CN102639823A - 阀开闭定时控制装置 - Google Patents

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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；分隔部，其设置在驱动侧旋转体以及从动侧旋转体的至少一者上，以将流体压力室分隔为滞后角室和提前角室；流体供给/排出机构，其可以控制向流体压力室供给/排出的工作流体；锁止机构，其可以将从动侧旋转体相对于驱动侧旋转体的相对旋转相位约束在最滞后角相位和最提前角相位之间的规定相位；以及预紧机构，其总是向驱动侧旋转体以及从动侧旋转体作用预紧力，以使相对旋转相位向最滞后角相位侧位移。

Description

阀开闭定时控制装置
技术领域
本发明涉及一种对在汽车中使用的内燃机的进气阀以及排气阀的开闭定时进行调节的阀开闭定时控制装置，详细地说，涉及一种阀开闭定时控制装置，其具有：驱动侧旋转体，其相对于曲轴进行同步旋转；从动侧旋转体，其相对于驱动侧旋转体同轴配置，与内燃机的阀开闭用的凸轮轴进行同步旋转；流体压力室，其由驱动侧旋转体和从动侧旋转体形成；分隔部，其设置在驱动侧旋转体以及所述从动侧旋转体的至少一者上，以将流体压力室分隔为滞后角室和提前角室；流体控制机构，其可以对向流体压力室供给/排出的工作流体进行控制；以及锁止机构，其可以将所述从动侧旋转体相对于驱动侧旋转体的相对旋转相位约束在最滞后角相位和最提前角相位之间的规定相位。
背景技术
当前，如在专利文献1中记载所示，提供一种阀开闭定时控制装置，其具有：驱动侧旋转体(在文献中为“导向板壳体”)；从动侧旋转体(在文献中为“叶片转子”)；流体压力室(在文献中为“收容室”)，其由驱动侧旋转体和从动侧旋转体形成；分隔部(在文献中为“叶片”)，其设置在从动侧旋转体上，以将流体压力室分隔为滞后角室和提前角室；流体控制机构(在文献中为“油泵”、“切换阀”、“排出口”)；其可以控制向流体压力室供给/排出的工作流体；以及锁止机构(在文献中为“约束单元”)，其可以将所述从动侧旋转体相对于驱动侧旋转体的相对旋转相位约束在最滞后角相位和最提前角相位之间的规定相位。
在专利文献1中记载的发明中，可以基于锁止机构的动作，在发动机起动时将相对旋转相位可靠地设定在最佳的初始相位上。因此，将发动机的吸气定时和点火定时最优化，可以得到有害的燃烧排气物、例如碳化氢(HC)较少的低排放的发动机。
另外，通常，在发动机运转中，基于凸轮轴的扭矩变动的滞后角方向以及提前角方向的位移力向从动侧旋转体作用。如果将该位移力进行平均，则向滞后角方向作用，从动侧旋转体向滞后角方向位移。下面，将基于凸轮轴的扭矩变动的滞后角方向以及提前角方向的位移力平均后的位移力，称为“基于凸轮轴的扭矩变动而向滞后角方向作用的平均位移力”。在专利文献1中记载的阀开闭定时控制装置，通过具有沿提前角方向向从动侧旋转体施加扭矩的提前角单元，从而即使基于凸轮轴的扭矩变动而向滞后角方向作用平均位移力，也可以使相对旋转相位顺利且迅速地向提前角方向位移。
专利文献1：日本特开2000-345816号公报
发明内容
近年来，为了与环境问题等相对应，要求内燃机的燃料消耗改善，实现工作流体供给用的泵的小型化·低容量化，使向流体压力室作用的工作流体的供给压力降低。因此，特别地，即使在供给压力较低时也能够得到适当的运转状态的阀开闭定时控制装置的开发，成为课题。特别地，在怠速运转时，内燃机的旋转速度较低，工作流体的供给压力成为相当低的状态。并且，此时工作流体的流体温度增高，粘度降低，成为难以传递流体压力的状态。因此，由于基于扭矩变动的滞后角方向以及提前角方向的位移力，从动侧旋转体在滞后角方向以及提前角方向上容易产生松动。
在吸气侧的阀开闭定时控制装置中，在如怠速运转时这样的低速旋转时，大多情况下将相对旋转相位设定在最滞后角相位附近的相位。因此，在专利文献1中所述的阀开闭定时控制装置中具有提前角单元，其形成为，如果将泵形成为小型化·低容量化，则在怠速运转时工作流体的供给压力相当低，在此基础上，将基于凸轮轴的扭矩变动的向滞后角方向作用的平均位移力抵消，因此，难以将从动侧旋转体稳定地保持在最滞后角相位附近的相位上。因此，存在从动侧旋转体松动，无法得到稳定的怠速运转的情况。另外，也可能由于分隔部的松动而产生噪声。
