JP3882178B2 - 内燃機関用バルブタイミング調整装置 - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、吸気弁と排気弁との開閉タイミングを調整する内燃機関用バルブタイミング調整装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、内燃機関（以下、「内燃機関」をエンジンという）の吸気弁と排気弁との開閉タイミング（以下、「開閉タイミング」をバルブタイミングという）を調整するバルブタイミング調整装置では、エンジンの駆動軸としてのクランクシャフトから駆動力伝達手段を介して従動軸としてのカムシャフトに駆動トルクを伝達している。駆動力伝達手段としては、例えばリング状歯車またはベーンが採用されている。
【０００３】
リング状歯車は、タイミングプーリおよびカムシャフトのスプラインと噛合っており、そのうち少なくとも一方はヘリカルスプラインで噛み合っている。そして、リング状歯車を油圧により軸方向に移動させることにより、カムシャフトとタイミングプーリとを相対的に回動させ、エンジンの運転条件に応じて吸気弁と排気弁とのバルブタイミングを調整している。
【０００４】
またベーン式のものは、タイミングプーリとともに回転するハウジング内に、カムシャフトとともに回転するベーンを収容している。そして、ハウジングに対するベーンの相対回転位相差を油圧により調整することにより、カムシャフトとタイミングプーリとを相対的に回動させ、エンジンの運転条件に応じて吸気弁と排気弁とのバルブタイミングを調整している。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
エンジンバルブの開閉時期を制御する位相制御のバルブタイミング調整装置では、エンジンの安定性向上、燃費の向上、あるいは排気エミッションを低減することを目的としており、エンジンの低負荷時においては吸入空気量が少ないため、エンジンのシリンダ内に燃焼を悪化させる残留排気ガスが少ないことが望ましい。吸気弁と排気弁とが同時に開いている期間（オーバーラップ期間）において、吸気側はスロットルにより負圧であり、排気側は正圧であるので、排ガスが吸気側に吹き返し、燃焼が悪化したり、失火したりする場合がある。このため、排気弁の閉じる時期が早く、吸気弁の開く時期が遅いことが要求される。また、吸気弁の閉じる時期が遅いと、ポンピングロスを低減し、燃費を向上することができる。したがって、アイドル運転および始動時には、排気弁の閉じる時期が早く、吸気弁の開く時期が遅い基本位相に制御する必要がある。ここで、この基本位相の吸気側の条件を最遅角とし、排気側の条件を最進角とする。
【０００６】
しかし、エンジンの中負荷以上においてはＥＧＲ量を制御し、ポンピングロスの低減を内部ＥＧＲにより行い、燃費の向上と排気エミッションの低減をさせるため、吸気側の開弁時期を早くしたり、排気側の閉弁時期を遅くする必要がある。すなわち、吸気弁を進角方向に制御し、排気弁を遅角方向に制御する。
さらに、エンジンの全負荷においては、大量の空気をエンジンのシリンダ内に入れる必要があるため、低速においては早く吸気弁を閉じてマニホールドへの逆流を防止し、高速においては空気の慣性を利用して遅く吸気弁を閉じる必要がある。また排気側は、排気脈動を最大限利用できる位相に排気弁を制御し、排気脈動を利用することができない場合、最進角に制御する必要がある。すなわち排気側は、エンジンの低負荷から負荷に応じて、排気弁を最進角から遅角方向に制御し、再び進角方向に制御する必要がある。
【０００７】
しかしながら、このとき運転条件が変化した場合、素早く要求位相に吸排気弁を制御可能なことが望ましい。吸排気弁の制御が不可能な場合、エンジンの失火や燃焼不安定などの問題が発生する。通常、エンジンの油圧ポンプはクランクシャフトによって駆動される。しかし結果として、エンジンの回転数によって吐出油量が変化し、低回転時において、吐出油量は低下する。このため、特に高油温時、漏れと粘度の低下により油圧が減少し、アクチュエータの作動が行われなくなる場合がある。このとき吸気側は、カムシャフトの駆動トルクによって遅角されるため、基本位相となり得る。しかし排気側は、吸気側と同じ油圧ピストン面積のアクチュエータを適用した場合、基本位置に制御することが不可能となり、エンジンのシリンダ内に残留ガスが増大し、失火したり、エンジンが停止したりすることがある。
【０００８】
従来技術として、専用の油圧ポンプを設けて常に油圧を高圧にすることができるようにしたバルブタイミング調整装置が知られている。しかしながら、このような専用の油圧ポンプを設けたバルブタイミング調整装置では、低油圧の問題は解消できるが、限られた空間に設置することが困難であることに加え、装置コストが増大するという問題がある。
【０００９】
本発明はこのような問題を解決するためになされたものであり、簡単な構成でエンジンの失火や燃焼不安定を防止することができるエンジン用バルブタイミング調整装置を提供することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明の請求項１記載のエンジン用バルブタイミング調整装置によると、内燃機関の吸気弁を開閉する第１の従動軸に駆動軸の駆動力を伝達し、駆動軸とともに回転する第１の駆動側回転体、および第１の従動軸とともに回転する第１の従動側回転体を有する第１の駆動力伝達手段と、内燃機関の排気弁を開閉する第２の従動軸に駆動軸の駆動力を伝達し、駆動軸とともに回転する第２の駆動側回転体、および第２の従動軸とともに回転する第２の従動側回転体を有する第２の駆動力伝達手段とを備えており、第２の駆動力伝達手段は第１の駆動力伝達手段よりも大きな作動力を有している。このため、エンジン低回転時の吐出油量が少ないときや高油温時の油圧が低下したときにおいても、排気弁と吸気弁とが重複して開弁するオーバーラップ期間を少なくともエンジン始動可能な程度に減少可能である。したがって、エンジンの始動性が向上し、エンジンの失火や燃焼不安定を防止することができる。さらに、吸気弁から吸入した燃料が未燃燃料となって排気弁から排出される量を低減できる。
【００１１】
本発明の請求項２記載のエンジン用バルブタイミング調整装置によると、第１の駆動力伝達手段は第１の駆動側回転体と第１の従動側回転体とを相対回動させる流体圧力が作用する第１の受圧面を有し、第２の駆動力伝達手段は第２の駆動側回転体と第２の従動側回転体とを相対回動させる流体圧力が作用する第２の受圧面を有し、第１の受圧面は第２の受圧面よりも受圧面積が小さい。このため、第２の駆動力伝達手段は第１の駆動力伝達手段よりも小さな作動力で作動する。したがって、エンジン低回転時の吐出油量が少ないときや高油温時の油圧が低下したときにおいても、排気弁と吸気弁とが重複して開弁するオーバーラップ期間を少なくともエンジン始動可能な程度に減少可能であるため、エンジンの失火や燃焼不安定を防止することができる。
【００１３】
