるリフト面が形成されており、該基円面とランプ面及びリフト面が、揺動カム１７の揺動位置に応じて各バルブリフター１６の上面の所定位置に当接するようになっている。
【００２９】
前記伝達手段は、図２〜図５に示すように、駆動軸１３の上方に配置されたロッカアーム２３と、該ロッカアーム２３の一端部２３ａと駆動カム１５とを連係するリンクアーム２４と、ロッカアーム２３の他端部２３ｂと揺動カム１７とを連係するリンクロッド２５とを備えている。
【００３０】
前記ロッカアーム２３は、中央に有する筒状の基部が支持孔を介して後述する制御カム３３に回転自在に支持されている。また、筒状基部の外端部に突設された前記一端部２３ａには、ピン２６が嵌入するピン孔が貫通形成されている一方、基部の内端部に夫々突設された前記他端部２３ｂには、リンクロッド２５の一端部２５ａと連結するピン２７が嵌入するピン孔が形成されている。
【００３１】
前記リンクアーム２４は、比較的大径な円環状の基部２４ａと、該基部２４ａの外周面所定位置に突設された突出端２４ｂとを備え、基部２４ａの中央位置には、前記駆動カム１５のカム本体が回転自在に嵌合する嵌合孔２４ｃが形成されている一方、突出端２４ｂには、前記ピン２６が回転自在に挿通するピン孔が貫通形成されている。
【００３２】
前記リンクロッド２５は、ロッカアーム２３側が凹状のほぼく字形状に形成され、両端部２５ａ，２５ｂには前記ロッカアーム２３の他端部２３ｂと揺動カム１７のカムノーズ部２１の各ピン孔に挿入した各ピン２７，２８の端部が回転自在に挿通するピン挿通孔が貫通形成されている。
【００３３】
なお、各ピン２６，２７，２８の一端部には、リンクアーム２４やリンクロッド２５の軸方向の移動を規制するスナップリングがそれぞれが設けられている。
【００３４】
前記制御機構１９は、駆動軸１３の上方位置に同じ軸受１４に回転自在に支持された制御軸３２と、該制御軸３２の外周に固定されてロッカアーム２３の支持孔に摺動自在に嵌入されて、ロッカアーム２３の揺動支点となる制御カム３３とを備えている。
【００３５】
前記制御軸３２は、図２に示すように、駆動軸１３と並行に機関前後方向に配設されていると共に、所定位置のジャーナル部３２ｂが前記軸受１４のメインブラケット１４ａとサブブラケット１４ｂとの間に回転自在に軸受されている。
【００３６】
前記制御カム３３は、図２〜図５に示すように円筒状を呈し、軸心Ｐ２位置が肉厚部の分だけ制御軸３２の軸心Ｐ１からα分だけ偏倚している。
【００３７】
前記駆動機構６は、図１、図２及び図６、図７に示すように、シリンダヘッド１の後端部に固定されたハウジング３５と、該ハウジング３５の一端部に固定された回転力付与機構である電動モータ３６と、ハウジング３５の内部に設けられて電動モータ３６の回転駆動力を前記制御軸３２に伝達する螺子伝達手段３７とから構成されている。
【００３８】
前記ハウジング３５は、前記制御軸３２の軸方向とほぼ直角方向に沿って配置された円筒部３５ａと、該円筒部３５ａの上端部中央に上方へ突出して、内部に前記制御軸３２の一端部３２ａが臨む膨出部３５ｂと、円筒部３５ａと膨出部３５ｂとの一側部を閉塞する側壁３５ｃとから構成されている。
【００３９】
前記電動モ−タ３６は、比例型のＤＣモータによって構成され、ほぼ円筒状のモータケーシング３８の先端小径部３８ａが前記円筒部３５ａの一端開口部３５ｃに圧入などにより固定されている。また、電動モ−タ３６の駆動シャフト３６ａは、モータケーシング３８の先端小径部３８ａ内に設けられたボールベアリング３９によって軸受されている。
【００４０】
また、電動モータ３６は、機関の運転状態を検出するコントローラ４０からの制御信号によって駆動するようになっている。このコントローラ４０は、クランク角センサ４１やエアーフローメータ４２、水温センサ４３や、制御軸３２の回転位置を検出するポテンショメータ４４等の各種のセンサからの検出信号をフィードバックして現在の機関運転状態を演算などにより検出して、前記電動モータ３６に制御信号を出力している。
【００４１】
前記螺子伝達手段３７は、図１、図６，図７に示すように、前記ハウジング３５の円筒部３５ａ内に電動モータ３６の駆動シャフト３６ａとほぼ同軸上に配置された螺子軸４５と、該螺子軸４５の外周に螺合する移動部材である螺子ナット４６と、ハウジング３５内で前記制御軸３２の一端部の外周に固定された連係部である連係アーム４７と、該連係アーム４７と前記螺子ナット４６とを連係するリンク部材４８とから主として構成されている。
【００４２】
前記螺子軸４５は、両端部を除く外周面全体に螺合部である雄ねじ部４９が連続して形成されていると共に、円筒部３５ａの一端開口部３５ｃと他端開口部３５ｄにそれぞれ臨んだ両端部４５ａ、４５ｂがボールベアリング５０、５１によって回転自在に軸受けされている。
【００４３】
また、螺子軸４５の他端部４５ｂの先端部には、螺子軸４５を円筒部３５ａ内に保持するナット５２が螺着されており、このナット５２は、一端側の突起部５２ａが一方側ボールベアリング５１の内輪５１ａを螺子軸４５の他端部４５ｂ側に有する段差部に押し付けて固定すると共に、螺子軸４５と一体的に回転するようになっている。また、前記円筒部３５ａの他端開口部３５ｄは、碗状のキャップ５３が螺着されており、このキャップ５３の円筒状前端部によって前記一方側ボールベアリング５１の外輪５１ｂを他端開口部３５ｄの段差部３５ｆに押し付け固定している。
【００４４】
なお、螺子軸４５の他端部４５ｂ側には、前記ナット５２をスパナなどの所定の治具で締めつける際に、螺子軸４５が回転しないように押さえ治具が係合する２面幅の係合面４５ｄ、４５ｄが形成されている。
【００４５】
さらに、螺子軸４５は、一端部４５ａの先端小径軸４５ｃと電動モータ３６の駆動シャフト３６ａの先端小径部３６ｂが円筒状の連結部材５４によって同軸上で軸方向移動可能にセレーション結合されている。
【００４６】
すなわち、前記先端小径軸４５ｃと先端小径部３６ｂの外周面にセレーション凹凸部が軸方向に沿って形成されている一方、前記連結部材５４の内周面に前記セレーション凹凸部に遊嵌状態で嵌合するセレーション部が軸方向に沿って形成され、かかるセレーション結合によって電動モータ３６の回転駆動力を前記螺子軸４５に伝達すると共に、螺子軸４５の軸方向の僅かな移動を許容している。
【００４７】
前記螺子ナット４６は、ほぼ円筒状に形成され、内周面全体に前記雄ねじ部４９に螺合して螺子軸４５の回転力を軸方向への移動力に変換する雌ねじ部５５が形成されていると共に、図７に示すように軸方向のほぼ中央位置の両端部にピン穴５６，５６が直径方向に沿って形成されている。
【００４８】
前記連係アーム４７は、図１及び図２に示すように、ほぼ雨滴状に形成され、大径基部に貫通形成された固定用孔４７ａ内に制御軸３２の一端部３２ａが挿通されていると共に、図外のボルトによって前記一端部３２ａに固定されていると共に、先細り状の先端部４７ｂの幅方向の中央位置にスリット５７が形成されており、また、先端部４７ｂには、制御軸３２方向に沿って連続して貫通した２つのピン孔４７ｃ、４７ｃが形成されている。したがって、このピン孔４７ｃ、４７の軸心Ｚが、制御軸３２の軸心Ｐ１より偏倚している。
【００４９】
前記リンク部材４８は、ほぼＹ字形状に形成され、平板状の一端部５８と二股状の他端部５９、５９とからなり、前記一端部５８は、前記連係アーム４７のスリット５７内に挿通配置されて、前記ピン孔４７ｃ、４７ｃと自身のピン孔５８ａに貫通したピン６０によって連係アーム４７の先端部４７ｂに回転自在に連結されている。一方、二股状の他端部５９，５９は、螺子ナット４６の両側に配置されて、それぞれ対向して貫通形成されたピン孔５９ａ、５９ａと螺子ナット４６のピン穴５６，５６にそれぞれ挿通された２つのピン軸６１、６１によって螺子ナット４６に対して回転自在に連結されている。なお、前記ピン６０は、両端部が連係アーム４７の両ピン孔４７ｃ、４７ｃに固定されて、中央部がリンク部材４８のピン孔５８ａに摺動可能になっている。一方、前記各ピン軸６１，６１は、各外端部が各リンク部材４８のピン孔５９ａ、５９ａに圧入固定され、各内端部が螺子ナット４６のピン穴５６，５６に摺動可能になっている。
【００５０】
また、前記ハウジング３５の側壁３５ｅの内側には、図１及び図６に示すように、前記連係アーム４７を介して制御軸３２の左右の最大回転位置を規制する規制機構である２つの第１、第２ストッパピン６２，６３が設けられている。
【００５１】
すなわち、前記第１ストッパピン６２は、前記制御軸３２が図１中反時計方向へ回転して前記可変リフト機構４によって吸気弁２，２のバルブリフト量を最小リフトとする側壁３５ｅ位置に固定されている。一方、第２ストッパピン６３は、制御軸３２が図示のように時計方向へ回転して前記バルブリフト量を最大リフトとする側壁３５ｅ位置に固定されており、これら第１，第２ストッパピン６２，６３によって制御軸３２の左右の最小、最大回転位置が規制されるようになっている。
【００５２】
そして、前記制御軸３２が、図６に示すように連係アーム４７を介して第１ストッパピン６２によって回転が規制されている位置、つまり、可変リフト機構４が前記駆動機構６を介して吸気弁２，２のバルブリフト量を最小リフト域に保持した位置では、前記リンク部材４８の軸線と螺子軸４５の軸線との間のなす角度θ１が約６５°の最大角度になっているが、ここから制御軸３２が図１に示すように、時計方向に回転して、第２ストッパピン６３によりそれ以上の回転が規制された最大リフトに制御された際における前記リンク部材４８の軸線と螺子軸４５の軸線との間のなす角度θ３が約３５°の最小角度となるように形成されている。
【００５３】
以下、本実施形態の作用を説明すれば、まず、例えば、機関のアイドリング運転時を含む低回転運転領域には、コントローラ４０からの制御信号によって電動モータ３６に発生した回転トルクは、螺子軸４５に伝達されて回転すると、この回転に伴って螺子ナット４６が図６に示すように、最大右方向位置に移動し、これによって制御軸３２はリンク部材４８と連係アーム４７とによって反時計方向に回転駆動され、連係アーム４７の先端部４７ｂの側面が第１ストッパピン６２に当接してそれ以上の回転が規制される。
【００５４】
したがって、制御カム３３は、軸心Ｐ２が図３Ａ、Ｂに示すように制御軸３２の軸心Ｐ１の回りを同一半径で回転して、肉厚部が駆動軸１３から上方向に離間移動する。これにより、ロッカアーム２３の他端部２３ｂとリンクロッド２５の枢支点は、駆動軸１３に対して上方向へ移動し、このため、各揺動カム１７は、リンクロッド２５を介してカムノーズ部２１側が強制的に引き上げられて全体が時計方向へ回動する。
【００５５】
