WO2003056141A1 - Dispositif de reglage de distribution variable de type engrenage planetaire - Google Patents
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- F16H55/17—Toothed wheels
- F16H55/18—Special devices for taking up backlash
Definitions
- the present invention relates to a variable valve timing device used for an internal combustion engine, and particularly to a variable valve timing device using a planetary gear mechanism.
- gears are widely used in power transmission mechanisms such as transmitting continuous motion, increasing and decreasing speed, changing rotational direction or changing axial direction.
- the planetary gear mechanism is widely used in transmissions for control systems such as industrial equipment, and is also used in reduction gears in variable valve timing systems for internal combustion engines.
- the gear transmission used in such a transmission or reduction gear must have play between the teeth of the meshing gears, that is, play, in order to prevent seizure.
- this backlash is a backlash, and there is always backlash between the teeth of the meshing gears, and this backlash causes backlash and causes poor transmission accuracy. ing.
- an inner sun gear 57 is provided between a power input gear 58 to which rotation of a crankshaft is transmitted and a camshaft 51.
- a planetary gear mechanism A having a planetary gear 53 supported by a carrier 52 and an external input internal gear 56 is provided, and a power input gear 58 is integrated with the input internal gear 56 to form a carrier 5.
- 2 is connected to the camshaft 51, while the worm wheel 50 is formed integrally with the sun gear 57, and the worm 61 driven by a stepping motor provided in the internal combustion engine body is connected to the worm wheel 50.
- the rotation phase control mechanism B is configured.
- Reference symbol la denotes an attachment bolt for fastening the carrier 52 to the camshaft 51.
- variable valve timing device when the cam of the camshaft 51 opens and closes the supply / exhaust valve, the valve stem rides on and off the cam. Due to this positive / negative torque fluctuation, the joint of the gears of the planetary gear mechanism A has a large
- This rattling noise can be reduced by reducing the amount of backlash, but to reduce knock lash, the gear accuracy must be improved to the utmost, resulting in higher component costs.
- rattling due to backlash would occur due to wear of each gear transmission part, and as a result, the rattling noise could not be eliminated.
- the present invention has been made in view of the above-described problems of the related art, and has as its object to provide a gear transmission portion of a variable valve timing device used in a dynamic combustion type internal combustion engine, the transmission resulting from rattling due to backlash.
- An object of the present invention is to provide a planetary gear type variable valve timing device that does not generate rattling noise due to poor accuracy or torque fluctuation. Disclosure of the invention
- an input internal gear that is rotatably supported by a camshaft and is rotationally driven by a rotational force transmitted from a crankshaft.
- a sun gear rotatably supported by the camshaft and arranged inside the input internal gear; and a rotatable bearing supported by a carrier fixed to the force shaft, and meshing with the two gears.
- a planetary gear type variable valve timing device comprising: a planetary gear mechanism having a planetary gear; and a rotation phase control mechanism for rotating the sun gear to change the phase of a camshaft.
- the first and second planetary gears are provided and are biased and held in opposite directions by a spring member.
- the first and second planetary gears which are rotationally held in opposite directions by a spring member, are connected to the input internal gear (sun gear). (Gear) is kept in a state where there is no gap before and after the rotation direction of the gear.
- the first planetary gear is formed integrally with a support shaft rotatably supported by the carrier.
- the second planetary gear is rotatably provided on the bearing shaft, and the spring member is interposed between the first and second planetary gears or between the bearing shaft and the second planetary gear. did.
- the first planetary gear is formed integrally with the bearing shaft rotatably provided on the carrier, the number of parts is smaller and the configuration is smaller than when the bearing shaft and the first planetary gear are formed separately. Will also be concise.
- the first and second planetary gears are rotatably provided on a bearing shaft provided on the carrier.
- the spring member is interposed between the first and second planetary gears.
- the first and second planetary gears Since the first and second planetary gears are formed separately from the bearing shaft, the first and second planetary gears have a smaller inertial weight than the case where one of the planetary gears is integrally formed with the bearing shaft.
- the spring force of the spring member that rotationally biases the second planetary gear may be small.
- the spring force of the spring member acts on the camshaft when the valve is opened and closed. To be set to a value larger than the fluctuating torque
- the teeth of the first planetary gear and the teeth of the second planetary gear are input internal gears (sun gears).
- the pinching force for pinching the teeth of the wheel has a magnitude greater than the fluctuation torque acting on the camshaft when opening and closing the valve. Therefore, even if the camshaft fluctuates when opening and closing the valve, The form in which the teeth of the first internal gear and the teeth of the second planetary gear are interposed between the teeth of the input internal gear (sun gear) from the front and rear directions of the gear rotation is not changed. There is no danger of noise.
- FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a planetary gear type variable valve timing device according to a first embodiment of the present invention.
- FIG. 2 is a view taken in the direction of arrows ⁇ — ⁇ in FIG.
- FIG. 3 is a schematic view showing a meshing state of a side-by-side planetary gear and an input internal gear or a sun gear.
- FIG. 4 is an exploded perspective view of the vicinity of the side-by-side planetary gears.
- FIG. 5 is a perspective view of another C-ring which is a modified example of the spring member interposed between the side-by-side planetary gears.
- FIG. 6 is a perspective view of still another C-ring which is a modified example of the spring member interposed between the side-by-side planetary gears.
- FIGS. 7 (a) and 7 (b) are a front view and a side view of a wire spring which is a modified example of the spring member interposed between the side-by-side planetary gears.
- FIGS. 8 (a) and (b) are a front view and a side view of another wire spring which is a modified example of the spring member interposed between the juxtaposed planetary gears.
- FIG. 9 is an exploded perspective view of the vicinity of a side-by-side planetary gear, which is a main part of a planetary gear type variable valve timing device according to a second embodiment of the present invention.
- FIG. 10 shows a planetary gear type variable valve timing device according to a third embodiment of the present invention.
- FIG. 11 is a longitudinal sectional view of a conventional planetary gear type variable valve timing device. BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
- FIG. 1 shows a first embodiment of the present invention.
- a planetary gear type variable valve timing device comprises a power input gear 8 and a camshaft 1 which are power input portions to which rotation of a crankshaft in an internal combustion engine (not shown) is transmitted.
- a planetary gear mechanism A ' installed between the two to reduce the speed of the camshaft 1 and a rotational phase that adjusts the phases of the supply and exhaust cams provided on the camshaft 1 to vary the opening and closing timing of the supply and exhaust valves
- a control mechanism B ′ installed between the two to reduce the speed of the camshaft 1 and a rotational phase that adjusts the phases of the supply and exhaust cams provided on the camshaft 1 to vary the opening and closing timing of the supply and exhaust valves
- a control mechanism B ′ installed between the two to reduce the speed of the camshaft 1 and a rotational phase that adjusts the phases of the supply and exhaust cams provided on the camshaft 1 to vary the opening and closing timing of the supply and exhaust valves
- the camshaft 1 is mounted on a cylinder head (not shown) together with a plurality of supply valves and a plurality of exhaust valves.
- Reference numeral 2a denotes a cylindrical camshaft mounting portion of the carrier 2, which is integrally fixed to an end of the camshaft 1 by a carrier mounting bolt 1a.
- a planetary gear 3 is rotatably supported at four equally spaced positions in the circumferential direction of the carrier 2 via bearings 2b.
- one planetary gear is provided at each of four equally spaced positions in the circumferential direction of the carrier 2, whereas in the present embodiment, each of the four equally divided positions in the circumferential direction is provided.
- two planetary gears (a first planetary gear 3a and a second planetary gear 3b) are arranged side by side in the axial direction so as to be relatively rotatable.
- the two planetary gears 3a and 3b are constituted by spur gears having the same size and the same number of teeth, respectively. Is formed integrally with a rotatable bearing shaft 5 that is supported on the carrier 2 via a bearing 2b, and the second planetary gear 3b is loosely fitted on the bearing shaft 5 to form a first planetary gear. It is configured to rotate about 3a.
- the planetary gears 3 a and 3 b are composed of an outer input internal gear 6 connected to and integrated with a power input gear 8, which is a power input unit to which rotational driving force is transmitted from a crankshaft, and a camshaft. 1 inside the rotation phase control mechanism B 'that changes the phase
- the planetary gears 3 a and 3 b revolve while revolving in a form that meshes with the input internal gear 6 and the sun gear 7, so that the camshaft 1 rotates at a reduced speed.
- the sun gear 7 constituting the rotation phase control mechanism B ' is rotatably supported via a bearing 12 on a camshaft mounting portion 2a of a carrier 2 integrated with the camshaft 1.
- a worm wheel 10 is physically provided on the outer periphery of the sun gear 7, and this worm wheel 10 is combined with a worm 11 driven by a stepping motor provided inside the internal combustion engine main body.
- a first planetary gear 3a formed integrally with a bearing shaft 5 rotatably provided on the carrier 2, and a second planetary gear 3a provided rotatably on the bearing shaft 5.
- a C-ring 13 having a rectangular cross section as a spring member is interposed between the planetary gear 3b and the first planetary gear 3a and the second planetary gear 3b. Reverse biasing force (spring biasing force) is acting.
