JP4109926B2

JP4109926B2 - Variable valve operating device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP4109926B2
Application number: JP2002235404A
Authority: JP
Inventors: 信中村; 吉彦山田
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2002-08-13
Filing date: 2002-08-13
Publication date: 2008-07-02
Anticipated expiration: 2022-08-13
Also published as: JP2004076621A

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２００２−１５５７１６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螺子伝達機構とによっ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、低回転域の場合は、前記電動モータと螺子伝達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、中回転域から高回転域へ移行した場合は、電動モータにより螺子伝達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】
また、前記従来の可変動弁装置は、前記制御軸の正逆回転方向の最大回転（最小、最大リフト制御位置）を規制するために、アクチュエータプレートの内面に、外周に円筒状のゴム材が固着された第１，第２のストッパ部材が設けられ、制御軸が正逆方向へ大きく回転すると、該制御軸の端部に固定されたアームのいずれか一方の側面が第１、第２ストッパ部材に当接してそれ以上の回転を規制し、これによって螺子伝達機構の過度な作動を防止するようになっている。
【００１０】
【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。
【００１１】
すなわち、制御軸にも交番トルクが発生し、制御軸を小リフト側に回転させようとする正のトルクと大リフト側に回転させようとする負のトルクが繰り返されており、機関運転中には、それに電動モータのトルクが打ち勝って目標リフト量に制御するようになっている。
【００１２】
そして、機関を停止する際には、電動モータのトルク発生がなくなるが、前記交番トルクが正のトルクの瞬間に停止した場合は制御軸が最小バルブリフト側へ最大に回転して前記アームが前記第１ストッパ部材に当接した状態で機関が停止される可能性があった。
【００１３】
この場合、機関を再始動する際には、第１ストッパ部材によって規制された制御軸の回転位置が最小リフト位置になっていることから、機関再始動におけるクランキング時の燃焼が悪化して、良好な始動性を得ることができず、たとえ第１ストッパ部材の外周のゴム材によって高リフト側へ僅かに戻されているとしても、良好な始動性を得るまでに戻されていない。
【００１４】
特に、前記第１ストッパ部材のゴム材は、螺子伝達機構内の潤滑油などに常時晒されていることから、いわゆるゴムのへたり現象が発生して弾性反力が低下し、したがって、制御軸を高リフト側へ十分に戻すことは困難である。
【００１５】
このように、制御軸は、機関停止時には、最小リフト位置あるいはこの位置付近となる一方向の最大回転位置に保持された状態になる場合があるから、フリクションの高い機関始動時に吸入混合気が不足して機関の再始動が困難になる可能性があった。
【００１６】
しかも、第１、第２ストッパ部材は、外周にゴム材を設けてアームとの間の緩衝作用を得るようになっているものの、かかるゴム材は剛弾性力になっており、緩衝ストロークが短いことから、効果的な緩衝作用が得られない。
【００１７】
【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技術的課題に鑑みて案出されたもので、請求項１記載の発明は、機関弁のバルブリフト量を制御軸の回転により可変制御する可変リフト機構と、機関運転状態に応じて前記制御軸の回転を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、前記可変リフト機構を介して少なくとも最小リフト側へ制御する前記制御軸の一方向の最大回転位置を規制する規制機構と、前記制御軸が前記規制機構によって規制される際に緩衝作用を行う金属ばね部材と、を備え、機関の停止時に前記制御軸が前記規制機構側へ回転した際に、該制御軸を前記金属ばね部材のばね反力によって機関の再始動が可能なバルブリフト領域へ回転させるようにしたことを特徴としている。
【００１８】
したがって、例えば車両走行後にイグニッションキーを操作して機関を停止した際に、電動モータなどの駆動機構のトルク発生がなくなり、該停止直前の交番トルクによって制御軸が可変リフト機構を介して機関弁を最小リフト側へ制御させる一方向へ回転する場合がある。そして、制御軸は、規制機構によってそれ以上の同方向の回転が規制される際に、金属ばね部材に当接してばね反力を受ける。このため、制御軸は、規制機構による規制を受けずに、反対に他方の回転方向へ押し戻される形になり、可変リフト機構により最小リフトから機関のクランキングの良好な燃焼性を確保し得るやや高リフト側へ制御させる状態になる。
【００１９】
この結果、簡単な構造によって減速機構に対する緩衝効果が得られると共に、機関の良好な再始動性が得られる。
【００２０】
請求項２に記載の発明にあっては、とりわけ、前記駆動機構は、外周に螺合部を有する出力軸と、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、該移動部材の軸方向への移動力を前記制御軸に回転力として伝達するリンク機構と、前記移動部材の軸方向の端部と該端部に対峙する対峙部との間に配置した金属ばね部材と、を備え、機関の停止時に、前記制御軸が、最小リフト側の最大回転位置に規制される直前に前記金属ばね部材のばね反力を受けて機関の再始動が可能なバルブリフト領域に回転されることを特徴としている。
【００２１】
この発明によれば、機関停止時には、その直前の交番トルクによって制御軸が可変リフト機構を介して機関弁を最小リフト側へ制御させる一方向へ回転する。これに伴って移動部材が螺子軸に沿って一方向へ直線移動し、制御軸が規制機構によってそれ以上の同方向の回転が規制される前に、移動部材は金属ばね部材の端部に当接してばね反力を受ける。このため、移動部材が反対方向に押し戻されることから、制御軸は規制機構による規制を受けずに、反対方向へ回転する形になり、可変リフト機構により最小リフトから僅かに高リフト側へ制御させる状態になる。
【００２２】
この結果、簡単な構造によって減速機構に対する緩衝効果と、機関の良好な再始動性が得られる。
【００２３】
請求項３に記載の発明は、前記金属ばね部材を、コイルスプリングによって形成したことを特徴としている。
【００２４】
この発明では、コイルスプリングを用いることによって、該コイルスプリングの伸縮量が大きい、つまり伸び量が大きくなることから、前記機関停止時における移動部材の戻される量が大きくなる。したがって、十分な緩衝作用と機関のさらに良好な再始動性が得られる。
請求項４に記載の発明は、機関弁のバルブリフト量を制御軸の回転により可変制御する可変リフト機構と、機関運転状態に応じて前記制御軸の回転を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、前記制御軸が最小リフト位置で規制される直前に圧縮変形する第１のコイルスプリングと、前記制御軸が最大リフト位置で規制される直前に圧縮変形する第２コイルスプリングと、を備え、機関停止時に、前記制御軸が最小リフト位置側に回転した際に、前記制御軸が前記第１コイルスプリングのばね反力によって機関の再始動が可能なバルブリフト領域に回転されることを特徴としている。
【００２５】
【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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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１中、時計方向（矢印方向）に設定されている。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。
【００４４】
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。
【００４５】
