JP2010275990A - バルブタイミング可変機構付エンジン - Google Patents

Abstract

【課題】バランス機構を有するバルブタイミング可変機構付エンジンにおいて、エンジン始動直後からバルブ位相可変を行え、かつ、小型化及び軽量化を図れる構造を実現することである。
【解決手段】エンジン８２は、バランス機構８８と、２個のタイミングプーリ７２，７４と、遊星歯車式のバルブタイミング可変機構９０とを備える。バランス機構８８を構成する左右２個の２次バランサ４８，５０の回転速度は、クランク軸２０の回転速度の２倍とする。２個の２次バランサ４８，５０のうち、一方のバランサ４８により伝達部材７６を介して各タイミングプーリ７２，７４を駆動する。バルブタイミング可変機構９０を構成するサンギヤがタイミングプーリ７２，７４と同期して駆動され、プラネタリギヤを支持するキャリアによりカム軸が同期して駆動され、リングギヤ部材が電動モータ１０８により駆動される。
【選択図】図２

Description

本発明は、バランス機構を有する、２つの気筒間での位相差がクランク角で３６０度である、４サイクルの２気筒型、または単気筒型のバルブタイミング可変機構付エンジンに関する。

従来から小型の自動車や自動二輪車等において、２気筒型や単気筒型のエンジンを使用することが行われている。また、現在、市販化されているシリンダヘッドが１つの直列２気筒型のエンジンの多くは二輪車用であり、しかも２つの気筒間での位相差がクランク角で１８０度のものが一般的である。例えば、図７は、４サイクルの２気筒型エンジンの従来構造の第１例を略示する図である。図７に示す２気筒型のエンジン１０は、２つの気筒間での位相差がクランク角で１８０度である、４サイクルエンジンである。この場合、例えば、２つの気筒のうち、片側の気筒、すなわちシリンダ孔１２内を移動するピストン１４が上死点に位置すれば、他側の気筒、すなわちシリンダ孔１６内を移動するピストン１８が下死点に位置する。ただし、このような構造では、前後方向（本明細書全体で、「前後方向」とはクランク軸２０の回転中心軸と平行な方向であり、ｙ軸方向をいう。以下同じ。）に離れた２気筒で、燃焼サイクルがずれて動作するため、１次振動によるモーメントが生じる等により、振動が残りやすい。

また、２気筒型エンジンでの振動の発生を抑制するために、図８に示すような２気筒型エンジンも開発され、一部で市販化されている。図８は、４サイクルの２気筒型エンジンの従来構造の第２例を略示する図である。図８に示す２気筒型のエンジン１０ａは、２つの気筒間での位相差がクランク角で３６０度である、４サイクルエンジンである。この場合、例えば、２つの気筒のうち、片側の気筒であるシリンダ孔１２内を移動するピストン１４が上死点（または下死点）に位置すれば、他側の気筒であるシリンダ孔１６内を移動するピストン１８も上死点（または下死点）に位置する。また、この場合も、前後方向に離れた２気筒で、燃焼サイクルがずれて動作する。また、クランク軸２０の２個所位置にコンロッド２２が連結され、それぞれのコンロッド２２の先端部にピストン１４，１８が連結されている。また、クランク軸２０の２個のコンロッド２２間に、各コンロッド２２と反対側に延びるように錘ピストン用コンロッド２４が連結されている。錘ピストン用コンロッド２４の先端部に錘ピストン２６が連結され、筒状の案内部２８内に錘ピストン２６を往復移動可能としている。

このようなエンジン１０ａの場合、振動の発生を抑制するためには錘ピストン２６の質量をピストン１４，１８の２個分の質量とする必要があり、エンジン１０ａ全体の重量が増加し、さらに、案内部２８内に錘ピストン２６を往復移動させるため、摩擦力も大きくなる。さらには、ピストン１４，１８，２６の数が増えるため、エンジン１０ａの高回転時にピストン１４，１８，２６の慣性力によって生じる回転変動やトルク変動も増加する。

これに対して、図８に示す構造において、錘ピストン２６及び錘ピストン用コンロッド２４を省略するとともに、２気筒エンジンで生じる振動を、回転する１次バランサ及び２次バランサ等により打ち消す、バランス機構を有するエンジンも考えられている。また、このようなエンジンにバルブタイミング可変機構を設けることも考えられている。図９は、バランス機構を有する、４サイクルの２気筒型バルブタイミング可変機構付エンジンの従来から考えられている構造の１例を略示する図である。図１０は、図９の左右方向片側から他側に見た略透視図である。図１１は、カウンタウェイトのオーバーバランス率の算出方法を説明するための図である。図１２は、図９のエンジンにおいて、２個のタイミングプーリをクランク軸により駆動する様子を示す図である。図１３は、図１２の吸気カム軸側のタイミングプーリに組み付けるバルブタイミング可変機構を示す略透視斜視図である。まず、図９、図１０を用いてバランス機構について説明する。なお、図９、図１０に示すエンジン１０ｂでは、ピストン１４，１８及びコンロッド２２の上下方向の往復運動による振動を打ち消すために、この振動を、エンジン１０ｂの回転数Ｒと同じ回転数で、エンジン１０ｂの回転と同じ周期で生じる１次振動と、エンジン１０ｂの回転の１／２の周期で生じる、すなわち、エンジン１０ｂの単位時間当たりの回転数Ｒの２倍の振動数２Ｒで往復振動する２次振動とに分離し、それぞれの振動を取り除くために、エンジン１０ｂに、カウンタウェイト３０と１次バランサ３２と２次バランサ４８，５０とを設けている。

