CN102597437A - 阀开闭定时控制装置 - Google Patents

Abstract

具有：驱动侧旋转体；从动侧旋转体；流体压力室，其由驱动侧旋转体和从动侧旋转体形成，由设置在驱动侧旋转体及从动侧旋转体中的至少一个上的分隔部，分隔为滞后角室和提前角室；流体控制机构，其控制从进行工作流体供给的工作流体用泵向流体压力室的工作流体的供给，及从流体压力室的工作流体的排出；第一锁止机构，其可以将相对旋转相位约束为最滞后角相位与最提前角相位之间的第一规定相位；以及第二锁止机构，其可以将相对旋转相位约束为与第一规定相位不同的第二规定相位。

Description

阀开闭定时控制装置

技术领域

本发明涉及一种阀开闭定时控制装置，其控制汽车中使用的内燃机的进气阀及排气阀的开闭定时。

背景技术

目前，如专利文献1记载，存在下述阀开闭定时控制装置，其具有：驱动侧旋转体（在文献中称为“旋转传递部件”）；从动侧旋转体（在文献中称为“旋转部件”）；流体压力室，其由驱动侧旋转体和从动侧旋转体形成，通过设置在从动侧旋转体上的分隔部（在文献中称为“叶片”）分隔为滞后角室和提前角室；以及流体控制机构（在文献中称为“控制阀”），其控制从进行工作流体供给的工作流体用泵（在文献中称为“油泵”等）向流体压力室的工作流体的供给及从流体压力室的工作流体的排出。

专利文献1记载的发明还具有：第一相对旋转限制单元，其将从动侧旋转体相对于驱动侧旋转体的相对旋转相位，限制为从最滞后角相位直至最滞后角相位与最提前角相位间的规定相位的范围内；以及第二相对旋转限制单元，其将相对旋转相位限制在从最提前角相位到上述规定相位的范围内。第一相对旋转相位限制单元的结构为，具有：第一锁止销，其设置在驱动侧旋转体侧；以及第一限制槽，其形成在从动侧旋转体上，沿相对旋转方向具有规定的宽度，通过使第一锁止销插入第一限制槽中，从而可以将相对旋转相位限制在从最滞后角相位至规定相位的范围内。另外，第二相对旋转相位限制单元也同样地，其结构为，具有第二锁止销和第二限制槽，通过使第二锁止销插入第二限制槽中，从而可以将相对旋转相位限制在从最提前角相位至规定相位的范围内。

对应于向流体压力室的工作流体的供给，也向第一限制槽·第二限制槽供给工作流体，第一锁止销·第二锁止销分别从第一限制槽·第二限制槽退回。另一方面，如果发动机停止，从第一限制槽·第二限制槽排出工作流体，则第一锁止销·第二锁止销一起插入第一限制槽·第二限制槽中。即，相对旋转相位被约束为规定相位。

如果是这种结构，则可以在将相对旋转相位可靠地约束在规定相位的状态下，使发动机重新启动。因此，如果将规定相位设定为希望的相位，则可以使进气定时与点火定时的关系最优化，从而提高发动机的启动性能。例如，可以获得碳化氢（HC）等有害燃烧排放物较少的低排放发动机。

此外，在近年来关注的混合动力车辆中，为了降低从由电动机进行的行驶运行切换为由内燃机进行的行驶运行时的冲击（过渡冲击），在从内燃机停止时开始启动时，使相对旋转相位成为可以延迟关闭进气阀的相位（以下称为“减压相位”），降低燃烧室内压力（减压）。但是，即使是在减压相位使内燃机停止的情况下，也存在内燃机启动时由于扭矩变化而很难将相对旋转相位保持为减压相位的情况。因此，例如，如果将规定相位设定为减压相位，则可以将相对旋转相位可靠地保持为减压相位，从而提高减小过渡冲击的可靠性。

通常，在发动机运行中，基于凸轮轴扭矩变化的滞后角方向及提前角方向的位移力向从动侧旋转体作用。平均而言，该位移力向滞后角方向作用，使从动侧旋转体向滞后角方向位移。下面，将基于凸轮轴扭矩变化的滞后角方向及提前角方向的位移力平均后的位移力，称为“基于凸轮轴扭矩变化而向滞后角方向的平均位移力”。专利文献1记载的阀开闭定时控制装置，通过设有相对于从动侧旋转体向提前角方向施加扭矩的扭转弹簧，无论基于凸轮轴扭矩变化的滞后角方向的平均位移力多大，都可以使相对旋转相位顺利且快速地向提前角方向位移。

专利文献1：日本特开2001－241307号公报

发明内容

近年来，为了应对环境问题等，要求内燃机的燃料消耗性能改善，实现工作流体供给用的泵的小型化·低容量化，降低向流体压力室的工作流体的供给压力。另外，还要求怠速运行时的内燃机的低速旋转化。由此，特别地，在供给压力较低时也可以获得适当的运行状态的阀开闭定时控制装置的开发成为课题。

另外，在将最滞后角相位设定为适合于怠速稳定性的配气正时的进气侧的阀开闭定时控制装置的情况下，怠速运行时这种低速运行时，大多使相对旋转相位成为最滞后角相位或最提前角相位附近的相位。另外，在高油温低速旋转时，工作流体的供给压力相当低。因此，如果实现泵的小型化·低容量化，则在怠速运行时这种低速运行时，工作流体的供给压力进一步降低，很难将相对旋转相位保持为希望的相位。其结果，通过基于扭矩变化的滞后角方向及提前角方向的位移力，从动侧旋转体在滞后角方向及提前角方向波动，无法获得稳定的运行状态。

在专利文献1记载的阀开闭定时控制装置中，如果使泵小型化·低容量化，则除了怠速运行时的工作流体的供给压力降低，因为还设有上述扭转弹簧，所以，作用在从动侧旋转体上的基于工作流体供给压力的朝向滞后角侧的位移力，由于由扭转弹簧引起的向提前角侧的预紧力而减小。其结果，更加难以将相对旋转相位稳定保持为最滞后角相位附近的相位。因此，存在从动侧旋转体波动而无法获得稳定的怠速运行状态，或由于分隔部的波动而产生异响（敲击声）的可能性。

