CN101131104A - 相位可变装置及内燃机用凸轮轴相位可变装置 - Google Patents

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Abstract

在凸轮轴相位可变装置的滞后角方向和提前角方向两方向的相位变换中，低速时确保比以往高的高响应，高速时确保与以往同样的高响应，且防止产生水击现象等新的不良情况。设有根据凸轮轴的旋转角的变化与提前角油压室连通的多个提前角室油路系统、和与滞后角油压室连通的多个滞后角室油路系统，将多个提前角室油路系统和滞后角室油路系统分别根据凸轮轴的旋转角切换成连通和切断，在用于向提前角方向变换相位的提前角模式下，在作用提前角方向转矩时，从油压源向提前角室导通，从滞后角室向排出口导通。另外，在发动机的高速时，在提前角模式下通过提前角室/滞后角室油路系统间开闭阀的开操作，与现有技术同样，始终从油压源向提前角室导通油压。

Description

相位可变装置及内燃机用凸轮轴相位可变装置
技术领域
本发明涉及两个旋转构件间的相位角控制装置，尤其是涉及利用曲轴使经由凸轮轴驱动的给气阀或排气阀的开闭时刻可变的内燃机用凸轮轴相位可变位置。
背景技术
汽车用发动机所使用的内燃机用凸轮轴相位可变装置即可变阀定时机构(VTC)，当前的主流是通过从由发动机带驱动的油泵供给的油压进行驱动。因此，产生如下问题：在空转时等发动机低速旋转的状态下，所供给的油压低，无法产生足够的驱动力，从而VTC的响应速度降低。在全世界强化废气的法律限制的状况下，降低CO2排出量逐渐变得重要，因此，在空转时也需要提高VTC的响应速度，始终根据运转状况迅速地控制理想的阀定时(valve timing)。
作为该在低油压时也提高VTC的响应速度的机构，制成将横跨正及负的区域产生于凸轮轴上的变动转矩作为驱动力进行利用的装置，例如提出了如专利文献1的“可变阀定时控制装置”所记载的内燃机用凸轮轴相位可变装置。该专利文献1公开了如下内燃机用凸轮轴相位可变装置：经由止回阀使与由发动机的曲轴旋转驱动的第一旋转构件和固定在凸轮轴上的第二旋转构件间的相对旋转联动而容积变化的油压室间导通，切换该止回阀容许流动的方向，由此利用阀簧将凸轮轴上产生的变动转矩作为驱动力，使凸轮轴相对于曲轴的相位向滞后角、提前角两方向中的任意方向变化。
另外，作为在低油压时提高VTC响应速度的现有技术，例如还提出了如专利文献2的“内燃机的阀定时控制装置”所记载的内燃机用凸轮轴相位可变装置。该专利文献2公开了如下内燃机用凸轮轴相位可变装置：与凸轮轴的旋转同步地使向油压VTC的提前角室给油的给油路径间歇地开闭，在向提前角方向的相位变换中，防止因变动转矩而向滞后角方向产生反转，并提高响应速度。
专利文献1：日本特开2000-213310号公报
专利文献2：日本特开2000-179315号公报
然而，在上述专利文献1所示的现有技术中，由于油压室间的导通路径上设置的止回阀容许一方向的油流动而阻止相反方向的油流动，所以只容许在一方向上进行与油压室的容积变化联动的第一旋转构件和固定在凸轮轴上的第二旋转构件间的相对旋转，利用正负区域中变动的凸轮轴变动转矩中的一方符号的转矩部分，向上述所容许的方向相对旋转。
此时，止回阀阻止相反方向的流动的机理是在反方向符号的转矩作用下油开始逆流，由此止回阀关闭而产生作用的受动的(被动的)动作，必然伴随时间延迟。由此，产生如下问题：若发动机的高速运转时凸轮轴的变动转矩达到高频，则止回阀的开闭运动变得无法与之追随，从而无法作为相位变换装置而起作用。另外，还产生如下问题：响应速度降低产生若干反转的量，直到反转防止功能起动为止。
另外，上述专利文献2所示的现有技术公开了通过间歇给油来主要改善提前角方向的响应速度的结构和根据油压的变化将向提前角方向的相位变换切换到现有的连续给油的结构。该向现有的连续给油的切换是为了在充分获得油压的高速旋转中避免间歇给油反而成为响应速度降低或油压路径中设置的水击现象等不良情况的原因。
然而，由于上述专利文献2中未公开滞后角方向相位变换时的高响应化和向连续给油的切换均同时实现的具体的结构，所以产生如下问题：向提前角方向和滞后角方向两方向变换相位时未确保低速下的高响应化的效果，而且向提前角方向和滞后角方向两方向变换相位时也无法确保通过向连续给油的切换而获得的高速下的避免不良情况的效果。
发明内容
本发明的目的在于提供一种实用性优异且高响应的内燃机用凸轮轴相位可变装置，其在用凸轮轴相位可变装置必然实施的滞后角方向和提前角方向两方向的相位变换中，低速(低油压)时比以往更加高响应、高速(高油压)时确保与以往同样的高响应且不会产生水击现象等新的不良情况。
为了解决上述问题，本发明主要采用如下结构。
一种内燃机用凸轮轴相位可变装置，其具备相位变换机构，所述相位变换机构具有提前角油压室和滞后角油压室，所述提前角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向提前角方向变化时容积增大，所述滞后角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向滞后角方向变化时容积增大，所述相位变换机构对所述曲轴和所述凸轮轴之间的相位进行变换，其中，
设有对应于所述凸轮轴的旋转角的变化，与所述提前角油压室连通的多个提前角室油路系统、和与所述滞后角油压室连通的多个滞后角室油路系统，
还设有切换部，所述切换部按照在所述多个提前角室油路系统中一方与提前角油压室连通了的状态下另一方成为与提前角油压室切断的状态的方式，进而按照在所述多个滞后角室油路系统中一方与滞后角油压室连通了的状态下另一方成为与滞后角油压室切断的状态的方式，对应于所述凸轮轴的旋转角对所述连通和所述切断进行切换。
另外，一种内燃机用凸轮轴相位可变装置，其具备相位变换机构，所述相位变换机构具有提前角油压室和滞后角油压室，所述提前角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向提前角方向变化时容积增大，所述滞后角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向滞后角方向变化时容积增大，所述相位变换机构对所述曲轴和所述凸轮轴之间的相位进行变换，其中，
设有：
相互独立的第一及第二油路系统，其对应于所述凸轮轴的旋转角的变化，在各自规定的旋转角的范围内与所述提前角油压室连通；
相互独立的第三及第四油路系统，其对应于所述凸轮轴的旋转角的变化，在各自规定的旋转角的范围内与所述滞后角油压室连通；
第一切换部，其按照在所述第一油路系统和所述第二油路系统中一方与提前角油压室连通了的状态下另一方成为与提前角油压室切断的状态的方式，对应于所述凸轮轴的旋转角切换所述连通和所述切断；
第二切换部，其按照在所述第三油路系统和所述第四油路系统中一方与滞后角油压室连通了的状态下另一方成为与滞后角油压室切断的状态的方式，对应于所述凸轮轴的旋转角切换所述连通和所述切断。
另外，一种内燃机用凸轮轴相位可变装置，其具备相位变换机构，所述相位变换机构具有提前角油压室和滞后角油压室，所述提前角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向提前角方向变化时容积增大，所述滞后角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向滞后角方向变化时容积增大，所述相位变换机构对所述曲轴和所述凸轮轴之间的相位进行变换，其中，
设有：在所述凸轮轴相对于所述曲轴的相位角变化时，在各自规定的角度范围内与所述提前角油压室连通的第一及第二油路系统；和在所述凸轮轴相对于所述曲轴的相位角变化时，在各自规定的角度范围内与所述滞后角油压室连通的第三及第四油路系统，
所述第一油路系统和所述第二油路系统作为相互独立的油路系统而设置，并且被设置成具有一方与所述提前角油压室连通时另一方成为与所述提前角油压室切断的状态的相位角范围，