よって、駆動カム１５が回転してリンクアーム２４を介してロッカアーム２３の一端部２３ａを押し上げると、そのバルブリフト量がリンクロッド２５を介して揺動カム１７及びバルブリフター１６に伝達されるが、そのリフト量Ｌ１は充分小さくなる。
【００５６】
したがって、かかる機関の低回転領域では、バルブリフト量が最も小さくなることにより、各吸気弁２の開時期が遅くなり、排気弁とのバルブオーバラップが小さくなる。このため、燃費の向上と機関の安定した回転が得られる。
【００５７】
また、この時点における制御軸３２に作用する正負（＋、−）の交番トルクは、図８のＴ１’（＋、−）で示すように十分小さく、したがって連係アーム４７やリンク部材４８を介して螺子ナット４６に伝達されるトルク荷重も小さいことから、螺子軸４５に対する大きな集中荷重の発生はない。
【００５８】
すなわち、図６に示すように、制御軸３２から変動トルクＴ１’（＋）を受けてリンク部材４８の二股状他端部５９，５９を介して両ピン軸６１，６１に作用する荷重Ｆ１（＋）は、螺子軸４５の軸線方向の荷重Ｆ１ａ（＋）（ピン軸に作用する荷重の和）と径方向に作用する荷重Ｆ１ｒ（＋）に分けられるが、前記Ｆ１ａ（＋）は、Ｆ１（＋）×ＣＯＳ（θ１）となり、径方向（軸直角荷重）にかかる荷重Ｆ１ｒ（＋）は、Ｆ１（＋）×ＳＩＮ（θ１）となる。ここで、θ１は大きな値となるので、ＳＩＮ（θ１）も大きくなるが、制御軸３２に作用する変動トルクＴ１’（＋）は小さいので径方向荷重Ｆ１ｒ（＋）を小さく抑えることができる。また、負の変動トルクによるＦ１ｒ（−）も同様に小さく抑えることができる。
【００５９】
したがって、螺子軸４５と螺子ナット４６との間の摩耗などの発生が防止される。
【００６０】
また、機関中回転領域に移行した場合は、コントローラ４０からの制御信号によって電動モータ３６が逆回転し、この回転トルクが螺子軸４５に伝達されて回転すると、この回転に伴って螺子ナット４６が図６に示す位置から左方向へ移動する。したがって、制御軸３２は、制御カム３３を図３に示す位置から時計方向へ回転させて、図４Ａ、Ｂに示すように軸心Ｐ２を少し下方向へ回動させる。このため、ロッカアーム２３は、今度は全体が駆動軸１３方向寄りに移動して他端部２３ｂが揺動カム１７のカムノーズ部２１をリンクロッド２５を介して下方へ押圧して該揺動カム１７全体を所定量だけ反時計方向へ回動させる。
【００６１】
よって、駆動カム１５が回転してリンクアーム２４を介してロッカアーム２３の一端部２３ａを押し上げると、そのバルブリフト量がリンクロッド２５を介して揺動カム１７及びバルブリフター１６に伝達されるが、そのリフト量Ｌ２は若干大きくなる。
【００６２】
また、この時点における正負（＋、−）の交番トルクは、図８のＴ２’に示すように最小リフト時の場合よりも比較的大きくなるが、螺子軸４５とリンク部材４８との間のなす角度θが最小リフト時よりも小さくなるので、螺子ナット４６と螺子軸４５との間の大きな集中荷重の発生を回避できる。
【００６３】
さらに、機関高回転領域に移行した場合は、コントローラ４０からの制御信号によって電動モータ３６がさらに逆回転して螺子軸４５が同方向へさらに回転すると、この回転に伴って螺子ナット４６が図１に示すように、左方向へ大きく移動するが、このとき連係アーム４８が第２ストッパピン６３に突き当たった位置でそれ以上の移動が規制され、螺子ナット４６のそれ以上の移動も規制される。したがって、制御軸３２は、制御カム３３を図４に示す位置から時計方向へ回転させて、図５Ａ、Ｂに示すように軸心Ｐ２が下方向へ移動する。このため、ロッカアーム２３は、今度は全体が駆動軸１３方向に移動して他端部２３ｂによって揺動カム１７のカムノーズ部２１をリンクロッド２５を介して下方へ押圧して該揺動カム１７全体を所定量だけ反時計方向へ回動させる。
【００６４】
したがって、揺動カム１７のバルブリフター１６の上面に対するカム面２２の当接位置が、右方向位置（リフト部側）に移動する。このため、吸気弁１２の開作動時に駆動カム１５が回転してロッカアーム２３の一端部２３ａをリンクアーム２４を介して押し上げると、バルブリフター１６に対するそのリフト量Ｌ３は中バルブリフト量Ｌ２よりさらに大きくなる。
【００６５】
よって、かかる高回転領域では、バルブリフト量が最大に大きくなり、各吸気弁２の開時期が早くなると共に、閉時期が遅くなる。この結果、吸気充填効率が向上し、十分な出力が確保できる。
【００６６】
そして、この時点における正負（＋、−）の交番トルクは、図８のＴ３’（＋、−）に示すように、中バルブリフト時の場合よりも大きくなる。ところが、螺子軸４５とリンク部材４８との間のなす角度θ３が、最小リフト時よりは勿論のこと、中リフト時よりも小さくなるため、前述のように、制御軸３２から連係アーム４７及びリンク部材４８を介して伝達された大きな交番トルクを螺子ナット４６の雌ねじ部５５と螺子軸４５の雄ねじ部４９の円周方向の全域で受けることになるから、かかる入力荷重が円周方向に分散されて集中荷重の発生を十分に回避することができる。
【００６７】
すなわち、リンク部材４８の二股状他端部５９，５９からピン軸６１、６１に作用した交番トルク荷重は、図１に示すように、その反力としてのＦ３（＋）は螺子軸４５の径方向にかかる分力Ｆ３ｒ（＋）と螺子軸４５の軸線方向にかかる分力Ｆ３ａ（＋）とに分けられるが、前述のように、螺子軸４５とリンク部材４８とのなす角度θ３が十分に小さいことから、螺子軸４５の軸線方向にかかる分力Ｆ３ａ（＋）が大きくなって、径方向の分力Ｆ３ｒ（＋）はそれよりも十分に小さくなる。つまり、軸線方向の荷重Ｆ３ａ（＋）（ピン軸６１，６１に作用する荷重の和）は、Ｆ３（＋）×ＣＯＳ（θ３）となり、径方向にかかる荷重Ｆ３ｒ（＋）は、Ｆ３（＋）×ＳＩＮ（θ３）となる。ここでθ３は、小さい値であるから、ＳＩＮ（θ３）も小さくなるので、制御軸３２に対する大きな交番トルクＴ３’（＋）が作用するにも拘わらず、Ｆ３ｒ（＋）を小さくすることができる。
【００６８】
具体的には、前記大きな軸線方向の分力Ｆ３ａ（＋）は、前記雌ねじ部５５と雄ねじ部４９の噛み合った複数のねじ山の円周方向の側面全体で受けられることになるから、この分力がねじ山の円周方向の全体に分散される。また、負のトルクによるＦ３ｒ（−）も同様に低減でき、同様の作用効果を得ることができる。
【００６９】
したがって、雌ねじ部５５と雄ねじ部４９間での摩耗などの発生を効果的に防止できることから、装置の耐久性の向上が図れる。
【００７０】
特に、前記軸線方向の分力は、一条ではなく連続した螺旋状の雄ねじ部４９と雌ねじ部５５全体で受けるので、分力をさらに大きな範囲で分散させることになるから、摩耗などの発生をさらに防止できる。
【００７１】
また、螺子ナット４６は、リンク部材４８の二股状の他端部５９，５９と各ピン軸６１，６１によって自由な回転が規制されていることから、螺子軸４５の回転力を効率よく伝達することができる。
【００７２】
さらに、この実施形態では、制御軸３２の過回転を防止するために、第１、第２ストッパピン６２，６３を設けていることから、螺子ナット４６の最大左右移動位置において各ストッパピン６２，６３により前記交番トルクの一方向の荷重入力を抑制できると共に、該螺子ナット４６の過度な移動も防止できる。
【００７３】
また、螺子軸４５の他端部４５ｂにナット５２に締結して、ボールベアリング５１の内輪５１ａをハウジング３５の段差部間に挟持するようにしたため、螺子軸４５の安定かつ円滑な回転を維持しつつ軸方向の不用意な移動を規制できる。
【００７４】
さらに、螺子ナット４６は、ピン穴５６，５６を介してピン軸により軸方向のほぼ中央位置で支持されることから、前記径方向からの入力荷重が作用しても螺子ナット４６に偏荷重が作用しないので、耐久性の低下を防止できる。
【００７５】
図９は本発明の第２の実施形態を示し、駆動機構６の螺子伝達手段３７を、いわゆるボール螺子によって構成したものである。
【００７６】
すなわち、出力軸であるボール螺子軸７０は、外周面に複数のボール７１を転動自在に保持する螺旋状のボール溝７２が連続的に形成されている。
【００７７】
一方、移動部材であるボールナット７３の内周面には、前記ボール溝７２と共同して前記複数のボール７１を円周方向に転動案内する螺旋状のガイド溝７４が形成されていると共に、複数のボール７１の循環列を軸方向の２個所に設定する２つのディフレクタ７５が取り付けられている。つまり、このディフレクタ７５は、前記ボール溝７２とガイド溝７４との間を転動する複数のボール７１を同一溝内に循環させるために、同循環列内に再び戻すようにボール７１を案内するものであり、この循環列を軸方向の２個所に設けたものである。
【００７８】
また、前記ボールナット７３の前記循環列を避けた軸方向のほぼ中央位置に前記ピン孔５６、５６が直径方向に沿って貫通形成され、該ピン孔５６，５６内にリンク部材４８の二股状他端部５９、５９に連結する２つのピン軸６１、６１がボールナット７３の内周面まで挿通配置されている。
【００７９】
したがって、この実施形態によれば、電動モータ３６によってボール螺子軸７０が回転駆動すると、２条の循環列の各ボール７１がボール溝７２内を転動しながらガイド溝７４を介してボールナット７３に直線方向の運動力を付与するため、該ボールナット７３を各ボール７１の転動作用によって左右へ円滑に移動させることができる。
【００８０】
したがって、第１実施形態と同様な作用効果が得られると共に、移動応答性が向上する
また、前記ピン孔５６，５６を直径方向へ貫通形成することができるので、孔開け作業が容易になると共に、各ピン軸６１，６１をボールナット７３の内周面まで挿通できることから、この結合強度が高くなる。この結果、ボールナット７３の外径を大きくせずに可及的に小さくすることができる。逆に、ボールナット７３の外径が一定であれば、その内径を大きくしてボール螺子軸７０の外径を大きくできるので、該ボール螺子軸７０の強度や剛性を高くすることが可能になる。
【００８１】
本発明は、前記実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば電動モータ３６の配置はエンジンルームのレイアウトによって自由に変更でき、図２に示す右側ではなく反対の左側にしてもよい。また、前記ボール７１の循環列を２条以上に形成することも可能である。さらに、回転付与機構としては電動モータの他に、油圧モータなどであってもよい。また、本発明は、吸気弁側の他に排気弁側あるいは両方の弁側に適用することが可能である。
【００８２】
前記各実施形態から把握できる請求項以外の技術的思想について、以下に記載する。
【００８３】
（イ）前記可変リフト機構は、機関のクランク軸に同期して回転し、外周に駆動カムが設けられた駆動軸と、支軸に揺動自在に支持されて、カム面がバルブリフター上面を摺接して機関弁を開閉作動させる揺動カムと、一端部が前記駆動カムに機械的に連係し、他端部がリンクロッドを介して揺動カムに連係したロッカアームとを備え、