为了解决该问题，例如，考虑将流体压力室以及分隔部增大，或将流体压力室数量增加，或者将承受流体压力的分隔部的受压面积整体化而增大。但是，其使阀开闭定时控制装置大型化，与上述的技术课题相违背。
本发明的目的在于，提供一种阀开闭定时控制装置，其可以实现内燃机起动时的低排放化，并且即使在工作流体的供给压力较低的情况下，也可以进行稳定的运转运转。
本发明所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，其相对于内燃机的曲轴进行同步旋转；从动侧旋转体，其相对于所述驱动侧旋转体而同轴配置，与所述内燃机的阀开闭用的凸轮轴进行同步旋转；流体压力室，其由所述驱动侧旋转体和所述从动侧旋转体形成；分隔部，其设置在所述驱动侧旋转体以及所述从动侧旋转体的至少一者上，将所述流体压力室分隔为滞后角室和提前角室；流体供给/排出机构，其可以控制对所述流体压力室的工作流体的供给/排出；锁止机构，其可以将所述从动侧旋转体相对于所述驱动侧旋转体的相对旋转相位约束为最滞后角相位和最提前角相位之间的规定相位；以及预紧机构，其总是向所述驱动侧旋转体以及所述从动侧旋转体作用预紧力，以使得所述相对旋转相位向最滞后角相位侧位移。
在本结构中，作为使从动侧旋转体向滞后角方向进行相对旋转移动的力，总是向从动侧旋转体作用预紧机构的预紧力和基于凸轮轴的扭矩变动而向滞后角方向作用的平均位移力。因此，在通过锁止机构将相对旋转相位约束在规定相位上的状态下内燃机适当地起动后，即使成为怠速运转，分隔部所承受的流体压力下降，也可以通过上述的预紧力和基于上述的凸轮轴的扭矩变动的向滞后角方向作用的平均位移力，将相对旋转相位稳定在最滞后角相位或者最滞后角相位附近的相位。其结果，在流体供给/排出机构中，例如即使将泵低容量化，也可以实现怠速运转的稳定化。
本发明所涉及的阀开闭定时控制装置的第二特征结构在于，将所述预紧力的强度设定为，在所述内燃机的旋转速度为规定的旋转速度时由从所述滞后角室侧向所述分隔部作用的所述工作流体的流体压力导致的位移力、和所述预紧力的和，与在所述内燃机的旋转速度为所述规定的旋转速度时基于所述凸轮轴的扭矩变动而向所述从动侧旋转体作用的位移力中向提前角方向作用的位移力相比更大，且所述预紧力设定为，小于或等于在所述内燃机的旋转速度为所述规定的旋转速度时基于所述凸轮轴的扭矩变动而向所述从动侧旋转体作用的位移力中向提前角方向作用的位移力。
在本结构中，在内燃机的旋转速度为规定的旋转速度时，例如如怠速运转时这样的低速旋转时，即使用于使相对旋转相位保持在最滞后角相位附近的相位上的工作流体的供给压力较低，也可以通过预紧机构向滞后角方向的预紧力，将基于凸轮轴的扭矩变动的位移力中向提前角方向作用的位移力抵消。因此，从动侧旋转体不会产生松动，怠速运转稳定。
另一方面，在内燃机的旋转速度与规定的旋转速度相比较小时，例如，在内燃机停止时，由于泵停止而流体压力消失，因此，向上述的提前角方向作用的位移力与预紧机构向滞后角方向作用的预紧力相比变大。其结果，从动侧旋转体在至凸轮轴完全停止为止期间，在滞后角方向以及提前角方向上松动。在本结构中，在发动机停止时，利用从动侧旋转体的松动，可以使相对旋转相位向规定相位位移。因此，可以利用锁止机构将相对旋转相位约束在规定相位上。另外，在内燃机异常停止时，也由于内燃机再起动时的转动动力输出轴而从动侧旋转体松动，所以可以由锁止机构将相对旋转相位向规定相位约束。如上所述，不进行特别的控制，仅通过巧妙地设定预紧力的强度，就可以基于阀开闭定时控制装置的通常动作将相对旋转相位约束在规定相位，可以为内燃机的再起动做好准备。
另外，作为“由从滞后角室侧向分隔部作用的工作流体的流体压力导致的位移力”，是指向“从滞后角室侧向各分隔部作用的工作流体的流体压力”上乘积“分隔部中的流体压力的作用中心点和旋转轴芯之间的距离”和“分隔部的部位数”后而得的大小的位移力。