- engaging recesses 13a, 13b are formed at both ends of the C-ring 13, while engaging inner surfaces of the first and second planetary gears 3a, 3b are Pins 3c and 3d for locking the concave portions 13a and 13b are implanted. Then, insert the recesses 1 3 a, 1 3 b at both ends of the C-ring 13
- the rotational urging force (spring urging force) acting on the planetary gears 3 a and 3 b by the C ring 13 is set to be larger than the torque fluctuation acting on the camshaft 1. For this reason, even if torque fluctuations occur in the camshaft 1 while the planetary gear mechanism A 'is driven to open and close the valve, the teeth of the input internal gear 6 (sun gear 7) Rotation of the part 6a (7a)
- the form in which the tooth part 4a of the first planetary gear 3a and the tooth part 4 of the second planetary gear 3b are sandwiched in the front-rear direction does not change. As a result, transmission accuracy is improved and rattling noise due to backlash is not generated at all.
- the spring member 13 may be composed of a C-ring 13A having a wide width in the radial direction and a uniform cross-sectional area in the circumferential direction as shown in FIG. 5, or as shown in FIG.
- the C ring 13B which has a wide central part where the maximum bending moment acts and a narrow end part and a gradually changing cross-sectional area, may be used.
- the spring member 13 B shown in FIG. 6 is advantageous for saving material cost and weight of the spring member.
- the ring-shaped spring member is not limited to the threaded ring structure as shown in FIGS. 4, 5, and 6.
- an O-shaped A ring-shaped spring member 14A having a structure in which the pin engaging portions 14a are formed by folding the opposite ends to the opposite sides, respectively, is formed.
- the pin engaging portion 14a may be interposed so as to be engaged with the pins 3c and 3d.
- Replacement form (Rule 26)
- a wire spring having a circular cross section was formed into an O-shaped ring, and pins 14b perpendicular to the ring were provided at both intersecting ends.
- the structure may be a ring-shaped spring member 14B.
- holes (not shown) for press-fitting or inserting pins are formed in the inner surfaces of the planetary gears 3a and 3b facing each other.
- the ring-shaped spring member 14B may be interposed by engaging the pin 14b of the section with a pin press-fitting or insertion hole provided on the inner surface facing the gears 3a, 3b.
- the arrows in FIGS. 7 (a) and 8 (a) indicate the directions of action of the spring biasing force acting on the pins 3c and 3d and the pin press-fitting or insertion holes by the spring members.
- the spring member does not have to be interposed between the first and second planetary gears 3a and 3b as described above, and is shown in FIG. 9 showing a second embodiment of the present invention.
- the spring member 14C is interposed between the bearing shaft 5 formed integrally with the first planetary gear 3a and the second planetary gear 3b rotatably provided on the bearing shaft 5. You may wear it. That is, the spring member 14C is similar to the spring member shown in FIG. 8, but the pins 14b formed at both ends of the spring member 14C are attached to the bearing shaft 5 and the second planetary gear 3, respectively.
- the first and second planetary gears 3a and 3b are spring-biased in the direction in which the pins 14b approach each other by engaging with the provided pin engagement hole 5a.
- FIG. 10 shows a third embodiment of the present invention.
- the first planetary gear 3a is formed integrally with the bearing shaft 5 rotatably supported on the carrier 2, and the second planetary gear
- the first planetary gear 3a and the second planetary gear 3b are mounted on a bearing shaft 5 rotatably supported by the carrier 2.
- b are rotatably provided, and a spring member 13 is interposed between the two planetary gears 3a and 3b, so that the first planetary gear 3a and the second planetary gear 3b are in opposite directions.
- the structure is biased by a spring.
- the spring biasing force acting on the first and second planetary gears 3a and 3b (the tooth portion 4a of the first planetary gear 3a and the second planetary gear 3b Teeth 4b
- backlash due to backlash can be eliminated, so that the transmission accuracy between the gears can be improved, and toothing due to torque fluctuation can be achieved. Sound can be eliminated.
