JPH0953418A - 内燃機関のバルブタイミング制御装置 - Google Patents
内燃機関のバルブタイミング制御装置Info
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- JPH0953418A JPH0953418A JP20304395A JP20304395A JPH0953418A JP H0953418 A JPH0953418 A JP H0953418A JP 20304395 A JP20304395 A JP 20304395A JP 20304395 A JP20304395 A JP 20304395A JP H0953418 A JPH0953418 A JP H0953418A
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Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
- F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
- F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
- F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
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- F01L1/34406—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using helically teethed sleeve or gear moving axially between crankshaft and camshaft the helically teethed sleeve being located in the camshaft driving pulley
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
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- Y10T74/2102—Adjustable
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Abstract
(57)【要約】
【課題】 筒状歯車の移動応答性を向上しつつ、構造の
簡素化と部品点数を削減して製造,組立作業能率の向上
を図る。 【解決手段】 タイミングプーリ21とカムシャフト2
2のスリーブ24との間に介装された筒状歯車29を、
受圧ピストン37を介してカムシャフト軸方向に移動さ
せて両者21,22の相対回動位相を変換する。受圧ピ
ストン37と筒状歯車29の両歯車構成部3031とを
支持ピン42によって連係すると共に、両歯車構成部3
0,31を該両者30,31間に弾装されたコイルスプ
リング32によって互いに離間する方向に付勢した。
簡素化と部品点数を削減して製造,組立作業能率の向上
を図る。 【解決手段】 タイミングプーリ21とカムシャフト2
2のスリーブ24との間に介装された筒状歯車29を、
受圧ピストン37を介してカムシャフト軸方向に移動さ
せて両者21,22の相対回動位相を変換する。受圧ピ
ストン37と筒状歯車29の両歯車構成部3031とを
支持ピン42によって連係すると共に、両歯車構成部3
0,31を該両者30,31間に弾装されたコイルスプ
リング32によって互いに離間する方向に付勢した。
Description
【0001】
【発明の属する技術分野】本発明は、内燃機関の吸気・
排気弁の開閉時期を運転状態に応じて可変制御するバル
ブタイミング制御装置の改良に関する。
排気弁の開閉時期を運転状態に応じて可変制御するバル
ブタイミング制御装置の改良に関する。
【0002】
【従来の技術】この種のバルブタイミング制御装置とし
ては、例えば本出願人が先に出願した実開平6−282
03号公報に記載されたものがある。
ては、例えば本出願人が先に出願した実開平6−282
03号公報に記載されたものがある。
【0003】図8に基づいて概略を説明すれば、この装
置は機関のクランク軸から駆動伝達されるスプロケット
1と、該スプロケット1から回転力が伝達されて、外周
に有するカムにより図外の吸気弁をバルブスプリングの
ばね力に抗して開作動させるカムシャフト2と、スプロ
ケット1とカムシャフト本体の一端部にボルト11によ
って固定されたスリーブ12との間に介装されて、内外
周に有するはす歯形の内外歯3a,3bがスプロケット
1とスリーブ12の各インナ歯1aとアウタ歯12aに
噛合しつつカムシャフト軸方向に摺動する筒状歯車3
と、該筒状歯車3に近接配置されて、カムシャフト軸方
向へ摺動自在な受圧ピストン4とを備えている。
置は機関のクランク軸から駆動伝達されるスプロケット
1と、該スプロケット1から回転力が伝達されて、外周
に有するカムにより図外の吸気弁をバルブスプリングの
ばね力に抗して開作動させるカムシャフト2と、スプロ
ケット1とカムシャフト本体の一端部にボルト11によ
って固定されたスリーブ12との間に介装されて、内外
周に有するはす歯形の内外歯3a,3bがスプロケット
1とスリーブ12の各インナ歯1aとアウタ歯12aに
噛合しつつカムシャフト軸方向に摺動する筒状歯車3
と、該筒状歯車3に近接配置されて、カムシャフト軸方
向へ摺動自在な受圧ピストン4とを備えている。
【0004】前記筒状歯車3は、軸直角方向から前後に
2分割形成されて、前側歯車構成部5と後側歯車構成部
6が、連結ピン7と前側歯車構成部5の前端内部に形成
され凹溝5a内に配置されて連結ピン7が挿通するコイ
ルスプリング8のばね力によって互いに接近する方向に
付勢され、これによって各歯1a,3b,12a,3a
間のバックラッシ隙間を消失させて摺動時の衝突打音の
発生を防止するようになっている。
2分割形成されて、前側歯車構成部5と後側歯車構成部
6が、連結ピン7と前側歯車構成部5の前端内部に形成
され凹溝5a内に配置されて連結ピン7が挿通するコイ
ルスプリング8のばね力によって互いに接近する方向に
付勢され、これによって各歯1a,3b,12a,3a
間のバックラッシ隙間を消失させて摺動時の衝突打音の
発生を防止するようになっている。
【0005】また、受圧ピストン4は、内部を貫通した
支持ピン9を介して後側歯車構成部6に係止している。
すなわち、支持ピン9は、頭部9aが受圧ピストン4に
連結固定され、頭部の先端部9bが後側歯車構成部6の
ピン孔6a内を遊挿しつつ係止リング10によって後側
歯車構成部6に係止していると共に、前端縁が前側歯車
構成部5の後面に対向している。
支持ピン9を介して後側歯車構成部6に係止している。
すなわち、支持ピン9は、頭部9aが受圧ピストン4に
連結固定され、頭部の先端部9bが後側歯車構成部6の
ピン孔6a内を遊挿しつつ係止リング10によって後側
歯車構成部6に係止していると共に、前端縁が前側歯車
構成部5の後面に対向している。
【0006】そして、機関運転状態の変化に伴い駆動機
構13によって受圧ピストン4が例えば後方向(図中右
方向)へ移動すると、支持ピン9の係止リング10を介
して後側歯車構成部6が後方向へ引っ張られるため、前
側歯車構成部5も連結ピン7とコイルスプリング8を介
して同方向へ追従移動する。このため、筒状歯車3全体
が後方へ最大に移動する。一方、筒状歯車3が最大後方
向位置から受圧ピストン4が前方向(図中左方向)へ摺
動すると、支持ピン9の前端縁が前側歯車構成部5の後
面を押圧しながら前方へ移動させ、かかる前側歯車構成
部5の移動に伴い後側歯車構成部6も連結ピン7とコイ
ルスプリング8を介して引っ張られながら同方向へ追従
移動する。このため、筒状歯車3全体が前方へ最大に移
動する。
構13によって受圧ピストン4が例えば後方向(図中右
方向)へ移動すると、支持ピン9の係止リング10を介
して後側歯車構成部6が後方向へ引っ張られるため、前
側歯車構成部5も連結ピン7とコイルスプリング8を介
して同方向へ追従移動する。このため、筒状歯車3全体
が後方へ最大に移動する。一方、筒状歯車3が最大後方
向位置から受圧ピストン4が前方向(図中左方向)へ摺
動すると、支持ピン9の前端縁が前側歯車構成部5の後
面を押圧しながら前方へ移動させ、かかる前側歯車構成
部5の移動に伴い後側歯車構成部6も連結ピン7とコイ
