CN103775165A - 发动机润滑控制系统 - Google Patents

Abstract

提供一种发动机润滑控制系统，用于在具备输送润滑油的供给流路的润滑油供给装置中调整朝向各流路的供给油压。具有：发动机，被发动机驱动的油泵（9），从油泵（9）连接到下游的油回路（S），以及从油回路（S）分支并向上述发动机各部供给油的多个油分支供给路径（Sk），在油回路（S）中配置相对于发动机的转速阶段状地控制油泵的排出压力的油压驱动式的第1油压控制阀（B），在多个油分支供给路径（Sk）的至少一个油分支供给路径（Sk）中配置油压驱动式的第2油压控制阀（A），至少在规定的发动机转速的范围内将第2油压控制阀（A）的下游一侧的油压控制成比油回路（S）的第1油压控制阀（B）的下游一侧的油压低。

Description

发动机润滑控制系统

技术领域

本发明涉及一种发动机润滑控制系统，用于在发动机的润滑油供给装置、特别是具备向气缸盖的凸轮轴颈等输送润滑油的凸轮轴系供给流路，和向气缸体的曲柄轴、连杆等输送润滑油的曲柄轴系供给流路的润滑油供给装置中，调整朝向各流路的供给油压。

背景技术

以往，由于发动机的曲柄轴、凸轮轴等滑动部及凸轮轴系的机构部所需要的油通过被发动机驱动的油泵供给，所以从油泵向发动机各部供给的油的压力随着发动机的转速大致成比例地变化。因此，存在因发动机转速的不同而排出压力过度增高的情况，存在因油泵的摩擦过度增大而无用功增加的问题，进行了致力于与发动机转速相对应地为适当的排出压力的尝试。

作为实现上述目的的润滑控制系统，例如有日本国特开2009-264241号公报（以下称为专利文献1）所公开的系统。以下，对专利文献1进行简要说明。另外，说明中的附图标记原封不动地使用专利文献1所记载的附图标记。首先，油被油泵12从油盘10中上吸，向第1供油路径16a（下部）和第2供油路径16b（上部）输送。

第1供油路径16a是主要向曲柄轴的轴承部18供给油的路径，第2供油路径16b例如是向气门机构20等供给油的路径，在第1供油路径16a中配置有用于控制向曲柄轴的轴承部18供给的油量的油压控制阀22。油压控制阀22构成为其输出油压被控制单元24控制。

控制单元24被发动机转速传感器26，发动机负荷传感器28，油温传感器30，以及油压传感器32控制。设有安全阀34，当油压超过规定值时，将过剩的油压通过油泵12与过滤器14之间的油路径部分泄放。在以下的结构中，油压控制阀22的控制是被控制单元24电子控制。

【专利文献1】日本国特开2009-264241号公报。

在专利文献1以及具备同种结构的现有技术中，向凸轮轴系供给的油压被安全阀控制成在规定的发动机转速以上为大致一定的油压。但是，在这种结构的情况下，安全阀控制的油压必须为高压，以使在发动机为高旋转且高负荷时凸轮轴系不会润滑不足。

因此，发动机的中旋转区域中朝向凸轮轴系的供给油压成为与发动机转速相对应的油压。但是，由于发动机的中旋转区域的凸轮轴系的必要油压一般比与发动机转速相对应的油压低，所以油泵供给过度的油压，存在油泵的摩擦不能够降低的问题。

发明内容

为此，发明人为了解决上述问题进行了锐意的研究，其结果，通过下述的发动机润滑控制系统解决了上述问题，本发明的第1技术方案的发动机润滑控制系统具有：发动机，被该发动机驱动的油泵，从该油泵连接到下游的油回路，以及从该油回路分支并向上述发动机各部供给油的多个油分支供给路径，在上述油回路中配置相对于上述发动机的转速阶段状地控制上述油泵的排出压力的油压驱动式的第1油压控制阀，在多个上述油分支供给路径的至少一个上述油分支供给路径中配置油压驱动式的第2油压控制阀，至少在规定的发动机转速的范围内将上述第2油压控制阀的下游一侧的油压控制成比上述油回路的上述第1油压控制阀的下游一侧的油压低。

