发动机气门传动装置 技术领域
本发明涉及一种曲轴驱动凸轮轴转动的发动机气门传动装置。
背景技术
例如，作为摩托车发动机气门传动装置，常规的发动机气门传动装置具有用定时链把设置在曲轴上的曲轴链轮和设置在凸轮轴附近的中间链轮连接在一起的构造，所以固定在中间链轮上的中间齿轮与固定到凸轮轴上的凸轮轴齿轮啮合(例如，参考日本专利JP-A-6-66111)。
在固定到中间链轮上的中间齿轮与凸轮轴齿轮啮合的情况中，尽管中间齿轮与凸轮轴齿轮上的定时或对准标记彼此对准的构造被用作执行气门定时的构造，因为该中间齿轮的构造要求中间齿轮的直径小于中间链轮的直径，假如中间齿轮设置在中间链轮地后面，就很难从外部清楚地观察到中间齿轮上的对准标记，这导致装配发动机时很难进行气门定时工作的问题。
注意到假如采用中间齿轮设置在中间链轮前面的构造(例如，参考日本专利JP-A-9-250314)，尽管很容易进行气门定时工作，但相应地扩大了从凸轮轴齿轮到凸轮尖的尺寸和包围凸轮轴的区域，凸轮轴的扭矩值变大，这导致气门定时控制精度降低的问题。
本发明是为了克服常规的气门传动装置结构中固有的问题而提出，本发明要解决的一个问题是如何提供一种能容易地进行气门定时工作、同时中间齿轮又设置在中间链轮的后面、以及能提高气门定时控制精度、同时又避免包围凸轮轴的区域增大的危险的发动机气门传动装置。
发明内容
根据本发明的第一方面提供了一种发动机气门传动装置，在该发动机气门传动装置中曲轴上形成的曲轴侧驱动轮驱动设置在凸轮轴附近的中间从动轮，及中间齿轮驱动凸轮轴上固定的凸轮轴齿轮，该发动机气门传动装置的特征在于，使中间齿轮的直径小于中间从动轮，且中间齿轮设置在中间从动轮的背面侧，在中间从动轮上形成用于观察中间齿轮与凸轮轴齿轮彼此啮合的啮合部分的检查孔，以及对准标记分别形成在中间齿轮和凸轮轴齿轮的轮齿部分上。
根据本发明的第二方面提供了一种如本发明的第一方面所述的发动机气门传动装置，其特征在于，中间从动轮和中间齿轮设置在横越带有缸头盖的缸头的配合面的曲轴侧，而凸轮轴齿轮设置在横越该配合面的曲轴侧的相对侧，以及中间齿轮与凸轮轴齿轮啮合的啮合部位定位于该配合面的附近。
根据本发明的第三方面提供了一种如本发明的第一或第二方面所述的发动机气门传动装置，其特征在于，以配合面作为参考面的位置对准标记形成在中间从动轮的外表面。
根据本发明的第四方面提供了一种如本发明的第二或第三方面所述的发动机气门传动装置，其特征在于，凸轮轴支架与缸头可拆卸地附接，以及用凸轮轴端盖把凸轮轴旋转地安装在凸轮轴支架上。
根据本发明的第五方面提供了一种如本发明的第一到第四方面中任何一个所述的发动机气门传动装置，其特征在于，中间从动轮是由定时链围绕的、与中间齿轮整体形成以构成中间转动单元的中间链轮，以及中间转动单元以这样的方式设置在缸头的侧壁上形成的链室内，该中间转动单元的转轴的位置比配合面更靠近曲轴侧，并由以穿过链室延伸的方式插入设置的支撑轴通过轴承转动地支撑。
根据本发明的第六方面提供了一种如本发明的第五方面所述的发动机气门传动装置，其特征在于，在中间转动单元和链室的壁表面之间设有垫圈元件用于调节中间转动单元的轴向位置和轴承的轴向装配间隙。
根据本发明的第七方面提供了一种如本发明的第一到第六方面中任何一个所述的发动机气门传动装置，其特征在于，凸轮轴齿轮包括：用于把驱动力从中间齿轮传递到凸轮轴的动力传动齿轮和用于调节动力传动齿轮和中间齿轮之间的齿隙的调节齿轮，使调节齿轮相对于动力传动齿轮转动，因此通过使调节齿轮在相对于动力传动齿轮的转动方向上相对地向前转动来调节齿隙。
附图说明
图1是根据本发明的一个实施例的发动机的右视图；
图2是显示发动机的一种研发设计的平视剖面图；
图3是显示发动机的气门传动装置的左视图；
图4是气门传动装置的后视剖面图；
图5是显示发动机平衡轴的研发设计的平视剖面图；
图6是发动机缸头的仰视图；
图7是发动机缸体的仰视图；
图8是显示发动机缸头与汽缸体连接部位的剖面侧视图；
图9是显示发动机缸体与曲轴箱连接部位的剖面侧视图；
图10是显示发动机缸体与曲轴箱连接部分的另一个剖面侧视图；
图11是显示发动机平衡器单元的左视图；
图12是平衡器单元的保持杆附接部分的放大的剖面图；
图13是平衡器单元的转动杆的构成组件的侧视图；
图14是显示平衡器单元的平衡器驱动齿轮的缓冲结构的侧视图；
图15是平衡器单元的右视图；
图16是发动机轴承座的右视剖面图；
图17是轴承座的左视剖面图；
图18是显示发动机的润滑系统的结构的示意图；
图19是显示润滑系统的结构图；
图20是围绕润滑系统的润滑油泵的周围区域的侧视剖面图；
图21是润滑系统的左视剖面图；
具体实施方式
在下文中，将结合附图说明本发明的具体实施例。
图1到21是用于说明本发明的实施例的附图。在图中，参考数字1表示水冷、四冲程、单缸、五气门发动机，通常，该发动机具有这样的结构：缸体3、缸头4和缸盖5叠合在并紧固到曲轴箱2上，可滑动地设置在缸体3的缸膛3a内的活塞6经连杆7与曲轴8连接。
通过拧紧穿过下法兰部分3b(箱体侧法兰部分)进入曲轴箱2的缸侧配合面2e的四个箱体螺栓30a使缸体3和曲轴箱2牢固地连接在一起。更具体地，箱体螺栓30a被拧入分别通过插入铸造嵌在铝合金曲轴箱2的左、右两壁部内的铁合金轴承座(轴承部件)12、12’(后面将说明)的螺栓连接部分(连接轴套部分)。应注意到参考数字31a表示用于定位曲轴箱2和缸体3的定位销。