カウンタウェイト３０は、クランク軸２０の軸方向複数個所の、クランク軸２０の回転中心軸に関してコンロッド２２の取付部とは反対側に取り付けている。また、１次バランサ３２は、クランク軸２０と平行に配置し、かつ、クランク軸２０の回転方向と逆方向に回転する。このために、１次バランサ３２に固定した１次バランサギヤ３６とクランク軸２０に固定したクランク軸ギヤ３８とを噛合させることにより歯車機構４０を構成している。また、１次バランサ３２の径方向片側に偏った部分にバランサウェイト４１を設けている。クランク軸２０のクランク軸ギヤ３８と同じ側の端部（図９の右端部）に、フライホイール４２を取り付けている。また、図１０に示すように、クランク軸ギヤ３８に連接ギヤ４４を噛合させ、連接ギヤ４４に反転ギヤ４６を噛合させている。また、連接ギヤ４４と反転ギヤ４６とに、それぞれ２次バランサ４８，５０に固定した左右２個の２次バランサギヤ５２，５４を噛合させている。なお、本明細書全体及び特許請求の範囲で「左右」とは特に断らない限り、エンジンをクランク軸２０に対し直交する仮想平面で見た場合の左右をいい、図１０、図１２、後述する図２の左右をいう。図９に示すように、２次バランサ４８（図１０に示す２次バランサ５０も同様）の軸部５６は、クランク軸２０と平行に配置されている。また、２次バランサ４８,５０の径方向片側に偏った部分にバランサウェイト５８を設けている。また、２次バランサギヤ５２，５４の歯数は、クランク軸ギヤ３８、連接ギヤ４４、及び反転ギヤ４６の歯数の１／２としている。この構成により、左右２個の２次バランサ４８，５０は、クランク軸２０により、各バランサ４８,５０の回転速度がクランク軸２０の２倍の回転速度となるように駆動される。このため、２個の２次バランサ４８，５０の角速度は、クランク軸２０の角速度ωの２倍である２ωとなる。また、左右２個の２次バランサ４８，５０は、互いに逆方向に回転する。また、カウンタウェイト３０と１次バランサ３２とのオーバーバランス率を、それぞれ５０％としている。

次に、オーバーバランス率の定義を図１１を用いて説明する。すなわち、１気筒当たりの、クランク軸２０、ピストン１４（１８）、コンロッド２２の慣性力は、ピストン１４（１８）及びコンロッド２２の小端部を含む往復運動部の慣性力Ｆ１と、クランク軸２０を構成するクランクピン６０及びコンロッド２２の大端部を含む回転運動部の慣性力Ｆ２とに分けて考えることができ、回転運動部の慣性力Ｆ２をカウンタウェイト３０によって打ち消すことができる。また、往復運動部の１次の慣性力を図９、図１０に示す１次バランサ３２によって打ち消すことができ、上下方向、すなわちｚ軸方向の２次の慣性力だけが残る。また、カウンタウェイト３０のオーバーバランス率ＯＢＲ［％］は、以下の（１）〜（３）式で表される。

ＯＢＲ＝（ｍ_w×ｒ_w−ｍｒ_w0）／（ｍｒ_w100−ｍｒ_w0）×１００ ・・・（１）
ｍ_rw0＝ｍ_q×α_c×ｒ＋ｍ_c×ｒ_c ・・・（２）
ｍ_rw100＝ｍ_p×ｒ＋ｍ_q×ｒ＋ｍ_c×ｒ_c ・・・（３）

ここで、（１）〜（３）式において、ｍ_pはピストン１４（１８）の質量、ｍ_qはコンロッド２２の質量、α_cはコンロッド２２小端部からコンロッド２２重心Ｑまでの距離ｌ_cとコンロッド長ｌとの比（＝ｌ_c／ｌ）、ｍ_cはクランク軸２０のカウンタウェイト３０を除く質量、ｒ_cはクランク軸２０のカウンタウェイト３０を除く重心とクランク軸２０の回転中心との距離、ｍ_wはカウンタウェイト３０の質量、ｒ_wはカウンタウェイト３０の重心とクランク軸２０の回転中心との距離、ｒはクランク半径（半ストローク）である。

例えば、オーバーバランス率ＯＢＲが０％である場合、エンジンの左右方向であるｘ軸方向の全体の慣性力は常に０となるが、エンジン上下方向であるｚ軸方向の慣性力が残る。また、オーバーバランス率ＯＢＲが１００％の場合、ｚ軸方向の１次慣性力が常に０となり、ｚ軸方向の２次慣性力及びｘ軸方向の慣性力は残る。これに対して、オーバーバランス率ＯＢＲが５０％の場合、ｘ軸方向及びｚ軸方向の慣性力はそれぞれ残るが、ｘ軸方向の慣性力はオーバーバランス率１００％の場合よりも小さくなり、ｚ軸方向の慣性力はオーバーバランス率０％の場合よりも小さくなる。

そして、図９、図１０に示したバランサ機構を有するエンジン１０ｂでは、１次振動の５０％をクランク軸２０に取り付けたオーバーバランス率５０％のカウンタウェイト３０で相殺し、残り５０％をクランク軸２０と逆方向に回転する１次バランサ３２により相殺している。また、エンジン１０ｂの２次振動は、クランク軸２０の２倍の速度で回転する左右２個の２次バランサ４８，５０によって相殺している。

次に、エンジン１０ｂに組み付けたバルブタイミング可変機構について、図１２、図１３を用いて説明する。バルブタイミング可変機構は、エンジン１０ｂの吸気バルブの開閉タイミングの、排気バルブの閉開タイミングに対するずれ量を、運転状況に応じて変更するために使用する。図１２に示すように、エンジン１０ｂには、シリンダヘッド６２に吸気バルブ６４と排気バルブ６６とを駆動可能に組み付けている。また、シリンダヘッド６２に各バルブ６４，６６をそれぞれ駆動するための、各気筒ごとに２本の吸気カム軸６８（図１３）と排気カム軸（図示せず）とを設けている。そして、吸気側、排気側ともにバルブリフトの位相を、連続的に可変となるようにしている。このために、クランク軸２０に固定したクランク軸プーリ７０と吸気、排気両カム軸６８に連結した左右２個のタイミングプーリ７２，７４とに、タイミングベルトまたはタイミングチェーンである伝達部材７６を掛け渡し、クランク軸プーリ７０により２個のタイミングプーリ７２，７４を駆動可能としている。伝達部材７６は、テンショナ７８により張力が付与される。また、クランク軸プーリ７０の歯数に対し、各タイミングプーリ７２，７４の歯数を２倍とし、各タイミングプーリ７２，７４の回転速度をクランク軸プーリ７０の回転速度の１／２に減速している。

また、各タイミングプーリ７２，７４にバルブタイミング可変機構８０（図１３）を組み付けている。バルブタイミング可変機構８０は、外側プーリと内側プーリとを径方向に関して２重に組み合わせて、外側、内側両プーリの位相差を油圧室の容積を変える等により変更可能としている。図１３に示す構造は、油圧式と呼ばれる油圧を用いる構造のうち、特に油圧ベーン式と呼ばれる構造で、多く市販化されている。