本发明所涉及的阀开闭定时控制装置的第三特征结构在于，将所述预紧力的强度设定为，大于或等于在所述内燃机的旋转速度为规定的旋转速度时基于所述凸轮轴的扭矩变动而向所述从动侧旋转体作用的位移力中向提前角方向作用的位移力。
例如，存在在进行内燃机的停止操作时，不马上使内燃机停止，使相对旋转相位向规定相位上位移，对锁止机构的约束进行确认后，进行使内燃机停止的控制的情况。但是，在本结构的装置中，在如上所述的情况下，不必如上所述利用从动侧旋转体的松动，使相对旋转相位向规定相位上位移。在本结构中，在内燃机的旋转速度小于或等于规定的旋转速度时，例如小于或等于怠速运转时的旋转速度时，基于凸轮轴的扭矩变动的位移力中向提前角方向作用的位移力，始终通过预紧机构的预紧力抵消。因此，从动侧旋转体不会松动，使怠速运转可靠地稳定。另外，在本结构中，预紧机构的预紧力的强度的设定容易。
本发明所涉及的阀开闭定时控制装置的第四特征结构在于，在所述相对旋转相位为所述最滞后角相位时，所述内燃机可以起动。
相位旋转相位为最滞后角相位和最提前角相位之间的规定相位，与可以使内燃机起动时的碳化氢降低的相位相等，在构成为在内燃机的停止操作后和再起动操作后通过锁止机构将相对旋转相位约束在规定相位上的情况下，也考虑到锁止相位的约束失败的情况。大多情况下，内燃机起动时等，相对旋转相位为锁止相位，但在本结构中，即使相对旋转相位为最滞后角相位也能够起动，对于运转本身没有障碍。
附图说明
图1是表示本发明所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剖面图，是锁止状态时的阀开闭定时控制装置的剖面图。
图3是将图2的锁止状态解除时的阀开闭定时控制装置的剖面图。
图4是相对旋转相位为最滞后角相位附近的相位时的阀开闭定时控制装置图的剖面图。
图5是相对旋转相位与锁止相位相比为提前角侧的相位时的阀开闭定时控制装置图的剖面图。
图6是其它实施方式所涉及的阀开闭定时控制装置的剖面图，是锁止状态时的剖面图。
图7是其它实施方式所涉及的阀开闭定时控制装置的剖面图，是将图6的锁止状态解除后的剖面图。
图8是其它实施方式所涉及的阀开闭定时控制装置的剖面图，是相对旋转相位为最滞后角相位附近的相位时的剖面图。
图9是其它实施方式所涉及的阀开闭定时控制装置的剖面图，是相对旋转相位与锁止相位相比为提前角侧的相位时的剖面图。
符号的说明
1壳体(驱动侧旋转部件)
2内部转子(从动侧旋转部件)
3扭簧(预紧机构)
4流体压力室
5流体供给/排出机构
6锁止机构
22叶片(分隔部)
41提前角室
42滞后角室
101凸轮轴
具体实施方式
基于图1至图5，说明将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而应用的实施方式。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，其相对于未图示的发动机的曲轴进行同步旋转；以及作为“从动侧旋转体”的内部转子2，其相对于壳体1同轴配置，与凸轮轴101进行同步旋转。凸轮轴101是用于对发动机进气阀的开闭进行控制的未图示凸轮的旋转轴。另外，凸轮轴101可自由旋转地安装在未图示的发动机的气缸盖上。
并且，阀开闭定时控制装置具有锁止机构6，其通过约束内部转子2相对于壳体1的相对旋转移动，从而可以将内部转子2相对于壳体1的相对旋转相位约束在最滞后角相位和最提前角相位之间的规定相位。
[内部转子以及壳体]
内部转子2如图1所示，一体地组装在凸轮轴101的前端部。在内部转子2的内径侧，沿着凸轮轴101的旋转轴芯X的方向，形成向凸轮轴101侧开放的有底圆筒形状的凹部。使凹部的底面与凸轮轴101的前端部抵接，利用螺栓将内部转子2紧固固定在凸轮轴101上。
壳体1具有：与凸轮轴101的连接侧相反侧的前板11；一体地具有同步链轮15的外部转子12；以及凸轮轴101的连接侧的后板13。将外部转子12外装在内部转子2上，利用前板11和后板13夹持。并且，利用螺栓将前板11、外部转子12和后板13紧固。
如果对曲轴进行旋转驱动，则经由动力传递部件102向同步链轮15传递该旋转驱动力，壳体1沿着图2所示的旋转方向S旋转驱动。伴随着壳体1的旋转驱动，内部转子2沿着旋转方向S被旋转驱动，凸轮轴101旋转，设置在凸轮轴101上的凸轮按压发动机的进气阀而使其开阀。
