JP2008038886A - バルブタイミング調整装置 - Google Patents

Abstract

【課題】異音の発生を防止するバルブタイミング調整装置を提供する。
【解決手段】クランク軸と連動回転する第一歯車体１２と、第一歯車体１２に対して偏心する外周面４０を有する遊星キャリヤ３２と、外周面４０に回転自在に嵌合する中心孔４１を有し、第一歯車体１２と内噛合形態の歯車機構３０を形成する第二歯車体３３であって、遊星キャリヤ３２が第一歯車体１２に対し相対回転することで第一歯車体１２と噛合しつつ遊星運動する第二歯車体３３と、第二歯車体３３の遊星運動をカム軸の回転運動へ変換することでクランク軸及びカム軸間の相対回転位相を変化させる変換部と、遊星キャリヤ３２と中心孔４１との間に配置され、弾性力Ｆにより中心孔４１の内周面４２を押圧する押圧体７０であって、弾性力Ｆの作用線Ｌが外周面４０の偏心方向線Ｅに対して外周面４０の周方向へ傾斜する押圧体７０とを設ける。
【選択図】図１

Description

本発明は、カム軸がクランク軸からのトルク伝達により開閉する吸気弁及び排気弁のうち少なくとも一方のバルブタイミングを調整する内燃機関のバルブタイミング調整装置に関する。

従来、クランク軸と連動回転する内歯車に噛合させた遊星歯車を遊星運動させて当該遊星運動をカム軸の運動へ変換することにより、カム軸とクランク軸との間の相対回転位相を変化させるバルブタイミング調整装置が知られている（例えば特許文献１参照）。
こうしたバルブタイミング調整装置の作動中には、カム軸が開閉する弁の駆動反力によりカム軸から装置へ変動トルクが伝達される。このトルク伝達により遊星歯車は、内歯車に対してがたつき、内歯車と歯当たりするため、異音が生じる。そこで、歯当たりによる異音発生を防止する方法としては、特許文献２に開示の技術を応用して、弾性力により遊星歯車をその偏心方向へ押圧して内歯車と圧接させることにより、内歯車に対する遊星歯車のがたつきを抑える方法が考えられる。

米国特許第６６３７３８９Ｂ２号明細書 特開２００２−６１７２７号公報

しかし、上述の遊星歯車を押圧する方法では、押圧の方向が遊星歯車の偏心方向と一致するため、遊星歯車は、偏心方向線上の押圧力の作用箇所と、内歯車との噛合箇所との計二箇所のみで支持される。そのため、カム軸からのトルク伝達により遊星歯車に作用する外力が遊星歯車の偏心方向からずれる場合、遊星歯車のがたつきを抑えることができず、異音が生じてしまう。
本発明は、このような問題に鑑みてなされたものであって、その目的は、異音の発生を防止するバルブタイミング調整装置を提供することにある。

請求項１に記載の発明によると、遊星キャリヤにおいて第一歯車体に対して偏心する外周面には、第一歯車体と内噛合形態の歯車機構を形成して遊星運動する第二歯車体の中心孔（以下、歯車中心孔という）が回転自在に嵌合するので、当該嵌合界面には、製造公差等によるクリアランスが不可避的に形成される。また、請求項１に記載の発明によると、遊星キャリヤと歯車中心孔との間に配置される押圧体は弾性力によって歯車中心孔の内周面を押圧するが、かかる弾性力の作用線（以下、弾性力作用線という）は遊星キャリヤの外周面の偏心方向線に対して当該外周面の周方向へ傾斜する。故に、押圧体から弾性力を受ける第二歯車体は、第一歯車体との噛合箇所を支点として遊星キャリヤと歯車中心孔との間のクリアランス分回転し、歯車中心孔の内周面と弾性力作用線との交点箇所とは異なる箇所において遊星キャリヤの外周面と接触する。これにより第二歯車体は、歯車中心孔の内周面と弾性力作用線との交点箇所、歯車中心孔の内周面と遊星キャリヤの外周面との接触箇所、並びに第一、第二歯車体の噛合箇所の少なくとも三箇所において支持されることとなる。

このような第二歯車体の支持形態によれば、カム軸又はクランク軸である第二軸から変換部を通じて第二歯車体へ変動トルクが伝達されても、第二歯車体は第一歯車体に対してがたつき難くなる。したがって、変動トルクに起因する第一、第二歯車体間の歯当たりが回避されるので、異音の発生を防止することができる。

請求項２に記載の発明によると、押圧体は、遊星キャリヤ外周面の偏心方向線上から外れた位置に配置されるので、押圧体が偏心方向線上で歯車中心孔を押圧することにより第二歯車体の支持形態が崩れてしまう事態を防止することができる。
請求項３に記載の発明によると、押圧体の弾性力の作用線は、遊星キャリヤ外周面の偏心中心線上で当該外周面の偏心方向線に直交する直交線よりも当該外周面の偏心側において、歯車中心孔の内周面と交差する。これにより、第二歯車体が第一歯車体と噛合しつつ遊星運動するのを妨げないで、上述した第二歯車体の支持形態を実現することができる。

請求項４に記載の発明によると、押圧体の弾性力は、第二軸から変換部へ伝達されるトルクにより第二歯車体に作用する外力とは反対向きに、歯車中心孔の内周面に作用する。故に、第二軸から伝達の変動トルクによる外力が第二歯車体に作用するときには、当該外力に抗する弾性力成分を第二歯車体に与えて、当該外力そのものを相殺することができる。したがって、異音の発生防止効果が向上する。

請求項５に記載の発明によると、押圧体の弾性力は、第二軸から変換部へ伝達されるトルクが最大となるとき第二歯車体に作用する外力とは反対向きに、歯車中心孔の内周面に作用する。この場合、最大の変動トルクによる大きな外力を弾性力によって十分に相殺することができるので、異音の発生防止効果がより一層向上する。

請求項６から１１に記載の発明によると、クランク軸と連動して回転する駆動側回転体に対して最遅角位置および最進角位置の少なくともいずれか一方で、カム軸と連動して回転する従動側回転体の相対回転をストッパが規制している。この構成においては、遊星キャリヤに加わる回転トルクにより駆動側回転体に対して最遅角位置および最進角位置の少なくともいずれか一方で従動側回転体の相対回転がストッパにより規制された状態で遊星キャリヤにさらにストッパに向かう回転トルクが加わる。すると、遊星運動する第二歯車回転体の内周面側と遊星キャリヤの外周面側との間にくいこみが生じる恐れがある。遊星キャリヤの外周面側と第二歯車回転体の内周面側との間にくいこみが生じると、次に、ストッパから離れる方向に遊星キャリヤに回転トルクを加えても、遊星キャリヤと第二歯車回転体とのくいこみ状態を解消できず、位相制御が不能になる恐れがある。

そこで、請求項６から１１に記載の発明によると、押圧体の作用線が第１歯車体の回転中心からずれた位置を通り、押圧体の弾性力は、ストッパが従動側回転体と当接する遅角側または進角側とは反対側に遊星キャリヤに回転トルクを加える。したがって、従動側回転体がストッパに当接するときにストッパに向けて遊星キャリヤに加わる回転トルクが小さくなるので、遊星キャリヤと第二歯車体とのくいこみを防止できる。

請求項７に記載の発明では、押圧体の作用線が遊星キャリヤの外周面のほぼ偏心中心を通っている。遊星キャリヤの外周面の偏心中心は、遊星キャリヤの外周面の中心であるから、回転する遊星キャリヤと遊星運動する第二歯車体の中心孔との間に押圧体を設置する構成では、押圧体の弾性力の作用線が遊星キャリヤの外周面の中心を通るように押圧体を設置することが、押圧体を設置する上で容易である。

請求項８に記載の発明によると、ストッパは最遅角位置で従動側回転体の相対回転を規制し、押圧体は、偏心方向線よりも、駆動側回転体に対する遊星キャリヤの遅角側に設置されている。この構成によれば、遊星キャリヤの外周面のほぼ偏心中心を通る方向に働く押圧体の弾性力により、第一歯車体の回転中心を中心として、遊星キャリヤは進角側に回転トルクを受ける。したがって、最遅角位置で従動側回転体がストッパに当接するときに、遊星キャリヤが遅角側に受ける回転トルクを押圧体の弾性力が低減する。これにより、従動側回転体が最遅角位置でストッパに当接している状態で、遊星キャリヤに遅角側に加わる回転トルクを低減できるので、遊星キャリヤと第二歯車体とのくいこみを防止できる。

ここで、押圧体の弾性力の作用線が遊星キャリヤのほぼ偏心中心を通っている構成において、押圧体の弾性力により、従動側回転体がストッパに当接する方向と反対方向に遊星キャリヤが受ける回転トルクは、押圧体の作用線と偏心方向線とが直交しているとき、つまり、偏心方向線から遅角側に押圧体が設置されている角度が９０°のときが最大である。そして、偏心方向線から遅角側に押圧体が設置されている角度が９０°よりも小さくなるにしたがい、押圧体の弾性力により、従動側回転体がストッパに当接する方向と反対方向に遊星キャリヤが受ける回転トルクは小さくなる。

そこで、請求項９に記載の発明では、偏心方向線よりも、駆動側回転体に対する遊星キャリヤの遅角側に押圧体を設置する角度の最小値を４５°にしているので、押圧体の弾性力により、従動側回転体がストッパに当接する方向と反対方向の進角側に遊星キャリヤが受ける回転トルクが小さくなりすぎることを防止している。そして、偏心方向線よりも、駆動側回転体に対する遊星キャリヤの遅角側に押圧体を設置する角度の最大値を９０°にしているので、押圧体の弾性力により、従動側回転体がストッパに当接する方向と反対方向の進角側に遊星キャリヤが受ける回転トルクを最大にすることも可能である。

請求項１０に記載の発明によると、ストッパは最進角位置で従動側回転体の相対回転を規制し、押圧体は、偏心方向線よりも、駆動側回転体に対する遊星キャリヤの進角側に設置されている。この構成によれば、遊星キャリヤの外周面のほぼ偏心中心を通る方向に働く押圧体の弾性力により、第一歯車体の回転中心を中心として、遊星キャリヤは遅角側に回転トルクを受ける。したがって、最進角位置で従動側回転体がストッパに当接するときに、遊星キャリヤが進角側に受ける回転トルクを押圧体の弾性力が低減する。これにより、従動側回転体が最進角位置でストッパに当接している状態で、遊星キャリヤに進角側に加わる回転トルクを低減できるので、遊星キャリヤと第二歯車体とのくいこみを防止できる。

前述したように、押圧体の弾性力の作用線が遊星キャリヤのほぼ偏心中心を通っている構成において、押圧体の弾性力により、従動側回転体がストッパに当接する方向と反対方向に遊星キャリヤが受ける回転トルクは、押圧体の作用線と偏心方向線とが直交しているとき、つまり、偏心方向線から進角側に押圧体が設置されている角度が９０°のときが最大である。そして、偏心方向線から進角側に押圧体が設置されている角度が９０°よりも小さくなるにしたがい、押圧体の弾性力により、従動側回転体がストッパに当接する方向と反対方向に遊星キャリヤが受ける回転トルクは小さくなる。

そこで、請求項１１に記載の発明では、偏心方向線よりも、駆動側回転体に対する遊星キャリヤの進角側に押圧体を設置する角度の最小値を４５°にしているので、押圧体の弾性力により、従動側回転体がストッパに当接する方向と反対方向の遅角側に遊星キャリヤが受ける回転トルクが小さくなりすぎることを防止している。そして、偏心方向線よりも、駆動側回転体に対する遊星キャリヤの進角側に押圧体を設置する角度の最大値を９０°にしているので、押圧体の弾性力により、従動側回転体がストッパに当接する方向と反対方向の遅角側に遊星キャリヤが受ける回転トルクを最大にすることも可能である。

前述したように、遊星キャリヤにおいて第一歯車体に対して偏心する外周面には、第一歯車体と内噛合形態の歯車機構を形成して遊星運動する第二歯車体の歯車中心孔が回転自在に嵌合するので、当該嵌合界面には、製造公差等によるクリアランスが不可避的に形成される。
そこで、請求項１２から１７に記載の発明では、遊星キャリヤの外周面の偏心中心線上で偏心方向線に直交する直交線よりも遊星キャリヤの外周面の偏心側において、遊星キャリヤと歯車中心孔との間に周方向の異なる位置に押圧体を複数配置し、複数の押圧体の内、少なくとも１個の押圧体の弾性力の作用線が外周面の偏心方向線に対して外周面の周方向へ傾斜する構成を採用している。

この構成によれば、第二歯車体は、第一歯車体との噛合箇所と、弾性力の作用線が偏心方向線に対して周方向へ傾斜している押圧体の弾性力作用線と歯車中心孔の内周面との交点箇所と、他の押圧体の弾性力作用線と歯車中心孔の内周面との交点箇所との、の少なくとも三箇所において支持されることとなる。
このような第二歯車体の支持形態によれば、カム軸又はクランク軸である第二軸から変換部を通じて第二歯車体へ変動トルクが伝達されても、第二歯車体は第一歯車体に対してがたつき難くなる。したがって、変動トルクに起因する第一、第二歯車体間の歯当たりが回避されるので、異音の発生を防止することができる。

ここで請求項１３に記載の発明では、変換部は、第一歯車体と第二歯車体との噛合位置と軸方向に異なる位置で第三歯車体が第二歯車体と内噛合形態の歯車機構を形成し、この第三歯車体が第二歯車体の遊星運動を第二軸へ出力している。この構成では、カム軸又はクランク軸である第二軸から第三歯車体を通じて第二歯車体が変動トルクを受けるとき、第二歯車体と第三歯車体、ならびに第一歯車体と第二歯車体とは、偏心方向線を挟んで周方向の反対側、つまり偏心方向線を挟んで遅角側および進角側でそれぞれ噛み合っている。この噛合状態では、第三歯車体から第二歯車体が受ける変動トルクと、第二歯車体から第一歯車体に変動トルクを伝達するときに第一歯車体から第二歯車体が受ける反力との半径方向中心に向かう合力は、ほぼ偏心方向線に沿っている。

