JP4768647B2 - 内燃機関の可変動弁装置 - Google Patents

Description

本発明は、例えば内燃機関の吸気弁や排気弁のバルブリフト量や作動角等を可変機構により機関運転状態に応じて可変制御する可変動弁装置、とりわけ、前記可変機構を駆動させる駆動機構の改良技術に関する。

従来の内燃機関の可変動弁装置としては、種々提供されており、その１つとして本出願人が先に出願した例えば以下の特許文献１に記載されているものが知られている。

概略を説明すれば、クランクシャフトから回転力が伝達される駆動軸と、揺動することによって一気筒当たり２つの吸気弁を開閉作動させる揺動カムと、前記駆動軸の外周に固定された駆動カムと前記揺動カムとの間に介装されて、駆動カムの回転力を揺動運動に変換して前記揺動カムに伝達するロッカアームなどからなる伝達機構と、前記ロッカアームの中央に有する支持孔内に挿通配置された偏心制御カム及び該偏心制御カムを回転制御する制御軸とからなる制御機構と、前記制御軸を機関駆動状態に応じて回転制御する駆動機構と、を備えている。

この駆動機構は、電動モータによって正逆回転されるボール螺子軸と、該ボール螺子軸の外周面に形成された雄ねじ部に内周の雌ねじが螺合して軸方向へ移動可能な移動部材と、一端部が前記移動部材の両側部にピンを介して揺動自在に連係されたリンク部材と、基端部が前記制御軸の一端部に固定されて、突出端が前記リンク部材の他端部に回転自在に連係された連結アームと、を備えている。

また、前記制御軸の正逆方向の最大回転位置を規制する第１、第２ストッパピンが設けられていると共に、機関停止時において、前記制御軸が第１ストッパピンあるいは第ストッパピンによって回転規制される直前に、ばね力によって前記移動部材を介して制御軸を大バルブリフト側あるいは小バルブリフト側へ反転させる第１，第２コイルスプリングが設けられている。

前記第１、第２コイルスプリングは、前記移動部材が前後軸方向へ最大に移動した際に、付勢力によって反対方向へ僅かに移動させて制御軸を反転させて、電動モータなどの駆動源が故障してもある程度のバルブリフト量を確保して、冷機始動時の最低限の始動性を確保するようになっている。
特開２００４−７６６２１号公報

しかしながら、前記従来の可変動弁装置にあっては、前記コイルスプリングの軸方向の長さが短く形成されていることから、移動部材が所定のバルブリフト量を越えると、つまり、中間移動位置方向へ移動すると、該移動部材の端部がコイルスプリングの先端部との当接状態が解除されて離れてしまう。したがって、移動部材の端部とコイルスプリングの先端部が再度当接した際に、比較的大きな衝突打音が発生すると共に、かかる当接前後で移動部材の負荷が急変して制御軸に対する回転制御精度が低下してしまう。この結果、駆動機構による機関弁のバルブリフト量の制御精度が低下してしまうおそれがある。

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、制御軸の回転位置に応じて機関弁のバルブリフト量を可変制御する可変機構と、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、
前記駆動機構は、外周にねじ部が形成された出力軸と、該出力軸のねじ山に螺合して、該出力軸の回転に伴い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運動に変換して伝達するリンク機構と、前記移動部材のバルブリフト量を増大させる一方向への最大移動位置を規制する第１移動規制部と、前記移動部材のバルブリフト量を減少させる他方向への最大移動位置を規制する第２移動規制部とから構成され、
前記移動部材を前記一方向へ付勢し、前記移動部材をいずれの移動位置においても先端部が前記移動部材に当接している第１付勢部材を設けると共に、
前記駆動機構の停止時に、前記第１付勢部材の付勢力と前記制御軸に発生する小バルブリフト量方向への回転負荷との相対する対抗力を、前記移動部材に対する前記第１付勢部材による付勢力の特性線と、前記移動部材に対する前記制御軸の回転負荷による荷重の凸状の特性線と、の交点が１点となるように設定することによって、前記移動部材を前記第１、第２移動規制部間の軸方向の中間移動位置に保持したことを特徴としている。

したがって、この発明によれば、たとえ駆動機構が故障した場合でも、前記移動部材が軸方向の中間位置に安定保持されて機関弁のある程度のバルブリフト量を確保して、冷機始動時の最低限の始動性を確保することができる（フェールセーフ効果）ばかりか、特に、この発明では、前記第１付勢部材の先端部が移動部材の端部に常時当接状態となって離間することがないため、従来のような、前記両者の再当接時における移動部材の急激な負荷の変化を防止することができる。この結果、前記制御軸を回転制御する駆動機構の制御精度を向上させることが可能になる。