また、近年は、特許文献１から特許文献４に記載されているように、油圧式に代わる構造として、遊星歯車式と呼ばれるバルブタイミング可変機構も提案されている。特許文献１から特許文献４には、遊星歯車機構のリングギヤを、クランク軸等の回転軸から動力が入力される入力側として使用し、プラネタリギヤを支持するキャリアをカム軸側に動力を出力する出力側として使用し、サンギヤをサーボコントロールされる、または位相可変用のモータにより駆動する、リングギヤ入力・キャリア出力型のバルブタイミング可変機構が記載されている（特許文献１の図２、図３等参照）。また、特許文献１には、遊星歯車機構のサンギヤを、回転軸から動力が入力される入力側として使用し、プラネタリギヤを支持するキャリアをカム軸側に動力を出力する出力側として使用し、リングギヤをサーボモータによって回転させる、サンギヤ入力・キャリア出力型のバルブタイミング可変機構も記載されている（特許文献１の図１参照）。

米国特許第４７４７３７５号明細書 特開平１１−１５３００８号公報 特開２００１−２４８４１０号公報 特開平４−２３２３１２号公報

従来技術の組み合わせでバランス機構を有する２気筒エンジンを構成しようとすると、図９、図１０に示すように、クランク軸２０の前後方向であるｙ軸方向の両端側のそれぞれに、吸気カム軸６８及び排気カム軸を駆動させるタイミングプーリ７２（７４）駆動用の駆動機構と、１次バランサ３２及び２次バランサ４８，５０の駆動機構とを設ける必要がある。このため、エンジン１０ｂの前後方向の全長（図９の左右方向長さ）が大きくなりやすい。また、クランク軸プーリ７０とタイミングプーリ７２，７４との歯数の比を１：２として、クランク軸２０の回転速度を減速してタイミングプーリ７２，７４に伝達する。このため、各タイミングプーリ７２，７４の直径が大きくなることに加え、シリンダヘッド６２の上端部付近からエンジン１０ｂ下端部付近のクランク軸２０までベルトまたはチェーンである伝達部材７６を掛け渡す必要があり、伝達部材７６が長くなり、伝達部材７６を配置するための大きな空間が必要となる。このため、エンジン１０ｂの小型化及び軽量化を図る面から改良の余地がある。

また、図１３に示すような油圧式のバルブタイミング可変機構８０を採用する場合には、エンジン１０ｂ始動後、オイル温度が十分に上昇し、油圧が十分に上昇するまでは、バルブ６４，６６の位相可変を行えないため、改良の余地がある。

これに対して、上記の特許文献１から特許文献４に記載された従来構造の遊星歯車式のバルブタイミング可変機構を採用する場合には、モータでバルブの位相可変を行えるので、エンジン始動時にバルブ位相可変の作動が遅れるという不都合は生じない。また、遊星歯車機構を構成するギヤを、入力側である２次バランサによりベルト等の伝達部材を介して駆動させる構成によれば、エンジンの前後方向の同じ側にのみ、タイミングプーリ駆動用の駆動機構と、１次バランサ及び２次バランサの駆動機構とを設けることができる。このため、エンジンの前後方向全長を短くできるとともに、伝達部材の長さ及び伝達部材を配置するのに必要な空間を小さくできる可能性がある。ただし、上記の特許文献１から特許文献４に記載された従来構造の遊星歯車式のバルブタイミング可変機構で、遊星歯車機構を構成するギヤを、入力側である２次バランサにより伝達部材を介して駆動させる場合、それぞれ次の解決すべき課題が残る。

まず、上記の特許文献１の図２、図３等に記載された、リングギヤ入力・キャリア出力型のバルブタイミング可変機構の場合、サンギヤの歯数をａとし、プラネタリギヤの歯数をｂとし、リングギヤの歯数をｃとすると、減速比である（入力側速度）／（出力側速度）は、（ａ＋ｃ）／ｃとなる。一方、上記のように、遊星歯車機構を構成するギヤを、入力側として２次バランサにより伝達部材を介して駆動させる場合において、リングギヤ入力型のバルブタイミング可変機構を採用すると、２次バランサはクランク軸の２倍の回転速度で回転するので、遊星歯車機構で入力側の速度を１／４に減速させてカム軸を駆動する必要がある。ただし、上記の減速比の関係から明らかなように、リングギヤの歯数に対し、リングギヤの歯数とサンギヤの歯数との和を４倍にすることは現実的には困難である。

一方、上記の特許文献１の図１等に記載されたサンギヤ入力・キャリア出力型のバルブタイミング可変機構では、サンギヤの歯数をａとし、リングギヤの歯数をｃとして、減速比は、（ａ＋ｃ）／ａとなり、十分に高い、すなわち遊星歯車機構上、最大の減速比を実現することができる。また、この機構では、サンギヤの歯数ａを一定にしたときのリングギヤの径を最小にできる。ただし、特許文献１に記載されたサンギヤ入力・キャリア出力型のバルブタイミング可変機構では、サンギヤを具体的にエンジン構成要素のいずれで駆動するのかが明示されていない。仮に、サンギヤをクランク軸等によりクランク軸と等速で駆動させるとすると、４サイクルエンジンでは遊星歯車機構で減速比を２とする、すなわち入力側の速度を１／２に減速させて出力する必要があるのに対し、サンギヤの歯数ａとリングギヤの歯数ｃとを同じにしなくてはならず現実的に実現できない。これに対して、特許文献１に記載されたサンギヤ入力・キャリア出力型のバルブタイミング可変機構では、クランク軸の回転速度以上で回転する入力軸からの動力をサンギヤに入力することすら記載されていない。しかも、リングギヤ及びサンギヤの具体的な保持方法も開示されていない。このため、遊星歯車式バルブタイミング可変機構を用いる４サイクルエンジンの実現可能な具体的構造が開示されていない。

このように従来は、バランス機構を有する、４サイクルの直列２気筒のバルブタイミング可変機構付エンジンで、エンジン始動直後からバルブ位相可変を行え、かつ、小型化及び軽量化を図れる構造を実現することが考えらていなかった。また、上記では直列２気筒エンジンについて説明したが、単気筒エンジンの場合も同様の不都合が生じる。

本発明の目的は、バランス機構を有する、４サイクルの直列２気筒型、または単気筒型のバルブタイミング可変機構付エンジンにおいて、エンジン始動直後からバルブ位相可変を行え、かつ、小型化及び軽量化を図れる構造を実現することである。