そこで請求項１４に記載の発明では、偏心方向線に対して周方向両側、つまり遅角側および進角側に押圧体を配置している。この構成によれば、第三歯車体から第二歯車体が変動トルクを受けることにより、第一歯車体および第三歯車体から第二歯車体が受ける半径方向中心に向かうほぼ偏心方向線に沿った力に対し、偏心方向線に対して周方向両側に配置された押圧体の弾性力が第二歯車体の歯車中心孔の内周面を押圧する合力はほぼ反対方向に働く。これにより、第三歯車体から第二歯車体が受ける変動トルクに起因して、第一歯車体および第三歯車体から第二歯車体が受ける力を効果的に相殺することができる。

請求項１５から１７に記載の発明によると、クランク軸と連動して回転する駆動側回転体に対して最遅角位置および最進角位置の両側で、カム軸と連動して回転する従動側回転体の相対回転をストッパが規制している。この構成においては、遊星キャリヤに加わる回転トルクにより駆動側回転体に対して最遅角位置および最進角位置の両方で従動側回転体の相対回転がストッパにより規制された状態で遊星キャリヤにさらにストッパに向かう回転トルクが加わる。すると、遊星運動する第二歯車回転体の内周面側と遊星キャリヤの外周面側との間にくいこみが生じる恐れがある。遊星キャリヤの外周面側と第二歯車回転体の内周面側との間にくいこみが生じると、次に、ストッパから離れる方向に遊星キャリヤに回転トルクを加えても、遊星キャリヤと第二歯車回転体とのくいこみ状態を解消できず、位相制御が不能になる恐れがある。

そこで、請求項１５から１７に記載の発明によると、押圧体の作用線は第１歯車体の回転中心からずれた位置を通り、偏心方向線に対して遅角側に設置された押圧体の弾性力は遊星キャリヤに進角側の回転トルクを加え、偏心方向線に対して進角側に設置された押圧体の弾性力は遊星キャリヤに遅角側の回転トルクを加えている。この構成によれば、例えば、従動側回転体が最遅角位置でストッパと当接してさらに遊星キャリヤに遅角側に向かう回転トルクが加わると、遊星キャリヤの外周面と第二歯車体の内周面とのクリアランスは、偏心方向線を挟んで進角側よりも遅角側が狭くなる。これにより、遅角側の押圧体が遊星キャリヤに加える進角側の回転トルクが、進角側の押圧体が遊星キャリヤに加える遅角側の回転トルクよりも大きくなる。その結果、従動側回転体が遅角側のストッパに当接するときにストッパに向けてさらに遅角側に遊星キャリヤに加わる回転トルクが小さくなるので、遊星キャリヤと第二歯車体とのくいこみを防止できる。

従動側回転体が最進角位置でストッパと当接してさらに遊星キャリヤに進角側に向かう回転トルクが加わる場合は、遊星キャリヤの外周面と第二歯車体の内周面とのクリアランスは、偏心方向線を挟んで遅角側よりも進角側が狭くなる。これにより、進角側の押圧体が遊星キャリヤに加える遅角側の回転トルクが、遅角側の押圧体が遊星キャリヤに加える進角側の回転トルクよりも大きくなる。その結果、従動側回転体が進角側のストッパに当接するときにストッパに向けてさらに進角側に遊星キャリヤに加わる回転トルクが小さくなるので、遊星キャリヤと第二歯車体とのくいこみを防止できる。

請求項１６に記載の発明では、押圧体の作用線が遊星キャリヤの外周面のほぼ偏心中心を通っている。遊星キャリヤの外周面の偏心中心は、遊星キャリヤの外周面の中心であるから、回転する遊星キャリヤと遊星運動する第二歯車体の中心孔との間に押圧体を設置する構成では、押圧体の弾性力の作用線が遊星キャリヤの外周面の中心を通るように押圧体を設置することが、押圧体を設置する上で容易である。

請求項１７に記載の発明では、偏心方向線に対して遅角側及び進角側に押圧体を設置する角度の最小値を４５°にしているので、押圧体の弾性力により、従動側回転体がストッパに当接する方向と反対方向に遊星キャリヤが受ける回転トルクが小さくなりすぎることを防止している。そして、偏心方向線に対して遊星キャリヤの遅角側及び進角側に押圧体を設置する角度の最大値を９０°にしているので、押圧体の弾性力により、従動側回転体がストッパに当接する方向と反対方向に遊星キャリヤが受ける回転トルクを最大にすることも可能である。

請求項１８に記載の発明によると、変換部において回転運動を第二軸へ出力する出力端は第二軸に固定されるので、第二軸から変換部へ変動トルクが直に伝達されることになる。しかし、上述した第二歯車体の支持形態によれば、変換部が直に受けたために第二歯車体への伝達量が大きくなる変動トルクに対しても、異音の発生防止効果を発揮することができる。

請求項１９に記載の発明によると、押圧体は遊星キャリヤの収容部に収容され、収容部から遊星キャリヤの外周面よりも突出して歯車中心孔の内周面に接触する。これにより、遊星キャリヤ外周面の偏心方向線に対して傾斜する弾性力作用線を実現するように押圧体を位置決めすることができるので、上述した第二歯車体の支持形態を確実に実現することができる。

請求項２０に記載の発明によると、押圧体の変形部は、遊星キャリヤの収容部と歯車中心孔との間で圧縮されることより弾性変形する。故に、第二軸から変換部へ伝達の変動トルクによる外力が押圧体の圧縮側へ増大するときには、変形部の弾性変形によって生じる弾性力を増大させて、上述した第二歯車体の支持形態を維持することができる。また、押圧体の圧縮が進んで歯車中心孔の内周面と遊星キャリヤの外周面とが接触するときには、当該圧縮が中止される。即ち押圧体の圧縮ストロークが制限されるので、押圧体の耐疲労強度が高くなる。
請求項２１に記載の発明によると、遊星キャリヤ外周面の偏心方向線上から外れた位置において遊星キャリヤの収容部が当該外周面に開口し、その開口を通じて押圧体が突出する。故に、押圧体が偏心方向線上で歯車中心孔を押圧することによって第二歯車体の支持形態が崩れてしまう事態を防止することができる。

請求項２２に記載の発明によると、ばね部材からなる押圧体は、遊星キャリヤに接触する内周側接触部と、内周側接触部の外周側に間隔をあけて設けられ、歯車中心孔の内周面に接触する外周側接触部とを有し、それら両接触部の周方向の一端部同士を連結し他端部同士を開放する。このような構成の押圧体は、第二軸から変換部へ伝達の変動トルクによる外力が第二歯車体に作用するに伴い歯車中心孔と遊星キャリヤとの間で圧縮されるとき、連結部が弾性変形することによって遊星キャリヤに対して位置ずれし難い特徴を持つ。故に、押圧体が位置ずれすることに起因する内周側接触部と遊星キャリヤとの間の磨耗を抑えることができる。

請求項２３に記載の発明によると、遊星キャリヤの円筒面状の接触面に接触する押圧体の内周側接触部は、当該接触面に沿って湾曲すると共に当該接触面よりも小径の断面円弧状を呈するので、当該接触面に周方向の二箇所で接触することができる。このような二点接触によれば、接触面によって押圧体を安定的に支持することができるので、押圧体の位置ずれによる磨耗の抑制効果が向上する。

請求項２４に記載の発明によると、押圧体の外周側接触部は、歯車中心孔の円筒面状の内周面に沿って湾曲すると共に当該内周面よりも小径の断面円弧状を呈するので、当該内周面に周方向の一箇所で接触することができる。このような一点接触によれば、弾性力作用線の方向を遊星キャリヤ外周面の偏心方向線に対して傾斜する方向に正確に設定することが可能となる。

請求項２５に記載の発明によると、押圧体において連結部は、内、外周側接触部の端部のうち遊星キャリヤ外周面の偏心方向線に近い側の端部同士を連結する。故に、第二軸から変換部へ伝達の変動トルクが増大するのに伴って第二歯車体が遊星運動するときには、外周側接触部の偏心方向線に近い側の端部へ向かって接近してくる歯車中心孔の内周面に、外周側接触部の偏心方向線から遠い側の端部が引掛かり難くなる。しかも、そうした歯車中心孔内周面の接近により押圧体が圧縮されるときには、当該内周面と外周側接触部との接触箇所が連結部側へと移動しつつ、連結部が弾性変形する。これにより、押圧体の圧縮が進んでも、連結部における内部応力の増大を抑制することができるので、押圧体の耐疲労強度が高くなる。

請求項２６に記載の発明によると、遊星キャリヤの一対の対向面は、遊星キャリヤ外周面の周方向に押圧体を挟んで向き合う。故に、第二軸から変換部へ伝達の変動トルクに応じて第二歯車体が遊星運動するときには、歯車中心孔の内周面と外周側接触部との間の摩擦によって押圧体が遊星キャリヤ外周面の周方向へ位置ずれしようとしても、押圧体をいずれかの対向面によって係止することができる。特に片方の対向面によれば、内、外周側接触部間を連結する押圧体の連結部を広い面積にて係止することができる。以上より、遊星キャリヤに対する押圧体の位置ずれを制限して、上述した第二歯車体の支持形態を長期に亘って維持することができる。

請求項２７に記載の発明によると、押圧体の内周側接触部において連結部とは反対側の端部は外周側へ屈曲されるので、遊星キャリヤの片方の対向面により当該端部を広い面積にて係止することができる。したがって、押圧体の位置ずれの制限効果が向上する。
請求項２８に記載の発明によると、遊星キャリヤ外周面の周方向において対向面と押圧体との間に隙間が形成されるので、押圧体は、歯車中心孔と遊星キャリヤとの間で圧縮されるときに対向面による拘束を受けず、内部応力の上昇を抑えられる。したがって、押圧体の耐疲労強度が高くなる。

尚、以上説明した請求項２２〜２８に記載の特徴的構成については、弾性力作用線と遊星キャリヤ外周面の偏心方向線との関係が請求項１の発明とは異なるバルブタイミング調整装置において実現してもよい。この場合、特許文献２に開示のような一枚の板ばねを押圧体として用いるとき当該押圧体が配置形態によっては位置ずれして磨耗を発生させてしまうという課題を解決することができる。

請求項２９に記載の発明によると、押圧体は、歯車中心孔の円筒面状の内周面に沿って湾曲する複数のばね板からなる重ね板ばねである。故に、第二軸から変換部へ伝達の変動トルクによる外力が第二歯車体に作用するに伴い押圧体が歯車中心孔と遊星キャリヤとの間で圧縮されるときには、各ばね板における内部応力の上昇が抑えられる。したがって、押圧体の耐疲労強度が高くなる。

請求項３０に記載の発明によると、遊星キャリヤの円筒面状の接触面に接触する押圧体の最内周のばね板は、当該接触面よりも小径の断面円弧状を呈するので、当該接触面に周方向の二箇所で接触することができる。このような二点接触によれば、接触面によって押圧体を安定的に支持することができるので、遊星キャリヤに対して押圧体が位置ずれすることで生じる磨耗を抑制することができる。

請求項３１に記載の発明によると、押圧体の最外周のばね板は、歯車中心孔の円筒面状の内周面よりも小径の断面円弧状を呈するので、当該内周面に周方向の一箇所で接触することができる。このような一点接触によれば、弾性力作用線の方向を遊星キャリヤ外周面の偏心方向線に対して傾斜する方向に正確に設定することが可能となる。
尚、以上説明した請求項１７〜１９に記載の特徴的構成については、弾性力作用線と遊星キャリヤ外周面の偏心方向線との関係が請求項１の発明とは異なるバルブタイミング調整装置において実現してもよい。この場合、特許文献２に開示のような一枚の板ばねを押圧体として用いるとき当該押圧体の内部応力が上昇してしまうという課題を解決することができる。

請求項３２に記載の発明によると、遊星キャリヤは、トルク発生部の発生した回転トルクを受けることにより第一歯車体に対して相対回転し、第二歯車体の遊星運動、ひいては変換部によるカム軸及びクランク軸間の相対回転位相変化を生じさせる。したがって、トルク発生部による回転トルクの発生を制御することで、カム軸及びクランク軸間の相対回転位相に従うバルブタイミングを正確に調整することができる。

請求項３３に記載の発明によると、第一歯車体に対して遊星キャリヤを相対回転させるための回転トルクを発生するトルク発生部は、電動モータである。このように、回転トルクの発生を高精度に電気制御可能な電動モータを用いることで、バルブタイミングの調整精度を高めることができる。
尚、トルク発生部は、回転トルクを発生するものであれば、電動モータ以外にも、例えば油圧モータや電磁ブレーキ装置等であってもよい。

請求項３４に記載の発明によると、第二歯車体を収容する第一ハウジングおよび第二ハウジングにおいて、第一ハウジングまたは第二ハウジングの一方は他方に向けて回転軸方向に突出して周方向に設けられた突部を有し、第一ハウジングまたは第二ハウジングの他方は一方の突部の内周面または外周面に嵌合している。
この構成によれば、第一ハウジングと第二ハウジングとを組み付けるときに、第一ハウジングまたは第二ハウジングの一方の突部の内周面または外周面に他方を嵌合することにより、組付治具等を使用せずに、第一ハウジングと第二ハウジングとを組み付けることができる。また、バルブタイミング調整装置の作動中に、第一ハウジングまたは第二ハウジングの一方に対して径方向にずれる力が他方に働いても、径方向へのずれを突部が防止する。

請求項３５に記載の発明によると、第一ハウジングまたは第二ハウジングの他方は一方の突部の内周面または外周面に圧入されているので、この圧入力が回転方向に大きな摩擦力として働く。したがって、バルブタイミング調整装置の作動中に、第一ハウジングまたは第二ハウジングの一方に対して回転方向にずれる力が他方に働いても、径方向へのずれに加え、回転方向へのずれを防止できる。

以下、本発明の複数の実施形態を図面に基づいて説明する。尚、各実施形態において対応する構成要素には同一の符号を付すことにより、重複する説明を省略する。
（第一実施形態）
図２は、本発明の第一実施形態によるバルブタイミング調整装置１を示している。バルブタイミング調整装置１は、内燃機関のクランク軸からカム軸２へ機関トルクを伝達する伝達系に設けられている。バルブタイミング調整装置１は、クランク軸に対するカム軸２の相対回転位相（以下、機関軸位相という）を変化させることにより、内燃機関の吸気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１は、駆動側回転体１０、従動側回転体１８、制御ユニット２０、差動歯車機構３０及びリンク機構５０を備えている。