また、前記再当接時の衝突打音などの発生が確実に防止できることは勿論のこと、前記移動部材の軸方向のばたつきも前記第１付勢部材により抑制できるので、全体の騒音の発生を効果的に防止できる。

請求項２に記載の発明は、前記移動部材を他方向へ付勢し、前記移動部材のいずれの移動位置においても先端部が前記移動部材に当接している第２付勢手段を設け、前記駆動機構の停止時に、前記第１付勢部材の付勢力と前記制御軸に発生する小バルブリフト量方向への回転負荷及び前記第２付勢部材の付勢力との相対する対抗力を、前記移動部材に対する前記第１付勢部材と第２付勢部材による付勢力の特性線と、前記移動部材に対する前記制御軸の回転負荷による荷重の凸状の特性線と、の交点が１点となるように設定することによってして、前記移動部材を軸方向の中間移動位置に保持したことを特徴としている。

この発明によれば、請求項１の発明の作用効果に加えて、第２付勢部材の付勢力によって前記フェールセーフ効果におけるバルブリフト量の安定性が向上すると共に、前記移動部材が第１、第２付勢部材の付勢力によって常に挟持された形になるため、該移動部材の軸方向のばたつきをさらに抑制することができ、これによって、騒音を一層低減化することが可能になる。

請求項３に記載の発明は、前記移動部材が保持された前記中間移動位置が、機関の常用運転域で使用されるバルブリフト量となるように設定したことを特徴としている。

この発明によれば、前記移動部材が機関の常用運転域で使用されるバルブリフト量にメカニカルに安定しようすることから、機関のかかる常用運転域では駆動機構を駆動させる駆動源のエネルギーを低減でき、この結果、機関の燃費の向上が図れる。

請求項４に記載の発明は、前記移動部材が保持された前記中間移動位置が、前記機関弁の開弁時におけるリフト量が１〜５ｍｍ程度になるように設定したことを特徴としている。

この発明によれば、高速道路走行を含めた一定速度走行で使用されるバルブリフト量を１〜５ｍｍの範囲にメカニカルに安定させることができるため、例えば高速道路を走行中において駆動機構の駆動源のエネルギーを低減でき、この結果、高速走行中の燃費の向上が図れる。

以下、本発明に係る内燃機関の可変動弁装置の各実施例を図面に基づいて詳述する。なお、この実施例では、動弁装置をＶ型６気筒内燃機関の吸気側に適用し、図面では片側３気筒に適用した場合を示している。

すなわち、可変動弁装置は、図１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機構４と、該可変機構４の作動位置を制御する制御機構５と、該制御機構５を回転駆動する駆動機構６とを備えている。

前記可変機構４は、シリンダヘッド１の上部に有する軸受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の上面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。

前記駆動軸１３は、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。

前記軸受１４は、図６Ａ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。

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だけオフセットしている。

前記両揺動カム１７は、同一形状のほぼ雨滴状を呈し、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、先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が形成されている。このカム面２２は、カムシャフト２０側の基円面と、該基円面からカムノーズ部２１側に円弧状に延びるランプ面と、該ランプ面からカムノーズ部２１の先端側に有する最大リフトの頂面に連なるリフト面が形成されており、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。

前記伝達手段は、駆動軸１３の上方に配置されたロッカアーム２３と、該ロッカアーム２３の一端部２３ａと駆動カム１５とを連係するリンクアーム２４と、ロッカアーム２３の他端部２３ｂと揺動カム１７とを連係するリンクロッド２５とを備えている。

前記ロッカアーム２３は、中央に有する筒状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、基部の内端部に突設された前記他端部２３ｂには、リンクロッド２５の一端部と連結するピン２７が嵌入するピン孔が形成されている。

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。

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。

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設けられている。

前記制御機構５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。

前記制御軸３２は、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と共に、前記駆動機構６によって正転あるいは逆転方向へ回転制御されるようになっている。

前記制御カム３３は、円筒状を呈し、軸心Ｐ２位置が制御軸３２の軸心Ｐ１から所定分だけ偏倚している。

また、前記制御軸３２は、一方側の最大回転位置と他方側の最大回転位置がストッパ機構によって規制されるようになっている。

このストッパ機構は、図２（図１のＢ矢視断面）に示すように、シリンダヘッド１の上端部に突設されたストッパ壁３１と、制御軸３２の外周面に一体的に固定されたストッパ部材３４とから構成され、前記ストッパ壁３１は、上端部のほぼ中央に半円形状の凹溝３１ａが形成されていると共に、該凹溝３１ａの両側上面に一対の第１、第２ストッパ面３１ｂ、３１ｃが形成されている。