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Description
明細書
遊星歯車式可変バルブタイミング装置
技術分野
本発明は、 内燃機関に用いられる可変バルブタイミング装置、 特に遊星歯車機 構を利用した可変バルブタイミング装置に関する。 背景技術
一般に、 歯車は継続的運動の伝達、 速さの増減、 回転方向の変換或いは軸方向 の変換など広く伝動系機構に利用されている。 中でも、 遊星歯車機構は産業機器 など制御系の変速装置に多く利用され、 内燃機関の可変バルブタイミング装置に おける減速装置に利用されている。
ところで、 このような変速装置や減速装置に用いられる歯車伝動部には焼き付 き防止もあって嚙み合う歯車の歯と歯の間に遊び、 即ちガタをもたせる必要があ る。 ところが、 このガタがバックラッシュであって、 嚙み合った歯車の歯と歯の 間には必ずバックラッシュがあり、 このバックラッシュがガタ付きを発生させ、 伝動精度不良などを惹き起こす要因になっている。
特に、 内燃機関の可変バルブタイミング装置としては、 第 1 1図に示すように 、 クランクシャフトの回転が伝達される動力入力歯車 5 8とカムシャフト 5 1と の間に、 内側の太陽歯車 5 7, キヤリャ 5 2に支承された遊星歯車 5 3および外 側の入力内歯歯車 5 6を備えた遊星歯車機構 Aを設け、 動力入力歯車 5 8に入力 内歯歯車 5 6を一体化し、 キヤリャ 5 2をカムシャフト 5 1に連結し、 一方、 太 陽歯車 5 7にウォームホイール 5 0を一体に形成し、 内燃機関本体に設けたステ ッビングモータで駆動するウォーム 6 1を、 ウォームホイール 5 0に連結して回 転位相制御機構 Bが構成されている。 符号 l aは、 キャリア 5 2をカムシャフト 5 1に締結する取着ボルトである。
そして、 可変バルブタイミング装置において、 カムシャフト 5 1のカムが給 ' 排気バルブの開閉を行う際には、 バルブステムがカムに対し乗り降りするため、 バルブ開閉の前後においてカムシャフト 5 1にトルク変動が生じ、 この正負のト ルク変動が原因で、 遊星歯車機構 Aの歯車の嚙合部にコッコッコッ……というバ
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差替 え 用紙 (規則 26)
ックラッシュによる歯打ち音が発生する。
この歯打ち音はバックラッシュ量を少なくすれば減少するが、 ノくックラッシュ を小さくするには歯車精度を極限まで向上させなければならず、 部品コスト高に なる。 また、 歯車伝動機構を長期間使用していると、 各歯車伝動部の摩耗によつ て新たにバックラッシュによるガタ付きが生じることとなり、 結局、 歯打ち音を 無くすことができなかった。
本発明は、 前記した従来技術の問題点に鑑みなされたもので、 その目的は、 動 燃系の内燃機関に用いられる可変バルブタイミング装置の歯車伝動部にあってバ ックラッシュによるガタ付きから生じる伝動精度不良やトルク変動に伴う歯打ち 音が発生しない遊星歯車式可変バルブタイミング装置を提供することにある。 発明の開示
前記目的を達成するために、 請求の範囲 1に係る遊星歯車式可変バルブタイミ ング装置においては、 カムシャフトに回転可能に支承され、 クランクシャフトか ら伝達される回転力によって回転駆動する入力内歯歯車と、 前記カムシャフ卜に 回転可能に支承されて前記入力内歯歯車の内側に配置された太陽歯車と、 前記力 ムシャフ卜に固定されたキヤリャに回転可能に支承され、 前記両歯車と嚙み合う 遊星歯車とを有する遊星歯車機構と、 カムシャフトの位相を変えるべく前記太陽 歯車を回動させる回転位相制御機構とを備えた遊星歯車式可変バルブタイミング 装置において、 前記遊星歯車を、 軸方向に並設され、 ばね部材によって互いに逆 方向に回転付勢保持された第 1 , 第 2の遊星歯車により構成するようにした。
(作用) 遊星歯車機構および回転位相制御機構の動きは従来構造と同じで、 クラ ンクシャフトから伝達される回転力によって入力内歯歯車が回転すると、 外側の 入力内歯歯車と内側の太陽歯車に嚙みあう遊星歯車が転動しながら公転して、 力 ムシャフトが減速回転する。 また、 回転位相制御機構により太陽歯車を回動させ ると、 カムシャフトの位相が変化する。
また、 入力内歯歯車と遊星歯車と太陽歯車との各嚙合部において、 ばね部材に よって互いに逆方向に回転付勢保持された第 1 , 第 2の遊星歯車は、 入力内歯歯 車 (太陽歯車) との嚙合部を歯車の回転方向前後に隙間のない状態に保持する。
2 差替 え用紙 (規則 26)