为了解决上述问题，例如，考虑通过增大流体压力室及分隔部，或增加流体压力室数量，使承受流体压力的分隔部的受压面积整体地增大。但是，这样将会使阀开闭定时控制装置大型化，从而与上述技术课题相反。

本发明的目的在于提供一种阀开闭定时控制装置，其可以将相对旋转相位约束为滞后角室与提前角室之间的规定相位，并且，即使工作流体的供给压力降低，也可以将相对旋转相位稳定保持为与规定相位不同的相位。另外，目的在于提供一种阀开闭定时控制装置，其可以在混合动力车辆中，将相对旋转相位约束为减压相位，可以可靠地使内燃机在减压相位启动，并且，可以防止内燃机启动时产生敲击声。

本发明涉及的阀开闭定时控制装置的第一特征结构在于，具有：驱动侧旋转体，其与内燃机的曲轴同步旋转；从动侧旋转体，其与上述驱动侧旋转体同轴地配置，与上述内燃机的阀开闭用的凸轮轴同步旋转；流体压力室，其由上述驱动侧旋转体和上述从动侧旋转体形成，通过设置在上述驱动侧旋转体及上述从动侧旋转体中的至少一个上的分隔部，分隔为滞后角室和提前角室；流体控制机构，其控制从用于供给工作流体的工作流体用泵向上述流体压力室的上述工作流体的供给，及从上述流体压力室的工作流体的排出；第一锁止机构，其可以将上述从动侧旋转体相对于上述驱动侧旋转体的相对旋转相位，约束为最滞后角相位与最提前角相位之间的第一规定相位；以及第二锁止机构，其可以将上述相对旋转相位约束为与上述第一规定相位不同的第二规定相位。

根据本结构，通过第一锁止机构和第二锁止机构，可以将相对旋转相位约束为第一规定相位和第二规定相位这两者设定为不同的配气正时的相位。由此，例如可以进行下述控制，即，在第一规定相位适当地启动内燃机，在其后的怠速运行时，约束为第二规定相位。即，即使作用基于凸轮轴扭矩变化的滞后角方向及提前角方向的位移力，无论工作流体的供给压力高或低，从动侧旋转体都不会相对于驱动侧旋转体波动。由此，可以获得内燃机的适当的启动状态，并实现在与启动时不同的任意运行时稳定的运行状态。

本发明涉及的阀开闭定时控制装置的第二特征结构在于，在由上述第一锁止机构进行约束时，上述第二锁止机构解除上述相对旋转相位的约束。

根据本结构，在由第一锁止机构进行的约束时，解除由第二锁止机构进行的约束，从而一个锁止机构的状态不会影响另一个锁止机构，可以高精度地进行阀开闭定时控制。

本发明涉及的阀开闭定时控制装置的第三特征结构在于，上述第一锁止机构及上述第二锁止机构分别具有：锁止槽，其形成在上述驱动侧旋转体及上述从动侧旋转体中的任意一个上；以及锁止部件，其配置在上述驱动侧旋转体及上述从动侧旋转体中与上述锁止槽相反一侧的旋转体上，可以相对于上述锁止槽进退，在向上述锁止槽突出时，卡止在上述锁止槽中而约束上述从动侧旋转体相对于上述驱动侧旋转体的相对旋转移动。

如果是本结构，则因为第一锁止机构和第二锁止机构分别具有锁止部件和锁止槽这种简单的结构，所以流路等不复杂，容易构成为一个锁止机构的动作不会影响另一个锁止机构的动作。其结果，容易实现各个锁止机构的单独控制，可以可靠地将相对旋转相位约束为任意两个位置的相位。另外，因为从动侧旋转体的相对旋转移动的约束是通过锁止部件与锁止槽的物理卡止进行，所以约束力大，其可靠性也高。

其中，可以将锁止部件设置在驱动侧旋转体上，将锁止槽设置在从动侧旋转体上，也可以将锁止部件设置在从动侧旋转体上，将锁止槽设置在驱动侧旋转体上。另外，第一锁止机构和第二锁止机构不需要将各个锁止部件或锁止槽设置在同一侧的旋转体上，设有锁止部件或锁止槽的旋转体也可以相反。

本发明涉及的阀开闭定时控制装置的第四特征结构在于，上述第一锁止机构及上述第二锁止机构分别具有锁止槽，其形成在上述驱动侧旋转体及上述从动侧旋转体中的任意一个上，并且，具有共用的锁止部件，其配置在上述驱动侧旋转体及上述从动侧旋转体中与上述锁止槽相反一侧的旋转体上，可相对于各个上述锁止槽进退，在向上述锁止槽突出时，卡止在上述锁止槽中，将上述从动侧旋转体相对于上述驱动侧旋转体的相对旋转移动，约束为上述第一规定相位或上述第二规定相位。

如果是本结构，则第一锁止机构和第二锁止机构分别具有锁止槽，并且可以共用锁止部件。因此，可以使结构简单，并且，可以减少部件数量，从而可以实现制作成本降低。另外，因为共用锁止部件，所以可以使驱动侧旋转体及从动侧旋转体中设有锁止部件一侧的旋转体具有充裕的空间。

例如，在将锁止部件设置在驱动侧旋转体上，并且，将锁止槽设置在从动侧旋转体上，将两个锁止槽沿周方向配置的情况下，因为在周方向上空间充裕，所以可以增加流体压力室的数量，增大使相对旋转相位位移的力。另外，可以增大流体压力室的周方向的宽度，增大相对旋转相位的可位移范围。