本発明に係るバルブタイミング可変機構付エンジンは、バランス機構を有する、２つの気筒間での位相差がクランク角で３６０度である、４サイクルの直列２気筒型、または単気筒型のバルブタイミング可変機構付エンジンであって、バランス機構は、ピストン及びコンロッドが往復運動する際に生じる慣性力のうち、クランク軸の回転と同じ周期で生じる１次振動と、クランク軸の回転の１／２の周期で生じる２次振動とを取り除くために設けられ、カウンタウェイトと、１次バランサと、左右２個の２次バランサとを備え、カウンタウェイトは、クランク軸に取り付けられており、１次バランサは、クランク軸により歯車機構を介してクランク軸の回転方向とは逆方向に回転され、左右２個の２次バランサは、クランク軸により第２歯車機構を介して、それぞれ左右２個同士で互いに逆方向に回転され、かつ、各２次バランサの回転速度がクランク軸の回転速度の２倍であり、さらに、シリンダヘッドに支持され、２個の２次バランサのうち、一方のバランサにより伝達部材を介して駆動される２個のタイミングプーリと、各タイミングプーリの少なくとも一方のタイミングプーリ及び電動モータにより駆動される遊星歯車式のバルブタイミング可変機構と、を備え、バルブタイミング可変機構を構成するサンギヤが一方のタイミングプーリと同期して駆動され、バルブタイミング可変機構を構成するプラネタリギヤを支持するキャリアにより弁駆動用カム軸がキャリアと同期して駆動され、バルブタイミング可変機構を構成するリングギヤ部材が電動モータにより駆動されるように構成されていることを特徴とするバルブタイミング可変機構付エンジンである。

本発明に係るバルブタイミング可変機構付エンジンによれば、各タイミングプーリの少なくとも一方のタイミングプーリ及び電動モータにより駆動される遊星歯車式のバルブタイミング可変機構を備え、バルブタイミング可変機構を構成するサンギヤが一方のタイミングプーリと同期して駆動され、バルブタイミング可変機構を構成するプラネタリギヤを支持するキャリアにより弁駆動用カム軸がキャリアと同期して駆動され、バルブタイミング可変機構を構成するリングギヤ部材が電動モータにより駆動されるように構成されているので、一方のタイミングプーリの駆動により、弁駆動用カム軸が駆動される。しかも、電動モータの駆動により、２次バランサと第２歯車機構とを介して一方のタイミングプーリを駆動するクランク軸の位相に対する、弁駆動用カム軸の位相が変化するので、バルブタイミング可変機構の機能を発揮できる。しかも、エンジン始動直後からバルブ位相可変を行え、バルブタイミング可変機構を油圧を利用した機構により実現する場合と異なり、油圧が上昇するまでバルブ位相可変を行えないことがない。

例えば、走行用モータとエンジンとを車両の駆動源として備えるハイブリッド車両の従来構造では、走行時にエンジンの始動回数が増えるため、エンジン始動時の触媒活性化までのタイムラグが排出ガス浄化を向上させる上での課題となっている。しかも、エンジン負荷が低くなる小型軽量車両では、この課題を解消することに対する要求がさらに高くなっている。従来技術の油圧式のバルブタイミング可変機構、例えば油圧ベーン式のバルブタイミング可変機構の場合には、エンジン始動後、オイル温度が十分に上昇し、油圧が十分に上昇するまで、バルブ位相の可変を行えなかった。このような理由により、エンジン始動時での触媒活性化までの時間が長くなる可能性があった。これに対して、本発明のエンジンによれば、電動モータによるバルブ位相可変により、エンジン始動直後からバルブ位相を変更でき、触媒の早期活性化が可能となる。このため、エンジン始動時の触媒活性化までのタイムラグを短くでき、排出ガス浄化の向上を図れる。特に、ハイブリッド車両用のエンジンに本発明のエンジンを適用すれば、本発明により得られる効果がより顕著になる。

さらに、２気筒型または単気筒型で、バランス機構と、バルブタイミング可変機構とを一体化した構造を実現できるため、エンジンの小型化及び軽量化を図れる。また、エンジンの前後方向に関して片側のみに、タイミングプーリ駆動用の駆動機構と、１次バランサ及び２次バランサの駆動機構とを設けることができるため、エンジンの前後方向の全長を短くでき、伝達部材の長さ及び伝達部材を配置するための空間を小さくできる。また、１次バランサ及び２次バランサにより、ピストン及びコンロッドが往復運動する際に生じる振動のうち、１次振動だけでなく２次振動も抑制できる。

また、本発明に係るバルブタイミング可変機構付エンジンにおいて、好ましくは、リングギヤ部材に設けたリングギヤの歯数は、サンギヤの歯数の３倍としている。

また、本発明に係るバルブタイミング可変機構付エンジンにおいて、好ましくは、リングギヤ部材の周囲に設けられ、内側にリングギヤ部材を相対回転可能に保持するリングギヤホルダを備え、電動モータは、リングギヤホルダに取り付けられ、電動モータの回転軸とリングギヤ部材の外周面との間にラックピニオン機構を設けることにより、リングギヤ部材を電動モータにより駆動可能とする。

本発明のバルブタイミング可変機構付エンジンによれば、バランス機構を有する、４サイクルの直列２気筒型、または単気筒型のバルブタイミング可変機構付エンジンにおいて、エンジン始動直後からバルブ位相可変を行え、かつ、小型化及び軽量化を図れる。

本発明の第１の実施の形態に係る直列２気筒のバルブタイミング可変機構付エンジンを示す略断面図である。 図１の右方から左方に見た略透視図である。 図２のＡ−Ａ断面図である。 図１のエンジンにおいて、バランス機構を構成する複数の要素の角速度の関係を示す図である。 本発明の第２の実施の形態に係る単気筒のバルブタイミング可変機構付エンジンを示す略断面図である。 図５のエンジンにおいて、クランク軸の回転が複数の要素に伝達される様子を示す図２に対応する図である。 ４サイクルの２気筒型エンジンの従来構造の第１例を略示する図である。 ４サイクルの２気筒型エンジンの従来構造の第２例を略示する図である。 バランス機構を有する、４サイクルの２気筒型バルブタイミング可変機構付エンジンの従来から考えられている構造の１例を略示する図である。 図９の左右方向片側から他側に見た略透視図である。 カウンタウェイトのオーバーバランス率の算出方法を説明するための図である。 図９のエンジンにおいて、２個のタイミングプーリをクランク軸により駆動する様子を示す図である。 図１２の吸気カム軸側のタイミングプーリに組み付けるバルブタイミング可変機構を示す略透視斜視図である。