此外，缸体3和缸头4通过两个短头螺栓30b和四个长头螺栓30c连接在一起。拧入短头螺栓30b使之插入缸头4内的低于吸气口4c的部分和低于排气口的部分，并向下延伸通过缸体3的上法兰部分3f，且从此处向下突出。然后，端盖螺帽32a被拧到短头螺栓30b的向下突出部分，因此上法兰部3f和缸体3被紧固到缸头4的缸侧配合面4a上。
此外，拧入长头螺栓30c使之插入缸体3的下法兰部分3b，并向上延伸从缸体3的上法兰部分3f穿过缸头4的法兰部分4b，且从此处向上突出。然后，端盖螺帽32a被拧到长头螺栓30c的向上突出部分，因此下法兰部分3b和缸体3被紧固到缸头4的缸侧配合面4a上。
因此，在把缸体3和缸头4连接在一起时，因为不仅用短头螺栓30b和端盖螺帽32将缸体3的上法兰部分3f紧固到缸头4，而且长头螺栓30c被插入到与曲轴箱2的配合面2e牢固地紧固连接的下法兰部分3b，以便用长头螺栓30c和端盖螺帽32b将缸体3紧固到缸头4的法兰部分4b，燃烧压力产生的张力负载由缸体3和四个长头螺栓30c负担，以便施加到缸体3上的负载被相应地减少或减少负载由缸体3和长头螺栓30c如此负担的程度。结果，尤其是缸体3的轴向中间部分产生的应力能被减少，因此即使如果减小缸体3的厚度也能确保其所需的耐久性。
顺便地，假如仅缸体3的上法兰部分3f连接到缸头4，在缸体3的轴向中间部分产生过大的张力，在极端的情况中，将发生在所研究的地方会产生裂缝的情况。然而，在本实施例中，由于存在长头螺栓30c，可避免在缸体的中间部分产生过大的应力，因此可防止产生裂缝。
此外，在把长头螺栓30c插入下法兰部分3b时，因为长头螺栓30c分别设置在曲轴箱紧固箱体螺栓30a的附近，燃烧压力产生的负载通过长头螺栓30c和缸体能以可靠的方式从缸头4传递到曲轴箱2，因此能提高其在这种情况下抗负载的耐久性。
这里，如图5、图16所示，右侧轴承座12’设有轴套部分12b，在该轴套部分12b内，曲轴8的右侧轴承11a’通过压配合被插入配合到轴承孔12a内。然后，从曲轴8延伸的方向看，螺栓连接部分12c、12c从将曲轴8保持在它们之间的前和后部分向上延伸到曲轴箱2的缸体侧配合面2e的附近。
此外，如图5、图17所示，在左侧轴承座12中，从曲轴8延伸的方向看，螺栓连接部分12c、12c从将曲轴8保持在它们之间的前和后部分向上延伸到曲轴箱2的缸体侧配合面2e的附近。此外，轴环孔12e形成在轴套部分12b，外径大于平衡器驱动齿轮25a的外径的铁轴承环12d被压配合到该轴套部分12b。然后，左侧曲轴轴承被插入装配到轴承环12d的轴承孔12a中。
这里，轴承环12d是为了方便曲轴箱2内的曲轴8的装配，带有平衡器驱动齿轮25a的齿轮单元25被压配合到曲轴8上。
此外，如图5所示，密封板25d设置在曲轴8的左轴部分8c上的齿轮单元25和轴承11a之间。密封板25d的内径侧部分由齿轮单元25和轴承11a的内圈保持，并在其外径侧部分与轴承11a的外圈之间设有微小间隙以避免两者之间的干扰。此外，轴承环12d的法兰部分12h的内圆周面与密封板25d的外圆周面形成滑动接触。
进一步，密封管17i设置在曲轴8的右轴部分8c’的轴承11a’和盖板17g之间。密封管17i的内圆周面固定装配于右轴部分8c’上。此外，在密封管17i的外圆周面上形成有迷宫结构的密封槽，密封管17i的外圆周面与右箱体部分2b上形成的密封孔2p的内圆周面形成滑动接触。
因此，通过在曲轴8的左和右轴部分8c，8c’上的轴承11a，11a’的外侧设置密封板25d和密封管17i，可防止曲轴室2c内的压力泄漏。
因此，根据本实施例，由于朝缸体3侧延伸的螺栓连接部分(连接轴套部分)12c，12c整体形成于位于插入铸造在铝合金曲轴箱2内的每一个铁合金支承轴承构件12，12’的横越缸膛轴线A相对的两侧位置上，用于将缸体3连接到曲轴箱2上的箱体螺栓30a被分别拧入螺栓连接部分12c，燃烧压力产生的负载可由位于横越缸膛轴线A相对的前后两个螺栓连接部分12c均匀负担，因此可提高缸体3与曲轴箱2之间的连接刚性。
此外，由于在曲轴8附近和曲轴8平行设置的平衡轴22，22’在其至少一端由铁合金轴承部件12，12’支承，所以可以提高平衡轴22，22’的支承刚性。
进一步，在将铁合金轴承座12，12’嵌入铝合金曲轴箱2时，由于轴承连接部分12c的上端面12f向内定位而不暴露到曲轴箱2的缸体侧配合面2e，所以不会有在曲轴箱2和缸体3之间的连接处以混合方式存在硬度和材料不同的金属构件的危险，因此可避免密封性能的降低。也就是说，假如轴承连接部分12c的上端面12f与形成在铝合金缸体3的下法兰3b上的箱体侧配合面形成邻接，由于热膨胀系数不同会降低密封性能。
此外，在左侧轴承座12中，由于外径比平衡器驱动齿轮25a外径大的轴承环12附接在轴承11a的外圆周上，当把曲轴8装配到曲轴箱2内，通过压配合等方法将平衡器驱动齿轮25a附接固定到曲轴8上时(或者，平衡器驱动齿轮25a当然也能整体形成在曲轴8上)，不会出现平衡器驱动齿轮25a与轴承座12的轴套部分12b的最小内径部分产生干扰的危险，因此在进行装配曲轴8时不会有任何问题。