機関運転状態に応じて前記ロッカアームの揺動支点を変化させることにより、揺動カムのカム面のバルブリフター上面に対する当接位置を変化させて機関弁のバルブリフトを可変にするように構成されたことを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関の可変動弁装置。
（ロ）前記出力軸をボール螺子軸によって形成して、外周面の螺合部を螺旋状のボール溝に形成すると共に、前記移動部材をボール螺子ナットに形成して、内周面に前記ボール溝と共同して複数のボールを転動自在に保持するガイド溝に形成したことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置。
【００８４】
この発明によれば、ボール螺子ナットの駆動手段としてボールを用いていることから、単なる雌雄螺子による駆動手段の場合に比較して、移動応答性が向上すると共に、バックラッシの影響が少なくなる。
（ハ）前記連係部は、前記制御軸に固定されて、前記リンク部材との枢支部が制御軸の軸心より偏心した位置に設けられたことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置。
（ニ）前記可変リフト機構によって機関弁のバルブリフト量が最小リフト域から漸次大きなリフト域に制御される際に、前記リンク部材と出力軸との間のなす角度が漸次小さくなるように形成したことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置。
【００８５】
この発明によれば、最小リフト域から大きなリフト域に移行するにしたがって、制御軸に作用する交番トルクは大きくなるものの、リンク部材と出力軸とのなす角度が漸次小さくなるため、出力軸の径方向に作用する交番トルクに起因する入力荷重を効果的に小さくすることができる。
（ホ）前記可変リフト機構によって機関弁のバルブリフト量が最小リフトに制御された際に、前記リンク部材と出力軸との間のなす角度が最も大きくなるように形成したことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置。
【００８６】
この発明では、最小リフト域ではそもそも交番トルクが十分小さいものとなるため、リンク部材と出力軸との間のなす角度が大きくても、出力軸の径方向の荷重が小さくなる。
（ヘ）前記移動部材の軸方向の最大移動を規制する規制機構を設けたことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置。
【００８７】
この発明によれば、規制機構によって移動部材の最大移動位置を規制することから、出力軸と移動部材との螺合部位における衝撃荷重の発生を抑制することができる。
（ト）前記移動部材を非回転状態で軸方向へ移動させるようにしたことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置。
【００８８】
この発明では、移動部材を非回転状態としたことから、出力軸の回転力を軸方向移動力に効率よく変換することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態に供される駆動機構を示す縦断面図である。
【図２】本実施形態の可変動弁装置の斜視図ある。
【図３】Ａは本実施形態における最小リフト制御時の閉弁作用を示す図２のＡ矢視図、Ｂは同最小リフト制御時の開弁作用を示す図２のＡ矢視図である。
【図４】Ａは本実施形態における中リフト制御時の閉弁作用を示す図２のＡ矢視図、Ｂは同中リフト制御時の開弁作用を示す図２のＡ矢視図である。
【図５】Ａは本実施形態における最大リフト制御時の閉弁作用を示す図２のＡ矢視図、Ｂは同最大リフト制御時の開弁作用を示す図２のＡ矢視図である。
【図６】本実施形態における最小リフト制御時の駆動機構の作動説明図である。
【図７】本駆動機構の平面展開図である。
【図８】バルブリフト量と交番トルクとの関係を示す特性図である。
【図９】本発明の第２の実施形態を示す駆動機構の要部縦断面図である。
【符号の説明】
１…シリンダヘッド
２…吸気弁（機関弁）
４…可変リフト機構
６…駆動機構
１３…駆動軸
１５…駆動カム
１７…揺動カム
３２…制御軸
３３…制御カム
３６…電動モータ（回転力付与機構）
３７…螺子伝達手段
４５…螺子軸（出力軸）
４６…螺子ナット（移動部材）
４７…連係リンク（連係部）
４８…リンク部材
４９…雄ねじ部（螺合部）
５５…雌ねじ部
６１…第１ストッパピン（規制機構）
６２…第２ストッパピン（規制機構）
７０…ボール螺子軸
７１…ボール
７２…ボール溝
７３…ボールナット
７４…ガイド溝[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine that can vary at least a valve lift amount of an intake valve and an exhaust valve that are engine valves in accordance with an engine operating state.
[0002]
[Prior art]
As this type of conventional variable valve operating device, there is one described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-3720 filed earlier by the present applicant.
[0003]
Briefly, this variable valve operating device is applied to the intake valve side, and the shaft center is eccentric from the shaft center of the drive shaft on the outer periphery of the drive shaft rotating in synchronization with the rotation of the crankshaft. A drive cam is provided, and the rotational force of the drive cam is transmitted via a multi-joint link-like transmission means, and the cam surface slides on the upper surface of the valve lifter at the upper end of the intake valve to control the intake valve. It has a swing cam that opens against the spring force of the valve spring.
[0004]
The transmission means includes a rocker arm that is disposed above the swing cam and is swingably supported by the control shaft, an annular one end is fitted to the outer peripheral surface of the drive cam, and the other end is one end of the rocker arm. A link arm that is rotatably connected to the part via a pin, one end part is rotatably connected to the other end part of the rocker arm via a pin, and the other end part is connected to the cam nose part of the swing cam via a pin. And a link rod connected rotatably.
[0005]
The control shaft is rotationally driven through a drive mechanism such as an electric motor and a worm gear mechanism as a speed reduction mechanism provided on the drive shaft of the electric motor. A control cam that is eccentric by a predetermined amount from the axis of the control shaft is fixed. This control cam is rotatably fitted in and held in a support hole drilled in the approximate center of the rocker arm, and the rocking fulcrum of the rocker arm is changed in accordance with the rotational position, so that the valve on the cam surface of the rocking cam The valve lift amount of the intake valve is variably controlled by changing the rolling contact position with respect to the upper surface of the lifter.
[0006]
That is, when the engine operating state is in a low rotation and low load range, the rocker arm swings by rotating the control shaft in one direction and the control cam in the same direction via the electric motor and the worm gear mechanism. The moving fulcrum position is moved away from the drive shaft. As a result, the pivot point of the rocker arm and the link rod moves upward to raise the cam nose portion of the swing cam, whereby the contact position of the swing cam with respect to the upper surface of the valve lifter moves away from the lift portion. Therefore, the intake valve is controlled so that its valve lift is minimized.