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、機関回転数を検出するクランク角センサ４１や吸入空気量を検出するエアーフローメータ４２、機関の水温を検出する水温センサ４３及び制御軸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。
【００４６】
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。
【００４７】
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。
【００４８】
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３５ｈに押し付け固定している。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
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。
【００５３】
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。
【００５４】
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。
【００５５】
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。
【００５６】
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。
【００５７】
また、前記ハウジング円筒部３５ａの各開口部３５ｃ、３５ｄの各内側に、段差部３５ｆ、３５ｇがそれぞれ形成されていると共に、該各段差部３５ｆ、３５ｇに金属ばね部材であるコイルスプリング６４、６５がそれぞれ設けられている。
【００５８】
この各コイルスプリング６４，６５は、ほぼ截頭円錐状に形成され、大径部６４ａ、６５ａ側が前記各段差部３５ｆ、３５ｇの隅部に当接していると共に、該各大径部６４ａ、６５ａの外周面を介してそれぞれが軸方向へ摺動可能になっている。また、各コイルスプリング６４，６５は、図１及び図６に示すように、前記連係アーム４７が左右方向へ最大に回転して第１、第２ストッパピン６２、６３に当接する直前に先端側の小径部６４ｂ、６５ｂが螺子ナット４６の各前後端面に当接して該螺子ナット４６にばね力を付与するようになっている。したがって、この各コイルスプリング６４，６５は、螺子ナット４６の左右方向側の最大移動付近位置以外の通常の移動位置では、該螺子ナット４６とは離間してなんらばね付勢力を付与しないようになっている。また、この各コイルスプリング６４，６５は、ハウジング３５の円筒部３５ｂ内に満たされた潤滑油に浸された状態になっている。
【００５９】
さらに、前記各段差部３５ｆ、３５ｇの内方側の位置には、前記各コイルスプリング６４，６５の内方への最大移動を規制して抜け出しを防止する抜けだし防止機構であるストッパリング６６，６７が円筒部３５ａの内周にそれぞれ嵌着固定されている。
【００６０】
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に伝達された回転トルクは、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。このとき、螺子ナット４６の一端面が第１コイルスプリング６４の小径部６４ｂに押圧して圧縮変形する。
【００６１】
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。
【００６２】
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。
【００６３】
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。
【００６４】
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。
【００６５】
そして、前記連係アーム４７が第１ストッパピン６２に当接される直前には、第１コイルスプリング６４の小径部６４ｂが図６の一点鎖線で示すように、螺子ナット４６の一端面に当接してばね反力を付与する。このため、第１ストッパピン６２に対する連係アーム４７の十分な緩衝作用が得られ、両者の衝突を確実に回避することができる。
【００６６】
また、機関低回転領域から車両の急加速などにおいて、低回転域から高回転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。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が第２コイルスプリング６５を圧縮変形させながら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に示す位置を経てさらに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。
【００６７】
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は図４に示す中バルブリフト量Ｌ２よりさらに大きくなる。
【００６８】
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。
【００６９】
そして、この時点における正負（＋、−）の交番トルクは、図８のＴ３’に示すように小バルブリフト時の場合のＴ１’や中バルブリフト時の場合のＴ２’よりも大きくなる。
【００７０】
また、前記連係アーム４７が第２ストッパピン６３に当接される直前には、第２コイルスプリング６５の小径部６５ｂが図１の一点鎖線で示すように、螺子ナット４６の他端面に当接してばね反力を付与する。このため、第２ストッパピン６３に対する連係アーム４７の十分な緩衝作用が得られ、両者の衝突を確実に回避することができる。
【００７１】
さらに、車両のイグニッションキーをオフにして機関を停止させる際には、電動モータによるトルク発生がなくなり、その停止直前の交番トルクＴ１’によって制御軸３２が可変リフト機構４を介して吸気弁２，２を最小リフト側へ制御させる一方向へ回転する可能性がある。その場合、これに伴って螺子ナット４６が、前記最小リフト制御と同じく、図６に示すように螺子軸４５に沿って右方向へ直線移動し、これによって連係アーム４７が第１ストッパピン６２に当接してそれ以上の同方向の回転が規制される直前に、螺子ナット４６は第１コイルスプリング６４の小径部６４ｂに当接してばね反力を受ける。このため、前記螺子ナット４６が、反対方向（図中左方向）に押し戻されることから、連係アーム４７は第１ストッパピン６２による規制を受けずに、時計方向へ回転する形になる。この結果、可変リフト機構４により小リフトから僅かに高リフト側へ制御される状態になる。
【００７２】
したがって、第１コイルスプリング６４と第２コイルスプリング６５などの簡単な構造によって連係アーム４７と第１、第２ストッパピン６２、６３との緩衝効果が得られる。しかも、機関停止時には、第１コイルスプリング６４のばね力によって僅かに高いリフト側へ制御されることから、フリクションが高く必要混合気量の多い冷機時においても機関の再始動性が良好になる。
【００７３】
特に、コイルスプリング６４，６５を用いることによって、該コイルスプリング６４，６５の伸縮量が大きい、つまり伸び量が大きくなることから、前記機関停止時における螺子ナット４６の戻され量が大きくなる。したがって、十分な緩衝作用と機関のさらに良好な再始動性が得られる。
【００７４】
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。
【００７５】
さらに、この実施形態では、前述のように制御軸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、もって螺子ナット４６と螺子軸４５の間のねじ部の耐久性を高めることもできる。
【００７６】
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をナット５２と螺子軸４５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。
【００７７】
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、ねじ部の耐久性の低下を防止できる。
【００７８】
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。
【００７９】
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。
【００８０】
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。
【００８１】