ルスプリング8を介して引っ張られながら同方向へ追従
移動する。このため、筒状歯車3全体が前方へ最大に移
動する。
【0007】このように、筒状歯車3が前後方向へ移動
する際に、受圧ピントン4と支持ピン9の作用によって
前側歯車構成部5あるいは後側歯車構成部6を互いに離
れる方向に力を作用させることにより各歯間の圧接力を
低下させることが可能になる。この結果、筒状歯車3の
摺動摩擦抵抗が小さくなり、前後方向へのスムーズな移
動が得られて、スプロケット1とカムシャフト2との相
対回動位相変換の応答性を向上させることができる。
する際に、受圧ピントン4と支持ピン9の作用によって
前側歯車構成部5あるいは後側歯車構成部6を互いに離
れる方向に力を作用させることにより各歯間の圧接力を
低下させることが可能になる。この結果、筒状歯車3の
摺動摩擦抵抗が小さくなり、前後方向へのスムーズな移
動が得られて、スプロケット1とカムシャフト2との相
対回動位相変換の応答性を向上させることができる。
【0008】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、前記従
来の装置にあっては、前述のように、スプロケット1及
びスリーブ12と筒状歯車3との間の各歯1a,3b、
12a,3b間のバックラッシ隙間を零にしてカムシャ
フト2から発生するトルク変動による打音の発生を防止
するために、両歯車構成部5,6を互いに接近する方向
に付勢する付勢機構を構成する連結ピン7と、受圧ピス
トン4によって各歯車構成部5,6を連係する連係機構
である支持ピン9等とを夫々別個に形成してあるため、
構造が複雑になると共に、部品点数が多くなる。したが
って、製造作業や組付作業が煩雑になり、コストの高騰
が余儀なくされている。
来の装置にあっては、前述のように、スプロケット1及
びスリーブ12と筒状歯車3との間の各歯1a,3b、
12a,3b間のバックラッシ隙間を零にしてカムシャ
フト2から発生するトルク変動による打音の発生を防止
するために、両歯車構成部5,6を互いに接近する方向
に付勢する付勢機構を構成する連結ピン7と、受圧ピス
トン4によって各歯車構成部5,6を連係する連係機構
である支持ピン9等とを夫々別個に形成してあるため、
構造が複雑になると共に、部品点数が多くなる。したが
って、製造作業や組付作業が煩雑になり、コストの高騰
が余儀なくされている。
【0009】また、両歯車構成部5,6は、前述のよう
にコイルスプリング8によって互いに接近する方向に付
勢されており、このコイルスプリング8は連結ピン7の
外周に巻装されているため、この連結ピン7の外径を考
慮してコイルスプリング8の直径を必然的に大きく設定
しなければならない。したがって、該コイルスプリング
8を収納する前側歯車構成部5の凹溝5aの内径を比較
的大きく設定しなければならないと共に、該コイルスプ
リング8のコイル表の分だけ凹溝5aの深さを大きく取
らなければならない。この結果、前側歯車構成部5つま
り筒状歯車3全体の外径及び軸方向の長さを大きく設定
せざるを得ず、装置の大型化が余儀なくされる。
にコイルスプリング8によって互いに接近する方向に付
勢されており、このコイルスプリング8は連結ピン7の
外周に巻装されているため、この連結ピン7の外径を考
慮してコイルスプリング8の直径を必然的に大きく設定
しなければならない。したがって、該コイルスプリング
8を収納する前側歯車構成部5の凹溝5aの内径を比較
的大きく設定しなければならないと共に、該コイルスプ
リング8のコイル表の分だけ凹溝5aの深さを大きく取
らなければならない。この結果、前側歯車構成部5つま
り筒状歯車3全体の外径及び軸方向の長さを大きく設定
せざるを得ず、装置の大型化が余儀なくされる。
【0010】しかも、両歯車構成部5,6が互いに接近
する方向に付勢されているところから、該両歯車構成部
5,6の各内外歯1a,3b,12a,3aが経時的に
摩耗すると該両歯車構成部の隙間T(図9に示す隙間
T)が減少する。この現象が進むとやがて両歯車構成部
5,6の前記隙間Tが消失してしまう。その結果、両歯
車構成部5,6は互いに接近することができなくなるか
ら、各内外歯1a,3b,12a,3a間のバックラッ
シ隙間を消失させて筒状歯車3の摺動時の衝突打音発生
を防止することができなくなる虞がある。
する方向に付勢されているところから、該両歯車構成部
5,6の各内外歯1a,3b,12a,3aが経時的に
摩耗すると該両歯車構成部の隙間T(図9に示す隙間
T)が減少する。この現象が進むとやがて両歯車構成部
5,6の前記隙間Tが消失してしまう。その結果、両歯
車構成部5,6は互いに接近することができなくなるか
ら、各内外歯1a,3b,12a,3a間のバックラッ
シ隙間を消失させて筒状歯車3の摺動時の衝突打音発生
を防止することができなくなる虞がある。
【0011】
【課題を解決するための手段】本発明は、前記従来の課
題に鑑みて案出されたもので、請求項1の発明は、機関
により駆動されかつ内周にインナ歯を有する回転体と、
該回転体から回転力が伝達されかつ外周にアウタ歯を有
するカムシャフトと、該回転体とカムシャフトとの間に
介装され、内外周に前記インナ歯とアウタ歯に噛合する
少なくとも一方がはす歯形の内外歯を有する筒状歯車
と、軸方向に2分割された前記筒状歯車の両歯車構成部
を互いに離間する方向へ付勢する付勢手段と、前記回転
体とカムシャフトとの間に前記一方側歯車構成部に近接
配置されて、カムシャフト軸方向へ摺動自在に設けられ
た受圧ピストンと、一端部が前記受圧ピストンに連結さ
れ、他端部が一方側歯車構成部を遊挿しつつ他方側歯車
構成部に係止した支持ピンと、前記受圧ピストンを摺動
させて前記筒状歯車をカムシャフト軸方向に移動させる
ことにより前記回転体とカムシャフトの相対回動位相を
変換する駆動機構とを備えたことを特徴としている。
題に鑑みて案出されたもので、請求項1の発明は、機関
により駆動されかつ内周にインナ歯を有する回転体と、
該回転体から回転力が伝達されかつ外周にアウタ歯を有
するカムシャフトと、該回転体とカムシャフトとの間に
介装され、内外周に前記インナ歯とアウタ歯に噛合する
少なくとも一方がはす歯形の内外歯を有する筒状歯車
と、軸方向に2分割された前記筒状歯車の両歯車構成部
を互いに離間する方向へ付勢する付勢手段と、前記回転
体とカムシャフトとの間に前記一方側歯車構成部に近接
配置されて、カムシャフト軸方向へ摺動自在に設けられ
た受圧ピストンと、一端部が前記受圧ピストンに連結さ
れ、他端部が一方側歯車構成部を遊挿しつつ他方側歯車
構成部に係止した支持ピンと、前記受圧ピストンを摺動
させて前記筒状歯車をカムシャフト軸方向に移動させる
ことにより前記回転体とカムシャフトの相対回動位相を
変換する駆動機構とを備えたことを特徴としている。
【0012】請求項2の発明は、前記付勢手段を、両歯
車構成部の間に弾装したことを特徴としている。
車構成部の間に弾装したことを特徴としている。
【0013】
【作用】請求項1の発明によれば、機関運転状態の変化
に伴い最大後方に位置する受圧ピストンが駆動機構を介
して例えば前方向へ移動すると、支持ピンを介して後側
歯車構成部を同方向へ引張る。このため、受圧ピストン
側の前側歯車構成部は、付勢手段たる例えばコイルスプ
リングを圧縮しながら後側歯車構成部に押されながら前
方へ追従移動する。
に伴い最大後方に位置する受圧ピストンが駆動機構を介
して例えば前方向へ移動すると、支持ピンを介して後側
歯車構成部を同方向へ引張る。このため、受圧ピストン
側の前側歯車構成部は、付勢手段たる例えばコイルスプ
リングを圧縮しながら後側歯車構成部に押されながら前
方へ追従移動する。
【0014】一方、最大前方に位置する受圧ピストンが
駆動機構によって後方向へ移動すると、今度は後側歯車
構成部が支持ピンとの係止状態が解除されてフリーにな
り、前側歯車構成部が受圧ピストンに直接押されて後方
へ移動すると同時に後側歯車構成部がコイルスプリング
を介して後方へ追従移動する。したがって、前後側歯車
構成部の前記追従移動により、各歯間の圧接力が低下し
て筒状歯車のスムーズな移動が確保できる。
駆動機構によって後方向へ移動すると、今度は後側歯車
構成部が支持ピンとの係止状態が解除されてフリーにな
り、前側歯車構成部が受圧ピストンに直接押されて後方
へ移動すると同時に後側歯車構成部がコイルスプリング
を介して後方へ追従移動する。したがって、前後側歯車
構成部の前記追従移動により、各歯間の圧接力が低下し
て筒状歯車のスムーズな移動が確保できる。