[0007]
Therefore, the engine performance can be sufficiently exhibited according to the engine operating state, that is, the fuel consumption and output can be improved.
[0008]
On the other hand, when shifting from the middle rotation middle load region to the high rotation high load region, the control shaft is rotated in the other direction via the speed reduction mechanism by the electric motor and the control cam is rotated in the same direction. The moving fulcrum moves in the direction approaching the drive shaft. As a result, the end of the swing cam is pushed down by a link rod or the like, and the contact position of the upper surface of the valve lifter moves to the lift portion side, so that the valve lift amount of the intake valve is controlled to increase.
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in general, in a valve operating device of an internal combustion engine, positive and negative rotational fluctuations in the camshaft are caused during the operation of the engine due to the operation of a cam that opens and closes an intake valve and an exhaust valve and the spring reaction force of a valve spring. It is known that torque (alternating torque) is generated, and such alternating torque is transmitted from the swing cam to the control shaft via a transmission mechanism such as a rocker arm in the above-described conventional variable valve gear. ing.
[0010]
In this variable valve operating apparatus, since the rotation control of the control shaft is performed from the electric motor through the worm gear mechanism, when the alternating torque is transmitted from the control shaft to the worm gear mechanism, An alternating torque is received between some tooth side surfaces of the meshing tooth portions of the worm gear and the worm wheel of the worm gear mechanism. Therefore, a concentrated load is generated on the tooth side surfaces of the respective meshing tooth portions, and wear easily occurs between the tooth side surfaces. As a result, a gap is generated between the side surfaces of both teeth, and a hitting sound is generated, and there is a risk that durability is lowered.
[0011]
In particular, the alternating torque tends to increase because the spring reaction force of the valve spring increases as the valve lift amount increases.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
The present invention has been devised in view of the actual state of the conventional variable valve operating device. In the invention according to claim 1, the drive mechanism includes an output shaft having a threaded portion on the outer periphery, A rotational force imparting mechanism that imparts rotational force to the output shaft; a moving member that is screwed into the threaded portion and moves in the axial direction of the output shaft as the output shaft rotates; and one end portion of the moving member And a link member linked to the other end of the link member in a swingable manner, and the control shaft is rotated by a driving force transmitted from the link member as the moving member moves. The variable lift mechanism reduces the valve lift amount of the engine valve from the minimum lift region via the drive mechanism. Even if only slightly When controlled to a large lift range, the angle formed between the link member and the output shaft is reduced.
[0013]
Therefore, according to the first aspect of the invention, the alternating torque generated during engine operation is transmitted from the control shaft to the screwed portion of the moving member and the output shaft through the linkage portion and the link member. When the valve lift amount that increases the torque is large, the angle formed between the link member and the output shaft is small. Therefore, the component force acting by the alternating torque is the axial direction of the output shaft relative to the threaded portion. The load on the output shaft increases, but the load on the output shaft in the radial direction decreases.
[0014]
And since the large axial load with respect to the said screwing part is received in the whole circumferential direction in the screwing part of a screwing part and a moving member, the load in a screwing part is disperse | distributed to the circumferential direction. Since the generation of concentrated load can be suppressed, the occurrence of wear can be prevented.
