JP4149774B2

JP4149774B2 - Actuator device

Info

Publication number: JP4149774B2
Application number: JP2002305497A
Authority: JP
Inventors: 信中村; 吉彦山田
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2002-10-21
Filing date: 2002-10-21
Publication date: 2008-09-17
Anticipated expiration: 2022-10-21
Also published as: JP2004138021A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
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機関運転状態に応じて可変制御する可変動弁装置などの駆動機構として用いられるアクチュエータ装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の可変動弁装置に用いられたアクチュエータ装置としては、本出願人が先に出願した以下の特許文献に記載されているものが知られている。
【０００３】
概略を説明すれば、この可変動弁装置は、機関のクランク軸からスプロケットを介して回転駆動される駆動軸と、該駆動軸の外周に一定の隙間をもって同軸上に配置され、駆動軸と相対回転自在なカムシャフトと、駆動軸とカムシャフトとの間に介装されて、機関運転状態に応じて両者の回転位相を変化させて吸気弁の開閉時期を可変制御する可変機構と、該可変機構を駆動するアクチュエータ装置とを備えている。
【０００４】
このアクチュエータ装置は、電動モータと該電動モータの回転速度を減速して制御軸に伝達する減速機構としてのウォーム歯車機構とを有している。
【０００５】
そして、機関運転状態の変化に応じて、コントローラからの制御信号によって電動モータを一方向へ回転させ、ウォーム歯車機構を介して制御軸を同方向へ回転させ、これにより第２偏心カムと第１偏心カムを所定角度まで回転制御する。これによって、ディスクハウジングの揺動に伴い環状ディスクの中心を駆動軸の中心から偏心あるいは同心状態に制御して、駆動軸とカムシャフトとの回転位相を変化させることにより吸気弁の開閉時期を可変制御し、機関低回転から高回転までの機関性能を向上させるようになっている。
【０００６】
また、かかる機関作動中に、バルブスプリングのばね力に起因してカムシャフトに発生する正負の交番トルクは可変機構の各フランジ部やディスクハウジング等を介して制御軸に伝達されるが、この交番トルクは、ウォーム歯車機構の非可逆性を利用してウォームホィールとウォームギアとの間で減殺し、これによって、アクチュエータの駆動負荷を低減させるようになっている。
【０００７】
【特許文献１】
特開２０００−２３４５０７号公報（段落番号００３１〜００３４、図１など参照）
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、この従来のアクチュエータ装置にあっては、前述のように、カムシャフトから伝達される交番トルクは、ウォーム歯車機構の非可逆性を利用してウォームホィールとウォームギアとの間で減殺できるものの、ウォーム歯車機構の構造上、ウォームホィールとウォームギアとの間のバックラッシ隙間を十分に小さく設定することができない。このため、該ウォームホィールとウォームギアとの歯面間で、交番トルクによる衝突打音が発生し易くなる。
【０００９】
しかも、ウォームホィールとウォームギアとは、互いに１つの歯部が当接してトルク伝達を行なうため、該両歯部の対向当接する歯面間の面圧が高くなって摩耗が発生し易くなり、耐久性が低下する、といった種々の技術的課題を招来している。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明は、前記従来のアクチュエータ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、とりわけ伝達手段を、潤滑油に浸漬したことを特徴としている。
【００１１】
したがって、この発明によれば、伝達手段の各構成部品が潤滑油に浸漬されることから、伝達手段の各構成部品間に潤滑油が十分に供給されるため、動弁機構から制御軸を介して伝達手段に伝達される交番トルクによる各構成部品間のガタ付き音を、潤滑油の粘性抵抗によって効果的に抑制することができると共に、潤滑性能の向上により、各構成部品間の摩耗の発生を防止できる。
【００１２】
特に、潤滑油は単に伝達手段に供給されるのではなく、伝達手段が浸漬された状態とすることから、前記粘性抵抗効果を十分に発揮させることができる。
【００１３】
請求項２に記載の発明にあっては、前記伝達手段は、前記回転力付与機構からの回転力を受ける螺子軸と、該螺子軸に螺合して軸方向へ直線移動自在な移動部材と、一端が前記移動部材に連係し、他端が前記制御軸に揺動自在に連結されたリンク機構とを備え、前記回転力付与手段からの回転力によって回転した前記螺子軸の回転に伴い、前記移動部材が直線移動することにより、前記リンク機構を介して前記制御軸を回動させたことを特徴としている。
【００１４】
この発明によれば、伝達手段の特に螺子軸と移動部材間のガタ付き音の発生を防止できると共に、螺子軸と移動部材のねじ部の潤滑性が良好になる。
【００１５】
請求項３に記載の発明は、前記潤滑油を、伝達手段の周囲に循環させたことを特徴としている。
【００１６】
したがって、この発明によれば、循環によって潤滑油の劣化を防止できると共に、該潤滑油によって伝達手段の冷却効果も得ることができる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明に係るアクチュエータ装置を内燃機関の可変動弁装置に適用した実施形態を図面に基づいて詳述する。この実施形態では、可変動弁装置が吸気弁側に適用され、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制御するようになっている。
【００１８】
すなわち、可変動弁装置は、図６〜図９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を回転駆動するアクチュエータ装置である駆動機構６とを備えている。
【００１９】
前記可変機構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機構とを備えている。
【００２０】
前記駆動軸１３は、図６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、この回転方向は図中、時計方向（矢印方向）に設定されている。
【００２１】
前記軸受１４は、図７Ａ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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
前記両揺動カム１７は、図６及び図７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。
【００２５】
前記伝達機構は、図６〜図９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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
前記制御軸３２は、図６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。
【００３２】
前記制御カム３３は、図６〜図９に示すように円筒状を呈し、軸心Ｐ２位置が制御軸３２の軸心Ｐ１からα分だけ偏倚している。
【００３３】
前記駆動機構６は、図１〜図６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に伝達する伝達手段であるボール螺子伝達手段３７とから構成されている。
【００３４】
前記ハウジング３５は、図１に示すように、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た筒部３５ａと、該筒部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、筒部３５ａと膨出部３５ｂの一側部を閉塞する側壁３５ｃとから構成されている。また、前記筒部３５ａの底壁には、図２及び図５に示すように、ほぼ長方形状の隔壁７０が立設されており、この隔壁７０と前記筒部３５ａの底壁及び側壁３５ｃによって前記ボール螺子伝達手段３７を収容する収容室７１を形成している。また、このハウジング３５は、図１及び図４に示すように、シリンダ１の後端部に水平線Ｈに対して図中右側が所定の角度で下り傾斜状に取付られている。
【００３５】
また、隔壁７０の上端は水平線Ｈに対してほぼ平行、すなわちハウジング３５に対して右上り傾斜状に形成されており、その結果、隔壁７０上端の傾斜に沿って油面Ｌが形成される。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
前記ボール螺子伝達手段３７は、図１〜図６に示すように、前記ハウジング３５の収容室７１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、ハウジング３５内で前記制御軸３２の一端部に一体成形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おり、前記連係アーム４７とリンク部材４８によってリンク機構が構成されている。
【００３９】
前記ボール螺子軸４５は、図３にも示すように、両端部を除く外周面全体に所定幅のボール循環溝４９が螺旋状に連続して形成されていると共に、筒部３５ａの一端開口部３５ｆ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。
【００４０】
また、ボール螺子軸４５の他端部４５ｂの先端には、該ボール螺子軸４５を筒部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を右方向に押付けると共に、ボール螺子軸４５の他端部４５ｂ側に有する段差面を左側に締め上げており、その結果、内輪５１ａを固定すると共に、ボール螺子軸４５と一体的に回転するようになっている。また、前記筒部３５ａの他端開口部３５ｄは、碗状のキャップナット５３が螺着されており、このキャップナット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３５ｅに押し付け固定している。