本发明涉及的阀开闭定时控制装置的第五特征结构在于，使连接上述流体控制机构与上述提前角室的提前角通路，与上述第二锁止机构中的上述锁止槽连接。

根据本结构，如果将工作流体向提前角通路供给，则工作流体也向第二锁止机构的锁止槽供给。另外，如果经由提前角通路将工作流体从提前角室排出，则工作流体也从第二锁止机构的锁止槽排出。即，仅通过进行使相对旋转相位位移至最滞后角相位的控制，即可在第二锁止机构中使锁止部件向锁止槽突出。另外，仅通过进行使相对旋转相位从最滞后角相位向提前角侧位移的控制，即可在第二锁止机构中使锁止部件从锁止槽退回。由此，可以使相对旋转相位位移的控制和该控制所需的由第二锁止机构进行的相对旋转相位的约束·约束解除联动，从而可以简单地实现对应于相对旋转相位的控制状况的第二锁止机构的动作。

本发明涉及的阀开闭定时控制装置的第六特征结构在于，具有一个流体切换机构，其切换上述工作流体向上述第一锁止机构及上述第二锁止机构的供给/排出。

根据本结构，可以使第二锁止机构的控制不依赖于控制相对旋转相位的流体控制机构，而对第二锁止机构进行控制。其结果，可以将第二规定相位设定为最滞后角相位以外的相位。另外，因为利用一个流体切换机构控制第一锁止机构及第二锁止机构这两者，所以部件数量也不会增加。

本发明涉及的阀开闭定时控制装置的第七特征结构在于，将上述第二规定相位设定为与上述第一规定相位相比位于滞后角侧的相位。

如果是本结构，例如，可以在将适合怠速运行时的相对旋转相位，设定为与内燃机刚刚启动后的相对旋转相位相比为滞后角侧的相位的情况等下，实现适当的阀开闭定时。

本发明涉及的阀开闭定时控制装置的第八特征结构在于，将上述第二规定相位设定为与上述第一规定相位相比位于滞后角侧的相位，且为最滞后角相位或最滞后角相位附近的相位。

如果是本结构，则在将最滞后角相位设定为适合于怠速稳定性的配气正时的进气侧的阀开闭定时控制装置中，即使是工作流体供给压力较低的怠速运行时，也可以将相对旋转相位约束为最滞后角相位。由此，而可以实现稳定的怠速运行状态。

附图说明

图1是表示本发明涉及的阀开闭定时控制装置的整体结构的图。

图2是图1的II－II剖视图，是中间锁止状态时的阀开闭定时控制装置的剖视图。

图3是图2的中间锁止状态被解除时的阀开闭定时控制装置的剖视图。

图4是相对旋转相位为最滞后角相位时的阀开闭定时控制装置图的剖视图。

图5是相对旋转相位与锁止相位相比为提前角侧相位时的阀开闭定时控制装置的剖视图。

图6是阀开闭定时控制装置的分解斜视图。

图7是表示阀开闭定时控制装置动作的时序图。

图8是在第一变形实施方式涉及的阀开闭定时控制装置中，中间锁止状态时的阀开闭定时控制装置的剖视图。

图9是图8的中间锁止状态解除时的阀开闭定时控制装置的剖视图。

图10是在第一变形实施方式涉及的阀开闭定时控制装置中，相对旋转相位为最滞后角相位时的阀开闭定时控制装置图的剖视图。

图11是表示第二变形实施方式涉及的阀开闭定时控制装置的整体结构的图。

图12是图11的XII－XII剖视图，是中间锁止状态时的阀开闭定时控制装置的剖视图。

图13是表示第二变形实施方式涉及的阀开闭定时控制装置的动作的时序图。

标号的说明

1 壳体（驱动侧旋转部件）

2 内部转子（从动侧旋转部件）

4 流体压力室

5 油泵（工作流体用泵）

6 锁止机构（第一锁止机构）

7 最滞后角锁止机构（第二锁止机构）

9 OCV（流体控制机构）

10 OSV（流体切换机构）

22 叶片（分隔部）

41 提前角室

42 滞后角室

43 提前角通路

62 中间锁止槽（锁止槽）

64 中间锁止部件（锁止部件）

72 最滞后角锁止槽（锁止槽）

74 最滞后角锁止部件（锁止部件）

101 凸轮轴

具体实施方式

根据图1至图7，对于应用本发明作为汽车用发动机的进气阀侧的阀开闭定时控制装置的实施方式进行说明。即，汽车用发动机相当于本发明的“内燃机”。

[整体结构]

该阀开闭定时控制装置如图1所示，具有：作为“驱动侧旋转体”的壳体1，其与未图示的发动机的曲轴同步旋转；以及作为“从动侧旋转体”的内部转子2，其与壳体1同轴地配置，与凸轮轴101同步旋转。凸轮轴101是控制发动机的进气阀的开闭的未图示的凸轮的旋转轴。此外，凸轮轴101可自由旋转地组装在未图示的发动机的气缸盖上。

此外，阀开闭定时控制装置具有作为“第一锁止机构”的中间锁止机构6，其可以通过约束内部转子2相对于壳体1的相对旋转移动，将内部转子2相对于壳体1的相对旋转相位，约束为最滞后角相位与最提前角相位间的第一规定相位。另外，阀开闭定时控制装置具有作为“第二锁止机构”的最滞后角锁止机构7，其可以将相对旋转相位约束为与第一规定相位不同的第二规定相位。

[内部转子及壳体]

内部转子2如图1所示，一体地组装在凸轮轴101的前端部。内部转子2通过螺栓紧固在凸轮轴101的前端部。

壳体1具有：前板11，其位于与连接凸轮轴101一侧的相反一侧；外部转子12，其一体地设有同步链轮15；以及后板13，其位于连接凸轮轴101一侧。外部转子12安装在内部转子2外侧，由前板11和后板13夹持，前板11、外部转子12和后板13通过螺栓接合。

如果曲轴进行旋转驱动，则其旋转驱动力经由动力传递部件102向同步链轮15传递，壳体1向图2所示的旋转方向S旋转驱动。伴随壳体1的旋转驱动，内部转子2向旋转方向S旋转驱动，凸轮轴101旋转，设置在凸轮轴101上的凸轮压下发动机的进气阀，使其开阀。