【0015】また、両歯車構成部は、付勢手段によって
互いに離間する方向へ付勢されているため、従来のよう
な両者間の連結ピンが不要になり、支持ピンのみによっ
て受圧ピストンと両歯車構成部を連係させることができ
る。したがって、構造の簡素化と部品点数の削減が図れ
る。
互いに離間する方向へ付勢されているため、従来のよう
な両者間の連結ピンが不要になり、支持ピンのみによっ
て受圧ピストンと両歯車構成部を連係させることができ
る。したがって、構造の簡素化と部品点数の削減が図れ
る。
【0016】さらに、該歯車構成部を互いに離間方向に
付勢することによって、回転体,筒状歯車,カムシャフ
ト間のバックラッシュ隙間を消失させるため、該両歯車
構成部の内外歯に経時的な摩耗が発生しても両歯車構成
部は互いに離間するだけであるから、前記バックラッシ
ュ隙間消失作用を損なわない。
付勢することによって、回転体,筒状歯車,カムシャフ
ト間のバックラッシュ隙間を消失させるため、該両歯車
構成部の内外歯に経時的な摩耗が発生しても両歯車構成
部は互いに離間するだけであるから、前記バックラッシ
ュ隙間消失作用を損なわない。
【0017】さらにまた、両歯車構成部の内外歯に経時
的な摩耗が発生しバックラッシュ隙間が大きくなって
も、回転体とカムシャフトの回転位相はあくまでも支持
ピンの他方側歯車構成部に対する係止位置で決定される
ため、バルブタイミング制御精度に影響はない。
的な摩耗が発生しバックラッシュ隙間が大きくなって
も、回転体とカムシャフトの回転位相はあくまでも支持
ピンの他方側歯車構成部に対する係止位置で決定される
ため、バルブタイミング制御精度に影響はない。
【0018】また、請求項2の発明によれば、付勢手段
を両歯車構成部の間に配置したため、付勢手段の外径や
長さの設定の自由度が向上する。
を両歯車構成部の間に配置したため、付勢手段の外径や
長さの設定の自由度が向上する。
【0019】
【発明の実施の形態】図1は本発明に係るバルブタイミ
ング制御装置をDOHC型動弁機構の吸気バルブ側に適
用した第1実施例を示している。
ング制御装置をDOHC型動弁機構の吸気バルブ側に適
用した第1実施例を示している。
【0020】図中21は図外のクランク軸からタイミン
グベルトにより駆動力が伝達される回転体たる円筒状の
タイミングプーリ、22はシリンダヘッド23の上部に
有するカム軸受23aに回転自在に支持されて、タイミ
ングプーリ21から伝達された回転力により図外の吸気
弁をバルブスプリングのばね力に抗して開作動させるカ
ムを有するカムシャフトである。
グベルトにより駆動力が伝達される回転体たる円筒状の
タイミングプーリ、22はシリンダヘッド23の上部に
有するカム軸受23aに回転自在に支持されて、タイミ
ングプーリ21から伝達された回転力により図外の吸気
弁をバルブスプリングのばね力に抗して開作動させるカ
ムを有するカムシャフトである。
【0021】前記タイミングプーリ21は、筒状本体2
1aの外周面に一体に設けられたプーリ部21bと、筒
状本体21aの前端部にかしめ固定されて前端開口を閉
塞するフロントカバー26と、筒状本体21aの後端部
内周にかしめ固定されて、内周部27aがスリーブ24
の後端部外周に摺動するリテーナ部27とを有してい
る。前記筒状本体21aの段差小径状の後端部内周に
は、はす歯状のインナ歯21cが形成されている。ま
た、フロントカバー26は、環状外周部26aと該外周
部26aの内周側にねじ止めされた円板のキャップ26
bとから構成されている。
1aの外周面に一体に設けられたプーリ部21bと、筒
状本体21aの前端部にかしめ固定されて前端開口を閉
塞するフロントカバー26と、筒状本体21aの後端部
内周にかしめ固定されて、内周部27aがスリーブ24
の後端部外周に摺動するリテーナ部27とを有してい
る。前記筒状本体21aの段差小径状の後端部内周に
は、はす歯状のインナ歯21cが形成されている。ま
た、フロントカバー26は、環状外周部26aと該外周
部26aの内周側にねじ止めされた円板のキャップ26
bとから構成されている。
【0022】前記カムシャフト22は、カムシャフト本
体の一端部22aに固定ボルト25によって軸方向から
固定されて、タイミングプーリ21の内部軸方向に挿通
されたスリーブ24を有している。このスリーブ24は
略円筒状を呈し、内部に前記一端部22a端面に当接す
る隔壁24aが設けられていると共に、前端部内周に有
底円筒状のスペーサ28が圧入固定されている。このス
ペーサ28は、前端部に有するフランジ部28aがスリ
ーブ24の前端部に係合していると共に、後端部に底壁
28bを有している。また、前記スリーブ24は、後部
側外周にはす歯状のアウタ歯24bが形成されていると
共に、前端部外周面が前記フロントカバー26の外周部
26aを摺動自在に支持している。
体の一端部22aに固定ボルト25によって軸方向から
固定されて、タイミングプーリ21の内部軸方向に挿通
されたスリーブ24を有している。このスリーブ24は
略円筒状を呈し、内部に前記一端部22a端面に当接す
る隔壁24aが設けられていると共に、前端部内周に有
底円筒状のスペーサ28が圧入固定されている。このス
ペーサ28は、前端部に有するフランジ部28aがスリ
ーブ24の前端部に係合していると共に、後端部に底壁
28bを有している。また、前記スリーブ24は、後部
側外周にはす歯状のアウタ歯24bが形成されていると
共に、前端部外周面が前記フロントカバー26の外周部
26aを摺動自在に支持している。
【0023】また、スリーブ24と筒状本体21aとの
間には、後述する駆動機構を介して軸方向に移動する筒
状歯車29が介装されており、この筒状歯車29は、長
尺な歯車を軸直角方向から分割された前後2個の歯車構
成部30,31から構成されている。両歯車構成部3
0,31は、各内外周には、前記インナ歯21cとアウ
タ歯24bに夫々噛合する両方がはす歯の内歯33a,
34aと外歯33b,34bが形成されている。また、
前側歯車構成部30の周方向の所定位置には、図2にも
示すように貫通孔35が軸方向に沿って形成されている
と共に、該貫通孔35に対応する後側歯車構成部31の
後面には、係止溝36が形成されている。また、両歯車
構成部30,31の対向面間には、該両者30,31を
互いに離間する方向へ付勢する付勢手段たるコイルスプ
リング32が設けられている。このコイルスプリング3
2は、一端部が前側歯車構成部30の後部中央に形成さ
れた凹溝30a底面に、他端部が後側歯車構成部31の
前面に弾持されており、そのコイル長やコイル径は凹溝
30aの内径や深さ等に応じて自由に設定されている。
間には、後述する駆動機構を介して軸方向に移動する筒
状歯車29が介装されており、この筒状歯車29は、長
尺な歯車を軸直角方向から分割された前後2個の歯車構
成部30,31から構成されている。両歯車構成部3
0,31は、各内外周には、前記インナ歯21cとアウ
タ歯24bに夫々噛合する両方がはす歯の内歯33a,
34aと外歯33b,34bが形成されている。また、
前側歯車構成部30の周方向の所定位置には、図2にも
示すように貫通孔35が軸方向に沿って形成されている
と共に、該貫通孔35に対応する後側歯車構成部31の
後面には、係止溝36が形成されている。また、両歯車
構成部30,31の対向面間には、該両者30,31を
互いに離間する方向へ付勢する付勢手段たるコイルスプ
リング32が設けられている。このコイルスプリング3
2は、一端部が前側歯車構成部30の後部中央に形成さ
れた凹溝30a底面に、他端部が後側歯車構成部31の
前面に弾持されており、そのコイル長やコイル径は凹溝
30aの内径や深さ等に応じて自由に設定されている。
【0024】さらに、前側筒状本体21aとスリーブ2
4との間に、略円筒状の受圧ピストン37がカムシャフ
ト軸方向へ摺動自在に設けられている。この受圧ピスト
ン37は、筒状本体21aの大径な前端部内周面とスリ
ーブ24の外周面との間に配置された環状の摺接部37
aと、該摺接部37aの後部に一体に設けられて後端面
37cが前側歯車構成部に近接配置された筒状部37b
とから構成され、内部に摺接部37a側が開口した環状
溝37dが形成されている。また、摺接部37aは、前
面側の第1受圧室38と後面側の第2受圧室39とに隔
成し、内外周に両室38,39間をシールするシールリ
ング40,41が嵌着固定されている。一方、筒状部3
7bの後端部に有するピン孔内には、受圧ピストン37
と各歯車構成部30,31とを連係する支持ピン42が