【００４１】
なお、ボール螺子軸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、ボール螺子軸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。
【００４２】
さらに、ボール螺子軸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。
【００４３】
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。
【００４４】
前記ボールナット４６は、図３及び図５に示すように、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６４を転動自在に保持するガイド溝５５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６４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６５が取り付けられている。つまり、このディフレクタ６５は、前記ボール循環溝４９とガイド溝５５との間を転動する前記複数のボール６４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６４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。そして、ボールナット４６は、各ボール６４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。
【００４５】
また、ボールナット４６の前記両循環列の間には、２つのピン穴５６，５６がほぼ径方向に沿って穿設されている。すなわち、この両ピン穴５６，５６は、ボールナット４６の外周面の軸方向のほぼ中央位置から内周面方向へ径方向に沿って対向して穿設され、その各底面５６ａ、５６ａがボールナット４６の内周面から貫通することなく所定の肉厚幅ｔをもって孔開けされている。
【００４６】
前記連係アーム４７は、図１〜図５に示すように、ほぼ雨滴状に形成され、大径基部が制御軸３２の一端部３２ａを介して制御軸３２と一体形成されていると共に、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。
【００４７】
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。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。
【００４８】
一方、二股状の他端部５９，５９は、ボールナット４６の両側に配置されて、前記ボールナット４６のピン穴５６，５６に対応してそれぞれ対向して貫通形成されたピン孔５９ａ、５９ａが貫通形成されており、該ピン穴５９ａ、５９ａと前記ボールナット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によってボールナット４６に対して回転自在に連結されている。つまり、前記ピン軸６１，６１は、各外端部が前記ピン穴５９ａ、５９ａにそれぞれ固定されていると共に、各内端部は前記各ピン穴５６，５６に微少隙間部Ｃを介して回転自在に挿通されている。
【００４９】
また、制御軸３２の内部には、オイルギャラリー３４が軸心方向に沿って形成されていると共に、前記ジャーナル部３２ｂの半径方向にシリンダヘッド１内の潤滑油Ｏを前記オイルギャラリー３４内に導く油導入孔３４ａが貫通形成されている。一方、前記連係アーム４７の大径基部内には、前記オイルギャラリー３４内の潤滑油Ｏを前記先端部４７ｂを介してリンク部材４８側へ供給する油導出孔３４ｂが半径方向に沿って穿設されており、この油導出孔３４ｂから流出した潤滑油Ｏは、図２及び図５の破線矢印で示すように、リンク部材４８の外面を伝って前記各微少隙間部Ｃ、各ボール循環溝４９とガイド溝５５との間などに供給するようになっていると共に、リンク部材４８の外面から直接、収容室７１の内部に供給されるようになっている。したがって、前記収容室７１内では、ほぼ隔壁７０の高さｈ（液面レベルＬ）まで充填された潤滑油Ｏに前記ボール螺子伝達手段３７のほぼ全体が浸漬されるようになっている。また、この収容室７１に充満して隔壁７０以上になった潤滑油Ｏは、そのまま隔壁７０の上端部から溢れ出てシリンダヘッド１上に排出され、結局、収容室７１内を循環するようになっている。
【００５０】
そして、前記ハウジング３５が、キャップナット５３側が水平方向基準でみて上り傾斜状に配置されていることから、潤滑油Ｏの液面レベルＬは筒部３４方向に対して傾斜状になり、ボールナット４６が図４に示す右方向位置（小バルブリフト領域）でボール螺子伝達手段３７のほぼ全体が潤滑油Ｏに浸漬され、図１に示す左方向位置（高バルブリフト領域）でボールナット４６の一部が潤滑油Ｏに掛からない状態になっている。
【００５１】
なお、前記筒部３５ａの収容室７１側の底壁には、該収容室７１内の潤滑油Ｏを適宜排出するドレン栓７２が着脱自在に設けられている。
【００５２】
また、図２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が軸受１４に設けられている。
【００５３】
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、図４に示すように、前記可変機構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１に示す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３５ｃ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。
【００５４】
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、ボール螺子軸４５に伝達されて回転すると、この回転に伴って各ボール６４がボール循環溝４９とガイド溝５５との間を転動しながらボールナット４６を図４に示すように、最大右方向位置へ直線状に移動させる。
【００５５】
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。
【００５６】
したがって、制御カム３３は、軸心Ｐ２が図７Ａ、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。
【００５７】
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。
【００５８】
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。
【００５９】
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１０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を介してボールナット４６に伝達される荷重も小さいことから、ボール螺子軸４５及びボールナット４６のねじ部に対する大きな集中荷重の発生はない。
【００６０】
したがって、ボール６４によるボール螺子軸４５とボールナット４６との間の摩耗などの発生が防止される。
【００６１】
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６４を介して図４に示す位置から左方向へ直線移動する。したがって、制御軸３２は、制御カム３３を図７に示す位置から時計方向へ回転させて、図８Ａ、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。
【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Ｌ２は若干大きくなる。
【００６３】
また、この時点における正負（＋、−）の交番トルクは、図１０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、ボール螺子軸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、ボールナット４６とボール螺子軸４５との間のラジアル荷重は抑制され、大きな集中荷重の発生を回避できる。
【００６４】
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ボール螺子軸４５が同方向へさらに回転すると、この回転に伴ってボールナット４６が各ボール６４を介して図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４７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、ボールナット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８に示す位置から時計方向へ回転させて、図９Ａ、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。
【００６５】
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、左方向位置（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。
【００６６】
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。
【００６７】
そして、この時点における正負（＋、−）の交番トルクは、図１０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、ボール螺子軸４５とリンク部材４８との間のなす角度θ２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、ラジアル荷重Ｆ３ｒは十分抑制され、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荷重を、各ボール６４を介してボールナット４６のガイド溝５５とボール螺子軸４５のボール循環溝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。
【００６８】
したがって、ガイド溝５５とボール循環溝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。