駆動側回転体１０は全体として中空形状であり、差動歯車機構３０、リンク機構５０等を収容している。この駆動側回転体１０は二段円筒状のスプロケット１１の大径側端部に二段円筒状のカバー歯車１２の大径側端部を同軸に螺子止めしてなる。スプロケット１１において大径部１３と小径部１４との間を接続する接続部１５には、外周側へ突出する形態で複数の歯１６が形成されており、これらの歯１６とクランク軸の複数の歯との間で環状のタイミングチェーンが巻き掛けられる。故に、クランク軸から出力された機関トルクがタイミングチェーンを通じてスプロケット１１へ伝達されるときには、駆動側回転体１０がクランク軸と連動して、当該クランク軸に対する相対回転位相を保ちつつ回転中心線Ｏ周りに回転する。このとき駆動側回転体１０の回転方向は、図３の時計方向となる。

図２に示すように従動側回転体１８は円筒状であり、駆動側回転体１０及びカム軸２と同軸に配置されている。従動側回転体１８の一端部は、スプロケット１１の接続部１５の内周側に摺動回転自在に嵌合していると共に、カム軸２の一端部にボルト固定されている。これにより、従動側回転体１８はカム軸２と連動して、当該カム軸２に対する相対回転位相を保ちつつ回転中心線Ｏ周りに回転可能となっており、また従動側回転体１８は駆動側回転体１０に対して相対回転可能となっている。尚、図４に示すように、駆動側回転体１０に対して従動側回転体１８が進角する相対回転方向が進角方向Ｘであり、駆動側回転体１０に対して従動側回転体１８が遅角する相対回転方向が遅角方向Ｙである。

図２に示すように制御ユニット２０は、電動モータ２１及び通電制御回路２２等を組み合わせてなる。電動モータ２１は例えばブラシレスモータ等であり、内燃機関にステー（図示しない）を介して固定されるモータケース２３並びにモータケース２３によって正逆回転自在に支持されるモータ軸２４を有している。通電制御回路２２はマイクロコンピュータ等の電気回路であり、モータケース２３の外部又は内部に配置されて電動モータ２１と電気的に接続されている。通電制御回路２２は、電動モータ２１のコイル（図示しない）への通電を内燃機関の運転状態等に応じて制御する。この通電制御によって電動モータ２１は、モータ軸２４の周りに回転磁界を形成し、その回転磁界の方向に応じた方向Ｘ，Ｙ（図３参照）の回転トルクをモータ軸２４に発生する。

図２，３に示すように差動歯車機構３０は、内歯車部３１、遊星キャリヤ３２、遊星歯車３３及び伝達回転体３４等を組み合わせてなる。
歯先円が歯底円の内周側に設定された内歯車部３１は、カバー歯車１２の内周部分によって形成されており、駆動側回転体１０の一部としても機能する。したがって、機関トルクがスプロケット１１へ伝達されるときには、カバー歯車１２がクランク軸と連動して当該クランク軸に対する相対回転位相を保ちつつ回転中心線Ｏ周りに回転する。

遊星キャリヤ３２は全体として筒状であり、駆動側回転体１０と同軸の円筒面状に形成された内周面３５を有している。遊星キャリヤ３２の内周面３５には溝部３６が開口しており、当該溝部３６に嵌合する継手３７によってモータ軸２４が内周面３５と同軸に遊星キャリヤ３２に固定されている。この固定によって遊星キャリヤ３２は、モータ軸２４と連動して回転中心線Ｏ周りに回転可能となっており、また駆動側回転体１０に対して相対回転可能となっている。
遊星キャリヤ３２においてモータ軸２４とは反対側に設けられている偏心カム部３８は、駆動側回転体１０に対して偏心する円筒面状の外周面４０を有している。

遊星歯車３３は円環板状であり、歯先円が歯底円の外周側に設定された外歯車部３９を有している。遊星歯車３３において、外歯車部３９の歯先円は内歯車部３１の歯底円よりも小さく、また外歯車部３９の歯数は内歯車部３１の歯数よりも一つ少ない。遊星歯車３３は、回転中心線Ｏに対し偏心して内歯車部３１の内周側に配置されており、その偏心側において外歯車部３９を内歯車部３１に噛合させている。即ち遊星歯車３３とカバー歯車１２とは、内噛合形態の差動歯車機構３０を構成している。遊星歯車３３の中心孔４１は外歯車部３９と同軸の円筒孔状を呈しており、当該中心孔４１の内周面４２が偏心カム部３８の外周面４０に摺動回転自在に嵌合している。そのため、中心孔４１の内周面４２と偏心カム部３８の外周面４０との嵌合界面には、図１に強調して示すように、製造公差等に起因するクリアランス４４が形成されている。以上の構成により遊星歯車３３は、回転中心線Ｏに対して偏心する外周面４０の偏心中心線Ｐ周りに自転しつつ偏心カム部３８の回転方向へ公転する遊星運動を実現する。

図２，５に示すように、伝達回転体３４は駆動側回転体１０と同軸の円環板状であり、従動側回転体１８においてカム軸２とは反対側の端部の外周側に摺動回転自在に嵌合している。これにより伝達回転体３４は、回転中心線Ｏ周りに回転可能となっており、また回転体１０，１８に対して相対回転可能となっている。図２，３に示すように、伝達回転体３４の周方向に等間隔をあけた複数箇所（ここでは九箇所）には、円筒孔状の係合孔４８が形成されている。またそれに対応して、遊星歯車３３の周方向に等間隔をあけた複数箇所（ここでは九箇所）には、対応する係合孔４８へ突入して係合する円柱状の係合突起４９が形成されている。
こうした構成の差動歯車機構３０では、遊星キャリヤ３２が駆動側回転体１０に対して相対回転しないときには、遊星歯車３３が遊星運動することなく駆動側回転体１０と共に回転し、係合突起４９が係合孔４８を回転側へ押圧する。その結果、伝達回転体３４が駆動側回転体１０に対する相対回転位相を保ちつつ、図５の時計方向へ回転する。

モータ軸２４の回転トルクが方向Ｙへ増大すること等により遊星キャリヤ３２が駆動側回転体１０に対する遅角方向Ｙへ相対回転するときには、遊星歯車３３が内歯車部３１との噛合歯を周方向へ変化させつつ遊星運動することにより、係合突起４９が係合孔４８を回転側へ押圧する力が増大する。その結果、伝達回転体３４が駆動側回転体１０に対して進角方向Ｘへ相対回転する。一方、モータ軸２４の回転トルクが方向Ｘへ増大すること等により遊星キャリヤ３２が駆動側回転体１０に対する進角方向Ｘへ相対回転するときには、遊星歯車３３が内歯車部３１との噛合歯を周方向へ変化させつつ遊星運動することにより、係合突起４９が係合孔４８を反回転側へ押圧する。その結果、伝達回転体３４が駆動側回転体１０に対して遅角方向Ｙへ相対回転する。このように差動歯車機構３０では、駆動側回転体１０に対する遊星キャリヤ３２の相対回転運動により遊星歯車３３の遊星運動を生じさせ、当該遊星運動を伝達回転体３４の駆動側回転体１０に対する相対回転運動へ変換する。

図２，４，５に示すようにリンク機構５０は、リンク５１〜５３、案内回転部５４及び可動軸体５５等を組み合わせてなる。尚、図４，５では、断面を表すハッチングを省略している。
一対の第一リンク５１は、従動側回転体１８の回転中心線Ｏを挟む二箇所から相反方向へ突出している。一対の第二リンク５２は、駆動側回転体１０の接続部１５において回転中心線Ｏを挟む二箇所に回り対偶によって連繋している。一対の第三リンク５３は、対応する第一及び第二リンク５１，５２に可動軸体５５を介した回り対偶によって連繋している。

案内回転部５４は、伝達回転体３４において遊星歯車３３とは反対側の端面を含む部分により形成されている。案内回転部５４の回転中心線Ｏを挟む二箇所には、一対の案内通路５６が形成されている。各案内通路５６は、回転中心線Ｏの外周側を延伸し当該延伸方向において回転中心線Ｏからの距離が変化する曲線状であり、回転中心線Ｏに関して互いに回転対称となる形態で設けられている。そして特に第一実施形態の各案内通路５６は、方向Ｙへ向かうほど回転中心線Ｏから離間する曲線状である。

一対の可動軸体５５は円柱状であり、回転中心線Ｏを挟む両側に配置されている。各可動軸体５５の一端部は、対応する案内通路５６に滑動可能に挿入されている。また、可動軸体５５の他端部は、対応する第二リンク５２に相対回転可能に嵌合している。さらに、各可動軸体５５の中間部は、対応する第三リンク５３に圧入固定されている。

こうした構成のリンク機構５０では、伝達回転体３４が駆動側回転体１０との間の相対回転位相を保っているときには、可動軸体５５が案内通路５６を滑動せず、伝達回転体３４と共に回転する。このとき、回り対偶をなす第二及び第三リンク５２，５３の対偶素と回転中心線Ｏとの相対位置関係は変化しないので、第一リンク５１と従動側回転体１８とが駆動側回転体１０に対する相対回転位相を保ちつつ図４，５の時計方向へ回転し、機関軸位相が保持される。

伝達回転体３４が駆動側回転体１０に対する進角方向Ｘへ相対回転するときには、案内通路５６において可動軸体５５が回転中心線Ｏから離間する側へ滑動する。これにより、回り対偶をなす第二及び第三リンク５２，５３の対偶素が回転中心線Ｏから離間するため、第一リンク５１と従動側回転体１８とが駆動側回転体１０に対して遅角方向Ｙへ相対回転し、機関軸位相が遅角する。一方、伝達回転体３４が駆動側回転体１０に対する遅角方向Ｙへ相対回転するときには、案内通路５６において可動軸体５５が回転中心線Ｏへ接近する側へ滑動する。これにより、回り対偶をなす第二及び第三リンク５２，５３の対偶素が回転中心線Ｏへ接近するため、第一リンク５１と従動側回転体１８とが駆動側回転体１０に対して進角方向Ｘへ相対回転し、機関軸位相が進角する。このようにリンク機構５０では、伝達回転体３４の駆動側回転体１０に対する相対回転運動を従動側回転体１８の駆動側回転体１０に対する相対回転運動へ変換することにより、機関軸位相を変化させる。

次に、第一実施形態によるバルブタイミング調整装置１の特徴部分についてさらに詳しく説明する。
図６に示すように遊星キャリヤ３２の偏心カム部３８には、外周側と軸方向一端側とに開口する凹部６０が形成されている。さらに偏心カム部３８には、Ｃ字状のスナップリング６２が嵌合固定されており、スナップリング６２の一端面と凹部６０の内面とによって囲まれる収容部６４が形成されている。図７に示すように収容部６４は、偏心カム部３８の外周面（以下、偏心外周面という）４０の偏心方向を表す偏心方向線Ｅを基準に定められる角度領域θ内において、偏心方向線Ｅ上から偏心外周面４０の周方向（以下、基準周方向という）へ外れて設けられている。ここで角度領域θは、偏心外周面４０の偏心中心線Ｐ上で偏心方向線Ｅに直交する直交線Ｚよりも偏心外周面４０の偏心側に位置する領域である。

図６に示すようにばね部材７０は、スナップリング６２と凹部６０とにより挟持される形態で収容部６４に収容されており、それによって偏心カム部３８と遊星歯車３３の中心孔４１との間に配置されている。ばね部材７０は、略Ｕ字状に曲げられた金属板等からなる板ばねであり、内周側接触部７２、外周側接触部７３及び連結部７４を有している。
内周側接触部７２は、収容部６４の円筒面状の内底面６６に沿って湾曲する断面円弧状を呈し、内底面６６に接触している。ここで内周側接触部７２の曲率半径Ｒ_aは、収容部６４の内底面６６の曲率半径Ｒ_bよりも小さく設定されており、それによって内周側接触部７２は基準周方向の二箇所において内底面６６に接触している。内周側接触部７２の基準周方向の両端部のうち偏心方向線Ｅから遠い側の端部は、偏心カム部３８の外周側へ屈曲されて屈曲部７５を形成している。この屈曲部７５は、基準周方向にばね部材７０を挟んで向き合う収容部６４の内側面６７，６８のうち一方６７に隙間をあけて対向している。

外周側接触部７３は、内周側接触部７２の外周側に間隔をあけて設けられている。外周側接触部７３は、遊星歯車３３の中心孔４１の内周面（以下、歯車内周面という）４２に沿って湾曲する断面円弧状を呈し、収容部６４の開口６９から偏心外周面４０よりも突出して歯車内周面４２に接触している。ここで外周側接触部７３の曲率半径Ｒ_cは、歯車内周面４２の曲率半径Ｒ_dよりも小さく設定されており、それによって外周側接触部７３は基準周方向の一箇所において歯車内周面４２に接触している。外周側接触部７３の基準周方向の両端部のうち偏心方向線Ｅから遠い側の端部は、内周側接触部７２の屈曲部７５との間を完全に切断されて自由端７６を形成している。要するに、各接触部７２，７３の偏心方向線Ｅから遠い側の端部同士は、連結されることなく開放されている。

連結部７４は、各接触部７２，７３の基準周方向の両端部のうち偏心方向線Ｅに近い側の端部同士を連結しており、基準周方向の偏心方向線Ｅ側へ向かって湾曲している。連結部７４は、上記収容部６４の内側面６７，６８のうち他方６８に隙間をあけて対向している。
このような構成のばね部材７０は、収容部６４の内底面６６と歯車内周面４２との間で圧縮されることにより、連結部７４を弾性変形させて弾性力Ｆを発生する。そしてばね部材７０は、発生した弾性力Ｆを図７に模式的に示す如く歯車内周面４２の外周側接触部７３との接触箇所に作用させることによって、歯車内周面４２を押圧する。このとき弾性力Ｆの作用線Ｌは、偏心方向線Ｅに対して角度領域θ内の所定角度、例えば４５度程度、基準周方向へ傾斜して角度領域θ内で歯車内周面４２と交差する形となる。

