JP2015140749A - バルブタイミング調整装置 - Google Patents

Abstract

【課題】小型化と共に、異音及び摩耗の抑止を両立して達成する。
【解決手段】外輪４２と内輪４４との間に複数の球状転動体４６が一列介装されてなる単列式の遊星ベアリング４０と、外輪４２により支持される遊星歯車３０と、内輪４４を支持する遊星キャリア５０と、内輪４４と遊星キャリア５０との間に介装され、遊星ベアリング４０を介して遊星歯車３０を偏心側へ付勢する復原力Ｆｓを発生する弾性部材６０とが、設けられる。従動回転体２０は、遊星歯車３０を軸方向のカム軸２側から軸受するスラスト軸受部２６を、有する。外輪４２は、軸方向のカム軸２側に接触角θをなして各球状転動体４６と転がり接触する。外輪４２と各球状転動体４６との転がり接触点４８は、軸方向において駆動側内歯車部１２及び駆動側外歯車部３２の駆動側噛合部分Ｇｄと従動側内歯車部２４及び従動側外歯車部３４の従動側噛合部分Ｇｆとの間に位置する。
【選択図】図４

Description

本発明は、内燃機関に付設され、クランク軸からのトルク伝達によりカム軸が開閉する動弁のバルブタイミングを調整するバルブタイミング調整装置に、関する。

クランク軸と連動して回転する駆動回転体に対して、カム軸と連動して回転する従動回転体の回転位相を、歯車回転歯車の遊星運動により調整するバルブタイミング調整装置は、従来から知られている。

例えば、特許文献１に開示される装置では、駆動回転体の駆動側内歯車部と従動回転体の従動側内歯車部とに対して、遊星歯車の駆動側外歯車部と従動側外歯車部とがそれぞれ偏心状態で噛合している。これにより、小型の体格で大きな減速比を得ることができるので、内燃機関に付設される装置として好適となる。

また、特許文献１の開示装置において遊星歯車は、遊星ベアリングを介して遊星キャリアにより軸受されることで、円滑に遊星運動可能となっている。それと共に遊星歯車は、遊星キャリアと遊星ベアリングとの間に介装される弾性部材の復原力により、当該ベアリングを介して、駆動回転体及び従動回転体に対する偏心側へと付勢されている。こうした付勢下、駆動側内歯車部及び駆動側外歯車部の噛合部分と従動側内歯車部及び従動側外歯車部の噛合部分とにおいてバックラッシを消滅させる構成を採用することで、歯打ちによる異音及び摩耗を抑止することが可能となっている。

特許第４３６０４２６号公報

さて、特許文献１の開示装置において遊星ベアリングは、遊星歯車を径方向内側から支持する外輪と、遊星キャリアにより径方向内側から支持される内輪との間において、複数の球状転動体が二列介装された複列式構造となっている。しかし、近年特に、内燃機関に付設される装置にはさらなる小型化が求められていることから、外輪と内輪との間に複数の球状転動体が一列介装されてなる単列式構造の遊星ベアリングへ変更することを、本発明者らは鋭意研究をしてきた。

その結果、単列式の場合には小型化を達成できるが、外輪により支持される遊星歯車の姿勢が軸方向に対して傾き易くなるため、各噛合部分における異音及び摩耗の抑止効果を悪化させるおそれのあることが、判明した。

本発明は、以上説明した問題に鑑みてなされたものであって、その目的は、異音及び摩耗の抑止を、小型化と両立して達成するバルブタイミング調整装置を、提供することにある。

上述した課題を解決するために開示された本発明は、内燃機関に付設され、クランク軸からのトルク伝達によりカム軸（２）が開閉する動弁のバルブタイミングを調整するバルブタイミング調整装置において、駆動側内歯車部（１２）を有し、クランク軸と連動して回転する駆動回転体（１０）と、従動側内歯車部（２４）を駆動側内歯車部から軸方向にずらして有し、カム軸と連動して回転する従動回転体（２０）と、外輪（４２）と内輪（４４）との間に複数の球状転動体（４６）が一列介装されてなる単列式遊星ベアリング（４０）と、駆動回転体及び従動回転体とは径方向に偏心し、外輪により径方向内側から支持される遊星歯車（３０）であって、相異なる径の駆動側外歯車部（３２）と従動側外歯車部（３４）とを互いに軸方向にずらして有し、それら駆動側外歯車部と従動側外歯車部とがそれぞれ駆動側内歯車部と従動側内歯車部とに当該偏心側にて噛合しつつ、一体に遊星運動することにより、駆動回転体に対する従動回転体の回転位相を調整する遊星歯車と、内輪を径方向内側から支持し、遊星歯車の公転方向へ回転することにより、遊星歯車を遊星運動させる遊星キャリア（５０）と、内輪と遊星キャリアとの間に介装され、遊星ベアリングを介して遊星歯車を偏心側へ付勢する復原力（Ｆｓ）を発生する弾性部材（６０）とを、備え、駆動回転体又は従動回転体は、遊星歯車を軸方向の片側から軸受するスラスト軸受部（２６）を、有し、外輪は、径方向に対して軸方向の上記片側に接触角（θ）をなして各球状転動体と転がり接触し、外輪と各球状転動体との転がり接触点（４８）は、軸方向において駆動側内歯車部及び駆動側外歯車部の駆動側噛合部分（Ｇｄ）と従動側内歯車部及び従動側外歯車部の従動側噛合部分（Ｇｆ）との間に位置することを特徴とする。