本发明的第2技术方案的发动机润滑控制系统是在第1技术方案中，上述第2油压控制阀配置在多个上述油分支供给路径中的曲柄轴系供给路径或者凸轮轴系供给路径中。

本发明的第3技术方案的发动机润滑控制系统是在技术方案1或技术方案2中，在高于上述规定的发动机转速的范围的发动机转速下，将上述油回路的上述第1油压控制阀的下游一侧的油压和上述第2油压控制阀的下游一侧的油压控制成大致相同。

本发明的第4技术方案的发动机润滑控制系统是在技术方案1至3中任一项所述的技术方案中，与上述第1油压控制阀开始动作的发动机转速相比，上述第2油压控制阀开始动作的发动机转速低。

本发明的第5技术方案的发动机润滑控制系统是在技术方案1至4中任一项所述的技术方案中，上述第2油压控制阀具有使上述曲柄轴系供给路径的主流路的流路截面积变化的流路截面积调整阀柱，该流路截面积调整阀柱在该流路截面积调整阀柱的下游一侧的油压比规定油压值1大的情况下使上述主流路的流路截面积减小，在上述流路截面积调整阀柱上游一侧的油压为比规定油压值1大的规定油压值2的情况下使上述流路截面积调整阀柱复位，将上述主流路的流路截面积控制成为最大一侧。

根据本发明的第1技术方案，在规定的发动机转速的范围、例如中旋转区域的情况下，向发动机各部供给的油压通过第1油压控制阀控制成比与发动机转速大致成比例的油泵的排出压力低。而且，发动机各部所必须的油压因部位不同而不同，但通过配置在油分支供给路径中的第2油压控制阀，即使是低油压也能够进一步降低满足功能的部位的油压。

这样一来，通过在规定的发动机转速的范围内，不在需要稍高的油压的部位配置第2油压控制阀，在即使是低油压也满足功能的部位配置低2油压控制阀而低油压化，能够在发动机各部进行最佳的油压分配。

而且，由于能够向发动机各部供给必须的最小限度的油压，所以油泵的工作为最小，从而有助于效率提高。进而，第1油压控制阀以及第2油压控制阀均是被油压驱动的机构，所以通过使用这些机构而无需复杂的电子控制等。即、通过使用本发明，能够废除电子控制。因此，不会发生电气系统为原因的故障，能够制成廉价且高可靠性的发动机润滑控制系统。

本发明的第2技术方案具有与第1技术方案大致同等的效果。而且，由于曲柄轴或凸轮轴等的轴承部因第2油压控制阀的工作产生的油压降低而滑动阻力的降低显著，所以谋求了燃费的提高。

根据本发明的第3技术方案，通过将低油压化了的第2油压控制阀的下游一侧的油压上提到与第1油压控制阀的下游一侧的油压大致相同，所以即使发动机处于高旋转、高负荷，也能够可靠地进行润滑、冷却。

根据本发明的第4技术方案，通过以更低的发动机转速使第2油压控制阀开始动作，配置第2油压控制阀的油分支供给路径的油路被缩小。由于在该影响下，更多的油在其它的油分支供给路径中流动，所以在其它的油分支供给路径中流动的油的油压增高。

若在其它的油分支供给路径中配置可变阀定时机构或喷油等以规定的油压动作的装置，则能够从更低旋转一侧确保装置所必须的油压，能够扩大装置能够动作的发动机转速的范围。

根据本发明的第5技术方案，由于第2油压控制阀直接利用流路截面积调整阀柱的上游一侧以及下游一侧的油压进行主流路的流路截面积的缩小、复位（扩大），所以流路截面积调整阀柱的动作正确且响应性高，不会对曲柄轴系的润滑产生障碍，能够降低油泵的摩擦。

附图说明

图1（A）是本发明的发动机润滑控制系统的结构图，图1（B）是图1（A）的第2油压控制阀的结构的示意图，图1（C）是图1（A）的第1油压控制阀（两级安全阀）的结构的示意图；

图2是表示本发明中的发动机润滑控制系统的低旋转区域的油的状态的示意图；

图3是表示本发明中的发动机润滑控制系统的中旋转区域的油的状态的示意图；

图4是表示本发明中的发动机润滑控制系统的高旋转区域的油的状态的示意图；

图5是表示本发明中的发动机润滑控制系统的特性的图表；

图6（A）是表示低旋转区域中的第1油压控制阀（两级安全阀）的动作状态的示意图，图6（B）是低旋转区域中的第2油压控制阀的动作状态图；

图7（A）是表示中旋转区域中的第1油压控制阀（两级安全阀）的动作状态的示意图，图7（B）是中旋转区域中的第2油压控制阀的动作状态图，图7（C）是表示从中旋转区域至高旋转区域中的迁移区域的第1油压控制阀（两级安全阀）的动作状态的示意图；