［本発明に係る第１の実施の形態］
以下、本発明に係る実施の形態を図面にしたがって説明する。図１は、本発明の第１の実施の形態に係る直列２気筒のバルブタイミング可変機構付エンジンを示す略断面図である。図２は、図１の右方から左方に見た略透視図である。図３は、図２のＡ−Ａ断面図である。図４は、図１のエンジンにおいて、バランス機構を構成する複数の要素の角速度の関係を示す図である。

本実施形態に係るバルブタイミング可変機構付エンジンであるエンジン８２は、２つの気筒間での位相差がクランク角で３６０度である、４サイクルの直列２気筒型で、直列に２個配列されたシリンダ孔１２，１６を有するシリンダブロック８４と、シリンダブロック８４の上部に取り付けられたシリンダヘッド６２と、シリンダブロック８４の下部に取り付けられた図示しないクランクケースと、各シリンダ孔１２，１６を往復移動する２個のピストン１４，１８と、各ピストン１４，１８に連結されたコンロッド２２と、コンロッド２２が連結されたクランク軸２０とを備える。クランク軸２０は、長さ方向複数個所に設けたクランクジャーナル８６を、図示しない軸受（メタル）によってクランク室内に回転可能に支持している。

エンジン８２は、バランス機構８８と、２つの遊星歯車式のバルブタイミング可変機構９０とを備える。エンジン８２は、２つの気筒間での位相差がクランク角で３６０度であるので、２つの気筒のうち、片側（図１の左側）の気筒、すなわちシリンダ孔１２内を移動するピストン１４が上死点（または下死点）に位置すれば、他側（図１の右側）のシリンダ孔１６内を移動するピストン１８も上死点（または下死点）に位置する。また、前後方向に離れた２気筒で、燃焼サイクルがずれて動作する。例えば、片側の気筒が排気終了で吸気開始時点であれば、他側の気筒は圧縮終了で燃焼直前時点となる。また、シリンダヘッド６２には、２個のタイミングプーリ７２，７４が回転可能に支持され、タイミングベルトまたはタイミングチェーンである伝達部材７６により駆動可能としている。なお、本実施の形態の特徴は、バランス機構８８の配置関係と、バルブタイミング可変機構９０の構造と、バルブタイミング可変機構９０を駆動するための構造とに工夫した点にあり、上記の図９から図１３に示した従来から考えられている構造と同等部分の要素には同一符号を付している。また、図１，２，４（後述する図５、図６も同様）において、シリンダ孔１２，１６の中心軸及びクランク軸２０の回転中心軸と直交する左右方向の軸をｘ軸、クランク軸２０の回転中心軸と一致する前後方向の軸をｙ軸、ｘ軸及びｙ軸に対し直交する上下方向の軸をｚ軸としている。

バランス機構８８は、ピストン１４，１８及びコンロッド２２が上下方向に往復運動する際に生じる上下方向（図１，２のｚ軸方向）の慣性力のうち、クランク軸２０の回転と同じ周期で生じる１次振動と、クランク軸２０の回転の１／２の周期で生じる、すなわちクランク軸２０の単位時間当たりの回転数の２倍で往復振動する２次振動とを取り除くために設けている。このために、バランス機構８８は、複数のカウンタウェイト３０と、１次バランサ３２と、左右２個の２次バランサ４８，５０とを備える。カウンタウェイト３０は、クランク軸２０の長さ複数個所で、各コンロッド２２の端部を連結するクランクピン６０（図２）の両側に連結された２個ずつのクランクアーム９２の、クランク軸２０の回転中心軸を挟んで各クランクピン６０と反対側に取り付けている。カウンタウェイト３０は、クランクアーム９２と一体形成することにより、クランク軸２０に取り付けることもできる。また、クランク軸２０の一端部（図１の左端部）に、フライホイール４２を取り付けている。

１次バランサ３２は、クランク軸２０の下側にクランク軸２０と平行に、図示しないクランクケースまたはクランクケースに固定の部分に回転可能に配置している。また、図２に示すように、１次バランサ３２は、クランク軸２０の回転方向と逆方向に、クランク軸２０の速度と同じ速度で回転するようにしている。このために、１次バランサ３２に固定した１次バランサギヤ３６と、クランク軸２０に固定したクランク軸ギヤ３８とを噛合させることにより歯車機構４０を構成している。図１に示すように、クランク軸ギヤ３８は、クランク軸２０のフライホイール４２と反対側の端部に固定している。また、１次バランサ３２の径方向に偏った部分に、バランサウェイト４１を取り付けている。バランサウェイト４１は、クランク軸２０及び１次バランサ３２の回転にかかわらず、右左方向（図２のｘ方向）に関してカウンタウェイト３０と反対側で、かつ、それぞれの回転中心軸に対し上下方向（図１，２のｚ方向）の同じ側に位置するように取り付けられている。この結果、１次バランサ３２は、クランク軸２０により歯車機構４０を介してクランク軸２０の回転方向とは逆方向に、クランク軸２０の速度と同じ速度で回転する。

また、シリンダブロック８４（図１）に、図２に示すように、右左２個の２次バランサ４８，５０を回転可能に支持している。また、各２次バランサ４８，５０の、前後方向（ｙ軸方向）に関してクランク軸ギヤ３８と同じ側の端部に、２次バランサギヤ５２，５４を設けている。また、２個の２次バランサ４８，５０のうち、一方の２次バランサ４８の、前後方向に関して２次バランサギヤ５２と同じ側の端部に、２次バランサプーリ９４を設けている。２次バランサプーリ９４は、２個の２次バランサ４８，５０のうち、一方の２次バランサ４８ではなく、他方の２次バランサ５０に設けることもできる。

また、各２次バランサ４８，５０の中間部に右左方向（ｘ軸方向）に関して２個の２次バランサ４８，５０同士で反対側に位置するように、バランサウェイト５８を取り付けている。また、シリンダブロック８４（図１）に、図２に示すように、それぞれ回転可能な連接ギヤ４４と、連接ギヤ４４に噛合する反転ギヤ４６とを支持している。連接ギヤ４４は、２個の２次バランサギヤ５２，５４のうち、一方の２次バランサギヤ５２と、クランク軸ギヤ３８とに噛合させている。反転ギヤ４６は、２個の２次バランサギヤ５２，５４のうち、他方の２次バランサギヤ５４と、連接ギヤ４４とに噛合させている。また、各２次バランサギヤ５２，５４の歯数を、連接ギヤ４４、反転ギヤ４６、クランク軸ギヤ３８それぞれの歯数の１／２としている。この結果、左右２個の２次バランサ４８，５０は、クランク軸２０からクランク軸２０の２倍の回転速度で回転するように、かつ、２個の２次バランサ４８，５０同士で逆方向に回転するように駆動される。

