CN105386879B - 阀开闭时期控制装置 - Google Patents

Abstract

一种阀开闭时期控制装置(10)，包括：驱动侧旋转构件(1，11)，其与内燃机(E)的驱动轴(C)同步旋转；从动侧旋转构件(2,12)，其配置在驱动侧旋转构件的内侧，并与阀开闭凸轮轴(101，206)一体旋转；流体压力室(4)，其通过分隔在驱动侧旋转构件和从动侧旋转构件之间的空间而形成；通过分隔流体压力室形成的提前角室(41，Ra)和滞后角室(42，Rb)；中间锁定机构(8，L)，其能够在锁定状态与解锁状态之间选择性地切换；提前角流路(43，221)，其允许液压流体流通；滞后角流路(44，222)，其允许液压流体流通；控制阀(51，V)，其具有滑阀(52，232)；以及相位控制单元(90)，其对控制阀进行控制。

Description

阀开闭时期控制装置

技术领域

本发明涉及控制与内燃机的曲轴同步旋转的驱动侧旋转构件和与凸轮轴一体旋转的从动侧旋转构件之间的相对旋转相位的阀开闭时期控制装置。

背景技术

近年来，根据内燃机(以下称作“发动机”)的驱动状况改变进气阀和排气阀的开闭时期的阀开闭时期控制装置被实用化。该阀开闭时期控制装置具有以下机构：改变由曲轴驱动的驱动侧旋转构件和与凸轮轴一体旋转的从动侧旋转构件之间的相对旋转相位(以下，简称“相对旋转相位”)，从而改变响应于从动侧旋转构件的旋转而开闭的进气阀和排气阀的开闭时期。

通常，进气阀和排气阀的最佳开闭时期根据例如发动机的起动或车辆的行驶的发动机的驱动状况而不同。在发动机的起动时，将相对旋转相位限制于最滞后角相位和最提前角相位之间的中间锁定相位，从而将进气阀和排气阀的开闭时期设定为具有对于发动机的起动最佳的状态。

JP2013-100836(专利文献1)公开了具有中间锁定机构的阀开闭时期控制装置，其中在发动机的停止过程中开闭时期被限制在中间锁定相位。在发动机起动后，提前角室和滞后角室二者需要迅速被填充油，在锁定状态下提前角室和滞后角室相互连通，使得供给到提前角室的油经由连通路径也供给到滞后角室。此时，滞后角室的供给油路向排放部开放，阻碍油填充的流体压力室内的空气被排放，从而提高了油的填充。

然而，在专利文献1中公开的阀开闭时期控制装置中，由于当发动机停止时提前角室和滞后角室相互连通，同时提前角室和滞后角室中的一者与排放部连通，因此流体压力室内的油有可能排出。因此，当发动机起动时，流体压力室中几乎不残留有油，因此在该状态下将油填充到流体压力室耗费时间。另外，在发动机熄火等使发动机异常停止时，在某些情况下难以设定于锁定相位。如果流体压力室没有被供给充分的油量，容易受到凸轮摆动转矩的从动侧旋转构件相对于驱动侧旋转构件大幅摆动，不仅发动机不能起动，而且，还具有以下顾虑：由于叶片部反复地接触装置内部的分隔部，因此将产生噪声或者驱动侧旋转构件将变形。

发明内容

因此，存在对构成为当发动机起动时使相对旋转相位稳定的阀开闭时期控制装置的需求。

本发明的一个方面涉及一种阀开闭时期控制装置，包括：驱动侧旋转构件，其与内燃机的驱动轴同步旋转；从动侧旋转构件，其与所述驱动侧旋转构件同轴地配置在所述驱动侧旋转构件的内侧，并与所述内燃机的阀开闭凸轮轴一体旋转；流体压力室，其通过分隔在所述驱动侧旋转构件和所述从动侧旋转构件之间的空间而形成；提前角室和滞后角室，所述提前角室和所述滞后角室通过设置在所述驱动侧旋转构件和所述从动侧旋转构件的至少一者上的分隔部分隔所述流体压力室而形成；中间锁定机构，其能够通过液压流体的供给和排放，在锁定状态与解锁状态之间选择性地切换，在所述锁定状态下，所述从动侧旋转构件相对于所述驱动侧旋转构件的相对旋转相位被限制在最提前角相位和最滞后角相位之间的中间锁定相位，在所述解锁状态下，解除对所述中间锁定相位的限制；提前角流路，其允许供给至所述提前角室和从所述提前角室排出的所述液压流体的流通；滞后角流路，其允许供给至所述滞后角室和从所述滞后角室排出的所述液压流体的流通；控制阀，其具有在供电量为零时的第一位置和供电时与所述第一位置不同的第二位置之间移动的滑阀；以及相位控制单元，其通过控制对所述控制阀的供电量来控制所述控制阀并向所述提前角室和所述滞后角室供给液压流体来改变所述相对旋转相位。当所述滑阀配置在所述第一位置和所述第二位置中的一个位置时，液压流体被设定为供给到所述提前角室和所述滞后角室二者。

在该结构中，当内燃机起动时，能够向提前角室和滞后角室二者供给液压流体并在早期阶段填充提前角室和滞后角室，由此能够使阀开闭时期控制装置的操作迅速开始。

在本发明的该方面中，液压流体可在所述滑阀从所述第一位置到达所述第二位置之前被供给到所述提前角流路和所述滞后角流路中的一者。

在该结构中，容易使相对旋转相位向提前角方向和滞后角方向中的任一方向移位。

在本发明的一个方面中，当所述滑阀配置在所述第一位置和所述第二位置中的一个位置时，所述中间锁定机构可进入锁定状态，且所述液压流体可被供给到所述提前角室和所述滞后角室中的一者并可从所述提前角室和所述滞后角室中的另一者排出，以及，当所述滑阀配置在所述第一位置和所述第二位置中的另一位置时，所述中间锁定机构可进入锁定状态，且所述液压流体可被供给到所述提前角室和所述滞后角室二者。

在该结构中，在滑阀配置在第一位置和第二位置中的一个位置的情况下，中间锁定机构进入锁定状态，液压流体被供给到提前角室和滞后角室中的一者。另外，在滑阀配置在第一位置和第二位置中的另一位置的情况下，中间锁定机构进入锁定状态，液压流体被供给到提前角室和滞后角室二者。

在本发明的该方面中，当所述滑阀配置在所述第一位置和所述第二位置中的一者时，所述提前角室和所述滞后角室可经由形成在所述滑阀上的连通路径相互连通，因此所述液压流体的一部分被供给到所述提前角室和所述滞后角室中的一者，所述液压流体的一部分经由所述连通路径被供给到所述提前角室和所述滞后角室中的另一者。

滑阀配置在所述第一位置或第二位置，由此，例如，液压流体的一部分被供给到提前角室，液压流体的一部分经由连通路径被供给到滞后角室。以这种方式，当内燃机起动时，能够在早期阶段将液压流体填充到提前角室和滞后角室，并且能够在紧接于内燃机起动之后迅速开始阀开闭时期控制装置的操作。

在本发明的该方面中，所述阀开闭时期控制装置可还包括相位设定机构，其使所述相对旋转相位向所述中间锁定相位移位。所述相位设定机构可具有当所述滑阀配置在所述第一位置和所述第二位置中的一个位置时允许液压流体的一部分从所述提前角流路和所述滞后角流路中的一者流出的流路。

例如，当内燃机停止时中间锁定机构未进入锁定状态，并且相对旋转相位被维持在滞后角。即使在该状态下，在下一次起动时，通过将滑阀配置在第一位置或第二位置，由此使液压流体从滞后角流路流出，从而容易使相对旋转相位向提前角方向移位，并使中间锁定机构进入锁定状态。

在本发明的该方面中，阀开闭时期控制装置可还包括使所述相对旋转相位向所述中间锁定相位移位的相位设定机构。所述相位设定机构可具有当所述滑阀配置在所述第一位置和所述第二位置中的一个位置时使向所述提前角流路供给的液压流体的流量不同于向所述滞后角流路供给的液压流体的流量的流路结构。

例如，当内燃机停止时，中间锁定机构未进入锁定状态，相对旋转相位被维持在滞后角。即使在该状态下，在下一次起动时，通过将滑阀配置在第一位置或第二位置，由此通过液压流体的流量差使相对旋转相位向提前角方向移位，从而中间锁定机构能够容易进入锁定状态。