如图2所示，由外部转子12和内部转子2形成流体压力室4。在外部转子12上沿旋转方向S彼此隔离地形成有向径向内侧突出的多个突出部14。突出部14作为与内部转子2的外周面2a相对应的导向板起作用。在本实施方式中，流体压力室4存在于四个部位上，但不限于此。
在外周面2a的面向流体压力室4的部分处，形成有叶片槽21。在该叶片槽21中朝向径向外侧配置有作为“分隔部”的叶片22。流体压力室4利用叶片22，沿旋转方向S分隔为提前角室41和滞后角室42。
如图1、图2所示，在内部转子2以及凸轮轴101上形成有提前角通路43。提前角通路43与各提前角室41连通。另外，在内部转子2以及凸轮轴101上形成有滞后角通路44。滞后角通路44与各滞后角室42连通。如图1所示，提前角通路43以及滞后角通路44与后述的流体供给/排出机构5连接。
相对于提前角室41以及滞后角室42，利用流体供给/排出机构5进行工作流体的供给、排出，或者保持供给/排出量，使该工作流体的流体压力向叶片22作用。如上所述，使相对旋转相位向提前角方向或者滞后角方向位移，或者保持为任意的相位。即，向内部转子2作用“流体压力×叶片22的受压面积×叶片22的受压面中央和旋转轴芯X之间的距离×叶片22的个数”的位移力。该位移力相当于本发明中的“由从滞后角室侧向分隔部作用的工作流体的流体压力导致的位移力”。另外，提前角方向，是叶片22相对于壳体1进行相对旋转移动，使提前角室41的容积变大的方向，如图2中箭头S1所示。滞后角方向S2，是使滞后角室42的容积变大的方向，如图2中箭头S2所示。
根据如上所述的结构，内部转子2可以相对于壳体1围绕旋转轴芯X在一定的范围内顺利地进行相对旋转移动。壳体1和内部转子2可以相对旋转移动的一定的范围、即最提前角相位和最滞后角相位之间的相位差，与在流体压力室4的内部叶片22可以进行位移的范围相对应。另外，最滞后角相位是使滞后角室42的容积成为最大的相位，最提前角相位是使提前角室41的容积成为最大的相位。
另外，在本实施方式中，最滞后角相位，是使排气阀的闭阀定时和进气阀的开阀定时成为大致相同的相位，即使相对旋转相位为最滞后角相位，发动机也可以起动。
[锁止机构]
锁止机构6，在发动机刚刚起动后，工作流体的流体压力不稳定的状况下，通过将壳体1和内部定子2保持在规定的相对位置，从而将相对旋转相位约束在最滞后角相位和最提前角相位之间的规定相位(以下，称为“锁止相位”)。由此，适当地保持凸轮轴101相对于曲轴的旋转相位的旋转相位，实现发动机的稳定的旋转。在本实施方式中，将锁止相位设为未图示的进气阀和排气阀的开阀定时部分地重合的相位。其结果，实现发动机起动时的碳化氢(HC)的降低，可以实现低排放的发动机。
锁止机构6如图1、图2所示，由第一锁止部6A以及第二锁止部6B构成。第一锁止部6A具有锁止通路61、锁止槽62、收容部63、板状的锁止部件64、弹簧65、和棘齿部67。
锁止通路61形成在内部转子2和凸轮轴101上，将锁止槽62和后述的流体切换阀54的规定的端口连接。通过对流体切换阀54进行控制，从而可以经由锁止通路61向锁止槽62进行工作流体的供给/排出。锁止槽62形成在内部转子2的外周面2a上。径向深度比锁止槽62浅的棘齿部67，与锁止槽62的提前角侧相邻地形成。收容部63形成在外部转子12中。锁止部件64配置在收容部63中，可以沿收容部63的形状，在径向上进退。弹簧65配置在收容部63中，将锁止部件64向径向内侧、即锁止槽62这一侧预紧。
在相对旋转相位是与锁止相位相比从提前角侧的相位向锁止相位位移时，如果从锁止槽排出工作流体，则锁止部件64直接向锁止槽62中嵌入。如果锁止部件64向锁止槽62中嵌入，则相对旋转相位被限制在从锁止相位至与锁止相位相比的提前角侧的相位为止的规定的范围内。该范围可以通过锁止槽62的周向的槽宽进行调整。如果控制流体切换阀54，向锁止槽62供给工作流体，则锁止部件64从锁止槽62向收容部63侧后退，使相对旋转相位的限制解除。