图8（A）是表示高旋转区域中的第1油压控制阀（两级安全阀）的动作状态的示意图，图8（B）是高旋转区域中的第2油压控制阀的动作状态图。

附图标记说明：

A：第2油压控制阀，B：第1油压控制阀，S：油回路，Sk：油分支供给路径，Sk1：凸轮轴系供给路径，Sk2：曲柄轴系供给路径，Sk3：可变阀定时机构供给路径，Sk4：喷油供给路径，11：主流路，12：下游侧分支流路，13：上游侧分支流路，21：流路截面积调整阀柱室，22：流路开闭阀室，23：流路开闭阀柱室，3：连通流路，33：冷凝水流路，34：排出流路，41：流路截面积调整阀柱，42：流路开闭阀，43：流路开闭阀柱。

具体实施方式

以下，基于附图对本发明的实施方式进行说明。在本发明的控制系统中，作为油流动的回路，由一个油回路S和多个油分支供给路径Sk构成（参照图1（A）、图2至图4）。油回路S位于上游一侧，油分支供给路径Sk位于下游一侧。具有从油回路分支并向发动机各部供给油的多个油分支供给路径Sk。

具体地说，多个油分支供给路径Sk在油泵9的下游一侧具有供给油的凸轮轴系供给路径Sk1和曲柄轴系供给路径Sk2，作为其它路径，设有可变阀定时机构供给路径Sk3、向发动机的活塞下表面等吹喷油的喷油供给路径Sk4等。

在油分支供给路径Sk中，曲柄轴系供给路径Sk2是主要向发动机的下部的区域中的曲柄轴的轴承部等输送油的路径，凸轮轴系供给路径Sk1是向发动机的气门机构等供给油的路径。

在油回路S中设有第1油压控制阀B。而且，在多个油分支供给路径Sk中的至少一个上设有第2油压控制阀A。即、在多个油分支供给路径Sk中的多个或者全部上设有第2油压控制阀A。

上述第2油压控制阀A在规定的发动机转速的范围内将上述油分支供给路径Sk的油压控制成比上述第1油压控制阀B的控制油压低的油压。以下，作为仅在油分支供给路径Sk的凸轮轴系供给路径Sk1和曲柄轴系供给路径Sk2中设有上述第2油压控制阀的结构进行说明。

在本发明中，油泵9是机械驱动式的油泵9。另外，省略了发动机的图示。第2油压控制阀A作为具体的例子是在上述油分支供给路径Sk中设在上述曲柄轴系供给路径S2中，第1油压控制阀（两级安全阀）B设在上述凸轮轴系供给路径S1中。并且第2油压控制阀A配置在以油泵9的位置为基准比第2油压控制阀A（两级安全阀）靠下游一侧。

第2油压控制阀A由未图示的壳体，流路截面积调整阀柱41，流路开闭阀42，流路开闭阀柱43，以及对这些阀弹性施力的弹性部件45、46、47等构成。在壳体上形成有主流路11。该主流路11构成上述油分支供给路径Sk的一部分。

在壳体上形成有流路截面积调整阀柱室21，流路开闭阀室22，以及流路开闭阀柱室23。流路截面积调整阀柱室21形成在主流路11的大致中间部位，更具体地说，是形成为在上述主流路11的中间部位以正交的状态相交叉的室，被主流路11分离成两个室。在流路截面积调整阀柱室21中安装有后述的流路截面积调整阀柱41。

而且，在上述主流路11上位于比流路截面积调整阀柱室21的位置靠下游一侧的部位形成有下游侧分支流路12，在比上述流路截面积调整阀柱室21还靠上游一侧形成有上游侧分支流路13。

上述流路开闭阀室22经由下游侧分支流路12与主流路11的下游一侧连通。而且，流路开闭阀柱室23经由上游侧分支流路13与主流路11的上游一侧连通。具体地说，下游侧分支流路12与流路开闭阀室22的轴向的顶部开口22a连通，上游侧分支流路13与形成在流路开闭阀柱室23的轴向的顶部的顶部开口23a连通。