在本发明的该方面中，阀开闭时期控制装置可还包括使所述相对旋转相位向所述中间锁定相位移位的相位设定机构。所述相位设定机构可设有弹簧，该弹簧的偏置力的大小大于由所述凸轮轴的摆动转矩计算出的平均转矩，并且该弹簧使偏置力作用而使所述相对旋转相位从最滞后角相位向所述中间锁定相位移位。

在该结构中，当内燃机停止和起动时，液压流体未被充分供给到提前角室和滞后角室。即使在中间锁定机构未进入锁定状态的情况下，相对旋转相位通过来自凸轮轴的反作用力和弹簧的偏置力也容易移位到锁定相位。因此，由于当内燃机停止时相对旋转相位大致设定于中间相位，因此内燃机的下一次起动稳定。

附图说明

本发明的上述的和附加的特征和特性通过下面参照附图的详细说明将变得更明显。

图1是示出根据第一实施方式的阀开闭时期控制装置的结构的纵向剖视图；

图2是沿图1的线II-II截取的剖视图；

图3示出OCV的位置和液压油的供给和排放方式；

图4是示出PA1中OCV的操作状态的放大剖视图；

图5是示出PA2中OCV的操作状态的放大剖视图；

图6是示出PL中OCV的操作状态的放大剖视图；

图7是示出PB2中OCV的操作状态的放大剖视图；

图8是示出PB1中OCV的操作状态的放大剖视图；

图9示出根据第二实施方式的OCV的位置和液压油的供给和排放方式；

图10是示出PB1中OCV的操作状态的放大剖视图；

图11是示出根据第三实施方式的阀开闭时期控制装置的剖面和控制系统的示图；

图12是沿图11的XII-XII截取的剖视图；

图13是示出最滞后角相位下的扭力弹簧的状态的剖视图；

图14是示出中间锁定相位下的扭力弹簧的状态的剖视图；

图15是示出最提前角相位下的扭力弹簧的状态的剖视图；

图16是示出滑阀处于锁定起始位置的控制阀的剖视图；

图17是示出滑阀处于转移位置的控制阀的剖视图；

图18是示出滑阀处于提前角位置的控制阀的剖视图；

图19是示出滑阀处于中立位置的控制阀的剖视图；

图20是示出滑阀处于滞后角位置的控制阀的剖视图；

图21是示出控制阀的供给和排放之间的关系的示图；

图22是示出根据变形例的控制阀的供给和排放之间的关系的示图；

图23是示出相对旋转相位和弹簧力之间的关系的示图；

图24是示出根据变形例的相对旋转相位和弹簧力之间的关系的示图；

图25是示出发动机停止控制期间的相对旋转相位的变化等的示意图；

图26是示出根据变形例的、发动机停止控制期间的相对旋转相位的变化等的示意图；

图27是示出发动机起动控制期间的相对旋转相位的变化等的示意图；

图28是示出在发动机起动控制期间处于转移位置的相对旋转相位的变化的示意图；

图29是示出根据第四实施方式滑阀设置于第一滞后角位置的控制阀的剖视图；

图30是示出滑阀处于第二滞后角位置的控制阀的剖视图；

图31是示出滑阀处于中立位置的控制阀的剖视图；

图32是示出滑阀处于第二提前角位置的控制阀的剖视图；

图33是示出滑阀处于第一提前角位置的控制阀的剖视图；

图34是示出滑阀处于提前角保持位置的控制阀的剖视图；

图35是示出控制阀的供给和排放之间的关系的示图；

图36是根据另一实施方式(a)的控制阀的供给和排放之间的关系的示图；

以及

图37是示出根据又一实施方式(b)的控制阀的供给和排放之间的关系的示图。

具体实施方式

以下，将基于附图对本文公开的实施方式进行说明。

第一实施方式

以下，基于附图将详细说明将本发明应用于汽车发动机(以下，简称“发动机”)中的进气阀侧的阀开闭时期控制装置所实现的第一实施方式。在以下的实施方式的说明中，发动机E是内燃机的示例。

整体结构

如图1所示，阀开闭时期控制装置10包括：与曲轴C同步旋转的壳体1；与壳体1的轴心X同轴地配置在壳体1的内侧并与发动机E的阀开闭用的凸轮轴101一体旋转的内部转子2。凸轮轴101是指控制发动机E的进气阀103的开闭的凸轮104、并与内部转子2和固定螺栓5同步旋转的旋转轴。凸轮轴101可旋转地组装到发动机E的缸盖。曲轴C是驱动轴的示例，壳体1是驱动侧旋转构件的示例，以及内部转子2是从动侧旋转构件的示例。

在固定螺栓5的靠近凸轮轴101的一侧的端部形成外螺纹5b。在壳体1和内部转子2的组装状态下将固定螺栓5插入到中心，并将固定螺栓5的外螺纹5b和凸轮轴101的内螺纹101a螺合在一起。以这种方式，固定螺栓5被固定到凸轮轴101，并且内部转子2和凸轮轴101也被固定。

壳体1通过使用紧固螺栓16组装配置在与连接凸轮轴101的一侧的相反侧的前板11、配置在内部转子2的外侧的外部转子12、以及与正时链轮15一体设置并配置在连接凸轮轴101的一侧的后板13而构成。内部转子2被容纳在壳体1内，并且在内部转子2和外部转子12之间形成下述的流体压力室4。内部转子2和外部转子12构成为可围绕轴心X相对旋转。正时链轮15可以不设置在后板13上，而可设置在外部转子12的外周部上。

配置在壳体1和凸轮轴101之间的扭力弹簧70使偏置力围绕轴心X作用于旋转方向S，并用作相位设定机构。扭力弹簧70使偏置力作用于内部转子2相对于壳体1的相对旋转相位(以下，简称作“相对旋转相位”)的整个区域。扭力弹簧70例如可构成为使偏置力在相对旋转相位处于最滞后角的状态作用到相对旋转相位达到提前角侧的预定的相对旋转相位(根据本实施方式，下述的中间锁定相位)的状态，并且使偏置力不作用于相对旋转相位比预定旋转相位更靠近提前角侧的区域。扭力弹簧70可配置在壳体1和内部转子2之间。

当曲轴C旋转时，其旋转驱动力经由动力传递构件102传递到正时链轮15，壳体1被驱动沿着图2所示的旋转方向S旋转。响应于壳体1的旋转驱动，内部转子2沿着旋转方向S可旋转地驱动而使凸轮轴101旋转，并且设置在凸轮轴101上的凸轮104下压发动机E的进气阀103并且阀打开。

如图2所示，在外部转子12上形成沿着径向向内侧突出的三个突出部14，并在内部转子2的外周面上形成三个叶片21。以这种方式，在内部转子2和外部转子12之间形成流体压力室4，并形成提前角室41和滞后角室42。

作为液压流体的液压油被供给到提前角室41和滞后角室42以及从提前角室41和滞后角室42排出，或者供给和排放被阻断。以这种方式，使液压油的油压作用于叶片21，并通过其油压使相对旋转相位沿着提前角方向或滞后角方向变化，或者保持任意的相位。提前角方向是指提前角室41的容积增大的方向，并且是图2中箭头S1所示的方向。滞后角方向是指滞后角室42的容积增大的方向，并且是图2中箭头S2所示的方向。

如图2所示，在内部转子2上，形成有与提前角室41连通的提前角流路43、与滞后角室42连通的滞后角流路44、使供给到下述的中间锁定机构8和从中间锁定机构8排出的液压油流通的解锁流路45、以及锁定排放流路46。液压油存储在油底壳61中并使用油泵62供给到各部分。

中间锁定机构

阀开闭时期控制装置10包括中间锁定机构8，中间锁定机构8限制内部转子2相对于壳体1的相对旋转相位的变化，由此将相对旋转相位限制在最提前角相位和最滞后角相位之间的中间锁定相位P。在相对旋转相位被限制在中间锁定相位P的状态下起动发动机E。以这种方式，即使在紧接发动机起动后液压油的油压不稳定的状况下，也能够适当维持凸轮轴101相对于曲轴C的旋转相位，并实现发动机E的稳定的旋转。