在相对旋转相位是与锁止相位相比从滞后角侧的相位向锁止相位位移时，如果从锁止槽排出工作流体，则锁止部件64首先嵌入棘齿部67中，然后向锁止槽62中嵌入。如果内部转子2进行相对旋转，则锁止部件64与锁止槽62相对的时间较短，锁止部件64不一定能够可靠地向卡止槽62中嵌入。如上所述，如果具有棘齿部67，则可以将相对旋转相位阶段性地约束在规定的范围内，并且向规定相位收敛。因此，提高锁止部件64向锁止槽62中嵌入的可靠性。
通常，在刚进行发动机停止操作之前，发动机进行怠速运转，大多情况下怠速运转时的相对旋转相位是最滞后角相位附近的相位。即，大多情况下，在需要锁止机构6动作以将相对旋转相位约束在锁止相位时，相对旋转相位与锁止相位相比位于滞后角侧的相位上。因此，棘齿部67相对于锁止槽62，形成在提前角侧。
第二锁止部6B具有锁止通路61、锁止槽62、收容部63、锁止部件64、弹簧65、和棘齿部67。第二锁止部6B是与第一锁止部6A大致相同的结构，因此，对于相同的结构省略说明。如果锁止部件64嵌入锁止槽62中，则相对旋转相位被限制在从锁止相位至与锁止相位相比的滞后角侧的相位为止的规定的范围内。第一锁止部6A的锁止槽62和第二锁止部6B的锁止槽62经由连通槽66以及第二锁止部6B的棘齿部67而连通。如果对流体切换阀54进行控制，向第一锁止部6A的锁止槽62供给工作流体，则也向第二锁止部6B的锁止槽62供给工作流体，锁止部件64从锁止槽62向收容部63侧后退，使相对旋转相位的限制解除。
如上所述，构成第一锁止部6A以及第二锁止部6B，因此如图2所示，如果第一锁止部6A的锁止部件64、第二锁止部6B的锁止部件64这两者同时分别向第一锁止部6A的锁止槽62、第二锁止部6B的锁止槽62中嵌入，则可以将两个转子1、2的相对旋转移动约束，将相对旋转相位约束在锁止相位。
另外，例如，两个锁止槽62形成为，第一锁止部6A的锁止部件64向棘齿部67中嵌入的定时，和第二锁止部6B的锁止部件64向棘齿部67中嵌入的定时不同，从而使相对旋转相位的阶段性限制的级数变多，可以提高锁止机构6的动作可靠性。
另外，作为锁止部件64的形状，除了本实施方式所示的板状以外，也可以适当地采用销状等。
[流体供给/排出机构]
简单地对流体供给/排出机构5的结构进行说明，流体供给/排出机构5如图1所示，具有：油盘51，其储存作为“工作流体”的一个例子的发动机油；油泵52，其通过发动机驱动，进行发动机油的供给；电磁控制型的流体控制阀(OCV)53，其对向提前角通路43以及滞后角通路44的发动机油的供给、排出以及保持进行控制；以及电磁控制型的流体切换阀(OSV)54，其对向锁止通路61的发动机油的供给以及排出进行控制。流体控制阀53和流体切换阀54通过ECU 7进行控制。
油泵52是通过传递曲轴的旋转驱动力而进行驱动的机械式的油压泵。油泵52将储存在油盘51中的发动机油吸入，并将该发动机油向下游侧喷出。
流体控制阀53构成为滑阀式，基于ECU 7(发动机控制单元)的供电量控制而动作。通过对流体控制阀53进行切换，从而可以进行下述控制：向提前角室41的动作油供给、来自滞后角室42的动作油排出；来自提前角室41的动作油排出、向滞后角室42动作油的供给；以及向提前角室41及滞后角室42的动作油的供给/排出切断。进行向提前角室41动作油的供给、来自滞后角室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进行相对旋转移动，相对旋转相位向提前角侧位移。进行来自提前角室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沿滞后角方向S2进行相对旋转移动，相对旋转相位向滞后角侧位移。如果进行向提前角室41以及滞后角室42的动作油的供给/排出切断的控制，则叶片22不进行相对旋转移动，可以将相对旋转相位保持在任意的相位上。
另外，通过调节向电磁螺线管供给的电力的占空比而设定流体控制阀53的开度。由此，可以对发动机油的供给/排出量进行微调节。
流体切换阀54构成为滑阀式，基于ECU 7(发动机控制单元)的供电量控制而动作。通过对流体控制阀53进行切换，从而可以进行下述控制，即，向锁止槽62供给发动机油、将来自锁止槽62的发动机油排出。