所述第三油路系统和所述第四油路系统作为相互独立的油路系统而设置，并且被设置成具有一方与所述滞后角油压室连通时另一方成为与所述滞后角油压室切断的状态的相位角范围，
还设有与所述提前角油压室始终连通的第五油路系统、和与所述滞后角油压室始终连通的第六油路系统。
另外，一种内燃机用凸轮轴相位可变装置，其具备相位变换机构，所述相位变换机构具有提前角油压室和滞后角油压室，所述提前角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向提前角方向变化时容积增大，所述滞后角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向滞后角方向变化时容积增大，所述相位变换机构对所述曲轴和所述凸轮轴之间的相位进行变换，其中，
设有：
多个提前角室油路系统，其对应于所述凸轮轴的旋转角与所述提前角油压室连通；
多个滞后角室油路系统，其对应于所述凸轮轴的旋转角与所述滞后角油压室连通；
间歇切换部，其在所述多个提前角室油路系统中一方与所述提前角油压室连通了的状态下使另一方与所述提前角油压室切断，在所述多个滞后角室油路系统中一方与所述滞后角油压室连通了的状态下使另一方与所述滞后角油压室切断，并对应于所述凸轮轴的旋转角切换所述连通和所述切断；
导通切换部，其对应于所述凸轮轴的转速，使所述多个提前角室油路系统间连通或切断，并使所述多个滞后角室油路系统间连通或切断。
(发明效果)
根据本发明，在低速(低油压)时，通过间歇给油方式能够可靠地防止变动转矩所造成的反转(例如，在想要向提前角方向变换相位时，滞后角方向的变动转矩所造成的向滞后角方向的相位变换)，能够在提前角方向和滞后角方向双方最大限度起到高响应化的效果。
另外，在能够获得足够油压的高速时，根据需要从外部发出指令，通过切换成现有的连续给油方式，与以往同样，能够确保高响应速度，进而能够避免给油路径上的水击现象等不良情况的产生。由此，能够获得实用性高的低速时的高响应化技术。
附图说明
图1是本发明第一实施方式的内燃机用凸轮轴相位可变装置的侧剖视图，是图2中的A-O-A剖视图；
图2是本实施方式的凸轮轴相位可变装置的横截面图，是图1中的B-B剖视图；
图3是表示本实施方式的凸轮轴相位可变装置的通往提前角油压室的油压路径的横截面图，是图1中的C-C剖视图；
图4是表示本实施方式的凸轮轴相位可变装置的通往滞后角油压室的油压路径的横截面图，是图1中的D-D剖视图；
图5是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过间歇给油向提前角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为提前角方向时的给油路径构成图；
图6是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过间歇给油向提前角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为滞后角方向时的给油路径构成图；
图7是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过间歇给油向滞后角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为提前角方向时的给油路径构成图；
图8是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过间歇给油向滞后角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为滞后角方向时的给油路径构成图；
图9是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置作为间歇给油以规定相位固定时，凸轮轴变动转矩为提前角方向时的给油路径构成图；
图10是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置作为间歇给油以规定相位固定时，凸轮轴变动转矩为滞后角方向时的给油路径构成图；
图11是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过连续给油向提前角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为提前角方向时的给油路径构成图；
图12是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过连续给油向提前角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为滞后角方向时的给油路径构成图；
图13是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过连续给油向滞后角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为提前角方向时的给油路径构成图；
图14是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过连续给油向滞后角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为滞后角方向时的给油路径构成图；
图15是对本发明第二实施方式的凸轮轴相位可变装置的基本功能进行说明的图；
图16是表示本发明第二实施方式的凸轮轴相位可变装置中的高响应VTC的油路间歇导通机构的图；
图17是对第二实施方式的凸轮轴相位可变装置中的提前角转矩作用于凸轮轴时的油路导通进行说明的图；
图18是对第二实施方式的凸轮轴相位可变装置中的滞后角转矩作用于凸轮轴时的油路导通进行说明的图；
图19是对实施发动机给排气阀的提前角控制和滞后角控制时，第二实施方式的凸轮轴相位可变装置中的仅凸轮轴变动转矩的驱动和(凸轮轴变动转矩+油压)的驱动中对提前角室和滞后角室的控制方式进行说明的图；
图20是对本发明第三实施方式的凸轮轴相位可变装置中的提前角转矩或滞后角转矩作用于凸轮轴时的油路导通进行说明的图；
图21是对实施发动机给排气阀的提前角控制和滞后角控制时，第三实施方式的凸轮轴相位可变装置中的低速(低油压)时和高速(高油压)时的驱动力分开使用进行说明的图；
图22是对本发明第四实施方式的凸轮轴相位可变装置中的提前角控制和滞后角控制下的驱动方式进行说明的图。
图中：1-链轮(sprocket)；1a-齿部；2-主体；3-前板；4-螺栓；5-叶片；5a-提前角油压室通路；5b-滞后角油压室通路；6-凸轮轴；6a-提前角油压室连通路；6b-滞后角油压室连通路；6c-外周开口提前角室通路；6d-外周开口滞后角室通路；7-中心螺栓；8-凸轮轴轴承；8a-提前角时给油路径；8b-滞后角时排油路径；8c-提前角时排油路径；8d-滞后角时给油路径；9-顶端密封件(apex seal)；10-锁定销；11-锁定弹簧；12-电磁控制阀；12a-主体；12b-阀芯(spool)；12c-螺线管；13-控制阀安装块；13a-排出口连通路；13b-油压源连通路；13c-提前角时排油连通路；13d-滞后角时排油连通路；13e-提前角时给油连通路；13f-滞后角时给油连通路；14-提前角室油路系统间开闭阀；15-滞后角室油路系统间开闭阀。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明实施方式的内燃机用凸轮轴相位可变装置进行详细说明。此外，本实施方式是作为用于直列四缸发动机的凸轮轴相位可变装置应用了本发明的构成例。