如图2所示，中间锁定机构8被构成为包括第一锁定构件81、作为施力机构的第一弹簧82、第二锁定构件83、作为施力机构的第二弹簧84、作为接合部的第一凹部85、以及作为接合部的第二凹部86。中间锁定机构8可构成为包括第一锁定构件81和第一弹簧82。

第一锁定构件81通过第一弹簧82的偏置力朝向内部转子2移动，并且第二锁定构件83通过第二弹簧84的偏置力朝向内部转子2移动。第一凹部85和第二凹部86形成为台阶形状使得容易执行中间锁定相位P。

在第一凹部85和第二凹部86的底部上设置解锁流路45和锁定排放流路46。解锁流路45允许供给到第一凹部85和第二凹部86和从第一凹部85和第二凹部86排放的液压油的流通。同时，锁定排放流路46不允许供给到第一凹部85和第二凹部86的液压油流通，而允许从第一凹部85和第二凹部86向阀开闭时期控制装置10的外部排放的液压油流通。

如图1、图2、图4至图8所示，与第一凹部85和第二凹部86连接的锁定排放流路46被构成为包括形成在固定螺栓5上的第一排放部分46a、以及与第一排放部分46a连接并形成在内部转子2上的第二排放部分46b。第一排放部分46a与形成在固定螺栓5的面向容纳空间5a的内周面上的第六环状槽47m连接。

OCV

如图1所示，根据本实施方式，作为控制阀的油控制阀(OCV)51配置在内部转子2的内侧且与轴心X同轴。OCV 51是控制阀的示例。OCV 51被构成为包括滑阀52、对滑阀52进行施力的第一阀弹簧53a、以及通过改变供电量来驱动滑阀52的电磁螺线管54。OCV 51通过改变对电磁螺线管54的供电量来改变滑阀52的位置，进行向滞后角室42供给液压油以及从提前角室41排放液压油的控制，或者向提前角室41供给液压油以及从滞后角室42排放液压油的控制，并进行向中间锁定机构8供给液压油和从中间锁定机构8排放液压油的控制，使得相对旋转相位改变。由于电磁螺线管54采用的是公知技术，因此省略对其详细的说明。

滑阀52被构成为容纳在容纳空间5a中并且能够沿轴心X的方向在容纳空间5a的内部滑动，容纳空间5a是从头部5c平行于轴心X的方向形成的剖面为圆形的孔，头部5c是固定螺栓5的远离凸轮轴101的一侧的端部。滑阀52具有与轴心X的方向平行地形成的剖面为圆形的有底孔的主排放流路52b。主排放流路52b具有恒定的内径，并形成为在入口附近具有台阶部。主排放流路52b可以具有与其排放侧的内径同等地增加的内径。

第一阀弹簧53a配置在容纳空间5a的深内部，并持续地将滑阀52向电磁螺线管54(图1的左方向)施力。安装到容纳空间5a的止动部55防止滑阀52从容纳空间5a滑出。第一阀弹簧53a的一侧被保持在形成于主排放流路52b中的台阶部。分隔部5d被插入到容纳空间5a和第三供给部分47c之间的边界，第三供给部分47c是具有小内径的底孔，第三供给部分47c形成为连接到容纳空间5a，因此，分隔部5d保持第一阀弹簧53a的另一侧。当对电磁螺线管54供电时，设置在电磁螺线管54上的推销54a推压滑阀52的端部52a。由此，滑阀52对抗第一阀弹簧53a的偏置力向凸轮轴101滑动。OCV 51被构成为通过使对电磁螺线管54的供电量从零变化到最大值来调节滑阀52的位置。对电磁螺线管54的供电量由电子控制单元(ECU)90(相位控制单元的示例)控制。即，ECU 90改变对OCV 51的供电量从而控制OCV 51的操作。

OCV 51根据滑阀52的位置，切换液压油在提前角室41和滞后角室42中的供给、排放、以及保持，并切换液压油供给到中间锁定机构8和从中间锁定机构8的排放。

油路的结构

如图1所示，存储在油底壳61中的液压油由通过传递曲轴C的旋转驱动力所驱动的机械式油泵62吸取，并通过下述的供给流路47流通。在供给流路47中流通的液压油经由OCV51被供给到提前角流路43、滞后角流路44、解锁流路45。

如图1、图4至图8所示，与提前角室41连接的提前角流路43被构成为包括：作为形成在固定螺栓5中的通孔的第一提前角部分43a；以及形成在内部转子2中而与第一提前角部分43a连接的第二提前角部分43b。与滞后角室42连接的滞后角流路44被构成为包括：作为形成在固定螺栓5中的通孔的第一滞后角部分44a；以及形成在内部转子2中而与第一滞后角部分44a连接的第二滞后角部分44b。与第一凹部85和第二凹部86连接的解锁流路45被构成为包括：作为形成在固定螺栓5中的通孔的第一解锁部分45a；以及形成在内部转子2中而与第一解锁部分45a连接的第二解锁部分45b。

供给流路47被构成为包括：形成在凸轮轴101上的第一供给部分47a；作为凸轮轴101和固定螺栓5之间的空间的第二供给部分47b；形成在固定螺栓5中的第三供给部分47c；形成在固定螺栓5的周围的第四供给部分47d；形成在内部转子2中的第五供给部分47e；以及形成在沿固定螺栓5的轴心X的方向的不同的位置上的两个第六供给部分47f，并且各部分按该顺序相互连接。

第三供给部分47c被构成为具有：沿轴心X的方向形成在固定螺栓5中的底孔；以及在沿着轴心X方向的两个不同的部位上贯通到其外周的多个孔。在底孔的中间位置上设有止回阀48，并且，由分隔部5d和止回阀48保持的第二阀弹簧53b在关闭第三供给部分47c的底孔的方向被施力。

第五供给部分47e被构成为包括：沿轴心X的方向形成在内部转子2中且两端封闭的流路；以及在从流路沿轴心X的方向的不同的三个部位上朝沿着径向向内侧形成至内周面的三个环状槽。三个环状槽中的一个环状槽面向第四供给部分47d，剩余的两个环状槽分别面向第六供给部分47f。

如图4的从左到右的顺序所示，作为形成在固定螺栓5上的通孔，第六供给部分47f、第一解锁部分45a、第一提前角部分43a、第六供给部分47f和第一滞后角部分44a分别连接到第一环状槽47g、第二环状槽47h、第三环状槽47i、第四环状槽47j、第五环状槽47k，这些环状槽作为形成在固定螺栓5的面向容纳空间5a的内周面上的环状槽。

在滑阀52的外周面上形成有第七环状槽52c和第八环状槽52d，从而将在供给流路47中流通的液压油供给到提前角流路43、滞后角流路44、解锁流路45中的任一个。另外，在滑阀52上还形成有第一通孔52e和第二通孔52f，从而将在提前角流路43、滞后角流路44、以及解锁流路45中流通的液压油排放到主排放流路52b。第一通孔52e和第二通孔52f分别连接到作为形成在滑阀52的外周面上的环状槽的第九环状槽52h和第十环状槽52i。另外，形成有将在主排放流路52b流通的液压油排放到阀开闭时期控制装置10的外部的第三通孔52g。

连通路径

在第八环状槽52d和第一通孔52e之间的位置上形成第十一环状槽52j(连通路径的示例)。在OCV 51中，在使滑阀52操作而移动到作为第二位置的第一滞后角位置PB1的情况下，第六供给部分47f和第三环状槽47i经由第十一环状槽52j相互连通。以这种方式，提前角流路43(提前角室41)进入与滞后角流路44(滞后角室42)连通的状态。即，在第一滞后角位置PB1中，第十一环状槽52j允许液压油流通经过提前角室41和滞后角室42。

OCV的操作方式的概要

如图4至图8所示，该实施方式的OCV 51的滑阀52被构成为操作而移动到第一提前角位置PA1、第二提前角位置PA2、相位保持位置PL、第二滞后角位置PB2、以及第一滞后角位置PB1这五个位置。另外，图3示出这些位置上的供给和排放方式。