本発明の請求項３記載のエンジン用バルブタイミング調整装置によると、第１の駆動力伝達手段は第１の駆動側回転体と第１の従動側回転体とをヘリカルスプラインで結合する第１の歯車を有し、第２の駆動力伝達手段は第２の駆動側回転体と第２の従動側回転体とをヘリカルスプラインで結合する第２の歯車を有し、第２の歯車のギア仕様は第１の歯車のギア仕様よりもスラスト力が小さく設定されている。このため、第２の駆動力伝達手段は第１の駆動力伝達手段よりも小さな作動力で作動する。したがって、エンジン低回転時の吐出油量が少ないときや高油温時の油圧が低下したときにおいても、排気弁と吸気弁とが重複して開弁するオーバーラップ期間を少なくともエンジン始動可能な程度に減少可能であるため、エンジンの失火や燃焼不安定を防止することができる。
【００１４】
本発明の請求項４記載のエンジン用バルブタイミング調整装置によると、第２の歯車は第１の歯車よりもねじれ角度が小さいか、またはピッチ円径が大きいので、第２の駆動力伝達手段は第１の駆動力伝達手段よりも小さな作動力で作動する。したがって、エンジン低回転時の吐出油量が少ないときや高油温時の油圧が低下したときにおいても、排気弁と吸気弁とが重複して開弁するオーバーラップ期間を少なくともエンジン始動可能な程度に減少可能であるため、エンジンの失火や燃焼不安定を防止することができる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
本発明の実施の形態を示す複数の実施例を図面に基づいて説明する。
（第１実施例）
本発明の第１実施例によるエンジン用バルブタイミング調整装置を図１および図２に示す。図１および図２に示すように、第１実施例のエンジン用バルブタイミング調整装置は、リング状歯車式の吸気弁用バルブタイミング調整装置１００とリング状歯車式の排気弁用バルブタイミング調整装置２００とから構成される。
【００１６】
まず、図１を用いて吸気弁用バルブタイミング調整装置１００について説明する。図１において、図示しない駆動軸としてのクランクシャフトから、図示しないタイミングベルトによって第１の駆動側回転体であるタイミングプーリ５に回転トルクが伝達される。
第１の従動軸であるカムシャフト１と一体に回動するようにボルト２および図示しないピンにより円筒状のカムシャフトスリーブ４がカムシャフト１の一方の端部に固定されている。この第１の従動側回転体としてのカムシャフトスリーブ４の外周壁の一部には、外歯ヘリカルスプライン４ａが形成されている。タイミングプーリ５およびカムシャフト１は図１の左側からみて時計方向に回転する。
【００１７】
スプロケットスリーブ３２およびフランジ部材８は、タイミングプーリ５とともに第１の駆動側回転体を構成し、フランジ部３２ｃと円環部８ａとがボルト６によってタイミングプーリ５に組付けられている。フランジ部材８は円環部８ａおよび円筒部８ｂが一体に形成されている。円筒部８ｂの内側面８ｃがカムシャフト１の外周壁１ａに支持されていることにより、タイミングプーリ５はカムシャフト１に相対回動自在に支持されている。
【００１８】
スプロケットスリーブ３２は、小径部３２ｄおよび大径部３２ｅとを有する外筒と、大径部３２ｅの反小径部側から径方向外側に延びる円環状のフランジ部３２ｃと、内筒３２ｂと、小径部３２ｄの反大径部側から径方向内側に延び外筒と内筒３２ｂとを結合する円環部３２ｆとが一体に形成されている。小径部３２ｄの内周壁の一部には、内歯ヘリカルスプライン３２ａが形成されている。
【００１９】
カムシャフトスリーブ４と小径部３２ｄとの径方向の間に、タイミングプーリ５とカムシャフト１とを相対回動させる弧型歯車１０および弧型歯車１１がそれぞれ二個介装されている。第１の駆動力伝達手段としての弧型歯車１０、１１は、一つのリング状歯車を軸を含んだ分割面で分割して形成されている。弧型歯車１０および弧型歯車１１が図１の矢印で示す遅角側に移動すると、カムシャフト１はタイミングプーリ５に対して遅角し、矢印で示す進角側に移動するとカムシャフト１はタイミングプーリ５に対して進角する。弧型歯車１０、１１はピストン１２に周方向に互い違いに組付けられ、見かけ上一つのリング状歯車を構成している。弧型歯車１０、１１の上端部には円弧状の溝１０ｃ、１１ｃが形成されており、この溝１０ｃ、１１ｃにリテーナリング１３が収容されている。図１に示す状態では、リテーナリング１３は軸方向で弧型歯車１０と当接していない。弧型歯車１０、１１、ピストン１２の周囲、および収容穴１２ａも油で満たされている。ここで、弧型歯車１０、１１は特許請求の範囲に記載された第１の歯車に相当する。
【００２０】
収容穴１２ａはピストン１２の弧型歯車１０と対応する位置に形成されている。スプリング１８は収容穴１２ａに収容されており、環状部材１７および弧型歯車１０を図１の左方向、つまりピストン１２から離れる方向に付勢している。
ピン１４はピストン１２および弧型歯車１１に往復移動可能に貫挿され、環状部材１７に摺動自在に貫挿されている。また、ピン１４はリテーナリング１３に圧入されているので、リテーナリング１３およびピン１４はともに移動し、第１の駆動力伝達手段の一部を構成している。ピン１４は、スプリング１５の付勢力により図１の右側に付勢されているので、リテーナリング１３および弧型歯車１１も図１の右方向、つまり、スプリング１８による弧型歯車１０の付勢方向と反対方向のピストン１２に近づく方向に付勢されている。
【００２１】
弧型歯車１０、１１の内周壁にはそれぞれ内歯ヘリカルスプライン１０ａ、１１ａが形成され、外周壁には外歯ヘリカルスプライン１０ｂ、１１ｂが形成されている。弧型歯車１０、１１の軸方向の移動は、それぞれスプリング１８および１５の圧縮範囲で可能である。また弧型歯車１０、１１は互いに離れる方向に付勢されているので、小径部３２ｄとカムシャフトスリーブ４との間に弧型歯車１０、１１を介装する前の状態では、外歯ヘリカルスプライン１０ｂ、１１ｂ、内歯ヘリカルスプライン１０ａ、１１ａの軸方向位置は図１よりもさらにずれている。
【００２２】
小径部３２ｄとカムシャフトスリーブ４との間に弧型歯車１０、１１を介装すると、弧型歯車１０、１１は、スプライン間のバックラッシュを吸収する分だけカムシャフト１の軸方向および回転方向に微小距離変移し、介装前の状態よりも軸方向のずれを小さくして小径部３２ｄとカムシャフトスリーブ４との間に介装される。スプリング１８およびスプリング１５は、それぞれ弧型歯車１０、１１をピストン１２に対して軸方向の反対方向に付勢している。この付勢力により、弧型歯車１０はタイミングプーリ５に対してカムシャフト１を遅角方向に、また弧型歯車１１はタイミングプーリ５に対してカムシャフト１を進角方向に相対回動させるトルクを与える。すなわち、スプリング１８の付勢力により、弧型歯車１０の外歯ヘリカルスプライン１０ｂは内歯ヘリカルスプライン３２ａを遅角方向に、内歯ヘリカルスプライン１０ａはカムシャフトスリーブ４の外歯ヘリカルスプライン４ａを遅角方向に押圧している。また、スプリング１５の付勢力により、弧型歯車１１の外歯ヘリカルスプライン１１ｂは小径部３２ｄの内歯ヘリカルスプライン３２ａを進角方向に、内歯ヘリカルスプライン１１ａはカムシャフトスリーブ４の外歯ヘリカルスプライン４ａを進角方向に押圧している。したがって、弧型歯車１０、１１は、それぞれスプリング１８、１５の付勢力により吸気弁を開閉駆動するときにカムシャフト１が受ける正負の駆動トルクに抗するトルクを与えられていることになり、スプライン間のバックラッシュによる歯打ち音を抑制することができる。