さて、第一実施形態のバルブタイミング調整装置１では、吸気弁の駆動反力による変動トルクがカム軸２から従動側回転体１８へ直に伝達される。この変動トルクは、図８に示すように、機関軸位相を遅角させる向きの正トルクと、機関軸位相を進角させる向きの負トルクとの間を内燃機関の回転周期τ毎に変動するものである。ここで最大正トルクＴ₊の大きさは最大負トルクＴ_-の大きさよりも大きく、それ故に変動トルクの平均値Ｔ_aveは正側に偏っている。

こうした変動トルクは、従動側回転体１８からリンク機構５０及び伝達回転体３４を通じて遊星歯車３３へ伝達される。その結果、遊星歯車３３は、変動トルクに応じた方向の外力ｆを受けることになり、機関軸位相に影響のない範囲で遊星運動する。このとき遊星歯車３３が受ける外力ｆの方向は、図７に示す角度領域ψ内、即ち偏心方向線Ｅの直交線Ｚを挟んで角度領域θとは反対側の角度領域ψ内において変動することとなる。それ故、偏心方向線Ｅに対して作用線Ｌが角度領域θ内において傾斜する弾性力Ｆによれば、角度領域ψ内を方向変動する外力ｆの反対方向の成分によって外力ｆを相殺することができる。さらに第一実施形態では、図７に示すように、変動トルクが最大正トルクＴ₊となるときの外力ｆ₊に対して弾性力Ｆが反対向きとなるようにばね部材７０が配置されており、当該外力ｆ₊の十分な相殺が可能となっている。

また、偏心方向線Ｅに対して作用線Ｌが傾斜する弾性力Ｆを受けて遊星歯車３３は、図１に示すように、外歯車部３９と内歯車部３１とが噛合する箇所Ｇを支点として、歯車内周面４２と偏心外周面４０との間のクリアランス４４分回転した状態となる。そのため、歯車内周面４２は、作用線Ｌとの交点箇所Ｉとは異なる箇所Ｃにおいて偏心外周面４０と接触する。したがって、遊星歯車３３は、歯車内周面４２と作用線Ｌとの交点箇所Ｉ、歯車内周面４２と偏心外周面４０との接触箇所Ｃ、並びに外歯車部３９と内歯車部３１との噛合箇所Ｇの計三箇所において支持されることとなる。このような三点支持によれば、外力ｆを受ける遊星歯車３３のカバー歯車１２に対するがたつきを抑制することができるので、上述した外力ｆの相殺作用と相俟って、歯車部３９，３１間の歯当たりによる異音の発生が防止される。また、ばね部材７０の収容部６４が偏心方向線Ｅ上から外れていると共に、外周側接触部７３が歯車内周面４２と一箇所において接触しているので、作用線Ｌが偏心方向線Ｅと重なって遊星歯車３３の三点支持が崩れてしまう事態を防止することができる。故に、異音の発生防止効果が長期に亘って発揮される。しかも、弾性力Ｆの作用によって外歯車部３９は内歯車部３１へ向かって押し付けられ、内歯車部３１にしっかりと噛み合うことができるので、差動歯車機構３０の作動効率及び作動応答性が向上する。

さらに、変動トルクが正側へ増大するとき遊星歯車３３は、外周側接触部７３の偏心方向線Ｅに近い側の端部へ歯車内周面４２を接近させつつ、遊星運動する。このとき、外周側接触部７３の偏心方向線Ｅから遠い側の端部によって形成され、曲率半径Ｒ_c，Ｒ_dの大小関係によって外周側接触部７３の歯車内周面４２との接触箇所よりも内周側へ凹んでいる自由端７６は、歯車内周面４２に引掛かり難い。また、このとき歯車内周面４２によって圧縮されるばね部材７０では、外周側接触部７３の歯車内周面４２との接触箇所が連結部７４側へ移動しながら、連結部７４が弾性変形する。そのため、ばね部材７０の圧縮が進んでも、連結部７４における内部応力の増大が抑制されるので、ばね部材７０の耐疲労強度を高めることができる。

またさらに、変動トルクが最大正トルクＴ₊となるときには、外周側接触部７３の偏心方向線Ｅに近い側の端部へ歯車内周面４２が最接近し、連結部７４の弾性変形量が最大となるので、最大の弾性力Ｆが得られる。したがって、最大正トルクＴ₊による外力ｆ₊に対しても、遊星歯車３３の三点支持を維持すると共に、弾性力Ｆによる相殺作用を最大限に発揮することができる。また、遊星歯車３３に働く外力ｆが最大正トルクＴ₊による外力ｆ₊を超えても、歯車内周面４２が偏心外周面４０に接触することで、ばね部材７０の圧縮ストロークを制限することができる。したがって、このことによってもばね部材７０の耐疲労強度を高めることができる。

尚、ばね部材７０は、内、外周側接触部７２，７３及び連結部７４が略Ｕ字状に繋がる形状によって、圧縮時に位置ずれし難くなっている。また、ばね部材７０は、内周側接触部７２と収容部６４との接触箇所が二箇所となっていることによって、収容部６４により安定的に支持されている。これらのことから、ばね部材７０と収容部６４との間の磨耗を十分に抑制することができる。さらにばね部材７０では、屈曲部７５及び連結部７４が収容部６４の内側面６７，６８に隙間をあけて対向していることによって基準周方向の両側が拘束されていないので、内部応力の増大を抑制して耐疲労強度を高めることができる。しかも、屈曲部７５及び連結部７４が内側面６７，６８に対向していることによって、遊星運動する遊星歯車３３との間の摩擦によりばね部材７０が位置ずれしたとしても、各部７５，７４が内側面６７，６８によって係止されることで当該位置ずれを制限することができる。またさらにばね部材７０は、スナップリング６２と凹部６０とで挟持されることによって軸方向への位置ずれ、ひいては遊星歯車３３との間の磨耗を抑制されている。

以上、第一実施形態では、クランク軸が特許請求の範囲に記載の「第一軸」に相当し、駆動側回転体１０のカバー歯車１２が特許請求の範囲に記載の「第一歯車体」に相当し、カム軸２が特許請求の範囲に記載の「第二軸」に相当し、遊星歯車３３が特許請求の範囲に記載の「第二歯車体」に相当する。また、差動歯車機構３０が特許請求の範囲に記載の「歯車機構」に相当し、遊星歯車３３の中心孔４１が特許請求の範囲に記載の「中心孔」に相当し、歯車内周面４２が特許請求の範囲に記載の「内周面」に相当し、偏心外周面４０が特許請求の範囲に記載の「外周面」に相当する。さらに、ばね部材７０が特許請求の範囲に記載の「押圧体」に相当し、連結部７４が特許請求の範囲に記載の「変形部」に相当し、収容部６４の内底面６６が特許請求の範囲に記載の「接触面」に相当し、収容部６４の内側面６７，６８が特許請求の範囲に記載の「対向面」に相当する。加えて、伝達回転体３４、リンク機構５０及び従動側回転体１８が共同して特許請求の範囲に記載の「変換部」を構成し、従動側回転体１８が特許請求の範囲に記載の「出力端」に相当し、電動モータ２１が特許請求の範囲に記載の「トルク発生部」に相当する。

（第二実施形態）
図９，１０に示すように、本発明の第二実施形態は第一実施形態の変形例である。
第二実施形態のバルブタイミング調整装置１００の差動歯車機構１１０では、遊星歯車３３の歯車内周面４２と偏心カム部３８の偏心外周面４０との間に遊星ベアリング１２０が追加されている。遊星ベアリング１２０は、外輪１２１と内輪１２２との間にボール状の転動体１２３を挟持してなるラジアルベアリングである。外輪１２１の外周１２６は遊星歯車３３と一体回転可能に歯車内周面４２に圧入されている一方、内輪１２２の中心孔１２４の内周面１２５は偏心外周面４０に摺動回転自在に嵌合している。ここで図示はしないが、内周面１２５と偏心外周面４０との嵌合界面には、製造公差等に起因するクリアランスが形成されている。したがって、第二実施形態においても遊星歯車３３は、外歯車部３９によって内歯車部３１と噛合しつつ遊星運動することができる。

このような構成の第二実施形態では、偏心方向線Ｅに対して作用線Ｌが角度領域θ内で傾斜し且つ最大正トルクＴ₊時の外力ｆ₊方向とは反対向きとなるように、弾性力Ｆが遊星ベアリング１２０の内周面１２５に与えられる。したがって、第一実施形態と同様の原理により、遊星歯車３３及び遊星ベアリング１２０が受ける外力ｆの相殺作用と、遊星歯車３３及び遊星ベアリング１２０の三点支持作用とを発揮して、異音の発生を防止することができる。

また、第二実施形態では、変動トルクの伝達により外力ｆを受ける遊星歯車３３が遊星運動するとき、転動体１２３の転動によって内、外輪１２２，１２１に回転差が生じるため、ばね部材７０の外周側接触部７３に対して遊星ベアリング１２０の内周面１２５が摺動し難くなる。したがって、外周側接触部７３と内周面１２５との間の磨耗を防止することができる。
以上、第二実施形態では、遊星歯車３３及び遊星ベアリング１２０が共同して特許請求の範囲に記載の「第二歯車体」を構成し、内輪１２２の中心孔１２４が特許請求の範囲に記載の「中心孔」に相当し、中心孔１２４の内周面１２５が特許請求の範囲に記載の「内周面」に相当する。また、差動歯車機構１１０が特許請求の範囲に記載の「歯車機構」に相当する。

（第三実施形態）
図１１に示すように、本発明の第三実施形態は第一実施形態の変形例である。
第三実施形態のバルブタイミング調整装置１５０の差動歯車機構１６０では、偏心カム部３８の収容部６４とばね部材７０との間に座金部材１７０が遊星キャリヤ３２の一部として追加されている。座金部材１７０は金属板等からなり、その大半部分において、ばね部材７０の内周側接触部７２と収容部６４の内底面６６とに沿い湾曲する断面円弧状を呈している。ここで座金部材１７０の内、外周面１７１，１７２の曲率半径Ｒ_e，Ｒ_fは、収容部６４の内底面６６の曲率半径Ｒ_bよりも小さく、且つ内周側接触部７２の曲率半径Ｒ_aよりも大きく設定されている。これにより、座金部材１７０の内周面１７１が収容部６４の内底面６６に基準周方向の二箇所で接触し、また座金部材１７０の外周面１７２が内周側接触部７２に基準周方向の二箇所で接触している。したがって、座金部材１７０は、収容部６４によって安定的に支持された状態で内周側接触部７２を安定的に支持することができるので、ばね部材７０と座金部材１７０との間の磨耗が抑えられる。

また、差動歯車機構１６０において座金部材１７０は、ばね部材７０の基準周方向の両側に隙間をあけて配置されている。これによりばね部材７０は、基準周方向両側で拘束されず、内部応力の増大を抑制されているので、高い耐疲労強度を発揮することができる。
以上、第三実施形態では、差動歯車機構１６０が特許請求の範囲に記載の「歯車機構」に相当し、座金部材１７０の外周面１７２が特許請求の範囲に記載の「接触面」に相当する。

（第四実施形態）
図１２に示すように、本発明の第四実施形態は第三実施形態の変形例である。
第四実施形態のバルブタイミング調整装置２００では、略Ｕ字状のばね部材７０の代わりに、重ね板ばね２１０が偏心カム部３８と遊星歯車３３の中心孔４１との間に配置されている。具体的には、重ね板ばね２１０は二枚のばね板２１１，２１２からなり、偏心カム部３８の収容部６４に収容されてスナップリング６２と凹部６０とにより挟持されている。各ばね板２１１，２１２は、遊星歯車３３の歯車内周面４２に沿って湾曲する断面円弧状であり、基準周方向の両側において収容部６４内の座金部材１７０との間に隙間を形成している。

重ね板ばね２１０において最内周のばね板２１１は、座金部材１７０の外周面１７２に接触している。ここでばね板２１１の曲率半径Ｒ_gは、座金部材１７０の外周面１７２の曲率半径Ｒ_fよりも小さく設定されており、それによってばね板２１１は基準周方向の二箇所において外周面１７２に接触している。
重ね板ばね２１０において最外周のばね板２１２は、収容部６４の開口６９から偏心外周面４０よりも突出して歯車内周面４２に接触している。ここでばね板２１２の曲率半径Ｒ_hは、歯車内周面４２の曲率半径Ｒ_dよりも小さく設定されており、それによってばね板２１２は基準周方向の一箇所において歯車内周面４２に接触している。

このような構成の重ね板ばね２１０は、座金部材１７０の外周面１７２と歯車内周面４２との間で圧縮されることにより、各ばね板２１１，２１２を弾性変形させて弾性力Ｆを発生する。そして重ね板ばね２１０は、発生した弾性力Ｆを図１３に模式的に示す如く歯車内周面４２の板ばね２１２との接触箇所に作用させることにより、歯車内周面４２を押圧する。このとき弾性力Ｆは、偏心方向線Ｅに対して作用線Ｌが角度領域θ内で傾斜し且つ最大正トルクＴ₊時の外力ｆ₊方向とは反対向きとなる。したがって、第四実施形態によっても、遊星歯車３３が受ける外力ｆの相殺作用と遊星歯車３３の三点支持作用とを発揮して、異音の発生を防止することができる。

また、第四実施形態では、収容部６４への収容により重ね板ばね２１０が偏心方向線Ｅ上から外れていると共に、ばね板２１２が歯車内周面４２と一箇所において接触しているので、作用線Ｌが偏心方向線Ｅと重なって遊星歯車３３の三点支持が崩れてしまう事態を防止することができる。さらに重ね板ばね２１０は、ばね板２１１と収容部６４内の座金部材１７０との接触箇所が二箇所となっていることによって安定的に支持されるので、座金部材１７０との間の磨耗を抑えられる。またさらに重ね板ばね２１０では、圧縮時に各ばね板２１１，２１２に生じる内部応力を小さくすることができるので、重ね板ばね２１０の耐疲労強度が高くなる。
以上、第四実施形態では、重ね板ばね２１０が特許請求の範囲に記載の「押圧体」に相当し、各ばね板２１１，２１２が特許請求の範囲に記載の「変形部」に相当し、座金部材１７０の外周面１７２が特許請求の範囲に記載の「接触面」に相当する。