在流路开闭阀室22与流路截面积调整阀柱室21之间形成有连通流路3，通过该连通流路3连通。流路开闭阀柱室23配置在上述连通流路3的中间部位。即、该连通流路3成为被流路开闭阀柱室23一分为二的结构。

并且连通流路3将上述流路开闭阀室22与上述流路开闭阀柱室23之间称为第1连通流路31，将上述流路开闭阀柱室23与上述流路截面积调整阀柱室21之间称为第2连通流路32。第1连通流路31的一侧端部与形成在与流路开闭阀室22的轴向正交的侧面部上的侧部流出口22b连通。

而且，第1连通流路31的另一侧端部与形成在与流路开闭阀柱室23的轴向正交的侧面部上的侧部流入口23b连通。接着，第2连通流路32的一侧端部与形成在与流路开闭阀柱室23的轴向正交的侧面部上的侧部流出口23c连通。而且，第2连通流路32的另一侧端部在流路截面积调整阀柱室21的轴向与顶部的顶部流入口21a连通。

进而，在流路开闭阀柱室23与流路截面积调整阀柱室21之间，在沿着轴向与上述第2连通流路32不同的位置连通地形成有冷凝水流路33。具体地说，在流路截面积调整阀柱室21的顶部与上述顶部流入口21a不同的位置形成有顶部流出口21b，在与上述流路开闭阀柱室23的轴向正交的侧面部与上述侧部流出口23c相比位于轴向下方的位置形成有冷凝水流入口23d，在上述顶部流出口21b与上述冷凝水流入口23d之间形成有上述冷凝水流路33。

而且，在上述流路开闭阀柱室23中，在轴向上与冷凝水流入口23d相同、且在圆周方向上不同的适当位置形成有冷凝水排出口23e，形成从该冷凝水排出口23e向壳体的外部连通的排出流路34。

流路截面积调整阀柱41在上述流路截面积调整阀柱室21中安装成在轴向上滑动自如、且以大致正交的状态横贯上述主流路11。并且流路截面积调整阀柱41通过在轴向上滑动、进行上述主流路11的流路截面积的缩小，起到了控制在主流路11中流动的油的流量以及压力的作用。

流路截面积调整阀柱41由插入上述主室部211中的第1滑动部411，插入上述副室部212中的第2滑动部412，以及连结上述第1滑动部411与第2滑动部412的缩径部41b和大直径颚状部41d构成。上述第1滑动部411与上述第2滑动部412的外径形成为与上述主流路11的内径大致相等或者比其稍小。

上述缩径部41b形成为比第1滑动部411与第2滑动部412的外径小。而且，大直径颚状部41d形成在第1滑动部411的端部，并且形成为比该第1滑动部411的外径大。上述缩径部41b的周围成为空隙部41c。

流路截面积调整阀柱41被弹性部件45施加弹性力，平时为缩径部41b横贯主流路11内，主流路11的流路截面积为最大的全开状态。作为上述弹性部件45的实施方式，主要使用螺旋弹簧。而且，主流路11的全开状态是仅流路截面积调整阀柱41的缩径部41b横贯主流路11内的状态，并且是油在上述空隙部41c中流动的状态。

并且通过油从流路截面积调整阀柱室21的顶部流入口21a流入，流路截面积调整阀柱41的大直径颚状部41d承受来自在上述连通流路3中流动的油的压力被推压，克服上述弹性部件45的弹性力，流路截面积调整阀柱41在轴向上滑动。

这样一来，主流路11内缩径部41b的突出量减小，并且第1滑动部411的突出量增加，主流路11的流路截面积从全开状态收缩，主流路11的截面积被缩小，油的流量以及压力减小（参照图7（B））。而且，第1滑动部411使主流路11的流量截面积收缩，并不是完全阻断油的流动，而是使油的流量以及压力减小。

接着，在上述流路开闭阀室22中安装有流路开闭阀42。该流路开闭阀42起到了作为使下游侧分支流路12和构成连通流路3的第1连通流路31阻断或连通的开闭阀的作用。并且流路开闭阀42平时被弹性部件46的弹性力朝向流路开闭阀室22的轴向的顶部部位推压，位于该流路开闭阀室22的顶部部位。