图1是本发明第一实施方式的内燃机用凸轮轴相位可变装置的侧剖视图，是图2中的A-O-A剖视图。图2是本实施方式的凸轮轴相位可变装置的横截面图，是图1中的B-B剖视图。图3是表示本实施方式的凸轮轴相位可变装置的通往提前角油压室的油压路径的横截面图，是图1中的C-C剖视图。图4是表示本实施方式的凸轮轴相位可变装置的通往滞后角油压室的油压路径的横截面图，是图1中的D-D剖视图；
另外，图5是将本发明第一实施方式的凸轮轴相位可变装置通过间歇给油向提前角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为提前角方向时的给油路径构成图。图6是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过间歇给油向提前角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为滞后角方向时的给油路径构成图。图7是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过间歇给油向滞后角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为提前角方向时的给油路径构成图。图8是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过间歇给油向滞后角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为滞后角方向时的给油路径构成图。图9是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置作为间歇给油以规定相位固定时，凸轮轴变动转矩为提前角方向时的给油路径构成图。图10是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置作为间歇给油以规定相位固定时，凸轮轴变动转矩为滞后角方向时的给油路径构成图。
另外，图11是将本发明第一实施方式的凸轮轴相位可变装置通过连续给油向提前角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为提前角方向时的给油路径构成图。图12是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过连续给油向提前角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为滞后角方向时的给油路径构成图。图13是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过连续给油向滞后角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为提前角方向时的给油路径构成图。图14是将本实施方式的凸轮轴相位可变装置通过连续给油向滞后角方向驱动时，凸轮轴变动转矩为滞后角方向时的给油路径构成图；
在图1至图4中，作为第一旋转构件的链轮1经由与其外周的齿部1a啮合的带齿带(未图示)而被减速到1/2，并在发动机的曲轴作用下旋转驱动。另外，在链轮1上组装主体2和前板3，并通过螺栓4固定而形成一体。在凸轮轴6上通过中心螺栓7固定有作为第二旋转构件的叶片5。图2中，凸轮轴相位可变装置整体被顺时针方向旋转驱动，在其主体2和叶片5之间形成有四对滞后角油压室和提前角油压室。叶片5的顺时针旋转方向的空间为滞后角油压室，逆时针旋转方向的空间为提前角油压室。图2中示出了滞后角油压室的容积最大，且作为凸轮轴相位可变装置的相位为最滞后角的状态。上述油压室两端开口部被链轮1和前板3封闭，通过顶端密封件9密封了半径方向间隙而成为密闭空间。
图1中示出了锁定销10在锁定弹簧11作用下其前端的锥形部分嵌入链轮1的锥形孔部，阻止链轮1和凸轮轴6的相对旋转，锁定了相位角的状态，不过，在通常的运转状态下，锥形部分在从油压路径(未图示)供给的油压作用下克服锁定弹簧11的施加力而从链轮1的锥形部分中脱出，成为能够进行相位变换的状态。在图3之后的图中，以该状态继续说明。
图1、图3、图4中的凸轮轴轴承8由下半部分的气缸盖的一部分和上半部分的轴承盖构成，并对凸轮轴6的旋转进行支承。在凸轮轴上与各两个轴平行地分别形成有提前角油压室连通路6a和滞后角油压室连通路6b。提前角油压室连通路6a的图1右侧的一端通过外周开口提前角室通路6c与凸轮轴6的外周开口部连通(参照图3)。该外周开口部以90度间隔沿圆周方向形成有四个，在以直列四缸发动机为对象的本实施方式中，与来自阀弹簧的反作用力作用下作用于凸轮轴6的变动转矩的周期为90度的情况相对应。同样，参照图4，滞后角油压室连通路6b的一端也通过外周开口滞后角室通路6d与凸轮轴6的外周开口部连通，该外周开口部也是以90度间隔沿圆周方向形成有四个。
提前角油压室连通路6a和滞后角油压室连通路6b的另一端分别与提前角油压室通路5a和滞后角油压室通路5b连通，进而，提前角油压室通路5a和滞后角油压室通路5b分别通过分支通路(未图示)与所述提前角油压室或滞后角油压室连通。即，如图3所示，经由成对的提前角油压室连通路6a的提前角油压室通路5a，例如在叶片5内分支成两个，并通过各个分支通路与图2所示的四个提前角油压室相通。如图3所示，在凸轮轴6上形成有成对的提前角油压室连通路6a和成对的滞后角油压室连通路6b共四个连通路，避免伴随连通路形成而来的凸轮轴6的强度下降(基本结构是在通往图2所示的八个提前角油压室和滞后角油压室的各个油压室中在凸轮轴6上形成八个连通路，而与该基本结构相比较，本实施方式中形成四个连通路)。根据图3、图4所示的通路结构，所有的提前角油压室与图3的C-C截面中的凸轮轴的外周开口部的相邻两个连通，另外，所有的滞后角油压室与图4的D-D截面中的凸轮轴的外周开口部的相邻两个连通。
在凸轮轴轴承8上，在图3的C-C截面内形成有提前角时给油路径8a和滞后角时排油路径8b，在图4的D-D截面内形成有提前角时排油路径8c和滞后角时给油路径8d。各油路径在呈180度的对置位置各形成一对，各对如图5之后的各图所示，由于在其前端合流，所以作为一个油路径系统来处理。形成图3的C-C截面内的提前角时给油路径8a的对和滞后角时排油路径8b的对的角度被设定成接近45度或45度+90度＝135度的角度。同样，形成图4的D-D截面内的提前角时排油路径8c的对和滞后角时给油路径8d的对的角度也设定成接近45度或45度+90度＝135度的角度。
图3中的凸轮轴6的旋转位置是对其作用的变动转矩具有提前角方向的峰值的旋转位置。图3示出了此时提前角油压室连通路6a和提前角时给油路径8a在两个部位连通的情况。这种情况通过调整经由外周开口提前角室通路6c提前角室油压室连通路6a在凸轮轴6的外周面开口的四个部位的开口位置、和同样形成在凸轮轴6上的四个凸轮的方向的旋转方向位置关系而能够实现。其结果，在该时刻所有的提前角油压室与提前角时给油路径8a连通。
图4也一样，凸轮轴6的旋转位置是对其作用的变动转矩具有提前角方向的峰值的旋转位置。图4示出了此时提前角油压室连通路6b和提前角时排油路径8c在两个部位连通的情况。其结果，该时刻所有的滞后角油压室与提前角时排油路径8c连通。
图5和图6表示图3及图4中的提前角时给油路径8a和提前角时排油路径8c通过电磁控制阀12分别与油压源连通路13b和排出口连通路13a连通的状态。电磁控制阀12使得由螺线管12c在轴向上驱动的阀芯12b向图中的左方向移动，由此根据与主体12a的相对位置关系，使控制安装块13的油压源连通路13b和提前角时给油连通路13e连通，并使排出口连通路13a和提前角时排油连通路13c连通。电磁控制阀是将连通路13c～13f的油路系统切换成作为连接目标的油压源或排出口或切断状态的切换机构。提前角时给油连通路13e通过图中所示的油路径与提前角时给油路径8a导通，提前角时排油连通路13c通过图中所示的油路径与提前角时排油路径8c导通。再有，图5中，尽管提前角时给油连通路13e与凸轮轴轴承8的提前角时给油路径8a(图5中左下的提前角时给油路径8a)连通，但该连通途中的箭头与图5中右上所图示的提前角时给油路径8a连通。对于凸轮轴轴承8的给油路径和排油路径的成对的8a、8c、8d也同样地连通。
