JP2009250184A - Valve timing control device of internal combustion engine - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a valve timing control device allowing improvement of conversion responsiveness to an advanced angle side, in particular, of a relative rotational phase by a phase changing mechanism. <P>SOLUTION: This valve timing control device is provided with a link member 8 oscillatably supported by a diameter expanding part 4b to oscillate via an engagement pin 11 engaged and guided to a spiral groove 15 of a spiral disk and the phase changing mechanism for changing the relative rotational phases of a timing sprocket 2 and a cam shaft by moving the engagement pin 11 in the radial direction via the spiral groove 15 according to a rotation position of the spiral disk. The link member 8 integrally has an added weight part 25 of a sickled shape at an outer end of a base end part 8a of a link body 8a. An axial center P position of a pin 9 to be an oscillation fulcrum of the link member 8 is normally formed to be a center of gravity G position of the whole of the link member 8 by the added weight part 25 to avoid influence of moving speed to the inside of the engagement pin 11 by centrifugal force. <P>COPYRIGHT: (C)2010,JPO&INPIT

Description

本発明は、例えば内燃機関の吸気弁または排気弁の開閉タイミングを、電磁ブレーキ力を介して可変制御する内燃機関のバルブタイミング制御装置に関する。   The present invention relates to a valve timing control device for an internal combustion engine that variably controls the opening / closing timing of an intake valve or an exhaust valve of the internal combustion engine via an electromagnetic brake force, for example.

前記バルブタイミング制御装置は、機関のクランク軸から回転力が伝達されるタイミングスプロケットと、該タイミングスプロケットに対して所定の角度範囲内で相対回転自在に支持されたカムシャフトと、該カムシャフトに連結された従動軸部材と、前記タイミングスプロケットと前記従動軸部材との間に設けられ、機関運転状態に応じて前記タイミングスプロケットとカムシャフトの相対回転位相を変換させる位相変更機構とを備えている。   The valve timing control device is connected to a timing sprocket to which rotational force is transmitted from a crankshaft of an engine, a camshaft supported to be rotatable relative to the timing sprocket within a predetermined angular range, and the camshaft. And a phase changing mechanism that is provided between the timing sprocket and the driven shaft member and converts the relative rotational phase of the timing sprocket and the camshaft in accordance with the engine operating state.

この位相変更機構は、前記タイミングスプロケットに形成された径方向ガイド窓と、中間回転体に形成された渦巻き状ガイド（渦巻き溝）と、一端部が前記従動軸部材にピンを介して揺動自在に設けられて、先端部が前記径方向ガイド内を径方向移動可能に配置されたリンク部材と、該リンク部材の先端部に設けられて、先端の球状部が前記渦巻き状ガイドに係合した係合部と、機関運転状態に応じて前記中間回転体にブレーキ力を付与するヒステリシスブレーキとを備えている。   The phase changing mechanism includes a radial guide window formed in the timing sprocket, a spiral guide (spiral groove) formed in the intermediate rotating body, and an end portion that is swingable via a pin on the driven shaft member. A link member disposed at the distal end of the radial guide so as to be movable in the radial direction, and a spherical portion at the distal end of the link member engaged with the spiral guide. An engaging portion and a hysteresis brake for applying a braking force to the intermediate rotating body according to the engine operating state are provided.

そして、前記ヒステリシスブレーキにより前記中間回転体に電磁ブレーキを作用させると、前記係合部が径方向ガイドに沿って径方向に移動しつつ渦巻き状ガイド内を摺動して前記リンク部材が揺動することによって前記中間回転体を一方向へ回転させて、前記タイミングスプロケットと前記従動軸部材(カムシャフト)とを所定の角度範囲内で相対的に回転させるようになっている。   When the electromagnetic brake is applied to the intermediate rotating body by the hysteresis brake, the engaging member slides in the spiral guide while moving in the radial direction along the radial guide, and the link member swings. Thus, the intermediate rotating body is rotated in one direction, and the timing sprocket and the driven shaft member (camshaft) are relatively rotated within a predetermined angle range.

ところで、前記リンク部材には、前記従動軸部材などの回転に伴う遠心力が大きなモーメントとして作用することによってリンク部材の先端側の係合部と渦巻き状ガイドの接触抵抗が増大して装置の作動応答性が低下してしまう。   By the way, when the centrifugal force accompanying the rotation of the driven shaft member or the like acts on the link member as a large moment, the contact resistance between the engaging portion on the distal end side of the link member and the spiral guide increases, and the device operates. Responsiveness will decrease.

そこで、本出願人が先に出願した以下の特許文献１に記載されたバルブタイミング制御装置のように、リンク部材に付加重量部を設けることにより、リンク部材の重心を径方向内側の揺動支点と外側の揺動支点を結ぶ直線上からずらして、前記リンク部材の揺動支点回りに作用するモーメントを低減させ、装置の作動応答性を向上させるようになっている。
特開２００４−０５２７２９号公報 Then, like the valve timing control apparatus described in the following Patent Document 1 previously filed by the present applicant, an additional weight portion is provided on the link member, so that the center of gravity of the link member can be set to the oscillating fulcrum on the radially inner side. The moment acting on the swinging fulcrum of the link member is reduced by shifting from the straight line connecting the outer swaying fulcrum and the outer swaying fulcrum, and the operation responsiveness of the apparatus is improved.
JP 2004-052729 A

しかしながら、前記公報記載のバルブタイミング制御装置にあっては、付加重量部によってリンク部材の傾斜角度によっては該リンク部材の重心が前記内側の揺動支点を通る法線と一致するが、それ以外の傾斜角度ではリンク部材の重心が法線に対してずれてしまうため、特に、高回転時における前記モーメントの影響を十分に回避することができない。   However, in the valve timing control device described in the above publication, depending on the inclination angle of the link member due to the additional weight portion, the center of gravity of the link member coincides with the normal passing through the inner rocking fulcrum. Since the center of gravity of the link member deviates from the normal line at the inclination angle, it is not possible to sufficiently avoid the influence of the moment particularly during high rotation.

この結果、全ての機関運転状態においても装置の作動応答性の低下を抑制することは不可能である。   As a result, it is impossible to suppress a decrease in the operation response of the apparatus even in all engine operating states.

本発明は前記従来の技術的課題を解決するために案出されたもので、請求項１に記載の発明は、機関のクランク軸によって回転駆動される駆動回転体と、カムシャフトに固定され、前記駆動回転体から回転力が伝達される従動回転体と、前記駆動回転体と従動回転体とに対して相対回転可能に設けられ、円周方向に縮径するガイドを有する中間回転体と、
前記駆動回転体または従動回転体に揺動自在に支持されて、前記ガイドに係合案内される係合部を介して揺動するリンク部材と、前記中間回転体の回転位置に応じて前記ガイドを介して前記係合部を径方向に移動させることにより前記駆動回転体と従動回転体の相対回転位相を変更させる位相変更機構と、機関の状態に応じて前記中間回転体に回転力を付与するアクチュエータと、を備え、前記リンク部材は、揺動支点となる揺動軸の位置がリンク部材全体の重心位置となるウエイトを有することを特徴としている。 The present invention has been devised in order to solve the above-described conventional technical problems, and the invention according to claim 1 is fixed to a drive rotating body rotated by a crankshaft of an engine and a camshaft, A driven rotator to which a rotational force is transmitted from the drive rotator, an intermediate rotator having a guide that is provided so as to be relatively rotatable with respect to the drive rotator and the driven rotator, and whose diameter is reduced in the circumferential direction;
A link member that is swingably supported by the drive rotating body or the driven rotating body and swings via an engaging portion that is engaged and guided by the guide, and the guide according to the rotational position of the intermediate rotating body. A phase changing mechanism for changing the relative rotational phase of the driving rotating body and the driven rotating body by moving the engagement portion in the radial direction via the shaft, and applying a rotational force to the intermediate rotating body according to the state of the engine The link member is characterized in that the link member has a weight at which the position of the swing shaft serving as the swing fulcrum is the center of gravity of the entire link member.