【００２３】
このようなスプライン同士の噛合いにより、タイミングプーリ５の回転は、スプロケットスリーブ３２、弧型歯車１０および１１、カムシャフトスリーブ４を経てカムシャフト１に伝達される。
スプリング２２は、ピストン１２とフランジ部材８との間に円錐形状に収容されており、ピストン１２を図１の左方向、つまり遅角側にピストン１２を付勢している。このスプリング２２の付勢力により弧型歯車１０、１１およびピストン１２が図１の左側に付勢されているので、カムシャフトスリーブ４を介してカムシャフト１はタイミングプーリ５に対して遅角側に付勢されている。
【００２４】
前述したように、スプリング１８が遅角方向に弧型歯車１０を押圧することにより、カムシャフトスリーブ４およびカムシャフト１が遅角方向に付勢されている。スプリング１８およびスプリング２２が遅角側にカムシャフト１を付勢する付勢力の和は、エンジン始動時におけるクランキング時の最大トルクよりも大きくなるように設定されている。したがって、スプリング１８がない場合に比べスプリング２２の付勢力を小さくすることができる。
【００２５】
また、上記の構成において、スプリング１５の付勢力はスプリング１８の付勢力よりも小さく設定されている。これにより、タイミングプーリ５に対してカムシャフト１を遅角方向に相対回動するときに、スプリング１５の付勢力によりヘリカルスプライン間で働く進角方向の摩擦力を低減できるので、カムシャフト１を遅角方向に滑らかに相対回動することができる。
【００２６】
ピストン１２の左側に進角油圧室１９、ピストン１２の右側に遅角油圧室２０が形成されている。ピストン１２の遅角油圧室２０側の端面１２ｂの面積は、図１に示すφＤ₁ とφＤ₂ とで決定される。端面１２ｂは、遅角油圧室２０に加わる作動油圧を受けてタイミングプーリ５に対してカムシャフト１を遅角方向に相対回動させるものであって、特許請求の範囲に記載された第１の受圧面に相当する。進角油圧室１９および遅角油圧室２０は、ボルト２３とフランジ部材８とによって液封され、フランジ部材８の円筒部８ｂによって略液封されている。進角油圧室１９と遅角油圧室２０とはピストン１２の外周に嵌合した樹脂製のシール部材４０により隔離されている。
【００２７】
また、ロック機構として、図示しないストッパおよびスプリングを備えており、ストッパが嵌合する嵌合穴は進角油圧室１９に連通している。
図示しない油圧制御弁を切替制御することにより、進角油圧室１９および遅角油圧室２０に通じる油路への圧油の供給と、油路からの圧油の排出との流れが制御される。具体的には、進角油圧室１９に通じるカムシャフトスリーブ４に形成された油路４ｂ、ボルト２に構成された油路２ａ、およびカムシャフト１に形成された油路１ｃ、１ｂと、オイルポンプ側またはドレン側とを油圧制御弁を切替制御することにより導通または遮断し、進角油圧室１９内の油圧を制御する。また、遅角油圧室２０に通じる図示しない油路、カムシャフト１に形成された油路１ｆおよび油路１ｄと、オイルポンプ側またはドレン側とを油圧制御弁を切替制御することにより導通または遮断し、遅角油圧室２０内の油圧を制御する。進角油圧室１９と遅角油圧室２０との油圧のバランスにより、弧型歯車１０、１１およびピストン１２を軸方向に移動もしくは停止させ、タイミングプーリ５に対するカムシャフト１の相対位相差を制御することができる。
【００２８】
次に、図２を用いて排気弁用バルブタイミング調整装置２００について説明する。図１に示した吸気弁用のバルブタイミング調整装置１００と実質的に同一構成部分には同一符号を付す。排気弁用バルブタイミング調整装置２００は、各ヘリカルスプラインのギア仕様はねじれ方向が吸気弁用バルブタイミング調整装置１００と反対の方向に形成されており、その他のギア仕様は吸気弁用バルブタイミング調整装置１００と同一に設定されている。
【００２９】
図２において、第２の従動軸であるカムシャフト１０１と一体に回動するようにボルト２および図示しないピンにより円筒状のカムシャフトスリーブ１０４がカムシャフト１０１の一方の端部に固定されている。この第２の従動側回転体としてのカムシャフトスリーブ１０４の外周壁の一部には、外歯ヘリカルスプライン１０４ａが形成されている。タイミングプーリ１０５およびカムシャフト１０１は図２の左側からみて時計方向に回転する。
【００３０】
スプロケットスリーブ１３２およびフランジ部材１０８は、タイミングプーリ１０５とともに第２の駆動側回転体を構成し、フランジ部１３２ｃと円環部１０８ａとがボルト６によってタイミングプーリ１０５に組付けられている。フランジ部材１０８は円環部１０８ａおよび円筒部１０８ｂが一体に形成されている。円筒部１０８ｂの内側面１０８ｃがカムシャフト１０１の外周壁１０１ａに支持されていることにより、タイミングプーリ１０５はカムシャフト１０１に相対回動自在に支持されている。
【００３１】
スプロケットスリーブ１３２は、小径部１３２ｄおよび大径部１３２ｅとを有する外筒と、大径部１３２ｅの反小径部側から径方向外側に延びる円環状のフランジ部１３２ｃと、内筒１３２ｂと、小径部１３２ｄの反大径部側から径方向内側に延び外筒と内筒１３２ｂとを結合する円環部１３２ｆとが一体に形成されている。小径部１３２ｄの内周壁の一部には、内歯ヘリカルスプライン１３２ａが形成されている。
【００３２】
カムシャフトスリーブ１０４と小径部１３２ｄとの径方向の間に、タイミングプーリ１０５とカムシャフト１０１とを相対回動させる弧型歯車１１０および弧型歯車１１１がそれぞれ二個介装されている。第２の駆動力伝達手段としての弧型歯車１１０、１１１は、一つのリング状歯車を軸を含んだ分割面で分割して形成されている。弧型歯車１１０および弧型歯車１１１が図２の矢印で示す進角側に移動すると、カムシャフト１０１はタイミングプーリ１０５に対して進角し、矢印で示す遅角側に移動するとカムシャフト１０１はタイミングプーリ１０５に対して遅角する。弧型歯車１１０、１１１の上端部には円弧状の溝１１０ｃ、１１１ｃが形成されており、この溝１１０ｃ、１１１ｃにリテーナリング１１３が収容されている。図２に示す状態では、リテーナリング１１３は軸方向で弧型歯車１１０と当接していない。弧型歯車１１０、１１１、ピストン１１２の周囲、および収容穴１１２ａも油で満たされている。ここで、弧型歯車１１０、１１１は特許請求の範囲に記載された第２の歯車に相当する。
【００３３】