在该结构中，OCV 51移动到第二提前角位置PA2、相位保持位置PL、以及第二滞后角位置PB2，这是指阀进入向解锁流路45供给流体并控制液压油供给到提前角流路43和滞后角流路44和从提前角流路43和滞后角流路44排放的解锁状态。另外，在第一提前角位置PA1和第一滞后角位置PB1，执行控制从解锁流路45和锁定排放流路46排放液压油以及向提前角流路43和滞后角流路44中的一个供给液压油的锁定状态。

在OCV 51中，在不向电磁螺线管54供电的状态下，滑阀52配置在第一提前角位置PA1，并通过使向电磁螺线管54供给的电力增大预定值，分别按顺序切换到第二提前角位置PA2、相位保持位置PL、第二滞后角位置PB2、以及第一滞后角位置PB1。

(1)第一提前角位置

如图4所示，当向电磁螺线管54供给的电流是零时(供电量为零)，OCV 51设置于第一提前角位置PA1，并且滑阀52由于第一阀弹簧53a的偏置力而与止动部55接触，并位于最左侧。在该状态下，当向供给流路47供给液压油时，液压油流通经过第一供给部分47a、第二供给部分47b、以及第三供给部分47c。当在第三供给部分47c中作用于止回阀48的油压比第二阀弹簧53b的偏置力大时，止回阀48打开。因此，液压油流通经过第四供给部分47d、第五供给部分47e以及第六供给部分47f，经由第一环状槽47g到达第七环状槽52c，并经由第四环状槽47j到达第八环状槽52d。

第七环状槽52c不与任何流路连接，因此液压油不从第七环状槽52c进一步流动。由于第八环状槽52d经由第三环状槽47i连接到提前角流路43，因此液压油流通经过提前角流路43，并被供给到提前角室41。即，提前角流路43处于供给状态。滞后角流路44经由第五环状槽47k和第十环状槽52i连接到第二通孔52f，解锁流路45经由第二环状槽47h和第九环状槽52h连接到第一通孔52e。因此，滞后角室42、第一凹部85、以及第二凹部86中的液压油从主排放流路52b经由第三通孔52g排放到阀开闭时期控制装置10的外部。即，滞后角流路44和解锁流路45均处于排放状态。因此，如图3所示，在第一提前角位置PA1，液压油从中间锁定机构8(第一凹部85和第二凹部86)和滞后角室42排放，提前角室41进入向提前角室41供给液压油的状态，这是指“由于提前角操作而在中间锁定相位P的锁定”。

(2)第二提前角位置

如图5所示，当开始向电磁螺线管54供电，OCV 51设置于图3中的第二提前角位置PA2，滑阀52从第一提前角位置PA1稍微向右侧移动。在该状态下，当向供给流路47供给液压油时，液压油到达第七环状槽52c和第八环状槽52d。由于第七环状槽52c经由第二环状槽47h连接到解锁流路45，因此液压油流通经过解锁流路45，并且被供给到第一凹部85和第二凹部86。即，解锁流路45被切换到供给状态。当供给的液压油的油压大于第一弹簧82和第二弹簧84的偏置力时，第一锁定构件81和第二锁定构件83分别与第一凹部85和第二凹部86分离，并进入解锁状态。图5示出紧接于从第一提前角位置PA1切换到第二提前角位置PA2后的状态。

由于第八环状槽52d持续连接到提前角流路43，因此液压油流通经过提前角流路43并被供给到提前角室41。即，提前角流路43处于供给状态。由于滞后角流路44持续连接到第二通孔52f，滞后角室42中的液压油从主排放流路52b经由第三通孔52g排放到阀开闭时期控制装置10的外部。即，滞后角流路44处于排放状态。因此，如图3所示，在第二提前角位置PA2，液压油被供给到中间锁定机构8(第一凹部85和第二凹部86)和提前角室41，并且液压油从滞后角室42排出，使得相对旋转相位向提前角方向S1变化，这是指“解锁状态下的提前角操作”。

(3)相位保持位置

如图6所示，当增加向电磁螺线管54供给的供电量并且OCV 51处于图3的相位保持位置PL时，滑阀52从第二提前角位置PA2稍微向右侧移动。在该状态下，当向供给流路47供给液压油时，液压油到达第七环状槽52c和第八环状槽52d。由于第七环状槽52c持续连接到解锁流路45，因此液压油流通经过解锁流路45，并被供给到第一凹部85和第二凹部86。即，解锁流路45处于供给状态。因此，即使处于相位保持位置PL，从第二提前角位置PA2持续维持解锁状态。图6示出图3所示的相位保持位置PL的中央附近的状态。

第八环状槽52d不与任何流路连接，因此液压油不会从第八环状槽52d进一步流动。即，液压油不被供给到提前角流路43和滞后角流路44。另外，由于提前角流路43和滞后角流路44不与第一通孔52e和第二通孔52f中的任一流路连接，因此提前角室41和滞后角室42中的液压油不会排放到阀开闭时期控制装置10的外部。因此，当OCV 51被控制于相位保持位置PL时，液压油既不供给到提前角室41和滞后角室42，也不从提前角室41和滞后角室42排放。因此，内部转子2此时保持相对旋转相位，不沿着提前角方向S1或滞后角方向S2移动。因此，如图3所示，在相位保持位置PL，液压油被供给到中间锁定机构8(第一凹部85和第二凹部86)，但是液压油既不供给到提前角室41和滞后角室42，也不从提前角室41和滞后角室42排放，使得保持相对旋转相位，这是指“中间相位保持”。

(4)第二滞后角位置

如图7所示，当增加向电磁螺线管54供给的供电量并且OCV 51处于图3的第二滞后角位置PB2时，滑阀52从相位保持位置PL稍微向右侧移动。在该状态下，当向供给流路47供给液压油时，液压油到达第七环状槽52c和第八环状槽52d。由于第七环状槽52c持续连接到解锁流路45，因此液压油流通经过解锁流路45，并被供给到第一凹部85和第二凹部86。即，解锁流路45处于供给状态。因此，即使处于第二滞后角位置PB2，从第二提前角位置PA2和相位保持位置PL持续维持解锁状态。图7示出紧接于从相位保持位置PL切换到第二提前角位置PB2后的状态。

由于在第二滞后角位置PB2，第八环状槽52d经由第五环状槽47k连接到滞后角流路44，因此液压油流通经过滞后角流路44并被供给到滞后角室42。即，滞后角流路44处于供给状态。由于提前角流路43经由第三环状槽47i和第九环状槽52h连接到第一通孔52e，提前角室41中的液压油从主排放流路52b经由第三通孔52g排放到阀开闭时期控制装置10的外部。即，提前角流路43处于排放状态。因此，如图3所示，在第二滞后角位置PB2，液压油被供给到中间锁定机构8(第一凹部85和第二凹部86)和滞后角室42，并且液压油从提前角室41排放，使得相对旋转相位沿着滞后角方向S2变化，这是“解锁状态下的滞后角操作”。

(5)第一滞后角位置

在第二滞后角位置PB2增加向电磁螺线管54供给的供电量，从而滑阀52从第一滞后角位置PB1进一步向右侧移动(图8〉。在该状态下，当向供给流路47供给液压油时，从提前角室41排放的液压油流通经过提前角流路43。流通经过滞后角流路44的液压油被供给到滞后角室42。此时，提前角室41和滞后角室42经由第十一环状槽52j(连通路径的示例)相互连通。流通经过解锁流路45的液压油连续地流通经过第七环状槽52c，但是第七环状槽52c不面向第一环状槽47g，并且液压油不流经解锁流路45。

在第一滞后角位置PB1，中间锁定机构8的液压油仅流通经过锁定排放流路46，并经由第六环状槽47m和第十环状槽52i从第二通孔52f排放到主排放流路52b，并经由第三通孔52g排放到阀开闭时期控制装置10的外部。以下，在根据本实施方式的第一滞后角位置PB1上，将锁定排放流路46、第六环状槽47m、第十环状槽52i、以及第二通孔52f统称作第二排放流路。

如图3所示，在第一滞后角位置PB1，液压油从中间锁定机构8(第一凹部85和第二凹部86)以及提前角室41排放，液压油被供给到滞后角室42，这是指“由于滞后角操作而在中间锁定相位P的锁定”。