一方、前記ストッパ部材３４は、制御軸３２の外周面に前記凹溝３１ａ内に一定のクリアランスを介して嵌合した円板フランジ状の基部３４ａが一体的に結合されていると共に、該基部３４ａの上端面に扇状のストッパ片３４ｂが径方向外側に一体に突設されている。そして、前記ストッパ片３４ｂは、円周方向の一端側に前記制御軸３２の一方側の回転に伴って前記第１ストッパ面３１ｂに当接して前記制御軸３２を最小バルブリフト量の回転制御位置に規制する第１ストッパ面３４ｃを有すると共に、他端側に、前記制御軸３２の他方側の回転に伴って前記第２ストッパ面３１ｃに当接して前記制御軸３２を最大バルブリフト量の回転制御位置に規制する第２ストッパ面３４ｄを有している（図２の状態）。

前記駆動機構６は、図１、図３〜図５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駆動源である電動モータ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に伝達する減速機構であるボール螺子伝達機構３７とから構成されている。

前記ハウジング３５は、アルミ合金材などによって一体に形成され、内部に前記制御軸３２の軸方向とほぼ直角方向に沿って配置されて、ボール螺子伝達機構３７が収容配置される細長い収容部３５ａと、該収容部３５ａの上端部中央に上方へ突出して、内部に前記制御軸３２の一端部３２ａが臨む膨出室３５ｂが形成されている。

さらに、前記収容室３５ａは、軸方向の一端部に円形状の開口部３５ｃが形成されていると共に、他端部側が端壁３５ｄによって閉塞されている。

前記電動モ−タ３６は、比例型のＤＣモータによって構成され、ほぼ円筒状のモータケーシング３８の先端部３８ａが前記収容室３５ａの前記開口部３５ｃを封止する状態で固定されている。また、電動モータ３６は、図１に示すように、機関の運転状態を検出するコントロールユニット４０からの制御電流によって駆動するようになっている。

このコントロールユニット４０は、クランク角センサ４１やエアーフローメータ４２、水温センサ４３や、制御軸３２の回転位置を検出する後述のポテンショメータ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に制御電流を出力している。

前記ボール螺子伝達機構３７は、前記ハウジング３５の収容室３５ａ内に電動モータ３６の駆動シャフト３６ａとほぼ同軸上に配置された出力軸であるボール螺子軸４５と、該ボール螺子軸４５の外周に螺合する移動部材であるボールナット４６と、膨出室３５ｂ内で前記制御軸３２の一端部３２ａに軸方向から連結された連係アーム４７と、該連係アーム４７と前記ボールナット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。

前記ボール螺子軸４５は、両端部を除く外周面全体に所定幅のねじ部であるボール循環溝４９が螺旋状に連続して形成されていると共に、前記収容室３５ａの一端開口部３５ｃと他端部の小径部内にそれぞれ臨んだ両端部４５ａ、４５ｂが第１、第２ボールベアリング５０、５１によって回転自在に軸受けされている。前記電動モータ３６側の第１ボールベアリング５０は、外周面が一端開口部３５ｃの内側に圧入固定されていると共に、先端側の第２ボールベアリング５１は、外周面が他端壁３５ｄの小径部の内部に圧入固定されている。

さらに、ボール螺子軸４５は、一端部４５ａの先端部と電動モータ３６の駆動シャフト３６ａの先端部が円筒状の連結部材５２によって同軸上で軸方向移動可能にセレーション結合され、かかる結合によって電動モータ３６の回転駆動力を前記ボール螺子軸４５に伝達すると共に、ボール螺子軸４５の軸方向の僅かな移動を許容している。

前記ボールナット４６は、ほぼ円筒状に形成され、内周面に前記ボール循環溝４９と共同して複数のボール５４を転動自在に保持するガイド溝５３が螺旋状に連続して形成されていると共に、複数のボール５４の循環列をボールナット４６の軸方向の前後２個所に設定する２つのディフレクタが取り付けられている。つまり、このディフレクタは、前記ボール循環溝４９とガイド溝５３との間を転動する前記複数のボール５４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５４を案内するものであり、この循環列を軸方向の前後２個所に設けたものである。