圧入固定されている。
4との間に、略円筒状の受圧ピストン37がカムシャフ
ト軸方向へ摺動自在に設けられている。この受圧ピスト
ン37は、筒状本体21aの大径な前端部内周面とスリ
ーブ24の外周面との間に配置された環状の摺接部37
aと、該摺接部37aの後部に一体に設けられて後端面
37cが前側歯車構成部に近接配置された筒状部37b
とから構成され、内部に摺接部37a側が開口した環状
溝37dが形成されている。また、摺接部37aは、前
面側の第1受圧室38と後面側の第2受圧室39とに隔
成し、内外周に両室38,39間をシールするシールリ
ング40,41が嵌着固定されている。一方、筒状部3
7bの後端部に有するピン孔内には、受圧ピストン37
と各歯車構成部30,31とを連係する支持ピン42が
圧入固定されている。
【0025】すなわち、この支持ピン42は、比較的長
尺に形成され、軸部42aが後側構成部31の挿通孔3
1aと前側歯車構成部30の貫通孔35を遊挿状態に挿
通して、軸部42aの先端部が受圧ピストン37のピン
孔内に圧入固定されていると共に、頭部42bが後側歯
車構成部31の前記係止溝36内に収納配置されて、該
係止溝36の底面に適宜係止するようになっている。つ
まり、受圧ピストン37が前方向(図中左方向)へ移動
した時点で頭部42bが係止溝36の底面に係止するよ
うになっている。
尺に形成され、軸部42aが後側構成部31の挿通孔3
1aと前側歯車構成部30の貫通孔35を遊挿状態に挿
通して、軸部42aの先端部が受圧ピストン37のピン
孔内に圧入固定されていると共に、頭部42bが後側歯
車構成部31の前記係止溝36内に収納配置されて、該
係止溝36の底面に適宜係止するようになっている。つ
まり、受圧ピストン37が前方向(図中左方向)へ移動
した時点で頭部42bが係止溝36の底面に係止するよ
うになっている。
【0026】また、受圧ピストン37は、前記フロント
カバー26の外周部26a内面と環状溝37dの底面と
の間に弾装されたアシストスプリング43のばね力で後
方向(図中右方向)に付勢されていると共に、駆動機構
によってカムシャフト軸方向に移動するようになってい
る。前記アシストスプリング43は、第2受圧室39内
に油圧が供給されない場合に、受圧ピストン37を後方
向位置に移動保持する程度の比較的小さいばね力に設定
されている。
カバー26の外周部26a内面と環状溝37dの底面と
の間に弾装されたアシストスプリング43のばね力で後
方向(図中右方向)に付勢されていると共に、駆動機構
によってカムシャフト軸方向に移動するようになってい
る。前記アシストスプリング43は、第2受圧室39内
に油圧が供給されない場合に、受圧ピストン37を後方
向位置に移動保持する程度の比較的小さいばね力に設定
されている。
【0027】前記駆動機構は、両受圧室38,39に相
対的に油圧を給排する油圧回路44と、前記スペーサ2
8内の弁室45に軸方向へ摺動自在に設けられて油圧回
路44を切り換えるスプール弁46と、該スプール弁4
6を切り換え摺動させる電磁アクチュエータ47とを備
えている。
対的に油圧を給排する油圧回路44と、前記スペーサ2
8内の弁室45に軸方向へ摺動自在に設けられて油圧回
路44を切り換えるスプール弁46と、該スプール弁4
6を切り換え摺動させる電磁アクチュエータ47とを備
えている。
【0028】前記油圧回路44は、一端がオイルパン4
8に臨むオイルメインギャラリ49にオイルポンプ50
を介して連通し、下流側がスペーサ28内の弁室45に
開口した油通路51と、弁室45と各受圧室38,39
とを連通する第1,第2連通路52,53と、弁室45
とシリンダヘッド23の上部空間55と連通するドレン
通路54とから主として構成されている。
8に臨むオイルメインギャラリ49にオイルポンプ50
を介して連通し、下流側がスペーサ28内の弁室45に
開口した油通路51と、弁室45と各受圧室38,39
とを連通する第1,第2連通路52,53と、弁室45
とシリンダヘッド23の上部空間55と連通するドレン
通路54とから主として構成されている。
【0029】具体的には、前記油通路51は、シリンダ
ヘッド23の内部に上下方向に形成された通路部56
と、カムシャフト本体の内部半径方向に形成された半径
方向孔57と、カムシャフト本体のボルト挿通孔の内面
とボルト25の軸部外面との間に形成された環状通路5
8と、スリーブ24の内部に形成されコ字状通路部59
と、該コ字状通路部59の下流端に対応するスペーサ2
8の外周面に形成された環状溝60と、該環状溝60の
内側半径方向に形成されて弁室45に臨む通路孔61と
から構成されている。
ヘッド23の内部に上下方向に形成された通路部56
と、カムシャフト本体の内部半径方向に形成された半径
方向孔57と、カムシャフト本体のボルト挿通孔の内面
とボルト25の軸部外面との間に形成された環状通路5
8と、スリーブ24の内部に形成されコ字状通路部59
と、該コ字状通路部59の下流端に対応するスペーサ2
8の外周面に形成された環状溝60と、該環状溝60の
内側半径方向に形成されて弁室45に臨む通路孔61と
から構成されている。
【0030】前記第1,第2連通路52,53は、前記
通孔61とは反対側の位置に軸方向へ一定の間隔をもっ
て形成され、第1連通路52は、スペーサ28の半径方
向及び外周に形成された第1連通孔62及び第1環状溝
と、スリーブ24の内部に略半径方向へ傾斜状に形成さ
れて、第1環状溝と第1受圧室38とを連通する傾斜通
路部63とから構成されている。
通孔61とは反対側の位置に軸方向へ一定の間隔をもっ
て形成され、第1連通路52は、スペーサ28の半径方
向及び外周に形成された第1連通孔62及び第1環状溝
と、スリーブ24の内部に略半径方向へ傾斜状に形成さ
れて、第1環状溝と第1受圧室38とを連通する傾斜通
路部63とから構成されている。
【0031】一方、前記第2連通路53は、スペーサ2
8の半径方向及び外周に形成された第2連通孔64及び
第2環状溝と、スリーブ24の内部に半径方向に形成さ
れて、第2環状溝と第2受圧室39とを連通する半径方
向通路部65とから構成されている。
8の半径方向及び外周に形成された第2連通孔64及び
第2環状溝と、スリーブ24の内部に半径方向に形成さ
れて、第2環状溝と第2受圧室39とを連通する半径方
向通路部65とから構成されている。
【0032】前記ドレン通路54は、スペーサ28の底
壁28b中央に形成されて弁室45とボルト25頭部が
配置されたドレン室66とを連通するドレン孔67と、
スリーブ24の隔壁24aに傾斜状に形成されて、ドレ
ン室66とシリンダヘッド23上部室間55内をリテー
ナ27内周の切欠溝68を介して連通する排出通路部6
9とから構成されている。また、スプール弁46の後述
する底壁に形成されて、該底壁とキャップ26b間の弁
室25と円柱状溝70とを連通する排出孔71が形成さ
れている。
壁28b中央に形成されて弁室45とボルト25頭部が
配置されたドレン室66とを連通するドレン孔67と、
スリーブ24の隔壁24aに傾斜状に形成されて、ドレ
ン室66とシリンダヘッド23上部室間55内をリテー
ナ27内周の切欠溝68を介して連通する排出通路部6
9とから構成されている。また、スプール弁46の後述
する底壁に形成されて、該底壁とキャップ26b間の弁
室25と円柱状溝70とを連通する排出孔71が形成さ
れている。
【0033】さらに、前記スプール弁46は、前端側に
弁軸46aを有する本体の前後の外周に前記第1連通孔
62と第2連通孔64とを開閉する第1,第2弁体7
2,73を有していると共に、該両弁体72,73の間
に常時前記通孔61に連通する環状室74が形成されて
いる。また、スプール弁46は、内部に弁室45内に開
口した円柱溝70が形成されていると共に、該円柱溝7
0の底壁とスペーサ28の底壁28bとの間に弾装され
たリターンスプリング75のばね力によってキャップ2
6b側(前方向)に付勢されている。さらに、前記弁軸
46aは、キャップ26bの中央孔を貫通しつつ蛇腹状
カバー76から外部に突出している。
弁軸46aを有する本体の前後の外周に前記第1連通孔
62と第2連通孔64とを開閉する第1,第2弁体7
2,73を有していると共に、該両弁体72,73の間
に常時前記通孔61に連通する環状室74が形成されて
いる。また、スプール弁46は、内部に弁室45内に開
口した円柱溝70が形成されていると共に、該円柱溝7
0の底壁とスペーサ28の底壁28bとの間に弾装され