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。
【００８２】
また、第１、第２ストッパピン６２，６３や第１、第２コイルスプリング６４，６５などの他の構成は第１の実施形態と同様である。
【００８３】
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。したがって、対称的に配置された２条の循環列により、ボールナット７３の姿勢が安定し、該ボールナット７３の移動応答性が良好になり、制御軸３２によるバルブリフトの変換応答性も向上する。
【００８４】
しかも、前述のように第１、第２コイルスプリング６４，６５のばね作用によって前記ボール螺子機構の特有の作動中におけるいわゆるしぶり現象を抑制することができる。
【００８５】
すなわち、例えば高回転時などにおいて、ボール螺子軸７０が図９中反時計方向へ回転すると、ボールナット７３は左方向へ押し出され、最大移動位置で連係アーム４７の側面が前記第２ストッパピン６３に直接当接すると、リンク部材４８の動きが急激に止まってボールナット７３の左方向の移動も急激に停止させられる。ここで、ボール螺子軸７０は慣性力をもって勢い良く回転していることから、各ボール７１をボール溝７２の一側面であるＡ１面とＡ２面によって衝撃的に左に押し出す。この結果、各ボール７１は、ボールナット７３のガイド溝７４から該ガイド溝７４の溝縁７４ａに乗り上げようとする。したがって、各ボール７１はボール溝７２の溝縁７２ａとガイド溝７４の溝縁７４ａとの間で、強く押さえ付けられて、いわゆるしぶり現象が発生し易くなる。特に、リード角が小さい場合は、くさび効果も働いて、より強いしぶり現象が発生する。
【００８６】
しかし、この実施形態では、各コイルスプリング６４，６５によって前記各ストッパピン６２，６３での規制前に、前述のような緩衝作用が働くため、前記しぶり現象を効果的に防止することができる。
【００８７】
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。
図１０は本発明の第３の実施形態を示し、この実施形態では、金属ばね部材として、第１コイルスプリング６４に代えて金属製のウエーブスプリング８０によって構成すると共に、さらに制御軸３２を高リフト側へ回転付勢する付勢機構８１を設けたものである。
【００８８】
具体的に説明すれば、前記ウエーブスプリング８０は、円環状に形成され、螺子ナット４６の電動モータ３６側の端部に軸方向に沿って取り付けられたほぼ円筒状のリテーナ８２に支持されている。このリテーナ８２は、一端部８２ａが螺子ナット４６の一端部内周面に形成された環状溝４６ａ内に係合しつつ軸方向へ摺動自在に取り付けられていると共に、フランジ状に形成された他端部８２ｂと螺子ナット４６の一端面との間にウエーブスプリング８０を保持するようになっている。したがって、このウエーブスプリング８０は、リテーナ８２を介して螺子ナット４６と一緒に軸方向へ移動可能になっていると共に、リテーナ８２の他端部８２ｂと螺子ナット４６との間で軸方向へ伸縮変形可能になっている。
【００８９】
前記付勢機構８１は、前記ハウジング３５の内部に設けられたケーシング８３の内部の摺動用孔８３ａ内に摺動自在に設けられたプランジャ８４と、該プランジャ８４と摺動用孔８３ａの底面との間に弾装されて、プランジャ８４を前方へ付勢するコイルばね８５とから構成されている。前記プランジャ８４は、先端部８４ａが制御軸３２の端部３２ａ外周面に突設された突起部８６の外面に弾接して制御軸３２を常時図中時計方向、つまり高リフト側へ制御する方向へ押し付けるようになっている。一方、前記コイルばね８５は、そのばね力がウエーブスプリング８０よりも十分に小さく設定されている。なお、他の構成は第１の実施形態と同様である。
【００９０】
したがって、この実施形態によれば、前述のように機関停止時において、制御軸３２が交番トルクによって最小リフト側、つまり図中反時計方向へ回転した場合、連係アーム４８が第１ストッパピン６２に衝突する直前（ΔＬの隙間）に、プランジャ８４を介してコイルばね８５のばね力によって制御軸３２の急激な反時計方向の回転が阻止されると共に、螺子ナット４６が右方向へ移動すると、リテーナ８２の他端部８２ｂがボールベアリング５０の端面に当接してウエーブスプリング８０を圧縮変形させ、このばね反力によって連係アーム４８と第１ストッパピン６２との緩衝作用を得ることができる。
【００９１】
しかも、特に前記ウエーブスプリング８０のばね反力によって螺子ナット４６を左方向へ僅かに押し戻して連係アーム４８を介して制御軸３２を高リフト側へ回転させることから、機関の再始動性が良好になる。このように、金属スプリングを２つ併用することで、効果を高めることができる。
【００９２】
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。
【００９３】
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。
【００９４】
（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１〜３のいずれか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１〜４のいずれかに記載の内燃機関の可変動弁装置。
【００９５】
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）前記コイルスプリングは、ハウジング内に潤滑油に浸たされた状態に配置したことを特徴とする請求項３に記載の内燃機関の可変動弁装置。
【００９６】
この発明によれば、コイルスプリングを潤滑油に浸した状態に配置したことから、潤滑油の作用によって該コイルスプリングの伸縮変形する際に発生する線間打音、つまりコイル間での摩擦による異音の発生を防止することができる。
（ニ）ハウジング内に、金属ばね部材の軸方向の移動を規制する抜けだし防止機構を設けたことを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内燃機関の可変動弁装置。
【００９７】
この発明によれば、金属ばね部材をハウジング内からの不用意な脱落を確実に防止することが可能になる。
【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。
【図１０】本発明の第３の実施形態を示す駆動機構の要部縦断面である。
【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）
６３…第１コイルスプリング（金属ばね部材）
６４…第２コイルスプリング（金属ばね部材）
８０…ウエーブスプリング（金属ばね部材）[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 Laid-Open No. 2002-155716 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 by a drive mechanism such as an electric motor and a screw transmission mechanism as a speed reduction mechanism provided on the drive shaft of the electric motor. A control cam that is eccentric from the shaft center by a predetermined amount 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 the low rotation range, the rocker arm swinging fulcrum is achieved by rotating the control shaft in one direction and rotating the control cam in the same direction via the electric motor and the screw transmission mechanism. Move the position 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 the medium rotation range is changed to the high rotation range, the control shaft is rotated in the other direction via the screw transmission mechanism by the electric motor and the control cam is rotated in the same direction. Move in a 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]