この発明によれば、ウエイトによってリンク部材の揺動軸の位置が常時リンク部材全体の重心位置となるようにしたことから、リンク部材の揺動支点回りのモーメントを充分に低減させることができる。この結果、たとえ機関高回転時においても装置の作動応答性が向上する。   According to the present invention, since the position of the swing shaft of the link member is always the center of gravity of the entire link member by the weight, the moment around the swing support point of the link member can be sufficiently reduced. As a result, the operation response of the device is improved even at high engine speeds.

以下、本発明に係る内燃機関のバルブタイミング制御装置の実施形態を図面に基づいて説明する。なお、この実施形態は、内燃機関の吸気弁側の動弁装置に適用したものであるが、内燃機関の排気弁側の動弁装置に同様に適用することも可能である。   DESCRIPTION OF EMBODIMENTS Hereinafter, an embodiment of a valve timing control device for an internal combustion engine according to the present invention will be described with reference to the drawings. Although this embodiment is applied to the valve operating device on the intake valve side of the internal combustion engine, it can be similarly applied to the valve operating device on the exhaust valve side of the internal combustion engine.

このバルブタイミング制御装置は、図１〜図３に示すように、内燃機関の図外のシリンダヘッドに回転自在に支持されたカムシャフト１と、このカムシャフト１の前端側に必要に応じて相対回動可能に設けられた駆動回転体であるタイミングスプロケット２と、該タイミングスプロケット２の内周側に配置されて、両者１，２の相対回転位相を変更する位相変更機構３とを備えている。   As shown in FIGS. 1 to 3, the valve timing control device includes a camshaft 1 rotatably supported by a cylinder head (not shown) of the internal combustion engine, and a relative position on the front end side of the camshaft 1 as necessary. There is provided a timing sprocket 2 which is a drive rotating body provided so as to be rotatable, and a phase changing mechanism 3 which is arranged on the inner peripheral side of the timing sprocket 2 and changes the relative rotational phase of both 1 and 2. .

前記カムシャフト１は、外周に吸気弁を開作動させる一気筒当たり２つのカム１ａ、１ａを有すると共に、先端部に従動回転体である従動軸部材４がカムボルト５によって軸方向から結合され、前記従動軸部材４の先端部にはスリーブ６が螺着固定されている。   The camshaft 1 has two cams 1a and 1a per cylinder for opening the intake valve on the outer periphery, and a driven shaft member 4 which is a driven rotating body at the tip is coupled in the axial direction by a cam bolt 5, A sleeve 6 is screwed and fixed to the distal end portion of the driven shaft member 4.

前記従動軸部材４は、内部軸方向に形成された貫通孔を介して前記カムボルト５が挿通する円筒状の軸部４ａと、該軸部４ａのカムシャフト１側の端縁に一体に形成された段差径状の大径な拡径部４ｂとを備えている。前記軸部４ａの先端部外周には、前記スリーブ６が螺着する雄ねじが形成されている。前記拡径部４ｂには、カムシャフト１側の端部内周側に放射状に２つのレバー突起４ｃが突設されていると共に、該レバー突起４ｃの内部にそれぞれ保持孔４ｄが貫通形成されている。   The driven shaft member 4 is formed integrally with a cylindrical shaft portion 4a through which the cam bolt 5 is inserted through a through hole formed in the inner axial direction, and an edge of the shaft portion 4a on the camshaft 1 side. And a large diameter enlarged portion 4b having a stepped diameter. A male screw to which the sleeve 6 is screwed is formed on the outer periphery of the distal end portion of the shaft portion 4a. The enlarged diameter portion 4b is provided with two lever projections 4c projecting radially on the inner peripheral side of the end portion on the camshaft 1 side, and holding holes 4d are formed through the lever projections 4c. .

前記スリーブ６は、カムシャフト１側の一端部の内周面に軸部４ａの雄ねじに螺合する雌ねじ６ａが切られていると共に、前記軸部４ａに最大にねじ込まれた後に、前記雌ねじ６ａの先端部が軸部４ａの先端面側に回り止めのために、円環状のかしめ加工が施されている。   The sleeve 6 has a female screw 6a screwed into the male screw of the shaft portion 4a on the inner peripheral surface of one end portion on the camshaft 1 side, and is screwed into the shaft portion 4a to the maximum, and then the female screw 6a. An annular caulking process is applied to the front end of the shaft portion 4a so as to prevent rotation on the front end surface side of the shaft portion 4a.

前記タイミングスプロケット２は、外周に図外のタイミングチェーンを介してクランク軸に連係されるリング状のギア歯車２ａが外周に一体に形成されていると共に、このギア歯車２ａの内周側にはほぼ円板状のプレート部材２ｂを有している。また、このプレート部材２ｂの中央に形成された挿通孔２ｃの内周面が前記従動軸部材４の軸部４ａの外周に回転自在に支持されている。   The timing sprocket 2 has a ring-shaped gear gear 2a that is linked to the crankshaft via a timing chain (not shown) on the outer periphery and is integrally formed on the outer periphery. It has a disk-shaped plate member 2b. Further, the inner peripheral surface of the insertion hole 2 c formed at the center of the plate member 2 b is rotatably supported on the outer periphery of the shaft portion 4 a of the driven shaft member 4.

また、前記プレート部材２ｂには、対面する平行な側壁を有するガイドである２つ径方向窓孔７，７がタイミングスプロケット２のほぼ直径方向に沿うように貫通形成されていると共に、この２つの径方向窓孔７、７の間に２つのガイド孔２ｄ、２ｄが貫通形成されている。   The plate member 2b is formed with two radial window holes 7 and 7 which are guides having parallel side walls facing each other so as to penetrate the timing sprocket 2 substantially along the diameter direction. Two guide holes 2d, 2d are formed between the radial window holes 7, 7.

前記ガイド孔２ｄ、２ｄは、前記挿通孔２ｂの外周部に円周方向に沿って円弧状に形成されて、後述する２つのリンク部材８，８のリンク本体８ａ、８ａの各基端部８ｂ、８ｂが周方向へ移動可能に係入保持されるようになっていると共に、その円弧長さは前記各基端部８ｂが移動する範囲内（カムシャフト１とタイミングスプロケット２の相対回動範囲内）の大きさに設定されている。   The guide holes 2d and 2d are formed in an arc shape along the circumferential direction in the outer peripheral portion of the insertion hole 2b, and the base end portions 8b of link bodies 8a and 8a of two link members 8 and 8 to be described later. , 8b are engaged and held so as to be movable in the circumferential direction, and the arc length is within the range in which each of the base end portions 8b moves (the relative rotation range of the camshaft 1 and the timing sprocket 2). (Inside) is set.

