JP2006118671A - 動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 ヘリカルスプラインの噛み合い部における摩擦抵抗を極力低下させ、その動力伝達に要する駆動力の低減を図ることのできる動力伝達装置を提供する。
【解決手段】 最大リフト量可変機構は、仲介駆動機構３２、支持パイプ３３、コントロールシャフト３４及びリフト量可変アクチュエータを備えている。各仲介駆動機構３２は、入力アーム３６、第１出力アーム及び第２出力アーム４２を備えている。また、各仲介駆動機構３２は、支持パイプ３３と、入力アーム３６及び両出力アームとの間に、動力伝達用のスライダギア４５を備えている。スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃは、スプライン歯の歯先面６１側と歯面６０側との両方にそれぞれクラウニング加工が施されている。
【選択図】 図１２

Description

本発明は、動力伝達方向を変換する動力伝達装置に関する。

従来、内燃機関の運転状態に応じて、吸気バルブや排気バルブの最大リフト量を可変とする可変動弁機構が知られている（特許文献１参照。）。この可変動弁機構によれば、例えば、低回転低負荷域では吸気バルブの最大リフト量を小さくし、吸入空気量を制御することによって、燃費の向上を図ることができる。また一方、高回転高負荷域では吸気バルブの最大リフト量を大きくし、吸気充填効率を向上させることによって出力の向上を図ることができる。

ところで、こうした可変動弁機構は、アクチュエータに駆動連結されたコントロールシャフト、コントロールシャフトに連動して軸方向に水平移動するスライダギア、スライダギアにヘリカルスプラインを通じて係合された入力アーム及び出力アーム等を備えている。アクチュエータによって動力がコントロールシャフトに付与されると、コントロールシャフトに連動してスライダギアが軸方向に水平移動するとともに、入力アームと出力アームとがそれぞれ所定量回転移動する。そして、出力アームのノーズと入力アームのノーズとの相対位相差が変更され、吸気バルブの最大リフト量が調節される。また、こうした可変動弁機構では、通常、スライダギアのヘリカルスプラインと入力アーム及び出力アームのヘリカルスプラインとの噛み合い部に潤滑油が供給される。この潤滑油によって、スライダギア及び両アームについてそれらのヘリカルスプライン同士が摺動する際の摩擦抵抗を小さく抑え、コントロールシャフトに付与すべく動力を小さくするようにしている。

因みに、本発明に係る先行技術文献として、特許文献２、特許文献３には、動力伝達用シャフトに形成されたストレートスプラインにクラウニング加工を施したものが記載されている。これは、上記ストレートスプラインにクラウニング加工を施すことにより、動力伝達用シャフトに係合される部材との着脱を容易にすることを狙っている。
特開２００１−２６３０１５号公報 特開平７−８３２４２号公報 特開２００１−２８７１２２号公報

ところで、こうしたヘリカルスプライン係合により水平方向と回転方向とにおいて動力を相互変換する際には、各ヘリカルスプラインの歯面を常に摺動させるため、その摺動部においては潤滑性が良好に維持されている必要がある。この点、上記可変動弁機構では、スライダギア及び両アームはそれらのヘリカルスプラインの歯型が角型に形成されている。このため、スライダギアのヘリカルスプラインと両アームのヘリカルスプラインとの歯面全体に対して十分に潤滑油を行き渡らせることが困難になり、その摺動部において潤滑油の潤滑作用が十分に発揮されないことがある。その結果、スライダギアを軸方向へ所定量移動させるのに、アクチュエータによってコントロールシャフトに大きな動力を付与しなければならず、アクチュエータの出力増大、ひいては装置の大型化や消費電力の増大等を招くおそれがあった。

本発明は、上記の課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、ヘリカルスプラインの噛み合い部における摩擦抵抗を極力低下させ、その動力伝達に要する駆動力の低減を図ることのできる動力伝達装置を提供することにある。

上記の目的を達成するために、請求項１に記載の発明は、軸方向に水平移動する第１部材と軸周りに回転移動する第２部材とを両部材に形成されるヘリカルスプラインにより係合させ、それら部材の各移動を通じて水平方向と回転方向とにおいて動力の相互変換を行う動力伝達装置において、前記第１部材の第１ヘリカルスプラインと前記第２部材の第２ヘリカルスプラインとの隙間をそれら係合部分の両端部のうち少なくとも一方の端部において他の部分よりも大きく設定してなることを要旨とする。