前記ボールナット４６は、各ボール５４を介してボール螺子軸４５の回転運動をボールナット４６に直線運動に変換しつつ軸方向の移動力が付与されるようになっている。また、ボールナット４６は、軸方向のほぼ中央位置に前記リンク部材４８の一端部と連結される枢支ピン５５が回転自在に設けられている。

前記連係アーム４７は、図３〜図５に示すように、く字形状に形成され、制御軸３２の一端部３２ａに軸方向から一体的に結合固定されていると共に、基部４７ａの一端側に突設された突部４７ｂに前記リンク部材４８の他端部が枢支ピン５６によって回転自在に連結されている。なお、前記連係アーム４７は、制御軸３２と一体に結合させずに、別体に形成したプレートを２箇所のピンで固定して形成することも可能である。

前記リンク部材４８は、板材をプレス成形によって横断面ほぼコ字形状（凹状部）に折曲形成してなり、平行な一対の細長い平板状のリンク部５７、５７と、該両リンク部５７、５７のほぼ中央上端を結合する連結部５８とから構成されている。

前記両リンク部５７，５７は、図１に示すように、長手方向のほぼ中央が互いに内方へクランク状に折曲形成されて、一端部側が拡幅状に形成されている一方、他端部側が狭幅状に形成されており、前記両端部には、ピン孔がそれぞれ貫通形成されている。

前記連結部５８は、平面ほぼ長方形状に形成されて、両端部が下方へＬ字形状に折曲形成されていると共に、両端縁が各リンク部５７，５７の狭幅な他端部側寄りのほぼ中央位置の各上端縁に一体に結合されて、幅方向へ架橋状態に配置されている。

したがって、リンク部材４８は、内部が両リンク部５７、５７によって連結部５８と反対側の下端が開口した細長い凹状部である空間部５９になっていると共に、両端部側も開口状態になって、いわば平行な二股状に形成されている。

また、両リンク部５７，５７は、各一端部が同じく前記ボールナット４６のほぼ中央を僅かなクリアランスをもって挟み込むように嵌合している一方、各他端部が前記連係アーム４７の突部４７ｂを両側から僅かなクリアランスをもって挟み込むように嵌合している。

そして、このリンク部材４８は、前記各一端部の前記各ピン孔に挿通した前記枢支ピン５５を介して前記ボールナット４６に対して回動自在に連結されている一方、各他端部の前記各ピン孔に挿通した前記枢支ピン５６を介して前記連係アーム４７の突部４７ｂに対して回転自在に連結されている。

なお、前記両枢支ピン５５，５６は、両端部がかしめ加工によって前記各ピン孔に固定されている。

したがって、このリンク部材４８は、ピン５５、５６を介してボールナット４６の移動に伴い傾動可能になっている。

また、図３〜図５に示すように、前記ボールナット４６の軸方向の一端部と前記第１ボールベアリング５０の内端側に設けられたほぼ円板状のスプリングリテーナ６０との間には、前記ボールナット４６を電動モータ３６と反対方向（制御軸３２を最大バルブリフト量の回転制御軸方向）へ付勢する第１付勢部材である第１コイルスプリング６１が弾装されている。

さらに、前記ボールナット４６の軸方向一端部に設けられたスプリングリテーナ６２と第２ボールベアリング５１側に設けられたスプリングリテーナ６３との間には、前記ボールナット４６を電動モータ３６の方向（制御軸３２を最小バルブリフト量への回転制御軸方向）へ付勢する第２付勢部材である第２コイルスプリング６４が弾装されている。

前記第１コイルスプリング６１と第２コイルスプリング６４は、それぞれコイル長さが長く形成されて、前記ボールナット４６の軸方向のいずれの移動位置においても、ボールナット４６の一端部側とスプリングリテーナ６０との間、及び両スプリングリテーナ６２、６３の間から離間することなく常時弾接する状態になっている。

また、この両コイルスプリング６１，６４の対抗する付勢力及び後述する制御軸トルクによって前記電動モータ３６の駆動停止状態で前記ボールナット４６を軸方向の両端側ではないほぼ中間移動位置に保持するようになっている（図５参照）。このボールナット４６の中間移動位置は、前記ストッパ機構のストッパ片３４が図２に示す第１、第２ストッパ面３１ｂ、３１ｃ間の中間となる位置であって、この中間位置で吸気弁２，２のバルブリフト量が最小リフトと最大リフトとの間の中間リフト量となるように設定され、これは、ピストンフリクションの高い冷機始動時にも、十分な吸入空気量が得られる程度のリフト量になっている。