曲轴箱2为两部分结构类型，分成左和右两个箱体部分2a，2b。左箱盖9可拆卸地附接到左箱体部分2a，左箱体部分2a和左箱盖9围成的空间构成飞轮磁性室9a。在该飞轮磁性室9a内容纳与曲轴8左端部分附接的飞轮永磁发电机35。请注意飞轮磁性室9a通过下面要介绍的链室3d，4d与凸轮轴排列室连通，因此已用于润滑凸轮轴的大部分润滑油经链室3d，4d落入飞轮磁性室9a。
此外，右箱盖10可拆卸地附接到右箱体部分2b，右箱体部分2b和右箱盖10围成的空间构成离合器室10a。
分别在曲轴箱2的前部和后部形成曲轴室2c和传动室2d。使曲轴室2c向缸膛3a开口，但基本被限定为与如传动室2d等的其他室分离。由于此原因，当活塞垂直往复运动时会导致传动室2d内的压力产生波动，因此，使传动室2d起到泵的功能。
曲轴8被这样设置：左和右臂部分8a，8a和其左和右配重部分被容纳在曲轴室2c中。曲轴8为包括左曲轴部分和右曲轴部分的组合件，该左曲轴部分集成有左臂部分8a、左配重部分8b和左轴部分8c，该右曲轴部分集成有右臂部分8a、右配重部分8b和右轴部分8c’，该左曲轴部分和右曲轴部分通过管状曲轴销8d连成一体。
左和右轴部分8c，8c’通过曲轴轴承11a，11a’可旋转地支承在左和右箱体部分2a，2b的侧壁上。如上所述，轴承11a，11a’被压配合进铁合金轴承座12，12’内的轴承孔12a，该铁合金轴承座12，12’被插入铸造到铝合金的左、右箱体部分2a，2b内。
传动装置13容纳和排列在传动室2d内。传动装置13具有恒定啮合结构，主轴14和驱动轴15与曲轴8平行设置和排列，使附接在主轴14上的第一级速到第五级速齿轮1p-5p与附接在驱动轴15上的第一级速到第五级速齿轮1w-5w恒定地啮合。
主轴14通过主轴轴承11b，11b可旋转地由左和右箱体部分2a，2b支承，同时，驱动轴15通过驱动轴轴承11c，11c可旋转地由左和右箱体部分2a，2b支承。
主轴14的右端部分穿过右箱体部分2b并向右侧突出，离合器机构16附接到该突出部分，且该离合器机构16位于离合器室10a内。然后，离合器机构16的大减速齿轮(输入齿轮)16a与固定地附接到曲轴8的右端部分的小减速齿轮17啮合。
驱动轴15的左端部分从左箱体部分2a向外突出，驱动链轮18附接到该突出部分。该驱动链轮18与后轮上的从动链轮连接。
根据本实施例的平衡器单元19包括横越曲轴8相对设置的且结构基本相同的前和后平衡器20，20’。前和后平衡器20，20’包括不转动的平衡轴22，22’和通过轴承23，23可旋转地支承在平衡轴上的配重24，24。
这里，平衡轴22，22’也被用作用于在曲轴延伸的方向上将左和右箱体部分2a，2b连接在一起的箱体螺栓(连接螺栓)。通过使旋转支承的配重24在发动机横向上的内侧形成的法兰部分22a与插入铸造到左和右箱体部分2a，2b内的轴承座12’，12的轴套部分12g邻接，并将固定螺母21a，21b拧入各自平衡轴的相对的端部上，使各自的平衡轴22，22’都有把左和右箱体部分连接在一起的功能。
配重24包括半圆形配重主体24a和整体形成在配重主体上的圆形齿轮支承部分24b，环形的平衡器从动齿轮24c固定附接到齿轮支承部分24b上。请注意参考数字24b表示通过部分切除部分配重24的材料制成的、位置与配重主体24a相对的孔，用于把该部分的重量降低到尽可能低的水平。
附接到后平衡器20’上的平衡器从动齿轮24c与相对于齿轮单元25旋转地附接的平衡器驱动齿轮25a啮合，该齿轮单元25通过压配合牢固地附接到曲轴8的左轴部分8c。
请注意参考数字25b表示整体形成于齿轮单元15上且具有如图11所示的用于气门定时的定时标记的对准的对准或定时标记25c的定时链驱动链轮。齿轮单元25被压配合到曲轴8上，以便当曲轴8位于压缩冲程的顶部死点时使定时标记25c在曲轴延伸方向上看与缸膛轴线A对准。
此外，附接到前平衡器20的平衡器从动齿轮24c与相对于小减速齿轮17旋转地支承的平衡器驱动齿轮17a啮合，该小减速齿轮17固定附接到曲轴8的右轴部分8c’。
这里，后平衡器驱动齿轮25a相对于齿轮单元25旋转地支承，前平衡器驱动齿轮17a相对于小减速齿轮17旋转地支承。然后，每一个都由板簧制成的U形缓冲弹簧33分别被设置在平衡器驱动齿轮25a，17a和齿轮单元25和小减速齿轮17之间，用以限制由于发动机内的扭矩波动产生的冲击传递到平衡器20，20’。
这里，尽管将参照附图14详细说明用于驱动前平衡器20的平衡器驱动齿轮17a，但如果说明用于驱动后平衡器的平衡器驱动齿轮25a时也将给出相同的说明。平衡器驱动齿轮17a被形成环状并由被形成为具有比小减速齿轮17小的直径的滑动面17b旋转地相对于小减速齿轮17的一侧支承。然后，在滑动面17b上形成一定数量的U形弹簧保持槽17c，将其绕曲轴中心呈放射状形式地排设回其表面上，并在弹簧保持槽17c里的适当位置排列插入U形的缓冲弹簧33。缓冲弹簧33的开口侧端部33a，33a卡在卡持凹部17d上形成的前和后阶梯部分，该卡持凹部17d形成在平衡器驱动齿轮17a的内圆周表面上。
当由于扭矩波动小减速齿轮17与平衡器驱动齿轮17a之间发生相对转动时，缓冲弹簧33在端部33a，33a之间的空间变窄的方向上发生弹性变形以吸收如此产生的扭矩波动。请注意参考数字17g表示用于将缓冲弹簧33保持在保持槽17c内的盖板，参考数字17h表示用于连接小减速齿轮1和曲轴8的键，参考数字17e，17f分别表示用于小减速齿轮17和平衡器驱动齿轮17a装配的对准标记。