この構成によれば、第１部材の第１ヘリカルスプラインと第２部材の第２ヘリカルスプラインとの係合部分の少なくとも一方の端部の隙間を他の部分よりも大きくしている。このため、第１部材を水平方向に移動させる際に、その隙間を通じて潤滑油を第１ヘリカルスプラインと第２ヘリカルスプラインとの噛み合い部、即ち係合部分に容易に導入することができる。これにより、第１及び第２ヘリカルスプラインの歯面全体に潤滑油を行き渡らせることができる。こうして形成される潤滑油膜の潤滑作用によって、第１及び第２ヘリカルスプラインの歯面同士が摺動する際に滑りが生じ易くなり、摩擦抵抗を小さく抑えることができる。そのため、水平方向と回転方向とにおいて動力の相互変換を行うに際し、各部材を水平方向及び回転方向に移動させるための力を小さく抑えることができる。

尚、このようにヘリカルスプラインの噛み合い部の端部においてその隙間を大きくする際の態様としては、係合部分の中央から端部にかけてその隙間が徐々に大きくなるように構成するのが望ましい。この構成にすれば、第１部材を水平方向に移動させたときに、第１及び第２ヘリカルスプラインの係合部分にその端部から潤滑油を巻き込むようにして導入することができる。これにより、第１及び第２ヘリカルスプラインの係合部分に潤滑油を導入することがより一層容易となる。

請求項２に記載の発明は、請求項１記載の発明において、前記第１部材が水平移動する際の進退方向両端部において、前記第１ヘリカルスプラインと前記第２ヘリカルスプラインとの隙間を他の部分よりも大きく設定してなることを要旨とする。

この構成によれば、水平移動する第１部材が軸方向に進退する際に、その都度、第１ヘリカルスプラインと第２ヘリカルスプラインとの係合部分の各端部から潤滑油を導入することができる。このため、上記潤滑油の導入をより促進させることができ、両ヘリカルスプラインの歯面同士が摺動する際の摩擦抵抗を一層小さく抑えることができる。

なお、第１ヘリカルスプラインと第２ヘリカルスプラインとの隙間をそれら係合部分の少なくとも一方の端部において他の部分よりも大きくする構成としては、請求項３に記載されるように、第１ヘリカルスプライン及び第２ヘリカルスプラインの一方を歯すじの端部に向うに従い歯丈が小さくなるように形成する、といった構成を採用することができる。また、別の構成としては、請求項４に記載されるように、第１ヘリカルスプライン及び第２ヘリカルスプラインの一方を歯すじの端部に向うに従い歯厚が小さくなるように形成する、といった構成を採用することもできる。同構成を採用すれば、第１及び第２ヘリカルスプラインの歯面に潤滑剤が直接導入されるようになるため、両ヘリカルスプラインの歯面同士が摺動する際の摩擦抵抗を効果的に小さく抑えることができる。

請求項５に記載の発明は、アクチュエータに駆動連結されたコントロールシャフトに連動して軸方向に水平移動するスライダギアと、前記スライダギアのヘリカルスプラインに係合されるヘリカルスプラインを有して軸周りに回転移動し、エンジンのカムシャフトに形成されたカムと連動する入力アーム及び出力アームとを備え、前記コントロールシャフトに動力を付与し前記スライダギアを軸方向に水平移動させることで、前記入力アームのノーズと前記出力アームのノーズとの相対位相差を変更させ、前記出力アームにより開閉されるバルブの最大リフト量を変更するエンジンの可変動弁機構に適用されることを要旨とする。

この構成では、スライダギアと、入力アーム及び出力アームとにそれぞれヘリカルスプラインが形成され、各ヘリカルスプラインの係合部分についてその両端部のうち少なくとも一方の端部において他の部分よりも大きく設定するようにしている。こうした構成によれば、スライダギアを軸方向に水平移動させたときに、潤滑油を巻き込むようにしてスライダギアのヘリカルスプラインと入力アーム及び出力アームのヘリカルスプラインとの係合部分に導入することができる。これにより、潤滑油の導入を促進させることができ、スライダギアと入力アーム及び出力アームとについてそれらのヘリカルスプライン同士が摺動する際の摩擦抵抗を小さく抑えることができる。このため、可変動弁機構においては、バルブの最大リフト量を変更するためスライダギアを軸方向に水平移動させるときに、アクチュエータによってコントロールシャフトに付与される動力についてもこれを小さく抑えることができる。

また、スライダギアが所定位置にて停止状態にあるときは、スライダギアのヘリカルスプラインと入力アーム及び出力アームのヘリカルスプラインとの係合部分から潤滑油を排出し易くすることもでき、両ヘリカルスプラインの歯面に形成された潤滑油膜の膜切れを促進させることもできる。そのため、スライダギアのヘリカルスプラインと入力アーム及び出力アームのヘリカルスプラインとが直接噛み合い易くなり、両ヘリカルスプラインの歯面同士が接する接触面での摩擦抵抗を大きくすることができる。よって、バルブの最大リフト量を維持するためスライダギアを所定位置に保持するときに、アクチュエータによってコントロールシャフトに付与される動力を小さく抑えることもできる。