前記各リンク部材８は、前記従動軸部材４の拡径部４ｂの円周方向のほぼ１８０°位置に配置され、リンク本体８ａがほぼ円弧状に折曲形成されていると共に、該各リンク本体８ａの各基端部８ｂが内部にピン孔８ｄを有する円筒状に形成されていると共に、先端部８ｃも円筒状に形成されて、前記各基端部８ｂ及び各先端部８ｃがプレート部材２ｂ側に突出している。また、前記各レバー突起４ｃの各保持孔４ｄに、前記それぞれピン９、９の一端部が圧入固定されていると共に、該両ピン９，９の各他端部に前記各リンク部材８の各基端部８ｂがピン孔８ｄを介して回転自在に連結されている。   Each link member 8 is disposed at a position of approximately 180 ° in the circumferential direction of the enlarged diameter portion 4b of the driven shaft member 4, the link main body 8a is bent in a substantially arc shape, and each link main body is formed. Each base end portion 8b of 8a is formed in a cylindrical shape having a pin hole 8d therein, and a tip end portion 8c is also formed in a cylindrical shape, and each base end portion 8b and each tip end portion 8c are formed on the plate member 2b. Protrudes to the side. In addition, one end of each of the pins 9 and 9 is press-fitted and fixed to each holding hole 4d of each lever protrusion 4c, and each link member 8 is connected to each other end of each of the pins 9 and 9. The base end portion 8b is rotatably connected through the pin hole 8d.

また、各リンク部材８は、各先端部８ｃが前記各径方向窓孔７にそれぞれ係入していると共に、該各先端部８ｃには、軸方向の前方側に開口する収容穴１０が形成されている。この収容穴１０には、前記各径方向窓孔７を介して、後述する中間回転体である渦ディスク１３の渦巻き溝１５に係合する球面状の先端部を有する係合部である係合ピン１１と、この係合ピン１１を前方側（渦巻き溝１５側）に付勢するコイルばね１２が収容されている。   Each link member 8 has a distal end portion 8c engaged with each radial window hole 7, and each distal end portion 8c is formed with a receiving hole 10 opened to the front side in the axial direction. Has been. The receiving hole 10 is an engagement portion having a spherical tip portion which engages with a spiral groove 15 of a vortex disk 13 which is an intermediate rotating body to be described later through each radial window hole 7. A pin 11 and a coil spring 12 that urges the engaging pin 11 forward (spiral groove 15 side) are accommodated.

そして、各リンク部材８は、各先端部８ｃが対応する前記各径方向窓孔７に係入した状態において、該各基端部８ｂがピン９を介して前記従動軸部材４に連結されているため、各先端部８ｃ側が、外力を受けて各径方向窓孔７に沿って径方向へ変位すると、タイミングスプロケット２と従動軸部材４とは、各基端部８ｂが各ガイド孔２ｄに沿って相対回動して、各基端部８ｂの変位に応じた方向及び角度だけ相対回動する。   Each link member 8 is connected to the driven shaft member 4 via a pin 9 in a state where each distal end portion 8c is engaged with the corresponding radial window hole 7. Therefore, when each distal end portion 8c receives an external force and is displaced in the radial direction along each radial window hole 7, the timing sprocket 2 and the driven shaft member 4 have the respective base end portions 8b in the respective guide holes 2d. Relative rotation is performed along the direction and angle corresponding to the displacement of each base end 8b.

一方、前記プレート部材２ｂの前方側に対向配置された前記円板状の渦ディスク１３は、ボールベアリング１４を介して前記軸部４ａ外周に回転自在に支持されており、前記ボールベアリング１４の外輪が固定された筒状部１３ａと、該筒状部１３ａの後端に一体に設けられたディスク部１３ｂと、から構成されている。   On the other hand, the disc-shaped vortex disk 13 opposed to the front side of the plate member 2b is rotatably supported on the outer periphery of the shaft portion 4a via a ball bearing 14, and the outer ring of the ball bearing 14 is supported. Is formed of a cylindrical portion 13a fixed to the disk portion 13b and a disk portion 13b integrally provided at the rear end of the cylindrical portion 13a.

前記ディスク部１３ｂは、円盤状に形成されて、前記カムシャフト１側の後面に渦巻き状ガイドである断面半円状の２条の渦巻き溝１５が形成されていると共に、この各渦巻き溝１５に前記各リンク部材８の各係合ピン１１の先端部が摺動自在に係合案内されるようになっている。   The disk portion 13b is formed in a disk shape, and two spiral grooves 15 having a semicircular cross section as a spiral guide are formed on the rear surface of the camshaft 1 side. The distal end portion of each engagement pin 11 of each link member 8 is slidably engaged and guided.

前記各渦巻き溝１５は、図２に示すように、互いに分離されて、タイミングスプロケット２の回転方向に沿って次第に縮径するように形成されていると共に、渦（位相）の変化率が一定に形成されている。   As shown in FIG. 2, the spiral grooves 15 are separated from each other and formed so as to gradually reduce the diameter along the rotation direction of the timing sprocket 2, and the change rate of the vortex (phase) is constant. Is formed.

そして、各係合ピン１１が渦巻き溝１５に係合した状態において、渦ディスク１３がタイミングスプロケット２に対して遅れ方向に相対回動すると、各リンク部材８の先端部８ｃは各径方向窓孔７に案内されつつ、渦巻き溝１５の渦巻き形状に誘導されて半径方向の内側（進角側）に移動し、逆に、渦ディスク１３が進み方向に相対変位すると、半径方向最も外側に移動して、係合ピン１１が前記渦巻き溝１５の半径方向の外側(遅角側)に移動する。なお、この半径方向の最大外側の位置では機関始動に適した位相になるように設定されている。   When the engagement pin 11 is engaged with the spiral groove 15 and the vortex disk 13 is rotated relative to the timing sprocket 2 in the delay direction, the distal end portion 8c of each link member 8 is connected to each radial window hole. 7 and guided to the spiral shape of the spiral groove 15 to move inward in the radial direction (advance angle side). Conversely, when the vortex disk 13 is relatively displaced in the advance direction, it moves outward in the radial direction. Thus, the engaging pin 11 moves to the outside (retard side) in the radial direction of the spiral groove 15. Note that the phase is set so that the phase is suitable for starting the engine at the position on the outermost side in the radial direction.

前記渦ディスク１３は、操作力付与機構によってカムシャフト１に対する相対的な回動操作力が入力されると、その操作力が各渦巻き溝１５と各係合ピン１１の先端部１１ａを通してリンク部材８の先端部８ｃを各径方向窓孔７内で径方向に変位させ、このときリンク部材８の作用でもってタイミングスプロケット２と従動軸部材４に相対的な回動力を伝達する。   The vortex disk 13 receives a rotation operation force relative to the camshaft 1 by an operation force applying mechanism, and the operation force passes through each spiral groove 15 and the distal end portion 11a of each engagement pin 11 to link member 8. The distal end portion 8 c is displaced in the radial direction in each radial window hole 7, and at this time, the relative rotational force is transmitted to the timing sprocket 2 and the driven shaft member 4 by the action of the link member 8.

前記操作力付与機構は、図１に示すように、渦ディスク１３を、前記スリーブ６を介してタイミングスプロケット２の回転方向に付勢するトーションスプリング１６と、渦ディスク１３をタイミングスプロケット２の回転方向と逆方向に制動付勢するアクチュエータであるヒステリシスブレーキ１７と、該ヒステリシスブレーキ１７の制動力を機関運転状態に応じて制御するコントローラ２４とを備え、機関の運転状態に応じてヒステリシスブレーキ１７の制動力を適宜制御することにより、渦ディスク１３をタイミングスプロケット２に対して相対回動させ、あるいは両者の回動位置を維持するようになっている。   As shown in FIG. 1, the operating force applying mechanism includes a torsion spring 16 that urges the vortex disk 13 in the rotation direction of the timing sprocket 2 via the sleeve 6, and the rotation direction of the timing sprocket 2. And a controller 24 for controlling the braking force of the hysteresis brake 17 according to the engine operating state. The hysteresis brake 17 is controlled according to the engine operating state. By appropriately controlling the power, the vortex disk 13 is rotated relative to the timing sprocket 2 or both rotation positions are maintained.