在平衡器20，20’上设有用于调整平衡器从动齿轮24c，24c和平衡器驱动齿轮25a，17a之间齿隙的调整机构。该调整机构被构造成使平衡轴22，22’的平衡器轴线稍微偏离平衡器从动齿轮24c的转动中心。也就是说，当使平衡轴22，22’绕着平衡器轴线转动时，平衡器从动齿轮24c的转动中心线与平衡器驱动齿轮25a，17a的转动中心线之间的间隙稍微变化，从而齿隙也发生变化。
这里，在前平衡器20和后平衡器20’之间，用于转动平衡轴22，22’的转动机构不相同。首先，在后平衡器20’中，在后平衡轴22’的左侧端部上形成六边形的锁定突起部分22b，而形成于转动杆26一端上的花键状(多边星状)锁定孔26a被锁定在锁定突起部分22b上。此外，在转动杆26的另一端以绕平衡器轴线延伸的方式形成一弧形的螺栓孔26b。
穿过螺栓孔26b的固定螺栓27a设置在导板28内。导板28通常制成弧形并且用螺栓紧固在曲轴箱2上。请注意导板28还具有控制润滑油流动的功能。
通过松开固定螺母21a，转动转动杆26实现后平衡器20’齿隙的调整，从而使齿隙调整到一个合适的状态，随后用固定螺栓27和固定螺母27b固定转动杆26，其后重新紧固固定螺母21a。
具有椭圆形横截面的握持部分22f形成于前平衡轴22左端部分上(参考图12)，该握持部分通过在圆形横截面的两侧形成平面部22e形成该椭圆形横截面。具有与握持部分22f的外圆周形状匹配的内圆周形状的轴环29a附接于握持部分22f上，进一步地，夹持杆29的夹持部分29b以使其可在轴向移动但不会相对转动的方式附接到轴环29a外面。夹持杆29的末端部分29e用螺栓29f固定在左箱体部分2a的轴套部分2f上。另外，在夹持杆29的夹持部分29b上形成夹紧缝29c，以便通过锁紧固定螺栓29d防止夹持杆(校注：此处原文为轴环)29和平衡轴22的转动。更进一步，固定螺母21b通过垫圈被拧到平衡轴22上固定在夹持杆29的外侧。
前平衡器20齿隙的调节是这样实现的：通过松开或最好是拿开固定螺栓21b，用工具夹紧平衡轴22的握持部分22f来转动平衡轴22，使齿隙调整到合适的状态，然后拧紧固定螺栓29d，随后拧紧固定螺母21b。
此外，通过将锁定突起部分22b的上部切削成弧形，在锁定突起部分22b的上部形成润滑油引进部分22c。使导孔22d向引进部分22c形成开口，且导孔伸入平衡轴22并从中穿过到达平衡轴22的外圆周面的下方，同时使润滑油引进部分22c与平衡器轴承23的内圆周面连通。因此，进入润滑油引进部分22c的润滑油就供给到平衡器轴承23。
这里，虽然在前平衡器20内配重24和平衡器从动齿轮24c设置在曲轴延伸的方向的右端部分，在后平衡器20’内则设置于左端部。此外，在前和后平衡器20，20’内平衡器从动齿轮24c相对配重24位于向右，因此，配重24和平衡器从动齿轮24c在前后平衡器内具有相同的构造。
因此，根据本实施例，由于平衡器20的配重主体24a和平衡器从动齿轮24c沿曲轴延伸方向设置在前平衡轴22(主平衡轴)的右手侧(一侧)，及配重主体24a和平衡器从动齿轮24c沿曲轴延伸方向设置在后平衡轴22’(辅助平衡轴)的左手侧(另一侧)，所以可避免当设置双轴平衡器单元将导致的曲轴方向上的重量平衡的降低。
此外，由于使前和后平衡轴22，22’兼用作将左和右箱体部分2a，2b连接在一起的箱体螺栓，当采用双轴平衡单元时，在限制发动机的结构变得复杂及元件数量增加的情况下，能够提高曲轴箱的连接刚性。
此外，由于平衡器配重主体24a和平衡器从动齿轮24c被制成一体，并分别由平衡轴22，22’旋转支撑，所以只有平衡器配重主体24a构成的配重和平衡器从动齿轮24c可被驱动旋转，因此，有效地使用发动机输出，能达到平衡轴自身无需驱动转动的程度。
此外，当与平衡器配重和平衡轴制成一体的发动机构造相比可提高装配自由度。
此外，由于使平衡器从动齿轮24c的旋转中心线相对于平衡轴22，22’的轴线有所偏移，平衡器从动齿轮24c和曲轴8侧上的平衡器驱动齿轮25a、27a之间的齿隙能用简单构造或仅转动平衡轴的简单操作来调节，因此可防止产生噪声。
在前平衡轴22上，齿隙调节是这样实现的：用工具夹紧形成在平衡轴22左手侧上的握持部分22f以转动平衡轴22；在后平衡轴22’上，齿隙调节是这样实现的：转动设置在后平衡轴22’左手侧的转动杆26。因此，在前和后平衡轴22，22’中的任一个上都可从发动机的左手侧调节齿隙，因此能有效率地实现齿隙调节工作。
此外，由于曲轴8侧上的与平衡器从动齿轮24c啮合的平衡器驱动齿轮17a被构造成用这样的方式设置：相对于固定到曲轴8上的小减速齿轮17的滑动面17b转动，U形缓冲弹簧33设置在将其从该滑动面17b排设回而形成的弹簧保持槽17c中，发动机内扭矩波动产生的冲击可被该紧凑结构吸收以便平衡器单元能平稳地工作。请注意对于平衡器驱动齿轮25a可用相同的说明。
进一步，冷却剂泵48与前平衡轴22同轴地设置在前平衡轴22的右端部分。冷却剂泵48的转轴与平衡轴22通过与润滑油泵52的连接器具有相似的结构的Oldham连接器连接，Oldham连接器下面将介绍，这样的连接方式可吸收转轴和平衡轴22的中心之间的轻微偏差。