即ち、 遊星歯車と入力内歯歯車 (太陽歯車) との嚙合部では、 第 3図に示すよう に、 入力内歯歯車 (太陽歯車) の歯部を回転前後方向 (第 3図矢印参照) から第 1の遊星歯車の歯部と第 2の遊星歯車の歯部が挟み込んだ形態に保持されて、 入 力内歯歯車と遊星歯車と太陽歯車のそれぞれの嚙合部には、 歯車の回転方向前後 に隙間がない形態に保持されている。 このため、 バルブの開閉の際等において力 ムシャフトにトルク変動が生じても、 この入力內歯歯車 (太陽歯車) の歯部を回 転前後方向から第 1の遊星歯車の歯部と第 2の遊星歯車の歯部が挟み込んだ形態 は変わらないので、 ノ ックラッシュによるガタがなくなつて伝導精度が改善され るとともに、 バックラッシュによる歯打ち音が発生することもなレ、。
また、 請求の範囲 2においては、 請求の範囲 1に記載の遊星歯車式可変バルブ タイミング装置において、 前記第 1の遊星歯車を、 前記キヤリャに回転可能に支 承される支承軸に一体に形成し、 前記第 2の遊星歯車を前記支承軸に回転可能に 設け、 前記第 1 , 第 2の遊星歯車間、 または前記支承軸と前記第 2の遊星歯車間 に前記ばね部材を介装するようにした。
(作用) キヤリャに回転可能に設ける支承軸に第 1の遊星歯車を一体に形成した ので、 支承軸と第 1の遊星歯車を別体に形成した場合に比べて、 部品点数が少な く、 構成も簡潔となる。
また、 請求の範囲 3においては、 請求の範囲 1に記載の遊星歯車式可変バルブ タイミング装置において、 前記第 1 , 第 2の遊星歯車を、 前記キヤリャに設けた 支承軸にそれぞれ回転可能に設けるとともに、 前記第 1 , 第 2の遊星歯車間に前 記ばね部材を介装するようにした。
(作用) 第 1, 第 2の遊星歯車を支承軸とは別体に形成したので、 一方の遊星歯 車を支承軸に一体に形成した場合に比べて、 慣性重量が小さい分、 第 1 , 第 2の 遊星歯車を回転付勢するばね部材のばね力は小さくてよい。
また、 請求の範囲 4においては、 請求の範囲 1〜3のいずれかに記載の遊星歯 車式可変バルブタイミング装置において、 前記ばね部材のばね力を、 バルブの開 閉の際にカムシャフトに作用する変動トルク以上の大きさに設定するようにした
(作用) 第 1の遊星歯車の歯部と第 2の遊星歯車の歯部が入力内歯歯車 (太陽歯
3
差替え用紙(規則 26)
車) の歯部を挟み込む挟持力は、 バルブの開閉の際にカムシャフトに作用する変 動トルク以上の大きさをもっため、 バルブの開閉の際等においてカムシャフトに トルク変動が生じても、 この入力内歯歯車 (太陽歯車) の歯部を歯車の回転前後 方向から第 1の遊星歯車の歯部と第 2の遊星歯車の歯部が挟み込んだ形態は常に 変わらず、 バックラッシュによる歯打ち音が発生するおそれが全くない。
なお、 ばね部材のばね力が、 たとえバルブの開閉の際にカムシャフトに作用す る変動トルク以下の大きさであっても、 カムシャフ卜のトルク変動が歯車間の嚙 合部に伝達される際には、 ばね部材のばね力相当だけ減じて伝達されるので、 少 なくともバックラッシュによるガタの減少およびバックラッシュによる歯打ち音 の低減に有効である。 図面の簡単な説明
第 1図は、 本発明の第 1の実施例に係る遊星歯車式可変バルブタイミング装置 の縦断面図である。
第 2図は、 第 1図の Π— Π線矢視図である。
第 3図は、 並設された遊星歯車と入力内歯歯車或いは太陽歯車との嚙み合レ、状 態を示す略図である。
第 4図は、 並設された遊星歯車周辺の分解斜視図である。
第 5図は、 並設された遊星歯車間に介装されるばね部材の変形例である他の C リングの斜視図である。
第 6図は、 並設された遊星歯車間に介装されるばね部材の変形例であるさらに 他の Cリングの斜視図である。
第 7図 (a ) , ( b ) は、 並設された遊星歯車間に介装されるばね部材の変形 例である線ばねの正面図及び側面図である。
第 8図 (a ) , ( b ) は、 並設された遊星歯車間に介装されるばね部材の変形 例である他の線ばねの正面図及び側面図である。
第 9図は、 本発明の第 2の実施例に係る遊星歯車式可変バルブタイミング装置 の要部である並設された遊星歯車周辺の分解斜視図である。
第 1 0図は、 本発明の第 3の実施例に係る遊星歯車式可変バルブタイミング装
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差替え用紙 (規則 26)
置の縦断面図である。
第 1 1図は従来の遊星歯車式可変バルブタイミング装置の縦断面図である。 発明を実施するための最良の形態
次に、 発明の実施の形態を、 実施例に基づいて説明する。