以下、本発明の動力伝達装置をエンジンに搭載される可変動弁機構に適用した一実施形態について、図１〜図１３を参照して説明する。
図１及び図２に示すように、エンジン１１はシリンダヘッド１２と、複数の気筒１３を有するシリンダブロック１４とを備えている。各気筒１３内には、ピストン１５が往復動可能に収容されている。各ピストン１５は、コネクティングロッドを介しクランクシャフト１０に連結されている。

エンジン１１の各気筒１３には、シリンダブロック１４、シリンダヘッド１２、並びにピストン１５とによって燃焼室１６が区画形成されている。シリンダヘッド１２には、各燃焼室１６に連通する一対の吸気ポート１７、及び一対の排気ポート１８が気筒１３毎に設けられている。これら吸・排気ポート１７，１８を開閉するため、シリンダヘッド１２には、気筒１３毎に一対の吸気バルブ２１、及び一対の排気バルブ２２がそれぞれ往復動可能に支持されている。吸・排気バルブ２１，２２は、バルブスプリング２３によって常に上方、即ち吸・排気ポート１７，１８を閉じる閉弁方向に付勢されている。

吸気バルブ２１の上方には、気筒１３毎に１つの吸気カム２４を有する吸気カムシャフト２０がシリンダヘッド１２に形成された立壁部２５，２６により回転可能に支持されている。排気バルブ２２の上方には、気筒１３毎に１つの排気カムを有する排気カムシャフト２７がシリンダヘッド１２に回転可能に支持されている。吸・排気カムシャフト２０，２７は、タイミングチェーン１９等を介してクランクシャフト１０に駆動連結されている。このため、クランクシャフト１０の回転がタイミングチェーン１９等を介して吸・排気カムシャフト２０，２７に伝達されることで、同カムシャフト２０，２７が回転する。そして、両カムシャフト２０，２７の回転に伴い、吸・排気バルブ２１，２２が往復動され、吸・排気ポート１７，１８が開閉される。

燃焼室１６には、吸気バルブ２１の開弁時に吸気ポート１７を通じて吸入空気が導入される。各気筒１３には、燃焼室１６に向けて燃料を噴射する燃料噴射弁（図示略）、点火プラグ２８がそれぞれ設けられている。燃焼室１６では、燃料噴射弁から噴射された燃料と、吸気ポート１７を通過して導入された吸入空気とが混合されて混合気となる。

図２に示すように、エンジン１１には、各吸気バルブ２１の最大リフト量及び作用角を連続的に変更可能な最大リフト量変更機構３１が設けられている。最大リフト量変更機構３１は、気筒１３毎に設けられた仲介駆動機構３２、各仲介駆動機構３２に共通して配設された１本の支持パイプ３３、１本のコントロールシャフト３４及び１つのリフト量可変アクチュエータ３５を備えている。

支持パイプ３３は各気筒１３の配列方向に沿って配置され、立壁部２５に貫通固定されている。尚、以下では、コントロールシャフト３４の延びる方向を「軸方向」といい、その向きを矢印Ｆ又は矢印Ｒにて示す。支持パイプ３３は軸方向（矢印Ｆ又はＲで示す方向）へ移動不能、かつ回転不能に固定されている。

支持パイプ３３内には、コントロールシャフト３４が挿通支持されている。このコントロールシャフト３４は、支持パイプ３３内にて軸方向に水平移動可能に支持されている。リフト量可変アクチュエータ３５はモータや油圧シリンダ等を備え、駆動軸（図示略）がコントロールシャフト３４の端部に連結されている。これにより、リフト量可変アクチュエータ３５を駆動させて、コントロールシャフト３４を軸方向に水平移動させることで、その軸方向における位置を調整するようにしている。

仲介駆動機構３２は、吸気カムシャフト２０と、これに対応する一対の吸気バルブ２１との間に配置されている。図３に示すように、仲介駆動機構３２は、第２部材としての入力アーム３６と、その軸方向両側に設けられた同じく第２部材としての第１出力アーム４１及び第２出力アーム４２とを備えている。仲介駆動機構３２の入力アーム３６及び両出力アーム４１，４２は隣り合う立壁部２５間に配置されている。入力アーム３６は一対の支持片３７を備え、両支持片３７の先端には支持軸３８を介してローラ３９が支持されている。また、第１出力アーム４１及び第２出力アーム４２は、いずれもベース円部４３と略三角形状をなすノーズ４４とを備え、ノーズ４４には凹状のカム面４４ａが湾曲形成されている。

図１に示すように、各仲介駆動機構３２は、入力アーム３６のローラ３９と吸気カムシャフト２０とが接触する位置に配置されている。これにより、各仲介駆動機構３２の入力アーム３６は、吸気カム２４のカム形状に応じて支持パイプ３３を支点として上下に揺動する。入力アーム３６の支持片３７とシリンダヘッド１２との間にはスプリング５１が圧縮状態で配置されている。このスプリング５１の付勢力によって、入力アーム３６のローラ３９は常に吸気カムシャフト２０の吸気カム２４に押し付けられている。