収容穴１１２ａはピストン１１２の弧型歯車１１０と対応する位置に形成されている。スプリング１８は収容穴１１２ａに収容されており、環状部材１７および弧型歯車１１０を図２の左方向、つまりピストン１１２から離れる方向に付勢している。
ピン１１４はピストン１１２および弧型歯車１１１に往復移動可能に貫挿され、環状部材１７に摺動自在に貫挿されている。また、ピン１１４はリテーナリング１１３に圧入されているので、リテーナリング１１３およびピン１１４はともに移動し、第２の駆動力伝達手段の一部を構成している。ピン１１４は、スプリング１５の付勢力により図２の右側に付勢されているので、リテーナリング１１３および弧型歯車１１１も図２の右方向、つまり、スプリング１８による弧型歯車１１０の付勢方向と反対方向のピストン１１２に近づく方向に付勢されている。
【００３４】
弧型歯車１１０、１１１の内周壁にはそれぞれとしての内歯ヘリカルスプライン１１０ａ、１１１ａが形成され、外周壁には外歯ヘリカルスプライン１１０ｂ、１１１ｂが形成されている。弧型歯車１１０、１１１の軸方向の移動は、それぞれスプリング１８および１５の圧縮範囲で可能である。
スプリング１８およびスプリング１５は、それぞれ弧型歯車１１０、１１１をピストン１１２に対して軸方向の反対方向に付勢している。この付勢力により、弧型歯車１１０はタイミングプーリ１０５に対してカムシャフト１０１を進角方向に、また弧型歯車１１１はタイミングプーリ１０５に対してカムシャフト１０１を遅角方向に相対回動させるトルクを与える。すなわち、スプリング１８の付勢力により、弧型歯車１１０の外歯ヘリカルスプライン１１０ｂは内歯ヘリカルスプライン１３２ａを進角方向に、内歯ヘリカルスプライン１１０ａはカムシャフトスリーブ１０４の外歯ヘリカルスプライン１０４ａを遅角方向に押圧している。また、スプリング１５の付勢力により、弧型歯車１１１の外歯ヘリカルスプライン１１１ｂは小径部１３２ｄの内歯ヘリカルスプライン１３２ａを遅角方向に、内歯ヘリカルスプライン１１１ａはカムシャフトスリーブ１０４の外歯ヘリカルスプライン１０４ａを遅角方向に押圧している。したがって、弧型歯車１１０、１１１は、それぞれスプリング１８、１５の付勢力により排気弁を開閉駆動するときにカムシャフト１０１が受ける正負の駆動トルクに抗するトルクを与えられていることになり、スプライン間のバックラッシュによる歯打ち音を抑制することができる。
【００３５】
このようなスプライン同士の噛合いにより、タイミングプーリ１０５の回転は、スプロケットスリーブ１３２、弧型歯車１１０および１１１、カムシャフトスリーブ１０４を経てカムシャフト１０１に伝達される。
スプリング２２は、ピストン１１２とフランジ部材１０８との間に円錐形状に収容されており、ピストン１１２を図２の左方向、つまり進角側にピストン１１２を付勢している。このスプリング２２の付勢力により弧型歯車１１０、１１１およびピストン１１２が図２の左側に付勢されているので、カムシャフトスリーブ１０４を介してカムシャフト１０１はタイミングプーリ１０５に対して進角側に付勢されている。
【００３６】
ピストン１１２の左側に遅角油圧室１１９、ピストン１１２の右側に進角油圧室１２０が形成されている。ピストン１１２の進角油圧室１２０側の端面１１２ｂの面積は、図２に示すφＤ₃ とφＤ₄ とで決定される。ここで、φＤ₁ ＝φＤ₃ であり、φＤ₄ ＞φＤ₂ である。したがって、端面１１２ｂの面積は、図１に示す端面１２ｂの面積よりも大きく設定されている。端面１１２ｂは、進角油圧室１２０に加わる作動油圧を受けてタイミングプーリ１０５に対してカムシャフト１０１を進角方向に相対回動させるものであって、特許請求の範囲に記載された第２の受圧面に相当する。
【００３７】
図示しない油圧制御弁を切替制御することにより、遅角油圧室１１９および進角油圧室１２０に通じる油路への圧油の供給と、油路からの圧油の排出との流れが制御される。具体的には、遅角油圧室１１９に通じるカムシャフトスリーブ１０４に形成された油路１０４ｂ、ボルト２に構成された油路２ａ、およびカムシャフト１０１に形成された油路１０１ｃ、１０１ｂと、オイルポンプ側またはドレン側とを油圧制御弁を切替制御することにより導通または遮断し、遅角油圧室１１９内の油圧を制御する。また、進角油圧室１２０に通じる図示しない油路、カムシャフト１０１に形成された油路１０１ｆおよび油路１０１ｄと、オイルポンプ側またはドレン側とを油圧制御弁を切替制御することにより導通または遮断し、進角油圧室１２０内の油圧を制御する。遅角油圧室１１９と進角油圧室１２０との油圧のバランスにより、弧型歯車１１０、１１１およびピストン１１２を軸方向に移動もしくは停止させ、タイミングプーリ１０５に対するカムシャフト１０１の相対位相差を制御することができる。
【００３８】
次に、吸気弁用バルブタイミング調整装置１００および排気弁用２００の作動を説明する。
(1) エンジン停止時
(1-1) 吸気弁用バルブタイミング調整装置１００
エンジンが停止すると、進角油圧室１９に連通する油路４ｄ、２ａ、１ｃ、１ｂはドレン側に解放され、遅角油圧室２０に連通する油路１ｆ、１ｄは作動油圧が加わった状態で保持されるように油圧制御弁が切替制御される。したがって、弧型歯車１０、１１およびピストン１２は図１の左側、つまり最遅角位置に移動する。弧型歯車１０、１１およびピストン１２の最遅角位置への移動にともないカムシャフト１が相対的に最遅角位置に回転すると、ロック機構によりカムシャフト１とフランジ部材８とが結合するので、タイミングプーリ５に対してカムシャフト１が最遅角位置に保持される。
【００３９】
(1-2) 排気弁用バルブタイミング調整装置２００
エンジンが停止すると、遅角油圧室１１９に連通する油路１０４ｄ、１０２ａ、１０１ｃ、１０１ｂはドレン側に解放され、進角油圧室１２０に連通する油路１０１ｆ、１０１ｄは作動油圧が加わった状態で保持されるように油圧制御弁が切替制御される。したがって、弧型歯車１１０、１１１およびピストン１１２は図２の左側、つまり最進角位置に移動する。弧型歯車１１０、１１１およびピストン１１２の最進角位置への移動にともないカムシャフト１０１が相対的に最進角位置に回転すると、ロック機構によりカムシャフト１０１とフランジ部材１０８とが結合するので、タイミングプーリ１０５に対してカムシャフト１０１が最進角位置に保持される。
【００４０】
(1-3) 第１実施例では、図１に示すカムシャフト１の最遅角状態と図２に示すカムシャフト１０１の最進角状態において、排気弁と吸気弁との開弁期間が重複しないように設計されているので、エンジンの気筒内に残留する燃焼ガス、所謂内部ＥＧＲ量を低減でき、エンジンは正常に始動する。
(2) エンジン運転時
(2-1) 吸気弁用バルブタイミング調整装置１００
油路４ｄ、２ａ、１ｃ、１ｂに作動油が導入され作動油圧が所定圧よりも上昇するまでは、ロック機構によりカムシャフト１とフランジ部材８とが結合したまま保持される。
【００４１】