【００６９】
特に、前記軸線方向の分力は、一列ではなく左右２列の循環列によってボール循環溝４９とガイド溝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。
【００７０】
しかも、前述のように、ボール螺子軸４５の回転力をボール循環溝４９とガイド溝５５間で各ボール６４がほぼ転がり接触状態で転動することによりボールナット４６に伝達するようになっており、各部間の摩擦抵抗が極めて小さくなることから、ボールナット４６の移動が円滑になると共に、移動応答性が向上する。この結果、機関運転状態変化に応じて制御軸３２による吸気弁２，２のバルブリフト制御応答性も良好になる。
【００７１】
また、ボール螺子伝達手段３７のボール螺子軸４５やボールナット４６及び連係アーム４７及びリンク部材４８などが収容室７１内で潤滑油Ｏに浸漬されることから、該各構成部品間に潤滑油Ｏが十分に供給されるため、前記吸気弁２，２から制御軸３２を介して伝達される交番トルクによる各構成部品間のガタ付き音を、潤滑油Ｏの粘性抵抗によって効果的に抑制することができると共に、潤滑性能の向上により、各構成部品間の摩耗の発生を防止できる。
【００７２】
特に、潤滑油Ｏは、単にボール螺子伝達手段３７に単に供給されるのではなく、ボール螺子伝達手段３７が浸漬された状態になっていることから、前記粘性抵抗効果を十分に発揮させることができる。
【００７３】
さらに、潤滑油Ｏはオイルギャラリー３４から収容室７１内に常時供給され、あるいはボールナット４６の移動に伴う潤滑油攪拌効果などと相俟ってボール螺子伝達手段３７の周囲を循環する形になっていることから、収容室７１内の潤滑油Ｏの劣化を防止できると共に、ボール螺子伝達手段３７の各構成部品を効果的冷却することもできる。
【００７４】
また、ボールナット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、ボール螺子軸４５の回転力を効率よく伝達することができる。
【００７５】
しかも、前記制御軸３２のオイルギャラリー３４から油導出孔３４ｂを通って外部に導出された潤滑油Ｏは、前述のように、図２及び図３の破線矢印で示すように、リンク部材４８の外面を伝って二股状の他端部５９，５９の各内面に回り込んで微少隙間部Ｃ、Ｃ内に入って、ピン軸６１，６１の内端部との間を潤滑する。したがって、ボールナット４６とリンク部材４８との連結部位に対する潤滑性能が向上する。
【００７６】
また、潤滑油Ｏは、前記ハウジング３５の傾斜角度によって収容室７１内でのボール螺子伝達手段３７に対して車両の常用域である前記小バルブリフト制御時に多く掛かるように油面Ｌの高さ方向が長くなっているため、潤滑油Ｏによる粘性抵抗によって、常用域で多くなるボール螺子伝達手段３７の各構成部品の作動音の発生を効果的に抑制することができると共に、潤滑油Ｏによる摩耗の発生を抑制できる。
【００７７】
一方、高バルブリフト制御時には、潤滑油Ｏが小バルブリフト時よりも減少することから、潤滑油Ｏの粘性抵抗が低減し、これによってボール螺子軸４５に対するボールナット４６の作動応答性が向上する。したがって、車両の加速性が良好になる。
【００７８】
さらに、前記ボールナット４６の高バルブリフト方向への移動時におけるボール螺子軸４５とのいわゆる渋り現象をも前記潤滑油Ｏによって回避することができる。すなわち、ボール螺子軸４５が回転してボールナット４６が図１に示すように左方向へ移動して連係アーム４７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、ボールナット４６のそれ以上の移動も規制されるが、ここで、ボール螺子軸４５は慣性力をもって勢い良く回転していることから、各ボール循環溝４９の各歯側面によって各ボール６４を図３図中、左方向へ衝撃的に押し出す。このため、各ボール６４はボールナット４６のガイド溝５５間の山部に乗り上げようとする。この結果、各ボール６４はその反力でボール螺子軸４５の歯側面とボールナット４６の歯側面との間で強く押し付けられ、これによって渋り現象が発生する。特に、ボール循環溝４９とガイド溝５５のリード角が小さい場合は、いわゆるくさび効果も働いて、より大きな渋り現象が発生する。
【００７９】
しかし、本実施形態では、前記ボール螺子軸４５とボールナット４６とが潤滑油Ｏに常時浸漬された状態になおり、潤滑性が極めて良好になっていることから、一瞬、高バルブリフトに移行した場合においても良好な潤滑性が維持されて、前記渋り現象を効果的に回避することができる。したがって、ボールナット４６の切換移動がスムーズに行える。この際、ボールナット４６の移動に伴い油面が攪拌され、各部の潤滑性をさらに良好なものとしていると共に、潤滑油の循環性も向上する。
【００８０】
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、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。
【００８１】
さらに、ボール螺子の循環列を形成する例として、ディフレクタを示したが、チューブなどを用いて循環列を形成する方式であってもよい。
【００８２】
また、伝達手段としては、前記ボール螺子伝達手段３７のボール式に限定されるものではなく、外周面に雄ねじが切られた螺子軸と内周面に雌ねじが切られた移動部材とによって構成することも可能である。
【００８３】
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。
（イ）前記伝達手段は、内部に潤滑油が充填されたハウジング内の収容室に収容されていることを特徴とする請求項１に記載のアクチュエータ装置。
（ロ）前記可変動弁装置の可変機構は、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に記載のアクチュエータ装置。
（ハ）前記螺子軸は、外周面の円周方向にボール循環溝を有する一方、前記移動部材は、内周面の円周方向に前記ボール循環溝と共同して複数のボール転動自在に保持するガイド溝を有し、前記螺子軸の回転に伴い前記複数のボールを介して螺子軸の軸方向へ直線移動すると共に、前記リンク機構は、一端部が前記制御軸に連結された連係アーム及び一端部が前記移動部材に回動自在に連係され、他端部が前記連係アームの他端部に回動自在に連係したリンク部材とを備えたことを特徴とする請求項２に記載のアクチュエータ装置。
（ニ）前記伝達手段は、可変機構による機関弁の高バルブリフト制御時よりも小バルブリフト制御時に、多くの潤滑油によって潤滑されるようにしたことを特徴とする請求項１に記載のアクチュエータ装置。
【００８４】
この発明によれば、車両の常用域である小バルブリフト時に多くの潤滑油による粘性抵抗によって、該常用域で多くなる伝達手段の作動音の発生を効果的に抑制することができると共に、潤滑油による摩耗の発生を抑制できる。
【００８５】
一方、高バルブリフト制御時には、潤滑油が小バルブリフト時よりも減少することから、潤滑油の粘性抵抗が低減し、これによって伝達手段の作動応答性が向上する。したがって、車両の加速性が良好になる。
（ホ）前記潤滑油を排出可能なドレン栓を設けたことを特徴とする請求項１に記載のアクチュエータ装置。
【００８６】
この発明によれば、機関の潤滑油の交換時に、収容室内の潤滑油の交換もドレン栓によって簡単に行うことができると共に、収納室のみの単独交換も行うことができるので、潤滑油のリフレッシュ効果を高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態の駆動機構を示す縦断面図である。
【図２】図１のＡ−Ａ線断面図である。
【図３】本実施形態の駆動機構の要部縦断面図である。
【図４】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５】図５のＢ−Ｂ線断面図である。
【図６】本実施形態の駆動機構が適用された可変動弁装置の斜視図ある。
【図７】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６のＣ矢視図、Ｂは同最小リフト制御時の開弁作用を示す図６のＣ矢視図である。
【図８】Ａは可変動弁装置における中リフト制御時の閉弁作用を示す図６のＣ矢視図、Ｂは同中リフト制御時の開弁作用を示す図６のＣ矢視図である。
【図９】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６のＣ矢視図、Ｂは同最大リフト制御時の開弁作用を示す図６のＣ矢視図である。
【図１０】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。
【符号の説明】
２…吸気弁（機関弁）
４…可変機構
６…駆動機構（アクチュエータ装置）
３２…制御軸
３６…電動モータ（回転力付与機構）
３７…ボール螺子伝達手段（伝達手段）
４５…ボール螺子軸
４６…ボールナット（移動部材）
４７…連係リンク（リンク機構）
４８…リンク部材（リンク機構）
４９…ボール循環溝
５５…ガイド溝
７０…隔壁
７１…収容室
Ｏ…潤滑油[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an actuator device used as a drive mechanism such as a variable valve device that variably controls the valve lift amount and operating angle of an intake valve and an exhaust valve of an internal combustion engine in accordance with the engine operating state.
[0002]
[Prior art]
As actuator devices used in conventional variable valve gears, those described in the following patent documents filed earlier by the present applicant are known.
[0003]