第 1図は本発明の第 1の実施例を示し、 遊星歯車式可変バルブタイミング装置 は、 図示しない内燃機関におけるクランクシャフトの回転が伝達される動力入力 部である動力入力歯車 8とカムシャフト 1間に設けられて、 カムシャフト 1を減 速回転させる遊星歯車機構 A 'と、 カムシャフト 1に設けられた給 ·排気カムの 位相を調整し、 給 ·排気バルブの開閉タイミングを可変する回転位相制御機構 B ' とから構成されている。
カムシャフト 1は、 図示しないシリンダへッドに複数の給気弁と複数の排気弁 とともに装着されている。
符号 2 aは、 キヤリャ 2における円筒形状のカムシャフト取り付け部であり、 カムシャフト 1の端部にキヤリャ取着ボルト 1 aにより一体的に止着固定されて いる。 また、 第 2, 4図に示すように、 キヤリャ 2の周方向 4等分位置には、 軸 受け 2 bを介して遊星歯車 3が回転可能に支承されている。
従来の遊星歯車機構 Aでは、 キヤリァ 2の周方向 4等分位置に遊星歯車がそれ ぞれ 1個ずつ設けられているのに対し、 本実施例では、 周方向 4等分位置のそれ ぞれに、 軸方向に 2個の遊星歯車 (第 1の遊星歯車 3 aと第 2の遊星歯車 3 b ) が相対回転可能に並設されている。
即ち、 2個の遊星歯車 3 a , 3 bは、 第 1図及び第 4図に示すように、 それぞ れ大きさおよび歯数が同一の平歯車で構成され、 第 1の遊星歯車 3 aは、 キヤリ ャ 2に軸受け 2 bを介して軸承された回転自在な支承軸 5に一体的に形成され、 第 2の遊星歯車 3 bは、 支承軸 5に遊嵌されて第 1の遊星歯車 3 aに対し回転で きるように構成されている。
そして、 これら遊星歯車 3 a, 3 bは、 クランクシャフトから回転駆動力が伝 達される動力入力部である動力入力歯車 8に連結一体化された外側の入力内歯歯 車 6と、 カムシャフト 1の位相を変える回転位相制御機構 B 'を構成する内側の
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差替 え 用紙 (規則 26)
太陽歯車 7の双方に嚙合するように、 入力内歯歯車 6と太陽歯車 7間に挟装され ている。 さらに、 2個の遊星歯車 3 a , 3 b間には、 後で詳しく説明するが、 ば ね部材である Cリング 1 3が介装されて、 遊星歯車 3 a , 3 bと入力内歯歯車 6 (太陽歯車 7 ) の嚙み合い部にバックラッシュが生じないように構成されている また、 入力内歯歯車 6は、 軸受け 9を介してカムシャフト 1に支承された動力 入力歯車 8に取着ポルト 8 aを介して固定され、 動力入力歯車 8の回転駆動力を 受けて遊星歯車 3 a , 3 bを一体に回転駆動するよう構成されている。 このため 、 遊星歯車機構 A 'では、 遊星歯車 3 a , 3 bは、 入力内歯歯車 6と太陽歯車 7 に嚙み合った形態で公転しながら自転することで、 カムシャフト 1が減速回転す る。
一方、 回転位相制御機構 B 'を構成する太陽歯車 7は、 カムシャフト 1に一体 化されたキャリア 2のカムシャフト取り付け部 2 aに、 軸受 1 2を介して回転可 能に支承されているが、 太陽歯車 7の外周にはウォームホイール 1 0がー体的に 設けられ、 このウォームホイール 1 0は、 内燃機関本体内部に設けられたステツ ビングモータによって駆動するウォーム 1 1に嚙合している。 そして、 カムシャ フト 1の回転位相を変更する際には、 ステッピングモータが駆動することで太陽 歯車 7が必要な角度だけ回動して、 カムシャフト 1が進角または遅角する方向に 回動するように構成されている。
さてここで、 上記 2個の遊星歯車 3 a , 3 bおよび両者 3 a , 3 b間に介装す るばね部材 1 3の構成について詳述する。
第 4図に示すように、 キヤリャ 2に回転可能に設けられている支承軸 5に一体 的に形成された第 1の遊星歯車 3 aと、 支承軸 5に回転自在に設けられた第 2の 遊星歯車 3 bとの間には、 ばね部材である横断面矩形状の Cリング 1 3が介装さ れることで、 第 1の遊星歯車 3 aと第 2の遊星歯車 3 bには, 互いに逆方向の回 転付勢力 (ばね付勢力) が作用している。 詳しくは、 Cリング 1 3の両端部には 、 係合凹部 1 3 a、 1 3 bが形成され、 一方、 第 1 , 第 2の遊星歯車 3 a , 3 b の対向内側面には、 係合凹部 1 3 a、 1 3 bを係止するためのピン 3 c、 3 dが 植設されている。 そして、 Cリング 1 3の両端係合凹部 1 3 a , 1 3 bをピン 3
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差替 え 用紙 (規則 26)