图5中的凸轮轴6的旋转位置和图3、图4同样是变动转矩具有提前角方向的峰值的旋转位置，所以，结果是，所有的提前角油压室(参照表示最滞后角状态的图2)经由提前角时给油路径8a与油压源连通路13b连通，所有的滞后角油压室(参照表示最滞后角状态的图2)经由提前角时排油路径8c与排出口连通路13a连通。图5的状态下，向提前角油压室供给油压，在该油压和提前角方向变动转矩这两方驱动力的作用下，能够向提前角方向高速地进行相位变换。
另一方面，图6中的凸轮轴6的旋转位置，是相对于图5旋转约45度(图5中的提前角油压室连通路6a及滞后角油压室连通路6b的配置与图6中的上述相应的配置的关系为右旋转45度)，变动转矩具有滞后角方向的峰值的旋转位置(如后述，来自凸轮轴的变动转矩如图15所示，在直列四缸发动机的例子中，在从提前角方向变动转矩的峰值位置到滞后角方向变动转矩的峰值位置之间凸轮轴旋转45°。提前角方向变动转矩的峰值位置间的周期是凸轮轴旋转90°。图6的状态也是控制在提前角模式的状态)。在该状态下，所有的提前角油压室与提前角时给油路径8a切断且与滞后角时排油路径8b连通，所有的滞后角油压室与提前角时排油路径8c切断且与滞后角时给油路径8d连通。另外，电磁控制阀12和油压源连通路13b连通的提前角时给油连通路13e、或者与排出口连通路13a连通的提前角时给油连通路13c，与上述的滞后角时给油路径8d以及滞后角时排油路径8b未连通。因而，所有的提前角油压室和所有的滞后角油压室成为与外部隔离的密闭空间。因此，在图6的状态下，即使作用有滞后角方向的较大变动转矩，也不会被驱动向滞后角方向。
结果，本实施方式的凸轮轴相位可变装置如图5及图6所示，在将电磁控制阀12控制到提前角模式的状态下，被油压和提前角方向变动转矩驱动，还能够防止反转，所以能够高速地向提前角方向变换相位。
图7和图8表示图3及图4中的滞后角时给油路径8d和滞后角时排油路径8b通过电磁控制阀12分别与油压源连通路13b和排出口连通路13a连通的状态。电磁控制阀12在螺线管12c的作用下使在轴向上被驱动的阀芯12b向图的右方向移动，由此利用与主体12a的相对位置关系，将控制阀安装块13的油压源连通路13b和滞后角时给油连通路13f连通，并将排出口连通路13a和滞后角时排油连通路13d连通。滞后角时给油连通路13f通过图中示出的油路径与滞后角时给油路径8d导通，滞后角时排油连通路13d通过图中示出的油路径与滞后角时排油路径8b导通。
图7中的凸轮轴6的旋转位置和图3、图4相同，是变动转矩具有提前角方向的峰值的旋转位置。在该状态下，所有的提前角油压室与滞后角时排油路径8b切断且与提前角时给油路径8a连通，所有的滞后角油压室与滞后角时给油路径8d切断且与提前角时排油路径8c连通。另外，电磁控制阀12和油压源连通路13b连通的提前角时给油连通路13f、或者与排出口连通路13a连通的提前角时给油连通路13d，与上述的提前角时给油路径8a以及提前角时排油路径8c未连通。因而，所有的提前角油压室和所有的滞后角油压室成为与外部隔离的密闭空间。因此，在图7的状态下，即使作用提前角方向的较大变动转矩，也不会被驱动向提前角方向。
另一方面，图8中的凸轮轴6的旋转位置是相对于图7旋转约45度，变动转矩具有滞后角方向的峰值的旋转位置。在该状态下，所有的提前角油压室与滞后角时排油路径8b连通，所有的滞后角油压室与滞后角时给油路径8d连通。因此，所有的滞后角油压室与油压源连通路13b连通，所有的滞后角油压室与排出口连通路13a连通。在图8的状态下，向滞后角油压室供给油压，在该油压和滞后角方向变动转矩这两方驱动力的作用下，能够高速地向滞后角方向变换相位。
结果，如图7及图8所示，在将电磁控制阀12控制到滞后角模式的状态下，本实施方式的凸轮轴相位可变装置，在油压和滞后角方向变动转矩的作用下被驱动，还能够防止反转，所以能够高速地向滞后角方向变换相位。
如上所述，根据本实施方式，无论是向提前角方向还是向滞后角方向，均能够高速地使凸轮轴相位可变装置进行相位变换。即，在油压低而产生变动转矩所造成的反转现象的低速运转时，凸轮轴相位可变装置与现有的连续供给油压的现有给油结构相比较，能够高速响应。
再有，在图5至图8中，在连接提前角时给油路径8a和提前角时给油连通路13e之间的提前角室油路系统、与连接滞后角时排油路径8b和滞后角时排油连通路13d的提前角室油路系统之间，组装有提前角室油路系统间开闭阀14，在连接提前角时排油路径8c和提前角时排油连通路13c之间的滞后角室油路系统、与连接滞后角时给油路径8d和滞后角时给油连通路13f的滞后角室油路系统之间，组装有滞后角室油路系统开闭阀15。如上所述，在通过油压和变动转矩来变换相位，并且防止反方向的变动转矩所造成的反转来实现高响应化时(相对于想要变换相位的方向(提前角模式或滞后角模式的方向)的反方向的变动转矩，由于提前角室和滞后角室成为密闭空间，所以凸轮轴不会向想要变换相位的方向的反方向旋转，所以结果是能够高速响应地向想要变换相位的方向进行变换相位)，上述的提前角室油路系统间开闭阀14和滞后角室油路系统间开闭阀15均控制成“闭”，两个提前角室油路系统彼此以及两个滞后角室油路系统彼此，成为相互隔绝、独立的油路系统。
图9和图10中，电磁控制阀12将阀芯12b控制在中立位置。在该状态下，控制阀安装块13的油压源连通路13b与提前角时给油连通路13e和滞后角时给油连通路13f的任一个均被切断，另外，排出口连通路13a与滞后角时排油连通路13d和提前角时排油连通路13c的任一个均被切断。与凸轮轴6的旋转位置没有关系，即，无论在图9中还是在图10中，所有的提前角油压室和所有的滞后角油压室成为与外部隔离的密闭空间。因而，通过如此将电磁控制阀12控制成固定模式，字提前角方向变动转矩和滞后角方向变动转矩的任一个均不动作的情况下，能够将凸轮轴相位可变装置固定成一定的相位。
图11和图12是将图5和图6中的提前角室油路系统间开闭阀14和滞后角室油路系统间开闭阀15均控制成“开”的状态(使多个提前角室油路系统间和多个滞后角室油路系统间均连通)。电磁控制阀12控制成提前角模式。在该状态下，与凸轮轴6的位置关系无关，能够始终将提前角油压室与油压源连通路13b连通，将滞后角油压室与排出口连通路13a连通(无论在图11的凸轮轴旋转位置还是在图12的凸轮轴旋转位置，提前角油压室都与油压源连通路13b连接，且滞后角油压室与排出口连通路13a连接，在提前角模式下成为连续的给油状态)。在作用有提前角方向的变动转矩的图11的旋转位置，提前角油压室经由提前角时给油路径8a和提前角时给油连通路13e与油压源连通路13b连通，滞后角油压室经由提前角时排油路径8c和提前角时排油连通路13c与排出口连通路13a连通。
另外，在作用有滞后角方向的变动转矩的图12的旋转位置，提前角油压室经由滞后角时排油路径8b和提前角室油路系统间开闭阀14及提前角时给油连通路13e与油压源连通路13b连通，滞后角油压室经由滞后角时给油路径8d和滞后角室油路系统间开闭阀15及提前角时排油连通路13c与排出口连通路13a连通。此时，与凸轮轴6的旋转位置无关，成为始终从油压源向提前角油压室供给油压，从滞后角油压室向排出口排油的状态，成为现有的提前角时的连续的给油结构。