在本实施例的气门传动装置中，设置在缸头盖5内的吸气凸轮轴36和排气凸轮轴37被构造成由曲轴8驱动旋转。具体地说，齿轮单元25的曲轴链轮25b(曲轴侧驱动轮)压配合到曲轴8的左轴部分8c以便与之附接，由设置在缸头4内的支撑轴39转动支撑的中间链轮38a(中间从动轮)用定时链40连接，整体地形成在中间链轮38a上的、且直径小于中间链轮38a直径的中间齿轮38与固定在吸气和排气凸轮轴36，37的端部的吸气和排气齿轮41，42啮合。请注意设置的定时链40穿过缸体3和缸头4的左壁上形成的链室3d，4d。
中间链轮38a和中间齿轮38b集成为一个中间转动单元38并由支撑轴39通过两对滚针轴承44旋转支撑，该支撑轴39在曲轴沿缸膛轴线A延伸的方向上穿过缸头链室4d。该支撑轴39从缸头外插入并在其法兰部分39a上用两个螺栓39b固定到缸头上。请注意参考数字39c，39d分别表示密封垫圈。
这里，两对滚针轴承44，44采用商业销售的轴承(标准轴承)。间隙调节环44a设置在各自的轴承44，44之间，用于接收推力负载从而限制中间转动单元38的轴向位置的止推垫圈44b，44b(垫圈构件)设置在该轴承的端部。该止推垫圈44b形成台阶状，其具有与中间链轮和中间齿轮的外端面滑动接触的大直径部分及轴向地突向滚针轴承44的台阶部分44c。用台阶部分44c和调节环44a调节轴承44安装处的间隙。
因此，由于间隙调节环44a设置在轴承44，44之间，所以通过调节间隙调节环44a的长度和台阶部分44c的突出数量，就可采用用作滚针轴承的标准的商业销售的轴承，因此能减少成本。请注意假如只使用一个滚针轴承，则用垫圈构件的台阶部分44c的突出数量来调节轴承安装处的间隙。
此外，由于采用了有台阶结构的垫圈作为止推垫圈44b，可改善中间链轮38a和中间齿轮38b(中间转动单元)的装配工作。也就是说，在把中间转动单元装配到发动机中时，当在中间链轮38a和中间齿轮38b设置在链室4d内及止推垫圈44b以不从其上脱落的方式位于中间链轮38a和中间齿轮38b的端部的状态下从外部插入支撑轴39时，通过使止推垫圈44b的台阶部分44c锁定在中间链轮38a等的轴孔内可防止止推垫圈44b脱落，因此可改善装配特性。
此外，油孔39e形成在支撑轴39上用于把从凸轮室引入的润滑油通过缸头4上形成的油引进孔4e供给到滚针轴承44。
此外，四个材料切除重量减轻孔38c和两个装配时适用的、使其兼作材料切除重量减轻孔的检查孔38c’间隔60度地形成。然后，对准或定时标记38d刻在基本位于中间齿轮38b的检查孔38c的中心处的轮齿上，定时标记41a，42a还刻在吸气和排气凸轮轴齿轮41，42的相应于定时标记38d的两个轮齿上。在此，当对准左右定时标记38d，38d和定时标记41a，42a时，吸气和排气凸轮轴齿轮41，42分别位于相应于压缩冲程的顶部死点的位置上。
进一步地，当定时标记38d与41a，42a对准时，定时标记38e，38e还形成在中间链轮38a的位于缸头4的盖侧配合面4f上的部分上。
这里，中间转动单元38设置在远离盖侧配合面4f的缸头4的曲轴侧上，吸气和排气凸轮轴36，37设置在曲轴侧的相对侧。然后，凸轮轴齿轮和中间齿轮彼此啮合的部位定位于配合面4f的基本相同的高度上，因此，当通过检查孔38’检查该啮合部位时链室4d的外壁不会构成阻挡。
这里，吸气和排气凸轮轴36，37由凸轮轴支架80以这样的方式旋转地支撑，其轴位于从缸头4的配合面4f向上分隔开的位置。具体而言，吸气和排气凸轮轴36，37安装在与配合面4f可拆卸地附接的支架主体80a的轴承部分上，并由其上侧上的凸轮轴盖80b保持。
请注意，在图4中，由于排列吸气凸轮轴36的状态被显示为分解图的形式，尽管支架主体80a的底面在图示中与配合面4f分离，事实上，支架主体80a的底面与配合面4f重合，这种布置状态如图3所示。
为了对准气门定时，在移走左箱盖9、发电机35和缸头盖5的同时，首先，通过把定时标记25c(参考图11)对准气缸膛轴线A使曲轴8保持在压缩冲程的顶部死点上。此外，定位通过支承轴39附接到缸头4上的中间链轮38a和中间齿轮38b，使中间链轮38a的定时标记38e对准盖侧配合面4f；在该状态下，曲轴链轮25b和中间链轮38a通过定时链40连接。然后，当通过检查孔38c’确认定时标记41a，42a与中间齿轮38b上的定时标记38d对准时，吸气和排气凸轮轴36，37上的吸气和排气凸轮轴齿轮41，42与中间齿轮38b啮合，以及吸气和排气凸轮轴36，37通过凸轮轴支架固定在缸头4的上表面上。
因此，由于在中间链轮38a内设置使其兼作为重量减轻孔以减轻大直径中间链轮38a重量的检查孔38c’，所以可以通过检查孔38c’确认设在中间链轮38a的背面的小直径中间齿轮38b上的定时标记38d与凸轮轴齿轮41，42上的定时标记41a，42a的对准；当小直径中间齿轮38b被置于大直径中间链轮38a的背面时，中间齿轮38b与凸轮轴齿轮41，42之间的啮合位置可以简便且可靠的方式经观察得以确认，因此可毫无问题地对准气门定时。
此外，因为中间齿轮38b可设在中间链轮38a的背面，从与中间齿轮38b啮合的凸轮轴齿轮41，42到凸轮尖36a的尺寸可做得更短，同时凸轮轴的扭转角度可做得小到该尺寸能达到那样短的程度，因此可使凸轮轴周围的区域做得更紧凑。
也就是说，例如，在中间齿轮38b设置在中间链轮38a前侧的情况下，尽管气门定时能容易对准，但从凸轮轴齿轮41，42到凸轮尖之间的尺寸变长，且凸轮轴的扭转角度变大到该尺寸扩展的程度，因此降低了气门打开和闭合定时的控制精度。