このように本発明の遊星ベアリングは、遊星歯車を径方向内側から支持する外輪と、遊星キャリアにより径方向内側から支持される内輪との間にて、複数の球状転動体が一列介装された単列式構造となっているので、小型化を達成できる。また、本発明の遊星歯車は、駆動回転体又は従動回転体のスラスト軸受部により軸方向の片側から軸受されることで、当該軸方向に対して傾き難くなる。しかも本発明では、軸方向のうち遊星歯車がスラスト軸受部により軸受される上記片側に外輪が接触角をなして各球状転動体と転がり接触することで、当該外輪により支持される遊星歯車は、軸方向のスラスト力を受けてスラスト軸受部に押し付けられる。これにより遊星歯車については、傾き難さが増して姿勢が安定することになる。

さらに本発明では、外輪と球状転動体との転がり接触点が軸方向において駆動側噛合部分と従動側噛合部分との間に位置することで、それら両噛合部分には、弾性部材から伝達される復原力が確実に分配され得る。かかる分配の結果、各噛合部分へと作用する径方向のラジアル力は、カム軸から従動回転体へのカムトルク伝達により各噛合部分へ入力される径方向のラジアル力に、対抗する力となる。故に各噛合部分では、復原力伝達により分配されたラジアル力を利用して、カムトルク伝達により入力されたラジアル力を相殺させ得る。これによれば、各噛合部分での力バランスがカムトルクの交番により変化して遊星歯車の姿勢が傾く事態を、回避できる。

以上のことから本発明は、遊星歯車の姿勢傾きに起因する異音及び摩耗の抑止を、小型化と両立して達成可能である。

第一実施形態によるバルブタイミング調整装置を示す図であって、図２のI−I線断面図である。 図１のII−II線断面図である。 図１のIII−III線断面図である。 図１を拡大して示す断面図であって、図１の位相調整ユニットにおけるラジアル力バランス及びスラスト力作用について説明するための断面図である。 図１のカム軸へ伝達されるカムトルクについて例示する特性図である。 図１の位相調整ユニットにおけるラジアル力バランスについて説明するための模式図である。 図１の位相調整ユニットにおけるラジアル力バランスについて説明するための特性図である。 図４の変形例を示す断面図である。 図４の変形例を示す断面図である。

以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて説明する。

図１に示すように、本発明の一実施形態によるバルブタイミング調整装置１は、車両の内燃機関においてクランク軸（図示しない）からカム軸２へクランクトルクを伝達する伝達系に、付設されている。ここでカム軸２は、内燃機関の「動弁」のうち吸気弁（図示しない）をクランクトルクの伝達により開閉する。そこで、装置１は、吸気弁のバルブタイミングを調整する。

（基本構成）
以下、装置１の基本構成を説明する。図１〜３に示すように装置１は、アクチュエータ４、通電制御回路部７及び位相調整ユニット８等から構成されている。

図１に示すアクチュエータ４は、例えばブラシレスモータ等の電動モータであり、ハウジングボディ５及び制御軸６を有している。ハウジングボディ５は、内燃機関の固定節に固定され、制御軸６を回転自在に支持している。通電制御回路部７は、例えば駆動ドライバ及びその制御用マイクロコンピュータ等から構成され、ハウジングボディ５の外部及び／又は内部に配置されている。通電制御回路部７は、電気的に接続されるアクチュエータ４への通電を制御することで、制御軸６を回転駆動する。

図１〜３に示すように位相調整ユニット８は、駆動回転体１０、従動回転体２０、遊星歯車３０、遊星ベアリング４０、遊星キャリア５０及び弾性部材６０を備えている。

中空の金属製駆動回転体１０は、位相調整ユニット８の他の構成要素２０，３０，４０，５０，６０を内部に収容している。駆動回転体１０は、円環板状の太陽歯車部材１１を有底円筒状のスプロケット部材１３と段付円筒状のカバー部材１４との間に挟持した状態で、それら部材１１，１３，１４を共締めしてなる。

図１，２に示すように太陽歯車部材１１は、歯底円の径方向内側に歯先円を有した駆動側内歯車部１２を、周壁部の内周面に形成している。図１に示すようにスプロケット部材１３は、周方向に等間隔ずつあけた箇所から径方向外側へ突出する複数のスプロケット歯１９を、周壁部の外周面に形成している。スプロケット部材１３は、それらスプロケット歯１９とクランク軸の複数のスプロケット歯との間にてタイミングチェーン（図示しない）が掛け渡されることで、クランク軸と連繋する。かかる連繋により、クランク軸から出力されるクランクトルクがタイミングチェーンを通じてスプロケット部材１３に伝達されるときには、駆動回転体１０が当該クランク軸と連動して一定方向（図２，３の時計方向）に回転する。