また、吸気バルブ２１と両出力アーム４１，４２との間にはロッカーアーム５２が配設されている。このロッカーアーム５２を介して、支持パイプ３３を支点とした各出力アーム４１，４２の揺動がそれぞれ対応する吸気バルブ２１に伝達される。また、各ロッカーアーム５２は、基端部５２ａがアジャスタ５４に支持されると共に、先端部５２ｂが吸気バルブ２１のステムエンド２１ａと接触する位置に配置されている。このため、バルブスプリング２３の付勢力が吸気バルブ２１を介してロッカーアーム５２の先端部５２ｂに加えられることで、ロッカーアーム５２のローラ５３が、両出力アーム４１，４２のベース円部４３又はノーズ４４に接触している。

図４（ａ），（ｂ）及び図５に示すように、仲介駆動機構３２において、支持パイプ３３と、入力アーム３６及び両出力アーム４１，４２との間には、第１部材としてのスライダギア４５が配置されている。スライダギア４５はその中央に貫通孔４６を有し、同貫通孔４６内には支持パイプ３３が摺動可能に挿入されている。このため、スライダギア４５は、支持パイプ３３上を軸周りに回動可能、かつ軸方向へ水平移動可能に支持されている。

スライダギア４５の外周面略中央部には、同スライダギア４５の水平移動時において、軸方向に作用する動力を入力アーム３６に伝達するためのヘリカルスプライン４５ａ（第１ヘリカルスプライン）が形成されている。このヘリカルスプライン４５ａは、スライダギア４５の中心軸に対し所定角度で傾斜するように形成されている。一方、入力アーム３６の内周面には、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ａに対応してヘリカルスプライン３６ａ（第２ヘリカルスプライン）が形成されている。入力アーム３６とスライダギア４５とは、ヘリカルスプライン３６ａとヘリカルスプライン４５ａとが噛み合うことにより係合されている。

スライダギア４５の外周面において、軸方向の各端部には、軸方向に作用する動力を第１出力アーム４１に伝達するためのヘリカルスプライン４５ｂ（第１ヘリカルスプライン）と、第２出力アーム４２に伝達するためのヘリカルスプライン４５ｃ（第１ヘリカルスプライン）とがそれぞれ形成されている。スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｂ，４５ｃは、それぞれの歯すじの傾斜方向と上述したヘリカルスプライン４５ａの歯すじの傾斜方向とが逆向きに形成されている。

一方、第１出力アーム４１の内周面には、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｂに対応してヘリカルスプライン４１ｂ（第２ヘリカルスプライン）が形成されている。第１出力アーム４１とスライダギア４５とは、ヘリカルスプライン４１ｂとヘリカルスプライン４５ｂとが噛み合うことにより係合されている。また、第２出力アーム４２の内周面には、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃに対応してヘリカルスプライン４２ｃ（第２ヘリカルスプライン）が形成されている。第２出力アーム４２とスライダギア４５とは、ヘリカルスプライン４２ｃとヘリカルスプライン４５ｃとが噛み合うことにより係合されている。

上述したように、スライダギア４５と入力アーム３６及び両出力アーム４１，４２とが、それぞれ対応するヘリカルスプラインを通じて係合された状態では、同スライダギア４５が支持パイプ３３上を軸方向に水平移動することによって、入力アーム３６と両出力アーム４１，４２とに対し逆方向の回転力が伝達される。この回転力によって、入力アーム３６と両出力アーム４１，４２とはそれらが互いに反対方向に回動され、入力アーム３６のノーズ４４と両出力アーム４１，４２のノーズ４４との相対位相差が変更されることとなる。

図５〜図７に示すように、スライダギア４５の内部には、貫通孔４６の内周面に沿って周溝４７が形成されている。スライダギア４５には、この周溝４７に連通するピン挿入孔４７ａが形成されている。支持パイプ３３において、上記仲介駆動機構３２と対応する位置には軸方向に延びる長孔３３ａが形成されている。また、コントロールシャフト３４において、各仲介駆動機構３２と対応する位置には軸直角方向に延びる支持穴３４ａが形成されている。

係止ピン４８は、基端部がコントロールシャフト３４の支持穴３４ａに係止され、先端部がブッシュ４９の中央に貫通形成された支持孔４９ａに挿通されている。このブッシュ４９は矩形状をなし、その軸方向における幅が周溝４７の幅と略等しく設定されている。ブッシュ４９は、それ自身の支持孔４９ａに係止ピン４８を挿通させた状態で、スライダギア４５の内周面に形成された周溝４７に挿入されている。このため、コントロールシャフト３４を軸方向に水平移動させた場合、係止ピン４８が支持パイプ３３の長孔３３ａ内を移動し、それに伴い、スライダギア４５が軸方向に水平移動することとなる。また、ブッシュ４９が周溝４７に沿って摺動可能に支持されているため、スライダギア４５は、支持パイプ３３の軸周りについては回動可能となっている。