[0015]
In other words, when the angle formed between the link member and the output shaft is large at the time of large valve lift control, that is, in an extreme case, the angle is 90 °, the alternating torque is linked to the linkage portion. When transmitted from the member through the moving member, a load acts on the output shaft from a direction substantially perpendicular to the axial direction. For this reason, a load is applied to a part of the radial direction on the output shaft, and a concentrated load is applied to a part of the threaded portion and the moving member, so that wear or the like is easily generated.
[0016]
However, by adopting the unique configuration as in the present invention, the occurrence of localized concentrated load of the alternating torque is suppressed, so that the wear of the threaded portion is prevented and the occurrence of hitting sound is prevented. In addition, the durability can be improved.
[0017]
The invention described in claim 2 is characterized in that the output shaft and the moving member are screwed together by a plurality of screw mechanisms via the screwing portion.
[0018]
According to the present invention, when an axial load is generated in the threaded portion, the load in the axial direction is received at a plurality of locations in the axial direction of the output shaft by the plurality of screw mechanisms. It can increase, and generation | occurrence | production of abrasion, such as a screwing part, can be prevented more reliably.
[0019]
Moreover, since it can receive at several places also with respect to the input load to the radial direction of an output shaft, intensity | strength can be raised.
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of a variable valve operating apparatus according to the present invention will be described below in detail with reference to the drawings.
[0021]
In this embodiment, the variable valve operating device is applied to the intake valve side, and includes two intake valves per cylinder, and the valve lift of the intake valve is made variable according to the engine operating state. ing.
[0022]
That is, the variable valve operating apparatus in the first embodiment is slidably provided on the cylinder head 1 via a valve guide (not shown) as shown in FIGS. A pair of intake valves 2, 2 urged to, a variable lift mechanism 4 that variably controls the valve lift amount of each intake valve 2, 2, and a control mechanism 5 that controls the operating position of the variable lift mechanism 4. And a drive mechanism 6 that rotationally drives the control mechanism 5.
[0023]
The variable lift mechanism 4 includes a hollow drive shaft 13 that is rotatably supported by a bearing 14 above the cylinder head 1, and a drive cam 15 that is an eccentric rotary cam fixed to the drive shaft 13 by press fitting or the like. 2, swingably supported on the outer peripheral surface of the drive shaft 13, and slidably contact the valve lifters 16, 16 disposed at the upper ends of the intake valves 2, 2 to open the intake valves 2, 2. Two swing cams 17, 17, and transmission means linked between the drive cam 15 and the swing cams 17, 17 for transmitting the rotational force of the drive cam 15 as the swing force of the swing cams 17, 17. I have.
[0024]
As shown in FIG. 2, the drive shaft 13 is arranged along the longitudinal direction of the engine, and a driven sprocket (not shown) provided at one end, a timing chain wound around the driven sprocket, and the like. Rotational force is transmitted from the crankshaft of the engine via this, and the direction of rotation is set in the clockwise direction (arrow direction) in FIGS.
[0025]
As shown in FIG. 3A, the bearing 14 is provided at the upper end portion of the cylinder head 1 to support the upper portion of the drive shaft 13, and the control shaft, which will be described later, is provided at the upper end portion of the main bracket 14a. The brackets 14a and 14b are fixed together from above by a pair of bolts 14c and 14c.
[0026]
The drive cam 15 has a substantially ring shape, and includes an annular cam main body and a cylindrical portion integrally provided on the outer end surface of the cam main body, and a drive shaft insertion hole is formed through the inner shaft. In addition, the axis Y of the cam body is offset from the axis X of the drive shaft 13 in the radial direction by a predetermined amount β. The drive cam 15 is press-fitted and fixed to the drive shaft 13 through one of the drive shaft insertion holes on the outer side that does not interfere with the valve lifters 16 and 16, and the outer peripheral surface of the cam body is an eccentric circle. The cam profile is formed.
[0027]
The valve lifters 16 and 16 are formed in a cylindrical shape with a lid, are slidably held in the holding holes of the cylinder head 1, and have a flat upper surface on which the swing cams 17 and 17 are in sliding contact. Yes.
[0028]
As shown in FIGS. 2 and 3, both the swing cams 17 have substantially the same raindrop shape, and are integrally provided at both ends of the annular camshaft 20. Is rotatably supported by the drive shaft 13 via the inner peripheral surface. In addition, a pin hole is formed through one end of the cam nose portion 21 side, and a cam surface 22 is formed on the lower surface. The base circle surface on the camshaft 20 side, and the cam nose portion 21 side from the base circle surface A ramp surface extending in an arc shape, and a lift surface connected to the top surface of the maximum lift from the ramp surface to the tip side of the cam nose portion 21, and the base circle surface, the ramp surface, and the lift surface are swung. Depending on the swing position of the cam 17, the valve lifter 16 comes into contact with a predetermined position on the upper surface.
[0029]
As shown in FIGS. 2 to 5, the transmission means includes a rocker arm 23 disposed above the drive shaft 13, a link arm 24 linking the one end portion 23 a of the rocker arm 23 and the drive cam 15, and the rocker arm 23. The other end portion 23b of the first and second rocking cams 17 are linked to each other.
[0030]
The rocker arm 23 is rotatably supported by a control cam 33 (to be described later) through a support hole at a cylindrical base portion at the center. Further, the one end portion 23a projecting from the outer end portion of the cylindrical base portion is formed with a pin hole through which the pin 26 is inserted, while the other end projecting from the inner end portion of the base portion. The part 23b is formed with a pin hole into which the pin 27 connected to the one end part 25a of the link rod 25 is fitted.
[0031]
The link arm 24 includes an annular base 24a having a relatively large diameter and a projecting end 24b projecting at a predetermined position on the outer peripheral surface of the base 24a. The drive cam 15 is located at the center of the base 24a. A fitting hole 24c is formed in which the cam body is rotatably fitted, and a pin hole through which the pin 26 is rotatably inserted is formed in the protruding end 24b.
[0032]
The link rod 25 is formed in a substantially square shape having a concave shape on the rocker arm 23 side, and is inserted into each pin hole of the other end portion 23b of the rocker arm 23 and the cam nose portion 21 of the swing cam 17 at both end portions 25a and 25b. Pin insertion holes through which end portions of the pins 27 and 28 are rotatably inserted are formed.
[0033]
A snap ring that restricts the movement of the link arm 24 and the link rod 25 in the axial direction is provided at one end of each pin 26, 27, 28.
[0034]
The control mechanism 19 is rotatably mounted on the same bearing 14 at a position above the drive shaft 13, and is fixed to the outer periphery of the control shaft 32 and is slidably fitted into a support hole of the rocker arm 23. And a control cam 33 serving as a rocking fulcrum of the rocker arm 23.
[0035]
As shown in FIG. 2, the control shaft 32 is arranged in the longitudinal direction of the engine in parallel with the drive shaft 13, and a journal portion 32b at a predetermined position is formed between the main bracket 14a and the sub bracket 14b of the bearing 14. The bearing is rotatably supported between them.
[0036]
The control cam 33 has a cylindrical shape as shown in FIGS. 2 to 5, and the position of the shaft center P <b> 2 is deviated from the shaft center P <b> 1 of the control shaft 32 by α by the thick portion.
[0037]
As shown in FIGS. 1, 2, 6, and 7, the drive mechanism 6 includes a housing 35 fixed to the rear end portion of the cylinder head 1 and a rotational force applied to one end portion of the housing 35. The mechanism includes an electric motor 36 that is a mechanism, and screw transmission means 37 that is provided inside the housing 35 and transmits the rotational driving force of the electric motor 36 to the control shaft 32.
[0038]
The housing 35 has a cylindrical portion 35a disposed substantially perpendicular to the axial direction of the control shaft 32, and projects upward in the center of the upper end portion of the cylindrical portion 35a. The bulging part 35b which 32a faces, and the side wall 35c which obstruct | occludes one side part of the cylindrical part 35a and the bulging part 35b are comprised.
[0039]
The electric motor 36 is constituted by a proportional type DC motor, and a small-diameter portion 38a at the tip end of a substantially cylindrical motor casing 38 is fixed to one end opening 35c of the cylindrical portion 35a by press fitting or the like. Further, the drive shaft 36 a of the electric motor 36 is supported by a ball bearing 39 provided in the tip small diameter portion 38 a of the motor casing 38.