図１，３に示すように有底円筒状の金属製従動回転体２０は、スプロケット部材１３の径方向内側に配置されている。従動回転体２０は、スプロケット部材１３に同軸上に嵌入されることで、駆動回転体１０を径方向内側から支持している。軸方向において従動回転体２０は、太陽歯車部材１１及びスプロケット部材１３の間に配置されている。従動回転体２０は、カム軸２に同軸上に連結される連結部２２を、底壁部により形成している。かかる連結により従動回転体２０は、駆動回転体１０と同一方向（図３の時計方向）に回転しつつ、駆動回転体１０に対しては相対回転可能となっている。

従動回転体２０は、歯底円の径方向内側に歯先円を有した従動側内歯車部２４を、周壁部の内周面に形成している。従動側内歯車部２４は、駆動側内歯車部１２とは軸方向のカム軸２側にずれて径方向では重ならない箇所に、配置されている。従動側内歯車部２４の内径は、駆動側内歯車部１２の内径よりも小さく設定されている。従動側内歯車部２４の歯数は、駆動側内歯車部１２の歯数よりも少なく設定されている。

図１〜３に示すように段付円筒状の金属製遊星歯車３０は、従動回転体２０のうち周壁部の径方向内側から太陽歯車部材１１の径方向内側に跨って、配置されている。遊星歯車３０は、回転体１０，２０とは径方向に偏心している。遊星歯車３０は、歯底円の径方向外側に歯先円を有した駆動側外歯車部３２と従動側外歯車部３４とを、周壁部の外周面に形成している。回転体１０，２０に対して遊星歯車３０の偏心する偏心側（以下、単に「偏心側という）において、駆動側外歯車部３２は駆動側内歯車部１２と噛合している。ここで、駆動側外歯車部３２及び駆動側内歯車部１２の各々において、それら歯車部３２，１２同士が実際に噛合している範囲を、駆動側噛合部分Ｇｄという。従動側外歯車部３４は、駆動側外歯車部３２とは軸方向のカム軸２側にずれて径方向では重ならない箇所に、形成されている。従動側外歯車部３４の外径は、駆動側外歯車部３２とは相異なる径として、駆動側外歯車部３２の外径よりも小さく設定されている。従動側外歯車部３４の歯数は、駆動側外歯車部３２の歯数よりも少なく設定されている。従動側外歯車部３４は、偏心側において従動側内歯車部２４と噛合している。ここで、従動側外歯車部３４及び従動側内歯車部２４の各々において、それら歯車部３４，２４同士が実際に噛合している範囲を、従動側噛合部分Ｇｆという。

金属製遊星ベアリング４０は、駆動側外歯車部３２の径方向内側から従動側外歯車部３４の径方向内側に跨って、配置されている。遊星ベアリング４０は、回転体１０，２０とは径方向に偏心している。遊星ベアリング４０は、外輪４２と内輪４４との間に複数の球状転動体４６が一列介装されてなる単列式ラジアル軸受であり、特に本実施形態では単列式深溝玉軸受である。外輪４２は、遊星歯車３０に同軸上に圧入されることで、当該歯車３０を径方向内側から支持している。外輪４２は、径方向外側へ凹んで周方向に連続する円環状溝により、軸方向では対称な断面円弧形の外輪軌道溝４２ａを形成している。一方で内輪４４は、径方向内側へ凹んで周方向に連続する円環状溝により、軸方向では対称な断面円弧形の内輪軌道溝４４ａを形成している。外輪軌道溝４２ａと内輪軌道溝４４ａとは、それらの間に配置される各球状転動体４６の外周面に対して、それぞれ転がり接触する。

部分偏心円筒状の金属製遊星キャリア５０は、内輪４４の径方向内側からカバー部材１４の径方向内側に跨って、配置されている。遊星キャリア５０は、回転体１０，２０及び制御軸６とは同軸上となる円筒面状の入力部５１を、周壁部の内周面に形成している。入力部５１には、継手５３と嵌合する連結溝５２が設けられ、当該継手５３を介して制御軸６が遊星キャリア５０と連結されている。かかる連結により遊星キャリア５０は、制御軸６と一体に回転しつつ、駆動側内歯車部１２に対して相対回転可能となっている。

遊星キャリア５０は、回転体１０，２０とは偏心する円筒面状の偏心部５４を、周壁部の外周面に形成している。偏心部５４は、同軸上に外嵌された内輪４４を径方向内側から支持している。かかる支持下、遊星ベアリング４０を介して遊星キャリア５０により軸受される遊星歯車３０の各外歯車部３２，３４は、駆動側内歯車部１２に対する遊星キャリア５０の相対回転に従って噛合部分Ｇｄ，Ｇｆを変化させることで、一体に遊星運動可能となっている。ここで遊星運動とは、遊星歯車３０が自身の周方向へ自転しつつ、遊星キャリア５０の回転方向へ公転する運動をいう。換言すれば、遊星キャリア５０は、遊星歯車３０の公転方向に回転可能となっている。