图13和图14是将图7和图8中的提前角室油路系统间开闭阀14和滞后角室油路系统间开闭阀15均控制成“开”的状态。电磁控制阀12被控制成滞后角模式。在该状态下，与凸轮轴6的旋转位置无关，能够始终将提前角油压室与排出口连通路13a连通，将滞后角油压室与油压源连通路13b连通。在作用有提前角方向的变动转矩的图13的旋转位置，提前角油压室经由提前角时给油路径8a和提前角室油路系统间开闭阀14及滞后角时排油连通路13d与排出口连通路13a连通，滞后角油压室经由提前角时排油路径8c和滞后角室油路系统间开闭阀15及滞后角时给油连通路13f与油压源连通路13b连通。在作用有滞后角方向的变动转矩的图14的旋转位置，提前角油压室经由滞后角时排油路径8b和滞后角时排油连通路13d与排出口连通路13a连通，滞后角油压室经由滞后角时给油路径8d和滞后角时给油连通路13f与油压源连通路13b连通。此时，与凸轮轴6的旋转位置无关，成为始终从油压源向滞后角油压室供给油压，从提前角油压室向排出口排油的状态，成为现有的滞后角时的连续的给油结构。
通常，若发动机的旋转速度上升，则向凸轮轴相位可变装置供给的油压也充分升高，在由阀簧的反作用力等对凸轮轴作用的变动转矩和因油压而产生的驱动转矩的合成转矩中，与想要变换相位的方向相反的方向的转矩部分减小。另外，由于其变动转矩的频率升高，从而流体系统的惯性阻力和可动构件的惯性阻力增大。因而，凸轮轴相位可变装置从外部向想要进行相位变换控制的方向继续变换相位，从而不再产生低速低油压时那样的反转现象(朝向想要变换相位的方向的反方向的变动转矩所造成的相位变换现象)。
在不引起这种反转现象的条件下，如图5至图8所示，若进行间歇给油以及排油，则在向目标方向进行相位变换的途中，切断油的流动，施加制动，反而使响应速度降低。另外，通过强行切断流路，瞬时停止油的流动，从而产生水击现象，成为振动噪音的原因。根据图11至图14所示的本实施方式的功能，变换相位时在不产生反转的运转条件下，能够停止间歇的油的给排，可以与以往一样进行连续的油的给排，所以能够避免高速运转时的响应速度的下降及产生水击现象这样的不良情况。
如此，根据本发明的实施方式的结构，可提供如下的实用性高的凸轮轴相位可变装置，即：能够实现相位变换速度不足的低速运转时的高响应化且在高速运转时不会产生响应速度下降及水击现象的不良情况。
其次，对于本发明第二实施方式的内燃机用凸轮轴相位可变装置，列举凸轮轴相位可变装置的基本功能、结构例和控制例进行说明。图15是对本发明的实施方式的凸轮轴相位可变装置的基本功能进行说明的图。图16是表示本发明第二实施方式的凸轮轴相位可变装置中的高响应VTC的油路间歇导通机构的图。图17是对第二实施方式的凸轮轴相位可变装置中的提前角转矩作用于凸轮轴时的油路导通进行说明的图。图18是对第二实施方式的凸轮轴相位可变装置中的滞后角转矩作用于凸轮轴时的油路导通进行说明的图。图19是对实施发动机给排气阀的提前角控制和滞后角控制时，第二实施方式的凸轮轴相位可变装置中的仅凸轮轴变动转矩的驱动和(凸轮轴变动转矩+油压)的驱动中对提前角室和滞后角室的控制方式进行说明的图。
图16(1)是表示由主体和叶片形成的提前角油压室和滞后角油压室的结构的图，与图2相对应。图16(2)是与图1相对应的图，图16(3)和(4)是图16(2)的A-A剖视图和B-B剖视图，分别与图3和图4相对应。图16是在凸轮轴轴承的上单侧形成油路(1)、(2)、(3)、(4)的结构例。图16(3)中，与四对提前角油压室/滞后角油压室(参照图16(1))分别对应，沿中心螺栓的方向配置有四个提前角室油路和四个滞后角室油路。而且，图16(4)中，以图16(2)的B-B截面只观察到四个滞后角室油路。如图16所表明，油路(1)、(2)和油路(3)、(4)形成在沿凸轮轴轴承的方向的不同的位置。图16中，主要由凸轮轴、凸轮轴轴承、油路(1)～(4)、提前角室油路和滞后角室油路构成油路间歇导通机构。
图15(1)表示作用于凸轮轴的变动转矩为滞后角转矩时和为提前角转矩时，对滞后角油压室和提前角油压室进行给油、排油的动作状态。图15中表示，以直列四缸发动机的凸轮轴相位可变装置为例，凸轮轴旋转一圈具有滞后角方向的变动转矩的峰值的旋转位置重复出现四次，滞后角转矩的+峰值彼此的间隔与凸轮轴的90°旋转相当。图示波形的+峰值(滞后角转矩的峰值)与-峰值(提前角转矩的峰值)之间与凸轮轴的45度旋转相当。而且，图示的油路间歇导通机构的右侧的四个油路与图5和图6所示的连通路13c、13d、13e、13f相当，左侧的滞后角室油路和提前角室油路与图1的6b和6a相当。
若作为变动转矩对凸轮轴作用有提前角转矩，则凸轮轴向提前角方向变换相位，如图5和图6所说明，若在想要以提前角模式进行控制时，对凸轮轴作用有提前角转矩，则油路与提前角室(给油)和滞后角室(排油)导通。若凸轮轴旋转45度而作用有滞后角转矩，则油路与提前角室和滞后角室不导通。结果，通向提前角油压室和滞后角油压室的油路形成成为油路的间歇导通，只利用与想要变换相位的模式同方向的变动转矩，进行凸轮轴的相位变换。
根据图15(1)，提前角油压室具有提前角转矩作用时连通的油路系统(1)和滞后角转矩作用时连通的油路系统(2)，滞后角油压室具有滞后角转矩作用时连通的油路系统(3)和提前角转矩作用时连通的油路系统(4)，通过凸轮轴的旋转，提前角转矩作用时的油压路径被切换成油路系统(1)和油路系统(4)导通，通过凸轮轴的旋转，滞后角转矩作用时的油压路径被切换成油路系统(3)和油路系统(2)导通。即，通向提前角油压室的两个油路系统(1)和(2)对应于凸轮轴的旋转而反复连通和切断。通向滞后角油压室的两个油路系统(3)和(4)也同样。如此，油路系统对应于凸轮轴的旋转来切换连通和切断，此为本发明特征之一。
图15(2)表示提前角控制(提前角模式)时和滞后角控制(模式)时的各自情况下的滞后角转矩作用时和提前角转矩作用时的油压路径，在此，油压回路(1)相当于图6所示的路径，是提前角控制时作用有滞后角转矩的情况，提前角油压室和滞后角油压室成为密闭空间，为变动转矩的切断状态，油压回路(2)相当于图5所示的路径，是提前角控制时作用有提前角转矩的情况，是变动转矩可用作提前角方向的驱动力的状态(还可利用油压作为驱动力的状态)。另外，油压回路(3)相当于图8所示的路径，是滞后角控制时作用有滞后角转矩的情况，是变动转矩可用作滞后角方向的驱动力的状态(还可利用油压作为驱动力的状态)。油压回路(4)相当于图7所示的路径，是滞后角控制时作用有提前角转矩的情况，提前角油压室和滞后角油压室成为密闭空间，是变动转矩的切断状态。
如此，在本实施方式中，提供对应于伴随着凸轮轴的旋转的来自凸轮轴的变动转矩的提前角、滞后角的方向变化而切换油压回路的结构，利用该结构，将凸轮轴变动转矩活用作凸轮轴相位可变装置的驱动力，换而言之，在设定了提前角模式或滞后角模式的情况下，只将与这些模式对应的方向的变动转矩用作相位变换的驱动力，该利用驱动力的方法也是本发明的特征之一。
图17是表示提前角转矩作用时的提前角室油路(参照图16(3))和滞后角室油路(参照图16(4))的导通状态的图。提前角转矩表示凸轮轴每旋转90度的变动转矩的峰值，所以表示每旋转90度的油路导通状态。如图17所示，与四个提前角室连通的四个提前角室油路，在0°、90°、180°、270°的提前角转矩的峰值位置与油路1(以提前角模式给油)导通。进而与四个滞后角室连通的四个滞后角室油路形成的结构是，在0°、90°、180°、270°的提前角转矩的峰值位置与油路4(以提前角模式排油)导通。
图18是表示滞后角转矩作用时的提前角室油路(参照图16(3))和滞后角室油路(参照图16(4))的导通状态的图。滞后角转矩表示凸轮轴每旋转90度的变动转矩的峰值，所以表示每旋转90度的油路导通状态。如图18所示，与四个提前角室连通的四个提前角室油路在45°、135°、225°、315°的滞后角转矩的峰值位置。与油路2(以滞后角模式排油)导通。进而，与四个滞后角室连通的四个滞后角室油路形成的结构是，在45°、135°、225°、315°的滞后角转矩的峰值位置与油路4(以滞后角模式给油)导通。