前記トーションスプリング１６は、前記スリーブ６の外周側に配置され、その一端部１６ａがスリーブ６の先端部に形成された係止孔に径方向から挿通係止されている一方、他端部１６ｂが前記筒状部１３ａの内部軸方向に形成された係止孔に挿通係止されて、機関停止後に前記渦ディスク１３を始動用の回転位相方向へ回転付勢するようになっている。   The torsion spring 16 is disposed on the outer peripheral side of the sleeve 6, and one end portion 16 a is inserted and locked in a locking hole formed in the distal end portion of the sleeve 6 from the radial direction, while the other end portion 16 b is fixed. The vortex disk 13 is urged to rotate in the rotational phase direction for starting after the engine is stopped by being inserted and locked in a locking hole formed in the inner axial direction of the cylindrical portion 13a.

前記ヒステリシスブレーキ１７は、渦ディスク１３の外周側前端部に固定状態に取り付けられたヒステリシスリング１８と、該ヒステリシスリング１８の前端部に配置された円環状のコイルヨーク１９と、該コイルヨーク１９の内部に収容配置されて、該コイルヨーク１９に磁気を誘導する電磁コイル２０とを備え、この電磁コイル２０が機関の運転状態に応じて前記コントローラ２４によって通電制御されることによって比較的大きな磁束が発生するようになっている。   The hysteresis brake 17 includes a hysteresis ring 18 fixedly attached to the front end of the vortex disk 13, an annular coil yoke 19 disposed at the front end of the hysteresis ring 18, An electromagnetic coil 20 that is housed and disposed inside and induces magnetism in the coil yoke 19 is energized and controlled by the controller 24 in accordance with the operating state of the engine, so that a relatively large magnetic flux is generated. It is supposed to occur.

前記ヒステリシスリング１８は、前記外部の磁界の変化に対して位相遅れをもって磁束が変化する特性をもつヒステリシス材（半硬質材）によって形成されている。   The hysteresis ring 18 is formed of a hysteresis material (semi-hard material) having a characteristic that the magnetic flux changes with a phase lag with respect to the change of the external magnetic field.

前記コイルヨーク１９は、電磁コイル２０を取り囲むように全体がほぼ円筒形状に形成され、内周側でボールベアリング２３を介して前記筒状部１３ａに回転自在に支持されていると共に、図外のガタ吸収機構を介してエンジンカバーに固定されている。   The coil yoke 19 is formed in a substantially cylindrical shape so as to surround the electromagnetic coil 20, and is rotatably supported on the cylindrical portion 13a via a ball bearing 23 on the inner peripheral side. It is fixed to the engine cover via a backlash absorbing mechanism.

また、前記コイルヨーク１９は、後面側（渦ディスク１３側）の空間部の内周側に環状ヨーク部１９ａを有し、前記空間部の内周面と該内周面に対向する環状ヨーク部１９ａの外周面に凸状の極歯２１、２２がそれぞれ円周方向へ等間隔で複数設けられている。前記対向する各極歯２１，２２は、図４に示すように、一方の極歯２１と他方の極歯２２が円周方向に交互に配置され、対向する前記内外周面相互の近接する極歯２１，２２がすべて円周方向にずれている。したがって、両対向面の近接する極歯２１，２２間には、電磁コイル２０の励磁によって円周方向に傾きをもった磁界が発生する。   The coil yoke 19 has an annular yoke portion 19a on the inner peripheral side of the space portion on the rear surface side (vortex disk 13 side), and the annular yoke portion facing the inner peripheral surface of the space portion and the inner peripheral surface. A plurality of convex pole teeth 21 and 22 are provided on the outer peripheral surface of 19a at equal intervals in the circumferential direction. As shown in FIG. 4, the opposing pole teeth 21 and 22 are arranged such that one pole tooth 21 and the other pole tooth 22 are alternately arranged in the circumferential direction, and the opposing inner and outer peripheral surfaces are adjacent to each other. The teeth 21 and 22 are all displaced in the circumferential direction. Therefore, a magnetic field having an inclination in the circumferential direction is generated between the adjacent pole teeth 21 and 22 on both opposing surfaces by excitation of the electromagnetic coil 20.

また、極歯２１，２２間の隙間には、前記ヒステリシスリング１８の先端部１８ａが非接触状態で介装されており、該先端部１８ａの内外周面と前記極歯２１、２２との間のエアギャップは、大きな磁力を確保するために微小隙間に設定されている。   Further, the tip 18a of the hysteresis ring 18 is interposed in a non-contact state in the gap between the pole teeth 21 and 22, and between the inner and outer peripheral surfaces of the tip 18a and the pole teeth 21 and 22 is provided. The air gap is set to a minute gap in order to secure a large magnetic force.

前記ヒステリシスブレーキ１７は、ヒステリシスリング１８が対向面２１，２２間の磁界内を変位するときに、ヒステリシスリング１８の内部の磁束の向きと磁界の向きのずれによって制動力を発生するものであるが、その制動力は、ヒステリシスリング１８の回転速度（前記対向内外周面とヒステリシスリング１８の相対速度）に関係なく、磁界の強さ、つまり、電磁コイル２０の励磁電流の大きさに略比例した一定の値となる。   The hysteresis brake 17 generates a braking force due to a deviation between the direction of the magnetic flux inside the hysteresis ring 18 and the direction of the magnetic field when the hysteresis ring 18 is displaced in the magnetic field between the opposing surfaces 21 and 22. The braking force is substantially proportional to the strength of the magnetic field, that is, the excitation current of the electromagnetic coil 20, regardless of the rotational speed of the hysteresis ring 18 (relative speed between the opposed inner and outer peripheral surfaces and the hysteresis ring 18). It becomes a constant value.

前記コントローラ２４は、機関の回転数を検出するクランク角センサや機関の吸入空気量から負荷を検出エアーフローメーター、スロットルバルブ開度及び機関水温センサなどの各種のセンサ類からの検出信号に基づいて現在の機関運転状態を検出して、機関運転状態に応じて電磁コイル２０に制御電流を出力するようになっている。   The controller 24 detects a load from a crank angle sensor for detecting the engine speed and an intake air amount of the engine, and based on detection signals from various sensors such as an air flow meter, a throttle valve opening degree, and an engine water temperature sensor. A current engine operating state is detected, and a control current is output to the electromagnetic coil 20 in accordance with the engine operating state.

前記位相変更機構３は、前記タイミングスプロケット２の径方向窓孔７、リンク部材８、係合ピン１１、レバー突起４ｃ、渦ディスク１３、渦巻き溝１５及び以下の操作力付与機構等によって構成されている。   The phase changing mechanism 3 includes a radial window hole 7 of the timing sprocket 2, a link member 8, an engaging pin 11, a lever projection 4c, a vortex disk 13, a spiral groove 15, and the following operating force applying mechanism. Yes.

なお、前記位相変更機構３の内部には、機関の動弁系に潤滑油を供給する図外のメインオイルギャラリーからカムシャフト１の内部などに形成されたオイル供給回路を介して潤滑油（オイル）が循環供給されるようになっている。これによって、ヒステリシスブレーキ１７の作動によって高熱となった前記電磁コイル２０が冷却されて電気抵抗の増加が防止されると共に、渦巻き溝１５と係合ピン１１などの摺動部の潤滑を図るようになっている。   The phase change mechanism 3 has a lubricating oil (oil) via an oil supply circuit formed in the camshaft 1 and the like from a main oil gallery (not shown) for supplying the lubricating oil to the valve system of the engine. ) Is circulated. As a result, the electromagnetic coil 20 heated to high temperature by the operation of the hysteresis brake 17 is cooled to prevent an increase in electric resistance, and the sliding portions such as the spiral groove 15 and the engagement pin 11 are lubricated. It has become.