此外，在中间齿轮38b设置在中间链轮38a的前面的情况下，需要扩大中间链轮支承轴39与凸轮轴36，37之间的间隙以避免中间链轮38a和凸轮轴36，37之间的任何干扰，这会导致凸轮轴周围区域的扩大。
此外，由于中间转动单元38设置在缸头4的横越带有缸头盖5的缸头4的配合面4f的曲轴侧，凸轮轴齿轮41，42设置在曲轴侧的相对侧，凸轮轴齿轮41，42与中间齿轮38b啮合的啮合部位可位于配合面4f的附近，可从外部清楚地经观测检查该啮合部位。
也就是说，由于凸轮轴36，37向上设置在远离配合面4f处，当中间链轮38a和中间齿轮38b位于链室4d内时，啮合部位位于配合面4f的附近，因此，当通过检查孔38’经观测检查该啮合部位时链室4d的外壁不会有构成阻挡的危险。
另外，因为将配合面作为参考表面的位置对准标记38e形成在中间链轮38a的外表面，当调整气门定时时首先需要的中间链轮38a的角度定位可以容易而可靠地进行。
此外，由于凸轮轴支架80与缸头4可拆卸地附接，及凸轮轴36，37由凸轮轴支架80可旋转地支撑，如果凸轮轴36，37向上设置在远离配合面，可避免减少缸头配合面4f的机械加工特性的问题。
也就是说，如果凸轮轴向上设置在远离配合面处，由于凸轮轴轴承部分向上突向配合面4f，虽然与缸头的上端面是平的情况相比机械加工特性降低了，根据本实施例，由于采用了凸轮轴支架80可拆卸地附接的结构，可使缸头的上端面制成平的，因此可提高机械加工特性。
此外，由于通过把中间链轮38a和中间齿轮38b设置在链室4d内并以穿越链室4d延伸的方式插入支撑轴39，使中间链轮38a和中间齿轮38b可旋转地支撑，因此可简化该支撑结构和提高装配特性。
这里，在中间齿轮38b与凸轮轴齿轮41，42之间设有齿隙调节机构。该调节机构具有以下结构：吸气凸轮轴齿轮41和排气凸轮轴齿轮42由两个齿轮构成，如驱动齿轮(动力传动齿轮)46和变速齿轮(调节齿轮)45，并且驱动齿轮46和变速齿轮45的角度位置可调整。
也就是说，变速齿轮45和驱动齿轮46分别以这样的形式固定在形成于凸轮轴36，37端部的法兰部分36b，37b上，其角度位置可通过四个环绕圆周的长延长孔45a，46a和四个长螺栓68a调整。在朝外设置的驱动齿轮46上经切削形成间隔部分46b，只有变速齿轮45以这样的方式固定：其角度位置可以通过利用间隔部分46由两个延长孔45b和两个短螺栓68b来调节。
齿隙调整按以下步骤进行。请注意在根据本实施例的发动机中，如果从发动机左手侧看，中间齿轮38b如图3所示的那样逆时针方向旋转。结果，吸气凸轮轴齿轮41和排气凸轮轴齿轮42都顺时针方向旋转。此外，尽管这里将相关于吸气凸轮轴齿轮41说明齿隙的调整，对排气齿轮42的说明相同。
首先，松开吸气凸轮轴齿轮41的所有固定螺栓68a，68b，顺时针方向转动变速齿轮45，使变速齿轮45的轮齿在顺时针方向的前齿面与中间齿轮38b的轮齿在逆时针方向上的后齿面轻微邻接。在此状态下，用两个短螺栓68b将变速齿轮45固定在凸轮轴36的法兰部分36b上。然后，以这样的方式逆时针旋转驱动齿轮46，使驱动齿轮46的轮齿在逆时针方向上的前齿面(从动面)与中间齿轮38b在逆时针方向上的前齿面(驱动面)邻接，从而得到需要的齿隙；并且在此状态下，拧紧四个长螺栓68a，从而将驱动齿轮46和变速齿轮45固定在吸气凸轮轴36上。
因此，由于吸气和排气凸轮轴齿轮41，42分别由驱动齿轮(动力传动齿轮)46和适合于相对驱动齿轮转动的变速齿轮(调节齿轮)45组成，可以通过相对于驱动齿轮46在旋转方向上前后转动变速齿轮45来调整齿隙。
在本实施例中，要注意的是，虽然组成凸轮轴齿轮41，42的驱动齿轮46和变速齿轮45都被叙述为能相对凸轮轴转动，也可以使驱动齿轮46和变速齿轮45中的一个适合于相对转动而另一个齿轮和凸轮轴形成一体。在上述情况下，最好是由和凸轮轴形成一体的齿轮构成动力传动齿轮。即使按照这种方式构造，也能得到与本实施例中得到的相类似的功能和有益效果。
此外，尽管在本实施例中已说明了本发明被应用到采用链驱动系统的气门传动装置，本发明当然还能够应用于采用齿带驱动系统的气门传动装置，进一步，本发明同样能应用于曲轴和中间齿轮经齿轮传动连接在一起的气门传动装置。
接下来，将说明润滑结构。
根据本实施例的发动机的润滑系统50被构造成存储在独立的润滑油箱51中的润滑油用润滑油泵52通过机动车体架上的下管56c抽取和加压，从油泵52排放出的润滑油分成三个系统，如凸轮润滑系统53，传动润滑系统54和曲轴润滑系统55，以便润滑油供给到各个系统中需要润滑的部分，当活塞6垂直往复运动时利用曲轴室2c内发生的压力波动使用于润滑需要润滑的各个部件的润滑油重新回到润滑油箱51。
润滑油箱51整体形成在由头管56a，主管56b，下管56c和机动车架56的加固支架56d围成的空间内。润滑油箱51通过下管56c与连接下管56c的下部的丁字管56e连通。
然后，丁字管56e通过与其相连的出口管56f，运油软管57a，接头管57b和形成在曲轴箱盖10上的吸油通道58a与润滑油泵52的吸油口连通。润滑油泵52的排油口通过排油通道58b，外部连接室58c和润滑油通道58d与滤油器59连接，并在滤油器59的二次侧被分成三个润滑系统53，54，55。