如图2所示，在外部转子12上沿旋转方向S彼此分离地形成向径向内侧突出的多个突出部14，由外部转子12和内部转子2形成流体压力室4。突出部14作为对内部转子2的外周面2a进行支承的支承板起作用。在本实施方式中，构成为流体压力室4存在于三个位置，但并不限定于此。

在外周面2a中面向流体压力室4的部分，形成叶片槽21。在叶片槽21中朝向径向外侧配置作为“分隔部”的叶片22。流体压力室4由叶片22沿旋转方向S分隔为提前角室41和滞后角室42。将弹簧23配置在叶片槽21与叶片22之间，通过将叶片22向径向外侧预紧，防止提前角室41与滞后角室42间的工作流体泄漏。

如图1、图2所示，在内部转子2及凸轮轴101上形成提前角通路43，以与各个提前角室41连通。另外，在内部转子2及凸轮轴101上形成滞后角通路44，以与各个滞后角室42连通。如图1所示，提前角通路43及滞后角通路44与后述的作为流体控制机构的OCV 9的未图示的规定端口连接。

通过控制OCV 9，相对于提前角室41及滞后角室42供给、排出工作流体，或保持供给/排出量，从而在叶片22上作用该工作流体的流体压力。由此，使相对旋转相位向提前角方向或滞后角方向位移，或者保持为任意的相位。此外，所谓提前角方向，是指叶片22相对于壳体1相对旋转移动，提前角室41的容积增大的方向，如图2中箭头S1所示。所谓滞后角方向，是指滞后角室42的容积增大的方向，如图2中箭头S2所示。

通过上述结构，内部转子2可以相对于壳体1围绕旋转轴芯X在一定范围内顺利地相对旋转移动。壳体1与内部转子2可以相对旋转移动的一定范围，即，最提前角相位与最滞后角相位的相位差，与叶片22在流体压力室4的内部可以位移的范围相对应。此外，滞后角室42的容积最大的相位是最滞后角相位，提前角室41的容积最大的相位是最提前角相位。

[中间锁止机构]

中间锁止机构6，在发动机刚启动后，工作流体的流体压力不稳定的状况下，通过将壳体1与内部转子2保持在规定的相对位置，从而将相对旋转相位约束为最滞后角相位与最提前角相位之间的作为“第一规定相位”的中间锁止相位。由此，适当地维持相对于曲轴旋转相位的凸轮轴101的旋转相位，使发动机实现稳定的旋转。此外，在本实施方式中，使中间锁止相位为未图示的进气阀与排气阀的开阀时间一部分重叠的相位。其结果，可以实现发动机启动时的碳化氢（HC）的减少，从而成为低排放的发动机。

中间锁止机构6如图1、图2所示，具有中间锁止通路61、中间锁止槽62、收容部63、板状的中间锁止部件64、以及弹簧65。

中间锁止通路61形成在内部转子2和凸轮轴101上，连接中间锁止槽62和后述的作为“流体切换机构”的OSV 10。通过控制OSV10，可以单独切换工作流体向中间锁止槽62的供给/排出。中间锁止槽62形成在内部转子2的外周面2a上，在相对旋转方向具有一定的宽度。收容部63形成在外部转子12的两个位置。两个中间锁止部件64分别配置在各个收容部63中，可以从收容部63沿径向进退。弹簧65配置在收容部63中，将各个中间锁止部件64向径向内侧，即中间锁止槽62侧预紧。

如果从中间锁止槽62排出工作流体，则各个中间锁止部件64向中间锁止槽62突出。如图2所示，如果两个中间锁止部件64插入中间锁止槽62中，则在中间锁止槽62的周方向的两端分别同时卡止各个中间锁止部件64。其结果，内部转子2相对于壳体1的相对旋转运动被约束，相对旋转相位被约束为中间锁止相位。如果控制OSV10，向中间锁止槽62供给工作流体，则如图3所示，可以使两个中间锁止部件64从中间锁止槽62向收容部63退回而解除相对旋转相位的约束，内部转子2自由地相对旋转移动。下面，将中间锁止机构6将相对旋转相位约束为中间锁止相位的状态称为“中间锁止状态”。另外，将中间锁止状态被解除的状态称为“中间锁止解除状态”。

此外，作为中间锁止部件64的形状，除了本实施方式所示的板状之外，还可以适当地使用销钉状等。

[最滞后角锁止机构]

最滞后角锁止机构7，通过在怠速运行时等低速旋转时，将壳体1与内部转子2保持在规定的相对位置，从而将相对旋转相位约束为作为“第二规定相位”的最滞后角相位。即，因为无论基于凸轮轴扭矩变化的滞后角方向及提前角方向的位移力多大，内部转子2均不会相对旋转移动，所以可以实现稳定的怠速运行状态。此外，在本实施方式中，最滞后角相位是排气阀的关阀相位与进气阀的开阀相位大致相同的相位，是怠速运行状态稳定的相位。即使相对旋转相位是最滞后角相位，发动机也可以启动。

最滞后角锁止机构7如图1、图2、图6所示，具有最滞后角锁止通路71、最滞后角锁止槽72、收容部73、板状的最滞后角锁止部件74、以及弹簧75。

最滞后角锁止通路71兼作为上述提前角通路43之一，连接最滞后角锁止槽72与OCV 9。此外，在内部转子2的外周面2a，沿周方向形成横跨最滞后角锁止槽72和其中一个叶片槽21的槽、即提前角室通路76。如果通过OSV 10，相对于提前角室进行工作流体的供给/排出，则也可以相对于最滞后角锁止槽72供给/排出工作流体。收容部73形成在外部转子12上。最滞后角锁止部件74配置在收容部73中，可以从收容部73沿径向进退。弹簧75配置在收容部73中，将最滞后角锁止部件74向径向内侧，即最滞后角锁止槽72侧预紧。