Briefly, this variable valve operating apparatus is arranged coaxially with a drive shaft that is rotationally driven from a crankshaft of an engine via a sprocket, with a certain clearance around the drive shaft, and relative to the drive shaft. A rotatable camshaft, a variable mechanism that is interposed between the drive shaft and the camshaft, and variably controls the opening / closing timing of the intake valve by changing the rotational phase of both according to the engine operating state, and the variable And an actuator device for driving the mechanism.
[0004]
This actuator device has an electric motor and a worm gear mechanism as a speed reducing mechanism that reduces the rotational speed of the electric motor and transmits it to the control shaft.
[0005]
Then, the electric motor is rotated in one direction by a control signal from the controller in accordance with the change in the engine operating state, and the control shaft is rotated in the same direction via the worm gear mechanism, whereby the second eccentric cam and the first The eccentric cam is rotationally controlled to a predetermined angle. As a result, the opening and closing timing of the intake valve can be varied by changing the rotational phase of the drive shaft and camshaft by controlling the center of the annular disc from the center of the drive shaft to be eccentric or concentric with the swing of the disc housing. It is designed to improve engine performance from low engine speed to high engine speed.
[0006]
Also, during this engine operation, positive and negative alternating torque generated in the camshaft due to the spring force of the valve spring is transmitted to the control shaft via each flange portion of the variable mechanism, the disk housing, etc. Torque is reduced between the worm wheel and the worm gear by using the irreversibility of the worm gear mechanism, thereby reducing the driving load of the actuator.
[0007]
[Patent Document 1]
JP 2000-234507 A (see paragraph numbers 0031 to 0034, FIG. 1 and the like)
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, in this conventional actuator device, as described above, although the alternating torque transmitted from the camshaft can be reduced between the worm wheel and the worm gear by utilizing the irreversibility of the worm gear mechanism, Due to the structure of the worm gear mechanism, the backlash gap between the worm wheel and the worm gear cannot be set sufficiently small. For this reason, it is easy to generate a collision sound due to the alternating torque between the tooth surfaces of the worm wheel and the worm gear.
[0009]
In addition, since the worm wheel and the worm gear transmit torque when one tooth part comes into contact with each other, the surface pressure between the tooth surfaces facing each other is increased, and wear is likely to occur. Various technical problems such as a decrease in performance are incurred.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
The present invention has been devised in view of the actual state of the conventional actuator device, and the invention according to claim 1 is characterized in that, in particular, the transmission means is immersed in lubricating oil.
[0011]
Therefore, according to the present invention, since each component of the transmission means is immersed in the lubricating oil, the lubricating oil is sufficiently supplied between each component of the transmission means. The backlash between the components due to the alternating torque transmitted to the transmission means can be effectively suppressed by the viscous resistance of the lubricating oil, and the occurrence of wear between the components due to improved lubrication performance Can be prevented.
[0012]
In particular, the lubricant is simply a transmission means To serve Since the transmission means is not immersed, the viscous resistance effect can be sufficiently exerted.
[0013]
According to a second aspect of the present invention, the transmission means includes a screw shaft that receives the rotational force from the rotational force applying mechanism, and a moving member that is engaged with the screw shaft and is linearly movable in the axial direction. A link mechanism having one end linked to the moving member and the other end swingably connected to the control shaft, and with the rotation of the screw shaft rotated by the rotational force from the rotational force applying means, When the moving member moves linearly, the control shaft is rotated via the link mechanism.
[0014]
According to the present invention, it is possible to prevent the rattling noise between the transmission means, particularly the screw shaft and the moving member, and to improve the lubricity of the screw portion of the screw shaft and the moving member.