将该状态作为流路开闭阀42的初期状态。在流路开闭阀42位于流路开闭阀室22的顶部部位的状态、即初期状态下，阻断上述下游侧分支流路12与第1连通流路31。

接着，在上述流路开闭阀柱室23中配置有流路开闭阀柱43。该流路开闭阀柱43起到了使构成连通流路3的第1连通流路31与第2连通流路32连通或者阻断的作用。流路开闭阀柱43由第1滑动部431，第2滑动部432，以及连结上述第1滑动部431和第2滑动部432、且直径比第1滑动部431和第2滑动部432的外径小的缩径部43b构成。由该缩径部43b与流路开闭阀柱室23的内壁形成空隙部43c。

流路开闭阀柱43平时被弹性部件47的弹性力朝向流路开闭阀柱室23的顶部部位推压，位于该流路开闭阀柱室23的顶部部位。将该状态作为流路开闭阀柱43的初期状态。上述弹性部件46以及弹性部件47主要使用螺旋弹簧。

在流路开闭阀柱43位于流路开闭阀柱室23的顶部部位的状态、即初期状态下，上述缩径部43b处于侧部流入口23b与侧部流出口23c的位置，侧部流入口23b与侧部流出口23c经由空隙部43c开放，第1连通流路31与第2连通流路32连通。

并且通过油向顶部与流路开闭阀柱室23连通的上游侧分支流路13流动，油压力增加，流路开闭阀柱43克服弹性部件47的弹性力而滑动，第1滑动部431到达侧部流入口23b与侧部流出口23c的位置封闭，使第1连通流路31与第2连通流路32阻断。

当流路开闭阀柱43借助在上游侧分支流路13中流动的油的压力滑动时，流路开闭阀柱43的第1以及第2滑动部431、432封堵流路开闭阀柱室23的侧部流入口23b与侧部流出口23c，阻断第1连通流路31与第2连通流路32的连通状态。并且使油从连通流路3向流量截面积调整阀柱室21的流动停止。

流路截面积调整阀柱41安装成在上述流路截面积调整阀柱室21中沿轴向滑动自如，并且以大致正交状态横贯上述主流路11。流路截面积调整阀柱41的第1滑动部411（以及第2滑动部412）的直径形成为与主流路11的内径大致相等。并且通过流路截面积调整阀柱41在轴向上滑动，主流路11内缩径部41b的突出量与第1滑动部411的突出量增减，这样一来，主流路11的流路截面积从全开状态收缩。

流路截面积调整阀柱41平时被弹性部件45施加弹性力，成为缩径部41b横贯主流路11内的全开状态。并且通过油流入流路截面积调整阀柱室21，流路截面积调整阀柱41的大直径颚状部41b被推压，克服上述弹性部件45的弹性力而滑动。

在发动机的低旋转区域，流路截面积调整阀柱41在弹性部件45的作用下处于初期状态，以缩径部41b相对于主流路11横贯的状态处于全开状态，油通过流路截面积调整阀柱41的缩径部41b周围的空隙部41c全量地从上游一侧向下游一侧流动（参照图6（B））。

在发动机的低旋转区域，虽然在主流路11中流动的油流入下游侧分支流路12以及上游侧分支流路13，但流路开闭阀42以及流路开闭阀柱43不会进行开闭动作。因此，油压没有特别变化，上部的油压与下部的油压大致相等。

接着，在发动机的中旋转区域，从主流路11向下游侧分支流路12流动的油的压力增加（参照图7（B））。并且随着该压力的增加，流路开闭阀42克服弹性施力的弹性部件46的弹性力被推压，在流路开闭阀室22中滑动。这样一来，该流路开闭阀室22的顶部开口22a与侧部流出口22b开放，上述下游侧分支流路12与连通流路3的第1连通流路31连通。

而且，虽然在主流路11中流动的油也向上游侧分支流路13流动，但中旋转区域的上游一侧的油压产生的力比对流路开闭阀柱43弹性施力的弹性部件47的弹性力小，大致维持不动。在该状态下，流路开闭阀柱室23大致维持在初期状态，流路开闭阀柱43的缩径部43b位于流路开闭阀柱室23的侧部流入口23b与侧部流出口23c的位置，侧部流入口23b与侧部流出口23c为开放状态。