（第五実施形態）
図１４に示すように、本発明の第五実施形態は第一実施形態の変形例である。
第五実施形態のバルブタイミング調整装置３００の差動歯車機構３１０では、駆動側回転体１０のカバー歯車３２０が内歯車部３１の代わりに外歯車部３２２を有し、遊星歯車３３０が外歯車部３９の代わりに内歯車部３３２を有している。
具体的にカバー歯車３２０は、内歯車部３１がないことを除いて第一実施形態のカバー歯車１２と実質的に同一構成のカバー部３２４と、別体の外歯車部３２２とを組み合わせてなる。外歯車部３２２はカバー部３２４に同軸にリベットかしめされており、駆動側回転体１０の一部としても機能する。

図１４，１５に示すように遊星歯車３３０の内歯車部３３２については、歯底円が外歯車部３２２の歯先円よりも大きく設定され、また歯数が外歯車部３２２の歯数よりも一つ多く設定されている。遊星歯車３３０において内歯車部３３２は、偏心外周面４０に嵌合する中心孔４１と同軸に設けられている。したがって、内歯車部３３２は、回転中心線Ｏに対し偏心して外歯車部３２２の外周側に配置されており、その偏心側とは反対側において外歯車部３２２と噛合している。即ち遊星歯車３３０は、カバー歯車３２０と共に内噛合形態の差動歯車機構３１０を構成しており、外歯車部３２２と噛合しつつ遊星運動することができる。

こうした構成の差動歯車機構３１０では、遊星キャリヤ３２が駆動側回転体１０に対する進角方向Ｘへ相対回転するときには、遊星歯車３３０が外歯車部３２２との噛合歯を周方向へ変化させつつ遊星運動することにより、係合突起４９が係合孔４８を回転側へ押圧する力が増大する。その結果、伝達回転体３４が駆動側回転体１０に対して進角方向Ｘへ相対回転する。一方、遊星キャリヤ３２が駆動側回転体１０に対する遅角方向Ｙへ相対回転するときには、遊星歯車３３０が外歯車部３２２との噛合歯を周方向へ変化させつつ遊星運動することにより、係合突起４９が係合孔４８を反回転側へ押圧する。その結果、伝達回転体３４が駆動側回転体１０に対して遅角方向Ｙへ相対回転する。このように差動歯車機構３１０では、駆動側回転体１０に対する遊星キャリヤ３２の相対回転運動により遊星歯車３３０の遊星運動を生じさせ、当該遊星運動を伝達回転体３４の駆動側回転体１０に対する相対回転運動へと変換するが、遊星キャリヤ３２の相対回転方向と伝達回転体３４の相対回転方向との関係が第一実施形態とは逆になっている。
尚、遊星キャリヤ３２が駆動側回転体１０に対して相対回転しないときには、第一実施形態の場合と同様に遊星歯車３３０が遊星運動せず、伝達回転体３４が駆動側回転体１０に対する相対回転位相が保って回転する。

図１４，１６に示すようにバルブタイミング調整装置３００では、さらにリンク機構３４０の案内回転部３５０の各案内通路３５２について、回転中心線Ｏの外周側を延伸し方向Ｘへ向かうほど回転中心線Ｏから離間する曲線状に形成されている。故にリンク機構３４０では、伝達回転体３４が駆動側回転体１０に対する進角方向Ｘへ相対回転するときには、案内通路３５２において可動軸体５５が回転中心線Ｏへ接近する側へ滑動する。これにより、回り対偶をなす第二及び第三リンク５２，５３の対偶素が回転中心線Ｏへ接近するため、第一リンク５１と従動側回転体１８とが駆動側回転体１０に対して進角方向Ｘへ相対回転し、機関軸位相が進角する。一方、伝達回転体３４が駆動側回転体１０に対する遅角方向Ｙへ相対回転するときには、案内通路３５２において可動軸体５５が回転中心線Ｏから離間する側へ滑動する。これにより、回り対偶をなす第二及び第三リンク５２，５３の対偶素が回転中心線Ｏから離間するため、第一リンク５１と従動側回転体１８とが駆動側回転体１０に対して遅角方向Ｙへ相対回転し、機関軸位相が遅角する。このようにリンク機構３４０では、伝達回転体３４の駆動側回転体１０に対する相対回転運動を従動側回転体１８の駆動側回転体１０に対する相対回転運動へ変換することにより、機関軸位相を変化させるが、伝達回転体３４の相対回転方向と従動側回転体１８の相対回転方向との関係が第一実施形態とは逆になっている。
尚、伝達回転体３４が駆動側回転体１０に対して相対回転しないときには、第一実施形態の場合と同様に可動軸体５５が案内通路３５２を滑動せず、従動側回転体１８が駆動側回転体１０に対する相対回転位相を保って回転するので、機関軸位相が保持される。

このような構成の第五実施形態では、図１７に示すように、カム軸２の変動トルクに応じて遊星歯車３３０が角度領域ψ内の方向の外力ｆを受ける。そこで、第五実施形態においてもばね部材７０の弾性力Ｆは、偏心方向線Ｅに対して作用線Ｌが角度領域θ内で傾斜し且つ最大正トルクＴ₊時の外力ｆ₊方向とは反対向きとなるように、遊星歯車３３０の歯車内周面４２に与えられる。したがって、外力ｆを十分に相殺することができる。

また、偏心方向線Ｅに対して作用線Ｌが傾斜する弾性力Ｆを受けて遊星歯車３３０は、図１８に示すように、内歯車部３３２と外歯車部３２２とが噛合する箇所Ｇを支点として、歯車内周面４２と偏心外周面４０との間のクリアランス４４分回転した状態となる。そのため、歯車内周面４２は、作用線Ｌとの交点箇所Ｉとは異なる箇所Ｃにおいて偏心外周面４０と接触する。したがって、遊星歯車３３０は、歯車内周面４２と作用線Ｌとの交点箇所Ｉ、歯車内周面４２と偏心外周面４０との接触箇所Ｃ、並びに内歯車部３３２と外歯車部３２２との噛合箇所Ｇの計三箇所において支持されることとなる。故に、遊星歯車３３０の三点支持が実現されるので、遊星歯車３３０のカバー歯車３２０に対するがたつきを抑制して、歯車部３３２，３２２間の歯当たりによる異音の発生を防止することができる。

以上、第五実施形態では、駆動側回転体１０のカバー歯車３２０が特許請求の範囲に記載の「第一歯車体」に相当し、遊星歯車３３０が特許請求の範囲に記載の「第二歯車体」に相当する。また、差動歯車機構３１０が特許請求の範囲に記載の「歯車機構」に相当し、伝達回転体３４、リンク機構３４０及び従動側回転体１８が共同して特許請求の範囲に記載の「変換部」を構成し、従動側回転体１８が特許請求の範囲に記載の「出力端」に相当する。

（第六実施形態）
図１９に示すように、本発明の第六実施形態は第二実施形態の変形例である。
第六実施形態のバルブタイミング調整装置４００の差動歯車機構４１０には、伝達回転体３４及びリンク機構５０が設けられない代わりに、二つの内歯車部４１２，４１４が設けられている。ここで一方の駆動側内歯車部４１２は、第一実施形態の内歯車部３１と実質的に同一の構成であり、駆動側回転体１０の一部としても機能する。また、他方の従動側内歯車部４１４は、従動側回転体４１６のカム軸２とは反対側端部により形成されており、各回転体１０，４１６と同軸に且つ軸方向において駆動側内歯車部４１２と隣接する形態で配置されている。この従動側内歯車部４１４については、歯底円が駆動側内歯車部４１２の歯先円よりも小さく設定され、また歯数が駆動側内歯車部４１２の歯数よりも少なく設定されている。尚、第六実施形態の従動側回転体４１６は、カム軸２とは反対側端部が伝達回転体３４と嵌合する代わりに従動側内歯車部４１４を形成している点を除いて、第一実施形態の従動側回転体１８と実質的に同一の構成を有している。

差動歯車機構４１０ではさらに、二段円筒状を呈する遊星歯車４２０に二つの外歯車部４２２，４２４が設けられている。ここで一方の駆動側外歯車部４２２は、図１９，２０に示すように、遊星歯車４２０の大径側部分により形成されて駆動側内歯車部４１２の内周側に配置されており、歯数について駆動側内歯車部４１２の歯数よりも一つ少なく設定されている。また、他方の従動側外歯車部４２４は、図１９，２１に示すように、遊星歯車４２０の小径側部分により形成されて従動側内歯車部４１４の内周側に配置されており、歯数について従動側内歯車部４１４の歯数よりも一つ少なく設定されている。即ち、従動側外歯車部４２４の歯数は駆動側外歯車部４２２の歯数よりも少ない。図１９〜２１に示すように駆動側外歯車部４２２及び従動側外歯車部４２４は、回転中心線Ｏに対して互いに同一側へ偏心しており、その偏心側においてそれぞれ駆動側内歯車部４１２及び従動側内歯車部４１４と噛合している。即ち遊星歯車４２０は、内歯車部４１２，４１４と共に内噛合形態の差動歯車機構４１０を構成している。尚、第二実施形態の場合と同様に第六実施形態では、遊星歯車４２０の歯車内周面４２と偏心カム部３８の偏心外周面４０との間に遊星ベアリング１２０が追加されている。したがって、遊星歯車４２０は内歯車部４１２，４１４と噛合しつつ遊星運動することができる。また、第六実施形態では、駆動側外歯車部４２２の内周側と従動側外歯車部４２４の内周側との両方に跨ってばね部材７０が配置されている。したがって、ばね部材７０は、駆動側外歯車部４２２及び従動側外歯車部４２４の双方を外周側へ押圧することができる。

こうした構成の差動歯車機構４１０では、遊星キャリヤ３２が駆動側回転体１０に対して相対回転しないときには、遊星歯車４２０が遊星運動することなく回転体１０，４１６と共に回転する。その結果、回転体１０，４１６間の相対回転位相、ひいては機関軸位相が保持される。
遊星キャリヤ３２が駆動側回転体１０に対する進角方向Ｘへ相対回転するときには、遊星歯車４２０が内歯車部４１２，４１４との噛合歯を周方向へ変化させつつ遊星運動することにより、従動側回転体４１６が駆動側回転体１０に対して進角方向Ｘへ相対回転し、機関位相が進角する。一方、遊星キャリヤ３２が駆動側回転体１０に対する遅角方向Ｙへ相対回転するときには、遊星歯車４２０が内歯車部４１２，４１４との噛合歯を周方向へ変化させつつ遊星運動することにより、従動側回転体４１６が駆動側回転体１０に対して遅角方向Ｙへ相対回転し、機関位相が遅角する。このように差動歯車機構４１０では、駆動側回転体１０に対する遊星キャリヤ３２の相対回転運動により遊星歯車４２０の遊星運動を生じさせ、当該遊星運動を従動側回転体１８の駆動側回転体１０に対する相対回転運動へと変換することにより、機関軸位相を変化させる。

このような構成の第六実施形態では、偏心方向線Ｅに対して作用線Ｌが傾斜する弾性力Ｆを遊星ベアリング１２０を介して受ける遊星歯車４２０は、外歯車部４２２と内歯車部４１２との噛合箇所又は外歯車部４２４と内歯車部４１４との噛合箇所を支点として、ベアリング内周面１２５と偏心外周面４０との間のクリアランス分回転する。そのため、ベアリング内周面１２５は、作用線Ｌとの交点箇所とは異なる箇所で偏心外周面４０と接触する。したがって、遊星歯車４２０は、ベアリング内周面１２５と作用線Ｌとの交点箇所、ベアリング内周面１２５と偏心外周面４０との接触箇所、並びに外歯車部４２２と内歯車部４１２との噛合箇所又は外歯車部４２４と内歯車部４１４との噛合箇所の計三箇所において支持されることとなる。したがって、遊星歯車４２０の内歯車部４１２又は内歯車部４１４に対するがたつきを抑制して、歯車部４２２，４１２間又は歯車部４２４，４１４間の歯当たりによる異音の発生を防止することができる。

以上、第六実施形態では、遊星歯車４２０及び遊星ベアリング１２０が共同して特許請求の範囲に記載の「第二歯車体」を構成し、内輪１２２の中心孔１２４が特許請求の範囲に記載の「中心孔」に相当し、中心孔１２４の内周面１２５が特許請求の範囲に記載の「内周面」に相当する。また、差動歯車機構４１０が特許請求の範囲に記載の「歯車機構」に相当し、従動側回転体４１６が特許請求の範囲に記載の「変換部」及び「出力端」に相当する。

（第七実施形態）
図２２〜図２４に示すように、本発明の第七実施形態は第六実施形態の変形例である。図２４では、制御ユニット２０を省略している。第七実施形態のバルブタイミング調整装置５００は、吸気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５００では、図２３および図２４に示すように、スプロケット１１の大径部１３の内周側に、等角度間隔に３個のストッパ１１ａ、１１ｂ、１１ｃが従動側回転体４１６に向けて径方向内側に突出して形成されている。そして、従動側回転体４１６の外周側に、等角度間隔に３個の突部４１６ａ、４１６ｂ、４１６ｃが径方向外側に突出して形成されている。突部４１６ａはストッパ１１ａとストッパ１１ｂとの間に収容され、突部４１６ｂはストッパ１１ｂとストッパ１１ｂｃの間に収容され、突部４１６ｃはストッパ１１ｃとストッパ１１ａとの間に収容されている。駆動側回転体１０を構成するスプロケット１１に対して従動側回転体４１６が進角方向Ｘおよび遅角方向Ｙに位相制御されるとき、突部４１６ａがストッパ１１ａに当接することにより最遅角位置が規定され、突部４１６ａがストッパ１１ｂに当接することにより最進角位置が規定される。突部４１６ｂ、４１６ｃ、およびストッパ１１ｃは、例えば突部４１６ａまたはストッパ１１ａ、１１ｂが破損したときに最遅角位置または最進角位置を規定するための予備として形成されている。したがって、突部４１６ａまたはストッパ１１ａ、１１ｂに破損が生じていない場合には、突部４１６ｂ、４１６ｃは、ストッパ１１ａ、１１ｂ、１１ｃと当接しない。