[0015]
The invention according to claim 3 is characterized in that the lubricating oil is circulated around the transmission means.
[0016]
Therefore, according to the present invention, deterioration of the lubricating oil can be prevented by circulation, and the cooling effect of the transmission means can also be obtained by the lubricating oil.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment in which an actuator device according to the present invention is applied to a variable valve device for an internal combustion engine will be described in detail with reference to the drawings. In this embodiment, the variable valve operating device is applied to the intake valve side, has two intake valves per cylinder, and variably controls the valve lift amount of the intake valves according to the engine operating state.
[0018]
That is, the variable valve operating apparatus is slidably provided on the cylinder head 1 via a valve guide (not shown) as shown in FIGS. 6 to 9 and is urged in the closing direction by the valve springs 3 and 3. A pair of intake valves 2, 2, a variable mechanism 4 that variably controls the valve lift amount of each intake valve 2, 2, and an operating position of the variable mechanism 4 are controlled. Control And a drive mechanism 6 that is an actuator device that rotationally drives the control mechanism 5.
[0019]
The variable mechanism 4 includes a hollow drive shaft 13 rotatably supported by a bearing 14 above the cylinder head 1, a drive cam 15 that is an eccentric rotary cam fixed to the drive shaft 13 by press fitting, and the like. The two which are supported by the outer peripheral surface of the drive shaft 13 so that rocking is possible, and are slidably contacted with the valve lifters 16 and 16 provided at the upper ends of the intake valves 2 and 2 to open the intake valves 2 and 2. The rocking cams 17 and 17 are linked to each other between the drive cam 15 and the rocking cams 17 and 17, and a transmission mechanism that transmits the rotational force of the drive cam 15 as the rocking force of the rocking cams 17 and 17 is provided. ing.
[0020]
As shown in FIG. 6, the drive shaft 13 is disposed 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 this rotational direction is set in the clockwise direction (arrow direction) in the figure.
[0021]
As shown in FIG. 7A, 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 is provided at the upper end portion of the main bracket 14a and will be described later. The brackets 14a and 14b are fixed together from above by a pair of bolts 14c and 14c.
[0022]
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.
[0023]
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.
[0024]
As shown in FIGS. 6 and 7, 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.
[0025]
As shown in FIGS. 6 to 9, the transmission mechanism includes a rocker arm 23 disposed above the drive shaft 13, a link arm 24 linking the one end 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.
[0026]
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.
[0027]
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.
[0028]
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.
[0029]
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.
[0030]
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.
[0031]
As shown in FIG. 6, the control shaft 32 is arranged in the engine longitudinal direction 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.
[0032]
The control cam 33 has a cylindrical shape as shown in FIGS. 6 to 9, and the position of the shaft center P <b> 2 is offset from the shaft center P <b> 1 of the control shaft 32 by α.
[0033]
As shown in FIGS. 1 to 6, the drive mechanism 6 includes a housing 35 fixed to the rear end portion of the cylinder head 1, and an electric motor 36 that is a rotational force applying mechanism fixed to one end portion of the housing 35. And a ball screw transmission means 37 which is a transmission means provided inside the housing 35 for transmitting the rotational driving force of the electric motor 36 to the control shaft 32.
[0034]
As shown in FIG. 1, the housing 35 protrudes upward in the center of the upper end portion of the cylindrical portion 35a disposed substantially along the direction perpendicular to the axial direction of the control shaft 32, and enters the inside. The control shaft 32 includes a bulging portion 35b facing one end portion 32a, and a cylindrical portion 35a and a side wall 35c closing one side portion of the bulging portion 35b. Further, as shown in FIGS. 2 and 5, a substantially rectangular partition wall 70 is erected on the bottom wall of the cylindrical portion 35a, and the partition wall 70 and the bottom wall and side wall 35c of the cylindrical portion 35a. An accommodation chamber 71 for accommodating the ball screw transmission means 37 is formed. As shown in FIGS. 1 and 4, the housing 35 is attached to the rear end portion of the cylinder 1 so as to be inclined downward at a predetermined angle on the right side in the drawing with respect to the horizontal line H.
[0035]
Further, the upper end of the partition wall 70 is substantially parallel to the horizontal line H, that is, has an upper right inclination with respect to the housing 35, and as a result, the oil level L is formed along the inclination of the upper end of the partition wall 70.
[0036]
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.
[0037]
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.
[0038]
As shown in FIGS. 1 to 6, the ball screw transmission means 37 includes a ball screw shaft 45 disposed substantially coaxially with the drive shaft 36 a of the electric motor 36 in the accommodation chamber 71 of the housing 35, and the ball A ball nut 46 which is a moving member screwed onto the outer periphery of the screw shaft 45, a linkage arm 47 which is a linkage portion formed integrally with one end portion of the control shaft 32 in the housing 35, the linkage arm 47 and the ball The link member 48 is connected mainly to the nut 46, and the link arm 47 and the link member 48 constitute a link mechanism.
[0039]
As shown in FIG. 3, the ball screw shaft 45 has a ball circulation groove 49 having a predetermined width continuously formed in a spiral shape on the entire outer peripheral surface excluding both ends, and one end opening portion of the cylindrical portion 35a. Both end portions 45a and 45b respectively facing 35f and the other end opening 35d are rotatably supported by ball bearings 50 and 51.
[0040]
A nut 52 for holding the ball screw shaft 45 in the cylindrical portion 35a is screwed to the tip of the other end portion 45b of the ball screw shaft 45. The nut 52 has a protrusion 52a on one end side. The inner ring 51a of the one-side ball bearing 51 is pressed rightward and the stepped surface on the other end 45b side of the ball screw shaft 45 is tightened to the left side. As a result, the inner ring 51a is fixed and the ball screw The shaft 45 rotates together with the shaft 45. The other end opening 35d of the cylindrical portion 35a is screwed with a bowl-shaped cap nut 53. The other end of the outer ring 51b of the one-side ball bearing 51 is opened at the other end by a cylindrical front end portion of the cap nut 53. It is pressed and fixed to the stepped portion 35e of the portion 35d.
[0041]
Note that, on the other end portion 45b side of the ball screw shaft 45, when the nut 52 is tightened with a predetermined jig such as a spanner, a two-face width with which the holding jig is engaged so that the ball screw shaft 45 does not rotate. The engaging surfaces 45d and 45d are formed.
[0042]
Further, the ball screw shaft 45 is serrated and coupled to a small-diameter shaft 45c at one end 45a and a small-diameter portion 36b of the drive shaft 36a of the electric motor 36 by a cylindrical connecting member 54 so as to be axially movable. .