如果从最滞后角锁止槽72排出工作流体，则最滞后角锁止部件74向最滞后角锁止槽72突出。如图4所示，如果最滞后角锁止部件74插入最滞后角锁止槽72中，则最滞后角锁止部件74卡止在最滞后角锁止槽72中，约束内部转子2相对于壳体1的相对旋转移动，相对旋转相位被约束为最滞后角相位。如果控制OCV 9而要使相对旋转相位向提前角侧位移，则向最滞后角锁止槽72供给流体，最滞后角锁止部件74从最滞后角锁止槽72向收容部73退回。即，相对旋转相位的约束被解除。下面，将最滞后角锁止机构7将相对旋转相位约束为最滞后角相位的状态称为“最滞后角锁止状态”。另外，将最滞后角锁止状态解除的状态称为“最滞后角锁止解除状态”。

在相对旋转相位是最滞后角相位以外的相位时，因为最滞后角锁止部件74与最滞后角锁止槽72位置偏移，所以只是与内部转子2的外周面2a滑动接触。在上述相位时，即，最滞后角锁止部件74从最滞后角锁止槽74退回时，最滞后角锁止通路71与提前角室41始终经由提前角室通路76连通。

此外，作为最滞后角锁止部件74的形状，除了本实施方式所示的板状以外，也可以适当地使用销钉状等。另外，提前角室通路76也可以不是槽状，虽未图示，但也可以是对内部转子2的外周角部进行倒角而得到的形状。

[油泵]

作为“工作流体用泵”的油泵5，由发动机驱动，供给作为“工作流体”的一个例子的动作油。油泵5是通过传递曲轴的旋转驱动力而被驱动的机械式油压泵。油泵5如图1所示，吸入贮存在油盘5a中的动作油，将该动作油向下游侧喷出。喷出的动作油经由后述的流体控制机构及流体切换机构，向流体压力室4供给。另外，从流体压力室4排出的动作油，经由流体控制机构及流体切换机构，返回油盘5a。此外，其构成为，从阀开闭定时控制装置泄漏的动作油也被回收到油盘5a中。

[OCV·OSV]

如图1、图2所示，阀开闭定时控制装置具有作为“流体控制机构”的电磁控制型的OCV（油控制阀）9，和作为“流体切换机构”的电磁控制型的OSV（油开关阀）10。OCV 9及OSV 10分别与油泵5连接。通过OCV 9，可以进行相对于提前角通路43、最滞后角锁止通路71、及滞后角通路44的动作油的供给、排出，以及供给量保持的控制。通过控制OSV 10，可以切换动作油向中间锁止通路61的动作油供给及排出。

OCV 9以滑柱式构成，根据由ECU 8（发动机控制单元）的供电量控制而进行动作。通过OCV 9可以进行向提前角室41的动作油供给·从滞后角室42的动作油排出、从提前角室41的动作油排出·向滞后角室42的动作油供给、向提前角室41及滞后角室42的动作油供给/排出切断的控制。进行向提前角室41的动作油供给·从滞后角室42的动作油排出的控制是“提前角控制”。如果进行提前角控制，则叶片22相对于外部转子12沿提前角方向S1相对旋转移动，相对旋转相位向提前角侧位移。进行从提前角室41的动作油排出·向滞后角室42的动作油供给的控制是“滞后角控制”。如果进行滞后角控制，则叶片22相对于外部转子12向滞后角方向S2相对旋转移动，相对旋转相位向滞后角侧位移。如果进行向提前角室41及滞后角室42的动作油供给/排出切断的控制，则叶片22不相对旋转移动，从而可以将相对旋转相位保持为任意的相位。

如果进行提前角控制，则向提前角通路43和最滞后角锁止通路71供给动作油。在最滞后角锁止状态时，如图4所示，最滞后角锁止通路71由锁止部件74闭塞。如果通过提前角控制，使锁止部件74从最滞后角锁止槽72退回，成为最滞后角锁止解除状态，则最滞后角锁止通路71被打开。由此，经由提前角室通路76，也向最滞后角锁止机构7相邻的提前角室41供给动作油，内部转子2向提前角侧相对旋转移动。

此外，在本实施方式中设定为，如果向OCV 9供电（ON），则成为可以进行滞后角控制的状态，如果停止向OCV 9供电（断开），则成为可以进行提前角控制的状态。另外，OCV 9通过向电磁螺线管供给的电力的占空比的调节而设定开度。由此，可以进行动作油的供给/排出量的微调。

OSV 10以滑柱式构成，根据由ECU 8进行的供电·供电停止的切换而进行动作。通过OSV 10可以进行向中间锁止槽62的动作油供给，和从中间锁止槽62的动作油排出的切换。此外，在本实施方式中，OSV 10构成为，如果供电（ON），则成为可以进行从中间锁止槽62的动作油排出的状态，如果供电停止（OFF），则成为可以向中间锁止槽62进行动作油供给的状态。

[其他结构]

虽未图示，但设有：曲轴角传感器，其检测发动机的曲轴的旋转角；以及凸轮轴角传感器，其检测凸轮轴101的旋转角。ECU 8根据上述曲轴角传感器和凸轮轴角传感器的检测结果检测相对旋转相位，判定相对旋转相位位于哪一个相位。另外，在ECU 8中形成信号系统，其获取点火开关的ON/OFF信息、来自检测动作油的油温的油温传感器的信息等。另外，在ECU 8的存储器内，存储与发动机的运行状态相对应的最佳相对旋转相位的控制信息。ECU 8根据运行状态（发动机转速、冷却水温度等）的信息和上述控制信息，控制相对旋转相位。

如图1所示，在内部转子2和前板11之间设置扭转弹簧3。扭转弹簧3将内部转子2向滞后角侧预紧，以抵抗基于凸轮轴的转矩变化的向提前角方向的平均位移力。由此，可以使相对旋转相位顺利且快速地向提前角方向位移。