そして、前記各リンク部材８は、図３、図５〜図８に示すように、各リンク本体８ａの基端部８ｂ側にウエイトである付加重量部２５が設けられている。   Each link member 8 is provided with an additional weight portion 25 as a weight on the base end portion 8b side of each link body 8a, as shown in FIGS. 3 and 5-8.

この付加重量部２５は、図８に示すように、前記基端部８ｂの外周に先端部８ｃと反対側の位置に一体に設けられ、リンク本体８ａと同じ金属材によってほぼ鎌形三日月状に形成されて、前記基端部８ｂのピン孔８ｄの軸心Ｐと先端部８ｃの収容孔１０の軸心Ｐ１とを結ぶ直線Ｑを中心として拡径部４ｂの周方向左右の異なる方向へ延出した２つの重量部位である第１突部２５ａ、第２突部２５ｂを有していると共に、その幅長さＷは前記リンク本体８ａとほぼ同一に設定されている。   As shown in FIG. 8, the additional weight portion 25 is integrally provided on the outer periphery of the base end portion 8b at a position opposite to the tip end portion 8c, and is formed in a substantially sickle-shaped crescent shape by the same metal material as the link body 8a. Then, it extends in different directions on the left and right in the circumferential direction of the enlarged diameter portion 4b around a straight line Q connecting the axis P of the pin hole 8d of the base end portion 8b and the axis P1 of the receiving hole 10 of the distal end portion 8c. The first and second protrusions 25a and 25b, which are the two weight portions, are provided, and the width W is set to be substantially the same as that of the link body 8a.

前記第１突部２５ａは、その円周方向の長さが比較的短く形成されているのに対して、第２突部２５ｂは、その長さが長く形成されていると共に、該第２突部２５ｂの上面２５ｄが円弧状に切欠されており、これら第１、第２突部２５ａ、２５ｂの重量調整によって後述する重心Ｇ位置を調整するようになっている。   The first protrusion 25a is formed with a relatively short circumferential length, while the second protrusion 25b is formed with a long length and the second protrusion 25a. The upper surface 25d of the portion 25b is cut out in an arc shape, and the position of the center of gravity G, which will be described later, is adjusted by adjusting the weight of the first and second protrusions 25a and 25b.

かかる付加重量部２５は、該付加重量部２５を含めた前記リンク部材８全体の重心Ｇが前記基端部８ｂのほぼ軸心Ｐ、つまりリンク部材８の揺動中心となる前記各ピン９のほぼ軸心位置となるようにその形状や質量が設定されている。なお、この重心Ｇの位置は、必ずしも前記軸心Ｐと同一の位置にある必要はなく、前記ピン９の径内のいずれかの位置に設定することも可能である。   The additional weight portion 25 is configured such that the center of gravity G of the entire link member 8 including the additional weight portion 25 is substantially the axis P of the base end portion 8b, that is, the swing center of the link member 8. The shape and mass are set so as to be approximately the axial center position. The position of the center of gravity G does not necessarily have to be the same position as the axis P, and can be set to any position within the diameter of the pin 9.

また、この付加重量部２５は、図６に示すように、前記係合ピン１１が径方向窓孔７を介して渦ディスク１３の最も内周側に位置したときのリンク部材８の傾斜角度位置でその外周面２５ｃが前記拡径部４ｂの外周面４ｅに沿って位置して、該外周面４ｅよりも内側に位置する外形に形成されている。   Further, as shown in FIG. 6, the additional weight portion 25 has an inclination angle position of the link member 8 when the engagement pin 11 is located on the innermost peripheral side of the vortex disk 13 through the radial window hole 7. The outer peripheral surface 25c is formed along the outer peripheral surface 4e of the enlarged diameter portion 4b and has an outer shape positioned on the inner side of the outer peripheral surface 4e.

以下、この実施の形態の作用について説明する。   Hereinafter, the operation of this embodiment will be described.

まず、機関停止時には、ヒステリシスブレーキ１７の電磁コイル２０の励磁をオフにしておくことにより、トーションスプリング１６のばね力によって渦ディスク１３をタイミングスプロケット２に対して機関回転方向へ最大に回転させておく。これにより、係合ピン１１は、図５に示すように、球状先端部が渦巻き溝１５の先端溝部１５ａに位置して、クランク軸とカムシャフト１の相対回転位相（機関弁の開閉タイミング）は始動に最適な位置に保持されている。   First, when the engine is stopped, the excitation of the electromagnetic coil 20 of the hysteresis brake 17 is turned off, so that the vortex disk 13 is rotated to the maximum in the engine rotation direction with respect to the timing sprocket 2 by the spring force of the torsion spring 16. . As a result, as shown in FIG. 5, the engaging pin 11 has a spherical tip positioned in the tip groove 15 a of the spiral groove 15, and the relative rotation phase between the crankshaft and the camshaft 1 (engine valve opening / closing timing) is It is held in an optimal position for starting.

したがって、機関始動のためにイグニッションキーを操作して電源をオンにすると、前記係合ピン１１が渦巻き溝１５の先端溝部１５ａに安定に保持されていることから、良好な始動性を確保することができると共に、排気エミッション性能の低下を防止できる。   Therefore, when the ignition key is operated to start the engine and the power is turned on, the engagement pin 11 is stably held in the tip groove portion 15a of the spiral groove 15, so that good startability is ensured. As well as a reduction in exhaust emission performance.

その後、機関がアイドル運転などの低回転域に移行しようとすると、前記コントローラ２４から電磁コイル２０に発された制御電流によって、ヒステリシスブレーキ１７に磁力が発生して、トーションスプリング１６の力に抗する制動力が渦ディスク１３に付与される。   Thereafter, when the engine tries to shift to a low rotation range such as idle operation, a magnetic force is generated in the hysteresis brake 17 by the control current generated from the controller 24 to the electromagnetic coil 20 and resists the force of the torsion spring 16. A braking force is applied to the vortex disk 13.

したがって、前記係合ピン１１は、渦巻き溝１５の先端溝部１５ａから速やかに脱出し、渦ディスク１３が、タイミングスプロケット２の回転方向に対して僅かに逆方向に回転し、それによってリンク部材８の先端の係合ピン１１が各渦巻き溝１５に誘導されてリンク部材８の基端部８ｂが径方向窓孔７に沿って外側に揺動し、リンク部材８の作用によってタイミングスプロケット２と従動軸部材４の回転位相角が所定の位相に変更される。   Therefore, the engagement pin 11 quickly escapes from the tip groove portion 15a of the spiral groove 15, and the vortex disk 13 rotates slightly in the reverse direction with respect to the rotation direction of the timing sprocket 2, whereby the link member 8 The engagement pin 11 at the distal end is guided to each spiral groove 15, and the base end portion 8 b of the link member 8 swings outward along the radial window hole 7, and the timing sprocket 2 and the driven shaft are caused by the action of the link member 8. The rotational phase angle of the member 4 is changed to a predetermined phase.

この結果、クランク軸とカムシャフト１の相対回転位相が機関運転状態に応じた任意な位相に変更される。これによって、アイドル運転時の機関回転の安定化と燃費の向上が図れる。   As a result, the relative rotational phase of the crankshaft and the camshaft 1 is changed to an arbitrary phase according to the engine operating state. As a result, the engine rotation during idling can be stabilized and the fuel consumption can be improved.