Further, in the conventional variable valve device, a cylindrical rubber material is provided on the inner surface of the actuator plate on the outer periphery in order to restrict the maximum rotation (minimum, maximum lift control position) in the forward / reverse rotation direction of the control shaft. When the fixed first and second stopper members are provided and the control shaft rotates greatly in the forward and reverse directions, one of the side surfaces of the arm fixed to the end of the control shaft is the first and second stoppers. The member abuts on the member to restrict further rotation, thereby preventing excessive operation of the screw transmission mechanism.
[0010]
[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.
[0011]
That is, an alternating torque is also generated in the control shaft, and a positive torque for rotating the control shaft to the small lift side and a negative torque for rotating the control shaft to the large lift side are repeated. In this case, the torque of the electric motor is overcome and the target lift amount is controlled.
[0012]
When the engine is stopped, torque generation of the electric motor is eliminated, but when the alternating torque stops at the moment of positive torque, the control shaft rotates to the minimum valve lift side to maximize the arm. There is a possibility that the engine is stopped in contact with the first stopper member.
[0013]
In this case, when the engine is restarted, the rotational position of the control shaft regulated by the first stopper member is the minimum lift position, so that the combustion at the time of cranking during engine restart deteriorates, Good startability cannot be obtained, and even if it is slightly returned to the high lift side by the rubber material on the outer periphery of the first stopper member, it has not been returned until good startability is obtained.
[0014]
In particular, since the rubber material of the first stopper member is constantly exposed to the lubricating oil or the like in the screw transmission mechanism, a so-called rubber sag phenomenon occurs and the elastic reaction force is reduced. It is difficult to fully return to the high lift side.
[0015]
Thus, when the engine is stopped, the control shaft may be held at the minimum lift position or the maximum rotational position in one direction near this position. This could make it difficult to restart the engine.
[0016]
Moreover, although the first and second stopper members are provided with a rubber material on the outer periphery so as to obtain a buffering action with the arm, the rubber material has a rigid elastic force and has a short buffering stroke. Therefore, an effective buffer action cannot be obtained.
[0017]
[Means for Solving the Problems]
The present invention has been devised in view of the technical problem of the conventional variable valve gear, and the invention according to claim 1 is characterized in that the valve lift amount of the engine valve is controlled by the control shaft. rotation A variable lift mechanism variably controlled by the control shaft and the control shaft according to the engine operating state. rotation In a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine provided with a drive mechanism that controls the maximum of one direction of the control shaft that is controlled to at least the minimum lift side via the variable lift mechanism Rotation position And a metal spring member that performs a buffering action when the control shaft is regulated by the regulation mechanism, and the control shaft moves toward the regulation mechanism when the engine is stopped. rotation The control shaft is moved to a valve lift region where the engine can be restarted by the spring reaction force of the metal spring member. rotation It is characterized by the fact that it was made to let you.