金属製弾性部材６０は、偏心部５４の周方向二箇所に開口した収容凹部５５に、それぞれ一つずつ個別に収容されている。各弾性部材６０は、概ねＵ字状断面の板ばねである。各弾性部材６０は、径方向外側の内輪４４と収容凹部５５との間に介装されることで、遊星歯車３０及び遊星ベアリング４０の径方向に圧縮されて弾性変形している。ここで図２，３に示すように、回転体１０，２０に対して遊星歯車３０及び遊星ベアリング４０が偏心する径方向に沿って径方向線Ｌを想定したとき、各弾性部材６０は、軸方向長さの任意の範囲にて当該線Ｌに関する線対称位置に配置されている。かかる配置下、各弾性部材６０が弾性変形により発生する復原力の合力Ｆｓは、径方向線Ｌに沿う偏心側に向かって、内輪４４に作用する。かかる復原力作用の結果として遊星歯車３０は、遊星ベアリング４０を介して偏心側に付勢されている。

以上の構成を備えた位相調整ユニット８では、駆動回転体１０に対する従動回転体２０の回転位相を、制御軸６の回転状態に応じて調整する。かかる回転位相の調整により、内燃機関の運転状況に適したバルブタイミング調整が実現される。

具体的には、制御軸６が駆動回転体１０と同速に回転することで、遊星キャリア５０が駆動側内歯車部１２に対して相対回転しないときには、遊星歯車３０をなす各外歯車部３２，３４が遊星運動せずに回転体１０，２０と連れ回りする。その結果、回転位相が実質的に不変となって、バルブタイミングが保持調整される。一方、制御軸６が駆動回転体１０に対して低速又は逆方向に回転することで、遊星キャリア５０が駆動側内歯車部１２に対する遅角方向へ相対回転すると、各外歯車部３２，３４の遊星運動により従動回転体２０が駆動回転体１０に対する遅角方向へ相対回転する。その結果、回転位相が遅角変化して、バルブタイミングが遅角調整される。また一方、制御軸６が駆動回転体１０よりも高速に回転することで、遊星キャリア５０が駆動側内歯車部１２に対する進角方向へ相対回転すると、各外歯車部３２，３４の遊星運動により従動回転体２０が駆動回転体１０に対する進角方向へ相対回転する。その結果、回転位相が進角変化して、バルブタイミングが進角調整される。

（位相調整ユニットの詳細構成）
以下、位相調整ユニット８の詳細構成を説明する。

図４に示すように従動回転体２０は、周壁部のうち開口側の軸方向端面により、円環平面状のスラスト軸受部２６を形成している。スラスト軸受部２６は、遊星歯車３０のうち外歯車部３２，３４間を径方向に接続する円環平面状の接続部３６に対して、軸方向に摺動接触している。かかる摺動接触によりスラスト軸受部２６は、軸方向の「片側」としてのカム軸２側から遊星歯車３０を軸受している。

遊星ベアリング４０において外輪軌道溝４２ａと内輪軌道溝４４ａとは、径方向では部分的に重なる範囲内で軸方向では互いにずれて、設けられている。ここで特に、軸方向長さが実質同一且つそれぞれの軌道溝４２ａ，４４ａが軸方向中心部に形成された外輪４２と内輪４４とは、例えばフラッシュグラウンド加工により軸方向に所定量δだけずらして配置されることで、それら軌道溝４２ａ，４４ａも軸方向に実質同量δだけずらされている。こうした構成により外輪軌道溝４２ａと各球状転動体４６との転がり接触点４８は、図４の如くそれら各球状転動体４６の中心点Ｏを通るように想定した径方向線Ｌ１に対して、軸方向のカム軸２側に接触角θをなしている。

さらに転がり接触点４８は、いずれの内歯車部１２，２４とも径方向にて重なっていない。ここで特に本実施形態では、図４の如く転がり接触点４８を通るように想定した径方向線Ｌ２上に、従動側外歯車部３４は存在しているが、他の歯車部１２，２４，３２は存在していない。即ち、径方向線Ｌ２上には、少なくとも内歯車部１２，２４が存在していない。こうした構成により、軸方向において転がり接触点４８は、駆動側噛合部分Ｇｄの歯車部２４，３４側の端部Ｇｄｅと、従動側噛合部分Ｇｆの歯車部１２，３２側の端部Ｇｆｅとの間に、位置している。即ち、転がり接触点４８の軸方向位置は、駆動側噛合部分Ｇｄと従動側噛合部分Ｇｆとの間となる軸方向範囲Ａｄｆに、設定されている。

さらに、転がり接触点４８よりも軸方向のカム軸２側では、遊星歯車３０のうち従動側外歯車部３４の径方向内側へ向かって突出する円環板状の内フランジ部３８により、外輪４２が同軸２側から軸方向に係止されている。