[0043]
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 serration portion is formed along the axial direction. The serration coupling transmits the rotational driving force of the electric motor 36 to the ball screw shaft 45 and allows the ball screw shaft 45 to move slightly in the axial direction. Yes.
[0044]
As shown in FIGS. 3 and 5, the ball nut 46 is formed in a substantially cylindrical shape, and a guide groove 55 that holds a plurality of balls 64 rotatably on the inner peripheral surface in cooperation with the ball circulation groove 49. Are formed continuously in a spiral shape, and two deflectors 65 for setting the circulation row of the plurality of balls 64 at two positions in the axial direction of the ball nut 46 are attached. That is, the deflector 65 causes the balls 64 to return back into the circulation row in order to circulate the plurality of balls 64 rolling between the ball circulation groove 49 and the guide groove 55 in the same groove. The circulation train is provided at two places in the front and rear in the axial direction. The ball nut 46 is applied with a moving force in the axial direction through the balls 64 while converting the rotational motion of the ball screw shaft 45 into linear motion on the ball nut 46.
[0045]
In addition, two pin holes 56 are formed between the circulation rows of the ball nuts 46 substantially along the radial direction. That is, both the pin holes 56 and 56 are formed so as to face each other in the radial direction from the substantially central position in the axial direction of the outer peripheral surface of the ball nut 46 toward the inner peripheral surface, and each of the bottom surfaces 56a and 56a is formed as a ball. A hole having a predetermined thickness t is formed without penetrating from the inner peripheral surface of the nut 46.
[0046]
As shown in FIGS. 1 to 5, the linkage arm 47 is formed in a substantially raindrop shape, and a large-diameter base portion is integrally formed with the control shaft 32 via one end portion 32 a of the control shaft 32 and is tapered. A slit 57 is formed at the center of the front end portion 47b in the width direction, and the front end portion 47b is formed with two pin holes 47c and 47c continuously penetrating along the control shaft 32 direction. Yes. Therefore, the axis Z of the pin holes 47c and 47 is offset from the axis P1 of the control shaft 32.
[0047]
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. 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.
[0048]
On the other hand, the bifurcated other end portions 59 and 59 are arranged on both sides of the ball nut 46, and pin holes 59a and 59a formed so as to be opposed to and corresponding to the pin holes 56 and 56 of the ball nut 46, respectively. Is formed so as to penetrate through and are rotatably connected to the ball nut 46 by two pin shafts 61 and 61 inserted into the pin holes 59a and 59a and the pin holes 56 and 56 of the ball nut 46, respectively. . In other words, the outer ends of the pin shafts 61 and 61 are fixed to the pin holes 59a and 59a, respectively, and the inner ends rotate to the pin holes 56 and 56 through a minute gap C. It is inserted freely.
[0049]
An oil gallery 34 is formed in the control shaft 32 along the axial center direction, and the lubricating oil O in the cylinder head 1 is guided into the oil gallery 34 in the radial direction of the journal portion 32b. An oil introduction hole 34a is formed through. On the other hand, an oil outlet hole 34b for supplying the lubricating oil O in the oil gallery 34 to the link member 48 side through the distal end portion 47b is formed in the large-diameter base portion of the linkage arm 47 along the radial direction. The lubricating oil O that has flowed out of the oil outlet hole 34b travels along the outer surface of the link member 48 as shown by the broken line arrows in FIGS. And the guide groove 55 are supplied to the interior of the storage chamber 71 directly from the outer surface of the link member 48. Accordingly, in the storage chamber 71, almost the entire ball screw transmission means 37 is immersed in the lubricating oil O that is filled up to the height h (liquid level L) of the partition wall 70. Further, the lubricating oil O that has filled the storage chamber 71 and has become more than the partition wall 70 overflows as it is from the upper end of the partition wall 70 and is discharged onto the cylinder head 1, and eventually circulates in the storage chamber 71. It has become.
[0050]
Since the housing 35 is disposed in an upwardly inclined manner with respect to the cap nut 53 side as viewed in the horizontal direction, the liquid level L of the lubricating oil O is inclined with respect to the direction of the cylindrical portion 34, and the ball nut 4 is substantially immersed in the lubricating oil O at the right position (small valve lift area) shown in FIG. 4, and the ball nut 46 is at the left position (high valve lift area) shown in FIG. A part of the oil is not covered with the lubricating oil O.
[0051]
A drain plug 72 for properly discharging the lubricating oil O in the storage chamber 71 is detachably provided on the bottom wall of the cylindrical portion 35a on the storage chamber 71 side.
[0052]
As shown in FIG. 2, the bearing 14 is provided with two first and second stopper pins 62 and 63 that are regulating mechanisms that regulate the left and right maximum rotational positions of the control shaft 32 via the linkage arm 47. ing.
[0053]
That is, the first stopper pin 62 rotates the control shaft 32 counterclockwise in FIG. 1 to reduce the valve lift amount of the intake valves 2 and 2 by the variable mechanism 4 as shown in FIG. It is fixed at the position. On the other hand, the second stopper pin 63 is fixed at the side wall 35c position where the control shaft 32 rotates clockwise as shown in FIG. The minimum and maximum rotational positions of the left and right sides of the control shaft 32 are regulated by the pins 62 and 63.
[0054]
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 ball screw. When the rotation is transmitted to the shaft 45, each ball 64 rolls between the ball circulation groove 49 and the guide groove 55 with this rotation, and the ball nut 46 is moved to the maximum rightward position as shown in FIG. Move in a straight line.
[0055]
As a result, the control shaft 32 is rotationally driven counterclockwise by the link member 48 and the linkage arm 47, and the side surface of the distal end portion 47 b of the linkage arm 47 abuts on the first stopper pin 62 and further rotation is restricted. The
[0056]
Therefore, in the control cam 33, the shaft center P2 rotates around the shaft center P1 of the control shaft 32 with the same radius as shown in FIGS. 7A and 7B, 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.
[0057]
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.
[0058]
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.
[0059]
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. 10, and is therefore transmitted to the ball nut 46 via the linkage arm 47 and the link member 48. Since the applied load is small, no large concentrated load is generated on the threaded portions of the ball screw shaft 45 and the ball nut 46.
[0060]
Therefore, the occurrence of wear or the like between the ball screw shaft 45 and the ball nut 46 due to the ball 64 is prevented.