关于发动机停止时的OCV的操作

在发动机E停止的状态中，不向电磁螺线管54供电，因此OCV 51的滑阀52设置于第一提前角位置PA1。即，当向OCV 51供给的电流是零时，中间锁定机构8进入到锁定状态，提前角室41和滞后角室42不相互连通，液压油被供给到提前角室41和滞后角室42中的一者(根据本实施方式，提前角室41)，并且液压油从提前角室41和滞后角室42中另一者(根据本实施方式，滞后角室42)排放。因此，当发动机停止后OCV 51未被供电时，可以使一定量的液压油残留在提前角室41和滞后角室42中的一者中。

以这种方式，一定量的液压油被保持在流体压力室4中，则即使发电机E不从锁定状态而从中间相位起动，也能通过液压油缓和凸轮摆动转矩。以这种方式，可以避免在通过分隔所形成的流体压力室4中内部转子2与壳体1接触而导致壳体1或内部转子2的变形的缺陷。

关于发动机起动时的OCV的操作

当发动机E起动时例如点火启动时，ECU 90指示向电磁螺线管54供给最大电量。以这种方式，OCV 51的滑阀52移动到第一滞后角位置PB1，并且提前角室41和滞后角室42经由第十一环状槽52j相互连通。即，当向OCV 51供给电流时，中间锁定机构8进入锁定状态，提前角室41和滞后角室42经由形成在滑阀52上的第十一环状槽52j相互连通，液压油的一部分被供给到提前角室41和滞后角室42中的一者(根据本实施方式，滞后角室42)，液压油的一部分通过第十一环状槽52j被供给到提前角室41和滞后角室42中的另一者(根据本实施方式，提前角室41)。另外，第十一环状槽52j经由提前角流路43连接到第一通孔52e。因此，被供给到滞后角室42并流经第十一环状槽52j的液压油的一部分从主排放流路52b经由第三通孔52g排放到阀开闭时期控制装置10的外部。

以这种方式，向OCV 51供电，由此在开始曲轴转动(cranking)之前提前角室41和滞后角室42相互连通。因此，由于被供给到提前角室41和滞后角室42中的一者的液压油也经由第十一环状槽52j被供给到提前角室41和滞后角室42中的另一者，因此能够在发电机E起动时将液压油迅速填充到提前角室41和滞后角室42。

第二实施方式

接下来，参照图9和图10说明第二实施方式。根据本实施方式，仅说明与图1至图8中的第一实施方式不同的部分。本实施方式被构成为在图9所示的第一滞后角位置PB1控制液压油的排放。具体而言，在第一滞后角位置PB1-(2)，液压油从提前角室41排放，液压油被供给到滞后角室42，且液压油从第一凹部85和第二凹部86排放。例如，在第二提前角位置PA2，锁定被解锁，使得当执行从相对旋转相位从中间锁定相位P朝向提前角的方向移动的状态向锁定状态切换时，由于第一滞后角位置PB1-(2)的设置，液压油从提前角室41排放，且液压油仅供给到滞后角室42。因此，由于提前角室41和滞后角室42之间的差压，可改变相对旋转相位，并且通过进一步从第一凹部85和第二凹部86排放液压油，能够使锁定构件81和锁定构件82移动到相对应的第一凹部85和第二凹部86，使得能够可靠地进行锁定。

接下来，说明当滑阀52从与图8对应的第一滞后角位置PB1-(1)移动到与图10对应的第一滞后角位置PB1-(2)时获得的特有的效果。根据本实施方式，通过ECU 90改变对OCV51的供电量，并使滑阀52从提前角室41和滞后角室42经由第十一环状槽52j相互连通的连通位置(图8)移动到非连通位置(图10)。图9示出当滑阀52的位置响应于向电磁螺线管54的供电量而移动到PA1到PB1时根据本实施方式的OCV 51的操作结构。

具体而言，通过ECU 90减小对电磁螺线管54的供电量，使得第一滞后角位置PB1上的滑阀52在图8所示的状态下移动到左侧(图10)。以这种方式，供给流路47和提前角流路43(排放)具有未经由第十一环状槽52j相互连通的阻断状态，从供给流路47供给的液压油不排放。以这种方式，能够有效地使用被供给到流体压力室4的液压油。

例如，在滑阀52移动到连通位置并经过预定时间段之后，ECU 90使滑阀52移动到非连通位置。以这种方式，仅通过将流体压力室4完全填充液压油的时段设定为所述预定时间，就能够控制OCV 51，并且能够简化ECU 90的结构。

液压油完全填充流体压力室4所耗费的时段根据流体压力室4内的液压油的温度或发动机E内部的水温发生变化。因此，上述的预定时段可以根据流体压力室4内的液压油的温度或发动机E的内部的水温来确定。以这种方式，由于通过ECU 90以高精度设定预定时段，因此能够抑制液压油的排放。

第二实施方式的变形例

(1)根据第二实施方式，说明基于在滑阀移动到连通位置之后的经过时段使OCV51的滑阀52移动到非连通位置的例子。取而代之，可基于流体压力室4中的压力变化使滑阀52从连通位置(图8)移动到非连通位置(图10)。

当流体压力室4被供给液压流体并且被填充液压油时，流体压力室4中的压力增加到大于或等于预定阈值。利用这一点，根据本实施方式，当流体压力室4中的压力大于或等于所述预定阈值时，ECU 90使滑阀52从连通位置移动到非连通位置。以这种方式，能够在紧接于流体压力室4完全填充液压油之后使滑阀52移动到非连通位置，并且能够有效地抑制液压油的不经济地排放。

(2)根据上述实施方式，说明了滑阀52具有形成作为连通路径的环状槽(第十一环状槽52j)的例子，提前角室41和滞后角室42经由该连通路径相互连通。但是，只要提前角室41和滞后角室42相互连通，也可以不形成环状槽，而是在周向方向上部分地形成槽部。另外，也可以在滑阀52上形成通孔作为连通路径。

(3)根据上述实施方式，说明了将解锁流路45和锁定排放流路46设置为与中间锁定机构8连通的流路的结构。但是，也可以采用仅将解锁流路45设置为与中间锁定机构8连通的流路的结构。

(4)根据上述实施方式，说明了OCV 51被构成为当供电量为零时进入提前角控制的锁定状态以及当供电量为最大值时进入滞后角控制的锁定状态的例子。但是，OCV 51也可以被构成为当供电量为零时进入滞后角控制的锁定状态、以及当供电量为最大值时进入提前角控制的锁定状态。

第三实施方式

基本结构

如图11和图12所示，内燃机控制系统被构成为包括：阀开闭时期控制装置A，其设定发动机E(作为内燃机)的进气阀202的开闭时期；以及控制发动机E的发动机控制单元(用作控制单元的示例，即ECU)240。

图11中所示的发动机E设置在汽车等车辆中。发动机E被构成为包括作为驱动轴的曲轴201，并在缸体203的缸筒的内部容纳活塞204，并成为使用连接杆连接活塞204和曲轴201的四循环式。在进气阀202中，通过进气凸轮轴206的旋转进行开闭操作。

发动机E包括：在起动时将驱动转矩传递给曲轴201的起动马达M；控制燃料向进气口或燃料室喷射的燃料控制单元207；通过火花塞(未图示)控制点火的点火控制单元208；以及检测曲轴201的旋转角和旋转速度的轴传感器RS。

阀开闭时期控制装置A被构成为包括阀开闭时期控制单元210和控制阀V。阀开闭时期控制单元210包括与外部转子211和内部转子212的轴心X同轴配置并检测内部转子212相对于外部转子211的相对旋转相位的相位检测传感器246。以下，将内部转子212相对于外部转子211的相对旋转相位描述为相对旋转相位。

在阀开闭时期控制单元210中，定时链209卷绕在设于发动机E的曲轴201上的输出链轮201S上，并且还卷绕在外部转子211的正时链轮215S上，由此，外部转子211与曲轴201同步旋转。虽然图未示，但在排气侧的排气凸轮轴的前端也包括具有与阀开闭时期控制单元210相同结构的装置，并且转矩从定时链209也传递到该装置。另外，阀开闭时期控制单元210由于来自定时链209的驱动力而沿着驱动旋转方向S旋转。

另外，设置有被发动机E的曲轴201的驱动力驱动的液压泵Q。液压泵Q将发动机E的润滑油作为液压油(液压流体的示例)送出，并且液压油经由控制阀V被供给到阀开闭时期控制单元210。