また、カウンタウェイト３０と１次バランサ３２とのオーバーバランス率は、上記の図９、図１０に示した構造と同様に、それぞれ５０％としている。また、クランク軸ギヤ３８、連接ギヤ４４、反転ギヤ４６、及び、２個の２次バランサギヤ５２，５４により、第２歯車機構９６を構成している。

また、タイミング駆動プーリである２次バランサプーリ９４と、２個のタイミングプーリ７２，７４とに伝達部材７６を掛け渡すことにより、一方の２次バランサ４８により伝達部材７６を介して各タイミングプーリ７２，７４を駆動可能としている。２次バランサプーリ９４と、各タイミングプーリ７２，７４との歯数は同じとしている。

また、２つの遊星歯車式のバルブタイミング可変機構９０のそれぞれは、図３に示すように、サンギヤ９８と、リングギヤ部材であるリングギヤ筒部材１００と、複数のプラネタリギヤ１０２と、キャリア１０４と、リングギヤホルダ１０６と、電動モータ１０８と、ラックピニオン機構１１０とを備える。

サンギヤ９８は、タイミングプーリ７４を連結したプーリ軸１１２の、タイミングプーリ７４と反対側端部外周面に設けている。また、プーリ軸１１２の中間部の径方向外側周囲に、リングギヤ筒部材１００の軸方向片側部分（図３の右側部分）を回転可能に支持している。リングギヤ筒部材１００の軸方向他側部分（図３の左側部分）に設けた筒部の内周面にリングギヤ１１４を一体に設けている。そして、サンギヤ９８とリングギヤ１１４との間に、複数のプラネタリギヤ１０２を噛合させている。リングギヤ１１４の歯数は、サンギヤ９８の歯数の３倍としている。リングギヤ筒部材１００の軸方向片側部分の上側の一部外周面に、ラックギヤ１１６を設けている。

吸気弁用及び排気弁用のそれぞれの弁駆動用カム軸である、吸気カム軸（図示せず）と排気カム軸１２０との、各タイミングプーリ７４（または７２）側の端部に、キャリア１０４を一体に設けており、キャリア１０４により複数のプラネタリギヤ１０２を回転可能に支持している。各カム軸１２０が回転すると、各カム軸１２０に設けたカムが回転することで、カムと係合する吸気バルブ６４（または排気バルブ６６）がばねの弾力に抗して押し下げられ、開弁する。ばねは、各バルブ６４，６６に閉弁する方向に弾力を付与する。

また、シリンダヘッド６２の前後方向（図３の左右方向）片側に有底筒状のリングギヤホルダ１０６の端部を固定している。そして、リングギヤホルダ１０６の内側に、リングギヤ筒部材１００を相対回転可能に保持している。リングギヤホルダ１０６を構成する底板部１２２は、リングギヤ筒部材１００の軸方向片側面に軸方向に対向させている。そして、リングギヤ筒部材１００は、リングギヤホルダ１０６により、エンジン８２の前後方向及び上下方向の移動を不能に保持されている。リングギヤ１１４とサンギヤ９８とが、同軸の２重軸構造となり、伝達部材７６の張力によりサンギヤ９８に加わる力は、リングギヤ筒部材１００を介してリングギヤホルダ１０６が受けるようにしている。

電動モータ１０８は、位相制御用モータであり、リングギヤホルダ１０６の外側に取り付けており、電動モータ１０８の回転軸の端部に設けたピニオンギヤ１２４を、リングギヤ筒部材１００に設けたラックギヤ１１６に係合させている。ラックギヤ１１６とピニオンギヤ１２４とにより、電動モータ１０８の回転軸とリングギヤ筒部材１００との間に設けるラックピニオン機構１１０を構成している。この結果、各バルブタイミング可変機構９０を構成するサンギヤ９８は、対応するタイミングプーリ７４と同期して駆動される。また、各キャリア１０４により対応するカム軸１２０がキャリア１０４と同期して駆動され、各リングギヤ１１４が対応する電動モータ１０８により駆動可能に構成される。そして、各タイミングプーリ７４及び各電動モータ１０８により各バルブタイミング可変機構９０が駆動される。

このようなエンジン８２は、次のように作用する。まず、バランス機構８８の作用について図１，２，４を用いて説明する。まず、上記の図９、図１０に示した構造の場合と同様に、ピストン１４，１８及びコンロッド２２の上下方向の往復運動による振動を、エンジン８２の回転数Ｒと同一回転数で、エンジン８２の回転と同じ周期で生じる１次振動と、エンジン８２の回転の１／２の周期で生じる、すなわち、エンジン８２の単位時間当たりの回転数の２倍の振動数２Ｒで往復振動する２次振動とに分離する。そして、１次振動の５０％をクランク軸２０に取り付けたオーバーバランス率５０％のカウンタウェイト３０で相殺し、残り５０％をクランク軸２０と逆方向に回転する１次バランサ３２により相殺する。具体的には、まずコンロッド２２が往復運動し、クランク軸２０が回転運動することで、図２の左右方向であるｘ方向に生じる角速度ωの周期の慣性力を完全に打ち消せるように、カウンタウェイト３０を設定する。このとき、オーバーバランス率は０％となる。なお、オーバーバランス率の定義は、上記の図１１を用いて説明した通りである。この状態では、ピストン１４，１８及びコンロッド２２が上下方向に往復運動することによって生じる上下方向の１次慣性力が１００％残る。このため、次に、その１次慣性力の５０％を相殺させるようにカウンタウェイト３０を大きくし、慣性力を増大させる。この場合には、カウンタウェイト３０の増大によって、５０％の慣性力と同じ大きさの左右方向である図２のｘ軸方向の慣性力が新たに生じる。

そして、上下方向の１次振動の慣性力の残りの５０％をクランク軸２０と逆方向に回転する１次バランサ３２により相殺する。１次バランサ３２は、クランク軸２０から歯車機構４０を介して駆動される。また、カウンタウェイト３０の増大によって新たに生じた左右方向の１次振動の慣性力は、クランク軸２０と逆方向に回転する１次バランサ３２の左右方向の慣性力により相殺される。ただし、クランク軸２０と１次バランサ３２とが、上下方向に関してずれた位置に存在するため、モーメントが残る。なお、本実施の形態では、１次バランサ３２を、クランク軸２０の真下に配置したが、１次バランサ３２は、クランク軸２０の左右方向片側の真横位置や斜め方向下側に配置するようにしてもよい。