[0018]
Therefore, for example, when the engine is stopped by operating the ignition key after traveling the vehicle, the torque generation of the drive mechanism such as the electric motor is stopped, and the control shaft causes the engine valve to be turned through the variable lift mechanism by the alternating torque immediately before the stop. In one direction to control to the minimum lift side rotation There is a case. The control shaft abuts against the metal spring member and receives a spring reaction force when further rotation in the same direction is restricted by the restriction mechanism. For this reason, the control shaft is not subject to regulation by the regulation mechanism. rotation It will be pushed back in the direction, and it will be in a state of being controlled from the minimum lift to the slightly higher lift side, which can ensure good cranking of the engine from the minimum lift.
[0019]
As a result, a buffering effect on the speed reduction mechanism can be obtained with a simple structure, and a good restartability of the engine can be obtained.
[0020]
In the invention described in claim 2, in particular, the drive mechanism includes an output shaft having a threaded portion on an outer periphery, and is screwed into the threaded portion, and the output shaft is rotated along with the rotation of the output shaft. A moving member that moves in the axial direction, a link mechanism that transmits a moving force in the axial direction of the moving member to the control shaft as a rotational force, an axial end of the moving member and the end A metal spring member disposed between the opposed portion and the control shaft when the engine is stopped Just before the maximum rotational position on the minimum lift side is regulated The spring reaction force of the metal spring member receive It is characterized by being rotated to a valve lift region where the engine can be restarted.
[0021]
According to the present invention, when the engine is stopped, the control shaft rotates in one direction to control the engine valve to the minimum lift side via the variable lift mechanism by the alternating torque immediately before the engine is stopped. Along with this, the moving member linearly moves in one direction along the screw shaft, and before the control shaft is restricted from further rotation in the same direction by the restricting mechanism, the moving member contacts the end of the metal spring member. Contact and receive a spring reaction force. For this reason, since the moving member is pushed back in the opposite direction, the control shaft is rotated in the opposite direction without being restricted by the restriction mechanism, and is controlled from the minimum lift to the slightly higher lift side by the variable lift mechanism. It becomes a state.
[0022]
As a result, a buffering effect on the speed reduction mechanism and a good restartability of the engine can be obtained with a simple structure.
[0023]
The invention according to claim 3 is characterized in that the metal spring member is formed by a coil spring.
[0024]
In this invention, since the expansion / contraction amount of the coil spring is large by using the coil spring, that is, the extension amount is large, the moving member is returned when the engine is stopped. Ru The amount increases. Therefore, sufficient buffering action and better restartability of the engine can be obtained.
According to a fourth aspect of the present invention, the valve lift amount of the engine valve is controlled by the control shaft. rotation A variable lift mechanism variably controlled by the control shaft and the control shaft according to the engine operating state. rotation In the variable valve operating apparatus for an internal combustion engine provided with a drive mechanism for controlling the control shaft, the control shaft But Minimum lift Immediately before being restricted by position A first coil spring that compressively deforms to the control shaft, and the control shaft But Maximum lift Immediately before being restricted by position A second coil spring that compressively deforms When the engine is stopped, when the control shaft rotates to the minimum lift position, the control shaft is rotated to a valve lift region where the engine can be restarted by the spring reaction force of the first coil spring. It is characterized by that.
[0025]
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.
[0026]
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.
[0027]
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.
[0028]
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.
[0029]
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 rotational direction is set in the clockwise direction (arrow direction) in FIG.
[0030]
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.
[0031]
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.
[0032]
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.
[0033]
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.
[0034]
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.
[0035]
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.
[0036]
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.
[0037]
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.
[0038]
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.
[0039]
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.
[0040]
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.
[0041]
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.
[0042]
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.
[0043]
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.
[0044]
The electric motor 36 is constituted by a proportional type DC motor, and a small diameter end portion 38a of a substantially cylindrical motor casing 38 is press-fitted and fixed to one end opening 35c of the cylindrical portion 35a. 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.
[0045]
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 includes a crank angle sensor 41 that detects the engine speed, an air flow meter 42 that detects the intake air amount, a water temperature sensor 43 that detects the water temperature of the engine, and a potentiometer 44 that detects the rotational position of the control shaft 32. The detection signals from various sensors are fed back to detect the current engine operating state by calculation or the like, and a control signal is output to the electric motor 36.
[0046]
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.
[0047]
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 portion 35c and the other end opening portion 35d of the cylindrical portion 35a. Both end portions 45 a and 45 b are rotatably supported by ball bearings 50 and 51.
[0048]
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. It is pressed and fixed to the step portion 35h.
[0049]
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.
[0050]
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.
[0051]
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.
[0052]
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 of the substantially central position in the axial direction.
[0053]
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.
[0054]
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 so as 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.
[0055]
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.
[0056]
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.
[0057]
Further, step portions 35f and 35g are formed inside the openings 35c and 35d of the housing cylindrical portion 35a, respectively, and coil springs 64 and 65 which are metal spring members are formed on the step portions 35f and 35g. Are provided.