[扭簧]
如图1所示，在内部转子2和前板11之间设置扭簧3。扭簧3向壳体1以及内部转子2作用，以使相对旋转相位成为最滞后角相位。扭簧3相当于本发明中的“预紧机构”。
扭簧3的预紧力的强度设定为，在发动机进行怠速运转时由从滞后角室42侧向叶片22作用的发动机油压力导致的位移力和预紧力的和，与在发动机进行怠速运转时基于凸轮轴101的扭矩变动而向内部转子2作用的位移力中向提前角方向作用的位移力相比更大。并且，扭簧3的预紧力的强度设定为，小于或等于在发动机进行怠速运转时，基于凸轮轴101的扭矩变动而向内部转子2作用的位移力中、向提前角方向作用的位移力。预紧力的强度通过变更扭簧3的有效直径和卷绕圈数等而进行微调整。
根据本结构，作为使向滞后角方向进行相对旋转移动的力，向内部转子2总是作用由预紧机构产生的预紧力、和基于凸轮轴101的扭矩变动而向滞后角方向作用的平均位移力。因此，在通过锁止机构6将相对旋转相位约束在规定相位的状态下，适当地将内燃机起动后，即使为怠速运转，叶片22承受的发动机油压力下降，也通过扭簧3的预紧力和基于凸轮轴101的扭矩变动而向滞后角方向作用的平均位移力，使相对旋转相位稳定在最滞后角相位或者最滞后角相位附近的相位。其结果，即使油泵52为低容量，也可以实现怠速运转的稳定化。
此外，根据本结构，基于凸轮轴101的扭矩变动的位移力中、向提前角方向作用的位移力，通过扭簧3的预紧力而抵消。因此，内部转子2不会松动，使怠速运转更加稳定。
[其它的结构]
虽未进行图示，但设置有：曲轴角传感器，其对发动机的曲轴的旋转角进行检测；以及凸轮轴角传感器，其对凸轮轴101的旋转角进行检测。ECU 7根据上述的曲轴角传感器和凸轮轴角传感器的检测结果，对相对旋转相位进行检测，对相对旋转相位相对于锁止相位而位于提前角侧和滞后角侧中的哪一个相位进行判定。
虽未进行图示，但在ECU 7中形成有信号系统，其取得点火钥匙的ON/OFF信息、来自对发动机油的油温进行检测的油温传感器的信息等。另外，在ECU 7的存储器内存储有与发动机的运转状态相对应的最佳相对旋转相位的控制信息。ECU 7根据运转状态(发动机旋转速度、冷却水温等)的信息、和上述的控制信息，对相对旋转相位进行控制。
[阀开闭定时控制装置的动作]
本阀开闭定时控制装置如上所述，如图2所示，在通过锁止机构6将相对旋转相位约束在锁止相位上的状态下使发动机起动。如果发动机适当地起动，则通过对流体控制阀53进行控制，向锁止槽62供给发动机油，从而使锁止部件64从锁止槽62退回，如图3所示，将通过锁止机构6的相对旋转相位的约束解除。
然后，如图4所示，使相对旋转相位向适于怠速运转的最滞后角相位附近的相位位移。此时，通过扭簧3的预紧力，将内部转子2向最滞后方向预紧，所以内部转子2不会松动，相对旋转相位稳定，执行稳定的怠速运转。
然后，如果成为通常运行状态，则与发动机的负载和旋转速度等相对应，如图4所示，使相对旋转相位与锁止相位相比向滞后角侧的相位位移，或者如图5所示，使相对旋转相位与锁止相位相比向提前角侧的相位位移。
如果点火按钮为OFF，使发动机停止，则油泵52也停止，向滞后角室42以及提前角室41的发动机油的供给/排出也停止。其结果，向叶片22作用的发动机油压力也下降。另一方面，即使发动机停止，但至凸轮轴101完全停止为止也需要时间。因此，向内部转子2作用基于凸轮轴101的扭矩变动的位移力。此时，由于基于凸轮轴101的扭矩变动的位移力中、向提前角方向作用的位移力，与扭簧3向滞后角方向作用的预紧力相比较大，因此，内部转子2相对于壳体1松动。由于该松动，相对旋转相位向锁止相位附近位移。其结果，通过锁止机构6，将相对旋转相位约束在锁止相位。如上所述，可以基于阀开闭定时控制装置的通常动作，将相对旋转相位约束在锁止相位。
另外，例如，在外界气温为低温时，有时在发动机的运转状态不稳定的低速旋转侧熄火。在该情况下，为了将发动机再次起动，必须使相对旋转相位向锁止相位位移。另一方面，在发动机为低速旋转时，大多情况下相对旋转相位是最滞后角相位附近的相位。如果发动机进行再次起动，则通过转动动力输出轴使凸轮轴101旋转，基于此时的凸轮轴101的扭矩变动的位移力向内部转子2作用。因此，内部转子2会松动。因此，锁止部件64向棘齿部67中嵌入，进一步向锁止槽62中嵌入。