ECU 240包括发动机控制部241和相位控制部242。发动机控制部241控制起动马达M、燃料控制单元207、以及点火控制装置208来进行发动机E的起动和停止。相位控制部242控制阀开闭时期控制单元210的相对旋转相位和锁定机构L(中间锁定机构的示例)。下面说明与ECU 240有关的控制结构和控制方式。

阀开闭时期控制单元

阀开闭时期控制单元210包括：与发动机E的曲轴201同步旋转的作为驱动侧旋转构件的外部转子211；以及通过连接螺栓213将发动机E的燃烧室的进气阀202连接到进行开闭的进气凸轮轴206的作为从动侧旋转构件的内部转子212。以使外部转子211的轴心和内部转子212的轴心同轴的方式将内部转子212装配到外部转子211的内部，因此内部转子212和外部转子211以轴心X作为中心可相对旋转地配置。在该结构中，轴心X是进气凸轮轴206的旋转轴心、以及外部转子21和内部转子212的旋转轴心。

外部转子211和内部转子212在被夹在前板214和后板215之间的状态下使用紧固螺栓216紧固。在后板215的外周上形成有正时链轮215S。内部转子212的中心部位配置在贯穿形成在后板215的中央部上的开口的状态，并且进气凸轮轴206连接到内部转子212的后板215侧的端部。

根据本实施方式，说明了对进气凸轮轴206设置阀开闭时期控制单元210的结构，但是也可以对排气凸轮轴设置阀开闭时期控制单元210，或者也可以对进气凸轮轴206和排气凸轮轴二者都设置阀开闭时期控制单元210。

在轴心X的方向上，沿着径向向内侧突出的多个突出部211T与外部转子211一体形成。内部转子212形成为具有与所述多个突出部211T的突出端紧密接触的外周的圆柱状。以这种方式，在旋转方向上相邻的突出部211T之间的中间位置上，在内部转子212的外周侧上形成有多个流体压力室R。在内部转子212的外周上设有向外侧突出的作为分隔部的多个叶片217。

流体压力室R通过被叶片217分隔而形成提前角室Ra和滞后角室Rb。根据本实施方式，描述了与内部转子212一体形成并从内部转子212的外周向外侧突出的叶片217，但是可使用板状材料作为叶片217，或者叶片217可构成为装配并支承于内部转子212的外周上。

将内部转子212相对于外部转子211向与驱动旋转方向S相同的方向旋转的方向称作提前角方向S1，将与前进角方向S1相反的方向称作滞后角方向S2。在阀开闭时期控制单元210中，通过向提前角室Ra供给液压油(流体的示例)，相对旋转相位沿着提前角方向S1移动，并且进气时刻发生于较早的阶段。反之，通过向滞后角室Rb供给液压油，相对旋转相位沿着滞后角方向S2移动，并且进气时刻滞后。

阀开闭时期控制单元：锁定机构

阀开闭时期控制单元210包括将相对旋转相位保持在图12所示的中间锁定相位P的锁定机构L。锁定机构L被构成为包括：被构成为以可伸缩的方式分别设置于外部转子211的突出部211T上的一对锁定构件225；将锁定构件225沿着突出方向施力的作为施力机构的锁定弹簧226；以及以使锁定构件225装配于其中的方式形成在内部转子212的外周上的中间锁定凹部227(接合部的示例)。中间锁定相位P是指在燃料室的温度下降到外部气温的冷状态下使发动机E顺利起动的相位。

棘轮台阶部227a以具有比中间锁定凹部227更浅的槽状的方式形成在中间锁定凹部227中，使得相对旋转相位以中间锁定相位P为基准在滞后角方向S2上连续。以这种方式，在相对旋转相位从最滞后角相位向中间锁定相位P移动的情况下，一个锁定构件225与中间锁定凹部227接合，由此防止相对旋转相位的移位。之后，另一锁定构件225与台阶部227a接合，并进一步在该接合状态下响应于相对旋转相位的移位可靠地进行向装配到中间锁定凹部227的状态的前进。

台阶部227a能够以从中间锁定凹部227在提前角方向S1上连续的方式设定在合适的位置，并且能够以在对应的提前角方向S1和滞后角方向S2上连续的方式设定两个预定位置。另外，锁定机构L可被构成为包括一个锁定构件225和一个中间锁定凹部227。

阀开闭时期控制单元：扭力弹簧

如图11和图13至图15所示，扭力弹簧218被设置作为以下的相位设定机构：内部转子212相对于外部转子211的相对旋转相位(以下，称作相对旋转相位)从处于最滞后角相位的状态直至相对旋转相位设置在中间锁定相位P的状态，扭力弹簧218使偏置力作用在内部转子212和前板214上。

在发动机E的操作过程中，进气凸轮轴206的旋转的反作用力沿着滞后角方向S2和提前角方向S1作用于进气凸轮轴206。反作用力间歇产生而用作凸轮摆动转矩，因此，在本实施方式中，将反作用力(凸轮摆动转矩)的平均值描述为滞后角驱动力。

扭力弹簧218的施力方向被设定为使偏置力作用于与作用于进气凸轮轴206的反作用力(凸轮摆动转矩)的平均值的方向相反的方向(提前角方向S1)。如图23所示，扭力弹簧218的偏置力设定为在相对旋转相位的从最滞后角相位到中间锁定相位P的区域中比滞后角驱动力(反作用力的平均值)大的值。另外，在相对旋转相位从中间锁定相位P进一步向最提前角侧移动的状态下，扭力弹簧218被构成为不施加弹簧力(偏置力)。

作为具体结构，扭力弹簧218具有：被前板214(外部转子211侧)的闭锁部214A支承的基端218a(一端)；以及配置在插入到内部转子212的开口212S和外部转子211的接合凹部211S中的位置的作用端218b(另一端)。

接合凹部211S的宽度与相对旋转相位从最滞后角相位到中间锁定相位P的区域中扭力弹簧218的作用端218b移动的区域相对应地形成。接合凹部211S具有调节壁211St，当相对旋转相位设置在中间锁定相位P时，作用端218b与调节壁211St接触。

开口212S与相对旋转相位从中间锁定相位P到最提前角的区域中扭力弹簧218的作用端218b移动的区域相对应地形成。开口212S具有受压壁212St，在相对旋转相位从最滞后角相位到中间锁定相位P的区域中，作用端218b与受压壁212St接触，并且受压壁212St施加偏置力。

在该结构中，如图13所示，在相对旋转相位成为最滞后角相位的情况下，扭力弹簧218的作用端218b不与接合凹部211S的调节壁211St接触，而与开口部212S的受压壁212St接触。以这种方式，扭力弹簧218的偏置力作用于使相对旋转相位沿着提前角方向S1移动的方向。

另外，如图14所示，在相对旋转相位成为中间锁定相位P的情况下，扭力弹簧218的作用端218b与接合凹部211S的调节壁211St接触，并与开口212S的受压壁212St接触。以这种方式，扭力弹簧218的偏置力不作用于内部转子212。特别地，在中间锁定相位P处，通过扭力弹簧218的偏置力与滞后角驱动力平衡，相对旋转相位被维持在中间锁定相位P。

另外，如图15所示，在相对旋转相位从中间锁定相位P进一步位于提前角方向S1的情况下，并且在扭力弹簧218的作用端218b与接合凹部211S的调节壁211St接触的状态下，开口部212S的受压壁212St与作用端218b分离，并且扭力弹簧218的偏置力不作用于内部转子212。

扭力弹簧的变形例

如图24的示图所示，在相对旋转相位位于从最滞后角相位到中间锁定相位P的区域中，弹簧力设定为比滞后角驱动力(反作用力的平均值)大的值。另外，在相对旋转相位设置于中间锁定相位P的情况下，弹簧力与滞后角驱动力相等。在相对旋转相位从中间锁定相位P进一步移动最提前角侧的状态下，扭力弹簧218可被构成为使弹簧力(偏置力)小于滞后角驱动力。

在该变形例中，弹簧力相对于相对旋转相位线性地变化。对此，可不形成开口212S或接合凹部211S，由此简化结构。

阀开闭时期控制单元：流路结构

在内部转子212中形成有与提前角室Ra连通的提前角流路221、与滞后角室Rb连通的滞后角流路222、以及解锁锁定机构L的锁定(限制)的解锁流路223。

如图11所示，在进气凸轮轴206的外周上设置有油压联结部224，并且在油压联结部224上形成有与提前角流路221、滞后角流路222、以及解锁流路223连通的端口。