c、 3 dにそれぞれ係止させて、 第 1, 第 2の遊星歯車 3 a , 3 bを入力内歯歯 車 6と太陽歯車 7の双方に嚙合させた状態に組み付けると、 第 1の遊星歯車 3 a と第 2の遊星歯車 3 bには、 Cリング 1 3によって互いに逆方向の回転付勢力 ( ばね付勢力) が作用する形態となる。
即ち、 遊星歯車 3 a , 3 bと入力内歯歯車 6 (太陽歯車 7 ) との嚙合部では、 第 3図に示すように、 入力内歯歯車 6 (太陽歯車 7 ) の歯部 6 a ( 7 a ) を回転 前後方向 (第 3図矢印参照) から第 1の遊星歯車 3 aの歯部 4 aと第 2の遊星歯 車 3 bの歯部 4 bが挟み込んだ形態に付勢保持されて、 入力内歯歯車 6と遊星歯 車 3 a, 3 bと太陽歯車 7のそれぞれの嚙合部には、 歯車の回転方向前後に隙間 がない形態に保持されている。 また、 Cリング 1 3によって遊星歯車 3 a , 3 b に作用する回転付勢力 (ばね付勢力) は、 カムシャフト 1に作用するトルク変動 以上の大きさとなるように設定されている。 このため、 遊星歯車機構 A 'が駆動 してバルブの開閉が行われている最中に、 たとえカムシャフト 1にトルク変動が 生じたとしても、 この入力内歯歯車 6 (太陽歯車 7 ) の歯部 6 a ( 7 a ) を回転 前後方向から第 1の遊星歯車 3 aの歯部 4 aと第 2の遊星歯車 3 bの歯部 4 が 挟み込んだ形態は変わらないので、 バックラッシュによるガタがなくなつて伝導 精度が改善されるとともに、 バックラッシュによる歯打ち音が発生することは全 くない。
また、 ばね部材 1 3は、 第 5図に示すような半径方向に幅の広い周方向に均一 巾の横断面積の Cリング 1 3 Aで構成してもよく、 あるいは第 6図に示すように 、 最大曲げモーメントが作用するリング中央部が幅広で端部ほど巾狭で、 横断面 積が徐変する Cリング 1 3 Bで構成してもよレ、。 第 6図に示すばね部材 1 3 Bで は、 ばね部材の材料費の節約と軽量化に有利である
さらに、 リング状ばね部材は、 図 4 , 5 , 6に示すようなじリング構造に限ら ず、 例えば第 7図 (a ) , ( b ) に示すように、 横断面円形の線ばねを O形リン グ状に成形し、 交差する両端部をそれぞれ反対側に折り返してピン係合部 1 4 a とした構造のリング状ばね部材 1 4 Aで構成してもよレ、。 この第 7図に示すリン グ状ばね部材 1 4 Aでは、 ピン係合部 1 4 aをピン 3 c、 3 dに係合させるよう に介装すればよい。 差替え 用紙 (規則 26)
また、 図 8 ( a ) , ( b ) に示すように、 横断面円形の線ばねを O形リング状 に成形し、 交差する両端部それぞれにリング部に対し直交するピン 1 4 bを設け た構造のリング状ばね部材 1 4 Bでもよい。 この第 8図に示すリング状ばね部材 1 4 Bでは、 遊星歯車 3 a、 3 bの対向内側面にピン圧入または揷入用の穴 (図 示せず) が穿設されており、 ばね部材両端部のピン 1 4 bを歯車 3 a、 3 bの対 向内側面に設けたピン圧入または挿入用の穴に係合させることで、 リング状ばね 部材 1 4 Bを介装すればよい。 なお、 図 7 ( a ) , 8 ( a ) における矢印は、 ば ね部材によってピン 3 c、 3 dやピン圧入または挿入用の穴に作用するばね付勢 力の作用方向を示す。
また、 ばね部材は、 前記したように第 1, 第 2の遊星歯車 3 a、 3 b間に介装 しなければならないものではなく、 本発明の第 2の実施例を示す第 9図に示すよ うに、 第 1の遊星歯車 3 aに一体的に形成された支承軸 5と、 支承軸 5に回転可 能に設けられた第 2の遊星歯車 3 b間に、 ばね部材 1 4 Cを介装するようにして もよい。 即ち、 ばね部材 1 4 Cは、 図 8に示すばね部材と似ているが、 ばね部材 1 4 Cの両端部に形成したピン 1 4 bが、 支承軸 5および第 2の遊星歯車 3 に それぞれ設けたピン係合穴 5 aに係合して、 ピン 1 4 b同志が接近する方向に第 1 , 第 2の遊星歯車 3 a、 3 bをばね付勢している。
また、 図 1 0は、 本発明の第 3の実施例を示すものである。 前記した第 1 , 第 2の実施例では、 キヤリャ 2に回転可能に支承される支承軸 5に第 1の遊星歯車 3 aがー体的に形成され、 この支承軸 5に第 2の遊星歯車 3 bが回転可能に設け られた構造であつたが、 この第 3の実施例では、 キヤリャ 2に回転可能に支承さ れる支承軸 5に第 1の遊星歯車 3 aおよび第 2の遊星歯車 3 bがそれぞれ回転可 能に設けられ、 両遊星歯車 3 a , 3 b間にばね部材 1 3が介装されて、 第 1の遊 星歯車 3 aと第 2の遊星歯車 3 bが互いに反対方向にばね付勢された構造となつ ている。