[阀开闭定时控制装置的动作]

根据图2至图5说明阀开闭定时控制装置的动作。此外，在图7中表示从发动机启动到发动机停止的相对旋转相位的位移、中间锁止机构6的状态、最滞后角锁止机构7的状态、OCV 9的控制、及OSV10的控制的时序图。

在发动机启动前，通过中间锁止机构6成为中间锁止状态，如果未图示的点火开关进行接通操作，则发动机如图2所示，在相对旋转相位约束为中间锁止相位的状态（中间锁止状态）时启动，开始怠速运行（催化剂暖机前）。此外，与点火开关进行接通操作的同时，向OSV 10供电，维持中间锁止状态。

如果催化剂暖机结束，则为了使相对旋转相位转换为适合于怠速运行的最滞后角相位，向OCV 9供电，进行滞后角控制，并且，停止OSV 10的供电，向中间锁止机构6供给动作油。由此，如图3所示，中间锁止部件64从中间锁止槽62退回，成为中间锁止解除状态。通过该滞后角控制，排出最滞后角锁止槽72的动作油。此外，然后，如图7所示，持续停止向OSV 10供电，维持中间锁止解除状态。

如果相对旋转相位如图4所示，位移至适合于怠速运行的最滞后角相位，最滞后角锁止部件74与最滞后角锁止槽72相对，则如图4所示，最滞后角锁止部件74插入最滞后角锁止槽72中，成为最滞后角锁止状态。其结果，可以获得内部转子2无波动而稳定的怠速运行状态。

然后，如果成为通常的行驶运行状态，则对应于发动机的负载或转速等，进行滞后角控制，以使相对旋转相位与锁止相位相比位移至滞后角侧的相位，或者，如图5所示，进行提前角控制，使相对旋转相位位移至与锁止相位相比为提前角侧的相位，或者，进行调节占空比的供电，将相对旋转相位保持为任意的相位。每当相对旋转相位达到最滞后角相位便成为最滞后角锁止状态，但因为如果进行提前角控制则立刻成为最滞后角锁止解除状态，所以不会出现任何问题。

通常，在发动机停止前进行停车操作，成为怠速运行。相对旋转相位达到最滞后角相位，成为最滞后角锁止状态。在本实施方式中，如果点火开关进行断开操作，则ECU 8使发动机成为停止模式。即，ECU 8进行所谓的延迟控制。具体地说，ECU 8不立即向油泵5（发动机）发出停止指令，而是如图7所示，停止向OCV 9的供电，进行提前角控制。由此，成为最滞后角锁止解除状态，相对旋转相位位移至提前角侧。另外，ECU 8开始向OCV 10供电，将中间锁止槽62的动作油排出。由此，如果相对旋转相位成为中间锁止相位，则两个中间锁止部件64均插入中间锁止槽62中，成为中间锁止状态。如果从点火开关的断开操作经过一定时间，则油泵5（发动机）停止。

存在如果熄火等则在中间锁止解除状态下发动机停止的情况。但是，如果判断发动机重新启动而相对旋转相位并非中间锁止状态，则ECU 8进行提前角控制或滞后角控制，以使相对旋转相位成为中间锁止相位，可靠地实现中间锁止状态。由此，因为可以在始终将相对旋转相位约束为中间锁止相位的状态下启动发动机，所以可以实现低排放的发动机。其中，如上所述，因为本实施方式涉及的发动机在相对旋转相位为最滞后角相位时也可以启动，所以即使是不进行这种异常停止时的控制的结构也没有太大问题。

在本实施方式中，表示了OCV 9通过供电而成为可以进行滞后角控制的状态，通过停止供电而成为可以进行提前角控制的状态的例子，但并不限定于此。OCV 9也可以构成为，通过供电成为可以进行提前角控制的状态，通过停止供电成为可以进行滞后角控制的状态。

同样地，在本实施方式中，表示了OSV 10通过供电成为可以从中间锁止槽62排出动作油的状态，通过停止供电成为可以向中间锁止槽62供给动作油的状态的例子，但并不限定于此。OSV 10也可以构成为，通过供电成为可以向中间锁止槽62供给动作油的状态，通过停止供电成为可以从中间锁止槽62排出动作油的状态。

[第一变形实施方式]

在上述实施方式中，表示了中间锁止机构6及最滞后角锁止机构7分别具有锁止槽62及锁止部件64，或锁止槽72及锁止部件74的例子，但也可以是中间锁止机构6和最滞后角锁止机构共用锁止部件。即，也可以中间锁止机构6及最滞后角锁止机构7分别具有在内部转子2上形成的锁止槽，并且设置共用的锁止部件，其配置在外部转子12上，以在向锁止槽突出时，卡止在锁止槽中，将相对于壳体1的内部转子2的相对旋转移动约束为中间锁止相位或最滞后角相位。根据图8至图10说明该变形实施方式。与上述实施方式相同的结构相关的说明省略。另外，对于相同结构的位置标记相同的标号。

中间锁止机构6如图8所示，具有中间锁止通路61、两个中间锁止槽62、收容部63、板状的中间锁止部件64、以及弹簧65。两个中间锁止槽62中滞后角方向S2侧的中间锁止槽62（限制相对旋转相位向提前角方向S1的位移的槽）为棘轮构造，其沿滞后角方向S2分段地向径向增大深度。由此，可以分段地限制锁止部件64，容易使中间锁止部件64插入到中间锁止槽62中。此外，在内部转子2的中途将中间锁止通路61分支为两条，与各个中间锁止槽62连接。

最滞后角锁止机构7如图8所示，具有最滞后角锁止通路71、最滞后角锁止槽72、收容部73、板状的最滞后角锁止部件74、以及弹簧75。最滞后角锁止通路71与上述实施方式不同，从提前角通路43分支而构成。最滞后角锁止部件74与两个中间锁止部件64中提前角方向S1侧的中间锁止部件64（限制相对旋转相位向滞后角方向S2位移的部件）是同一部件。同样地，收容部73与两个收容部63中提前角方向S1侧的收容部63是同一收容部，弹簧75与配置在该收容部63中的弹簧65是同一部件。