滤油器59被这样构造：滤油元件59e设置在滤油室59d内，通过把盖体47的一部分可拆卸地附接到设置在右箱盖10内的滤油器凹部10b来限定该滤油室59d，附接时将其部分从其余部分再装回。凸轮润滑系统53具有这样的结构，其通常构造如下：T形润滑油管的垂直构件53a的下端与滤油器凹部10b的外侧形成的油通道的凸轮侧出口59a连接，而润滑油管的水平构件53b的左和右端与凸轮轴供油通道53c连接，所以润滑油通过供油通道53c被供给到需要润滑的诸如凸轮轴36，37的轴承的部件。
传动润滑系统54具有如下结构：形成在右箱体部分2b内的右传动供油通道54a与滤油器59的传动侧出口59b连接，该供油通道54a通过形成在左箱体部分2a内的左传动供油通道54b与沿主轴轴心形成在主轴内的主轴孔14a的内部连通。然后，主轴孔14a通过多个分支孔14b与主轴14和变速齿轮之间的滑动部分连通，因此供给到主轴孔14a的润滑油流过分支孔14b供给到该滑动部分。
此外，左传动供油通道54b的中间部分与使用于把左、右箱体2a，2b连接在一起的箱体螺栓60穿过的螺栓孔60a连通。该螺栓孔60a被这样形成：在管状轴套部分60c，60c内形成一个内径比箱体螺栓60的外径稍大的孔，该轴套部分60c，60c被形成为在左、右箱体部分2a，2b之间的配合面上彼此相面对和邻接。轴套部分60c位于主轴14上的齿轮系列与驱动轴15上的齿轮系列相啮合的部位附近，并且形成有多个分支孔60b，螺栓孔60a内的润滑油从该多个分支孔60b喷向该齿轮系列的啮合部位。请注意图19中被伸展进左、右箱体部分内的螺栓60是相同的螺栓。
进一步，螺栓孔60a的右端部分经连通孔54c与沿驱动轴轴心形成在驱动轴15内的驱动轴孔15a连通。然后，该驱动轴孔15a被左手侧部分处的隔离壁15c封闭，并经多个分支孔15b与驱动轴15和驱动齿轮之间的滑动部分连通。因此，供给到驱动轴孔15a的润滑油流过分支孔15b被供给到滑动部分。
曲轴润滑系统55具有如下结构：曲轴供油通道55a以从曲轴侧出口59c向润滑油泵52延伸的方式形成在滤油器盖体47内、使该供油通道55a与在润滑油泵52的转轴62内形成的沿其轴心穿过转轴62的连通孔62a连通。进一步，连通孔62a经连接管64与形成在曲轴8内的沿其轴心穿过曲轴8的曲轴供油孔8e连通。然后，曲轴供油孔8e经分支孔8f与曲轴销65内的销孔65a的内部连通，使该销孔65a经分支孔65b向在连杆7的大端部分7a的滚针轴承7b的转动面形成开口。因此，经滤油器59过滤的润滑油被供给到滚针轴承7b的转动面。
润滑油泵52具有如下结构。通过将泵外壳的相关部分从其余部分再装回，在由左右外壳61a，61b组成的两件式外壳的右外壳61b内形成泵室61c，且转子63可旋转地设置在泵室61内。沿转子63转轴的轴心以从其穿过被设置在其中的适当位置的方式将转轴62插入转子63，转轴62和转子63用销63a连接在一起。请注意吸油通道58a和排油通道58b分别连接到左外壳部分61a的泵室上游侧和泵室下游侧。另外，参考数字66表示溢流阀，用于将润滑油泵52的排油压力保持在不超过预设值的水平，当排油侧的压力到达或超过预设值时将润滑油泵52排油侧的压力释放到吸油通道58a侧。
转轴62为管状轴，其如附图所示的那样沿轴向穿过泵外壳61并在其右端部向曲柄供油通道55a开口。此外，动力传递法兰部分62b如附图所示的那样整体形成于转轴62的左端部。该法兰部分62b面向曲轴8的右端面，并用Oldham连接器67把该法兰部分62b和曲轴8以吸收轴心的轻微偏差的方式彼此连接在一起。
Oldham连接器67如此构造，连接板67a设置于曲轴8和法兰部分62b之间，置于曲轴8端面上的销67b和置于法兰部分62b上的销67c被插入连接板67a内的连接孔67d。
另外，连接管64连接曲轴8中的右端开口和转轴62中的左端开口，通过曲轴开口的内圆周，转轴开口的内圆周以及连接管64的外圆周之间的油封来提供密封。
这里，如上所述，曲轴室2c被限定成和其他的传动室2d，飞轮磁性室9a和离合器室10a分离，因此在构成的回油机构中曲轴室2c内的压力随活塞6的往复运动产生正、负波动，所以由于压力的波动而使各自室内的润滑油回到润滑油箱51。
具体而言，于曲轴室2c内形成排油口2g和吸油口2h。适合于当曲轴室内的压力是正值时打开的排油口簧片阀69设置在排油口2g，适合于当曲轴室内的压力是负值时打开的吸油口簧片阀70设置在吸油口2h。
然后，排油口2g从曲轴室2c经连通孔2i与离合器室10a连通，然后从离合器室10a经连通孔2j与传动室2d连通。进一步，传动室2d经连通孔2k与飞轮磁性室9a连通。形成为与飞轮磁性室9a连通的回油口2m经回油软管57c、挡油器57d和回油软管57e与润滑油箱51连通。
这里，在回油口2m处设置导板2n。通过修改回油口2m以便在底板2p和导板2n本身之间设置一个狭窄的缝隙并确保一个宽大的宽度b，使该导板2n具有保证排出润滑油的功能。
此外，油分离机构利用离心力分离油箱内包含在空气中的油雾，以便把如此分离的油雾返回到曲柄室2c。该油分离机构具有这样的构造：一端与润滑油箱51的上部连接72a的引进管72a的另一端与锥形分离室71的上部切线连接；与分离室71的底部连接的回油软管72b与曲轴室2c的吸油口2h连接。请注意油雾从其分离的空气经排气孔72c被排放到大气中。