また、ピストン１４，１８及びコンロッド２２の上下方向の往復運動による振動のうち、上下方向の２次振動の慣性力は、クランク軸２０の２倍の回転速度で回転する左右２個の２次バランサ４８，５０によって相殺する。左右２個の２次バランサ４８，５０は、クランク軸２０から連接ギヤ４４や反転ギヤ４６を介して駆動される。２個の２次バランサ４８，５０は、左右対称の関係にあるため、左右方向に生じる慣性力は相殺される。上下方向の慣性力の合力は、左右方向に関してシリンダ孔１２，１６の軸上に位置するため、ピストン１４，１８及びコンロッド２２の２次慣性力を完全に打ち消し、モーメントは生じない。

この場合、ｍ_pをピストンの質量、ｍ_qをコンロッドの質量、α_cをコンロッド小端部からコンロッド重心までの距離ｌ_cとコンロッド長ｌとの比（＝ｌ_c／ｌ）、コンロッド長ｌとクランク半径（半ストローク）ｒとの比を連稈比λとすると、左右２個の２次バランサ４８，５０の質量モーメントｍ_2Lｒ_2L、ｍ_2Rｒ_2Rは、次式で表される。
ｍ_2Lｒ_2L、ｍ_2Rｒ_2R＝ｒ／（８λ）×｛ｍ_p＋ｍ_q（１−α_c）｝ ・・・（４）

次に、バルブタイミング可変機構９０の作用について説明する。クランク軸２０が回転すると、その回転が第２歯車機構９６と一方の２次バランサ４８と、伝達部材７６とを介して、シリンダヘッド６２の外側に回転可能に組み付けられた各タイミングプーリ７２，７４に伝達される。また、２次バランサプーリ９４と、各タイミングプーリ７２，７４との歯数は同じとしているので、２次バランサプーリ９４と、各タイミングプーリ７２，７４とは、クランク軸２０の角速度ωの２倍の角速度２ωで回転する。

また、各タイミングプーリ７２，７４はサンギヤ９８に連結されているため、サンギヤ９８は、クランク軸２０の角速度ωの２倍の角速度２ωで回転する。また、サンギヤ９８の周りには複数のプラネタリギヤ１０２が配置され、各プラネタリギヤ１０２は、左右２個のカム軸１２０と同期して回転するキャリア１０４に支持される。また、プラネタリギヤ１０２の周りには、歯数がサンギヤ９８の歯数の３倍のリングギヤ１１４が配置されている。このため、キャリア１０４及びカム軸１２０は、サンギヤ９８の１／４の速度に減速されつつ回転する。この結果、各カム軸１２０は、クランク軸２０の角速度ωの１／２の角速度ω／２で回転する。

このようなエンジン８２によれば、各タイミングプーリ７２，７４及び各電動モータ１０８により駆動される遊星歯車式のバルブタイミング可変機構９０を備え、バルブタイミング可変機構９０を構成するサンギヤ９８が、対応するタイミングプーリ７２，７４と同期して駆動され、バルブタイミング可変機構９０を構成するプラネタリギヤ１０２を支持するキャリア１０４により、各カム軸１２０がキャリア１０４と同期して駆動される。また、リングギヤ筒部材１００が電動モータ１０８により駆動されるように構成されている。このため、クランク軸２０の回転に伴う各タイミングプーリ７２，７４の駆動により、各カム軸１２０が駆動される。しかも、電動モータ１０８の駆動によりクランク軸２０の位相に対する、各カム軸１２０の位相が変化するので、バルブタイミング可変機構９０の機能を発揮できる。すなわち、電動モータ１０８の駆動により、リングギヤ１１４の回転角度を自在に変更でき、バルブ位相を広範囲に連続的に変化させることができる。しかも、本実施の形態によれば、エンジン８２の始動直後からバルブ位相可変を行えるため、バルブタイミング可変機構を油圧を利用した機構により実現する場合と異なり、油圧が上昇するまでバルブ位相可変を行えないことがない。

例えば、走行用モータとエンジンとを車両の駆動源として備えるハイブリッド車両の従来構造では、走行時にエンジンの始動回数が増えるため、エンジン始動時の触媒活性化までのタイムラグが排出ガス浄化を向上させる上での課題となっている。しかも、エンジン負荷が低くなる小型軽量車両では、この課題を解消することに対する要求がさらに高くなっている。従来技術の油圧式のバルブタイミング可変機構、例えば油圧ベーン式のバルブタイミング可変機構の場合には、エンジン始動後、オイル温度が十分に上昇し、油圧が十分に上昇するまで、バルブ位相の可変を行えなかった。このような理由により、エンジン始動時での触媒活性化までの時間が長くなる要因となる可能性があった。

これに対して、本実施の形態のエンジン８２によれば、電動モータ１０８によるバルブ位相可変により、エンジン８２始動直後からバルブ位相を変更でき、触媒の早期活性化が可能となる。このため、エンジン８２始動時の触媒活性化までのタイムラグを短くでき、排出ガス浄化の向上を図れる。特に、ハイブリッド車両用のエンジン８２に本実施の形態のエンジン８２を適用すれば、本実施の形態により得られる効果がより顕著になる。

また、サンギヤ９８を入力側、キャリア１０４を出力側としてそれぞれ使用するので、サンギヤ９８の歯数及び径に対して、リングギヤ１１４の歯数及び径をそれぞれ最小に設定することが可能となる。このため、バルブタイミング可変機構９０の小型化を図れる。

さらに、２気筒型で、バランス機構８８と、バルブタイミング可変機構９０とを一体化した構造を実現できるため、エンジン８２の小型化及び軽量化を図れる。また、エンジン８２の前後方向に関して片側のみに、タイミングプーリ７２，７４駆動用の駆動機構と、１次バランサ３２及び２次バランサ４８，５０の駆動機構とを設けることができるため、エンジン８２の前後方向の全長を短くでき、伝達部材７６の長さ及び伝達部材７６を配置するための空間を小さくできる。