（位相調整ユニットにおけるラジアル力バランス及びスラスト力作用）
以下では、まず、位相調整ユニット８におけるラジアル力バランスについて説明する。

図４に示すように、各弾性部材６０から遊星ベアリング４０内の接触点４８を経て偏心側の遊星歯車３０へ伝達される復原力の合力Ｆｓ（以下、単に「復原力Ｆｓ」という）は、各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆに分配される。ここで、駆動側噛合部分Ｇｄの端部Ｇｄｅと転がり接触点４８との軸方向距離を、Ｄｄとし、従動側噛合部分Ｇｆの端部Ｇｆｅと転がり接触点４８との軸方向距離を、Ｄｆとする。すると、復原力Ｆｓの伝達により各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆには、それぞれ転がり接触点４８からの軸方向距離Ｄｄ，Ｄｆに応じた偏心側のラジアル力Ｆｓｄ，Ｆｓｆが分配される。具体的に駆動側噛合部分Ｇｄには、下記式１に従って分配されたラジアル力Ｆｓｄが作用する一方、従動側噛合部分Ｇｆには、下記式２に従って分配されたラジアル力Ｆｓｆが作用する。
Ｆｓｄ＝Ｆｓ・Ｄｆ／（Ｄｄ＋Ｄｆ） …（式１）
Ｆｓｆ＝Ｆｓ・Ｄｄ／（Ｄｄ＋Ｄｆ） …（式２）

図５に例示するように、内燃機関の回転中にカム軸２と連動して回転する従動回転体２０には、吸気弁のスプリング反力等に起因して、当該軸２からカムトルクが伝達される。かかるカムトルクは、駆動回転体１０に対する従動回転体２０の進角方向へ作用する負トルクと、駆動回転体１０に対する従動回転体２０の遅角方向へ作用する正トルクとの間にて、交番変化する。ここで本実施形態のカムトルクについては、カム軸２及びその軸受間のフリクション等に起因して、正トルクと負トルクとを平均した平均トルクＴａｖｅが正トルク側（遅角方向）に偏っている。故に、最大カムトルクＴｍａｘは、図５に示す如き正トルクの最大値に設定されている。

カム軸２から従動回転体２０へカムトルクが伝達されることで、各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆには、それぞれ図４の如くラジアル力Ｆｓｄ，Ｆｓｆと対抗して入力されるように、偏心側とは反対側のラジアル力Ｆｃｄ，Ｆｃｆが作用する。ここで図６に示すように、駆動側噛合部分Ｇｄにて駆動側内歯車部１２と駆動側外歯車部３２とがなす圧力角を、ψｄとし、従動側噛合部分Ｇｆにて従動側内歯車部２４と従動側外歯車部３４とがなす圧力角を、ψｆとする。それと共に、駆動側内歯車部１２のピッチ円の半径を、Ｒｄとし、従動側内歯車部２４のピッチ円の半径を、Ｒｆとする。すると、カムトルクのうち最大カムトルクＴｍａｘの伝達により各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆには、それぞれの圧力角ψｄ，ψｆ及び接触半径Ｒｄ，Ｒｆに応じたラジアル力Ｆｃｄ，Ｆｃｆが入力される。具体的に駆動側噛合部分Ｇｄの端部Ｇｄｅには、下記式３に従ってラジアル力Ｆｃｄが入力される一方、従動側噛合部分Ｇｆの端部Ｇｆｅには、下記式４に従ってラジアル力Ｆｃｆが入力される。
Ｆｃｄ＝Ｔｍａｘ・ｔａｎ（ψｄ）／Ｒｄ …（式３）
Ｆｃｆ＝Ｔｍａｘ・ｔａｎ（ψｆ）／Ｒｆ …（式４）

図４に示すように、各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆにおいて歯打ちによる異音及び磨耗を抑止するには、最大カムトルクＴｍａｘの伝達によるラジアル力Ｆｃｄ，Ｆｃｆ以上に、復原力Ｆｓの伝達によるラジアル力Ｆｓｄ，Ｆｓｆを調整する必要がある。そこで、駆動側噛合部分ＧｄではＦｃｄ≦Ｆｓｄを満たし且つ従動側噛合部分ＧｆではＦｃｆ≦Ｆｓｆを満たすように、即ち下記式５，６の力関係を満たす軸方向距離Ｄｄ，Ｄｆとなるように、転がり接触点４８の軸方向位置が噛合部分Ｇｄ，Ｇｆ間に設定される。
Ｔｍａｘ・ｔａｎ（ψｄ）／Ｒｄ≦Ｆｓ・Ｄｆ／（Ｄｄ＋Ｄｆ） …（式５）
Ｔｍａｘ・ｔａｎ（ψｆ）／Ｒｆ≦Ｆｓ・Ｄｄ／（Ｄｄ＋Ｄｆ） …（式６）