油路４ｄ、２ａ、１ｃ、１ｂの作動油圧が所定圧よりも大きくなると、ロック機構によりカムシャフト１とフランジ部材８との結合が解除されるので、タイミングプーリ５とカムシャフト１とは相対回動可能になる。そして、進角油圧室１９、遅角油圧室２０に加わる作動油圧により、スプリング２２の付勢力に関係なく、弧型歯車１０、１１およびピストン１２は軸方向に往復移動し、タイミングプーリ５に対するカムシャフト１の相対位相差が調整される。
【００４２】
(2-2) 排気弁用バルブタイミング調整装置２００
油路１０４ｄ、１０２ａ、１０１ｃ、１０１ｂに作動油が導入され作動油圧が所定圧よりも上昇するまでは、ロック機構によりカムシャフト１０１とフランジ部材１０８とが結合したまま保持される。
油路１０４ｄ、１０２ａ、１０１ｃ、１０１ｂの作動油圧が所定圧よりも大きくなると、ロック機構によりカムシャフト１０１とフランジ部材１０８との結合が解除されるので、タイミングプーリ１０５とカムシャフト１０１とは相対回動可能になる。そして、遅角油圧室１１９、進角油圧室１２０に加わる作動油圧により、スプリング２２の付勢力に関係なく、弧型歯車１１０、１１１およびピストン１１２は軸方向に往復移動し、タイミングプーリ１０５に対するカムシャフト１０１の相対位相差が調整される。
【００４３】
(2-3) エンジン始動時において、排気弁の開弁期間が吸気弁の開弁期間と重複することを防止できるので、内部ＥＧＲ量を低減できる。したがって、エンジンの始動性が向上するとともに、未燃燃料が排ガス中に排出されることを防止するので、排ガスの浄化効果が向上する。
以上説明した第１実施例では、エンジン始動時において、カムシャフト１がクランクシャフトに対して最遅角位置に保持され、カムシャフト１０１がクランクシャフトに対して最進角位置に保持されるのでエンジンが確実に始動し正常運転状態に移行する。
【００４４】
さらに、ピストン１１２の進角油圧室１２０側の端面１１２ｂの面積は、ピストン１２の遅角油圧室２０側の端面１２ｂの面積よりも大きく設定されている。このため、同一のカムシャフト駆動トルクに対して、弧型歯車１１０、１１１およびピストン１１２を進角方向に移動させる作動力は、弧型歯車１０、１１およびピストン１２を進角方向に移動させる作動力よりも大きいので、カムシャフト１がクランクシャフトに対して進角方向に移動できない油圧でも、カムシャフト１０１はクランクシャフトに対して進角方向に移動することができる。したがって、エンジン低回転などの油圧ポンプ吐出流量が少ない場合においても、排気弁の閉じる時期が早く、吸気弁の開く時期が遅い基本位相に制御可能であり、エンジンの失火や燃焼不安定などを防止することができる。
【００４５】
さらにまた、例えばエンジンの低速の中負荷から全負荷に移行したときのようにカムシャフト１とカムシャフト１０１との両方をクランクシャフトに対して進角方向に移動させる必要がある場合、吸気用バルブタイミング調整装置１００よりも作動油圧の低い排気用バルブタイミング調整装置２００に作動油が流れ込み、排気用バルブタイミング調整装置２００の作動を優先的に行うことができる。
【００４６】
また第１実施例では、弧型歯車１０および１１、１１０および１１１はスプリング１８および１５の付勢力によりピストン１２、１１２を介してそれぞれ軸の反対方向に、かつ互いに離れる方向に付勢されているため、外歯ヘリカルスプライン１０ｂおよび１１ｂがそれぞれ内歯ヘリカルスプライン３２ａ、１３２ａに反対方向のトルクを与えて当接し、内歯ヘリカルスプライン１０ａおよび１１ａ、１１０ａおよび１１１ａがそれぞれ外歯ヘリカルスプライン４ａ、１０４ａに反対方向のトルクを与えて当接している。このため、カムシャフト１、１０１の回転方向の駆動トルクにより、回転方向と逆向き（正トルク）または回転方向と同一方向（負トルク）にトルクが変動しても、ヘリカルスプラインのバックラッシュによる歯打ち音を抑制できる。
【００４７】
第１実施例では、ピストン１１２の進角油圧室１２０側の端面１１２ｂの面積をピストン１２の遅角油圧室２０側の端面１２ｂの面積よりも大きく設定したが、本発明では、排気弁用バルブタイミング調整装置のギア仕様を吸気弁用バルブタイミング調整装置のギア仕様よりもスラスト力が小さくなるように設定してもよい。この場合、排気弁用バルブタイミング調整装置の弧型歯車は、吸気弁用バルブタイミング調整装置の弧型歯車よりもねじれ角度が小さいか、またはピッチ円形が大きいものであればよい。
（第２実施例）
本発明の第２実施例を図３〜図６に示す。図３〜図６に示すように、第２実施例のバルブタイミング調整装置は、ベーン式の吸気用バルブタイミング調整装置３００とベーン式の排気用バルブタイミング調整装置４００とから構成される。
【００４８】
まず、図３および図５を用いて吸気用バルブタイミング調整装置３００について説明する。
図３に示すタイミングプーリ２０８は、図示しないタイミングベルトにより図示しないエンジンの駆動軸としてのクランクシャフトから駆動力を伝達され、クランクシャフトと同期して回転する。リア部材２５０はプレート部２５１および軸受部２５２からなり、ボルト２５３によりプレート部２５１とタイミングプーリ２０８と後述するシューハウジング２０７とが結合されている。第１の従動軸としてのカムシャフト２０１は、タイミングプーリ２０８から駆動力を伝達され、図示しない吸気弁を開閉駆動する。カムシャフト２０１は、図示しないシリンダヘッドにジャーナル部２０２を介して支持され、タイミングプーリ２０８に対し所定の位相差をおいて相対回動可能である。タイミングプーリ２０８およびカムシャフト２０１は図３の左方向からみて時計方向に回転する。以下、この回転方向を進角方向とする。
【００４９】
シューハウジング２０７は周壁２７１とフロント部２７２とが一体に形成されている。ベーンロータ２０４の軸方向両端面はシューハウジング２０７のフロント部２７２およびリア部材２５０のプレート部２５１により覆われている。タイミングプーリ２０８、シューハウジング２０７およびリア部材２５０は第１の駆動側回転体を構成し、互いにボルト２５３により同軸上に結合されている。
【００５０】
図５に示すように、シューハウジング２０７は周方向にほぼ等間隔に台形状に形成されたシュー２０７ａ、２０７ｂ、２０７ｃを有している。シュー２０７ａ、２０７ｂ、２０７ｃの周方向の三箇所の間隙にはそれぞれベーン２０４ａ、２０４ｂ、２０４ｃを収容する扇状空間部２５５が形成されており、シュー２０７ａ、２０７ｂ、２０７ｃの内周面は断面円弧状に形成されている。
【００５１】