さらに、図１２、図１３に示した従来構造のように、クランク軸プーリ７０とタイミングプーリ７２，７４との歯数の比を利用して、クランク軸２０の回転速度をタイミングプーリ７２，７４に減速して伝達する必要がない。すなわち、本実施の形態では、各タイミングプーリ７２，７４と、クランク軸プーリに対応する２次バランサプーリ９４との歯数及び径を、それぞれ同じにでき、任意に設定できる。この面からも、各タイミングプーリ７２，７４の小型化を図れる。また、１次バランサ３２及び２次バランサ４８，５０により、ピストン１４，１８及びコンロッド２２が往復運動する際に生じる振動のうち、１次振動だけでなく２次振動も抑制できる。この結果、バランス機構８８を有する、４サイクルの直列２気筒型のバルブタイミング可変機構付のエンジン８２において、エンジン８２始動直後からバルブ位相可変を行え、かつ、小型化及び軽量化を図れる。なお、各タイミングプーリ７２，７４は、クランク軸２０の回転速度の２倍の速度で回転するため、伝達部材７６の移動速度を低く抑えるために、各タイミングプーリ７２，７４として歯数及び径の小さいものを使用することがより好ましい。

なお、本実施の形態では、バルブタイミング可変機構９０を２個のタイミングプーリ７２，７４側のそれぞれに設けているが、バルブタイミング可変機構９０は、２個のタイミングプーリ７２，７４の一方のプーリ側のみに設けることもできる。この場合、他方のプーリ側には電動モータを設けない単なる遊星歯車機構を組み付ける。したがって、位相可変を吸気側または排気側に対してのみ行える。

［第２の発明の実施の形態］
図５は、本発明の第２の実施の形態に係る単気筒のバルブタイミング可変機構付エンジンを示す略断面図である。図６は、図５のエンジンにおいて、クランク軸の回転が複数の要素に伝達される様子を示す図２に対応する図である。

本実施の形態は、本発明を単気筒型のエンジン８２ａに適用している。エンジン８２ａの基本構造自体は、上記の第１の実施の形態において、前後２個の気筒のうち、１個の気筒を省略した構造と同様である。すなわち、本実施の形態では、シリンダ孔１２、ピストン１４、コンロッド２２がそれぞれ１つずつとなり、その分、エンジン８２ａの前後方向（ｙ軸方向）の全長が小さくなる。その他の構成及び作用については、上記の第１の実施の形態と同様であるため、同等部分には同一符号を付して重複する説明を省略する。このような本実施の形態の場合も、第１の実施の形態の場合と同様に、バランス機構８８を有する、単気筒型のバルブタイミング可変機構付のエンジン８２ａにおいて、エンジン８２ａの始動直後からバルブ位相可変を行え、かつ、小型化及び軽量化を図れる。

以上、本発明を実施するための形態について説明したが、本発明はこうした実施形態に何等限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。

１０，１０ａ、１０ｂ エンジン、１２ シリンダ孔、１４ ピストン、１６ シリンダ孔、１８ ピストン、２０ クランク軸、２２ コンロッド、２４ 錘ピストン用コンロッド、２６ 錘ピストン、２８ 案内部、３０ カウンタウェイト、３２ １次バランサ、３４ ２次バランサ、３６ １次バランサギヤ、３８ ２次バランサギヤ、４０ 歯車機構、４１ バランサウェイト、４２ フライホイール、４４ 連接ギヤ、４６ 反転ギヤ、４８，５０ ２次バランサ、５２，５４ ２次バランサギヤ、５６ 軸部、５８ バランサウェイト、６０ クランクピン、６２ シリンダヘッド、６４ 吸気バルブ、６６ 排気バルブ、６８ 吸気カム軸、７０ クランク軸プーリ、７２，７４ タイミングプーリ、７６ 伝達部材、７８ テンショナ、８０ バルブタイミング可変機構、８２，８２ａ エンジン、８４ シリンダブロック、８６ クランクジャーナル、８８ バランス機構、９０ バルブタイミング可変機構、９２ クランクアーム、９４ ２次バランサプーリ、９６ 第２歯車機構、９８ サンギヤ、１００ リングギヤ筒部材、１０２ プラネタリギヤ、１０４ キャリア、１０６ リングギヤホルダ、１０８ 電動モータ、１１０ ラックピニオン機構、１１２ プーリ軸、１１４ リングギヤ、１１６ ラックギヤ、１２０ 排気カム軸、１２２ 底板部、１２４ ピニオンギヤ。

Claims (3)

1. バランス機構を有する、２つの気筒間での位相差がクランク角で３６０度である、４サイクルの直列２気筒型、または単気筒型のバルブタイミング可変機構付エンジンであって、
   バランス機構は、ピストン及びコンロッドが往復運動する際に生じる慣性力のうち、クランク軸の回転と同じ周期で生じる１次振動と、クランク軸の回転の１／２の周期で生じる２次振動とを取り除くために設けられ、カウンタウェイトと、１次バランサと、左右２個の２次バランサとを備え、
   カウンタウェイトは、クランク軸に取り付けられており、
   １次バランサは、クランク軸により歯車機構を介してクランク軸の回転方向とは逆方向に回転され、
   左右２個の２次バランサは、クランク軸により第２歯車機構を介して、それぞれ左右２個同士で互いに逆方向に回転され、かつ、各２次バランサの回転速度がクランク軸の回転速度の２倍であり、
   さらに、シリンダヘッドに支持され、２個の２次バランサのうち、一方のバランサにより伝達部材を介して駆動される２個のタイミングプーリと、
   各タイミングプーリの少なくとも一方のタイミングプーリ及び電動モータにより駆動される遊星歯車式のバルブタイミング可変機構と、を備え、
   バルブタイミング可変機構を構成するサンギヤが一方のタイミングプーリと同期して駆動され、
   バルブタイミング可変機構を構成するプラネタリギヤを支持するキャリアにより弁駆動用カム軸がキャリアと同期して駆動され、
   バルブタイミング可変機構を構成するリングギヤ部材が電動モータにより駆動されるように構成されていることを特徴とするバルブタイミング可変機構付エンジン。
2. 請求項１に記載のバルブタイミング可変機構付エンジンにおいて、
   リングギヤ部材に設けたリングギヤの歯数は、サンギヤの歯数の３倍としていることを特徴とするバルブタイミング可変機構付エンジン。
3. 請求項１または請求項２に記載のバルブタイミング可変機構付エンジンにおいて、
   リングギヤ部材の周囲に設けられ、内側にリングギヤ部材を相対回転可能に保持するリングギヤホルダを備え、
   電動モータは、リングギヤホルダに取り付けられ、
   電動モータの回転軸とリングギヤ部材の外周面との間にラックピニオン機構を設けることにより、リングギヤ部材を電動モータにより駆動可能とすることを特徴とするバルブタイミング可変機構付エンジン。

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