そして、この状態から機関の運転が通常運転に移行して、例えば高回転時になると、前記回転位相を最進角側に変更すべき指令が前記コントローラ２４から発され、電磁コイル２０にさらに大きな電流が供給されて、トーションスプリング１６の力に抗する制動力が渦ディスク１３に付与される。   Then, when the operation of the engine shifts from this state to the normal operation and, for example, at a high rotation time, a command to change the rotation phase to the most advanced angle side is issued from the controller 24, and a larger current is supplied to the electromagnetic coil 20. Is supplied to the vortex disk 13 to apply a braking force against the force of the torsion spring 16.

これにより、渦ディスク１３がタイミングスプロケット２に対してさらに逆方向に回転し、それによってリンク部材８の先端の係合ピン１１が各渦巻き溝１５に誘導されてリンク部材８の基端部８ｂが、図６に示すように、径方向窓孔７に沿ってさらに最大内側に揺動し、リンク部材８の作用によってタイミングスプロケット２と従動軸部材４の相対回転角が最進角側に変更される。   As a result, the vortex disk 13 further rotates in the opposite direction with respect to the timing sprocket 2, whereby the engagement pin 11 at the distal end of the link member 8 is guided to each spiral groove 15, and the base end portion 8 b of the link member 8 is moved. As shown in FIG. 6, it swings further inwardly along the radial window hole 7, and the relative rotation angle of the timing sprocket 2 and the driven shaft member 4 is changed to the most advanced angle side by the action of the link member 8. The

この結果、クランク軸とカムシャフト１の回転位相が最進角側に変更され、それによって機関の高出力化が図られることになる。   As a result, the rotational phase of the crankshaft and the camshaft 1 is changed to the most advanced angle side, thereby increasing the engine output.

このとき、前記リンク部材８は、従動軸部材４や渦ディスク１３などの回転に伴って大きな遠心力が作用して各先端部８ｃ側が各径方向窓孔７の外側(遅角方向)に回転モーメントによるトルクＴＤが発生するが、リンク部材８全体の重心Ｇ位置が前記付加重量部２５によって、常にほぼ基端部８ｂの軸心Ｐ位置にあるため、位相角全域で前記トルクをほぼ０とすることができるため、前記リンク部材８の進角側への作動応答性の低下を低減することができる。   At this time, the link member 8 is subjected to a large centrifugal force along with the rotation of the driven shaft member 4 and the vortex disk 13, and the distal end portion 8c side is rotated to the outside (retarding direction) of each radial window hole 7. Although the torque TD due to the moment is generated, the position of the center of gravity G of the entire link member 8 is always substantially at the axial center P position of the base end portion 8b by the additional weight portion 25, so that the torque is almost zero over the entire phase angle. Therefore, it is possible to reduce a decrease in the operation responsiveness to the advance side of the link member 8.

すなわち、図９は本実施例のような付加重量部２５を有しない従来のリンク部材８に作用する遠心力の影響を表したベクトルを示す図であって、図中、ＴＤは渦ディスク１３を時計方向に回転させるモーメントで、カムシャフト１の回転位相を遅角側へ変換させるトルクとして作用する。Ｇはリンク部材８の重心位置、Ｆ１は渦ディスク１３の中心から径方向に作用する遠心力、Ｆ２は遠心力によって渦ディスク１３に入る反力、ｍはリンク部材８全体の重量、Ｒは渦ディスク１３の回転中心と前記重心Ｇまでの距離、ｒは渦ディスク１３の回転中心からＦ２までの法線距離、ｒ１はリンク部材８の基端部側のピン９の軸心と前記渦ディスク１３の回転中心と重心Ｇとを結ぶ線(Ｆ１)までの法線距離、ｒ２はリンク部材８の基端部側のピン９の軸心と前記Ｆ２までの法線距離、ωはカムシャフトの角速度である。   That is, FIG. 9 is a diagram showing a vector representing the influence of the centrifugal force acting on the conventional link member 8 that does not have the additional weight portion 25 as in this embodiment. In the figure, TD indicates the vortex disk 13. A moment that rotates clockwise acts as a torque that converts the rotational phase of the camshaft 1 to the retard side. G is the center of gravity of the link member 8, F1 is a centrifugal force acting radially from the center of the vortex disk 13, F2 is a reaction force entering the vortex disk 13 by the centrifugal force, m is the weight of the entire link member 8, and R is the vortex. The distance between the center of rotation of the disk 13 and the center of gravity G, r is the normal distance from the center of rotation of the vortex disk 13 to F2, and r1 is the axis of the pin 9 on the base end side of the link member 8 and the vortex disk 13. The normal distance to the line (F1) connecting the rotation center and the center of gravity G, r2 is the normal distance to the axis of the pin 9 on the proximal end side of the link member 8 and the F2, and ω is the angular velocity of the camshaft. It is.

Ｆ２＝Ｆ１・(ｒ１／ｒ２) Ｆ１＝ｍ・Ｒ・ω² であり、
そして、ＴＤ＝２・Ｆ２・ｒの式から回転モーメントによるトルクＴＤを求めると、前記付加重量部２５を有しない従来技術では、リンク部材８に作用するトルクＴＤが、図１０の太い実線で示すように、大きく変化して０にすることができない。特に機関の低中回転域から高回転域に移行した際におけるリンク部材８の倒れ方向、つまり各係合ピン１１が各径方向窓孔７の内周側への移動応答性が低下してしまう。この結果、タイミングスプロケット２とカムシャフト１の相対回転位相の遅角側から進角側への変換角θの変更速度が緩慢になって、機関運転状態の変化に応じた機関出力トルクを速やかに得られない。 F2 = F1 · (r1 / r2) F1 = m · R · ω ²
Then, when the torque TD due to the rotational moment is obtained from the equation of TD = 2 · F2 · r, the torque TD acting on the link member 8 is indicated by a thick solid line in FIG. As can be seen, it cannot change to 0. In particular, the responsiveness of the link member 8 to the falling direction, that is, the movement of each engagement pin 11 toward the inner peripheral side of each radial window hole 7 when the engine is shifted from the low to middle rotation range to the high rotation range is deteriorated. . As a result, the change speed of the conversion angle θ from the retard side to the advance side of the relative rotational phase of the timing sprocket 2 and the camshaft 1 becomes slow, and the engine output torque corresponding to the change in the engine operating state is quickly increased. I can't get it.

これに対して、本実施例では、前述のように、付加重量部２５の特異な形状及び質量に設定することよって、リンク部材８の重心Ｇ位置が常に前記ピン９のほぼ軸心位置となっていることから、ＴＤが図１０の細い実線で示すように、ＴＤ≒０の状態とすることができるため、係合ピン１１の径方向窓孔７の内側への移動速度、つまり前記両者１，２の相対回転位相の進角側への変換角θの変更速度を十分に高めることが可能になる。   On the other hand, in the present embodiment, as described above, by setting the specific shape and mass of the additional weight portion 25, the center of gravity G position of the link member 8 is always substantially the axial center position of the pin 9. Therefore, as shown by the thin solid line in FIG. 10, the TD can be in a state of TD≈0. Therefore, the moving speed of the engagement pin 11 to the inside of the radial window hole 7, that is, the both 1 , 2 can sufficiently increase the changing speed of the conversion angle θ toward the advance side of the relative rotational phase.

この結果、機関高回転域での機関出力トルクを速やかに立ち上げることが可能になる。   As a result, it becomes possible to quickly start up the engine output torque in the high engine speed range.

なお、低回転域から中回転域への移行時における前記両者１，２の相対回転位相の変換時の作動応答性も向上する。また、進角側から遅角側への変換時には、遠心力の僅かながらも影響を受けてその作動応答性が高くなっている。   In addition, the operation responsiveness at the time of conversion of the relative rotational phases of the both 1 and 2 at the time of transition from the low rotation range to the middle rotation range is also improved. Further, during the conversion from the advance side to the retard side, the operation responsiveness is enhanced due to the slight influence of the centrifugal force.