ベーンロータ２０４は周方向にほぼ等間隔にベーン２０４ａ、２０４ｂ、２０４ｃを有し、このベーン２０４ａ、２０４ｂ、２０４ｃがシュー２０７ａ、２０７ｂ、２０７ｃの周方向の間隙に形成されている扇状空間部２５５に回動可能に収容されている。図５に示す遅角方向、進角方向を表す矢印は、シューハウジング２０７に対するベーンロータ２０４の遅角方向、進角方向を表している。図５において、各ベーンは各扇状空間部２５５の一方の周方向端部に位置し、ベーンロータ２０４はシューハウジング２０７に対し最遅角位置にある。最遅角位置は、ベーン２０４ｂの遅角側側面ががシュー２０７ａの進角側側面に係止されることにより規定されている。図３に示すように、ベーンロータ２０４およびブッシュ２０６は、ボルト２０５によりカムシャフト２０１に一体に結合されており、第１の従動側回転体を構成している。ここで、ベーンロータ２０４の軸方向長さをＬinとすると、ベーンの軸方向断面形状が同一の場合、ベーン２０４ａ、２０４ｂ、２０４ｃに作動油圧が作用する受圧面積はＬinで決定される。ベーン２０４ａ、２０４ｂ、２０４ｃに作動油圧が作用する受圧面は、特許請求の範囲に記載された第１の受圧面に相当する。ブッシュ２０６を軸受けするシューハウジング２０７の反タイミングプーリ側にはカバー２５８で覆われており、カバー２５８はボルト２５９によりシューハウジング２０７にねじ固定せれている。ボルト２０５に設けられた穴２３２はベーンロータ２０４の周方向端部から漏れた作動油をシリンダヘッドに戻すものである。
【００５２】
カムシャフト２０１およびブッシュ２０６はそれぞれリア部材２５０の軸受部２５２およびフロント部２７２の内周壁２７２ａに相対回動可能に嵌合している。したがって、カムシャフト２０１およびベーンロータ２０４はタイミングプーリ２０８およびシューハウジング２０７に対して同軸に相対回動可能である。
図５に示すように、シール部材２０９はベーンロータ２０４の外周壁に嵌合している。ベーンロータ２０４の外周壁とシューハウジング２０７の内周壁との間には微小クリアランスが設けられており、このクリアランスを介して油圧室間に作動油が漏れることをシール部材２０９により防止している。シール部材２０９はそれぞれ板ばね２１０の付勢力により周壁２７１の内周壁に向けて押されている。
【００５３】
図３に示すように、ガイドリング２９１はベーン２０４ａの内壁に圧入保持され、このガイドリング２９１にストッパピストン２１７が挿入されている。ストッパピストン２１７はほぼ同一外径の有底円筒状に形成されており、カムシャフト２０１の軸方向に摺動可能にガイドリング２９１に収容されている。ストッパピストン２１７はスプリング２１６によりフロント部２７２側に付勢されている。嵌合リング２５４はフロント部２７２に形成した嵌合穴に嵌合しており、嵌合リング２５４の内周壁にテーパ穴２５４ａが形成されている。ストッパピストン２１７は図５に示す最遅角位置においてテーパ穴２５４ａに嵌合可能である。ストッパピストン２１７がテーパ穴２５４ａに嵌合し、ストッパピストン２１７がテーパ穴２５４ａに回転方向で当接した状態ではシューハウジング２０７に対するベーンロータ２０４の相対回動は拘束される。つまり、ストッパピストン２１７とテーパ穴２５４ａとは最遅角位置において拘束位置にある。ストッパピストン２１７、テーパ穴２５４ａおよびスプリング２１６はロック機構を構成している。
【００５４】
フランジ部２１７ｂの左側の油圧室２１８は、図５に示す油路２４０を介して後述する進角油圧室２８５と連通している。また、円筒部２１７ａの先端側に形成された油圧室２２７は、図示しない油路を介して後述する遅角油圧室２８０と連通している。油圧室２２７の油圧を受ける円筒部２１７ａの受圧面と、油圧室２１８の油圧を受けるフランジ部２１７ｂの受圧面とがそれぞれ油圧室２２７と油圧室２１８との作動油から受ける力はテーパ穴２５４ａからストッパピストン２１７を抜け出させる方向に働く。遅角油圧室２８０または進角油圧室２８５に所定圧以上の作動油が供給されると、これら作動油の油圧によりスプリング２１６の付勢力に抗してストッパピストン２１７はテーパ穴２５４ａから抜け出す。
【００５５】
ストッパピストン２１７の位置とテーパ穴２５４ａの位置とは、シューハウジング２０７に対してベーンロータ２０４が最遅角位置にあるとき、つまりクランクシャフトに対してカムシャフト２０１が最遅角位置にあるときにスプリング２１６の付勢力によりストッパピストン２１７がテーパ穴２５４ａに嵌合可能な位置に設定されている。
【００５６】
ベーン２０４ａのリア部材２５０側にストッパピストン２１７の背圧室２３０と連通する連通路２２９が形成されている。連通路２２９は最遅角位置において軸受部２５２に形成した連通路２２８と連通する。連通路２２８は図示しないエンジンの油潤滑空間に大気開放されているので、最遅角位置において背圧室２３０は大気開放されている。したがって、最遅角位置においてストッパピストン２１７の移動が妨げられない。ベーンロータ２０４が最遅角位置から進角側に回転する、つまりストッパピストン２１７とテーパ穴２５４ａとが嵌合不能な非拘束位置にベーンロータ２０４が回転すると、連通路２２９と連通路２２８との連通は遮断される。
【００５７】
図５に示すように、シュー２０７ａとベーン２０４ａとの間に遅角油圧室２８０が形成され、シュー２０７ｂとベーン２０４ｂとの間に遅角油圧室２８１が形成され、シュー２０７ｃとベーン２０４ｃとの間に遅角油圧室２８２が形成されている。また、シュー２０７ａとベーン２０４ｂとの間に進角油圧室２８３が形成され、シュー２０７ｂとベーン２０４ｃとの間に進角油圧室２８４が形成され、シュー２０７ｃとベーン２０４ａとの間に進角油圧室２８５が形成されている。
【００５８】
図３に示すように、ベーンロータ２０４のボス部２０４ｄには、ブッシュ２０６との当接部において円弧状に形成される油路２１３が設けられている。油路２１３は、油路２１２を介して全周溝２１１を経由して図示しない駆動手段としての油圧ポンプまたはドレインと連通している。油圧ポンプはエンジン潤滑油の駆動源を兼ねている。
【００５９】
さらに油路２１３は、図５に示すように油路２５６、２５７、２５８を介して進角油圧室２８３、２８４、２８５と連通している。また、油圧室２１８は油路２４０を介して進角油圧室２８５と連通している。
次に、図４および図６を用いて排気用バルブタイミング調整装置４００について説明する。吸気用バルブタイミング調整装置３００と実質的に同一構成部分には同一符号を付す。
【００６０】
図３に示すタイミングプーリ３０８は、図示しないタイミングベルトにより図示しないエンジンの駆動軸としてのクランクシャフトから駆動力を伝達され、クランクシャフトと同期して回転する。リア部材３５０はプレート部３５１および軸受部３５２からなり、ボルト２５３によりプレート部３５１とタイミングプーリ３０８と後述するシューハウジング３０７とが結合されている。第２の従動軸としてのカムシャフト３０１は、タイミングプーリ３０８から駆動力を伝達され、図示しない排気弁を開閉駆動する。カムシャフト３０１は、図示しないシリンダヘッドにジャーナル部３０２を介して支持され、タイミングプーリ３０８に対し所定の位相差をおいて相対回動可能である。タイミングプーリ３０８およびカムシャフト３０１は図４の左方向からみて反時計方向に回転する。以下、この回転方向を遅角方向とする。
【００６１】