支持パイプ３３の内壁面とコントロールシャフト３４との間の隙間により潤滑油通路５６が構成されている。この潤滑油通路５６には、エンジンのオイルポンプから吐出された潤滑油の一部が供給される。そして、潤滑油通路５６に供給された潤滑油は、図示しない給油口を通じて、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ａ，４５ｂ，４５ｃと、入力アーム３６のヘリカルスプライン３６ａ，両出力アーム４１，４２のヘリカルスプライン４１ｂ，４２ｃとの噛み合い部、即ち係合部分に供給される。

次に、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃについて、図８〜１０に基づいて説明する。図８は、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃの拡大斜視図である。図９（ａ）は図８のＡ―Ａ断面図であり、図９（ｂ）は図８のＢ−Ｂ断面図である。尚、ここで、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ａ、４５ｂについては、ヘリカルスプライン４５ｃと同じ構成であるため説明を省略する。

図８に示すように、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃは、スプライン歯５８の歯先面６１側と歯面６０側とにそれぞれクラウニング加工が施されている。即ち、図９（ａ）、（ｂ）に示すように、スプライン歯５８は、歯面６０の全体が滑らかな凸面形状を有しており、その歯厚ｗがヘリカルスプライン４５ｃの歯すじの中央にて最も大きく、同歯すじの両端部に向うに従い徐々に小さくなるように形成されている。また、スプライン歯５８は、歯先面６１の全体が滑らかな凸面形状を有しており、その歯丈ｈがヘリカルスプライン４５ｃの歯すじの中央にて最も大きく、同歯すじの両端部に向うに従い徐々に小さくなるように形成されている。

続いて、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとの間に形成される隙間ｄ１，ｄ２について図１０に基づいて説明する。尚、図１０（ａ）はスプライン歯５８を歯面６０側から見たときの側面図を示し、図１０（ｂ）はスプライン歯５８を溝底部５９（図８参照）側から見たときの斜視図を示している。

図１０（ａ）に示すように、ヘリカルスプライン４５ｃの歯先面６１とヘリカルスプライン４２ｃの溝底部６４との隙間ｄ１は、ヘリカルスプライン４５ｃの歯すじの中央で最も小さく、同歯すじの両端部に向うに従い徐々に大きくなっている。また、図１０（ｂ）に示すように、ヘリカルスプライン４５ｃの歯面６０とヘリカルスプライン４２ｃの歯面６６との隙間ｄ２は、ヘリカルスプライン４５ｃの歯すじの中央で最も小さく、同歯すじの両端部に向うに従い徐々に大きくなっている。つまり、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとの隙間ｄ１，ｄ２は、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの係合部分の両端部において他の部分よりも大きく設定されている。即ち、前記隙間ｄ１，ｄ２は、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの係合部分について、スライダギア４５の進退方向（図１０（ａ），（ｂ）に示すＦ方向及びＲ方向）側の両端部において他の部分よりも大きく設定されている。

さて、リフト量可変アクチュエータ３５によりコントロールシャフト３４の軸方向の位置を調整することで、入力アーム３６のローラ３９に対する第１及び第２出力アーム４１，４２のノーズ４４の相対位置が変更される。この変更に伴い、吸気バルブ２１の最大リフト量及び作用角が連続的に変化する。尚、第１及び第２出力アーム４１，４２について、それぞれが吸気バルブ２１を開閉駆動する一連の動作は同じであるため、第２出力アーム４２による吸気バルブ２１の開閉動作についてのみ、図１１〜図１３に基づいて説明する。

図１１は、リフト量可変アクチュエータ３５によってコントロールシャフト３４を図２の矢印Ｒで示す方向へ最大量移動させて、入力アーム３６と第２出力アーム４２との相対位相差を最小としたときの仲介駆動機構３２を示している。同図は吸気カム２４のベース円部２４ａと入力アーム３６のローラ３９とが接触している状態を示している。この状態で、第２出力アーム４２は、ノーズ４４の基端よりもベース円部４３側でロッカーアーム５２のローラ５３と接触している。このため、カム面４４ａはロッカーアーム５２のローラ５３を押し下げることはなく、ロッカーアーム５２の先端部５２ｂによるステムエンド２１ａの押下動作も停止する。

この状態から第２出力アーム４２が揺動しても、ロッカーアーム５２のローラ５３は、ノーズ４４のカム面４４ａに接触することなくベース円部４３に接触し続ける。つまり、吸気カムシャフト２０のノーズ２４ｂが入力アーム３６のローラ３９を最大に押し下げても、カム面４４ａはロッカーアーム５２のローラ５３を押し下げることはない。このため、ロッカーアーム５２は揺動せず、ロッカーアーム５２の先端部５２ｂによるステムエンド２１ａの押し下げ量が零となり、吸気バルブ２１の閉弁状態が保持される。