また、この実施例では、前記リンク部材８のいずれの傾斜位置においても、前記付加重量部２５の外周面２５ｃが拡径部４ｂの外周面４ｅや渦ディスク１３の外周面から外方へ突出することがないため、該付加重量部２５が例えばタイミングスプロケット２の内周面などの他の構成部材に干渉することがない。したがって、付加重量部２５や他の構成部材の破損や干渉打音などの発生を回避できる。   In this embodiment, the outer peripheral surface 25c of the additional weight portion 25 protrudes outward from the outer peripheral surface 4e of the enlarged diameter portion 4b and the outer peripheral surface of the vortex disk 13 at any inclined position of the link member 8. Therefore, the additional weight portion 25 does not interfere with other components such as the inner peripheral surface of the timing sprocket 2. Therefore, it is possible to avoid the damage of the additional weight portion 25 and other components and the occurrence of interference sound.

また、第２突部２５ｂの円弧状の上面２５ｄによって、図５に示すように、前記係合ピン１１が最大外側の位置に移動した際に、従動軸部材４の軸部４ａの外周面との干渉が回避できる。   Further, as shown in FIG. 5, when the engagement pin 11 is moved to the maximum outer position by the arcuate upper surface 25 d of the second protrusion 25 b, the outer peripheral surface of the shaft 4 a of the driven shaft member 4 Interference can be avoided.

また、前記付加重量部２５は、図８の一点鎖線で示すように、その材質をリンク本体８ａとは異ならせて、さらに高い質量とすることによってその大きさを小さくすることも可能である。   Further, as shown by the alternate long and short dash line in FIG. 8, the additional weight portion 25 can be made smaller in size by making its material different from that of the link body 8a to have a higher mass.

さらに、前記付加重量部２５は、リンク本体８ａと一体に形成されていることから、例えば型成形によって成形できるので、その製造作業が容易になりコストの点でも有利である。   Further, since the additional weight portion 25 is formed integrally with the link main body 8a, it can be formed, for example, by molding, so that the manufacturing operation is facilitated, which is advantageous in terms of cost.

〔第２実施例〕
図１１及び図１２は前記付加重量部２５のさらに異なる形状を示し、全体形状がほぼ三日月状に形成されて、第１突部２５ａ側の形状が小さな突起状に形成され、第２突部２５ｂ側が比較的幅広の円弧状に形成されている。このように、バルブタイミング制御装置の仕様や大きさなどによって付加重量部２５の形状や肉厚などを自由に変更することが可能になる。そして、かかる付加重量部２５によってリンク部材８の重心Ｇを、常時、基端部８ｂ側のピン９のほぼ軸心位置に設定することができるので、機関低回転あるいは中回転域から高回転域への移行時のリンク部材８の作動応答性を高めることが可能になる。 [Second Embodiment]
11 and 12 show further different shapes of the additional weight portion 25, the overall shape is formed in a substantially crescent shape, the shape on the first protrusion 25a side is formed as a small protrusion, and the second protrusion 25b. The side is formed in a relatively wide arc shape. As described above, it is possible to freely change the shape and thickness of the additional weight portion 25 according to the specification and size of the valve timing control device. Since the additional weight portion 25 allows the center of gravity G of the link member 8 to be always set at substantially the axial position of the pin 9 on the base end portion 8b side, the engine low speed or medium speed range to high speed range. It becomes possible to improve the operation responsiveness of the link member 8 at the time of shifting to.

本発明は、前記各実施例の構成、特に付加重量部２５の形状や質量を自由に変更することによっていずれのバルブタイミング制御装置にも適用することが可能になる。また、前記付加重量部２５をリンク本体８ａとは別体に形成することも可能である。   The present invention can be applied to any valve timing control device by freely changing the configuration of each of the embodiments, particularly the shape and mass of the additional weight portion 25. The additional weight portion 25 may be formed separately from the link body 8a.

本発明の第１実施例の内燃機関のバルブタイミング制御装置を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the valve timing control apparatus of the internal combustion engine of 1st Example of this invention. 本実施例のバルブタイミング制御装置を分解して一方向からみた斜視図である。It is the perspective view which decomposed | disassembled the valve timing control apparatus of a present Example, and was seen from one direction. 本実施例のバルブタイミング制御装置を分解して他方向からみた斜視図である。It is the perspective view which decomposed | disassembled the valve timing control apparatus of the present Example, and was seen from the other direction. 図１のＡ−Ａ線断面図である。It is the sectional view on the AA line of FIG. 本実施例の機関始動時における回転位相制御時の作動状態を示す図１のＢ−Ｂ線断面図である。It is the BB sectional drawing of FIG. 1 which shows the operation state at the time of the rotation phase control at the time of engine starting of a present Example. 本実施例の機関高回転時における回転位相制御時の作動状態を示す図１のＢ−Ｂ線断面図である。It is the BB sectional drawing of FIG. 1 which shows the operation state at the time of the rotation phase control at the time of engine high rotation of a present Example. 本実施例に供される付加重量部の斜視図である。It is a perspective view of the additional weight part provided for a present Example. 本実施例に供される付加重量部の正面図である。It is a front view of the additional weight part provided for a present Example. 付加重量部を有しない従来のバルブタイミング制御装置のリンク部材に作用する遠心力の説明図である。It is explanatory drawing of the centrifugal force which acts on the link member of the conventional valve timing control apparatus which does not have an additional weight part. 前記本実施例と従来のバルブタイミング制御装置におけるリンク部材に対する回転モーメントのトルクＴＤ特性図である。It is a torque TD characteristic view of the rotational moment with respect to the link member in the said Example and the conventional valve timing control apparatus. 第２実施例に供されるリンク部材の斜視図である。It is a perspective view of the link member provided for 2nd Example. 本実施例のリンク部材の正面図である。It is a front view of the link member of a present Example.

符号の説明Explanation of symbols

１…カムシャフト
２…タイミングスプロケット（駆動回転体）
３…位相変更機構
４…従動軸部材（従動回転体）
７…径方向窓孔
８…リンク部材
８ａ…リンク本体
８ｂ…基端部
８ｃ…先端部
９…ピン
１１…係合ピン（係合部）
１３…渦ディスク(中間回転体)
１５…渦巻き溝(ガイド)
１６…トーションスプリング
１７…ヒステリシスブレーキ(アクチュエータ)
２５…付加重量部(ウエイト)
２５ａ、２５ｂ…第１、第２突部
Ｇ…リンク部材の重心 1 ... Camshaft 2 ... Timing sprocket (drive rotor)
3 ... Phase change mechanism 4 ... Driven shaft member (driven rotor)
7 ... Radial window hole 8 ... Link member 8a ... Link body 8b ... Base end 8c ... Tip 9 ... Pin 11 ... Engagement pin (engagement part)
13 ... Vortex disk (intermediate rotating body)
15 ... spiral groove (guide)
16 ... Torsion spring 17 ... Hysteresis brake (actuator)
25 ... Additional weight part (weight)
25a, 25b ... 1st, 2nd protrusion G ... Center of gravity of link member

Claims (9)