[0058]
Each of the coil springs 64 and 65 is formed in a substantially frustoconical shape, the large diameter portions 64a and 65a are in contact with the corners of the step portions 35f and 35g, and the large diameter portions 64a and 65a. Each of them is slidable in the axial direction via the outer peripheral surface. Further, as shown in FIGS. 1 and 6, the coil springs 64 and 65 are arranged on the tip side immediately before the linkage arm 47 rotates to the maximum in the left-right direction and comes into contact with the first and second stopper pins 62 and 63. The small-diameter portions 64 b and 65 b abut against the front and rear end surfaces of the screw nut 46 to apply a spring force to the screw nut 46. Accordingly, the coil springs 64 and 65 are separated from the screw nut 46 and do not apply any spring biasing force at a normal movement position other than the position near the maximum movement of the screw nut 46 on the left and right side. ing. Each of the coil springs 64 and 65 is immersed in the lubricating oil filled in the cylindrical portion 35b of the housing 35.
[0059]
Further, stopper rings 66, which are anti-disengagement mechanisms that restrict the maximum inward movement of the coil springs 64, 65 to prevent the step-out portions 35f, 35g from being pulled out. 67 are fixedly fitted to the inner periphery of the cylindrical portion 35a.
[0060]
Hereinafter, the operation of the present embodiment will be described. First, for example, in the low-rotation operation region including the idling operation of the engine, the rotational torque transmitted to the electric motor 36 by the control signal from the controller 40 is the screw shaft. When the rotation is transmitted to 45, the screw nut 46 is moved to the maximum rightward position as shown in FIG. 6, and thereby the control shaft 32 is rotated counterclockwise by the link member 48 and the linkage arm 47. And the side surface of the distal end portion 47b of the linkage arm 47 contacts the first stopper pin 62, and further rotation is restricted. At this time, one end surface of the screw nut 46 is pressed against the small diameter portion 64b of the first coil spring 64 and is compressed and deformed.
[0061]
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.
[0062]
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.
[0063]
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.
[0064]
Further, the positive / negative (+, −) alternating torque acting on the control shaft 32 at this time is sufficiently small as indicated by T1 ′ in FIG. 8, and is therefore transmitted to the screw nut 46 via the linkage arm 47 and the link member 48. Since the applied torque load is also small, no large concentrated load is generated on the screw shaft 45.
[0065]
Immediately before the linkage arm 47 is brought into contact with the first stopper pin 62, the small-diameter portion 64b of the first coil spring 64 comes into contact with one end surface of the screw nut 46, as shown by a one-dot chain line in FIG. Apply spring reaction force. Therefore, a sufficient buffering action of the linkage arm 47 with respect to the first stopper pin 62 can be obtained, and the collision between the two can be reliably avoided.
[0066]
In addition, when the engine shifts from the low engine speed range to the high engine speed range, such as when the vehicle is suddenly accelerating, the electric motor 36 is reversely rotated by the control signal from the controller 40 and the screw shaft 45 is further moved in the same direction. When rotating, the screw nut 46 greatly moves to the left as shown in FIG. At this time, further movement is restricted at the position where the linkage arm 48 hits the second stopper pin 63, and further movement is restricted while the screw nut 46 compresses and deforms the second coil spring 65. Therefore, the control shaft 32 further rotates the control cam 33 clockwise through the position shown in FIG. 4, and the shaft center 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.
[0067]
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). Therefore, when the drive cam 15 rotates during the opening operation of the intake valve 12 to push up the one end portion 23a of the rocker arm 23 via the link arm 24, the lift amount L3 with respect to the valve lifter 16 becomes the intermediate valve lift amount shown in FIG. It becomes larger than L2.
[0068]
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.
[0069]
Then, the positive / negative (+, −) alternating torque at this time is larger than T1 ′ in the case of the small valve lift and T2 ′ in the case of the middle valve lift, as indicated by T3 ′ in FIG.
[0070]
Further, immediately before the linkage arm 47 is brought into contact with the second stopper pin 63, the small-diameter portion 65b of the second coil spring 65 is brought into contact with the other end surface of the screw nut 46, as shown by a one-dot chain line in FIG. Apply spring reaction force. Therefore, a sufficient buffering action of the linkage arm 47 with respect to the second stopper pin 63 is obtained, and the collision between the two can be reliably avoided.
[0071]
Further, when the engine is stopped by turning off the ignition key of the vehicle, torque generation by the electric motor is eliminated, and the control shaft 32 is caused to take the intake valve 2 via the variable lift mechanism 4 by the alternating torque T1 ′ immediately before the stop. There is a possibility of rotating in one direction to control 2 to the minimum lift side. In this case, the screw nut 46 is linearly moved along the screw shaft 45 in the right direction as shown in FIG. 6 in the same way as the minimum lift control, whereby the linkage arm 47 is moved to the first stopper pin 62. Immediately before contact and the further rotation in the same direction is restricted, the screw nut 46 contacts the small diameter portion 64b of the first coil spring 64 and receives a spring reaction force. For this reason, since the screw nut 46 is pushed back in the opposite direction (left direction in the figure), the linkage arm 47 is rotated in the clockwise direction without being restricted by the first stopper pin 62. As a result, the variable lift mechanism 4 is controlled from the small lift to the slightly high lift side.
[0072]
Therefore, a buffering effect between the linkage arm 47 and the first and second stopper pins 62 and 63 can be obtained by a simple structure such as the first coil spring 64 and the second coil spring 65. In addition, when the engine is stopped, it is controlled to a slightly higher lift side by the spring force of the first coil spring 64, so that the restartability of the engine is improved even in a cold state where the friction is high and the required mixture amount is large.