以下、本実施形態に係るアクチュエータ装置の作動を説明すれば、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、コントロールユニット４０から出力された制御電流によって電動モータ３６が回転してこの回転トルクによりボール螺子軸４５が回転する。

そうすると、この回転に伴って各ボール５４がボール循環溝４９とガイド溝５３との間を転動しながらボールナット４６を、図３に示すように、図中、最大左方向へ直線状に移動させる。これによって制御軸３２は、リンク部材４８と連係アーム４７とによって図３中の時計方向、すなわち図２中、反時計方向に回転駆動され、前記第１ストッパ面３４ｃが第１ストッパ面３１ｂに当接して制御軸３２のそれ以上の回転を規制する。

したがって、制御カム３３は、軸心Ｐ２が図６Ａ、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。

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、そのリフト量は充分小さくなる。

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Ｌ１が図８に示すように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。また、制御軸３２をストッパ位置から浮かせてＬ１よりも若干高いリフトとし、リフト量の微細な制御を行うようにしてもよい。

また、機関高回転領域に移行した場合は、コントロールユニット４０からの制御電流によって電動モータ３６が逆回転し、この回転トルクがボール螺子軸４５に伝達されて回転すると、この回転に伴ってボールナット４６が各ボール５４を介して図３に示す位置から図４に示す右方向へ直線移動する。

したがって、制御軸３２は、図２に示すように、時計方向へ回転して、第２ストッパ面３４ｄが第２ストッパ面３１ｃに当接してそれ以上の回転が規制される。

これにより、制御カム３３は、図７Ａ、Ｂに示すように軸心Ｐ２を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。

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Ｌ３は大きくなる。

よって、かかる高回転領域では、各吸気弁２のバルブリフト量Ｌ３が図８に示すように、最大に大きくなり、該各吸気弁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。

次に、図９に基づいて、吸気弁２，２のバルブリフト量（Ｌ）と制御軸３２の平均トルク（Ｔ）との関係を説明する。

図９の横軸は制御軸３２の回転角度を示し、右に行くほどフロントビュー（図１矢視Ａ）で時計方向に回転してバルブリフト量が増加する。つまり、前記ストッパ機構によって左右の回転が規制された状態で、θｍｉｎのときはバルブリフト量が最小リフト（Ｌ１）となっており、θｍａｘのときはバルブリフト量が最大リフト（Ｌ３）となっている。

また、図９におけるもう一つの縦軸は、機関運転状態が前述のように、アイドル回転や始動時のクランキング回転などの極低回転時、すなわち各部の慣性力が殆どかからない状態における制御軸３２に作用する平均トルク、つまり、クランクシャフトの回転の半分の角速度で回転する前記駆動軸１３が１回転する間における制御軸３２の時間平均トルクを示している。

この平均トルクは、各吸気弁２，２のバルブスプリングのばね荷重によって制御軸角θを小さくする方向、つまり小バルブリフト側に制御軸３２を回転させる方向へ作用し、かかる小バルブリフトＬ１では小さくなっている（Ｔ１）。これはバルブリフトが小さいので、バルブスプリングから制御軸に入力されるばね荷重が小さく、また、開弁期間（作動角）でのトルクが作用する期間が短いので前記駆動軸１３が１回転する間の平均トルクが小さくなるのである。

次に、制御軸３２の回転角を大きくしていくと、バルブリフトが増加して作動角も大きくなるので、この制御軸３２の平均トルクは増加していく。

また、バルブリフトがある程度大きくなってピーク値Ｔｐを越えると、逆に制御軸３２の平均トルクが漸次低下していく。これは、図７から明らかなように、制御カム３３の偏心方向が駆動軸方向に変化し、バルブスプリングのばね力による制御カム３３荷重方向に近づいてくるため、制御カム３３を小バルブリフト方向へ回転させるモーメントの腕が減少してくることから、リフト量増加による荷重増加にも拘わらず制御軸３２に作用するトルクは漸次低下していくのである。

ここで、θｍｉｎとθｍａｘの間にあるθ２の位置での制御軸トルクはＴ２となっている。この位置は、Ｔｐよりθｍｉｎに近い位置になっている。

図１０はボールナット４６に作用する軸方向の荷重特性を示し、横軸はボールナット４６の位置を示している。図中の左端は最小リフトＬ１の位置を示すＸｍｉｎであり、これは前述のθｍｉｎと対応する。右端は最大リフトＬ３の位置を示すＸｍａｘであり、これは前述したθｍａｘと対応する。