たリターンスプリング75のばね力によってキャップ2
6b側(前方向)に付勢されている。さらに、前記弁軸
46aは、キャップ26bの中央孔を貫通しつつ蛇腹状
カバー76から外部に突出している。
【0034】前記電磁アクチュエータ47は、コントロ
ーラ77から出力されるパルス信号によってデューティ
比制御される比例ソレノイド型であって、機関前端側の
ベルトカバー78に固定されたケーシング79の内部に
ソレノイド80や固定コア81,可動コア82等が収納
されていると共に、可動コア82に設けられた駆動ロッ
ド83の先端が弁軸46aの先端に当接している。
ーラ77から出力されるパルス信号によってデューティ
比制御される比例ソレノイド型であって、機関前端側の
ベルトカバー78に固定されたケーシング79の内部に
ソレノイド80や固定コア81,可動コア82等が収納
されていると共に、可動コア82に設けられた駆動ロッ
ド83の先端が弁軸46aの先端に当接している。
【0035】また、前記コントローラ77は、クランク
角センサ84や図外のエアーフローメータ及びスロット
ル開度検出センサ等の各種センサからの情報信号に基づ
いて現在の機関運転状態を検出して燃料噴射量を制御す
ると共に、カムシャフト22の回転数を検出する回転数
センサ85からの情報信号を入力して電磁アクチュエー
タ47を制御している。
角センサ84や図外のエアーフローメータ及びスロット
ル開度検出センサ等の各種センサからの情報信号に基づ
いて現在の機関運転状態を検出して燃料噴射量を制御す
ると共に、カムシャフト22の回転数を検出する回転数
センサ85からの情報信号を入力して電磁アクチュエー
タ47を制御している。
【0036】以下、本実施例の作用を図4のコントロー
ラ77の制御フローに基づいて説明する。まず、セクシ
ョンS1では、クランク角センサ84からのクランク軸
の回転数Nとエアーフローメータからの吸入空気量Q及
びスロットル開度量センサからのスロットル開度θTを
夫々読み込む。次に、セクションS2で、前記各情報信
号に基づいて図外の燃料噴射弁の基本噴射量TPを演算
し、さらにセクションS3では、N,TPよって予め設
定されているマップからバルブタイミングの進角量の目
標値STを読み取る。続いて、セクションS4では、現
在のクランク回転信号KPを、さらにセクションS5カ
ムシャフト22の回転センサー85から出力されたカム
回転信号CPを読み取って、次にセクションS6では、
KPとCPとによりカムシャフト22の進角量Sつまりタ
イミングプーリ21に対するカムシャフト22の現在の
進角量Sを演算する。
ラ77の制御フローに基づいて説明する。まず、セクシ
ョンS1では、クランク角センサ84からのクランク軸
の回転数Nとエアーフローメータからの吸入空気量Q及
びスロットル開度量センサからのスロットル開度θTを
夫々読み込む。次に、セクションS2で、前記各情報信
号に基づいて図外の燃料噴射弁の基本噴射量TPを演算
し、さらにセクションS3では、N,TPよって予め設
定されているマップからバルブタイミングの進角量の目
標値STを読み取る。続いて、セクションS4では、現
在のクランク回転信号KPを、さらにセクションS5カ
ムシャフト22の回転センサー85から出力されたカム
回転信号CPを読み取って、次にセクションS6では、
KPとCPとによりカムシャフト22の進角量Sつまりタ
イミングプーリ21に対するカムシャフト22の現在の
進角量Sを演算する。
【0037】さらに次に、セクションS7で、進角量目
標値STからカムシャフト進角量Sを減算して差値△S
を求める。続いて、セクションS8では、差値△Sが所
定値α以下か否かを判別し、以下にならない場合は、セ
クションS9で差値△Sの正負を判別する。ここで、差
値△Sが負の場合つまりカムシャフト進角量Sが目標値
STを超えている場合は、例えば低回転低負荷域である
から、セクションS10においてデューティ比を減少さ
せる処理を行い、電磁アクチュエータ47の電磁力を弱
める。
標値STからカムシャフト進角量Sを減算して差値△S
を求める。続いて、セクションS8では、差値△Sが所
定値α以下か否かを判別し、以下にならない場合は、セ
クションS9で差値△Sの正負を判別する。ここで、差
値△Sが負の場合つまりカムシャフト進角量Sが目標値
STを超えている場合は、例えば低回転低負荷域である
から、セクションS10においてデューティ比を減少さ
せる処理を行い、電磁アクチュエータ47の電磁力を弱
める。
【0038】これによって、スプール弁46は、リター
ンスプリング75のばね力で図1中左方向(前方)に移
動し、第2弁体73が環状室74と第2連通孔64の連
通を遮断すると同時に、第1弁体72が環状室74と第
1連通孔62とを連通する。このため、第2受圧室38
内の油圧が半径方向通路部65,環状溝及び第2連通孔
64を通って弁室45内に流入し、さらにここからドレ
ン通路54を通ってシリンダヘッド23の上部空間55
内に排出されて第2受圧室39が低圧になる一方、オイ
ルポンプ50から油通路51を通って環状室74に流入
した油圧が第1連通路52を通って第1受圧室38に供
給される。
ンスプリング75のばね力で図1中左方向(前方)に移
動し、第2弁体73が環状室74と第2連通孔64の連
通を遮断すると同時に、第1弁体72が環状室74と第
1連通孔62とを連通する。このため、第2受圧室38
内の油圧が半径方向通路部65,環状溝及び第2連通孔
64を通って弁室45内に流入し、さらにここからドレ
ン通路54を通ってシリンダヘッド23の上部空間55
内に排出されて第2受圧室39が低圧になる一方、オイ
ルポンプ50から油通路51を通って環状室74に流入
した油圧が第1連通路52を通って第1受圧室38に供
給される。
【0039】このため、受圧ピストン37は、高油圧と
アストスプリング43との合成された圧力によって右方
向(後方向)へ移動し、筒部37bの端面37cで前側
歯車構成部30を後方へ押し出す。したがって、後側歯
車構成部31は、コイルスプリング32のばね力を介し
て同方向へ追従移動し、筒状歯車29全体が後方向へ移
動する。そして、筒状歯車29は、支持ピン42の頭部
42b外端面がリテーナ27の内端面に当接した位置で
最大後方向の移動位置が規制される(図1参照)。
アストスプリング43との合成された圧力によって右方
向(後方向)へ移動し、筒部37bの端面37cで前側
歯車構成部30を後方へ押し出す。したがって、後側歯
車構成部31は、コイルスプリング32のばね力を介し
て同方向へ追従移動し、筒状歯車29全体が後方向へ移
動する。そして、筒状歯車29は、支持ピン42の頭部
42b外端面がリテーナ27の内端面に当接した位置で
最大後方向の移動位置が規制される(図1参照)。
【0040】よって、筒状歯車29の最大後方移動に伴
いタイミングプーリ21に対するカムシャフト22の回
転位相が変換されて遅れた状態になり、吸気弁と排気弁
のバルブオーバラップが小さくなる。この結果、燃焼室
内の残留ガスが減少して燃焼が改善され、燃費の向上及
び機関回転の安定化が図れる。
いタイミングプーリ21に対するカムシャフト22の回
転位相が変換されて遅れた状態になり、吸気弁と排気弁
のバルブオーバラップが小さくなる。この結果、燃焼室
内の残留ガスが減少して燃焼が改善され、燃費の向上及
び機関回転の安定化が図れる。
【0041】また、前記セクションS9で、差値△Sが
正であると判別した場合、つまりカムシャフト進角量S
が目標値STに達していない場合は、低回転高負荷域で
あるからセクションS11で電磁アクチュエータ47へ
のデューティ比を増加する処理を行い電磁力を増加させ
る。
正であると判別した場合、つまりカムシャフト進角量S
が目標値STに達していない場合は、低回転高負荷域で
あるからセクションS11で電磁アクチュエータ47へ
のデューティ比を増加する処理を行い電磁力を増加させ
る。
【0042】これによって、スプール弁46は、リター
ンスプリング75にばね力に抗して、図1中右方向に移
動し、今度は第1弁体72が環状室74と第1連通孔6
2を遮断すると同時に、第2弁体73が環状室74と第
2連通孔64を連通する。このため、第1受圧室38内
の油圧が弁室45からドレン通路54を通って上部空間
55内に排出されて低圧になる一方、オイルポンプ50
から圧送された油圧が油通路51及び第2連通路53等
を介して第2受圧室39内に供給される。
ンスプリング75にばね力に抗して、図1中右方向に移
動し、今度は第1弁体72が環状室74と第1連通孔6