機関のクランク軸によって回転駆動される駆動回転体と、
カムシャフトに固定され、前記駆動回転体から回転力が伝達される従動回転体と、
前記駆動回転体と従動回転体とに対して相対回転可能に設けられ、円周方向に縮径するガイドを有する中間回転体と、
前記駆動回転体または従動回転体に揺動自在に支持されて、前記ガイドに係合案内される係合部を介して揺動するリンク部材と、
前記中間回転体の回転位置に応じて前記ガイドを介して前記係合部を径方向に移動させることにより前記駆動回転体と従動回転体の相対回転位相を変更させる位相変更機構と、
機関の状態に応じて前記中間回転体に回転力を付与するアクチュエータと、を備え、
前記リンク部材は、揺動支点となる揺動軸の位置がリンク部材全体の重心位置となるウエイトを有することを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 A drive rotator that is rotationally driven by the crankshaft of the engine;
A driven rotator fixed to the camshaft and to which a rotational force is transmitted from the drive rotator;
An intermediate rotator having a guide which is provided so as to be relatively rotatable with respect to the drive rotator and the driven rotator, and whose diameter is reduced in the circumferential direction;
A link member that is swingably supported by the drive rotating body or the driven rotating body and swings via an engaging portion that is engaged and guided by the guide;
A phase changing mechanism that changes the relative rotational phase of the driving rotating body and the driven rotating body by moving the engagement portion in the radial direction via the guide according to the rotational position of the intermediate rotating body;
An actuator for applying a rotational force to the intermediate rotating body according to the state of the engine,
The valve timing control device for an internal combustion engine, wherein the link member has a weight in which a position of a swing shaft serving as a swing fulcrum is a center of gravity of the entire link member. 請求項１に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記リンク部材の重心位置は、前記揺動軸の軸心とほぼ一致していることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 The valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1,
The valve timing control apparatus for an internal combustion engine, wherein a position of a center of gravity of the link member substantially coincides with an axis of the swing shaft. 請求項１に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記ウエイトは、リンク本体の前記係合部と反対側の端部側から突設されて、該端部を中心に互いに異なる方向へ延出した突部によって前記リンク部材全体の重心位置を調整したことを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 The valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 1,
The weight is protruded from the end of the link body opposite to the engaging portion, and the center of gravity of the entire link member is adjusted by a protrusion extending in a different direction around the end. A valve timing control device for an internal combustion engine. 機関のクランク軸によって回転駆動される駆動回転体と、
カムシャフトに固定され、前記駆動回転体から回転力が伝達される従動回転体と、
前記駆動回転体と従動回転体とに対して相対回転可能に設けられ、円周方向に縮径するガイドを有する中間回転体と、
前記駆動回転体または従動回転体に揺動自在に支持されて、前記ガイドに係合案内される係合部を介して揺動するリンク部材と、
前記中間回転体の回転位置に応じて前記ガイドを介して前記係合部を径方向に移動させることにより前記駆動回転体と従動回転体の相対回転位相を変更させる位相変更機構と、
機関の状態に応じて前記中間回転体に回転力を付与するアクチュエータと、を備え、
前記リンク部材の揺動支点を中心とした前記係合部と反対側の位置に付加重量部が設けられ、
該付加重量部は、前記リンク部材が所定の角度で傾斜している場合に、前記揺動支点を中心として前記中間回転体のほぼ周方向の両側に延出した重量部位を有することを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 A drive rotator that is rotationally driven by the crankshaft of the engine;
A driven rotator fixed to the camshaft and to which a rotational force is transmitted from the drive rotator;
An intermediate rotator having a guide which is provided so as to be relatively rotatable with respect to the drive rotator and the driven rotator, and whose diameter is reduced in the circumferential direction;
A link member that is swingably supported by the drive rotating body or the driven rotating body and swings via an engaging portion that is engaged and guided by the guide;
A phase changing mechanism that changes the relative rotational phase of the driving rotating body and the driven rotating body by moving the engagement portion in the radial direction via the guide according to the rotational position of the intermediate rotating body;
An actuator for applying a rotational force to the intermediate rotating body according to the state of the engine,
An additional weight portion is provided at a position opposite to the engaging portion with the swing fulcrum of the link member as the center;
The additional weight portion has weight portions extending substantially on both sides in the circumferential direction of the intermediate rotating body around the swing fulcrum when the link member is inclined at a predetermined angle. A valve timing control device for an internal combustion engine. 請求項４に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記リンク部材は、前記係合部が前記ガイドを介して中間回転体の最も内周側に位置したときの傾斜角度位置で、前記重量部位の外周縁が前記中間回転体の周方向に沿って位置することを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 The valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 4,
The link member is an inclined angle position when the engaging portion is located on the innermost peripheral side of the intermediate rotating body via the guide, and an outer peripheral edge of the weight portion is along a circumferential direction of the intermediate rotating body. A valve timing control device for an internal combustion engine, wherein the valve timing control device is positioned. 機関のクランク軸によって回転駆動される駆動回転体と、
カムシャフトに固定され、前記駆動回転体から回転力が伝達される従動回転体と、
前記駆動回転体と従動回転体とに対して相対回転可能に設けられ、円周方向に縮径するガイドを有する中間回転体と、
前記駆動回転体または従動回転体に揺動自在に支持されて、前記ガイドに係合案内される係合部を介して揺動するリンク部材と、
前記中間回転体の回転位置に応じて前記ガイドを介して前記係合部を径方向に移動させることによって前記駆動回転体と従動回転体の相対回転位相を変更させる位相変更機構と、
機関の状態に応じて前記中間回転体に回転力を付与するアクチュエータと、を備え、
前記リンク部材は、揺動支点を中心とした前記係合部とほぼ反対側の位置に付加重量部を有し、
該付加重量部は、前記リンク部材の揺動支点と係合部の中心点とを結ぶ線を中心として両側に突出した突部を有していることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 A drive rotator that is rotationally driven by the crankshaft of the engine;
A driven rotator fixed to the camshaft and to which a rotational force is transmitted from the drive rotator;
An intermediate rotator having a guide which is provided so as to be relatively rotatable with respect to the drive rotator and the driven rotator, and whose diameter is reduced in the circumferential direction;
A link member that is swingably supported by the drive rotating body or the driven rotating body and swings via an engaging portion that is engaged and guided by the guide;
A phase changing mechanism that changes the relative rotational phase of the driving rotating body and the driven rotating body by moving the engagement portion in the radial direction via the guide according to the rotational position of the intermediate rotating body;
An actuator for applying a rotational force to the intermediate rotating body according to the state of the engine,
The link member has an additional weight portion at a position substantially opposite to the engagement portion with a swing fulcrum as a center,
The additional weight portion has a protruding portion protruding on both sides around a line connecting the swing fulcrum of the link member and the center point of the engaging portion. . 請求項６に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記付加重量部は、前記リンク部材のリンク本体の傾斜角度のいずれの位置であっても、前記中間回転体の外側部よりも内側に位置するように形成されていることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 The valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 6,
The internal combustion engine characterized in that the additional weight portion is formed so as to be located inside the outer portion of the intermediate rotating body at any position of the inclination angle of the link main body of the link member. Valve timing control device. 請求項７に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記係合部が前記ガイドを介して中間回転体の最も内周側に位置したときにおける前記リンク部材の傾斜角度位置での前記付加重量部は、外周縁が前記中間回転体外周部よりも内側でかつ中間回転体の周方向に沿った形状に形成されていることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 The valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 7,
The additional weight portion at the inclination angle position of the link member when the engaging portion is located on the innermost peripheral side of the intermediate rotator via the guide has an outer peripheral edge on the inner side of the intermediate rotator outer peripheral portion. And a valve timing control device for an internal combustion engine, wherein the valve timing control device is formed in a shape along the circumferential direction of the intermediate rotating body. 請求項６に記載の内燃機関のバルブタイミング制御装置において、
前記リンク部材は、前記中間回転体の周方向のほぼ等間隔位置に複数設けられていることを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 The valve timing control apparatus for an internal combustion engine according to claim 6,
The valve timing control device for an internal combustion engine, wherein a plurality of the link members are provided at substantially equal intervals in the circumferential direction of the intermediate rotating body.

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