シューハウジング３０７は周壁３７１とフロント部３７２とが一体に形成されている。ベーンロータ３０４の軸方向両端面はシューハウジング３０７のフロント部３７２およびリア部材３５０のプレート部３５１により覆われている。タイミングプーリ３０８、シューハウジング３０７およびリア部材３５０は第２の駆動側回転体を構成し、互いにボルト２５３により同軸上に結合されている。
【００６２】
図６に示すように、シューハウジング３０７は周方向にほぼ等間隔に台形状に形成されたシュー３０７ａ、３０７ｂ、３０７ｃを有している。シュー３０７ａ、３０７ｂ、３０７ｃの周方向の三箇所の間隙にはそれぞれベーン３０４ａ、３０４ｂ、３０４ｃを収容する扇状空間部３５５が形成されており、シュー３０７ａ、３０７ｂ、３０７ｃの内周面は断面円弧状に形成されている。
【００６３】
ベーンロータ３０４は周方向にほぼ等間隔にベーン３０４ａ、３０４ｂ、３０４ｃを有し、このベーン３０４ａ、３０４ｂ、３０４ｃがシュー３０７ａ、３０７ｂ、３０７ｃの周方向の間隙に形成されている扇状空間部３５５に回動可能に収容されている。図６に示す遅角方向、進角方向を表す矢印は、シューハウジング３０７に対するベーンロータ３０４の遅角方向、進角方向を表している。図６において、各ベーンは各扇状空間部３５５の一方の周方向端部に位置し、ベーンロータ３０４はシューハウジング３０７に対し最進角位置にある。最進角位置は、ベーン３０４ｂの進角側側面ががシュー３０７ｂの遅角側側面に係止されることにより規定されている。図４に示すように、ベーンロータ３０４およびブッシュ３０６は、ボルト２０５によりカムシャフト３０１に一体に結合されており、第２の従動側回転体を構成している。ここで、ベーンロータ３０４の軸方向長さをＬexとすると、ベーンの軸方向断面形状が同一の場合、ベーン３０４ａ、３０４ｂ、３０４ｃに作動油圧が作用する受圧面積はＬexで決定され、Ｌex＞Ｌinに設定されている。したがって、ベーン３０４ａ、３０４ｂ、３０４ｃに作動油圧が作用する受圧面積は、ベーン２０４ａ、２０４ｂ、２０４ｃに作動油圧が作用する受圧面積よりも大きく設定されている。ベーン３０４ａ、３０４ｂ、３０４ｃに作動油圧が作用する受圧面は、特許請求の範囲に記載された第２の受圧面に相当する。ブッシュ３０６を軸受けするシューハウジング３０７の反タイミングプーリ側にはカバー２５８で覆われており、カバー２５８はボルト２５９によりシューハウジング３０７にねじ固定せれている。
【００６４】
カムシャフト３０１およびブッシュ３０６はそれぞれリア部材３５０の軸受部３５２およびフロント部３７２の内周壁３７２ａに相対回動可能に嵌合している。したがって、カムシャフト３０１およびベーンロータ３０４はタイミングプーリ３０８およびシューハウジング３０７に対して同軸に相対回動可能である。
ストッパピストン２１７は図６に示す最進角位置においてテーパ穴２５４ａに嵌合可能である。ストッパピストン２１７がテーパ穴２５４ａに嵌合し、ストッパピストン２１７がテーパ穴２５４ａに回転方向で当接した状態ではシューハウジング３０７に対するベーンロータ３０４の相対回動は拘束される。つまり、ストッパピストン２１７とテーパ穴２５４ａとは最進角位置において拘束位置にある。
【００６５】
ストッパピストン２１７の位置とテーパ穴２５４ａの位置とは、シューハウジング３０７に対してベーンロータ３０４が最進角位置にあるとき、つまりクランクシャフトに対してカムシャフト３０１が最進角位置にあるときにスプリング２１６の付勢力によりストッパピストン２１７がテーパ穴２５４ａに嵌合可能な位置に設定されている。
【００６６】
連通路２２９は最進角位置において軸受部３５２に形成した連通路３２８と連通する。連通路３２８は図示しないエンジンの油潤滑空間に大気開放されているので、最進角位置において背圧室２３０は大気開放されている。したがって、最進角位置においてストッパピストン２１７の移動が妨げられない。ベーンロータ３０４が最進角位置から遅角側に回転する、つまりストッパピストン２１７とテーパ穴２５４ａとが嵌合不能な非拘束位置にベーンロータ３０４が回転すると、連通路３２９と連通路３２８との連通は遮断される。
【００６７】
次に、バルブタイミング調整装置の作動を説明する。
(1) エンジン停止時
(1-1) 吸気用バルブタイミング調整装置３００
エンジンが停止すると、進角油圧室２８３、２８４、２８５はドレン側に解放され、各遅角油圧室２８０、２８１、２８２には作動油圧が加わった状態で保持されるように図示しない油圧制御弁が切替制御される。すると、シューハウジング２０７に対しベーンロータ２０４が最遅角位置に移動し、ロック機構によりリア部材２５０のフロント部２７２とベーンロータ２０４とが結合されるので、タイミングプーリ２０８に対してカムシャフト２０１が最遅角位置に保持される。
【００６８】
(1-2) 排気用バルブタイミング調整装置４００
エンジンが停止すると、遅角油圧室２８０、２８１、２８２はドレン側に解放され、各進角油圧室２８３、２８４、２８５には作動油圧が加わった状態で保持されるように図示しない油圧制御弁が切替制御される。すると、シューハウジング３０７に対しベーンロータ３０４が最進角位置に移動し、ロック機構によりリア部材３５０のフロント部３７２とベーンロータ３０４とが結合されるので、タイミングプーリ３０８に対してカムシャフト３０１が最進角位置に保持される。
【００６９】
(1-3) 第２実施例では、図３および図５に示すカムシャフト２０１の最遅角状態と図４および図６に示すカムシャフト３０１の最進角状態において、排気弁と吸気弁との開弁期間が重複しないように設計されているので、エンジンの気筒内に残留する燃焼ガス、所謂内部ＥＧＲ量を低減でき、エンジンは正常に始動する。
【００７０】
(2) エンジン運転時
(2-1) 吸気用バルブタイミング調整装置３００
各油路および各油圧室に加わる作動油圧が所定圧より大きくなるまでは、ロック機構によりフロント部２７２とベーンロータ２０４とは結合された状態に保持されているので、タイミングプーリ２０８に対してカムシャフト２０１は最遅角位置にある。
【００７１】
各油路および各油圧室に所定圧よりも油圧の大きい作動圧油が導入されると、ロック機構によるフロント部２７２とベーンロータ２０４との結合が解除される。したがって、遅角油圧室２８０、２８１、２８２、進角油圧室２８３、２８４、２８５に加わる作動油圧により、シューハウジング２０７に対してベーンロータ２０４が相対回動し、タイミングプーリ２０８に対するカムシャフト２０１の相対位相差が調整される。
【００７２】
(2-2) 排気用バルブタイミング調整装置４００
各油路および各油圧室に加わる作動油圧が所定圧より大きくなるまでは、ロック機構によりフロント部３７２とベーンロータ３０４とは結合された状態に保持されているので、タイミングプーリ３０８に対してカムシャフト３０１は最進角位置にある。
【００７３】
各油路および各油圧室に所定圧よりも油圧の大きい作動圧油が導入されると、ロック機構によるフロント部３７２とベーンロータ３０４との結合が解除される。したがって、遅角油圧室２８０、２８１、２８２、進角油圧室２８３、２８４、２８５に加わる作動油圧により、シューハウジング３０７に対してベーンロータ３０４が相対回動し、タイミングプーリ３０８に対するカムシャフト３０１の相対位相差が調整される。