这样一来，上述下游侧分支流路12，第1连通流路31，以及第2连通流路32连通，油通过下游侧分支流路12以及连通流路3（第1连通流路31、第2连通流路32）从流路截面积调整阀柱室21的顶部流入口21a流入（参照图7（B））。而且，此时流路开闭阀柱室23的冷凝水流入口23d与冷凝水排出口23e被流路开闭阀柱43的第2滑动部432封闭（参照图7（B））。

因此，在流路截面积调整阀柱室21中，来自顶部流出口21b的油不会流出。这样一来，流路截面积调整阀柱41克服弹性部件45的弹性力而滑动。并且流路截面积调整阀柱41相对于主流路11横贯的部分从缩径部41b向第1滑动部411变化，主流路11的流路截面积减小（参照图7（B））。

即、通过流路截面积调整阀柱41滑动，第1滑动部411将主流路11的流路截面积缩小，起到了节流孔的作用。因此，在主流路11中从上游一侧下向下游一侧流动的油的流量以及压力减小。但是，油的流动不是完全停止，而仅是减少，多少维持流动。因此，由于主流路11的流路截面积减小，与第2油压控制阀A的上游压力（下部油压）相比，控制阀的下游压力（等于上部油压）低。

接着，在发动机的高旋转区域，主流路11的上游一侧的油的压力上升，从主流路11向上游侧分支流路13流动的油的压力也上升（参照图8（B））。这样一来，从流路开闭阀柱室23的顶部开口23a流入的油的压力产生的力克服对流路开闭阀柱43弹性施力的弹性部件47的弹性力而使流路开闭阀柱43滑动。

并且流路开闭阀柱43的第1滑动部431封闭流路开闭阀柱室23的侧部流入口23b与侧部流出口23c，同时缩径部43b到达冷凝水流入口23d与冷凝水排出口23e的位置，将上述冷凝水流入口23d与上述冷凝水排出口23e开放。

这样一来，流路截面积调整阀柱41被弹性部件45的弹性力推压，滞留在流路截面积调整阀柱室21内的油从顶部流出口21b在冷凝水流路33中流动，在上述流路开闭阀柱室23的冷凝水流入口23d与冷凝水排出口23e中流动，从排出流路34向壳体的外部排出。这样一来，流路截面积调整阀柱41顺畅地复位到初期位置。

接着，对第1油压控制阀（两级安全阀）B进行说明。该第1油压控制阀（两级安全阀）B是仅通过油压动作的机器，不包含电气控制的构造。两级安全阀B主要由阀壳5和阀体6构成。

在上述阀壳5的内部形成有阀体6滑动的阀通路51，阀体6在该阀通路51中滑动。在阀壳5的轴向端部形成有从油泵9排出的油流入的溢流流入部52，并且该溢流流入部52与上述阀通路51连通（参照图1（C）、图6（A）等）。

在阀通路51与溢流流入部52之间形成有阶差，该阶差部分成为溢流流入封闭面53。上述溢流流入部52与上述阀通路51的边界称为阀通路51的始端部51a，作为阀通路51的基准位置，将阀体6的阀头部62与上述溢流流入封闭面53抵接的状态作为阀体6的初期状态。

在上述阀壳5的轴向的大致中间位置，分别在轴向上的不同位置形成有第1排出路54以及第2排出路55。上述第2排出路55形成在比上述第1排出路54靠上述溢流流入部52一侧（参照图1（C）、图6（A））。

第1排出路54是连通上述阀壳5的内部与外部的贯通孔。上述第2排出路55在阀通路51的通路方向上形成在比上述第1排出路54靠近上述溢流流入部52一侧。

阀体6由外周侧部61和阀头部62构成，该阀头部62在头顶部62a的外周缘形成有斜面部62b。收纳在阀壳5内的阀体6平时被安装在上述阀通路51上的弹簧65朝向阀通路51的溢流流入部52一侧弹性施力，其阀体6的阀头部62与上述阀通路51的溢流流入封闭面53抵接。

由上述头顶部62a和斜面部62b构成大致截头圆锥形状。在从上述阀头部62的头顶部62a至外周侧部61之间的范围内，在轴中心形成有阀流路63。该阀流路63在阀体6内部从上述阀头部62沿着轴向形成有水平流路63c，以该水平流路63c为中心形成有与该水平流路63c正交的垂直流路63d（参照图6（A）等）。