在上述结构中，与上述实施方式同样地，进行图7所示的控制。在图8所示的中间控制状态下，如果停止向OSV 10供电，则如图9所示，成为中间锁止解除状态。然后，只要继续停止向OSV 10供电，就向中间锁止槽62供给动作油，所以中间锁止部件64不会插入中间锁止槽62中。

如图10所示，如果相对旋转相位位移至最滞后角相位，最滞后角锁止部件74与最滞后角锁止槽72相对，则最滞后角锁止部件74（64）插入最滞后角锁止槽72（62）中，成为最滞后角锁止状态。

如果是本实施方式的结构，则可以使结构简单，并且，可以减少部件数量，从而可以实现制作成本降低。另外，因为共用中间锁止部件64和最滞后角锁止部件74，所以在周方向上在外部转子12中空间充裕，如图8所示，可以在四个位置设置流体压力室4。其结果，不增大使相对旋转相位位移的力，可以实现快速的相位位移。另外，可以增大流体压力室4的周方向的宽度，从而增大相对旋转相位的可位移范围。

[第二变形实施方式]

在上述实施方式中，中间锁止机构6由OSV 10控制，最滞后角锁止机构7由OCV 9控制，但并不限定于此。也可以由一个OSV 10控制中间锁止机构6及最滞后角锁止机构7这两者。根据图11至图13说明本变形实施方式。关于与上述实施方式相同的结构的说明省略。另外，对于相同结构的位置标记相同的标号。如图11所示，壳体1、内部转子2、油泵5、OCV 9、OSV 10等的配置结构与上述实施方式相同。

如图12所示，将中间锁止通路61在内部转子2侧分支，将一个与中间锁止槽62连接，将另一个与最滞后角锁止槽72连接。即，中间锁止通路61也兼作为最滞后角锁止通路71。由此，如果控制OSV 10，向中间锁止通路61供给动作油，则向中间锁止槽62和最滞后角锁止槽72这两者供给动作油。另外，如果控制OSV 10而从中间锁止槽62排出动作油，则也从最滞后角锁止槽72排出动作油。

说明阀开闭定时控制装置的动作。此外，在图13中表示从发动机启动到发动机停止过程中的相对旋转相位的位移、中间锁止机构6的状态、最滞后角锁止机构7的状态、OCV 9的控制、及OSV 10的控制的时序图。根据图13的时序图进行说明。各个相位时的中间锁止机构6及最滞后角锁止机构7的状态，因为与上述实施方式中的中间锁止机构6及最滞后角锁止机构7的状态相同，所以，图2至图5的剖视图不再特别表示。

发动机启动前，通过中间锁止机构6成为中间锁止状态，如果未图示的点火开关进行接通操作，则发动机在相对旋转相位被约束为中间锁止相位的状态（中间锁止状态）时启动，开始怠速运行（暖机前）。此外，在点火开关进行接通操作的同时，向OSV 10供电，从而维持中间锁止状态。

如果催化剂暖机结束，则为了使相对旋转相位转换为适合于怠速运行的最滞后角相位，而向OCV 9供电，进行滞后角控制，并且，停止向OSV 10供电，向中间锁止槽62及最滞后角锁止槽72供给动作油。由此，两个中间锁止部件64从中间锁止槽62退回，成为中间锁止解除状态。如果相对旋转相位开始向滞后角侧位移，则开始向OSV 10供电。由此，从中间锁止槽62及最滞后角锁止槽72排出动作油。这时，虽然存在中间锁止部件64中的一个再次插入中间锁止槽62中的可能性，但因为不会两个中间锁止部件同时插入中间锁止槽62中，所以不会改变中间锁止解除状态。另外，如果进行提前角控制，设定使得向OSV 10的供电停止，则已插入中间锁止槽62中的一个中间锁止部件64立刻从中间锁止槽62退回。

如果相对旋转相位位移至适合于怠速运行的最滞后角相位，最滞后角锁止部件74与最滞后角锁止槽72相对，则如图12所示，最滞后角锁止部件74插入最滞后角锁止槽72中，成为最滞后角锁止状态。其结果，可以获得内部转子2无波动而稳定的怠速运行状态。

然后，如果进行提前角控制而转换为通常的行驶运行，则停止向OSV 10供电，结束最滞后角锁止状态。然后，只要继续进行通常的行驶运行，就继续停止向OSV 10供电，从而可以维持中间锁止解除状态和最滞后角锁止解除状态。

如果进行发动机停止前的停车操作，则相对旋转相位成为最滞后角相位，开始向OSV 10供电，成为最滞后角锁止状态。如果点火开关进行断开操作，则ECU 8使发动机成为停止模式。即，ECU 8进行所谓的延迟控制。具体地说，ECU 8并不立即向油泵5（发动机）发出停止指令，而是如图13所示，发出停止向OCV 9供电而进行提前角控制，并且停止向OSV 10供电的指令。由此，成为最滞后角锁止解除状态，相对旋转相位向提前角侧位移。ECU 8如果使相对旋转相位开始向提前角侧位移，则开始向OSV 10供电，排出中间锁止槽62的动作油。由此，如果相对旋转相位成为中间锁止相位，则两个中间锁止部件64均插入中间锁止槽62中，成为中间锁止状态。如果从点火开关的断开操作经过一定时间，则油泵5（发动机）停止。

如果是本实施方式，即使在第二规定相位不是最滞后角相位的情况下，也可以将相对旋转相位约束为与中间锁止相位不同的相位。因此，可以对应于所要求的效果，复杂地设定第二规定相位。

在本实施方式中，表示了OCV 9通过供电而成为可以进行滞后角控制的状态，通过停止供电而成为可以进行提前角控制的状态的例子，但并不限定于此。OCV 9也可以构成为，通过供电成为可以进行提前角控制的状态，通过停止供电成为可以进行滞后角控制的状态。