[0073]
In particular, when the coil springs 64 and 65 are used, the amount of expansion and contraction of the coil springs 64 and 65 is large, that is, the amount of elongation is large. Therefore, the return amount of the screw nut 46 when the engine is stopped increases. Therefore, sufficient buffering action and better restartability of the engine can be obtained.
[0074]
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.
[0075]
Furthermore, in this embodiment, since the first and second stopper pins 62 and 63 are provided in order to prevent over-rotation of the control shaft 32 as described above, each screw nut 46 is moved at the maximum left-right movement position. The stopper pins 62 and 63 can suppress load input in one direction of the alternating torque, and can also prevent excessive movement of the screw nut 46, thereby improving the durability of the threaded portion between the screw nut 46 and the screw shaft 45. You can also.
[0076]
Further, the nut 52 is fastened to the other end 45b of the screw shaft 45 so that the inner ring 51a of the ball bearing 51 is sandwiched between the stepped portions of the nut 52 and the screw shaft 45, so that the screw shaft 45 can be stably and smoothly moved. Inadvertent movement in the axial direction can be restricted while maintaining rotation.
[0077]
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, the fall of durability of a screw part can be prevented.
[0078]
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.
[0079]
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.
[0080]
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.
[0081]
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.
[0082]
Other configurations such as the first and second stopper pins 62 and 63 and the first and second coil springs 64 and 65 are the same as those in the first embodiment.
[0083]
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. Therefore, the two circularly arranged circulation rows stabilize the posture of the ball nut 73, improve the movement response of the ball nut 73, and improve the conversion response of the valve lift by the control shaft 32. .
[0084]
In addition, as described above, the so-called bleeding phenomenon during the specific operation of the ball screw mechanism can be suppressed by the spring action of the first and second coil springs 64 and 65.
[0085]
That is, for example, when the ball screw shaft 70 rotates counterclockwise in FIG. 9 at high rotation, the ball nut 73 is pushed leftward, and the side surface of the linkage arm 47 is moved to the second stopper pin 63 at the maximum movement position. If it directly contacts, the movement of the link member 48 stops suddenly, and the leftward movement of the ball nut 73 is also stopped suddenly. Here, since the ball screw shaft 70 is rotating vigorously with an inertial force, each ball 71 is shockedly pushed to the left by the A1 surface and the A2 surface which are one side surface of the ball groove 72. As a result, each ball 71 tends to ride on the groove edge 74 a of the guide groove 74 from the guide groove 74 of the ball nut 73. Accordingly, each ball 71 is strongly pressed between the groove edge 72a of the ball groove 72 and the groove edge 74a of the guide groove 74, so that a so-called blur phenomenon is likely to occur. In particular, when the lead angle is small, the wedge effect also works, and a stronger bleed phenomenon occurs.
[0086]
However, in this embodiment, since the buffering action as described above works before the restriction by the stopper pins 62 and 63 by the coil springs 64 and 65, the bleeding phenomenon can be effectively prevented. .
[0087]
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. .
FIG. 10 shows a third embodiment of the present invention. In this embodiment, the metal spring member is constituted by a metal wave spring 80 instead of the first coil spring 64, and the control shaft 32 is further lifted. An urging mechanism 81 that urges rotation to the side is provided.
[0088]
More specifically, the wave spring 80 is formed in an annular shape and is supported by a substantially cylindrical retainer 82 attached to the end of the screw nut 46 on the electric motor 36 side along the axial direction. . The retainer 82 has one end 82a slidably mounted in the axial direction while engaging in an annular groove 46a formed on the inner peripheral surface of one end of the screw nut 46, and has a flange shape. A wave spring 80 is held between the end portion 82 b and one end surface of the screw nut 46. Therefore, the wave spring 80 is movable in the axial direction together with the screw nut 46 via the retainer 82, and is elastically deformed in the axial direction between the other end 82b of the retainer 82 and the screw nut 46. It is possible.
[0089]
The urging mechanism 81 includes a plunger 84 slidably provided in a sliding hole 83a inside a casing 83 provided inside the housing 35, and a plunger 84 and a bottom surface of the sliding hole 83a. It comprises a coil spring 85 which is elastically mounted between the two and biases the plunger 84 forward. In the plunger 84, the tip end portion 84 a is in elastic contact with the outer surface of the projecting portion 86 provided on the outer peripheral surface of the end portion 32 a of the control shaft 32, so that the control shaft 32 is always controlled in the clockwise direction in FIG. It is supposed to be pressed against. On the other hand, the spring force of the coil spring 85 is set to be sufficiently smaller than that of the wave spring 80. Other configurations are the same as those of the first embodiment.
[0090]
Therefore, according to this embodiment, when the control shaft 32 is rotated to the minimum lift side, that is, counterclockwise in the figure by the alternating torque when the engine is stopped as described above, the linkage arm 48 is moved to the first stopper pin 62. Immediately before the collision (gap of ΔL), the spring force of the coil spring 85 via the plunger 84 prevents the control shaft 32 from rotating suddenly counterclockwise, and when the screw nut 46 moves to the right, the retainer The other end 82b of 82 is brought into contact with the end face of the ball bearing 50 to compress and deform the wave spring 80, and a buffering action between the linkage arm 48 and the first stopper pin 62 can be obtained by this spring reaction force.