[0061]
In addition, when the engine is shifted to the middle engine rotation region, the electric motor 36 is rotated in reverse by a control signal from the controller 40. When this rotation torque is transmitted to the ball screw shaft 45 and rotated, the ball nut 46 is accompanied with this rotation. Moves linearly from the position shown in FIG. Therefore, the control shaft 32 rotates the control cam 33 clockwise from the position shown in FIG. 7 to rotate the shaft center P2 slightly downward as shown in FIGS. 8A and 8B. For this reason, the entire rocker arm 23 moves toward the drive shaft 13 this time, and the other end 23b presses the cam nose portion 21 of the swing cam 17 downward via the link rod 25 so that the swing cam 17 The whole is rotated counterclockwise by a predetermined amount.
[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 L2 is slightly increased.
[0063]
Further, the positive and negative (+, −) alternating torque at this time is relatively larger than that at the time of the minimum lift as shown by T2 ′ in FIG. 10, but between the ball screw shaft 45 and the link member 48. Since the angle θ formed is smaller than that during the minimum lift, the radial load between the ball nut 46 and the ball screw shaft 45 is suppressed, and the generation of a large concentrated load can be avoided.
[0064]
Further, when the engine has shifted to the high engine speed region, when the electric motor 36 is further reversely rotated by the control signal from the controller 40 and the ball screw shaft 45 is further rotated in the same direction, the ball nut 46 is moved along with this rotation. As shown in FIG. 1 through the ball 64, it moves largely to the left. 7 Further movement of the ball nut 46 is restricted at the position where it has hit the second stopper pin 63, and further movement of the ball nut 46 is also restricted. Therefore, the control shaft 32 rotates the control cam 33 in the clockwise direction from the position shown in FIG. 8, and the shaft center P2 moves downward as shown in FIGS. 9A and 9B. 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.
[0065]
Therefore, 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 left 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.
[0066]
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.
[0067]
Then, the positive / negative (+, −) alternating torque at this time is larger than that during the middle valve lift as indicated by T3 ′ in FIG. However, since the angle θ2 formed between the ball screw shaft 45 and the link member 48 is smaller than that in the middle lift as well as in the minimum lift, the radial load F3r is sufficiently suppressed. A large alternating load transmitted from the control shaft 32 via the linkage arm 47 and the link member 48 is applied to the circumferential direction of the guide groove 55 of the ball nut 46 and the ball circulation groove 49 of the ball screw shaft 45 via each ball 64. Since it is received in the entire region, the input load is distributed in the circumferential direction, and the generation of concentrated load can be sufficiently avoided.
[0068]
Therefore, the occurrence of wear or the like between the guide groove 55 and the ball circulation groove 49 can be effectively prevented, so that the durability of the apparatus can be improved.
[0069]
In particular, the component force in the axial direction is received by the entire ball circulation groove 49 and the guide groove 55 not by one row but by two right and left circulation rows, so that the component force is dispersed in a larger range. Occurrence can be further prevented.
[0070]
In addition, as described above, the rotational force of the ball screw shaft 45 is transmitted to the ball nut 46 by rolling the balls 64 in a rolling contact state between the ball circulation groove 49 and the guide groove 55. Since the frictional resistance between the respective parts becomes extremely small, the movement of the ball nut 46 becomes smooth and the movement responsiveness is improved. As a result, the valve lift control responsiveness of the intake valves 2 and 2 by the control shaft 32 is also improved in accordance with changes in the engine operating state.
[0071]
Further, since the ball screw shaft 45, the ball nut 46, the linkage arm 47, the link member 48, and the like of the ball screw transmission means 37 are immersed in the lubricating oil O in the housing chamber 71, the lubricating oil O is interposed between the components. Is sufficiently supplied, the rattling noise between the components due to the alternating torque transmitted from the intake valves 2 and 2 via the control shaft 32 is effectively suppressed by the viscous resistance of the lubricating oil O. In addition, it is possible to prevent the occurrence of wear between the components by improving the lubrication performance.
[0072]
In particular, the lubricating oil O is not simply supplied to the ball screw transmission means 37, but the ball screw transmission means 37 is immersed, so that the viscous resistance effect can be sufficiently exhibited. it can.
[0073]
Further, the lubricating oil O is constantly supplied from the oil gallery 34 into the housing chamber 71 or circulates around the ball screw transmission means 37 in combination with the lubricating oil stirring effect accompanying the movement of the ball nut 46. Therefore, the deterioration of the lubricating oil O in the storage chamber 71 can be prevented, and each component of the ball screw transmission means 37 can be effectively cooled.
[0074]
Further, since the ball nut 46 is free to be freely rotated by the bifurcated other end portions 59 and 59 of the link member 48 and the pin shafts 61 and 61, the rotational force of the ball screw shaft 45 is efficiently transmitted. can do.
[0075]
In addition, as described above, the lubricating oil O led to the outside from the oil gallery 34 of the control shaft 32 through the oil lead-out hole 34b is formed on the link member 48 as shown by the broken-line arrows in FIGS. Along the outer surface, it goes around each inner surface of the bifurcated other end portion 59, 59, enters into the minute gap portions C, C, and lubricates between the inner ends of the pin shafts 61, 61. Therefore, the lubrication performance for the connecting portion between the ball nut 46 and the link member 48 is improved.
[0076]
Further, the height of the oil surface L is such that a large amount of the lubricating oil O is applied to the ball screw transmission means 37 in the housing chamber 71 during the small valve lift control, which is a normal area of the vehicle, depending on the inclination angle of the housing 35. Since the direction is long, the viscous resistance caused by the lubricating oil O can effectively suppress the generation of operating noise of each component of the ball screw transmission means 37 that increases in the normal range. Generation of wear can be suppressed.
[0077]
On the other hand, during the high valve lift control, the lubricating oil O is smaller than that during the small valve lift, so that the viscous resistance of the lubricating oil O is reduced, thereby improving the operation responsiveness of the ball nut 46 to the ball screw shaft 45. . Therefore, the acceleration performance of the vehicle is improved.
[0078]
Furthermore, the so-called astringent phenomenon with the ball screw shaft 45 when the ball nut 46 is moved in the high valve lift direction can also be avoided by the lubricating oil O. That is, the ball screw shaft 45 Rotate ball nut 46 Moves to the left as shown in FIG. 7 Further movement of the ball nut 46 is restricted at the position where it hits the second stopper pin 63, and further movement of the ball nut 46 is also restricted. Here, the ball screw shaft 45 is rotating vigorously with inertial force. Therefore, each ball 64 is impactively pushed leftward in FIG. 3 by each tooth side surface of each ball circulation groove 49. For this reason, each ball 64 tends to ride on a mountain portion between the guide grooves 55 of the ball nut 46. As a result, each ball 64 is caused by the reaction force of the ball screw shaft 4. 5 The tooth side surface of the ball nut 46 and the tooth side surface of the ball nut 46 are strongly pressed, thereby causing astringency. In particular, when the lead angles of the ball circulation groove 49 and the guide groove 55 are small, a so-called wedge effect also works and a greater astringency phenomenon occurs.