【００７４】
(2-3) エンジン始動時において、排気弁の開弁期間が吸気弁の開弁期間と重複することを防止できるので、内部ＥＧＲ量を低減できる。したがって、エンジンの始動性が向上するとともに、未燃燃料が排ガス中に排出されることを防止するので、排ガスの浄化効果が向上する。
以上説明した第２実施例では、エンジン始動時において、カムシャフト２０１がクランクシャフトに対して最遅角位置に保持され、カムシャフト３０１がクランクシャフトに対して最進角位置に保持されるのでエンジンが確実に始動し正常運転状態に移行する。
【００７５】
さらに、ベーン３０４ａ、３０４ｂ、３０４ｃに作動油圧が作用する受圧面積は、ベーン２０４ａ、２０４ｂ、２０４ｃに作動油圧が作用する受圧面積よりも大きく設定されている。このため、同一のカムシャフト駆動トルクに対して、ベーンロータ３０４を進角方向に回動させる作動力は、ベーンロータ２０４を進角方向に回動させる作動力よりも大きいので、カムシャフト２０１がクランクシャフトに対して進角方向に移動できない油圧でも、カムシャフト３０１はクランクシャフトに対して進角方向に移動することができる。したがって、エンジン低回転などの油圧ポンプ吐出流量が少ない場合においても、排気弁の閉じる時期が早く、吸気弁の開く時期が遅い基本位相に制御可能であり、エンジンの失火や燃焼不安定などを防止することができる。
【００７６】
さらにまた、例えばエンジンの低速の中負荷から全負荷に移行したときのようにカムシャフト２０１とカムシャフト３０１との両方をクランクシャフトに対して進角方向に移動させる必要がある場合、吸気用バルブタイミング調整装置３００よりも作動油圧の低い排気用バルブタイミング調整装置４００に作動油が流れ込み、排気用バルブタイミング調整装置４００の作動を優先的に行うことができる。
【００７７】
以上説明した本発明の上記複数の実施例では、ロック機構により第１の駆動側回転体と第１の従動側回転体とを最遅角位置で結合し、第２の駆動側回転体と第２の従動側回転体とを最進角位置で結合して吸気弁と排気弁との開弁期間が重複しないようにしたが、エンジンが正常に始動し運転状態に移行できる範囲内であれば吸気弁と排気弁との開弁期間は重複してもよい。
【００７８】
また上記複数の実施例はすべてロック機構を備えたものとして説明したが、ロック機構を備えない構成にすることも可能である。
また上記複数の実施例では、第１および第２の駆動側回転体としてタイミングプーリを用いたが、タイミングプーリに代えてチェーンスプロケットを用いることも可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施例の吸気弁用バルブタイミング調整装置を示す縦断面図である。
【図２】本発明の第１実施例の排気弁用バルブタイミング調整装置を示す縦断面図である。
【図３】本発明の第２実施例の吸気弁用バルブタイミング調整装置を示す縦断面図である。
【図４】本発明の第２実施例の排気弁用バルブタイミング調整装置を示す縦断面図である。
【図５】図３のＶ−Ｖ線断面図である。
【図６】図４のVI−VI線断面図である。
【符号の説明】
１ カムシャフト（第１の従動軸）
４ カムシャフトスリーブ（第１の従動側回転体）
４ａ 外歯ヘリカルスプライン
５ タイミングプーリ（第１の駆動側回転体）
８ フランジ部材（第１の駆動側回転体）
１０、１１ 弧型歯車（第１の歯車）
１０ａ、１１ａ 内歯ヘリカルスプライン
１０ｂ、１１ｂ 外歯ヘリカルスプライン
１２ ピストン（第１の駆動力伝達手段）
１３ リテーナリング（第１の駆動力伝達手段）
１４ ピン（第１の駆動力伝達手段）
１９ 進角油圧室
２０ 遅角油圧室
３２ スプロケットスリーブ（第１の駆動側回転体）
３２ａ 内歯ヘリカルスプライン
１０１ カムシャフト（第２の従動軸）
１０４ カムシャフトスリーブ（第２の従動側回転体）
１０４ａ 外歯ヘリカルスプライン
１０５ タイミングプーリ（第２の駆動側回転体）
１０８ フランジ部材（第２の駆動側回転体）
１１０、１１１ 弧型歯車（第２の歯車）
１１０ａ、１１１ａ 内歯ヘリカルスプライン
１１０ｂ、１１１ｂ 外歯ヘリカルスプライン
１１２ ピストン（第２の駆動力伝達手段）
１１３ リテーナリング（第２の駆動力伝達手段）
１１４ ピン（第２の駆動力伝達手段）
１１９ 遅角油圧室
１２０ 進角油圧室
１３２ スプロケットスリーブ（第２の駆動側回転体）
１３２ａ 内歯ヘリカルスプライン

Claims (4)

1. 内燃機関の吸気弁を開閉する第１の従動軸に駆動軸の駆動力を伝達し、前記駆動軸とともに回転する第１の駆動側回転体、および前記第１の従動軸とともに回転する第１の従動側回転体を有する第１の駆動力伝達手段と、
   前記内燃機関の排気弁を開閉する第２の従動軸に駆動軸の駆動力を伝達し、前記駆動軸とともに回転する第２の駆動側回転体、および前記第２の従動軸とともに回転する第２の従動側回転体を有し、前記第１の駆動力伝達手段よりも大きな作動力を有する第２の駆動力伝達手段とを備え、
   前記第１および第２の駆動力伝達手段により前記駆動軸と前記第１および第２の従動軸とを相対的に回動させ、前記吸気弁および排気弁の開閉時期を調整することを特徴とする内燃機関用バルブタイミング調整装置。
2. 前記第１の駆動力伝達手段は、流体圧力が作用することにより前記第１の駆動側回転体と前記第１の従動側回転体とを相対回動させる第１の受圧面を有し、
   前記第２の駆動力伝達手段は、流体圧力が作用することにより前記第２の駆動側回転体と前記第２の従動側回転体とを相対回動させる第２の受圧面を有し、
   前記第１の受圧面は、前記第２の受圧面よりも受圧面積が小さいことを特徴とする請求項１記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置。
3. 前記第１の駆動力伝達手段は、前記第１の駆動側回転体と前記第１の従動側回転体とをヘリカルスプラインで結合する第１の歯車を有し、
   前記第２の駆動力伝達手段は、前記第２の駆動側回転体と前記第２の従動側回転体とをヘリカルスプラインで結合する第２の歯車を有し、
   前記第２の歯車のギア仕様は、前記第１の歯車のギア仕様よりもスラスト力が小さく設定されることを特徴とする請求項１または２記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置。
4. 前記第２の歯車は、前記第１の歯車よりもねじれ角度が小さいか、またはピッチ円径が大きいことを特徴とする請求項３記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置。

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