控制阀V实现来自液压泵Q的液压油(流体的示例)供给到提前角流路221、滞后角流路22、以及解锁流路223和从提前角流路221、滞后角流路22、以及解锁流路223排放的控制。

控制阀

如图16至图20所示，控制阀V被构成为包括：圆筒状的套筒231；容纳在套筒中的圆柱状的滑阀232；将滑阀232向初始位置(图21中所示的锁定起始位置PA1)偏置的滑阀弹簧233；以及对抗滑阀弹簧33的偏置力使滑阀232操作的电磁螺线管234。

套筒231和滑阀232同轴配置，并且将它们的轴心称作滑阀轴心Y。另外，电磁螺线管234被构成为具有螺线管线圈234B，螺线管线圈234B配置在例如铁的磁性材料构成的柱塞234A的外周上。电磁螺线管234具有如下功能：向螺线管线圈234B供给的电力越大，为了对抗滑阀弹簧233的偏置力使滑阀232的移位越多。

在未向电磁螺线管234供电的状态下，滑阀232位于锁定起始位置PA1(初始位置)。滑阀232被构成为能够响应于向电磁螺线管234供给的电力的增大，通过操作依次处于提前角位置PA2、中立位置PL、滞后角位置PB2。另外，图21示出这些位置处的液压油的供给和排放之间的关系。

在套筒231上，形成有与提前角流路221连通的提前角端口231A、与滞后角流路222连通的滞后角端口231B、以及通过与解锁流路223连通而使解锁压力作用于锁定构件225的解锁端口231L。另外，在套筒231上，形成有从液压泵Q供给液压油的第一泵端口231Pa、第二泵端口231Pb、以及三个排放端口231D。

特别地，提前角端口231A和滞后角端口231B配置为具有在平行于滑阀轴心Y的方向上相邻的位置关系，第一泵端口231Pa和第二泵端口231Pb配置在其背面侧(将滑阀轴心Y夹在其间的相反侧)。

在滑阀232中，形成有用于控制液压油的第一突起部232La、第二突起部232Lb、第三突起部232Lc、第四突起部232Ld、以及第五突起部232Le。另外，在比第一突起部232La靠电磁螺线管234侧的位置上形成有第一槽部232Ga，并且在第一突起部232La和第二突起部232Lb之间形成有第二槽部232Gb。在根据上述描述的位置上形成第三槽部232Gc、第四槽部232Gd、以及第五槽部232Ge。

锁定起始位置

如图16所示，在滑阀232被设定在锁定起始位置PA1的情况下，来自第一泵端口231Pa的液压油被供给到提前角端口231A和滞后角端口231B，来自解锁端口231L的液压油被排放到排放端口231D。

具体而言，来自第一泵端口231Pa的液压油经由第二槽部232Gb被供给到提前角端口231A。同时，第二槽部232Gb中的液压油的一部分经由第二突起部232Lb的外周和套筒231的内周之间的分流部F被供给到滞后角端口231B。另外，来自解锁端口231L的液压油经由第五槽部232Ge被排放到前端侧的排放口231D。

分流部F被构成为包括：形成在第二突起部232Lb的整个外周上的分流槽232F；以及形成在套筒231的与第二突起部232Lb相对应的整个内周上的分流凹部231F。在该结构中，在滑阀232被设定在锁定起始位置PA1的情况下，第二槽部232Gb中的液压油的一部分经由分流部F(分流凹部231F和分流槽232F)被供给到滞后角端口231B。

即，液压油被供给到提前角室Ra和滞后角室Rb，并且液压油从解锁端口231L排放，使得锁定机构能够进入锁定状态。因此，在锁定起始位置PA1，由于液压油的压力，相对旋转相位不移位。例如，在相对旋转相位从中间锁定相位P位于滞后角侧的情况下，通过扭力弹簧218的偏置力，相对旋转相位沿着提前角方向S1移动，并且，在相对旋转相位到达图12所示的中间锁定相位P的时间点，锁定机构L能够进入锁定状态。

反之，在相对旋转相位从中间锁定相位P位于提前角侧的情况下，通过来自进气凸轮轴206的在滞后角方向S2施加的滞后角驱动力，相对旋转相位沿着滞后角方向S2移动，并且在相对旋转相位到达图12所示的中间锁定相位P的时刻，锁定机构L能够进入锁定状态。

控制阀V被构成为：在滑阀232开始从锁定起始位置PA1向提前角位置PA2移动的情况下，在移动的过程中，在如图17所示的转移位置PA1a，维持向提前角室Ra和滞后角室Rb供给液压油的状态，从而将液压油供给到中间锁定凹部227，并且容易将锁定机构L解锁。在控制中，滑阀232未被保持在转移位置PA1a。在本发明中，控制阀V可被构成为在滑阀232的操作端仅具有锁定起始位置PA1，并且可形成转移位置PA1a。

如下面所述，在提前角位置PA2，液压油被供给到提前角端口231A，来自滞后角端口231B的液压油被排放，并且液压油被供给到解锁端口231L。即，在提前角位置PA2，同时进行使相对旋转相位沿着提前角方向S1移动的操作以及将锁定机构L解锁的控制。在这种操作方式中，剪切力从外部转子211和内部转子212沿剪切方向作用于锁定构件225，并且，在某些情况下难以将锁定构件225解锁。

为了解决解锁的困难，在转移位置PA1a，如图17所示，维持将液压油从第一泵端口231Pa向提前角端口231A和滞后角端口231B供给的状态的同时，将来自第二泵端口231Pb的液压油经由第四槽部232Gd向解锁端口231L供给。以这种方式，在未施加剪切力的状态下，使锁定构件225与中间锁定凹部227分离，使得容易进行解锁。

提前角位置

如图18所示，在滑阀232被设定在提前角位置PA2的情况下，将来自第一泵端口231Pa的液压油经由第二槽部232Gb供给到提前角端口231A，并将来自滞后角端口231B的液压油经由第三槽部232Gc排放到排放端口231D。另外，来自第二泵端口231Pb的液压油经由第四槽部232Gd被供给到解锁端口231L。

以这种方式，来自提前角端口231A的液压油被供给到提前角室Ra，并且滞后角室Rb中的液压油从滞后角端口231B排放。同时，液压油被供给到解锁端口231L，并且锁定机构L被解锁。因此，在提前角位置PA2，相对旋转相位沿着提前角方向S1移位。

中立位置

如图19所示，在滑阀232被设定在中立位置PL的情况下，提前角端口231A在第一突起部232La关闭(阻断)，滞后角端口231B在第二突起部232Lb关闭(阻断)。因此，液压油既不供给到提前角端口231A，也不供给到滞后角端口231B。另外，来自第二泵端口231Pb的液压油经由第四槽部232Gd被供给到解锁端口231L。

以这种方式，在锁定机构L被维持在解锁状态时，维持液压油既不供给到提前角室Ra和滞后角室Rb、也不从提前角室Ra和滞后角室Rb排放的相对旋转相位。

滞后角位置

如图20所示，在滑阀232被设定在滞后角位置PB2的情况下，来自提前角端口231A的液压油经由第一槽部232Ga而排放到排放端口，来自第一泵端口231Pa的液压油经由第二槽部232Gb被供给到滞后角端口231B。另外，来自第二泵端口231Pb的液压油经由第四槽部232Gd被供给到解锁端口231L。

以这种方式，来自提前角室Ra的液压油从提前角端口231A排放，来自滞后角端口231B的液压油被供给到滞后角室Rb。另外，液压油被供给到解锁端口231L，并且锁定机构被解锁。因此，在滞后角位置PB2，相对旋转相位沿着滞后角方向S2移动。

控制阀的变形例

在不改变上述实施方式的结构的情况下，可以采用提前角端口231A和滞后角端口231B互换的结构。即，将所述实施方式的提前角端口231A变更为滞后角端口，并将所述实施方式的滞后角端口231B变更为提前角端口。即，与图18所示的结构相比，滑阀232的操作方向和相对旋转相位的相位移动方向颠倒。