图19是说明凸轮轴的相位变换时，使电磁控制阀按照提前角控制(模式)、滞后角控制(模式)或固定模式(不在变动转矩作用下动作，固定成一定相位的控制)工作的情况下，以(凸轮轴变动转矩+油压)驱动凸轮轴的方式(参照图19(1))和只以凸轮轴变动转矩驱动凸轮轴的方式(参照图19(2))的图。
如图19(1)所示，为了成为提前角模式(想要向提前角方向变换相位的状态)，如图示那样使电磁控制阀向左移动。在作用于凸轮轴的变动转矩为提前角转矩的情况下，来自油压源P的油压与提前角室连通，且滞后角室通过电磁控制阀与排出口连通。因而，在作为变动转矩的提前角转矩上加上油压驱动，进行凸轮轴的相位变换。在此，在作用于凸轮轴的变动转矩为滞后角转矩的情况下(随着凸轮轴的旋转滞后角转矩和提前角转矩周期性反复的情况参照图15(1))，通过利用电磁控制阀所产生的不导通，滞后角室和提前角室成为密闭空间，所以作为变动转矩的滞后角转矩不使与凸轮轴连结的叶片可动，不会起到凸轮轴相位变换的作用。
另外，为了成为滞后角模式(想要向滞后角方向变换相位的状态)，如图示那样使电磁控制阀向右移动。在作用于凸轮轴的变动转矩为滞后角转矩的情况下，来自油压源P的油压与滞后角室连通，且提前角室通过电磁控制阀与排出口连通。因而，在作为变动转矩的滞后角转矩上加上油压驱动，进行凸轮轴的相位变换。在此，在作用于凸轮轴的变动转矩为提前角转矩的情况下，通过利用电磁控制阀所产生的不导通，滞后角室和提前角室成为密闭空间，所以提前角转矩不使与凸轮轴连结的叶片可动，不会起到凸轮轴相位变换的作用。另外，为了成为固定模式，如图示那样使电磁控制阀移动到中立位置。在作用于凸轮轴的变动转矩无论是提前角转矩还是滞后角转矩的情况下，通过利用电磁控制阀所产生的不导通，都使滞后角室和提前角室成为密闭空间，所以提前角转矩以及滞后角转矩不使与凸轮轴连结的叶片可动，将凸轮轴相位固定在一定相位。
其次，针对仅由凸轮轴变动转矩驱动凸轮轴的方式，参照图19(2)进行说明。图19(2)在与图19(1)的比较中，在如下几点上不同，即：未设置排出口连通路这一点；油压源P并非用于对提前角室和滞后角室进行油压驱动，而是用于对这些室补充油这一点；电磁控制阀的导通路径结构一部分不同这一点。如图19(2)的上层图所示，为了成为提前角模式，如图示那样使电磁控制阀向左移动。在作用于凸轮轴的变动转矩为提前角转矩的情况下，如图16(1)和图17所表明，叶片向顺时针方向旋转，另外，利用电磁控制阀的导通路径，提前角室和滞后角室连通，所以，油从滞后角室流入提前角室，以扩大提前角室的方式，即向提前角方向前进。在此，在作用于凸轮轴的变动转矩为滞后角转矩的情况下(随着凸轮轴的旋转滞后角转矩和提前角转矩周期性反复的情况参照图15(1))，通过利用电磁控制阀所产生的不导通，滞后角室和提前角室成为密闭空间，所以滞后角转矩不使与凸轮轴连结的叶片可动，不会起到凸轮轴相位变换的作用。
如图19(2)的下层图所示，为了成为滞后角模式，如图示那样使电磁控制阀向右移动。在作用于凸轮轴的变动转矩为滞后角转矩的情况下，如图16(1)和图18所表明，叶片向逆时针方向旋转，另外，由于利用电磁控制阀的导通路径，提前角室和滞后角室连通，所以，油从提前角室流入滞后角室，以扩大滞后角室的方式，即向滞后角方向前进。在此，在作用于凸轮轴的变动转矩为提前角转矩的情况下，通过利用电磁控制阀所产生的不导通，滞后角室和提前角室成为密闭空间，所以提前角转矩不使与凸轮轴连结的叶片可动，不会起到凸轮轴相位变换的作用。另外，如图19(2)的中层图所示，为了成为固定模式，如图示那样使电磁控制阀移动到中立位置。在作用于凸轮轴的变动转矩无论是提前角转矩还是滞后角转矩的情况下，通过利用电磁控制阀所产生的不导通，都使滞后角室和提前角室成为密闭空间，所以提前角转矩以及滞后角转矩不使与凸轮轴连结的叶片可动，将凸轮轴相位固定在一定相位。
对于图19(2)中的上图和下图的油路导通形式，在改变观点重新仔细观察时，发现在提前角室上设有油路(1)和(2)，在滞后角室上设有油路(3)和(4)(参照图16(3)和(4))。而且，若将切换油路的连接目标的切换机构即控制阀转移到提前角控制和滞后角控制，则形成上图和下图的油路导通形式。在提前角控制时，油路(1)和(2)中，油路(1)构成通向提前角室的入口侧油路系统，并且油路(3)和(4)中，油路(4)构成出口侧油路系统(参照图17)。另外，在滞后角控制时，油路(3)和(4)中，油路(3)构成通向滞后角室的入口侧油路系统，并且油路(1)和(2)中，油路(2)构成出口侧油路系统(参照图18)。
其次，参照图20和图21对本发明第三实施方式的凸轮轴相位可变装置中的油路导通形式和提前角或滞后角控制的方式进行如下说明。图20是对本发明第三实施方式的凸轮轴相位可变装置中的提前角转矩或滞后角转矩作用于凸轮轴时的油路导通进行说明的图。图21是对实施发动机给排气阀的提前角控制和滞后角控制时，第三实施方式的凸轮轴相位可变装置中的低速(低油压)时和高速(高油压)时的驱动力分开使用进行说明的图。
第三实施方式的油路导通的形式与第二实施方式作比较，在凸轮轴轴承上设置的油路的数目和结构有所不同。在第三实施方式中，通过将与提前角室连通的油路(1)和油路(2)、和与滞后角室连通的油路(3)及油路(4)设置在凸轮轴轴承的上一侧，由此与第二实施方式共通，但形式上的特征是：以遍及凸轮轴轴承的下一侧的前周的方式形成油路，在图16(2)的A-A截面中形成与提前角室始终导通的油路(5)，并且在B-B截面中形成与滞后角室始终导通的油路(6)。
在图20的左上图中，在提前角转矩作用时，在凸轮轴轴承的上一侧，与提前角室连通的提前角室油路与油路(1)导通，在下一侧，提前角室油路与油路(5)始终导通。另外，在图20的右上图中，在滞后角转矩作用时，在上一侧，提前角室油路与油路(2)导通，在下一侧，与油路(5)始终导通。同样，在图20的左下图中，在提前角转矩作用时，在上一侧，滞后角室油路与油路(4)导通，在下一侧，滞后角室油路与油路(6)始终导通。另外，在图20的右下图中，在滞后角转矩作用时，在上一侧，滞后角室油路与油路(3)导通，在下一侧，与油路(6)始终导通。
换而言之，提前角室与提前角转矩作用时的油路(1)导通，与滞后角转矩作用时的油路(2)导通，与油路(5)始终导通，滞后角室与提前角转矩作用时的油路(4)导通，与滞后角转矩作用时的油路(3)导通，与油路(6)始终导通。而且，如后述，提前角室与油路(1)或(2)导通还是与油路(5)始终导通，是在发动机的低速(低油压)时和高速(高油压)时切换使用的。另外，滞后角室与油路(3)或(4)导通还是与油路(6)始终导通，是在发动机的低速(低油压)时和高速(高油压)时切换使用的。
其次，对于使用图20所示的第三实施方式的油路导通的形式，按照提前角控制(模式)、滞后角控制(模式)、或固定模式(不在变动转矩作用下动作，而是固定在一定相位的控制)驱动凸轮轴的驱动方式，参照图21进行说明。
与第三实施方式相关的凸轮轴驱动是在发动机的低速(低油压)时和高速(高油压)时分开使用驱动力的方式，低速时以变动转矩为驱动力，高速时以油压为驱动力。而且，为了分开使用驱动力，使用油路导通的形式不同的两个控制阀，低速时使用一控制阀，高速时使用另一控制阀，在使用一方的控制阀时，将另一方的控制阀设置成固定模式，以免相互干涉。
图21的左图的驱动方式与图19的左图的驱动方式同样，详细情况援引图19的记载，但在图21的第三实施方式中，在发动机的低压(低油压)时使用该驱动方式。图21的右图是图20中的使用始终导通的油路(5)和(6)的驱动方式，采用不依赖于凸轮轴的旋转位置(变动转矩峰值的每90°的角度)，始终为提前角室与油路(5)导通、滞后角室与油路(6)导通的油路导通的形式。采用该形式是在发动机的高速(高油压)时。发动机的低速时和高速时的控制阀的切换，例如只要根据发动机转速的检测值将适当的检测值设为阈值进行切换即可。而且，在切换控制阀时，切换之前使用的控制阀预先设定成固定模式。通过这样预先设定，不会对切换之后使用的控制阀对提前角室和滞后角室的驱动带来影响。