図２２に示すように、第七実施形態においても、偏心方向線Ｅに対して作用線Ｌが角度領域θ内において傾斜する位置にばね部材７０が設置されているので、角度領域ψ内を方向変動する外力ｆの反対方向に働くばね部材７０の弾性力Ｆの成分によって、変動トルクから受ける外力ｆを相殺することができる。
ここで、駆動側回転体１０に対して従動側回転体４１６を最遅角位置に向けて位相制御する場合、モータ軸２４の回転トルクを遅角方向Ｙに働かせ、ストッパ１１ａに突部４１６ａを当接させる。通電制御回路２２は、従動側回転体４１６が最遅角位置に達したことを検出すると、電動モータ２１への通電を制御し、遅角方向Ｙに働くモータ軸２４の回転トルクを低下させる。しかしながら、従動側回転体４１６が最遅角位置に達してから通電制御回路２２が電動モータ２１への通電を制御し、遅角方向Ｙに働くモータ軸２４の回転トルクが低下するまでの間に電動モータ２１の遅角方向Ｙへの慣性トルクにより、モータ軸２４は遅角側に回転トルクを受ける。その結果、ストッパ１１ａに突部４１６ａが当接した状態で、遊星キャリヤ３２がさらに遅角側に回転トルクを受けるので、突部４１６ａは遅角側のストッパ１１ａに向けて押し付けられる。また、カム軸２が吸気弁を開閉駆動するときに受ける変動トルクの平均は、進角側よりも遅角側に働くので、この変動トルクによって、遅角側のストッパ１１ａに当接する突部４１６ａの速度が増加することがある。

このように、突部４１６ａがストッパ１１ａに当接し最遅角位置が規定されてからもモータ軸２４に遅角側の回転トルクが加わったり、突部４１６ａがストッパ１１ａに当接するときに変動トルクにより遅角側のストッパ１１ａに当接する突部４１６ａの速度が増加すると、ベアリング１２０のベアリング内周面１２５に対して遊星キャリヤ３２の外周面４０が過回転し、ベアリング１２０のベアリング内周面１２５と遊星キャリヤ３２の外周面４０との偏心方向がずれる。その結果、ベアリング内周面１２５と遊星キャリヤ３２の外周面４０との摺動クリアランスに偏りが生じ、ベアリング内周面１２５と遊星キャリヤ３２の外周面４０との間にくいこみが生じる恐れがある。これに対し、最遅角位置に位相制御するモータ軸２４の回転速度を低下させれば、くいこみを防止することは可能であるが、位相制御の応答性が低下するという問題がある。

そこで、図２２および図２３に示すように、第七実施形態では、偏心方向線Ｅよりも駆動側回転体１０に対する遊星キャリヤ３２の遅角方向Ｙ側にばね部材７０を設置している。そして、図２５に示すように、ばね部材７０の弾性力Ｆの作用線Ｌは、偏心中心線Ｐを通っている。また、ばね部材７０の弾性力Ｆは遊星キャリヤ３２に対して矢印５２０が示す方向に働く。したがって、回転中心線Ｏを中心として、遊星キャリヤ３２はばね部材７０の弾性力Ｆから進角方向Ｘに回転トルクＴ０を受ける。回転中心線Ｏと偏心中心線Ｐとの距離、つまり偏心距離をｅ、偏心方向線Ｅよりも駆動側回転体１０に対する遊星キャリヤ３２の遅角方向Ｙ側にばね部材７０を設置している設置角度をαとすると、回転トルクＴ０は次式（１）で表される。

Ｔ０＝Ｆ×ｅ×ｓｉｎα ・・・（１）
また、式（１）より、
Ｔ０／（Ｆ×ｅ）＝ｓｉｎα・・・（２）
である。
式（２）においてＦ、ｅは一定であるから、弾性力Ｆにより遊星キャリヤ３２に対して進角方向Ｘに働く回転トルクＴ０は、設置角度αによって変化する。図２６に、αを変化させたときのＴ０／（Ｆ×ｅ）の変化を示す。図２６において、Ｔ０／（Ｆ×ｅ）が正であれば回転トルクＴ０は進角方向Ｘに働き、Ｔ０／（Ｆ×ｅ）が負であれば回転トルクＴ０は遅角方向Ｙに働く。Ｔ０／（Ｆ×ｅ）＝ｓｉｎαであるから、α＝９０°のときに、Ｔ０／（Ｆ×ｅ）、つまりＴ０は最大になる。

このように、第七実施形態では、偏心方向線Ｅよりも、駆動側回転体１０に対する遊星キャリヤ３２の遅角方向Ｙ側にばね部材７０を設置しているので、最遅角制御において、突部４１６ａがストッパ１１ａと当接したとき、遅角方向Ｙに働く電動モータ２１の慣性トルクＴ１に対し、遊星キャリヤ３２は、ばね部材７０の弾性力Ｆにより反対方向の進角方向Ｘに回転トルクＴ０を受ける。これにより、ストッパ１１ａに突部４１６ａが当接してから遊星キャリヤ３２が遅角側に受ける回転トルクが低減するので、ベアリング内周面１２５と遊星キャリヤ３２の外周面４０との間にくいこみが生じることを防止できる。

変動トルクから受ける外力ｆを相殺してばね部材７０の弾性力Ｆにより遊星歯車４２０の三点支持を実現しつつ、ばね部材７０の弾性力Ｆにより遊星キャリヤ３２に進角方向Ｘの回転トルクを加えてベアリング内周面１２５と遊星キャリヤ３２の外周面４０とのくいこみを防止するためには、偏心方向線Ｅに対して遅角側にばね部材７０を設置すればよい。また、ばね部材７０の弾性力Ｆにより遊星キャリヤ３２に進角方向Ｘに加える回転トルクＴ０を確保し、ベアリング内周面１２５と遊星キャリヤ３２の外周面４０とのくいこみを防止する点から判断すると、偏心方向線Ｅに対して遅角側にばね部材７０を設置する設置角度αは、４５°≦α≦９０°であることが望ましい。ばね部材７０の弾性力Ｆにより変動トルクから受ける外力ｆを相殺することとのバランスを考慮すると、４５°程度にαを設定することが最適であると考えられる。

また、第七実施形態では、図２４に示すように、カバー歯車１２と軸方向に向き合っているスプロケット１１の大径部１３の外周縁部に、カバー歯車１２に向かって軸方向に突出する環状の突部５０２が形成されている。また、図２２および図２４に示すように、カバー歯車１２は、突部５０２の内周面５０２ａに圧入されている。そして、カバー歯車１２の挿入孔１２ａに挿入され、スプロケット１１とねじ結合する結合部材としてのボルト５１０により、スプロケット１１とカバー歯車１２とは結合されている。

このように、スプロケット１１の突部５０２の内周面５０２ａにカバー歯車１２が圧入されるので、組付時において、スプロケット１１とカバー歯車１２との径方向の位置決めが容易である。これに対し、例えば、図２７に示すように、スプロケット１１に突部５０２が形成されていない場合には、環状の治具５３０内にスプロケット１１およびカバー歯車１２を設置して径方向の位置決めを行う必要があるので、組付作業が繁雑である。

また、バルブタイミング調整装置５００の作動中において、スプロケット１１に対してカバー歯車１２が回転方向および径方向にずれる力が加わることがある。例えば、前述したように、突部４１６ａがストッパ１１ａに当接し最遅角位置が規定されてからも、ベアリング１２０のベアリング内周面１２５に対して遊星キャリヤ３２の外周面４０が過回転すると、ベアリング内周面１２５と遊星キャリヤ３２の外周面４０との偏心方向がずれる。この偏心方向のずれは、遊星歯車４２０を介してカバー歯車１２に回転方向および径方向の力となって加わる。つまり、スプロケット１１に対してカバー歯車１２が回転方向および径方向にずれる力として働く。このようなずれ力により、図２７に示す比較例では、カバー歯車１２に形成されているボルト５１０の挿入孔１２ａとボルト５１０とのクリアランス分、スプロケット１１に対してカバー歯車１２が回転方向および径方向にずれる恐れがある。

そこで、第七実施形態では、スプロケット１１の突部５０２の内周面５０２ａにカバー歯車１２が圧入されているので、前述したずれ力がカバー歯車１２に加わっても、スプロケット１１に対してカバー歯車１２は径方向の位置を規制され、径方向にずれない。また、突部５０２内に圧入されている圧入力により、突部５０２の内周面５０２ａとカバー歯車１２の外周面との間に大きな摩擦力が働くので、スプロケット１１に対してカバー歯車１２が回転方向にずれることを防止できる。

（第八、第九実施形態）
本発明の第八実施形態を図２８に示し、第九実施形態を図２９に示す。第八実施形態および第九実施形態は第七施形態の変形例である。第八、第九実施形態のバルブタイミング調整装置６００、７００は、吸気弁のバルブタイミングを調整する。
図２８に示す第八実施形態のバルブタイミング調整装置６００では、カバー歯車１２と軸方向に向き合っているスプロケット１１の大径部１３の外周縁部に、カバー歯車１２に向かって軸方向に突出する環状の突部６０２が形成されている。カバー歯車１２には、ボルト５１０を挿入する挿入孔１２ａの内周側に、スプロケット１１に向けて軸方向に突出する環状の内周突部６１０が形成されている。そして、突部６０２の内周面６０２ａに内周突部６１０が圧入されている。
したがって、第七実施形態と同様に、組付時において、スプロケット１１とカバー歯車１２との径方向の位置決めが容易である。さらに、スプロケット１１に対してカバー歯車１２が回転方向および径方向にずれることを防止できる。

図２９に示す第九実施形態のバルブタイミング調整装置７００では、スプロケット１１と軸方向に向き合っているカバー歯車１２の外周縁部に、スプロケット１１に向かって軸方向に突出する環状の突部７０２が形成されている。スプロケット１１には、ボルト５１０とねじ結合する箇所の内周側に、カバー歯車１２に向けて軸方向に突出する環状の内周突部７１０が形成されている。そして、突部７０２の内周面７０２ａに内周突部７１０が圧入されている。

したがって、第九実施形態においても、第七、第八実施形態と同様に、組付時において、スプロケット１１とカバー歯車１２との径方向の位置決めが容易である。さらに、スプロケット１１に対してカバー歯車１２が回転方向および径方向にずれることを防止できる。
また、第八、第九実施形態では、第七実施形態と同様に、偏心方向線Ｅよりも、駆動側回転体１０に対する遊星キャリヤ３２の遅角方向Ｙ側にばね部材７０を設置しているので、最遅角制御において、突部４１６ａがストッパ１１ａと当接したときに、ベアリング内周面１２５と遊星キャリヤ３２の外周面４０との間にくいこみが生じることを防止している。
以上、第七〜第九実施形態では、スプロケット１１またはカバー歯車１２が特許請求の範囲に記載の「第一ハウジング」または「第二ハウジング」のいずれかに相当し、スプロケット１１およびカバー歯車１２が特許請求の範囲に記載の「ハウジング部材」に相当する。

（第十実施形態）
本発明の第十実施形態を図３０から図３２に示す。第十実施形態のバルブタイミング調整装置８００は、吸気弁のバルブタイミングを調整する。第十実施形態では、図３０〜図３２に示すように、偏心方向線Ｅを挟んで周方向両側の遅角側および進角側のそれぞれに、ばね部材７０を設置している。これ以外の構成は、第七実施形態と実質的に同一であるから、第七実施形態と同一構成部分に同一符号を付す。図３１は、第七実施形態の図２４において、従動側回転体４１６を外し、カム軸２側から見たときの、第十実施形態の遊星歯車４２０およびカバー歯車１２を示す図である。図３１ではカム軸２側から遊星歯車４２０およびカバー歯車１２を見ているので、進角方向を示す矢印Ｘと遅角方向を示す矢印Ｙとが、図３０と逆方向になっている。

図３０〜図３２に示すように、第十実施形態では、偏心方向線Ｅを挟んで遅角側および進角側の角度領域θにそれぞれにばね部材７０を設置している。角度領域θは、偏心外周面４０の偏心中心線Ｐ上で偏心方向線Ｅに直交する直交線Ｚよりも偏心外周面４０の偏心側に位置する領域である。
ここで、第十実施形態では、第六〜第九実施形態と同様に、二段円筒状を呈する遊星歯車４２０の軸方向の異なる位置に形成された外歯車部４２２、４２４が、内歯車部４１２、４１４と噛み合う複式の差動歯車機構を構成している。このような差動歯車機構においては、第三歯車体としての従動側回転体４１６がカム軸２から変動トルクを受けると、図３３に示すように、遊星歯車４２０の外歯車部４２４は、従動側回転体４１６の内歯車部４１４との噛合箇所において内歯車部４１４から力Ｆ０を矢印方向に受ける。この力Ｆ０は、接線方向の力Ｆｈ０と、半径方向内側の回転中心線Ｏに向かうラジアル力Ｆｒ０とに分解される。

また、従動側回転体４１６から遊星歯車４２０に伝達された変動トルクが遊星歯車４２０から内歯車部４１２を有するカバー歯車１２に伝達されるとき、遊星歯車４２０の外歯車部４２２は、カバー歯車１２の内歯車部４１２との噛合箇所において内歯車部４１４から力Ｆ１を矢印方向に受ける。この力Ｆ１は、接線方向の力Ｆｈ１と、半径方向内側の回転中心線Ｏに向かうラジアル力Ｆｒ１とに分解される。図３３に示すように、接線方向の力Ｆｈ０とＦｈ１は互いに反対方向に変動トルクと同じトルクを発生し、相殺される。一方、半径方向内側の回転中心線Ｏに向かうラジアル力Ｆｒ０とＦｒ１との合力は、ほぼ偏心方向線Ｅに沿って半径方向内側に向かうラジアル力Ｆｒとなる。

前述したように、第十実施形態では、偏心方向線Ｅを挟んで周方向両側にばね部材７０が設置されているので、図３２に示すように、両ばね部材７０が遊星歯車４２０に矢印５４０、５４２の向きに加える弾性力Ｆの合力は、矢印５５０に示すように偏心方向線Ｅに沿って半径方向外側に向かっている。つまり、従動側回転体４１６が変動トルクを受け、この変動トルクが遊星歯車４２０、カバー歯車１２に伝達されるときに、遊星歯車４２０が従動側回転体４１６およびカバー歯車１２から受ける力の合力Ｆｒに対し、２個のばね部材７０から遊星歯車４２０が受ける弾性力の合力は矢印５５０に示すように反対方向に働く。したがって、カム軸２から従動側回転体４１６が受ける変動トルクが遊星歯車４２０に加わっても、遊星歯車４２０は従動側回転体４１６およびカバー歯車１２に対してがたつき難くなる。したがって、変動トルクに起因する、従動側回転体４１６およびカバー歯車１２と遊星歯車４２０との歯当たりが回避され、異音の発生を防止できる。