并且上述水平流路63c与形成在阀头部62上的头部开口63b连通，上述垂直流路63d与外周侧部61d外周侧部开口63a连通，根据这种结构，为上述头部开口63b与外周侧部开口63a连通的构造。上述外周侧部开口63a是通过在上述外周侧部61上沿着圆周方向将上述外周侧部61形成外周槽而构成。

通过上述水平流路63c和上述垂直流路63d送出的油向作为上述外周槽的外周侧部开口63a流出，阀体6在阀通路51内滑动，在上述外周侧部开口63a与上述第1排出路54连通的状态下，油向该第1排出路54送出。上述弹簧65被按压部件56固定，按压部件56的长度方向的一端安装在上述阀体6的后部一侧的弹簧支撑轴部64上，另一端侧安装在阀通路51上。在阀体6的外周侧部开口63a到达形成在上述阀壳5上的第1排出路54的位置的状态下，阀流路63与第1排出路54连通。

如上所述，上述第2排出路55形成在比上述第1排出路54靠上述溢流流入部52一侧的位置。进而，在阀体6的阀头部62与上述溢流流入封闭面53抵接的初期状态下，上述第2排出路55形成在比上述阀体6的外周侧部开口63a靠上述溢流流入部52一侧的位置。

因此，阀体6的外周侧部开口63a成为下述的构造，即、通过阀体6在阀通路51中滑动，上述外周侧部开口63a仅与上述第1排出路54连通，而不与上述第2排出路55连通。

并且阀体6为下述的结构，即、从初期状态开始通过在从上述溢流流入部52流入的油的油压的作用下而滑动，在外周侧部开口63a与第1排出路54连通后，阀体6的阀头部62通过第2排出路55。而且，油不会同时从第1排出路54和第2排出路55排出。

关于第1油压控制阀B的溢流动作，在发动机低旋转区域，第1排出路54以及第2排出路55均被封闭，油不被溢流（参照图6（A））。因此，油压大致与发动机转速成比例地上升。

在发动机中旋转区域，第1排出路54与外周侧部开口63a连通，油被溢流（参照图7（A））。因此，相对于发动机转速的油压上升变缓。而且，在发动机为中～高旋转区域（迁移区域），第1排出路54以及第2排出路55均被封闭，油不被溢流（参照图7（C））。因此，在迁移区域油压急剧上升。

在发动机为高旋转区域，阀头部62向比第2排出路55更里侧移动，油从第2排出路55溢流（参照图8（A））。因此，相对于发动机转速的油压上升变缓。

接着，对本发明的发动机润滑控制系统的动作进行说明。另外，发动机的旋转状态也包括空转（也称为怠速旋转）。在怠速区域车辆是停止的，在发动机上不施加行驶时的负荷，但从低旋转区域至高旋转区域，由于车辆行驶，所以负荷施加在发动机上。而且，基本动作是上述第2油压控制阀A在规定的发动机转速的范围内将凸轮轴系供给路径Sk1以及曲柄轴系供给路径Sk2的油压控制成比上述第1油压控制阀B的控制油压低的油压。

首先，在发动机的低旋转区域，第1油压控制阀B以及第2油压控制阀A不会同时动作，以全量将油向凸轮轴系供给路径S1以及曲柄轴系供给路径S2输送（参照图2、图8）。在图2至图4中，箭头表示油的流动，在该箭头中线的粗度的大小表示流量的大小。

而且，在发动机的低旋转区域，为上述第2油压控制阀A从以比规定的发动机转速范围的最小发动机转速低的发动机转速动作的结构。根据这种结构，通过缩小曲柄轴系供给路径Sk2以及凸轮轴系供给路径Sk1，更多的油在其它的油分支供给路径Sk（可变阀定时机构供给路径Sk3、喷油供给路径Sk4）中流动。

因此，可变阀定时机构供给路径Sk3、喷油供给路径Sk4的油压控制成比发动机转速相对应的油压高的高压。因此，能够从更低旋转一侧确保可变阀定时机构那样的油压驱动装置所必需的油压，能够扩大油压驱动装置能够动作的发动机转速的范围。

接着，在发动机的中旋转区域，第2油压控制阀A先于第1油压控制阀B（以低转速）动作（参照图3、图7）。因此，在第2油压控制阀A中油从上游一侧向下游一侧的流动中，其流量减少，下游一侧的压力不会增加而大致一定。并且在曲柄轴系供给路径S2中油的供给将少，抑制了压力的增加。