如图21的左图中的油路导通形式所表明，低速时在提前角模式或滞后角模式中，将变动转矩作为用于变换相位的驱动力，如右图所表明，高速时在提前角模式或滞后角模式中，将油压(因发动机的高速旋转而成为高油压)作为凸轮轴的驱动力。在此，在高速时，设定提前角模式的情况下，提前角室始终由油压驱动，但与图19的右图相比，在图19的右图的驱动方式中，在提前角模式下提前角转矩作用时进行间歇给油或排油(仅在提前角转矩作用的每90°的峰值位置附近进行给油、排油，防止滞后角转矩的作用下向滞后角方向的旋转，进行间歇给排油)，因此间歇地切断油的流动，对朝向提前角方向的驱动施加制动(响应速度下降)，另外，因间歇的给排油而产生水击(油锤(oil hammer))现象。况且，在发动机高速时，凸轮轴相位变换装置具有向要变换相位的方向继续变换相位的倾向，所以不再产生低速时那样的反转现象(要变换相位的方向的反方向的变动转矩动作的现象)。如此在不易产生反转现象的高速时，相比于图19的右图的驱动方式，图21的右图的驱动方式从响应速度、水击现象的观点上优选。
其次，对于本发明的第四实施方式的凸轮轴相位可变装置中的提前角或滞后角控制的方式，参照图22进行如下说明。图22是对本发明第四实施方式的凸轮轴相位可变装置中的提前角控制和滞后角控制下的驱动方式进行说明的图。在图22中，在滞后角控制(模式)时仅由变动转矩驱动凸轮轴，在提前角控制(模式)时由(变动转矩+油压)进行凸轮轴驱动。由于凸轮轴相位变换装置具有平均地作用有滞后角转矩的倾向，所以容易利用变动转矩进行驱动的模式是滞后角模式。因而，在图22的下层图中，通过设定滞后角模式使控制阀向左移动，在滞后角转矩作用时利用该滞后角转矩使叶片转动，从提前角室向滞后角室送油，凸轮轴被驱动向滞后角方向。
若设定成提前角模式(想要向提前角方向变换相位时)，则控制阀向右移动，在提前角转矩作用时，形成从油压源P向提前角室给油且从滞后角室向排出口排油的油路。在滞后角转矩作用时，提前角室及滞后角室均成为密闭空间。即，在提前角模式中，在提前角转矩作用时以(变动转矩+油压)驱动凸轮轴，向提前角方向变换相位。另外，在固定模式中，无论是提前角转矩作用时还是滞后角转矩作用时，提前角室和滞后角室的任一室均成为密闭空间，以一定相位固定。
如以上所说明，本发明的实施方式基于如下所要解决的问题，其特征在于如下的结构和起到的功能。即，以能够通过间歇给油方式在提前角方向和滞后角方向的两个方向上实现低速时的高响应化为课题，另外，为了避免因该间歇给油方式而导致的高速运转时产生的响应速度下降或水击现象等不良情况的发生，根据需要切换现有的连续给油方式和该间歇给油方式。
为了解决上述问题，在本实施方式中，提供一种内燃机用凸轮轴相位可变装置，其具备相位变换机构，所述相位变换机构设置在曲轴和凸轮轴之间，具有提前角油压室和滞后角油压室，所述提前角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向提前角方向变化时容积增大，所述滞后角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向滞后角方向变化时容积增大，其中，设有：相互独立的第一及第二油路系统，其根据凸轮轴的旋转角的变化，在各自规定的旋转角的范围内与所述提前角油压室连通；相互独立的第三及第四油路系统，其根据所述凸轮轴的旋转角的变化，在各自规定的旋转角的范围内与所述滞后角油压室连通；第一切换部，其对应于所述旋转角切换连通和切断，使得在所述第一油路系统和所述第二油路系统中，在一方与提前角油压室连通了的状态下，另一方成为与提前角油压室被切断的状态；第二切换部，其对应于所述旋转角切换连通和切断，使得在所述第三油路系统和所述第四油路系统中，在一方与滞后角油压室连通了的状态下，另一方成为与滞后角油压室切断的状态。
由此，在作用于凸轮轴的变动转矩的方向为提前角方向时，能够构成一对与提前角室导通的油路系统、和与滞后角室导通的油路系统。将它们分别称为提前角时给油系统和提前角时排油系统。另外，同时，在作用于凸轮轴的变动转矩的方向为滞后角方向时，能够构成一对与提前角室导通的油路系统、和与滞后角室导通的油路系统。将它们分别称为滞后角时排油系统和滞后角时给油系统。
另外，在本实施方式中，具备对如下两个模式进行切换的机构，一个模式是在将提前角时给油系统与油压源连接的同时将提前角时排油系统与排出口连接的模式，另一模式是在将上述的滞后角时排油系统与排出口连接的同时将滞后角时给油系统与油压源连接的模式。由此，在利用凸轮轴相位可变装置想要向提前角方向变换相位时，在提前角方向的变动转矩作用时向提前角室供给油压，从滞后角室排出油，利用变动转矩和油压双方能够高速地向提前角方向变换相位，在滞后角方向的变动转矩作用时，将提前角室和滞后角室分别设成密闭空间，能够防止因变动转矩向滞后角方向的反转。即，通过间歇给油方式能够提高向提前角方向的相位变换速度。另外，在利用凸轮轴相位可变装置想要向滞后角方向变换相位时，在滞后角方向的变动转矩作用时向滞后角室供给油压，从提前角室排出油，利用变动转矩和油压双方高速地向滞后角方向变换相位，在提前角方向的变动转矩作用时，将滞后角室和提前角室分别设成密闭空间，能够防止因变动转矩向提前角方向的反转。即，通过间歇给油方式也能够提高向滞后角方向的相位变换速度。
进而，在本实施方式中，具有：对上述的提前角时给油系统和滞后角时排油系统之间进行连通、切断的导通切换部；和对滞后角时给油系统和提前角时排油系统进行连通、切断的导通切换部。该提前角时给油系统和滞后角时排油系统为均与提前角油压室连通的相互独立的第一及第二油路系统，另外，该滞后角时给油系统和提前角角排油系统为均与滞后角油压室连通的相互独立的第三及第四油路系统。各个油路系统间歇地与各油压室连通，但通过利用上述的导通切换部相互导通，由此能够构成始终与提前角油压室连通的油路系统和始终与滞后角油压室连通的油路系统。即，形成的结构是能够切换到现有的凸轮轴相位可变装置的连续给油方式。
在内燃机高速旋转时，还能够充分获得驱动凸轮轴相位可变装置的油压，反转转矩的作用期间减少，另外，由于作用于凸轮轴的变动转矩的频率升高，所以惯性的影响增大，从而相对于凸轮轴相位可变装置想要驱动的方向，不易产生反转的现象。在没有该反转现象的情况下，若进行所述的间歇的油的给排，则由于相位变换中的凸轮轴相位可变装置的油的给排路径的切断而施加制动，降低变换速度或引起水击现象。此时，通过切换到上述的现有的油压路径，能够避免产生高速运转时的变换速度下降或水击现象等不良情况。

Claims (11)

1.一种内燃机用凸轮轴相位可变装置，其具备相位变换机构，所述相位变换机构具有提前角油压室和滞后角油压室，所述提前角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向提前角方向变化时容积增大，所述滞后角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向滞后角方向变化时容积增大，所述相位变换机构对所述曲轴和所述凸轮轴之间的相位进行变换，
所述内燃机用凸轮轴相位可变装置的特征在于，
设有对应于所述凸轮轴的旋转角的变化，与所述提前角油压室连通的多个提前角室油路系统、和与所述滞后角油压室连通的多个滞后角室油路系统，
还设有切换部，所述切换部按照在所述多个提前角室油路系统中一方与提前角油压室连通了的状态下另一方成为与提前角油压室切断的状态的方式，并按照在所述多个滞后角室油路系统中一方与滞后角油压室连通了的状态下另一方成为与滞后角油压室切断的状态的方式，对应于所述凸轮轴的旋转角对所述连通和所述切断进行切换。
2.一种内燃机用凸轮轴相位可变装置，其具备相位变换机构，所述相位变换机构具有提前角油压室和滞后角油压室，所述提前角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向提前角方向变化时容积增大，所述滞后角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向滞后角方向变化时容积增大，所述相位变换机构对所述曲轴和所述凸轮轴之间的相位进行变换，