[0040]
The electric motor 36 is driven by a control signal from the controller 40 that detects the operating state of the engine. The controller 40 feeds back the detection signals from various sensors such as a crank angle sensor 41, an air flow meter 42, a water temperature sensor 43, and a potentiometer 44 for detecting the rotational position of the control shaft 32, thereby indicating the current engine operating state. A control signal is output to the electric motor 36 as detected by calculation or the like.
[0041]
1, 6, and 7, the screw transmission means 37 includes a screw shaft 45 disposed substantially coaxially with the drive shaft 36 a of the electric motor 36 in the cylindrical portion 35 a of the housing 35, and A screw nut 46 which is a moving member screwed to the outer periphery of the screw shaft 45; a linkage arm 47 which is a linkage portion fixed to the outer circumference of one end portion of the control shaft 32 in the housing 35; the linkage arm 47 and the It is mainly composed of a link member 48 that links the screw nut 46.
[0042]
The screw shaft 45 is continuously formed with a male thread portion 49 as a threaded portion on the entire outer peripheral surface excluding both ends, and faces the one end opening 35c and the other end opening 35d of the cylindrical portion 35a. Both end portions 45 a and 45 b are rotatably supported by ball bearings 50 and 51.
[0043]
A nut 52 that holds the screw shaft 45 in the cylindrical portion 35a is screwed to the tip of the other end portion 45b of the screw shaft 45. The nut 52 has a protruding portion 52a on one end side on one side. The inner ring 51 a of the ball bearing 51 is pressed against and fixed to a step portion on the other end 45 b side of the screw shaft 45, and rotates integrally with the screw shaft 45. The other end opening 35d of the cylindrical portion 35a is screwed with a hook-shaped cap 53, and the cylindrical front end portion of the cap 53 connects the outer ring 51b of the one-side ball bearing 51 to the other end opening portion 35d. The step portion 35f is pressed and fixed.
[0044]
Note that the other end portion 45b of the screw shaft 45 has a two-surface width that engages the holding jig so that the screw shaft 45 does not rotate when the nut 52 is tightened with a predetermined jig such as a spanner. Interfacing surfaces 45d and 45d are formed.
[0045]
Further, in the screw shaft 45, the tip small-diameter shaft 45c of the one end portion 45a and the tip small-diameter portion 36b of the drive shaft 36a of the electric motor 36 are serration-coupled by a cylindrical connecting member 54 so as to be axially movable.
[0046]
That is, serration irregularities are formed along the axial direction on the outer peripheral surfaces of the tip small diameter shaft 45c and the tip small diameter portion 36b, while the serration irregularities are fitted on the inner peripheral surface of the connecting member 54 in a loosely fitted state. A mating serration portion is formed along the axial direction, and the rotational driving force of the electric motor 36 is transmitted to the screw shaft 45 by the serration coupling, and a slight movement of the screw shaft 45 in the axial direction is allowed.
[0047]
The screw nut 46 is formed in a substantially cylindrical shape, and is formed with a female screw portion 55 that is screwed into the male screw portion 49 and converts the rotational force of the screw shaft 45 into a moving force in the axial direction on the entire inner peripheral surface. In addition, as shown in FIG. 7, pin holes 56, 56 are formed along the diametrical direction at both ends at substantially the center position in the axial direction.
[0048]
As shown in FIGS. 1 and 2, the linkage arm 47 is formed in a substantially raindrop shape, and one end portion 32a of the control shaft 32 is inserted into a fixing hole 47a penetratingly formed in the large diameter base portion. The slit 57 is formed at the center in the width direction of the tapered tip 47b, and is fixed to the one end 32a by a bolt (not shown). Two pin holes 47c and 47c are formed so as to continuously pass along. Therefore, the axis Z of the pin holes 47c and 47 is offset from the axis P1 of the control shaft 32.
[0049]
The link member 48 is formed in a substantially Y shape and includes a flat plate-like one end portion 58 and bifurcated other end portions 59 and 59, and the one end portion 58 is inserted into the slit 57 of the linkage arm 47. The pin holes 47c, 47c and the pin 60 penetrating through the pin holes 58a are rotatably connected to the distal end portion 47b of the linkage arm 47. On the other hand, the bifurcated other end portions 59, 59 are arranged on both sides of the screw nut 46 and are respectively inserted into pin holes 59 a, 59 a that are formed to penetrate each other and pin holes 56, 56 of the screw nut 46. Two pin shafts 61 and 61 are rotatably connected to the screw nut 46. Note that both ends of the pin 60 are fixed to both pin holes 47 c and 47 c of the linkage arm 47, and the center part is slidable into the pin hole 58 a of the link member 48. On the other hand, the outer ends of the pin shafts 61 and 61 are press-fitted and fixed in the pin holes 59a and 59a of the link members 48, and the inner ends are slidable in the pin holes 56 and 56 of the screw nut 46. It has become.
[0050]
Further, inside the side wall 35e of the housing 35, as shown in FIG. 1 and FIG. 6, there are two first restriction mechanisms that restrict the left and right maximum rotational positions of the control shaft 32 via the linkage arm 47. Second stopper pins 62 and 63 are provided.
[0051]
That is, the first stopper pin 62 is fixed at the side wall 35e position where the control shaft 32 rotates counterclockwise in FIG. 1 and the variable lift mechanism 4 sets the valve lift amount of the intake valves 2 and 2 to the minimum lift. Has been. On the other hand, the second stopper pin 63 is fixed at the side wall 35e position where the control shaft 32 rotates clockwise as shown in the drawing and the valve lift amount is the maximum lift. 63, the minimum and maximum rotational positions of the left and right of the control shaft 32 are regulated.
[0052]
Then, as shown in FIG. 6, the rotation of the control shaft 32 is restricted by the first stopper pin 62 via the linkage arm 47, that is, the variable lift mechanism 4 is connected to the intake valve via the drive mechanism 6. At a position where the valve lift amount of 2 or 2 is held in the minimum lift range, the angle θ1 formed between the axis of the link member 48 and the axis of the screw shaft 45 is a maximum angle of about 65 °. As shown in FIG. 1, the axis of the link member 48 and the screw shaft when the control shaft 32 is rotated clockwise and controlled by the second stopper pin 63 to the maximum lift. The angle θ3 formed with the 45 axis is formed to be a minimum angle of about 35 °.
[0053]
Hereinafter, the operation of the present embodiment will be described. First, for example, in the low-rotation operation region including the idling operation of the engine, the rotational torque generated in the electric motor 36 by the control signal from the controller 40 is the screw shaft 45. 6, the screw nut 46 moves to the maximum rightward position as shown in FIG. 6. As a result, the control shaft 32 is rotated counterclockwise by the link member 48 and the linkage arm 47. The rotation is driven, the side surface of the tip portion 47b of the linkage arm 47 abuts on the first stopper pin 62, and further rotation is restricted.
[0054]
Therefore, as shown in FIGS. 3A and 3B, the control cam 33 rotates with the same radius around the axis P1 of the control shaft 32 as shown in FIGS. 3A and 3B, and the thick portion moves away from the drive shaft 13 upward. . As a result, the other fulcrum 23b of the rocker arm 23 and the pivot point of the link rod 25 move upward with respect to the drive shaft 13, so that each swing cam 17 is connected to the cam nose portion 21 via the link rod 25. The side is forcibly pulled up and the whole is rotated clockwise.
[0055]
Therefore, when the drive cam 15 rotates and pushes up the one end portion 23a of the rocker arm 23 via the link arm 24, the valve lift amount is transmitted to the swing cam 17 and the valve lifter 16 via the link rod 25. The lift amount L1 is sufficiently small.
[0056]
Therefore, in the low rotation region of such an engine, the valve lift amount becomes the smallest, so that the opening timing of each intake valve 2 is delayed, and the valve overlap with the exhaust valve is reduced. For this reason, improvement in fuel consumption and stable rotation of the engine can be obtained.
[0057]
Further, the positive / negative (+, −) alternating torque acting on the control shaft 32 at this time is sufficiently small as indicated by T 1 ′ (+, −) in FIG. 8, and therefore via the linkage arm 47 and the link member 48. Since the torque load transmitted to the screw nut 46 is also small, no large concentrated load is generated on the screw shaft 45.