2を遮断すると同時に、第2弁体73が環状室74と第
2連通孔64を連通する。このため、第1受圧室38内
の油圧が弁室45からドレン通路54を通って上部空間
55内に排出されて低圧になる一方、オイルポンプ50
から圧送された油圧が油通路51及び第2連通路53等
を介して第2受圧室39内に供給される。
【0043】このため、受圧ピストン37は、アシスト
スプリング43のばね力に抗して左方向(前方向)へ移
動し、これにより支持ピン42の頭部42bが係止溝3
6の底面に係止して後側歯車構成部31を同方向へ引張
る。したがって、前側歯車構成部30もコイルスプリン
グ32を介して同方向へ追従移動し、筒状歯車29が前
方へ移動する。そして、受圧ピストン37の摺接部37
aの前面がフロントカバー26の外周部26a内面に突
き当たった時点で最大前方移動位置が規制される。これ
によって、タイミングプーリ21とカムシャフト22と
の相対回動位相が他方に最大に変換されて吸気弁の開閉
時期が進角し、早く閉じるため、燃焼ガスの吸気系への
吐き出しがなくなって充填効率が向上し、出力トルクの
アップが得られる。
スプリング43のばね力に抗して左方向(前方向)へ移
動し、これにより支持ピン42の頭部42bが係止溝3
6の底面に係止して後側歯車構成部31を同方向へ引張
る。したがって、前側歯車構成部30もコイルスプリン
グ32を介して同方向へ追従移動し、筒状歯車29が前
方へ移動する。そして、受圧ピストン37の摺接部37
aの前面がフロントカバー26の外周部26a内面に突
き当たった時点で最大前方移動位置が規制される。これ
によって、タイミングプーリ21とカムシャフト22と
の相対回動位相が他方に最大に変換されて吸気弁の開閉
時期が進角し、早く閉じるため、燃焼ガスの吸気系への
吐き出しがなくなって充填効率が向上し、出力トルクの
アップが得られる。
【0044】さらに、前記セクションS8で差値△Sが
所定値内にあるときは、機関運転状態とカムシャフト2
2の回転位相が合致しているので、セクションS12に
進み、ここでデューティ比を固定する処理を行う。これ
により、スプール弁46は、図1に示す位置に保持され
両連通孔62,64を閉止するため、スプール弁46の
ハンチングを防止でき、バルブタイミングの安定した目
標値制御が可能になる。
所定値内にあるときは、機関運転状態とカムシャフト2
2の回転位相が合致しているので、セクションS12に
進み、ここでデューティ比を固定する処理を行う。これ
により、スプール弁46は、図1に示す位置に保持され
両連通孔62,64を閉止するため、スプール弁46の
ハンチングを防止でき、バルブタイミングの安定した目
標値制御が可能になる。
【0045】そして、本実施例によれば、受圧ピストン
37の前後移動に伴い前後の歯車構成部30,31が支
持ピン42及びコイルスプリング32を介して夫々一方
の歯車構成部に追従して移動する形になり、つまりフリ
ーな状態で移動するため、各歯21c,33b,34
b,24b,33a,34a間の圧接力が低下して、筒
状歯車29の摺動摩擦抵抗が減少する。したがって、ス
ムーズな前後移動が得られ、移動応答性が向上する。
37の前後移動に伴い前後の歯車構成部30,31が支
持ピン42及びコイルスプリング32を介して夫々一方
の歯車構成部に追従して移動する形になり、つまりフリ
ーな状態で移動するため、各歯21c,33b,34
b,24b,33a,34a間の圧接力が低下して、筒
状歯車29の摺動摩擦抵抗が減少する。したがって、ス
ムーズな前後移動が得られ、移動応答性が向上する。
【0046】さらに、両歯車構成部30,31は、コイ
ルスプリング32によって互いに離間する方向へ付勢さ
れているため、従来のように両者30,31を連結する
連結ピンが不要になり、支持ピン42のみによって受圧
ピストン37と両歯車構成部30,31と連係させるよ
うになっている。したがって、装置の構造の簡素化と部
品点数の削減が図れる。
ルスプリング32によって互いに離間する方向へ付勢さ
れているため、従来のように両者30,31を連結する
連結ピンが不要になり、支持ピン42のみによって受圧
ピストン37と両歯車構成部30,31と連係させるよ
うになっている。したがって、装置の構造の簡素化と部
品点数の削減が図れる。
【0047】しかも、両歯車構成部30,31は、前述
のように互いに離間する方向に付勢されているため、図
3に示すように両者30,31の内外歯33a,34
a,33b,34bが経時的に摩耗して、受圧ピストン
37と前側歯車構成部30との間の離間Sが小さくなっ
ても、カムシャフト22の回動位相は支持ピン42の頭
部42bと後側歯車構成部31の係止溝36の底面の相
対位置関係で決定されるため、バルブタイミングの制御
精度に影響を受けることがでいない。
のように互いに離間する方向に付勢されているため、図
3に示すように両者30,31の内外歯33a,34
a,33b,34bが経時的に摩耗して、受圧ピストン
37と前側歯車構成部30との間の離間Sが小さくなっ
ても、カムシャフト22の回動位相は支持ピン42の頭
部42bと後側歯車構成部31の係止溝36の底面の相
対位置関係で決定されるため、バルブタイミングの制御
精度に影響を受けることがでいない。
【0048】また、タイミングプーリ21の回転力をカ
ムシャフト22へ伝達する際、タイミングプーリ21の
インナ歯21cは歯車構成部30のアウタ歯33bを回
転方向に押し下げ(図3参照)、これに伴って歯車構成
部30を図の右方向に押圧させる。このため、歯車構成
部30はコイルスプリング32を介して歯車構成部31
を図の右方向に付勢するから、支持ピンの頭部42bと
歯車構成部31の係止溝38とは常に安定した係止状態
を維持できる。
ムシャフト22へ伝達する際、タイミングプーリ21の
インナ歯21cは歯車構成部30のアウタ歯33bを回
転方向に押し下げ(図3参照)、これに伴って歯車構成
部30を図の右方向に押圧させる。このため、歯車構成
部30はコイルスプリング32を介して歯車構成部31
を図の右方向に付勢するから、支持ピンの頭部42bと
歯車構成部31の係止溝38とは常に安定した係止状態
を維持できる。
【0049】また、各受圧室38,39の近傍にスプー
ル弁46を設けたため、該スプール弁46から各受圧室
38,38までの作動油量を減少できると共に、油通路
51内を作動油で満たすことができるので、スプール弁
46の移動に伴い油通路51からの油圧を各受圧室3
8,39に速やかに供給することが可能になる。この結
果、筒状歯車29の移動応答性の向上と安定した制御が
可能になる。
ル弁46を設けたため、該スプール弁46から各受圧室
38,38までの作動油量を減少できると共に、油通路
51内を作動油で満たすことができるので、スプール弁
46の移動に伴い油通路51からの油圧を各受圧室3
8,39に速やかに供給することが可能になる。この結
果、筒状歯車29の移動応答性の向上と安定した制御が
可能になる。
【0050】さらに、スリーブ24とスペーサ28の2
重構造とし、スペーサ28の外周に環状溝を形成したた
め、単体のスリーブの内周に通路溝を形成する場合に比
較して構成形加工が容易になる。しかも油圧回路44の
油通路51を各受圧室38,39に対応して分離するこ
となく一本化したため、回路構成の簡素化が図れる。ま
た、各受圧室38,39から排出された作動油は、ドレ
ン通路54を介して空間55内に戻されるため、プーリ
部21bやタイミングベルトへの付着が防止される。
重構造とし、スペーサ28の外周に環状溝を形成したた
め、単体のスリーブの内周に通路溝を形成する場合に比
較して構成形加工が容易になる。しかも油圧回路44の
油通路51を各受圧室38,39に対応して分離するこ
となく一本化したため、回路構成の簡素化が図れる。ま
た、各受圧室38,39から排出された作動油は、ドレ
ン通路54を介して空間55内に戻されるため、プーリ
部21bやタイミングベルトへの付着が防止される。
【0051】図5は本発明の第2実施例を示し、装置の
作動時にバルブタイミングが遅角側に制御される場合を
示している。第1実施例と異なる点は、第1実施例のタ
イミングプーリ回転方向に対して歯筋の方向が異なり、
かつ歯車構成部31と受圧ピストン37との間に、歯車
構成部30を貫通してばね100が歯車構成部31と受
圧ピストン37とを離間させる方向に弾装されている点
である。
作動時にバルブタイミングが遅角側に制御される場合を
示している。第1実施例と異なる点は、第1実施例のタ
イミングプーリ回転方向に対して歯筋の方向が異なり、