即使在发动机停止后以及熄火后再次起动时，相对旋转相位未约束在锁止相位，如上所述，根据本实施方式所涉及的发动机，即使相对旋转相位为最滞后角相位也可以起动，所以不存在太大的问题。
[其它实施方式]
基于图6至图9，说明本发明所涉及的阀开闭定时控制装置的其它实施方式。图6是相当于上述的实施方式所涉及的图2的剖面图，是锁止状态时的阀开闭定时控制装置的剖面图。图7～9是怠速时以及通常运转时的阀开闭定时控制装置的剖面图。图7是使锁止机构6的锁止解除后的剖面图。图8是相对旋转相位为最滞后角相位附近的相位时的剖面图。图9是相对旋转相位与锁止相位相比为提前角侧的相位时的剖面图。省略关于与上述实施方式相同的结构的说明。另外，在相同结构的部位标注相同的标号。与上述的实施方式的不同点在于，扭簧的预紧力的强度的设定值和锁止机构6的结构。
[锁止机构]
锁止机构6如图1、图6所示，由第一锁止部6A以及第二锁止部6B构成。第一锁止部6A以及第二锁止部6B具有锁止通路61、锁止槽62、收容部63、板状的锁止部件64、和弹簧65。锁止槽62是在第一锁止部6A和第二锁止部6B中共用的槽。
锁止通路61将锁止槽62和流体切换阀54的规定的端口连接。通过对流体切换阀54进行控制，从而可以向经由锁止通路61的锁止槽62进行工作流体的供给/排出。
在相对旋转相位为与锁止相位相比从提前角侧的相位向锁止相位位移时，如果从锁止槽排出工作流体，则第一锁止部6A以及第二锁止部6B的两个锁止部件64向锁止槽62中嵌入。如果两个锁止部件64向锁止槽62中嵌入，则内部转子2的相对旋转移动停止，相对旋转相位约束在锁止相位。如果对流体切换阀54进行控制，向锁止槽62供给工作流体，则两个锁止部件64从锁止槽62向收容部63侧退回，使相对旋转相位的约束解除。
[扭簧]
扭簧3的预紧力的强度设定为，大于或等于在发动机进行怠速运转时基于凸轮轴101的扭矩变动而向内部转子2作用的位移力中、向提前角方向作用的位移力。
根据本结构，作为向滞后角方向相对旋转移动的力，向内部转子2总是作用由预紧机构产生的力、和基于凸轮轴101的扭矩变动而向滞后角方向作用的平均位移力。因此，在通过锁止机构6将相对旋转相位约束在规定相位的状态下，内燃机适当地起动后，即使成为空转而叶片22所承受的发动机油压力下降，也可以通过扭簧3的预紧力和基于上述的凸轮轴101的扭矩变动而向滞后角方向作用的平均位移力，将相对旋转相位稳定在最滞后角相位或者最滞后角相位附近的相位。其结果，即使油泵52成为低容量，也可以实现怠速运转的稳定化。
并且，根据本结构，基于凸轮轴101的扭矩变动的位移力中、向提前角方向作用的位移力，始终通过扭簧3的预紧力而抵消。因此，内部转子2不会松动，可靠地使怠速运转稳定。
[阀开闭定时控制装置的动作]
由于发动机起动时以及通常运转时的动作与上述的实施方式相同，所以在这里不进行说明。在本实施方式中，在发动机停止时进行延迟控制。具体地说，如果使点火钥匙为OFF，则ECU 7输出指令，以使得向提前角室41供给发动机油。如果ECU 7如图6所示判断为将相对旋转相位约束在锁止相位上，则发出指令以使发动机停止。另外，在熄火等发动机异常停止后的再起动时，如果ECU 7判断为相对旋转相位未约束在锁止相位，则控制为使相对旋转相位成为锁止相位。如上所述，由于相对旋转相位通过锁止机构6可靠地约束在锁止相位，所以在适当的相位进行发动机起动，实现低排放。
工业实用性
本发明可以利用在汽车及其他内燃机的阀开闭定时控制装置中。
权利要求书(按照条约第19条的修改)
1.(删除)
2.(修改后)一种阀开闭定时控制装置，其特征在于，具有：
驱动侧旋转体，其相对于内燃机的曲轴进行同步旋转；
从动侧旋转体，其相对于所述驱动侧旋转体而同轴配置，与所述内燃机的阀开闭用的凸轮轴进行同步旋转；
流体压力室，其由所述驱动侧旋转体和所述从动侧旋转体形成；
分隔部，其设置在所述驱动侧旋转体以及所述从动侧旋转体的至少一者上，将所述流体压力室分隔为滞后角室和提前角室；