一方、前述した小リフト方向の制御軸トルクによってボールナット４６には、軸方向荷重Ｆが作用する。例えば、ボールナット４６の移動位置がＸｍｉｎとＸｍａｘの間の中間位置Ｘ２になっているときについて考察すると、この移動位置では制御軸３２の回転角が前記θ２に対応している。

これらを、図５に基づいて補足すると、制御軸３２の回転角θ２、ボールナット４６の移動位置Ｘ２、バルブリフトＬ２、制御軸トルクＴ２がそれぞれ対応している。図１の矢視Ａと反対方向のリアービュー（図５）まで時計方向、つまり小リフト方向に制御軸トルクＴ２が作用しているが、このＴ２によってボールナット４６は左方向、つまり小リフト方向にＦ２の軸荷重が作用する。一方、ボールナット４６の軸方向には、リフト増大方向へ第１コイルスプリング６１の付勢力Ｆｉと、第２コイルスプリング６４によるリフト減少方向の付勢力Ｆｄも作用している。

ここで、Ｆｉ＞Ｆｄの設定になっており、この両コイルスプリング６１，６４によるボールナット４６の荷重はリフト増大方向にＦ’（＝Ｆｉ−Ｆｄ）になっている。

ここで、制御軸３２の平均トルクによるボールナット４６荷重は、左方向（小リフト方向）で、第１コイルスプリング６１及び第２コイルスプリング６４によるボールナット荷重Ｆ’は右方向（大リフト方向）と逆であり、ボールナット４６の所定の移動位置で、両荷重が釣り合うのであるが、そのポイントが図１０に示すように、Ｘ２であり、バルブリフト量でＬ２となっている。

Ｘ２よりも左側では、Ｆ’がＦより大きいので、大リフト右方向、つまり大リフト側にボールナット４６が移動しようとし、Ｘ２よりも右側であると逆方向に移動しようとするので、結局、Ｘ２付近に安定することになる。つまり、Ｘ２でのＦ’であるＦ２’とＸ２でのＦであるＦ２とが一致するのである。

例えば、イグニッションキーをオフした場合に、アイドル回転から機関停止するわけであるが、電動モータ３６の電流がオフになるので、このＸ２の位置に安定する。あるいは、急なエンストによってＸ２以外で停止した場合でも、次の始動時のクランキング回転の際に、Ｘ２の位置に移動し安定するのである。

したがって、前述したように、電動モータ３６に断線などの故障があっても、始動時のクランキング回転時にＸ２の位置、つまりバルブリフトがＬ２というある程度のリフト量があり、冷機始動時などであっても大きなピストンフリクションに打ち勝つトルクを出せるだけのバルブリフト量なので、始動性や低速走行が可能になる。

一方、最大リフトＬ３よりは低いリフトであるから、動弁系のフリクションが小さく始動時のクランキング回転速度を高められ、良好な始動性や低速走行時の安定性を確保できる。

ところで、図１０において、両コイルスプリング６１，６４によるＦ’（大リフト方向）の特性（実線）についてみると、Ｘｍｉｎのときに最大のＦ１’、Ｘｍａｘのときに最小のＦ３’を示すが、ここで重要な点は制御軸３２のトルクによる荷重Ｆ特性との交点がＸ２一点だということである。このときのみＦ２’＝Ｆ２となる。

制御軸トルクによるボールナット４６の荷重Ｆは、図１０に示すように、上方は凸であり、Ｆ’の特性（直線）との交点が２箇所でてしまう、つまり、安定点が２箇所の場合も考えられる。この場合、２箇所のどちらかであっても、良好なフェールセーフを保証するのは難しく、結果として一方は始動性などが悪化してしまう問題が出てくる。ここで、Ｆ’の直線の傾き、つまり、両コイルスプリング６１，６４としてのばね定数をある程度大きくしたので、交点が１箇所で済み、このような問題を回避することができるのである。

このＦ’の例は、最大リフト位置Ｘｍａｘでも大リフト側に付勢している例を示したが、破線のＦ’’特性に示すように、両コイルスプリング６１，６４によるボールナット４６の荷重方向が反転するようにしても良い。これは、制御軸トルクが作用しない状態でもＸｍｉｎとＸｍａｘの間に安定点があることを意味する。このようにすると、リフトＬ２より小さい領域、つまりＸ２よりも左側の位置でリフト増加方向の付勢力が高まり、逆にＬ２よりも大きい領域、つまりＸ２より右側の位置でリフト減少方向の付勢力が高まる。すなわち、リフトＬ２への安定性がより高まることになるのである。