[0058]
That is, as shown in FIG. 6, a load F <b> 1 () applied to both pin shafts 61, 61 via the bifurcated other end portions 59, 59 of the link member 48 upon receiving the variable torque T <b> 1 ′ (+) from the control shaft 32. +) Is divided into a load F1a (+) in the axial direction of the screw shaft 45 (sum of loads acting on the pin shaft) and a load F1r (+) acting in the radial direction. The F1a (+) is F1 (+) × COS (θ1), and the load F1r (+) applied in the radial direction (axial perpendicular load) is F1 (+) × SIN (θ1). Here, since θ1 is a large value, SIN (θ1) also increases. However, since the fluctuation torque T1 ′ (+) acting on the control shaft 32 is small, the radial load F1r (+) can be kept small. Further, F1r (−) due to negative fluctuation torque can be similarly suppressed to a small value.
[0059]
Therefore, the occurrence of wear or the like between the screw shaft 45 and the screw nut 46 is prevented.
[0060]
Further, when the engine is shifted to the engine rotation region, the electric motor 36 is rotated in reverse by a control signal from the controller 40. When this rotational torque is transmitted to the screw shaft 45 and rotated, the screw nut 46 is rotated along with this rotation. It moves to the left from the position shown in FIG. Therefore, the control shaft 32 rotates the control cam 33 clockwise from the position shown in FIG. 3 to rotate the shaft center P2 slightly downward as shown in FIGS. 4A and 4B. For this reason, the entire rocker arm 23 is now closer to the drive shaft 13 direction. Moved to The other end 23b moves and presses the cam nose 21 of the swing cam 17 downward via the link rod 25 to rotate the entire swing cam 17 counterclockwise by a predetermined amount.
[0061]
Therefore, when the drive cam 15 rotates and pushes up the one end portion 23a of the rocker arm 23 via the link arm 24, the valve lift amount is transmitted to the swing cam 17 and the valve lifter 16 via the link rod 25. The lift amount L2 is slightly increased.
[0062]
Further, the positive / negative (+, −) alternating torque at this time is relatively larger than that at the time of the minimum lift as shown by T2 ′ in FIG. 8, but is formed between the screw shaft 45 and the link member 48. Since the angle θ is smaller than that during the minimum lift, generation of a large concentrated load between the screw nut 46 and the screw shaft 45 can be avoided.
[0063]
Further, when the engine is shifted to the high engine speed region, when the electric motor 36 is further rotated in the reverse direction by the control signal from the controller 40 and the screw shaft 45 is further rotated in the same direction, the screw nut 46 is moved in FIG. As shown in FIG. 4, the movement to the left is large, but at this time, further movement is restricted at the position where the linkage arm 48 abuts against the second stopper pin 63, and further movement of the screw nut 46 is also restricted. Therefore, the control shaft 32 rotates the control cam 33 clockwise from the position shown in FIG. 4, and the axis P2 moves downward as shown in FIGS. 5A and 5B. For this reason, the entire rocker arm 23 is moved in the direction of the drive shaft 13 and the cam nose portion 21 of the swing cam 17 is pressed downward via the link rod 25 by the other end portion 23b. Is rotated counterclockwise by a predetermined amount.
[0064]
Accordingly, the contact position of the cam surface 22 with respect to the upper surface of the valve lifter 16 of the swing cam 17 moves to the right position (lift side). For this reason, when the drive cam 15 rotates and the one end 23a of the rocker arm 23 is pushed up via the link arm 24 when the intake valve 12 is opened, the lift amount L3 with respect to the valve lifter 16 is larger than the intermediate valve lift amount L2. Become.
[0065]
Therefore, in such a high rotation region, the valve lift amount is maximized, the opening timing of each intake valve 2 is advanced, and the closing timing is delayed. As a result, the intake charging efficiency is improved and a sufficient output can be secured.
[0066]
Then, the positive / negative (+, −) alternating torque at this point becomes larger than that during the middle valve lift, as indicated by T3 ′ (+, −) in FIG. However, since the angle θ3 formed between the screw shaft 45 and the link member 48 is smaller than that at the time of middle lift as well as at the time of the minimum lift, as described above, from the control shaft 32 to the linkage arm 47 and the link. Since the large alternating torque transmitted through the member 48 is received in the entire circumferential direction of the female screw portion 55 of the screw nut 46 and the male screw portion 49 of the screw shaft 45, the input load is distributed in the circumferential direction. Therefore, the generation of concentrated load can be sufficiently avoided.
[0067]
That is, the alternating torque load applied to the pin shafts 61, 61 from the bifurcated other end portions 59, 59 of the link member 48 is F3 (+) as the reaction force is the diameter of the screw shaft 45 as shown in FIG. Are divided into a component force F3r (+) applied in the direction and a component force F3a (+) applied in the axial direction of the screw shaft 45. As described above, the angle θ3 formed by the screw shaft 45 and the link member 48 is sufficiently large. Since it is small, the component force F3a (+) applied in the axial direction of the screw shaft 45 becomes large, and the component force F3r (+) in the radial direction becomes sufficiently smaller than that. That is, the axial load F3a (+) (the sum of the loads acting on the pin shafts 61 and 61) is F3 (+) × COS (θ3), and the radial load F3r (+) is F3 (+ ) × SIN (θ3). Here, since θ3 is a small value, SIN (θ3) is also reduced, so that F3r (+) can be reduced despite the large alternating torque T3 ′ (+) acting on the control shaft 32. .
[0068]
Specifically, the large axial component force F3a (+) is received by the entire circumferential side surfaces of the plurality of screw threads engaged with the female screw portion 55 and the male screw portion 49. The force is distributed throughout the circumferential direction of the thread. Further, F3r (−) due to negative torque can be similarly reduced, and the same effect can be obtained.
[0069]
Therefore, since the occurrence of wear and the like between the female screw portion 55 and the male screw portion 49 can be effectively prevented, the durability of the apparatus can be improved.
[0070]
In particular, since the component force in the axial direction is received not by a single line but by the continuous spiral male screw portion 49 and the whole female screw portion 55, the component force is dispersed in a larger range. Can be prevented.
[0071]
Further, the screw nut 46 efficiently transmits the rotational force of the screw shaft 45 because the free rotation is restricted by the bifurcated other end portions 59 and 59 of the link member 48 and the pin shafts 61 and 61. be able to.
[0072]
Further, in this embodiment, since the first and second stopper pins 62 and 63 are provided to prevent the control shaft 32 from over-rotating, each stopper pin 62, The load input in one direction of the alternating torque can be suppressed by 63, and excessive movement of the screw nut 46 can also be prevented.
[0073]
Further, the nut 52 is fastened to the other end portion 45b of the screw shaft 45 so that the inner ring 51a of the ball bearing 51 is sandwiched between the step portions of the housing 35, so that the screw shaft 45 can be kept stably and smoothly rotated. Inadvertent movement in the axial direction can be restricted.
[0074]
Further, since the screw nut 46 is supported by the pin shaft through the pin holes 56, 56 at the substantially central position in the axial direction, even if an input load from the radial direction is applied, an unbalanced load is applied to the screw nut 46. Since it does not act, deterioration of durability can be prevented.
[0075]
FIG. 9 shows a second embodiment of the present invention, in which the screw transmission means 37 of the drive mechanism 6 is constituted by a so-called ball screw.
[0076]
That is, the ball screw shaft 70 that is an output shaft has a spiral ball groove 72 that continuously holds a plurality of balls 71 so as to roll on the outer peripheral surface.
[0077]
On the other hand, a spiral guide groove 74 that rolls and guides the plurality of balls 71 in the circumferential direction in cooperation with the ball groove 72 is formed on the inner peripheral surface of the ball nut 73 that is a moving member. Two deflectors 75 for setting the circulation rows of the plurality of balls 71 at two positions in the axial direction are attached. That is, the deflector 75 guides the balls 71 so that the plurality of balls 71 rolling between the ball grooves 72 and the guide grooves 74 are circulated in the same groove, and returned to the circulation row again. The circulation train is provided at two locations in the axial direction.
[0078]
Further, the pin holes 56, 56 are formed through the diameter direction in substantially the center position of the ball nut 73 in the axial direction avoiding the circulation row, and the link member 48 is bifurcated in the pin holes 56, 56. Two pin shafts 61, 61 connected to the other end portions 59, 59 are inserted and arranged to the inner peripheral surface of the ball nut 73.