図１２は、コントロールシャフト３４を図２の矢印Ｆで示す方向へ移動させて、入力アーム３６と第２出力アーム４２との相対位相差を徐々に大きくする際の仲介駆動機構３２を示している。この際、スライダギア４５には、コントロールシャフト３４を介してリフト量可変アクチュエータ３５による軸方向の動力が付与される。スライダギア４５は、ヘリカルスプライン４５ｃの歯面６０と第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃの歯面６６とを摺動させながら軸方向に水平移動する。それに伴い、第２出力アーム４２とロッカーアーム５２のローラ５３との接触位置がベース円部４３側からノーズ４４の先端側に徐々に接近する。

ここで、スライダギア４５を軸方向に進退させるのに伴って、そのヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとの間には、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの係合部分の各端部から潤滑油Ｑが巻き込まれるようにして導入される。すると、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの歯面６０，６６全体には潤滑油膜が速やかに形成される。そして、この潤滑油膜の潤滑作用によって、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとが摺動する際の摩擦抵抗が小さく抑えられる。尚、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ａ，４５ｂについても、上記ヘリカルスプライン４５ｃと同様に、入力アーム３６、第１出力アーム４１のヘリカルスプライン３６ａ，４１ｂと摺動する際の摩擦抵抗が小さく抑えられる。

図１３は、リフト量可変アクチュエータ３５によってコントロールシャフト３４を図２の矢印Ｆで示す方向へ最大量移動させて、入力アーム３６と第２出力アーム４２との相対位相差を最大としたときの仲介駆動機構３２を示している。同図に示すように、入力アーム３６のローラ３９は吸気カム２４のノーズ２４ｂにより押下げられる。この際、入力アーム３６が下方へ揺動すると共に、第２出力アーム４２が下方へ揺動する。この揺動により、ノーズ４４のカム面４４ａがロッカーアーム５２のローラ５３に接触する。すると、ローラ５３が押し下げられ、ロッカーアーム５２が基端部５２ａを支点として下方へ揺動する。そして、ロッカーアーム５２の先端部５２ｂがステムエンド２１ａを大きく押し下げることで、吸気バルブ２１は吸気ポート１７を大きく開放（開弁）する。

ここで、入力アーム３６と第２出力アーム４２との相対位相差を維持するため、スライダギア４５は軸方向の所定位置にて停止される。この際、スライダギア４５には、コントロールシャフト３４を介してリフト量可変アクチュエータ３５による軸方向の動力が継続して付与されている。

このように入力アーム３６と第２出力アーム４２との相対位相差を所定位相差に維持した状態において、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとの係合部分の両端部からは潤滑油Ｑが速やかに排出される。これにより、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの歯面６０，６６全体に形成された潤滑油膜の膜切れが促進される。そして、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとが直接噛み合い易くなるため、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの接触面における摩擦抵抗を大きくすることができる。

また、この状態では、第２出力アーム４２には、吸気バルブ２１の押し上げによる反発力がロッカーアーム５２を介して入力アーム３６との相対位相差を小さくする向き（図１３で示すＰ方向）に加えられている。この場合、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの接触面での摩擦抵抗が大きく維持されているため、その分、リフト量可変アクチュエータ３５によりスライダギア４５に付与される動力が小さくて済む。尚、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ａ，４５ｂについても、前記ヘリカルスプライン４５ｃと同様に、入力アーム３６、第１出力アーム４１のヘリカルスプライン３６ａ，４１ｂとの接触面での摩擦抵抗が大きく維持されている。

上記実施形態の可変動弁機構によれば以下のような効果を得ることができる。
（１）スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとの隙間ｄ１，ｄ２が、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの係合部分の両端部において他の部分よりも大きく設定されている。同構成によれば、スライダギア４５を軸方向に進退させるのに伴って、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの係合部分の各端部から潤滑油Ｑを導入し易くすることができる。これにより、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの歯面６０，６６の全体に潤滑油Ｑを行き渡らせて、潤滑油膜を容易に形成することができる。こうして形成された潤滑油膜の潤滑作用によって、スライダギア４５と第２出力アーム４２とについてそれらのヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃ同士が摺動する際の摩擦抵抗を小さく抑えることができる。従って、吸気バルブ２１の最大リフト量を変更するためスライダギア４５を軸方向に水平移動させるに際し、リフト量可変アクチュエータ３５によってコントロールシャフト３４に付与される動力を小さく抑えることができる。