所述内燃机用凸轮轴相位可变装置的特征在于，
设有：
相互独立的第一及第二油路系统，其对应于所述凸轮轴的旋转角的变化，在各自规定的旋转角的范围内与所述提前角油压室连通；
相互独立的第三及第四油路系统，其对应于所述凸轮轴的旋转角的变化，在各自规定的旋转角的范围内与所述滞后角油压室连通；
第一切换部，其按照在所述第一油路系统和所述第二油路系统中一方与提前角油压室连通了的状态下另一方成为与提前角油压室切断的状态的方式，对应于所述凸轮轴的旋转角切换所述连通和所述切断；
第二切换部，其按照在所述第三油路系统和所述第四油路系统中一方与滞后角油压室连通了的状态下另一方成为与滞后角油压室切断的状态的方式，对应于所述凸轮轴的旋转角切换所述连通和所述切断。
3.根据权利要求2所述的内燃机用凸轮轴相位可变装置，其特征在于，
在所述第一油路系统和所述第二油路系统中，一方为入口侧油路系统，另一方为出口侧油路系统，
在所述第三油路系统和所述第四油路系统中，一方为入口侧油路系统，另一方为出口侧油路系统。
4.根据权利要求3所述的内燃机用凸轮轴相位可变装置，其特征在于，
设有对所述第一、所述第二、所述第三及所述第四油路系统的连接目标进行切换的切换机构，
所述切换机构对如下两个模式进行切换：
一个模式是将所述第一油路系统和所述第二油路系统中所述入口侧油路系统与油压源连接，并且将所述第三油路系统和所述第四油路系统中所述出口侧油路系统与排出口连接的模式；
另一模式是将所述第一油路系统和所述第二油路系统中所述出口侧油路系统与所述排出口连接，并且将所述第三油路系统和所述第四油路系统中所述入口侧油路系统与所述油压源连接的模式。
5.根据权利要求3所述的内燃机用凸轮轴相位可变装置，其特征在于，
设有对所述第一、所述第二、所述第三及所述第四油路系统的连接目标进行切换的切换机构，
所述切换机构对如下两个模式进行切换：
一个模式是将所述第一油路系统和所述第二油路系统中所述入口侧油路系统连接于所述第三油路系统和所述第四油路系统中所述出口侧油路系统的模式；
另一模式是将所述第三油路系统和所述第四油路系统中所述入口侧油路系统连接于所述第一油路系统和所述第二油路系统中所述出口侧油路系统的模式。
6.一种内燃机用凸轮轴相位可变装置，其具备相位变换机构，所述相位变换机构具有提前角油压室和滞后角油压室，所述提前角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向提前角方向变化时容积增大，所述滞后角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向滞后角方向变化时容积增大，所述相位变换机构对所述曲轴和所述凸轮轴之间的相位进行变换，
所述内燃机用凸轮轴相位可变装置的特征在于，
设有：在所述凸轮轴相对于所述曲轴的相位角变化时，在各自规定的角度范围内与所述提前角油压室连通的第一及第二油路系统；和在所述凸轮轴相对于所述曲轴的相位角变化时，在各自规定的角度范围内与所述滞后角油压室连通的第三及第四油路系统，
所述第一油路系统和所述第二油路系统作为相互独立的油路系统而设置，并且被设置成具有一方与所述提前角油压室连通时另一方成为与所述提前角油压室切断的状态的相位角范围，
所述第三油路系统和所述第四油路系统作为相互独立的油路系统而设置，并且被设置成具有一方与所述滞后角油压室连通时另一方成为与所述滞后角油压室切断的状态的相位角范围，
还设有与所述提前角油压室始终连通的第五油路系统、和与所述滞后角油压室始终连通的第六油路系统。
7.根据权利要求6所述的内燃机用凸轮轴相位可变装置，其特征在于，
对所述始终连通的第五油路系统和第六油路系统的油压的给排，由独立于所述第一、所述第二、所述第三和所述第四油路系统的油压的给排而进行控制的切换机构来进行。
8.根据权利要求7所述的内燃机用凸轮轴相位可变装置，其特征在于，
所述独立控制的切换机构对应于内燃机的转速高低来进行切换。
9.一种内燃机用凸轮轴相位可变装置，其具备相位变换机构，所述相位变换机构具有提前角油压室和滞后角油压室，所述提前角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向提前角方向变化时容积增大，所述滞后角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向滞后角方向变化时容积增大，所述相位变换机构对所述曲轴和所述凸轮轴之间的相位进行变换，
所述内燃机用凸轮轴相位可变装置的特征在于，
设有：
多个提前角室油路系统，其对应于所述凸轮轴的旋转角与所述提前角油压室连通；
多个滞后角室油路系统，其对应于所述凸轮轴的旋转角与所述滞后角油压室连通；
间歇切换部，其在所述多个提前角室油路系统中一方与所述提前角油压室连通了的状态下使另一方与所述提前角油压室切断，在所述多个滞后角室油路系统中一方与所述滞后角油压室连通了的状态下使另一方与所述滞后角油压室切断，并对应于所述凸轮轴的旋转角切换所述连通和所述切断；
导通切换部，其对应于所述凸轮轴的转速，使所述多个提前角室油路系统间连通或切断，并使所述多个滞后角室油路系统间连通或切断。
10.根据权利要求9所述的内燃机用凸轮轴相位可变装置，其特征在于，
所述导通切换部使所述滞后角室油路系统间和所述提前角室油路系统间同步连通或切断。
11.一种内燃机用凸轮轴相位可变装置，其具备相位变换机构，所述相位变换机构具有提前角油压室和滞后角油压室，所述提前角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向提前角方向变化时容积增大，所述滞后角油压室在凸轮轴相对于曲轴的相位角向滞后角方向变化时容积增大，所述相位变换机构对所述曲轴和所述凸轮轴之间的相位进行变换，
所述内燃机用凸轮轴相位可变装置的特征在于，
设有：
相互独立的第一及第二油路系统，其对应于所述凸轮轴的旋转角的变化，在各自规定的旋转角的范围内与所述提前角油压室连通；
相互独立的第三及第四油路系统，其对应于所述凸轮轴的旋转角的变化，在各自规定的旋转角的范围内与所述滞后角油压室连通；
第一切换部，其按照所述第一油路系统和所述第二油路系统中一方与提前角油压室连通了的状态下另一方成为与提前角油压室切断的状态的方式，对应于所述凸轮轴的旋转角切换所述连通和所述切断；
第二切换部，其按照所述第三油路系统和所述第四油路系统中一方与滞后角油压室连通了的状态下另一方成为与滞后角油压室切断的状态的方式，对应于所述凸轮轴的旋转角切换所述连通和所述切断，
在所述第一油路系统和所述第二油路系统中，一方为入口侧油路系统，另一方为出口侧油路系统，在所述第三油路系统和所述第四油路系统中，一方为入口侧油路系统，另一方为出口侧油路系统，
还设有对所述第一、所述第二、所述第三及所述第四油路系统的连接目标进行切换的切换机构，
所述切换机构对如下两个模式进行切换：一个模式是将所述第一油路系统和所述第二油路系统中所述入口侧油路系统与油压源连接，并且将所述第三油路系统和所述第四油路系统中所述出口侧油路系统与排出口连接的提前角模式；另一模式是将所述第三油路系统和所述第四油路系统中所述入口侧油路系统与所述第一油路系统和所述第二油路系统中所述出口侧油路系统连接的滞后角模式，
在所述提前角模式中，在所述凸轮轴相位角作用于提前角方向时，通过所述油压源和所述排出口且利用所述作用的提前角方向的转矩，通过所述提前角室对凸轮轴进行相位变换，
在所述滞后角模式中，在所述凸轮轴相位角作用于滞后角方向时，利用所述作用的滞后角方向的转矩，通过所述提前角室对凸轮轴进行相位变换。
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