[0079]
Therefore, according to this embodiment, when the ball screw shaft 70 is rotationally driven by the electric motor 36, each ball 71 in the two circulation rows rolls in the ball groove 72 and the ball nut 73 via the guide groove 74. The ball nut 73 can be smoothly moved to the right and left by the rolling motion of each ball 71 in order to impart a linear motion force to the ball 71.
[0080]
Accordingly, the same operational effects as those of the first embodiment can be obtained, and the movement responsiveness can be improved.
Further, since the pin holes 56 and 56 can be formed to penetrate in the diameter direction, the drilling operation is facilitated, and the pin shafts 61 and 61 can be inserted to the inner peripheral surface of the ball nut 73. Strength increases. As a result, the outer diameter of the ball nut 73 can be reduced as much as possible without increasing it. On the contrary, if the outer diameter of the ball nut 73 is constant, the inner diameter can be increased to increase the outer diameter of the ball screw shaft 70, so that the strength and rigidity of the ball screw shaft 70 can be increased. .
[0081]
The present invention is not limited to the configuration of the above-described embodiment. For example, the arrangement of the electric motor 36 can be freely changed depending on the layout of the engine room, and may be on the opposite left side instead of the right side shown in FIG. Further, it is possible to form the circulation row of the balls 71 in two or more rows. Further, the rotation imparting mechanism may be a hydraulic motor in addition to the electric motor. Further, the present invention can be applied to the exhaust valve side or both valve sides in addition to the intake valve side.
[0082]
The technical ideas other than the claims that can be grasped from the respective embodiments will be described below.
[0083]
(A) The variable lift mechanism rotates in synchronization with the crankshaft of the engine, and is supported by a drive shaft having a drive cam on the outer periphery and a support shaft so as to be swingable. A rocking cam that opens and closes the engine valve by sliding contact, and a rocker arm having one end mechanically linked to the drive cam and the other end linked to the rocking cam via a link rod,
By changing the rocking fulcrum of the rocker arm according to the engine operating state, the contact position of the cam surface of the rocking cam with the upper surface of the valve lifter is changed to make the valve lift of the engine valve variable. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1 or 2,
(B) The output shaft is formed by a ball screw shaft, the threaded portion of the outer peripheral surface is formed in a spiral ball groove, and the moving member is formed in a ball screw nut, and the ball is formed on the inner peripheral surface. 2. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the guide valve is formed in a guide groove for holding a plurality of balls so as to be able to roll in cooperation with the groove.
[0084]
According to the present invention, since the ball is used as the driving means of the ball screw nut, the movement responsiveness is improved and the influence of the backlash is reduced as compared with the case of the driving means using only the male and female screws.
(C) The internal combustion engine according to claim 1, wherein the linkage portion is fixed to the control shaft, and is provided at a position where a pivotal support portion with the link member is eccentric from an axis of the control shaft. Variable valve gear.
(D) When the valve lift amount of the engine valve is controlled from the minimum lift region to a gradually larger lift region by the variable lift mechanism, the angle formed between the link member and the output shaft is gradually decreased. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1.
[0085]
According to the present invention, the alternating torque acting on the control shaft increases as the shift from the minimum lift region to the large lift region increases, but the angle between the link member and the output shaft gradually decreases, so the diameter of the output shaft The input load caused by the alternating torque acting in the direction can be effectively reduced.
(E) The angle formed between the link member and the output shaft is maximized when the valve lift amount of the engine valve is controlled to the minimum lift by the variable lift mechanism. Item 8. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to Item 1.
[0086]
In the present invention, since the alternating torque is sufficiently small in the minimum lift region, the radial load on the output shaft is small even if the angle formed between the link member and the output shaft is large.
(F) A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, further comprising a restriction mechanism for restricting the maximum movement of the moving member in the axial direction.
[0087]
According to this invention, since the maximum movement position of the moving member is regulated by the regulating mechanism, it is possible to suppress the occurrence of an impact load at the screwed portion between the output shaft and the moving member.
(G) The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the moving member is moved in the axial direction in a non-rotating state.
[0088]
In this invention, since the moving member is in the non-rotating state, the rotational force of the output shaft can be efficiently converted into the axial direction moving force.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a drive mechanism provided for a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a perspective view of a variable valve operating apparatus according to the present embodiment.
3A is a view as viewed in the direction of the arrow A in FIG. 2 showing the valve closing action during the minimum lift control in the present embodiment, and FIG. 3B is a view seen in the direction of the arrow A in FIG. 2 showing the valve opening action during the minimum lift control. .
4A is a view as viewed in the direction of an arrow A in FIG. 2 showing a valve closing action at the time of middle lift control in this embodiment, and FIG. 4B is a view of the valve A in FIG. .
5A is a view as viewed in the direction of the arrow A in FIG. 2 showing the valve closing action during the maximum lift control in the present embodiment, and FIG. 5B is a view seen in the direction of the arrow A in FIG. 2 showing the valve opening action during the maximum lift control. .
FIG. 6 is an operation explanatory diagram of a drive mechanism at the time of minimum lift control in the present embodiment.
FIG. 7 is a plan development view of the drive mechanism.
FIG. 8 is a characteristic diagram showing a relationship between a valve lift amount and an alternating torque.
FIG. 9 is a longitudinal sectional view of an essential part of a drive mechanism showing a second embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 ... Cylinder head
2 ... Intake valve (engine valve)
4 ... Variable lift mechanism
6 ... Drive mechanism
13 ... Drive shaft
15 ... Driving cam
17 ... Oscillating cam
32 ... Control axis
33 ... Control cam
36 ... Electric motor (rotational force applying mechanism)
37 ... Screw transmission means
45 ... Screw shaft (output shaft)
46 ... Screw nut (moving member)
47 ... Linkage (linkage part)
48 ... Link member
49 ... Male thread (screwed part)
55 ... Female thread
61 ... 1st stopper pin (regulation mechanism)
62 ... Second stopper pin (regulation mechanism)
70 ... Ball screw shaft
71 ... Ball
72 ... Ball groove
73 ... Ball nut
74 ... Guide groove

Claims

機関運転状態に応じて制御軸が回転して機関弁のバルブリフト量を可変制御する可変リフト機構と、前記制御軸を回転制御する駆動機構とを備えた内燃機関の可変動弁装置において、
前記駆動機構は、外周に螺合部を有する出力軸と、
該出力軸に回転力を付与する回転力付与機構と、
前記螺合部に螺合して、前記出力軸の回転に伴い該出力軸の軸方向へ移動する移動部材と、
一端部が前記移動部材に揺動自在に連係されたリンク部材と、
前記リンク部材の他端部に揺動自在に連係され、前記移動部材の軸方向の移動に伴い前記リンク部材から伝達される駆動力によって前記制御軸を回転させる連係部とから構成され、
前記可変リフト機構が、前記駆動機構を介して機関弁のバルブリフト量を最小リフト域から少しでも大きなリフト域に制御した際に、前記リンク部材と出力軸との間のなす角度が小さくなるように形成したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。In a variable valve mechanism for an internal combustion engine comprising: a variable lift mechanism that variably controls a valve lift amount of an engine valve by rotating a control shaft according to an engine operating state; and a drive mechanism that rotationally controls the control shaft.
The drive mechanism includes an output shaft having a threaded portion on the outer periphery;
A rotational force applying mechanism for applying a rotational force to the output shaft;
A moving member that is screwed into the screwing portion and moves in the axial direction of the output shaft as the output shaft rotates.
A link member having one end portion pivotably linked to the moving member;
A link portion that is pivotably linked to the other end of the link member, and that rotates the control shaft by a driving force transmitted from the link member as the moving member moves in the axial direction;
When the variable lift mechanism controls the valve lift amount of the engine valve from the minimum lift range to a large lift range via the drive mechanism, the angle formed between the link member and the output shaft is reduced. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, characterized in that it is formed as follows.

前記出力軸と移動部材とを、前記螺合部を介して複数条のねじ機構によって螺合させたことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変動弁装置。 2. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the output shaft and the moving member are screwed together by a plurality of screw mechanisms through the screwing portion.