そして、これらの実施形態について纏めると、例えば前記電動モータ３６が、例えばハーネスの断線などにより故障して停止した場合でも、ボールナット４６は、両コイルスプリング６１，６４のばね力によって中間移動位置に保持されて、吸気弁２，２の中バルブリフト量（図８のＬ２）を確保するため、冷機始動時の最低限の始動性を確保することができる（フェールセーフ効果）。

特に、この実施例では、前記第１コイルスプリング６１や第２コイルスプリング６４の各先端部がボールナット４６の軸方向前後端部に常時当接状態となって離間することがないため、従来のような、前記両者の再当接時におけるボールナット４６の急激な負荷の変化を防止することができる。この結果、前記制御軸３２を回転制御する駆動機構６の制御精度を向上させることが可能になる。

また、前記ボールナット４６は、第１、第２コイルスプリング６１，６４によって常に挟持された形になるため、該ボールナット４６の軸方向のばたつきをさらに抑制することができ、これによって、騒音を一層低減化することが可能になる。

しかも、前記ボールナット４６が両コイルスプリング６１，６４の対抗するばね力によって機関の常用運転時となる中間移動位置に保持されることから、機関のかかる常用運転域では駆動機構６の駆動源である電動モータ３６を駆動させる駆動エネルギーを低減でき、この結果、車両の燃費の向上が図れる。
〔第２実施例〕
図１１〜図１３は第２の実施例を示し、前記第２コイルスプリング６４を廃止して、第１コイルスプリング６１のみとしたものである。この場合も第１コイルスプリング６１は、ボールナット４６が何れの移動位置においても、先端部がボールナット４６の他端部と当接している。

したがって、この実施例でも衝突打音の発生が確実に防止できると共に、突然の当接や当接解除によるボールナット４６の急激な移動変化がないので、バルブリフト量の制御精度の低下を防止できる。

また、ボールナット４６は、制御軸トルクによって左方向（小リフト方向）へ付勢され、また第１コイルスプリング６１のばね力によって右方向に付勢されているので、ボールナット４６は前記第１コイルスプリング６１の付勢力によって押さえ込まれた形になるので、ばたつきの発生も抑制され、騒音の発生が防止される。

図１４は本実施例におけるボールナット４６に作用する荷重やバルブリフト量などを示す特性図であって、前記図１０のバルブリフト量よりも相対的に小さくなっている。これは、制御軸３２の制御カム３３の偏心方向を変更することによって簡単に実現できる。

また、Ｘｍｉｎのときの最小リフトＬ１は、０．１〜０．５ｍｍ程度に設定されている。このような極小リフトであれば、スロットルバルブをほぼ全開にしても暖機アイドル運転ができるので、ポンピングロスが低下して燃費を十分に低減することが可能になる。

一方、第１コイルスプリング６１の荷重Ｆ’と制御軸トルクとの釣り合い点Ｘ２でのリフトＬ２は、１〜５ｍｍ程度になっており、このリフト量は前述のフェールセーフ効果が得られるのに加えて高速走行も含めた定速走行の際に使用されるリフト量、つまり機関運転の常用域のリフト量になっている。このように、常用域のリフト量に安定するようになっているので、電動モータ３６が必要な駆動トルクが減少するので、電動モータ３６の電流、電力を減少させることが可能になり、この結果、燃費の向上が図れる。

ところで、図１４に示すボールナット４６の最大右方向への移動した位置であるＸｍａｘにおいて、荷重Ｆ３’も依然として正の値をもっており、これは前述のように第１コイルスプリング６１とボールナット４６との常時当接状態が維持されていることを意味する。

〔第３実施例〕
図１５は第３実施例を示し、第２付勢部材として前記第２コイルスプリング６４のようにボールナット４６を直接付勢するものに代えて、連係アーム４７を介して制御軸３２を直接的に最小リフト方向へ付勢する捩りばね６５を用いたものである。

即ち、この捩りばね６５は、一端部６５ａがハウジング３５の上端部に有するねじボス部６６の外面に弾接している一方、他端部６５ｂが連結アーム４７の一端側に有するボルト頭部６７の外面に内方から弾接して、制御軸３２を図中（リアビュー）時計方向、つまり最小リフトＬ１への回転方向へ付勢している。なお、第１コイルスプリング６１は、そのまま設けられている。この捩りばね６５は、そのばね荷重によるボールナット４６の付勢方向（左方向）が第１コイルスプリング６１のばね荷重によるボールナット４６付勢方向（右方向）と異なるように設定されている。