こうした噛合部分Ｇｄ，Ｇｆ間での位置設定に反して、仮に転がり接触点４８が従動側噛合部分Ｇｆと径方向に重なるように位置設定がなされた場合、軸方向距離Ｄｆが負の値となることで、式５が満たされなくなるので、異音及び磨耗の抑止は困難となる。また、仮に転がり接触点４８が駆動側噛合部分Ｇｄと径方向に重なるように位置設定がなされた場合、軸方向距離Ｄｄが負の値となることで、式６が満たされなくなるので、この場合も異音及び磨耗の抑止は困難となる。したがって、異音及び磨耗を抑止するには、噛合部分Ｇｄ，Ｇｆ間のうち両式５，６を満たす位置に、転がり接触点４８の軸方向位置を設定する必要がある。

さて、上述した各式５，６に従って、Ｄｄ／（Ｄｄ＋Ｄｆ）の値を横軸にプロットし、復原力Ｆｓの値を縦軸にプロットすると、それら両式５，６を満たす範囲は、図７においてクロスハッチング部分を除いた範囲により示される。ここで、式５を満たす範囲の境界条件は、図７に破線グラフで示すように、当該式５の表す力関係のうち両辺が等号関係となる下記式７により求められる。また、式６を満たす範囲の境界条件は、図７に実線グラフで示すように、当該式６の表す力関係のうち両辺が等号関係となる下記式８により求められる。故に、式７，８の連立方程式を解くことで、図７の黒丸に対応して得られる下記式９によると、復原力Ｆｓを最小にするＤｄ／Ｄｆ値として、例えば各弾性部材６０の小型化等を可能にする理想値が求められる。以上より、両式５，６を満たすＤｄ／Ｄｆ値の設計値としては、Ｄｄ／Ｄｆ値の理想値に対して、Ｄｄ／Ｄｆ値の公差（例えば±１５％）と共に復原力Ｆｓの公差（例えば±１５％）を加味した誤差範囲内（例えば±２５％）に、設定される。
Ｔｍａｘ・ｔａｎ（ψｄ）／Ｒｄ＝Ｆｓ・Ｄｆ／（Ｄｄ＋Ｄｆ） …（式７）
Ｔｍａｘ・ｔａｎ（ψｆ）／Ｒｆ＝Ｆｓ・Ｄｄ／（Ｄｄ＋Ｄｆ） …（式８）
Ｄｄ／Ｄｆ＝（ｔａｎ（ψｆ）／Ｒｆ）／（ｔａｎ（ψｄ）／Ｒｄ） （式９）

ここまで、位相調整ユニット８におけるラジアルバランスについて説明したが、次に、同ユニット８におけるスラスト力作用について説明する。

図４に示すように、転がり接触点４８にて球状転動体４６から外輪４２には、接触角θに応じた下記式１０に従って、スラスト力Ｆｓｔが軸方向の従動回転体２０側に作用する。その結果、スラスト力Ｆｓｔが外輪４２から内フランジ部３８に伝達される遊星歯車３０では、接続部３６がスラスト軸受部２６に対して軸方向に押し付けられることとなる。
Ｆｓｔ＝Ｆｓ・ｔａｎ（θ） …（式１０）

（作用効果）
以上説明した装置１の作用効果を、以下に説明する。

装置１にて遊星ベアリング４０は、遊星歯車３０を径方向内側から支持する外輪４２と、遊星キャリア５０により径方向内側から支持される内輪４４との間にて、複数の球状転動体４６が一列介装された単列式構造となっているので、小型化を達成できる。また、装置１の遊星歯車３０は、従動回転体２０のスラスト軸受部２６により軸方向のカム軸２側から軸受されることで、当該軸方向に対して傾き難くなっている。しかも装置１では、軸方向のうち遊星歯車３０がスラスト軸受部２６により軸受されるカム軸２側に外輪４２が接触角θをなして各球状転動体４６と転がり接触することで、当該外輪４２により支持される遊星歯車３０は、軸方向のスラスト力を受けてスラスト軸受部２６に押し付けられる。これにより遊星歯車３０については、傾き難さが増して姿勢が安定することになる。

さらに装置１では、外輪４２と球状転動体４６との転がり接触点４８が軸方向において駆動側噛合部分Ｇｄと従動側噛合部分Ｇｆとの間に位置することで、それら両噛合部分Ｇｄ，Ｇｆには、各弾性部材６０から伝達される復原力Ｆｓが確実に分配され得る。かかる分配の結果、各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆへと作用する径方向のラジアル力Ｆｓｄ，Ｆｓｆは、カム軸２から従動回転体２０へのカムトルク伝達により各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆへ入力される径方向のラジアル力Ｆｃｄ，Ｆｃｆに、対抗する力となる。故に各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆでは、復原力Ｆｓの伝達により分配されたラジアル力Ｆｓｄ，Ｆｓｆを利用して、カムトルク伝達により入力されたラジアル力Ｆｃｄ，Ｆｃｆを相殺させ得る。これによれば、各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆでの力バランスがカムトルクの交番により変化して遊星歯車３０の姿勢が傾く事態を、回避できる。