流体供给/排出机构，其可以控制对所述流体压力室的工作流体的供给/排出；
锁止机构，其可以将所述从动侧旋转体相对于所述驱动侧旋转体的相对旋转相位约束为最滞后角相位和最提前角相位之间的规定相位；以及
预紧机构，其总是向所述驱动侧旋转体以及所述从动侧旋转体作用预紧力，以使得所述相对旋转相位向最滞后角相位侧位移，
将所述预紧力的强度设定为，在所述内燃机的旋转速度为规定的旋转速度时由从所述滞后角室侧向所述分隔部作用的所述工作流体的流体压力导致的位移力、和所述预紧力的和，与在所述内燃机的旋转速度为所述规定的旋转速度时基于所述凸轮轴的扭矩变动而向所述从动侧旋转体作用的位移力中向提前角方向作用的位移力相比更大，且所述预紧力设定为，小于或等于在所述内燃机的旋转速度为所述规定的旋转速度时基于所述凸轮轴的扭矩变动而向所述从动侧旋转体作用的位移力中向提前角方向作用的位移力。
3.(修改后)一种阀开闭定时控制装置，其特征在于，具有：
驱动侧旋转体，其相对于内燃机的曲轴进行同步旋转；
从动侧旋转体，其相对于所述驱动侧旋转体而同轴配置，与所述内燃机的阀开闭用的凸轮轴进行同步旋转；
流体压力室，其由所述驱动侧旋转体和所述从动侧旋转体形成；
分隔部，其设置在所述驱动侧旋转体以及所述从动侧旋转体的至少一者上，将所述流体压力室分隔为滞后角室和提前角室；
流体供给/排出机构，其可以控制对所述流体压力室的工作流体的供给/排出；
锁止机构，其可以将所述从动侧旋转体相对于所述驱动侧旋转体的相对旋转相位约束为最滞后角相位和最提前角相位之间的规定相位；以及
预紧机构，其总是向所述驱动侧旋转体以及所述从动侧旋转体作用预紧力，以使得所述相对旋转相位向最滞后角相位侧位移，
将所述预紧力的强度设定为，大于或等于在所述内燃机的旋转速度为规定的旋转速度时基于所述凸轮轴的扭矩变动而向所述从动侧旋转体作用的位移力中向提前角方向作用的位移力。
4.(修改后)根据权利要求2或3所述的阀开闭定时控制装置，其特征在于，
在所述相对旋转相位为所述最滞后角相位时，所述内燃机可以起动。

Claims (4)

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，其相对于内燃机的曲轴进行同步旋转；
从动侧旋转体，其相对于所述驱动侧旋转体而同轴配置，与所述内燃机的阀开闭用的凸轮轴进行同步旋转；
流体压力室，其由所述驱动侧旋转体和所述从动侧旋转体形成；
分隔部，其设置在所述驱动侧旋转体以及所述从动侧旋转体的至少一者上，将所述流体压力室分隔为滞后角室和提前角室；
流体供给/排出机构，其可以控制对所述流体压力室的工作流体的供给/排出；
锁止机构，其可以将所述从动侧旋转体相对于所述驱动侧旋转体的相对旋转相位约束为最滞后角相位和最提前角相位之间的规定相位；以及
预紧机构，其总是向所述驱动侧旋转体以及所述从动侧旋转体作用预紧力，以使得所述相对旋转相位向最滞后角相位侧位移。
2.根据权利要求1所述的阀开闭定时控制装置，其特征在于，
将所述预紧力的强度设定为，在所述内燃机的旋转速度为规定的旋转速度时由从所述滞后角室侧向所述分隔部作用的所述工作流体的流体压力导致的位移力、和所述预紧力的和，与在所述内燃机的旋转速度为所述规定的旋转速度时基于所述凸轮轴的扭矩变动而向所述从动侧旋转体作用的位移力中向提前角方向作用的位移力相比更大，且所述预紧力设定为，小于或等于在所述内燃机的旋转速度为所述规定的旋转速度时基于所述凸轮轴的扭矩变动而向所述从动侧旋转体作用的位移力中向提前角方向作用的位移力。
3.根据权利要求1所述的阀开闭定时控制装置，其特征在于，
将所述预紧力的强度设定为，大于或等于在所述内燃机的旋转速度为规定的旋转速度时基于所述凸轮轴的扭矩变动而向所述从动侧旋转体作用的位移力中向提前角方向作用的位移力。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的阀开闭定时控制装置，其特征在于，
在所述相对旋转相位为所述最滞后角相位时，所述内燃机可以起动。
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