したがって、前記ボールナット４６は、前記捩りばね６５の付勢力と第１コイルスプリング６１の付勢力によって挟まれた形になることから、駆動機構６の停止時には、中間移動位置に保持されて、前記第１の実施例と同様な作用効果が得られる。

本発明は前記各実施例の構成に限定されるものではなく、例えば、駆動機構６の駆動源は電動モータ３６以外に油圧によるものであってもよい。また、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。

本発明の可変動弁装置の第１実施例を示す斜視図である。 本実施例に供されるストッパ機構を図１のＢ矢視方向からみた断面図である。 本実施例に供される駆動機構の部分縦断面である。 同駆動機構による最大リフト制御時の作動説明図である。 同駆動機構のボールナットの中間移動位置を示す作動説明図である。 Ａは可変動弁装置における最小リフト制御時の閉弁作用を示す図１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１のＡ矢視図である。 Ａは可変動弁装置における最大リフト制御時の閉弁作用を示す図１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１のＡ矢視図である。 本実施例の可変動弁装置による各吸気弁のバルブリフト特性図である。 本実施例における制御軸の回転角度とバルブリフト及び制御軸トルクとの関係を示す特性図である。 ボールナットに作用する荷重特性図である。 本発明の第２実施例に供される駆動機構の部分縦断面図である。 同駆動機構における最大リフト制御時の作動説明図である。 同駆動機構のボールナットの中間移動位置を示す作動説明図である。 本実施例におけるボールナットの作用する荷重特性図である。 本発明の第３実施例を示す部分縦断面図である。

符号の説明

２…吸気弁（機関弁）
４…可変機構
６…駆動機構
３１…ストッパ壁
３２…制御軸
３３…制御カム
３４…ストッパ部材
３５…ハウジング
３６…電動モータ
３７…ボール螺子伝達機構
４５…ボール螺子軸
４６…ボールナット（移動部材）
４７…連係アーム
４８…リンク部材
６１…第１コイルスプリング（第１付勢部材）
６４…第２コイルスプリング（第２付勢部材）
６５…捩りばね（第２付勢部材）

Claims (4)

1. 制御軸の回転位置に応じて機関弁のバルブリフト量を可変制御する可変機構と、
   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、
   前記駆動機構は、
   外周にねじ部が形成された出力軸と、
   該出力軸のねじ山に螺合して、該出力軸の回転に伴い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運動に変換して伝達するリンク機構と、
   前記移動部材のバルブリフト量を増大させる一方向への最大移動位置を規制する第１移動規制部と、
   前記移動部材のバルブリフト量を減少させる他方向への最大移動位置を規制する第２移動規制部とから構成され、
   前記移動部材を前記一方向へ付勢し、前記移動部材をいずれの移動位置においても先端部が前記移動部材に当接している第１付勢部材を設けると共に、
   前記駆動機構の停止時に、前記第１付勢部材の付勢力と前記制御軸に発生する小バルブリフト量方向への回転負荷との相対する対抗力を、前記移動部材に対する前記第１付勢部材による付勢力の特性線と、前記移動部材に対する前記制御軸の回転負荷による荷重の凸状の特性線と、の交点が１点となるように設定することによって、前記移動部材を前記第１、第２移動規制部間の軸方向の中間移動位置に保持したことを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
2. 前記移動部材を他方向へ付勢し、前記移動部材のいずれの移動位置においても先端部が前記移動部材に当接している第２付勢手段を設け、
   前記駆動機構の停止時に、前記第１付勢部材の付勢力と前記制御軸に発生する小バルブリフト量方向への回転負荷及び前記第２付勢部材の付勢力との相対する対抗力を、前記移動部材に対する前記第１付勢部材と第２付勢部材による付勢力の特性線と、前記移動部材に対する前記制御軸の回転負荷による荷重の凸状の特性線と、の交点が１点となるように設定することによってして、前記移動部材を軸方向の中間移動位置に保持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。
3. 前記移動部材が保持された前記中間移動位置が、機関の常用運転域で使用されるバルブリフト量となるように設定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。
4. 前記移動部材が保持された前記中間移動位置が、前記機関弁の開弁時におけるリフト量が１〜５ｍｍ程度になるように設定したことを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載の内燃機関の可変動弁装置。

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