同样地，在本实施方式中，表示了OSV 10通过供电成为可以从中间锁止槽62排出动作油的状态，通过停止供电成为可以向中间锁止槽62供给动作油的状态的例子，但并不限定于此。OSV 10也可以构成为，通过供电成为可以从中间锁止槽62排出动作油的状态。

[其他实施方式]

（1）在上述实施方式中，设有将内部转子2向提前角侧预紧的扭转弹簧3，但并不限定于此。例如，也可以设置将内部转子2向滞后角侧预紧的扭转弹簧。由此，最滞后角锁止部件74与最滞后角锁止槽72相对的时间增长，或相对的定时增加，从而最滞后角锁止部件74容易插入最滞后角锁止槽72中。另外，虽未图示，但也可以不设置扭转弹簧本身。

（2）在上述实施方式中，中间锁止机构6及最滞后角锁止机构7这两者一起设置在外部转子12上，以使锁止部件沿径向进退，并且，将锁止槽设置在内部转子2上，但并不限定于此。例如，虽未图示，但也可以构成为，将锁止部件设置在前板11或后板13上，沿旋转轴芯X的方向进退。另外，也可以在一个锁止机构中，或者，在两个锁止机构中，将锁止部件设置在内部转子2上，并且，将锁止槽设置在壳体1侧的部件上。但是，在上述情况下，必须使锁止通路形成在壳体1侧，或除了OSV 10之外设置其他的OSV。

（3）在上述实施方式中，中间锁止相位是进气阀与排气阀的开阀时间一部分重叠的相位，且是可以减少发动机启动时的HC的相位，最滞后角相位是进气阀与排气阀的开阀时间几乎不重叠的相位附近的相位，且是怠速运行状态稳定的相位，但并不限定于此。例如，最滞后角相位也可以构成为进气阀的开阀时间迟于排气阀的关阀时间的相位，即“阿特金森区域”的相位。另外，可以使中间锁止相位成为怠速运行状态稳定的相位，使最滞后角相位为进气阀的开阀时间迟于排气阀的关阀时间的相位。

另外，在混合动力车辆中，如果将中间锁止相位设定为可以延迟关闭进气阀的减压相位，则可以在内燃机启动时，通过中间锁止机构6将相对旋转相位约束为减压相位。其结果，可以可靠地减小从由发动机进行的行驶运行切换为由内燃机进行的行驶运行时的冲击（过渡冲击），并且，可以防止内燃机启动时产生的敲击声。

工业实用性

本发明不仅是进气侧的阀开闭定时控制装置，也可以应用于排气侧的阀开闭定时控制装置。此外，还可以用于除汽车以外的其他内燃机的阀开闭定时控制装置。

Claims (8)

1.一种阀开闭定时控制装置，其特征在于，具有：

驱动侧旋转体，其与内燃机的曲轴同步旋转；

从动侧旋转体，其与上述驱动侧旋转体同轴地配置，与上述内燃机的阀开闭用的凸轮轴同步旋转；

流体压力室，其由上述驱动侧旋转体和上述从动侧旋转体形成，通过设置在上述驱动侧旋转体及上述从动侧旋转体中的至少一个上的分隔部，分隔为滞后角室和提前角室；

流体控制机构，其控制从用于供给工作流体的工作流体用泵向上述流体压力室的上述工作流体的供给，及从上述流体压力室的工作流体的排出；

第一锁止机构，其可以将上述从动侧旋转体相对于上述驱动侧旋转体的相对旋转相位，约束为最滞后角相位与最提前角相位之间的第一规定相位；以及

第二锁止机构，其可以将上述相对旋转相位约束为与上述第一规定相位不同的第二规定相位。

2.如权利要求1所述的阀开闭定时控制装置，其特征在于，

在由上述第一锁止机构进行约束时，上述第二锁止机构解除上述相对旋转相位的约束。

3.如权利要求1或2所述的阀开闭定时控制装置，其特征在于，

上述第一锁止机构及上述第二锁止机构分别具有：

锁止槽，其形成在上述驱动侧旋转体及上述从动侧旋转体中的任意一个上；以及

锁止部件，其配置在上述驱动侧旋转体及上述从动侧旋转体中与上述锁止槽相反一侧的旋转体上，可以相对于上述锁止槽进退，在向上述锁止槽突出时，卡止在上述锁止槽中而约束上述从动侧旋转体相对于上述驱动侧旋转体的相对旋转移动。

4.如权利要求1或2所述的阀开闭定时控制装置，其特征在于，

上述第一锁止机构及上述第二锁止机构分别具有锁止槽，其形成在上述驱动侧旋转体及上述从动侧旋转体中的任意一个上，并且，具有共用的锁止部件，其配置在上述驱动侧旋转体及上述从动侧旋转体中与上述锁止槽相反一侧的旋转体上，可相对于各个上述锁止槽进退，在向上述锁止槽突出时，卡止在上述锁止槽中，将上述从动侧旋转体相对于上述驱动侧旋转体的相对旋转移动，约束为上述第一规定相位或上述第二规定相位。

5.如权利要求3或4所述的阀开闭定时控制装置，其特征在于，

使连接上述流体控制机构与上述提前角室的提前角通路，与上述第二锁止机构中的上述锁止槽连接。

6.如权利要求1至4中任意一项所述的阀开闭定时控制装置，其特征在于，

具有一个流体切换机构，其切换上述工作流体向上述第一锁止机构及上述第二锁止机构的供给/排出。

7.如权利要求1至6中任意一项所述的阀开闭定时控制装置，其特征在于，

将上述第二规定相位设定为与上述第一规定相位相比位于滞后角侧的相位。

8.如权利要求1至6中任意一项所述的阀开闭定时控制装置，其特征在于，

将上述第二规定相位设定为与上述第一规定相位相比位于滞后角侧的相位，且为最滞后角相位或最滞后角相位附近的相位。

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