因此，根据本实施例，由于使曲柄室2c为一基本封闭的空间，所以其内的压力随活塞6垂直往复运动而波动，因此利用曲轴室2c内的压力波动使流入曲轴室2c的润滑油被送回到润滑油箱51，可不必设置专用的油输送泵(清油泵)，从而能简化该发动机结构，进而可以被用于降低成本。
此外，由于适合于在曲轴室内压力升高时打开、而在压力降低时关闭的排油口簧片阀69(出口侧单向阀)设置在输油通道与曲轴室2c的连接处附近，曲轴室2c内的润滑油可以更可靠的方式被送回润滑油箱51。
此外，由于润滑油箱51内油位上方的部分通过回油软管72a，72b与曲轴室2连通，而适合于在曲轴室2c内压力降低时打开、在压力升高时关闭的排油口簧片阀(吸油侧单向阀)70设在回油软管与曲轴室2c连接处附近，当活塞6向上运动时将需要的空气吸入曲轴室2c，因此曲轴室2c的内部压力随着活塞6的下降而升高，从而使曲轴室2c内的润滑油能以更可靠的方式送出。
要附带说明的是，在没有连通外界与曲轴室2c内部的空气供应通路的情况下，在曲轴室内只形成负压或低正压，这导致发生油无法正确输出的情况。
进一步地，由于用于分离润滑油雾的离心润滑油雾分离机构71设置于回油通道72a，72b长度方向上的中间位置，所以如此分离的润滑油雾经由回油软管72b返回曲轴室2c，油雾从中除去的空气被排放到大气中，只有润滑油雾能够返回曲轴室，因此能避免在过量的空气流入曲轴室内时可能出现的输油效率降低的情况，进而能在防止大气污染的同时以一种可靠的方式将曲轴室中的润滑油送出。
另外，由于润滑油泵52被设置成与曲柄轴8的一端连接，使润滑油泵52的排油口经润滑油泵52内形成的连通孔62a(泵进油供应通道)和连接管64与曲柄轴8内形成的曲轴供油孔8e(曲轴进油供应通道)连通，所以可利用简单而紧凑的结构将润滑油供应到曲柄轴8上需要润滑的部分。
此外，由于曲轴8和润滑油泵52通过能够消除两轴在和其正交的方向上的偏差的Oldham连接器连接在一起，并且使连通孔62a和曲轴供油孔8e经由连接管64彼此连通，具有弹性的0型环64a设置在连接管64、连通孔62a和曲轴供油孔8e之间，即使如果使曲轴8和泵轴62的中心彼此有轻微偏差，润滑油也可无任何问题地供给到需要润滑的部分，因此可确保所需的润滑特性。
进一步，由于管状轴套部分60c形成于组成传动装置的主轴14和驱动轴15附近，将曲轴箱连接箱体螺栓60插入轴套部分60c上的螺栓孔60a，以使螺栓孔60a的内圆周面和箱体螺栓60的外圆周面之间的空隙形成润滑油通道，所形成的分支孔(润滑油供油孔)60b直达轴套部分60c处的变速齿轮，能在不必提供专用润滑油供油通道的同时将润滑油送到变速齿轮的啮合面上。
另外，由于使由螺栓孔60c的内圆周面和箱体螺栓60的外圆周面限定的润滑油通道的另一端与形成在位于和孔出口侧相对面的驱动轴15内形成的驱动轴孔(润滑油通道)15a的开口连通，润滑油可以提供到驱动轴15上与变速齿轮滑动接触的部分，而不必提供专用的润滑油输送通道。
请注意尽管本实施例已说明了本发明应用于设有吸气凸轮轴和排气凸轮轴的所谓DOHC发动机，当然，本发明也能应用于设有使其需要时同时具有吸气凸轮轴和排气凸轮轴功能的单凸轮轴的所谓DOHC发动机。
工业应用
根据本发明的第一方面，由于从曲轴侧驱动轮到中间从动轮的减速比被设定成大于从中间齿轮到凸轮轴齿轮的减速比，所以使中间齿轮的直径小于中间从动轮，达到中间齿轮的节圆基本经过轴套直径与中间从动轮的节圆之间的中间的程度，且中间齿轮设置在中间从动轮的背后，进一步，在中间从动轮上形成用于观察中间齿轮与凸轮轴齿轮彼此啮合的啮合部位的检查孔，当小直径中间齿轮设置在大直径中间从动轮背后时能容易和可靠地观察到中间齿轮和凸轮轴齿轮之间的啮合位置，因此能毫无问题地进行气门定时。
此外，由于中间齿轮能设置在中间从动轮的背后，从与中间齿轮啮合的凸轮轴齿轮到凸轮尖的尺寸能被做得更短，因此，可相应地减小凸轮轴的扭转角，因此可提高气门打开和闭合定时的控制精度。此外，包围凸轮轴的区域可制作得紧凑。
根据本发明的第二方面，由于中间从动轮和中间齿轮设置在横越带有缸头盖的缸头的配合面的曲轴侧，而凸轮轴齿轮设置在横越该配合面的曲轴侧的相对侧，中间齿轮与凸轮轴齿轮的啮合部位定位于配合面的附近，因此可便于从外部观察该啮合部位。
根据本发明的第三方面，由于以配合面作为参考面的位置对准标记形成在中间从动轮的外表面上，在调节气门定时中首先需要的中间从动轮的角度位置的对准可容易和可靠地实现。
根据本发明的第四方面，由于凸轮轴支架可拆卸地附接到缸头，及用凸轮轴端盖把凸轮轴旋转地安装在凸轮轴支架上，这样可消除当凸轮轴设置在横越配合面的曲轴侧的相对侧且远离该配合面时可能发生的缸头配合面的机械加工特性降低的问题。
根据本发明的第五方面，因为由作为中间从动轮的中间链轮和中间齿轮集成的中间转动单元设置在缸头的侧壁上形成的链室内，及该中间转动单元由穿越链室插入设置的支撑轴旋转地支撑，因此可简化该中间转动单元的支撑结构和提高其装配特性。
根据本发明的第六方面，由于在中间转动单元和链室的壁表面之间设置用于调节中间转动单元的轴向位置和用于调节轴承的轴向装配间隙的垫圈构件，因此可使用商业销售的轴承而无需任何机械加工，所以可降低成本。
根据本发明的第七方面，由于凸轮轴齿轮由动力传动齿轮和使其与该动力传动齿轮相对转动的调节齿轮组成，因此通过使调节齿轮在相对于动力传动齿轮的转动方向上相对向前转动来调节齿隙以便中间齿轮的齿面被保持在调节齿轮的齿面和动力传动齿轮的齿面之间。