[0079]
However, in this embodiment, since the ball screw shaft 45 and the ball nut 46 are always immersed in the lubricating oil O, and the lubricity is extremely good, the transition to the high valve lift is performed for a moment. Even in this case, good lubricity is maintained and the astringency phenomenon can be effectively avoided. Therefore, the switching movement of the ball nut 46 can be performed smoothly. At this time, the oil surface is agitated as the ball nut 46 moves, and the lubricity of each part is further improved and the circulation of the lubricating oil is also improved.
[0080]
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, 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.
[0081]
Furthermore, although a deflector is shown as an example of forming a circulation row of ball screws, a method of forming a circulation row using a tube or the like may be used.
[0082]
Further, the transmission means is not limited to the ball type of the ball screw transmission means 37, and is constituted by a screw shaft having a male screw cut on the outer peripheral surface and a moving member having a female screw cut on the inner peripheral surface. It is also possible.
[0083]
The technical ideas other than the claims that can be grasped from the respective embodiments will be described below.
(A) The actuator device according to claim 1, wherein the transmission means is accommodated in an accommodation chamber in a housing filled with lubricating oil.
(B) The variable mechanism of the variable valve device rotates in synchronization with the crankshaft of the engine, and is supported by a drive shaft provided with a drive cam on the outer periphery and a support shaft so as to be swingable. A swing cam that opens and closes the engine valve by slidingly contacting the upper surface of the valve lifter, and a rocker arm that has one end mechanically linked to the drive cam and the other end linked to the swing 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 actuator device according to claim 1.
(C) The screw shaft has a ball circulation groove in the circumferential direction of the outer peripheral surface, while the moving member is capable of rolling a plurality of balls in cooperation with the ball circulation groove in the circumferential direction of the inner peripheral surface. The link mechanism has a guide groove to be held and linearly moves in the axial direction of the screw shaft through the plurality of balls as the screw shaft rotates, and the link mechanism includes a linkage arm having one end connected to the control shaft. And a link member pivotally linked to the moving member and the other end pivotally linked to the other end of the linkage arm. Actuator device.
(D) The actuator according to claim 1, wherein the transmission means is lubricated by a larger amount of lubricating oil at the time of small valve lift control than at the time of high valve lift control of the engine valve by a variable mechanism. apparatus.
[0084]
According to the present invention, it is possible to effectively suppress the generation of operating noise of the transmission means that increases in the normal range due to the viscous resistance caused by a large amount of lubricating oil during the small valve lift that is the normal range of the vehicle. The occurrence of wear due to oil can be suppressed.
[0085]
On the other hand, during the high valve lift control, the lubricating oil is smaller than that during the small valve lift, so that the viscous resistance of the lubricating oil is reduced, thereby improving the operation responsiveness of the transmission means. Therefore, the acceleration performance of the vehicle is improved.
(E) The actuator device according to claim 1, further comprising a drain plug capable of discharging the lubricating oil.
[0086]
According to the present invention, when the lubricating oil of the engine is replaced, the lubricating oil in the storage chamber can be easily replaced by the drain plug, and only the storage chamber can be replaced independently. The effect can be enhanced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a drive mechanism according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
FIG. 3 is a longitudinal sectional view of a main part of the drive mechanism of the present embodiment.
FIG. 4 is an operation explanatory diagram of a drive mechanism at the time of minimum lift control in the present embodiment.
5 is a cross-sectional view taken along line BB in FIG.
FIG. 6 is a perspective view of a variable valve operating apparatus to which the drive mechanism of the present embodiment is applied.
7A is a view in the direction of arrow C in FIG. 6 showing the valve closing action at the time of the minimum lift control in the variable valve apparatus, and B is a view in the direction of arrow C in FIG. 6 showing the valve opening action at the time of the minimum lift control. is there.
8A is a C arrow view of FIG. 6 showing the valve closing action during the middle lift control in the variable valve operating apparatus, and B is a C arrow view of FIG. 6 showing the valve opening action during the middle lift control. is there.
9A is a view in the direction of arrow C in FIG. 6 showing the valve closing action at the time of maximum lift control in the variable valve apparatus, and FIG. 9B is a view in the direction of arrow C in FIG. 6 showing the valve opening action at the time of maximum lift control. is there.
FIG. 10 is a characteristic diagram showing a relationship between a valve lift amount and an alternating torque.
[Explanation of symbols]
2 ... Intake valve (engine valve)
4 ... Variable mechanism
6 ... Drive mechanism (actuator device)
32 ... Control axis
36 ... Electric motor (rotational force applying mechanism)
37 ... Ball screw transmission means (transmission means)
45 ... Ball screw shaft
46 ... Ball nut (moving member)
47. Linkage link (link mechanism)
48 ... Link member (link mechanism)
49 ... Ball circulation groove
55 ... Guide groove
70 ... Bulkhead
71 ... Container
O ... Lubricating oil

Claims

A housing having a storage chamber therein;
A rotational force imparting mechanism that imparts rotational force to a control shaft that variably controls the valve lift amount of the engine valve via the variable mechanism by rotating;
A transmission means that is accommodated in the accommodation chamber and transmits the rotational force of the rotational force applying mechanism to the control shaft;
The transmission means is led out from the engine through a control shaft and is transmitted through the transmission means to be immersed in a lubricating oil filled in the storage chamber, and the valve lift control is smaller than that during the high valve lift control of the engine valve. Actuator device characterized in that it is lubricated by more lubricating oil at times .

The transmission means includes a screw shaft that receives a rotational force from the rotational force applying mechanism, a moving member that is screwed to the screw shaft and linearly movable in the axial direction, one end linked to the moving member, and the other end And a link mechanism that is swingably connected to the control shaft,
The control shaft is rotated via the link mechanism when the moving member linearly moves with the rotation of the screw shaft rotated by the rotational force from the rotational force applying means. Item 2. The actuator device according to Item 1.

2. The actuator device according to claim 1, wherein the lubricating oil is circulated around the transmission means.

The actuator device according to claim 1, further comprising a drain plug capable of discharging the lubricating oil.