また、吸気バルブ２１の最大リフト量を維持するためスライダギア４５を軸方向の所定位置に停止させる際、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとの係合部分の両端部から潤滑油Ｑを排出し易くすることもできる。この場合、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの歯面６０，６６の全体に形成された潤滑油膜の膜切れを促進させることもできる。これにより、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとが直接噛み合い易くなるため、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃ間での摩擦抵抗を大きくすることができる。従って、リフト量可変アクチュエータ３５によってコントロールシャフト３４に付与される動力が小さくても、スライダギア４５を軸方向の所定位置に容易に保持することができる。

従って、本発明を、可変動弁機構を構成する最大リフト量変更機構３１に適用することで、同機構３１を構成するリフト量可変アクチュエータ３５について出力の増大を抑制することができ、装置の大型化や消費電力の増大等を招くのを防止することができる。

（３）スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃには、スプライン歯５８の歯先面６１側と歯面６０側との両方にそれぞれクラウニング加工が施されている。これにより、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとの係合部分の両端部において、両ヘリカルスプライン４５ｃ、４２ｃ間の隙間ｄ１、ｄ２を他の部分よりも大きく設定することが可能となる。また、こうしたクラウニング加工が施されたスライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃは、スプライン歯５８の歯面６０の全体が滑らかな凸面形状を有し、歯先面６１の全体が滑らかな凸面形状を有している。これにより、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃの歯面６０と第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃの歯面６６とが摺動する際の摩擦抵抗を更に小さく抑えることもできる。また、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとの歯当たりを良好に保つこともでき、応力集中によるスプライン歯５８の摩耗や破損等を極力抑制することもできる。

尚、上記実施形態は以下のように変更してもよい。
・本実施形態において、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ａ，４５ｂ，４５ｃのスプライン歯５８のみならず、入力アーム３６、第１及び第２出力アーム４１，４２のヘリカルスプライン３６ａ，４１ｂ，４２ｃの少なくとも１つのスプライン歯５８にクラウニング加工を施すようにしてもよい。

また、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ａ，４５ｂ，４５ｃのスプライン歯５８に施されたクラウニング加工を省略し、入力アーム３６、第１及び第２出力アーム４１，４２のヘリカルスプライン３６ａ，４１ｂ，４２ｃの少なくとも１つのスプライン歯５８にクラウニング加工を施すようにしてもよい。更に、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ａ，４５ｂ，４５ｃのうち少なくとも１つのスプライン歯５８にクラウニング加工を施すようにしてもよい。

・本実施形態において、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃはスプライン歯５８の歯先面６１側と歯面６０側との両方にそれぞれクラウニング加工が施されていたが、歯先面６１側及び歯面６０側のいずれか一方のみにクラウニング加工を施すようにしてもよい。通常、スプライン歯５８の歯丈の加工は歯厚の加工と比べ加工が容易であることから、歯先面６１側のみにクラウングを施す構成を採用すれば、加工時間の短縮や加工コストの低減等を図ることができる。また、スプライン歯５８の歯面６０側のみにクラウニング加工を施す構成を採用した場合、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとの隙間ｄ２を通じて、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの歯面６０，６６に潤滑油Ｑが直接導入されることとなる。よって、こうした構成によっても、スライダギア４５と第２出力アーム４２とについてそれらのヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃ同士が摺動する際の摩擦抵抗を効果的に小さく抑えることができる。

・本実施形態において、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃはその歯すじの中央から両端部に向うほどスプライン歯５８の歯丈ｈが小さくなるように形成されていたが、歯すじの中央から一端部にかけては歯丈ｈが小さくなるように、かつ中央から他端部にかけては歯丈ｈが一定となるようにしてもよい。同様に、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃはその歯すじの両端部に向うほどスプライン歯５８の歯厚ｗが小さくなるように形成されていたが、歯すじの中央から一端部にかけては歯厚ｗが小さくなるように、かつ中央から他端部にかけては歯厚ｗが一定となるようにしてもよい。これらの場合、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとの隙間ｄ１、ｄ２は、両ヘリカルスプライン４５ｃ，４２ｃの係合部分の一端部のみについて他の部分よりも大きく設定されることとなる。

・本実施形態において、ヘリカルスプライン４５ｃは、スプライン歯５８の歯面６０の全体が滑らかな凸面形状をなしていたが、同ヘリカルスプライン４５ｃの歯すじの両端部又は一端部のみが滑らかな凸面形状であってもよい。同様に、スプライン歯５８の歯先面６１についても、ヘリカルスプライン４５ｃの歯すじの両端部又は一端部のみが滑らかな凸面形状であってもよい。

・本実施形態において、ヘリカルスプライン４５ｃは、スプライン歯５８の歯面６０の全体が滑らかな凸面形状をなしていたが、同ヘリカルスプライン４５ｃの歯すじの端部に平坦な斜面（テーパ）を設けることでスプライン歯５８を台形状としてもよい。また、ヘリカルスプライン４５ｃの歯すじの端部を段差形状やＲ形状にすることで、スライダギア４５のヘリカルスプライン４５ｃと第２出力アーム４２のヘリカルスプライン４２ｃとの隙間ｄ１，ｄ２が同歯すじの端部にてそれ以外の部分よりも大きくなるようにしてもよい。