かつ歯車構成部31と受圧ピストン37との間に、歯車
構成部30を貫通してばね100が歯車構成部31と受
圧ピストン37とを離間させる方向に弾装されている点
である。
【0052】一般に、カムシャフト22には図外のバル
ブスプリングのばね力に起因してカムシャフト回転方向
及び回転逆方向の交番トルク変動が生じている。これら
交番トルク変動のうち、カムシャフトの回転逆方向のト
ルク(以下、負トルクと称す)は回転方向のトルク(以
下、正トルクと称す)に比して大きいことが知られてい
る。そして、受圧ピストン37に油圧を作用させず、装
置の非作動状態を維持する比作動制御を行っているとき
に(図8参照)、歯車構成部31のインナ歯34aがカ
ムシャフト22のアウタ歯24bから回転逆方向に比較
的大きな負トルクを受ける。
ブスプリングのばね力に起因してカムシャフト回転方向
及び回転逆方向の交番トルク変動が生じている。これら
交番トルク変動のうち、カムシャフトの回転逆方向のト
ルク(以下、負トルクと称す)は回転方向のトルク(以
下、正トルクと称す)に比して大きいことが知られてい
る。そして、受圧ピストン37に油圧を作用させず、装
置の非作動状態を維持する比作動制御を行っているとき
に(図8参照)、歯車構成部31のインナ歯34aがカ
ムシャフト22のアウタ歯24bから回転逆方向に比較
的大きな負トルクを受ける。
【0053】その結果、歯車構成部31が図の破線に示
す左方向に移動しようとするところ、歯車構成部31と
受圧ピストン37との間には歯車構成部30を貫通して
ばね100が介装されているので、歯車構成部31の左
方向移動は抑制される。
す左方向に移動しようとするところ、歯車構成部31と
受圧ピストン37との間には歯車構成部30を貫通して
ばね100が介装されているので、歯車構成部31の左
方向移動は抑制される。
【0054】したがって、本発明の第2実施例によれ
ば、歯車構成部31に負トルクが作用しても装置の非作
動状態を効果的に維持できる。
ば、歯車構成部31に負トルクが作用しても装置の非作
動状態を効果的に維持できる。
【0055】図6は本発明の第3実施例を示し、この実
施例では付勢手段として皿ばね90を用いたものであ
る。この皿ばね90は、図7及び図8に示すように両歯
車構成部30,31の円環形状に対応して円環状に形成
され、支持ピン42が挿通する上下のピン孔90a,9
0bの間の部位90cが前方に膨出形成され、これによ
って、ばね力を創成している。したがって、第1実施例
のように前側歯車構成部30に凹溝を形成する必要がな
くなるばかりか、両者30,31間の隙間を十分に小さ
くすることが可能になる。
施例では付勢手段として皿ばね90を用いたものであ
る。この皿ばね90は、図7及び図8に示すように両歯
車構成部30,31の円環形状に対応して円環状に形成
され、支持ピン42が挿通する上下のピン孔90a,9
0bの間の部位90cが前方に膨出形成され、これによ
って、ばね力を創成している。したがって、第1実施例
のように前側歯車構成部30に凹溝を形成する必要がな
くなるばかりか、両者30,31間の隙間を十分に小さ
くすることが可能になる。
【0056】尚、付勢手段としては、前記実施例に限定
されず、ウェーブ状の板ばねや樹脂製の弾性体等で構成
することも可能である。
されず、ウェーブ状の板ばねや樹脂製の弾性体等で構成
することも可能である。
【0057】
【発明の効果】以上の説明で明らかなように、本発明の
バルブタイミング制御装置によれば、摺動摩擦抵抗の低
減化により筒状歯車の移動応答性が向上することは勿論
のこと、両歯車構成部を付勢手段により互いに離間する
方向に付勢するようにしたため、従来のような連結ピン
が不要になる。この結果、構造の簡素化と部品点数が削
減されて、製造作業と組立作業能率の向上が図れる。
バルブタイミング制御装置によれば、摺動摩擦抵抗の低
減化により筒状歯車の移動応答性が向上することは勿論
のこと、両歯車構成部を付勢手段により互いに離間する
方向に付勢するようにしたため、従来のような連結ピン
が不要になる。この結果、構造の簡素化と部品点数が削
減されて、製造作業と組立作業能率の向上が図れる。
【0058】また、両歯車構成部を付勢手段により互い
に離間する方向に付勢したため、両者の内外歯の経時的
な摩耗によりバックラッシ隙間が大きくなっても、回転
体とカムシャフトの回転位相は支持ピンの他方側歯車構
成部に対する係止位置で決定されるため、バルブタイミ
ング制御精度に影響がない。
に離間する方向に付勢したため、両者の内外歯の経時的
な摩耗によりバックラッシ隙間が大きくなっても、回転
体とカムシャフトの回転位相は支持ピンの他方側歯車構
成部に対する係止位置で決定されるため、バルブタイミ
ング制御精度に影響がない。
【0059】請求項2の発明によれば、付勢手段を両歯
車構成部間に配置したため、付勢手段の外径や長さの設
定の自由度が向上する。
車構成部間に配置したため、付勢手段の外径や長さの設
定の自由度が向上する。
【図1】本発明の第1実施例を示すバルブタイミング制
御装置の断面図。
御装置の断面図。
【図2】本実施例に供される前側歯車構成部の正面図。
【図3】本実施例の筒状歯車と受圧ピストンの関係を示
す展開図。
す展開図。
【図4】本実施例の制御作用を示すフローチャート図。
【図5】本発明の第2実施例を示す断面図。
【図6】本発明の第3実施例を示す断面図。
【図7】本実施例に供される皿ばねを示す正面図。
【図8】図6のA−A線断面図。
【図9】従来のバルブタイミング制御装置を示す断面
図。
図。
21…タイミングプーリ 21c…インナ歯 22…カムシャフト 24…スリーブ 24b…アウタ歯 29…筒状歯車 30…前側歯車構成部 31…後側歯車構成部 32…コイルスプリング(付勢手段) 33a,34a…内歯 33b,34b…外歯 37…受圧ピストン 42…支持ピン 44…油圧回路 46…スプール弁 47…電磁アクチュエータ 90…皿ばね(付勢手段)
Claims (2)
- 【請求項1】 機関により駆動されかつ内周にインナ歯
を有する回転体と、該回転体から回転力が伝達されかつ
外周にアウタ歯を有するカムシャフトと、該回転体とカ
ムシャフトとの間に介装され、内外周に前記インナ歯と
アウタ歯に噛合する少なくとも一方がはす歯形の内外歯
を有する筒状歯車と、軸方向に2分割された前記筒状歯
車の両歯車構成部を互いに離間する方向へ付勢する付勢
手段と、前記回転体とカムシャフトとの間に前記一方側
歯車構成部に近接配置されて、カムシャフト軸方向へ摺
動自在に設けられた受圧ピストンと、一端部が前記受圧
ピストンに連結され、他端部が一方側歯車構成部を遊挿
しつつ他方側歯車構成部に係止した支持ピンと、前記受
圧ピストンを摺動させて前記筒状歯車をカムシャフト軸
方向に移動させることにより前記回転体とカムシャフト
の相対回動位相を変換する駆動機構とを備えたことを特
徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。 - 【請求項2】 前記付勢手段を、両歯車構成部の間に弾
装したことを特徴とする請求項1記載の内燃機関のバル
ブタイミング制御装置。
Priority Applications (3)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP20304395A JPH0953418A (ja) | 1995-08-09 | 1995-08-09 | 内燃機関のバルブタイミング制御装置 |
DE19632242A DE19632242C2 (de) | 1995-08-09 | 1996-08-09 | Vorrichtung zur Änderung der Phasenlage einer Nockenwelle relativ zu einem treibenden Teil in einer Brennkraftmaschine |
US08/694,756 US5722356A (en) | 1995-08-09 | 1996-08-09 | Camshaft phase changing device |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP20304395A JPH0953418A (ja) | 1995-08-09 | 1995-08-09 | 内燃機関のバルブタイミング制御装置 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH0953418A true JPH0953418A (ja) | 1997-02-25 |