[0091]
In addition, since the screw nut 46 is slightly pushed back to the left by the spring reaction force of the wave spring 80 and the control shaft 32 is rotated to the high lift side via the linkage arm 48, the restartability of the engine is good. Become. Thus, an effect can be heightened by using two metal springs together.
[0092]
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.
[0093]
The technical ideas other than the claims that can be grasped from the respective embodiments will be described below.
[0094]
(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 any one of claims 1 to 3.
(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. The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the guide groove is formed in a guide groove for rotatably holding a plurality of balls in cooperation with the groove.
[0095]
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 variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 3, wherein the coil spring is disposed in a state immersed in lubricating oil in a housing.
[0096]
According to the present invention, since the coil spring is disposed in a state of being immersed in the lubricating oil, the line hitting sound generated when the coil spring expands and contracts due to the action of the lubricating oil, that is, the difference due to the friction between the coils. Generation of sound can be prevented.
(D) The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 5, wherein an escape prevention mechanism for restricting the axial movement of the metal spring member is provided in the housing.
[0097]
According to the present invention, it is possible to reliably prevent the metal spring member from being accidentally dropped from the housing.
[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. .
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.
FIG. 10 is a longitudinal sectional view of an essential part of a drive mechanism showing a third 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)
63 ... 1st coil spring (metal spring member)
64 ... Second coil spring (metal spring member)
80 ... Wave spring (metal spring member)

Claims

機関弁のバルブリフト量を制御軸の回転により可変制御する可変リフト機構と、機関運転状態に応じて前記制御軸の回転を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、
前記可変リフト機構を介して少なくとも最小リフト側へ制御する前記制御軸の一方向の最大回転位置を規制する規制機構と、
前記制御軸が前記規制機構によって規制される際に緩衝作用を行う金属ばね部材と、を備え、
機関の停止時に前記制御軸が前記規制機構側へ回転した際に、該制御軸を前記金属ばね部材のばね反力によって機関の再始動が可能なバルブリフト領域へ回転させるように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 operating apparatus for an internal combustion engine, comprising: a variable lift mechanism that variably controls a valve lift amount of an engine valve by rotation of a control shaft; and a drive mechanism that controls rotation of the control shaft according to an engine operating state.
A regulation mechanism that regulates the maximum rotational position in one direction of the control shaft that is controlled to at least the minimum lift side via the variable lift mechanism;
A metal spring member that performs a buffering action when the control shaft is regulated by the regulation mechanism,
When the control shaft when the stop of the engine is rotated to the restricting mechanism side, characterized in that the control shaft has to rotate to the metal spring member of a spring reaction force by the engine restart is possible valve lift area A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine.

機関弁のバルブリフト量を制御軸の回転により可変制御する可変リフト機構と、機関運転状態に応じて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、
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、
該移動部材の軸方向への移動力を前記制御軸に回転力として伝達するリンク機構と、
前記移動部材の軸方向の端部と該端部に対峙する対峙部との間に配置した金属ばね部材と、を備え、
機関の停止時に、前記制御軸が、最小リフト側の最大回転位置に規制される直前に、前記金属ばね部材のばね反力を受けて機関の再始動が可能なバルブリフト領域に回転されることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。In a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, comprising: a variable lift mechanism that variably controls a valve lift amount of an engine valve by rotation of a control shaft; and a drive mechanism that rotationally controls the control shaft according to an engine operating state.
The drive mechanism includes an output shaft having a threaded portion on the outer periphery;
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 mechanism for transmitting the moving force of the moving member in the axial direction to the control shaft as a rotational force;
A metal spring member disposed between an axial end portion of the moving member and a facing portion facing the end portion, and
When the engine is stopped, the control shaft is rotated to a valve lift region where the engine can be restarted by receiving the spring reaction force of the metal spring member immediately before being restricted to the maximum rotation position on the minimum lift side. A variable valve operating apparatus for an internal combustion engine characterized by the above.

前記金属ばね部材を、コイルスプリングによって形成し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。 The variable valve operating apparatus for an internal combustion engine according to claim 1 or 2, wherein the metal spring member is formed of a coil spring.

機関弁のバルブリフト量を制御軸の回転により可変制御する可変リフト機構と、機関運転状態に応じて前記制御軸の回転を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、
前記制御軸が最小リフト位置で規制される直前に圧縮変形する第１のコイルスプリングと、
前記制御軸が最大リフト位置で規制される直前に圧縮変形する第２コイルスプリングと、を備え、
機関停止時に、前記制御軸が最小リフト位置側に回転した際に、前記制御軸が前記第１コイルスプリングのばね反力によって機関の再始動が可能なバルブリフト領域に回転されることを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。In a variable valve operating apparatus for an internal combustion engine, comprising: a variable lift mechanism that variably controls a valve lift amount of an engine valve by rotation of a control shaft; and a drive mechanism that controls rotation of the control shaft according to an engine operating state.
A first coil spring that compressively deforms immediately before the control shaft is regulated at the minimum lift position ;
And a second coil spring for compressing deformation immediately before the control shaft is restricted by the maximum lift position,
When the engine is stopped, when the control shaft rotates to the minimum lift position side, the control shaft is rotated to a valve lift region where the engine can be restarted by a spring reaction force of the first coil spring. A variable valve operating device for an internal combustion engine.