また、第十実施形態では、遊星歯車４２０は、カバー歯車１２または従動側回転体４１６との噛合箇所と、一方のばね部材７０の作用線Ｌと歯車内周面４２との交点箇所と、他方のばね部材７０の作用線Ｌと歯車内周面４２との交点箇所との、少なくとも三箇所において支持されることになる。このような支持形態で遊星歯車４２０が支持されるので、カム軸２から従動側回転体４１６が受ける変動トルクが遊星歯車４２０に加わっても、遊星歯車４２０は従動側回転体４１６およびカバー歯車１２に対してがたつき難くなる。したがって、変動トルクに起因する、遊星歯車４２０と従動側回転体４１６およびカバー歯車１２との歯当たりが回避され、異音の発生を防止できる。

また、第十実施形態では、偏心方向線Ｅに対して駆動側回転体１０に対する遊星キャリヤ３２の進角方向Ｘ側および遅角方向Ｙ側にばね部材７０を設置している。そして、図３２に示すように、２個のばね部材７０の弾性力Ｆの作用線Ｌは、偏心中心線Ｐを通っている。また、２個のばね部材７０の弾性力Ｆは遊星キャリヤ３２に対して矢印５２０、５２２が示す方向に働く。したがって、回転中心線Ｏを中心として、遊星キャリヤ３２はばね部材７０の弾性力Ｆから進角方向Ｘおよび遅角方向Ｙに回転トルクを受ける。

ここで、最遅角制御において、図３０に示す突部４１６ａがストッパ１１ａと当接し、遊星キャリヤ３２にさらに遅角側の回転トルクが加わると、遊星キャリヤ３２の外周面４０とベアリング内周面１２５とのクリアランスは偏心方向線Ｅを挟んで進角側よりも遅角側が狭くなる。これにより、遅角側に設置されたばね部材７０が遊星キャリヤ３２に加える進角側の回転トルクは、進角側に設置されたばね部材７０が遊星キャリヤ３２に加える遅角側の回転トルクよりも大きくなる。その結果、突部４１６ａが遅角側のストッパ１１ａに当接するときにストッパ１１ａに向けてさらに遅角側に遊星キャリヤ３２に加わる回転トルクが小さくなるので、遊星キャリヤ３２の外周面４２とベアリング内周面１２５とのくいこみを防止できる。

また、最進角制御において、突部４１６ａがストッパ１１ｂと当接し、遊星キャリヤ３２にさらに進角側の回転トルクが加わると、遊星キャリヤ３２の外周面４０とベアリング内周面１２５とのクリアランスは偏心方向線Ｅを挟んで遅角側よりも進角側が狭くなる。これにより、進角側に設置されたばね部材７０が遊星キャリヤ３２に加える遅角側の回転トルクは、遅角側に設置されたばね部材７０が遊星キャリヤ３２に加える進角側の回転トルクよりも大きくなる。その結果、突部４１６ａが進角側のストッパ１１ｂに当接するときにストッパ１１ｂに向けてさらに進角側に遊星キャリヤ３２に加わる回転トルクが小さくなるので、遊星キャリヤ３２の外周面４２とベアリング内周面１２５とのくいこみを防止できる。

ばね部材７０の弾性力Ｆにより遊星キャリヤ３２に進角方向Ｘおよび遅角方向Ｙに加える回転トルクを確保し、ベアリング内周面１２５と遊星キャリヤ３２の外周面４０とのくいこみを防止する点から判断すると、偏心方向線Ｅに対して遅角側および進角側にばね部材７０を設置する図３２に示す設置角度αは、４５°≦α≦９０°であることが望ましい。ばね部材７０の弾性力Ｆにより変動トルクから受ける外力ｆを相殺することとのバランスを考慮すると、４５°程度にαを設定することが最適であると考えられる。

ここまで本発明の複数の実施形態について説明してきたが、本発明はそれらの実施形態に限定して解釈されるものではなく、そ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可能である。
例えば第一〜第五実施形態では、変動トルクが最大負トルクＴ_-となるときの外力ｆ_-に対して弾性力Ｆが反対向きとなるように、ばね部材７０又は重ね板ばね２１０を配置してもよい。また、第一〜第五実施形態では、係合孔４８及び係合突起４９の数を適宜設定することができるが、そうした数の変更によって遊星歯車３３，３３０が受ける外力ｆの方向の変動範囲が変わるので、それに応じて弾性力Ｆの方向を定めることが望ましい。

さらに第一〜第五実施形態では、リンク機構５０，３４０及び案内回転部５４を設けないで、伝達回転体３４を従動側回転体１８に連結又は伝達回転体３４を従動側回転体１８と一体に形成してもよい。また、第一〜第四実施形態では、リンク機構５０に代えて、第五実施形態のリンク機構３４０を設けてもよいし、第五実施形態では、リンク機構３４０に代えて、第一実施形態のリンク機構５０を設けてもよい。尚、このようにリンク機構５０，３４０を設けない場合やリンク機構５０，３４０を代替変更する場合には、遊星歯車３３，３３０が受ける外力ｆの方向の変動範囲が変わるので、それに応じて弾性力Ｆの方向を設定することが望ましい。

またさらに第一〜第六実施形態では、偏心方向線Ｅに対して作用線Ｌが角度領域θ内で傾斜する限りにおいて、ばね部材７０又は重ね板ばね２１０の一部を偏心方向線Ｅ上に配置してもよい。また、第一〜第九実施形態では、偏心方向線Ｅに対して作用線Ｌが角度領域θ内で傾斜する限りにおいて、複数のばね部材７０又は複数組の重ね板ばね２１０を遊星キャリヤ３２の軸方向や周方向に並べて配置してもよい。さらにまた、第六実施形態では、駆動側外歯車部４２２の内周側のみにばね部材７０を配置してもよいし、従動側外歯車部４２４の内周側のみに配置してもよい。

加えて第一〜第三、第五〜第十実施形態では、ばね部材７０の内周側接触部７２に屈曲部７５を設けないようにしてもよいし、基準周方向においてばね部材７０と収容部６４又は座金部材１７０との間に隙間を設けないようにしてもよい。また、第一〜第三、第五〜第十実施形態では、収容部６４の内底面６６、座金部材１７０の内、外周面１７１，１７２、並びにばね部材７０の内、外周側接触部７２，７３について、第一、第三実施形態で説明した形状以外の形状を採用してもよい。さらにまた、第一〜第三、第五〜第十実施形態では、各接触部７２，７３の基準周方向の両端部のうち偏心方向線Ｅに遠い側の端部同士を連結部７４により連結し、偏心方向線Ｅに近い側の端部間を開放させてもよい。

また加えて第四実施形態では、各ばね板２１１，２１２の基準周方向両側において座金部材１７０との間に隙間を形成しないようにしてもよいし、座金部材１７０を設けずに最内周のばね板２１１を収容部６４の内底面６６に直接接触させてもよい。尚、後者の場合、ばね板２１１の曲率半径Ｒ_fを収容部６４の内底面６６の曲率半径Ｒ_bよりも小さく設定することが望ましい。また、第四実施形態では、収容部６４の内底面６６、座金部材１７０の内、外周面１７１，１７２、並びに各ばね板２１１，２１２について、第三、第四実施形態で説明した形状以外の形状を採用してもよい。さらにまた、第四実施形態では、三枚以上のばね板から重ね板ばね２１０を構成してもよい。

さらに加えて第一〜第十実施形態では、回転体１０がカム軸２と連動し、回転体１８，４１６がクランク軸と連動するようにしてもよい。また、第三〜第五実施形態では、第二実施形態に準じて例えば図３４（同図は第五実施形態の例）に示すように、遊星歯車３３，３３０の歯車内周面４２と偏心カム部３８の偏心外周面４０との間に遊星ベアリング１２０を追加してもよい。逆に第六実施形態では、第一実施形態に準じて遊星ベアリング１２０をなくし、遊星歯車４２０の歯車内周面４２をばね部材７０により直接押圧してもよい。さらにまた、第五、第六実施形態では、第三実施形態に準じて、偏心カム部３８の収容部６４とばね部材７０との間に座金部材１７０を追加してもよいし、ばね部材７０に代えて、第四実施形態の重ね板ばね２１０を設けてもよい。

またさらに加えて「押圧体」としては、上述したばね部材７０及び重ね板ばね２１０以外にも、弾性力を発生する公知の要素、例えば一枚の板ばねやコイルばね、ねじりばね、プランジャ等を用いてもよい。また、「トルク発生部」としては、上述した電動モータ２１以外にも、クランク軸の駆動トルクを伝達されることにより回転するブレーキ部材並びにブレーキ部材を磁気吸引するソレノイドを有し、ソレノイドに磁気吸引されたブレーキ部材に生じる制動トルクを「回転トルク」として発生する装置や、油圧モータ等を用いてもよい。さらにまた、本発明は、上述した吸気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１，１００，１５０，２００，３００，４００、５００、６００、７００、８００以外にも、排気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や、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バルブタイミング調整装置にも適用することができる。

また、第七〜第九実施形態のバルブタイミング調整装置では、最進角位置を規定するストッパ１１ｂに突部４１６ａが当接するときに、ベアリング内周面１２５と遊星キャリヤ３２の外周面４０との間にくいこみが生じることを防止するために、偏心方向線Ｅよりも、駆動側回転体１０に対する遊星キャリヤ３２の遅角方向Ｙ側にばね部材７０を設置する代わりに、進角方向Ｘ側にばね部材７０を設置してもよい。この場合、最進角制御において、突部４１６ａがストッパ１１ｂと当接したとき、進角方向Ｘに働く電動モータ２１の慣性トルクＴ１に対し、遊星キャリヤ３２は、ばね部材７０の弾性力Ｆにより反対方向の遅角方向Ｙに回転トルクＴ０を受ける。このように、偏心方向線Ｅよりも、駆動側回転体１０に対する遊星キャリヤ３２の進角方向Ｘ側にばね部材７０を設置する構成は、排気弁用のバルブタイミング調整装置に好適である。排気弁用のバルブタイミング調整装置では、内燃機関の停止時に、変動トルクに抗して最進角にバルブタイミングを保持するために、スプリング等の荷重により従動側回転体４１６を進角側に付勢する構成を採用することがあるからである。

また、第七〜第十実施形態のバルブタイミング調整装置では、ばね部材７０の弾性力Ｆの作用線Ｌが回転中心線Ｏからずれ、遊星キャリヤに遅角側または進角側の回転トルクを加えるのであれば、作用線Ｌが偏心中心線Ｐを通らない構成でもよい。
また、第七〜第九実施形態のバルブタイミング調整装置では、スプロケット１１またはカバー歯車１２の一方に他方を圧入するのではなく、緩く嵌合させることにより、スプロケット１１に対するカバー歯車１２の径方向の位置ずれを防止してもよい。

また、第十実施形態では、偏心方向線Ｅを挟んで周方向両側の進角側および遅角側にばね部材７０をそれぞれ配置した。これに対し、外周面４０の偏心中心線Ｐと偏心方向線Ｅに直交する直交線Ｚよりも外周面４０の偏心側において、遊星キャリヤ３２とベアリング内周面１２５との間に周方向の異なる位置にばね部材７０が複数配置され、少なくとも１個のばね部材７０の弾性力の作用線Ｌが偏心方向線Ｅに対して外周面４０の周方向へ傾斜するのであれば、このばね部材７０と他のばね部材７０とを偏心方向線Ｅに対して遅角側又は進角側の同じ側に配置してもよいし、他のばね部材７０を偏心方向線Ｅ上に配置してもよい。

また、第十実施形態では、遊星歯車４２０がカバー歯車１２および従動側回転体４１６の両方と噛み合う複式の差動歯車機構において、偏心方向線Ｅを挟んで周方向両側の進角側および遅角側にばね部材７０をそれぞれ配置した。これに対し、第一実施形態のように、遊星歯車３３がカバー歯車１２とだけ噛み合う単式の差動歯車機構において、外周面４０の偏心中心線Ｐと偏心方向線Ｅに直交する直交線Ｚよりも外周面４０の偏心側において、遊星キャリヤ３２の外周側の周方向に異なる位置にばね部材７０が複数配置され、少なくとも１個のばね部材７０の弾性力の作用線Ｌが偏心方向線Ｅに対して外周面４０の周方向へ傾斜する構成を採用してもよい。

本発明の第一実施形態によるバルブタイミング調整装置の特徴を説明するための模式図である。 本発明の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４のII−II線断面図である。 図２のIII−III線断面図である。 図２のIV−IV線断面図である。 図２のV−V線断面図である。 図２，３の要部を拡大して示す断面図である。 図２に示すバルブタイミング調整装置の特徴を説明するための模式図である。 変動トルクについて説明するための特性図である。 本発明の第二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に対応する図である。 図９のX−X線断面図である。 本発明の第三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６に対応する図である。 本発明の第四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６に対応する図である。 図１２に示すバルブタイミング調整装置の特徴を説明するための模式図である。 本発明の第五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に対応する図である。 図１４のXV−XV線断面図である。 図１４のXVI−XVI線断面図である。 図１４に示すバルブタイミング調整装置の特徴を説明するための模式図である。 図１４に示すバルブタイミング調整装置の特徴を説明するための模式図である。 本発明の第六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に対応する図である。 図１９のXX−XX線断面図である。 図１９のXXI−XXI線断面図である。 本発明の第七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２４のXXII−XXII線断面図である。 図２４のXXIII−XXIII線断面図である。 第七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２３のXXIV−XXIV線断面図である。 ばね部材から遊星キャリヤに加わる回転トルクＴ０の説明図である。 ばね部材の設置角度と遊星キャリヤに加わる回転トルクとの関係を示す特性図である。 第七実施形態の比較例を示す断面図である。 本発明の第八実施形態によるバルブタイミング調整装置を示す断面図である。 本発明の第九実施形態によるバルブタイミング調整装置を示す断面図である。 図２３と同じ断面位置における第十実施形態のバルブタイミング調整装置を示す断面図である。 従動側回転体４１６を外し、カム軸２側から見たときの第十実施形態の遊星歯車４２０およびカバー歯車１２を示す図である。 ばね部材から遊星キャリヤおよび遊星歯車に加わる力の説明図である。 変動トルクにより遊星歯車が受ける力の説明図である。 図１４に示すバルブタイミング調整装置の変形例を示す図であって、図２に対応する図である。