Family
ID=16467406
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP20304395A Pending JPH0953418A (ja) | 1995-08-09 | 1995-08-09 | 内燃機関のバルブタイミング制御装置 |
Country Status (3)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US5722356A (ja) |
JP (1) | JPH0953418A (ja) |
DE (1) | DE19632242C2 (ja) |
Families Citing this family (11)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US5836277A (en) * | 1996-12-24 | 1998-11-17 | Aisin Seiki Kabushiki Kaisha | Valve timing control device |
JP3600397B2 (ja) * | 1997-03-19 | 2004-12-15 | 株式会社日立ユニシアオートモティブ | 内燃機関のバルブタイミング制御装置 |
DE19721774A1 (de) | 1997-05-24 | 1998-11-26 | Itt Mfg Enterprises Inc | Hydraulische Fahrzeugbremsanlage mit Radschlupfregelung sowie Ventil für eine solche Bremsanlage |
JP2000179315A (ja) | 1998-10-08 | 2000-06-27 | Unisia Jecs Corp | 内燃機関のバルブタイミング制御装置 |
GB2347987A (en) * | 1999-02-18 | 2000-09-20 | Mechadyne Int Plc | Variable phase coupling |
JP2001342812A (ja) | 2000-05-31 | 2001-12-14 | Sanshin Ind Co Ltd | 船外機用4サイクルエンジン |
US6910450B2 (en) * | 2000-05-31 | 2005-06-28 | Yamaha Marine Kabushiki Kaisha | Variable valve timing structure for outboard motor engine |
JP2001342919A (ja) | 2000-05-31 | 2001-12-14 | Sanshin Ind Co Ltd | 船外機用4サイクルエンジン |
US6672283B2 (en) | 2000-06-09 | 2004-01-06 | Yamaha Marine Kabushiki Kaisha | Four-cycle engine for marine drive |
US6883479B2 (en) * | 2002-11-04 | 2005-04-26 | Borgwarner Inc. | VCT phaser having an electromagnetic lock system for shift and lock operation |
DE102010061521A1 (de) * | 2010-12-23 | 2012-06-28 | Hydraulik-Ring Gmbh | Schwenkmotorversteller mit einem Zentralventil |
Family Cites Families (14)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE4029849C2 (de) * | 1989-09-20 | 1994-06-30 | Atsugi Unisia Corp | Ventilsteuerzeiten-Einstellvorrichtung für Brennkraftmaschinen |
US5163872A (en) * | 1989-10-10 | 1992-11-17 | General Motors Corporation | Compact camshaft phasing drive |
US5119691A (en) * | 1989-10-10 | 1992-06-09 | General Motors Corporation | Hydraulic phasers and valve means therefor |
US5033327A (en) * | 1989-10-10 | 1991-07-23 | General Motors Corporation | Camshaft phasing drive with wedge actuators |
CA2025058C (en) * | 1989-10-10 | 1995-01-03 | Michael J. Niemiec | Compact camshaft phasing drive |
US5088456A (en) * | 1990-01-30 | 1992-02-18 | Atsugi-Unisia Corporation | Valve timing control system to adjust phase relationship between maximum, intermediate, and minimum advance position |
JPH0436004A (ja) * | 1990-05-31 | 1992-02-06 | Atsugi Unisia Corp | 内燃機関のバルブタイミング制御装置 |
JPH04191406A (ja) * | 1990-11-26 | 1992-07-09 | Atsugi Unisia Corp | 内燃機関のバルブタイミング制御装置 |
JPH0533614A (ja) * | 1991-07-31 | 1993-02-09 | Atsugi Unisia Corp | 内燃機関のバルブタイミング制御装置 |
JP2570766Y2 (ja) * | 1991-08-23 | 1998-05-13 | 株式会社ユニシアジェックス | 内燃機関のバルブタイミング制御装置 |
DE4239986A1 (en) * | 1991-11-28 | 1993-06-03 | Atsugi Unisia Corp | Valve timing control system for IC engine |
JPH0547309U (ja) * | 1991-11-28 | 1993-06-22 | 株式会社ユニシアジェックス | 内燃機関のバルブタイミング制御装置 |
EP0654588B1 (en) * | 1993-11-18 | 1998-06-17 | Unisia Jecs Corporation | Variable cam phaser for internal combustion engine |
DE19509845C2 (de) * | 1994-03-18 | 1998-01-15 | Unisia Jecs Corp | Nockenwellen-Verstellantrieb |
-
1995
- 1995-08-09 JP JP20304395A patent/JPH0953418A/ja active Pending
-
1996
- 1996-08-09 US US08/694,756 patent/US5722356A/en not_active Expired - Fee Related
- 1996-08-09 DE DE19632242A patent/DE19632242C2/de not_active Expired - Fee Related
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
US5722356A (en) | 1998-03-03 |
DE19632242A1 (de) | 1997-02-13 |
DE19632242C2 (de) | 1998-11-19 |
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