・本実施形態において、動力伝達装置は車載用エンジンのバルブの最大リフト量を可変とする最大リフト量変更機構３１に適用されていたが、ヘリカルスプラインを通じて水平移動と回転移動とにおいて動力の相互変換を行うものであれば任意のものに適用してもよい。具体的には、車載用エンジンのバルブの開閉タイミングを可変とするバルブタイミング機構や、変速装置、クラッチ装置、ペダル類等の車両用動力伝達系部品や、旋盤等の各種工作機械等が挙げられる。

・本実施形態において、最大リフト量変更機構３１では、水平移動するコントロールシャフト３４にリフト量可変アクチュエータ３５が駆動連結されていたが、動力伝達装置の適用例によっては、回転移動する回転部材にアクチュエータを駆動連結するようにしてもよい。

・本実施形態において、アクチュエータは、回転モータ、リニアモータ、油圧シリンダ、エアシリンダ等、任意の駆動源を採用してもよい。

本実施形態における可変動弁機構が適用されたエンジンの部分断面図。 シリンダヘッドにおけるカムシャフト及び可変動弁機構の配置関係を示す概略平面図。 仲介駆動機構の斜視図。 （ａ）は仲介駆動機構を正面側から見たときの部分破断斜視図、（ｂ）は仲介駆動機構を背面側から見たときの部分破断斜視図。 仲介駆動機構の内部構造を示す部分遮断斜視図。 スライダギアの垂直遮断斜視図。 支持パイプ及びコントロールシャフトの主要部分の分解斜視図。 スライダギアに形成されたヘリカルスプラインの拡大斜視図。 （ａ）は図８のＡ−Ａ断面図、（ｂ）は図８のＢ−Ｂ断面図。 （ａ），（ｂ）はスライダギアのヘリカルスプラインと第２出力アームのヘリカルスプラインとの隙間を示す説明図。 可変動弁機構の動作を示す説明図。 可変動弁機構の動作を示す説明図。 可変動弁機構の動作を示す説明図。

符号の説明

１１…エンジン、２０，２７…カムシャフト、２１…吸気バルブ、２２…排気バルブ、３４…コントロールシャフト、３５…リフト量可変アクチュエータ、３６…入力アーム、３６ａ…ヘリカルスプライン、４１…第１出力アーム、４２…第２出力アーム、４１ｂ…ヘリカルスプライン、４２ｃ…ヘリカルスプライン、４４…ノーズ、４５…スライダギア、４５ａ…ヘリカルスプライン、４５ｂ…ヘリカルスプライン、４５ｃ…ヘリカルスプライン。

Claims (5)

1. 軸方向に水平移動する第１部材と軸周りに回転移動する第２部材とを両部材に形成されるヘリカルスプラインにより係合させ、それら部材の各移動を通じて水平方向と回転方向とにおいて動力の相互変換を行う動力伝達装置において、前記第１部材の第１ヘリカルスプラインと前記第２部材の第２ヘリカルスプラインとの隙間をそれら係合部分の両端部のうち少なくとも一方の端部において他の部分よりも大きく設定してなる
   ことを特徴とする動力伝達装置。
2. 請求項１記載の動力伝達装置において、
   前記第１部材が水平移動する際の進退方向両端部において、前記第１ヘリカルスプラインと前記第２ヘリカルスプラインとの隙間を他の部分よりも大きく設定してなる
   ことを特徴とする動力伝達装置。
3. 請求項１又は２記載の動力伝達装置において、
   前記第１ヘリカルスプライン及び前記第２ヘリカルスプラインの一方を歯すじの端部に向うに従い歯丈が小さくなるように形成する
   ことを特徴とする動力伝達装置。
4. 請求項１〜３のうちいずれか１項に記載の動力伝達装置において、
   前記第１ヘリカルスプライン及び前記第２ヘリカルスプラインの一方を歯すじの端部に向うに従い歯厚が小さくなるように形成する
   ことを特徴とする動力伝達装置。
5. 請求項１〜４のうちいずれか１項に記載の動力伝達装置において、
   アクチュエータに駆動連結されたコントロールシャフトに連動して軸方向に水平移動するスライダギアと、
   前記スライダギアのヘリカルスプラインに係合されるヘリカルスプラインを有して軸周りに回転移動し、エンジンのカムシャフトに形成されたカムと連動する入力アーム及び出力アームとを備え、
   前記コントロールシャフトに動力を付与し前記スライダギアを軸方向に水平移動させることで、前記入力アームのノーズと前記出力アームのノーズとの相対位相差を変更させ、前記出力アームにより開閉されるバルブの最大リフト量を変更するエンジンの可変動弁機構に適用される
   ことを特徴とする動力伝達装置。

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