另一方面，第1油压控制阀B在中旋转区域是油的流量以及压力减小，但由于第2油压控制阀A先行动作，所以油向凸轮轴系供给路径Sk1以及曲柄轴系供给路径Sk2的流动减少，从而油更过地向其它的油分支供给路径Sk（可变阀定时机构供给路径Sk3、喷油供给路径Sk4）流动（参照图3、图7）。因此，能够达到用于尽早使可变阀定时机构动作的油压的大小（例如350kPa）。

在发动机润滑控制系统中，控制阀A例如在油压为150kPa开始中旋转区域的动作。第1油压控制阀B例如在油压为350kPa开始中旋转区域的动作。这些是后述的VTC（阀定时控制器）能够以油压动作程度的油压的大小。

而且，在发动机的高旋转区域，由于施加第1油压控制阀（两级控制阀）B的控制动作，油的流量增加（参照图4），油压上跳。通过进行第2油压控制阀A以第1油压控制阀B的油压上跳的中途的油压的值（例如350至600kPa之间）切换成高旋转时的模式的设定，在因第1油压控制阀B而油分支供给路径Sk中的上游一侧的油压上跳时，凸轮轴系供给路径Sk1以及曲柄轴系供给路径Sk2的下游的油压也能够联动地上跳。

该状态由图5的图表所表示。这样，能够与第1油压控制阀B的油压控制联动地进行第2油压控制阀A的油压控制。

而且，第2油压控制阀A如上所述，在上述主流路11中的流路截面积调整阀柱41的设置位置的上游一侧以及下游一侧，直接利用其油压进行主流路11的流路截面积的缩小以及扩大（复位），控制流量。为此，在主流路11的上游以及下游流动的油的压力中，作为压力的范围设定规定油压值1以及比该规定油压值1大的规定油压值2。

并且在主流路中，在流路截面积调整阀柱41上游一侧的油压成为比规定油压值1大的规定油压值2的情况下，使上述流路截面积调整阀柱41复位，将上述主流路11的流路截面积控制成为最大一侧。这样一来，流路截面积调整阀柱41的动作正确且响应性高，不会对曲柄轴系的润滑产生障碍，能够降低油泵9的摩擦。

具体地说，图5中使规定油压值1为150kPa，使规定油压值2为600kPa。在该范围中进行主流路11的流路截面积的缩小、复位（扩大）。

Claims (5)

1.一种发动机润滑控制系统，其特征在于，具有：发动机，被该发动机驱动的油泵，从该油泵连接到下游的油回路，以及从该油回路分支并向上述发动机各部供给油的多个油分支供给路径，在上述油回路中配置相对于上述发动机的转速阶段状地控制上述油泵的排出压力的油压驱动式的第1油压控制阀，在多个上述油分支供给路径的至少一个上述油分支供给路径中配置油压驱动式的第2油压控制阀，至少在规定的发动机转速的范围内将上述第2油压控制阀的下游一侧的油压控制成比上述油回路的上述第1油压控制阀的下游一侧的油压低。

2.如权利要求1所述的发动机润滑控制系统，其特征在于，上述第2油压控制阀配置在多个上述油分支供给路径中的曲柄轴系供给路径或者凸轮轴系供给路径中。

3.如权利要求1或2所述的发动机润滑控制系统，其特征在于，在高于上述规定的发动机转速的范围的发动机转速下，将上述油回路的上述第1油压控制阀的下游一侧的油压和上述第2油压控制阀的下游一侧的油压控制成大致相同。

4.如权利要求1至3中任一项所述的发动机润滑控制系统，其特征在于，与上述第1油压控制阀开始动作的发动机转速相比，上述第2油压控制阀开始动作的发动机转速低。

5.如权利要求1至4中任一项所述的发动机润滑控制系统，其特征在于，上述第2油压控制阀具有使上述曲柄轴系供给路径的主流路的流路截面积变化的流路截面积调整阀柱，该流路截面积调整阀柱在该流路截面积调整阀柱的下游一侧的油压比规定油压值1大的情况下使上述主流路的流路截面积减小，在上述流路截面积调整阀柱上游一侧的油压为比规定油压值1大的规定油压值2的情况下使上述流路截面积调整阀柱复位，将上述主流路的流路截面积控制成为最大一侧。

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