符号の説明

１，１００，１５０，２００，３００，４００、５００、６００、７００、８００ バルブタイミング調整装置、２ カム軸（第二軸）、１０ 駆動側回転体、１１ スプロケット（駆動側回転体、ハウジング部材）、１１ａ、１１ｂ ストッパ、１２，３２０ カバー歯車（第一歯車体、駆動側回転体、ハウジング部材）、１８，４１６ 従動側回転体（変換部、出力端）、２０ 制御ユニット、２１ 電動モータ（トルク発生部）、３０，１１０，１６０，３１０，４１０ 差動歯車機構（歯車機構）、３１ 内歯車部、３２ 遊星キャリヤ、３３，３３０，４２０ 遊星歯車（第二歯車体）、３４ 伝達回転体（変換部）、３８ 偏心カム部、３９ 外歯車部、４０ 偏心外周面（外周面）、４１ 中心孔、４２ 歯車内周面（内周面）、４４ クリアランス、５０，３４０ リンク機構（変換部）、５４，３５０ 案内回転部、５６，３５２ 案内通路、６０ 凹部、６２ スナップリング、６４ 収容部、６６ 内底面（接触面）、６７，６８ 内側面（対向面）、６９ 開口、７０ ばね部材（押圧体）、７２ 内周側接触部、７３ 外周側接触部、７４ 連結部（変形部）、７５ 屈曲部、７６ 自由端、１２０ 遊星ベアリング（第二歯車体）、１２２ 内輪、１２４ 中心孔、１２５ 内周面、１７０ 座金部材（遊星キャリヤ）、１７１ 内周面、１７２ 外周面（接触面）、２１０ 重ね板ばね（押圧体）、２１１，２１２ ばね板（変形部）、３２２ 外歯車部、３３２ 内歯車部、４１２ 駆動側内歯車部、４１４ 従動側内歯車部、４２２ 駆動側外歯車部、４２４ 従動側外歯車部、５０２、６０２、７０２ 突部、５０２ａ、６０２ａ、７０２ａ 内周面、５１０ ボルト（結合部材）、Ｆ 弾性力、Ｌ 作用線、Ｅ 偏心方向線、Ｐ 偏心中心線、Ｚ 直交線、Ｔ₊ 最大正トルク、Ｔ_- 最大負トルク、ｆ 外力、θ，ψ 角度領域、Ｃ 接触箇所、Ｇ 噛合箇所、Ｉ 交点箇所、Ｒ_a，Ｒ_b，Ｒ_c，Ｒ_d，Ｒ_e，Ｒ_f，Ｒ_g，Ｒ_h 曲率半径

Claims (35)

1. クランク軸からのトルク伝達によりカム軸が開閉する吸気弁及び排気弁のうち少なくとも一方のバルブタイミングを調整する内燃機関のバルブタイミング調整装置であって、
   前記クランク軸及び前記カム軸のうち一方である第一軸と連動して回転する第一歯車体と、
   前記第一歯車体に対して偏心する外周面を有する遊星キャリヤと、
   前記外周面に回転自在に嵌合する中心孔を有し、前記第一歯車体と内噛合形態の歯車機構を形成する第二歯車体であって、前記遊星キャリヤが前記第一歯車体に対して相対回転することにより、前記第一歯車体と噛合しつつ遊星運動する第二歯車体と、
   前記クランク軸及び前記カム軸のうち前記第一軸とは異なる軸である第二軸の回転運動へ前記第二歯車体の遊星運動を変換することにより、前記クランク軸及び前記カム軸の間の相対回転位相を変化させる変換部と、
   前記遊星キャリヤと前記中心孔との間に配置され、弾性力により前記中心孔の内周面を押圧する押圧体であって、前記弾性力の作用線が前記外周面の偏心方向線に対して前記外周面の周方向へ傾斜する押圧体と、
   を備えることを特徴とするバルブタイミング調整装置。
2. 前記押圧体は、前記偏心方向線上から外れた位置に配置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. 前記作用線は、前記外周面の偏心中心線上で前記偏心方向線に直交する直交線よりも前記外周面の偏心側において、前記内周面と交差することを特徴とする請求項１又は２に記載のバルブタイミング調整装置。
4. 前記弾性力は、前記第二軸から前記変換部へ伝達されるトルクにより前記第二歯車体に作用する外力とは反対向きに前記内周面に作用することを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載のバルブタイミング調整装置。
5. 前記弾性力は、前記トルクが最大となるときの前記外力とは反対向きに前記内周面に作
   用することを特徴とする請求項４に記載のバルブタイミング調整装置。
6. 請求項１又は２に記載のバルブタイミング調整装置において、前記クランク軸と連動して回転する回転体を駆動側回転体とし、前記カム軸と連動して前記駆動側回転体に対して遅角側および進角側に相対回転する回転体を従動側回転体とすると、前記駆動側回転体に対する遅角側および進角側の少なくともいずれか一方で前記従動側回転体と当接して前記従動側回転体の相対回転を規制するストッパをさらに備え、
   前記作用線は前記第１歯車体の回転中心からずれた位置を通り、前記押圧体の弾性力は、前記ストッパに前記従動側回転体が当接する遅角側または進角側とは反対側に前記遊星キャリヤに回転トルクを加える請求項１又は２に記載のバルブタイミング調整装置。
7. 前記作用線は前記外周面のほぼ偏心中心を通る請求項６に記載のバルブタイミング調整装置。
8. 前記ストッパは最遅角位置で前記従動側回転体の相対回転を規制し、前記押圧体は、前記偏心方向線よりも、前記駆動側回転体に対する前記遊星キャリヤの遅角側に設置されている請求項７に記載のバルブタイミング調整装置。
9. 前記押圧体は、前記偏心方向線よりも、前記駆動側回転体に対する前記遊星キャリヤの遅角側に４５°以上９０°以下の範囲に設置されている請求項８に記載のバルブタイミング調整装置。
10. 前記ストッパは最進角位置で前記従動側回転体の相対回転を規制し、前記押圧体は、前記偏心方向線よりも、前記駆動側回転体に対する前記遊星キャリヤの進角側に設置されている請求項７に記載のバルブタイミング調整装置。
11. 前記押圧体は、前記偏心方向線よりも、前記駆動側回転体に対する前記遊星キャリヤの進角側に４５°以上９０°以下の範囲に設置されている請求項１０に記載のバルブタイミング調整装置。
12. クランク軸からのトルク伝達によりカム軸が開閉する吸気弁及び排気弁のうち少なくとも一方のバルブタイミングを調整する内燃機関のバルブタイミング調整装置であって、
    前記クランク軸及び前記カム軸のうち一方である第一軸と連動して回転する第一歯車体と、
    前記第一歯車体に対して偏心する外周面を有する遊星キャリヤと、
    前記外周面に回転自在に嵌合する中心孔を有し、前記第一歯車体と内噛合形態の歯車機構を形成する第二歯車体であって、前記遊星キャリヤが前記第一歯車体に対して相対回転することにより、前記第一歯車体と噛合しつつ遊星運動する第二歯車体と、
    前記クランク軸及び前記カム軸のうち前記第一軸とは異なる軸である第二軸の回転運動へ前記第二歯車体の遊星運動を変換することにより、前記クランク軸及び前記カム軸の間の相対回転位相を変化させる変換部と、
    前記外周面の偏心中心線上で前記偏心方向線に直交する直交線よりも前記外周面の偏心側において、前記遊星キャリヤと前記中心孔との間に周方向の異なる位置に複数配置され弾性力により前記中心孔の内周面を押圧する押圧体であって、複数の前記押圧体の内、少なくとも１個の前記押圧体の前記弾性力の作用線が前記外周面の偏心方向線に対して前記外周面の周方向へ傾斜する押圧体と、
    を備えることを特徴とするバルブタイミング調整装置。
13. 前記変換部は、前記第一歯車体と前記第二歯車体との噛合位置と軸方向に異なる位置で前記第二歯車体と内噛合形態の歯車機構を形成し、前記第二歯車体の遊星運動を前記第二軸へ出力する前記第三歯車体を有することを特徴とする請求項１２に記載のバルブタイミング調整装置。
14. 前記押圧体は、前記偏心方向線に対して周方向両側に配置されていることを特徴とする請求項１２または１３に記載のバルブタイミング調整装置。
15. 請求項１４に記載のバルブタイミング調整装置において、前記クランク軸と連動して回転する回転体を駆動側回転体とし、前記カム軸と連動して前記駆動側回転体に対して遅角側および進角側に相対回転する回転体を従動側回転体とすると、前記駆動側回転体に対する遅角側および進角側で前記従動側回転体と当接して前記従動側回転体の相対回転を規制するストッパをさらに備え、
    前記作用線は前記第１歯車体の回転中心からずれた位置を通り、前記偏心方向線に対して遅角側に設置された前記押圧体の弾性力は前記遊星キャリヤに進角側の回転トルクを加え、前記偏心方向線に対して進角側に設置された前記押圧体の弾性力は前記遊星キャリヤに遅角側の回転トルクを加えることを特徴とする請求項１４に記載のバルブタイミング調整装置。
16. 前記作用線は前記外周面のほぼ偏心中心を通る請求項１５に記載のバルブタイミング調整装置。
17. 前記押圧体は、前記偏心方向線よりも、前記駆動側回転体に対する前記遊星キャリヤの遅角側および進角側に４５°以上９０°以下の範囲に設置されている請求項１６に記載のバルブタイミング調整装置。
18. 前記変換部において前記回転運動を前記第二軸へ出力する出力端は、前記第二軸に固定されることを特徴とする請求項１〜１７のいずれか一項に記載のバルブタイミング調整装置。
19. 前記遊星キャリヤは、前記押圧体を収容する収容部を有し、
    前記押圧体は、前記収容部から前記外周面よりも突出して前記内周面に接触することを特徴とする請求項１〜１８のいずれか一項に記載のバルブタイミング調整装置。
20. 前記押圧体は、前記収容部と前記中心孔との間で圧縮されることにより弾性変形する変形部を有することを特徴とする請求項１９に記載のバルブタイミング調整装置。
21. 前記収容部は、前記偏心方向線上から外れた位置において前記外周面に開口し、その開口を通じて前記押圧体が突出することを特徴とする請求項１９または２０に記載のバルブタイミング調整装置。
22. ばね部材からなる前記押圧体は、
    前記遊星キャリヤに接触する内周側接触部と、前記内周側接触部の外周側に間隔をあけて設けられ、前記内周面に接触する外周側接触部とを有し、前記内周側接触部及び前記外周側接触部の前記周方向の一端部同士を連結し、前記内周側接触部及び前記外周側接触部の前記周方向の他端部同士を開放することを特徴とする請求項１〜２１のいずれか一項に記載のバルブタイミング調整装置。
23. 前記遊星キャリヤは、前記内周側接触部が接触する円筒面状の接触面を有し、
    前記内周側接触部は、前記接触面に沿って湾曲し、前記接触面よりも小径の断面円弧状を呈することを特徴とする請求項２２に記載のバルブタイミング調整装置。
24. 前記外周側接触部は、円筒面状の前記内周面に沿って湾曲し、前記内周面よりも小径の断面円弧状を呈することを特徴とする請求項２２または２３に記載のバルブタイミング調整装置。
25. 前記連結部は、前記内周側接触部及び前記外周側接触部の前記偏心方向線に近い側の端部同士を連結することを特徴とする請求項２４記載のバルブタイミング調整装置。
26. 前記遊星キャリヤは、前記周方向に前記押圧体を挟んで向き合う一対の対向面を有することを特徴とする請求項２２〜２５のいずれか一項に記載のバルブタイミング調整装置。
27. 前記内周側接触部において前記連結部とは反対側の端部は外周側へ屈曲されることを特徴とする請求項２６に記載のバルブタイミング調整装置。
28. 前記周方向において前記対向面と前記押圧体との間に隙間が形成されることを特徴とする請求項２６又は２７に記載のバルブタイミング調整装置。
29. 前記押圧体は、円筒面状の前記内周面に沿って湾曲する複数のばね板からなる重ね板ばねであることを特徴とする請求項１〜２１のいずれか一項に記載のバルブタイミング調整装置。
30. 前記遊星キャリヤは、最内周の前記ばね板が接触する円筒面状の接触面を有し、
    最内周の前記ばね板は、前記接触面よりも小径の断面円弧状を呈することを特徴とする請求項２９に記載のバルブタイミング調整装置。
31. 最外周の前記ばね板は、前記内周面よりも小径の断面円弧状を呈することを特徴とする請求項２９又は３０に記載のバルブタイミング調整装置。
32. 回転トルクを発生するトルク発生部を備え、
    前記遊星キャリヤは、前記回転トルクを受けることにより前記第一歯車体に対して相対回転することを特徴とする請求項１〜３１のいずれか一項に記載のバルブタイミング調整装置。
33. 前記トルク発生部は、電動モータであることを特徴とする請求項３２に記載のバルブタイミング調整装置。
34. 前記第二歯車体を収容するハウジング部材を備え、前記ハウジング部材は、結合部材により回転軸方向に向き合って結合された第一ハウジングおよび第二ハウジングを有し、前記第一ハウジングまたは前記第二ハウジングのいずれかは前記第一歯車体を有し、前記第一ハウジングまたは前記第二ハウジングの一方は他方に向けて回転軸方向に突出して周方向に設けられた突部を有し、前記第一ハウジングまたは前記第二ハウジングの他方は前記突部の内周面または外周面に嵌合している請求項１〜３３のいずれか一項に記載のバルブタイミング調整装置。
35. 前記第一ハウジングまたは前記第二ハウジングの他方は前記突部の内周面または外周面に圧入されている請求項３４に記載のバルブタイミング調整装置。

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