以上のことから装置１は、遊星歯車３０の姿勢傾きに起因する異音及び摩耗の抑止を、小型化と両立して達成可能である。

また、装置１の各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆにおいて復原力Ｆｓの伝達によるラジアル力Ｆｓｄ，Ｆｓｆは、それぞれカムトルク伝達により対抗するラジアル力Ｆｃｄ，Ｆｃｆ以上となることで、それら各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆでの力バランスが維持され得る。ここで、特にラジアル力Ｆｓｄ，Ｆｓｆは、それぞれ最大カムトルクＴｍａｘの伝達時に対抗するラジアル力Ｆｃｄ，Ｆｃｆ以上となるので、各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆでの力バランスがカムトルクの交番に拘らずに常に維持され得る。そこで式５，６に従って、Ｆｃｄ≦Ｆｓｄ且つＦｃｆ≦Ｆｓｆの力関係を満たすように、転がり接触点４８の位置を軸方向の噛合部分Ｇｄ，Ｇｆ間に設けることによれば、遊星歯車３０の傾き難さが確実に増す。故に、異音及び摩耗の抑止効果の信頼性を高めることが可能となる。

さらに、装置１においてカムトルク伝達によるラジアル力Ｆｃｄ，Ｆｃｆは、各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆと転がり接触点４８との軸方向距離Ｄｄ，Ｄｆに応じて分配されることになる。そこで、Ｆｃｄ≦Ｆｓｄ且つＦｃｆ≦Ｆｓｆの力関係を軸方向距離Ｄｄ，Ｄｆが満たすように、転がり接触点４８の位置を軸方向の噛合部分Ｇｄ，Ｇｆ間に設けることによれば、それら各噛合部分Ｇｄ，Ｇｆでの力バランスを適正に調整できる。その結果、遊星歯車の傾き難さは確実に増すことになるので、異音及び摩耗の抑止効果の信頼性を高めることが可能となる。

加えて装置１によると、外輪４２と内輪４４とにそれぞれ断面円弧形に形成されて各球状転動体４６と転がり接触する外輪軌道溝４２ａと内輪軌道溝４４ａとは、互いに軸方向にずれることで、外輪軌道溝４２ａ側での接触角θを適正に確保できる。その結果、遊星歯車３０がスラスト軸受部２６に確実に押し付けられて遊星歯車３０の傾き難さが増すので、異音及び摩耗の抑止効果の信頼性を高めることが可能となる。

（他の実施形態）
以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は、当該実施形態に限定して解釈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の実施形態に適用することができる。

具体的に変形例１では、図８，９に示すように、遊星歯車３０を軸方向の「片側」から軸受するスラスト軸受部１２６を、駆動回転体１０のうち例えばスプロケット部材１３又はカバー部材１４に形成してもよい。ここで図８は、軸方向のカム軸２側に接触角θをなす遊星ベアリング４０を採用し、同軸２側から遊星歯車３０を軸受するスラスト軸受部１２６をスプロケット部材１３に形成した例につき、示している。また一方で図９は、軸方向のうちカム軸２とは反対側に接触角θをなす遊星ベアリング１４０を採用し、同反対側から遊星歯車３０を軸受するスラスト軸受部１２６をカバー部材１４に形成した例につき、示している。

変形例２では、軸方向長さが実質同一且つ軸方向に位置合わせされた外輪４２と内輪４４とにおいて、それぞれの軌道溝４２ａ，４４ａが軸方向中心部からずれて形成された単列式深溝玉軸受を、遊星ベアリング４０，１４０として採用してもよい。

変形例３では、単列式深溝玉軸受に代えて、少なくとも外輪軌道溝４２ａが軸方向に非対称な断面形状により接触角θを与える単列式アンギュラ玉軸受を、遊星ベアリング４０，１４０として採用してもよい。

変形例４では、単列式深溝玉軸受に代えて、上記実施形態又は上記変形例２に準じて軌道溝４２ａ，４４ａを軸方向にずらした単列式四点接触玉軸受を、遊星ベアリング４０，１４０として採用してもよい。この場合、遊星ベアリング４０，１４０としての四点接触玉軸受は、実質的に二点接触状態にて使用される。

変形例５では、転がり接触点４８を通るように想定した径方向線Ｌ２上に、外歯車部３２，３４を少なくとも存在させないことで、軸方向において駆動側噛合部分Ｇｄと従動側噛合部分Ｇｆとの間に転がり接触点４８を設定してもよい。

変形例６では、上記実施形態にて列挙した式３〜８の最大カムトルクＴｍａｘを、それよりも小さな例えば平均トルクＴａｖｅに設定してもよい。この場合、上記実施形態にて列挙した式５，６の力関係は、平均的に満たされることになる。

変形例７では、「動弁」として排気弁のバルブタイミングを調整する装置や、「動弁」として吸気弁及び排気弁の双方のバルブタイミングを調整する装置に、本発明を適用してもよい。