その他は、 前記した第 1の実施例と同一であり、 同一の符号を付すことにより 、 その説明は省略する。
なお、 上述した実施例においては、 第 1 , 第 2の遊星歯車 3 a , 3 bに作用す るばね付勢力 (第 1の遊星歯車 3 aの歯部 4 aと第 2の遊星歯車 3 bの歯部 4 b
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差替え用紙 (規則 26)
が入力内歯歯車 6 (太陽歯車 7) の歯部 6 a (7 a) を挟み込む挟持力) 、 バ ルブの開閉の際にカムシャフト 1に作用する変動トルク以上の大きさに設定され ているものとして説明したが、 ばね部材 1 3 (13A, 1 3 B, 14 A, 14 B , 14 C) のばね付勢力が、 たとえバルブの開閉の際にカムシャフト 1に作用す る変動トルク以下の大きさであっても、 カムシャフト 1のトルク変動が歯車間の 嚙合部に伝達される際には、 ばね部材のばね力相当だけ減じて伝達されるので、 少なくともバックラッシュによるガタの減少およびバックラッシュによる歯打ち 音の低減に有効である。 産業上の利用可能性
上述したように、 本発明にかかる遊星歯車式可変バルブタイミング装置によれ ば、 バックラッシュによるガタ付きを無くすことができるので、 歯車間の伝動精 度を向上し得るとともに、 トルク変動に伴う歯打ち音を無くすことができる。
差替え用紙 (規則 26)
Claims
1 . カムシャフトに回転可能に支承され、 クランクシャフトから伝達される回転 力によって回転駆動する入力内歯歯車と、 前記カムシャフ卜に回転可能に支承さ れて前記入力内歯歯車の内側に配置された太陽歯車と、 前記カムシャフ卜に固定 されたキヤリャに回転可能に支承され、 前記両歯車と嚙み合う遊星歯車とを有す る遊星歯車機構と、 カムシャフトの位相を変えるべく前記太陽歯車を回動させる 回転位相制御機構とを備えた遊星歯車式可変バルブタイミング装置において、 前 記遊星歯車は、 軸方向に並設され、 ばね部材によって互いに逆方向に回転付勢保 持された第 1 , 第 2の遊星歯車により構成されたことを特徴とする遊星歯車式可 変バルブタイミング装置。
2 . 前記第 1の遊星歯車は、 前記キヤリャに回転可能に支承される支承軸に一体 に形成され、 前記第 2の遊星歯車は前記支承軸に回転可能に設けられ、 前記第 1
, 第 2の遊星歯車間、 または前記支承軸と前記第 2の遊星歯車間に前記ばね部材 が介装されたことを特徴とする請求項 1の遊星歯車式可変バルブタイミング装置
3 . 前記第 1, 第 2の遊星歯車は、 キヤリャに設けられた支承軸にそれぞれ回転 可能に設けられるとともに、 前記第 1 , 第 2の遊星歯車間に前記ばね部材が介装 されたことを特徴とする請求項 1に記載の遊星歯車式可変バルブタイミング装置
4 . 前記ばね部材のばね力は、 バルブの開閉の際にカムシャフトに作用する変動 トルク以上の大きさに設定されたことを特徴とする請求項 1〜 3のいずれかに記 載の遊星歯車式可変バルブタイミング装置。
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差替え用絨 (規則 26)
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Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
AK | Designated states |
Kind code of ref document: A1 Designated state(s): JP KR US |
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AL | Designated countries for regional patents |
Kind code of ref document: A1 Designated state(s): AT BE CH CY DE DK ES FI FR GB GR IE IT LU MC NL PT SE TR |
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121 | Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application | ||
122 | Ep: pct application non-entry in european phase | ||
NENP | Non-entry into the national phase |
Ref country code: JP |