１ バルブタイミング調整装置、２ カム軸、８ 位相調整ユニット、１０ 駆動回転体、１２ 駆動側内歯車部、１３ スプロケット部材、１４ カバー部材、２０ 従動回転体、２４ 従動側内歯車部、２６，１２６ スラスト軸受部、３０ 遊星歯車、３２ 駆動側外歯車部、３４ 従動側外歯車部、３６ 接続部、４０，１４０ 遊星ベアリング
４２ 外輪、４２ａ 外輪軌道溝、４４ 内輪、４４ａ 内輪軌道溝、４６ 球状転動体
４８ 接触点、５０ 遊星キャリア、６０ 弾性部材、Ｄｄ，Ｄｆ 軸方向距離、Ｇｄ 駆動側噛合部分、Ｇｆ 従動側噛合部分、Ｔｍａｘ 最大カムトルク、θ 接触角

Claims (5)

1. 内燃機関に付設され、クランク軸からのトルク伝達によりカム軸（２）が開閉する動弁のバルブタイミングを調整するバルブタイミング調整装置において、
   駆動側内歯車部（１２）を有し、前記クランク軸と連動して回転する駆動回転体（１０）と、
   従動側内歯車部（２４）を前記駆動側内歯車部から軸方向にずらして有し、前記カム軸と連動して回転する従動回転体（２０）と、
   外輪（４２）と内輪（４４）との間に複数の球状転動体（４６）が一列介装されてなる単列式の遊星ベアリング（４０，１４０）と、
   前記駆動回転体及び前記従動回転体とは径方向に偏心し、前記外輪により径方向内側から支持される遊星歯車（３０）であって、相異なる径の駆動側外歯車部（３２）と従動側外歯車部（３４）とを互いに軸方向にずらして有し、それら駆動側外歯車部と従動側外歯車部とがそれぞれ前記駆動側内歯車部と前記従動側内歯車部とに当該偏心側にて噛合しつつ、一体に遊星運動することにより、前記駆動回転体に対する前記従動回転体の回転位相を調整する遊星歯車と、
   前記内輪を径方向内側から支持し、前記遊星歯車の公転方向へ回転することにより、前記遊星歯車を遊星運動させる遊星キャリア（５０）と、
   前記内輪と前記遊星キャリアとの間に介装され、前記遊星ベアリングを介して前記遊星歯車を前記偏心側へ付勢する復原力（Ｆｓ）を発生する弾性部材（６０）とを、備え、
   前記駆動回転体又は前記従動回転体は、前記遊星歯車を軸方向の片側から軸受するスラスト軸受部（２６，１２６）を、有し、
   前記外輪は、軸方向の前記片側に接触角（θ）をなして各前記球状転動体と転がり接触し、前記外輪と各前記球状転動体との転がり接触点（４８）は、軸方向において前記駆動側内歯車部及び前記駆動側外歯車部の駆動側噛合部分（Ｇｄ）と前記従動側内歯車部及び前記従動側外歯車部の従動側噛合部分（Ｇｆ）との間に位置することを特徴とするバルブタイミング調整装置。
2. 前記カム軸から前記従動回転体へカムトルクが伝達されることにより、前記駆動側噛合部分に入力される径方向のラジアル力を、Ｆｃｄとし、
   前記弾性部材から前記遊星歯車へ前記復原力が伝達されることにより、前記駆動側噛合部分に分配される径方向のラジアル力を、Ｆｓｄとし、
   前記カム軸から前記従動回転体へ前記カムトルクが伝達されることにより、前記従動側噛合部分に入力されるラジアル力を、Ｆｃｆとし、
   前記弾性部材から前記遊星歯車へ前記復原力が伝達されることにより、前記駆動側噛合部分に分配される径方向のラジアル力を、Ｆｓｆとしたとき、
   前記転がり接触点の位置は、Ｆｃｄ≦Ｆｓｄ且つＦｃｆ≦Ｆｓｆの力関係を満たすように、軸方向において前記駆動側噛合部分と前記従動側噛合部分との間に設定されることを特徴とする請求項１に記載のバルブタイミング調整装置。
3. 前記カム軸から前記従動回転体へ最大カムトルク（Ｔｍａｘ）が伝達されることにより、前記駆動側噛合部分に入力される径方向のラジアル力を、Ｆｃｄとし、
   前記カム軸から前記従動回転体へ前記最大カムトルクが伝達されることにより、前記従動側噛合部分に入力されるラジアル力を、Ｆｃｆとしたとき、
   前記力関係が満たされることを特徴とする請求項２に記載のバルブタイミング調整装置。
4. 前記転がり接触点の位置は、前記駆動側噛合部分と前記転がり接触点との軸方向距離（Ｄｄ）及び前記従動側噛合部分と前記転がり接触点との軸方向距離（Ｄｆ）が前記力関係を満たすように、軸方向において前記駆動側噛合部分と前記従動側噛合部分との間に設定されることを特徴とする請求項２又は３に記載のバルブタイミング調整装置。
5. 前記外輪に断面円弧形に形成されて各前記球状転動体と転がり接触する外輪軌道溝（４２ａ）と、前記内輪に断面円弧形に形成されて各前記球状転動体と転がり接触する内輪軌道溝（４４ａ）とは、互いに軸方向にずらして設けられることを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項に記載のバルブタイミング調整装置。

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