作为变形例，如图22所示，设定在控制阀V的滑阀232的多个位置处液压油的供给和排放之间的关系。根据该变形例，在不向电磁螺线管234供电的状态下滑阀232的位置被设定在提前角位置PA2，并且响应于向电磁螺线管234供给的电力的增加，滑阀232依次被设定在中立位置PL、滞后角位置PB2、以及锁定开始位置PB1。

根据变形例的结构，向电磁螺线管234供给最大的电力，由此滑阀232被设定在锁定起始位置PB1，并且能够使锁定机构L容易进入锁定状态。另外，在滑阀232从锁定起始位置PB1向滞后角位置PB2切换的情况下，与该实施方式的从锁定起始位置PA1向提前角位置PA2切换的过程相同，出现转移位置PB1a。在转移位置PB1a，利用向提前角室Ra和滞后角室Rb供给液压油的状态，向中间锁定凹部227供给液压油，使得容易将锁定机构L的锁定状态解锁。

发动机控制单元

如图11所示，信号从轴传感器RS、点火开关243、加速器踏板传感器244、制动器踏板传感器245以及相位检测传感器246而被输入到发动机控制单元(ECU)240。发动机控制单元240输出用于控制起动马达M、燃料控制单元207、以及点火控制单元208的信号，并输出用于对控制阀V进行控制的信号。

点火开关243被构成作为起动和停止内燃机控制系统的开关，发动机控制部241通过起动操作使发动机E起动，并且发动机控制部241通过关闭操作使发动机E停止。

加速器踏板传感器244检测加速器踏板(图未示)的踩踏量，制动器踏板传感器245检测对制动器踏板(图未示)的踩踏。

在发动机E的工作过程中，相位控制部242通过从轴传感器RS、加速器踏板传感器244、制动器踏板传感器245等获取信号，控制最佳相对旋转相位的设定，并且以使相位检测传感器246检测最佳相对旋转相位的方式控制进气阀202的开闭时期的设定。

控制方式

图25示出在相对旋转相位从中间锁定相位P位于滞后角侧的状况下进行使发动机E停止的操作时的各部分的操作方式的图。即，在点火开关243(图25中的IG/SW)的关闭操作时的时刻，发动机控制部241进行使发动机E停止的控制，并且相位控制部242停止向电磁螺线管234的电力供给(切断)。以这种方式，发动机E的转数(旋转速度)降低，并且由于扭力弹簧218的弹簧力(偏置力)，相对旋转相位开始向中间锁定相位P移位。

以这种方式，实现不向电磁螺线管234供电的状态(关闭状态)，由此，控制阀V由于滑阀弹簧233的偏置力而被设定在锁定起始位置PA1。由于即使在该点发动机E的曲轴201也旋转，因此液压泵Q中的液压油被供给到提前角室Ra和滞后角室Rb。另外，由于中间锁定凹部227中的液压油被排放，因此锁定机构L进入能够进行锁定的状态。

如上所述，当在阀开闭时期控制单元210中相对旋转相位从中间锁定相位P位于滞后角侧的情况下，如图13所示，扭力弹簧218的弹簧力(偏置力)施加于提前角方向S1，在相对旋转相位达到中间锁定相位P的状态下，扭力弹簧218的弹簧力(偏置力)不施加于提前角方向S1。

另外，来自进气凸轮轴206的使相对旋转相位沿着滞后角方向S2移位的滞后角驱动力持续施加于阀开闭时期控制单元210。然而，扭力弹簧218的弹簧力(偏置力)防止中间锁定相位P沿着滞后角方向S2移位。基于该理由，如图14所示，相对旋转相位被稳定地维持在中间锁定相位P，并且能够使锁定机构L可靠地进入锁定状态。

反之，在相对旋转相位处于从中间锁定相位P位于提前角侧的状况(图15中所示的状况)下进行使发动机E停止的操作的情况下，如图25中的虚拟线所示，由于从进气凸轮轴206施加的滞后角驱动力，相对旋转相位沿着滞后角方向S2移位。即使基于该理由，相对旋转相位也移位到图14所示的中间锁定相位P，并且被稳定地维持在中间锁定相位P。因此，能够使锁定机构L可靠地进入锁定状态。

因此，即使在点火开关243的关闭操作的时刻，阀开闭时期控制单元210的相对旋转相位处于滞后角侧和提前角侧中的任一侧的情况下，由于扭力弹簧218的弹簧力和从进气凸轮轴206施加的滞后角驱动力，使相对旋转相位向中间锁定相位P移位，并可在中间锁定相位P执行锁定状态。特别地，由于在相对旋转相位到达中间锁定相位P的情况下向提前角室Ra和滞后角室Rb供给液压油，因此在施加凸轮摆动转矩的状况下使相对旋转相位不会在短时间内振动地波动，从而在稳定的状态下实现锁定状态转移。

控制方式的变形例

图26示出取代上述的图25中的控制，在进行使发动机E停止的操作的情况下确认相对旋转相位到达中间锁定相位P之后使发动机E停止时的各部件的操作方式。

在该控制方式中，在点火开关243的关闭操作的时刻向控制阀V的电磁螺线管234供给的信号(电力)进入关闭状态，但发动机E的工作继续。

以这种方式，控制阀V由于滑阀弹簧233的偏置力被设定在锁定起始位置PA1。在该点，由于发动机E工作，因此来自液压泵Q的充分量的液压油被供给到提前角室Ra和滞后角室Rb，中间锁定凹部227中的液压油被排放，因此锁定机构L进入能够进行锁定的状态。

在如图13所示相对旋转相位从中间锁定相位P位于滞后角侧的情况下，扭力弹簧218的弹簧力(偏置力)施加于提前角方向S1，并且如图14所示，相对旋转相位达到中间锁定相位P。另外，在如图15所示相对旋转相位从中间锁定相位P位于提前角侧的情况下，如图26中虚拟线所示，来自进气凸轮轴206的滞后角驱动力施加于滞后角方向S2，如图14所示，相对旋转相位到达中间锁定相位P。

以这种方式，锁定机构L容易进入锁定状态，并且发动机控制部241使发动机E停止并终止控制。

根据该变形例，由于使发动机E工作直至相对旋转相位达到中间锁定相位P，因此充分量的液压油在短时间内被供给到提前角室Ra和滞后角室Rb，由此能够在顺利地控制相对旋转相位的移位的状态下进入锁定状态。

发动机起动时执行的工作方式

能够构想，当发动机E停止时，即使进行上述的控制也不能使锁定机构L进入锁定状态的情况。由于中间锁定相位P是指使冷状态下的发动机E顺畅起动的相位，因此，期望的是，在阀开闭时期控制单元210的锁定机构L不处于锁定状态的情况下，响应于发动机E的起动使相对旋转相位达到中间锁定相位P。本发明的阀开闭时期控制装置A被构成为满足上述的这种要求。

即，图27示出发动机E起动时的各部件的控制方式的示图。在点火开关243的接通操作的时刻，使起动马达M操作并起动发动机E。另外，在起动时，维持不向控制阀V的电磁螺线管234供电的状态(关闭状态)。

以这种方式，液压泵Q的液压油被供给到提前角室Ra和滞后角室Rb，并且中间锁定凹部227中的液压油被排放，由此锁定机构L进入可锁定的状态。

在控制的过程中，如图13所示，在相对旋转相位从中间锁定相位P位于滞后角侧的情况下，扭力弹簧218的弹簧力(偏置力)施加于提前角方向S1，并且，如图14所示，相对旋转相位达到中间锁定相位P。另外，在如图15所示相对旋转相位从中间锁定相位P位于提前角侧的情况下，如图26中虚拟线所示，来自进气凸轮轴206的滞后角驱动力施加于滞后角方向S2，并且，如图14所示，相对旋转相位达到中间锁定相位P。

以这种方式，使相对旋转相位迅速移位到中间锁定相位P，并且相对旋转相位能够进入锁定状态。

从锁定起始位置向提前角位置的切换

当考虑到在发动机E起动之后的控制阀V的操作方式时，进行使滑阀232从锁定起始位置PA1向提前角位置PA2的第一切换。

根据本发明的控制阀V具有以下结构：在如上所述从锁定起始位置PA1向提前角位置PA2移动的过程中，如上所述，利用在转移位置PA1a上向提前角室Ra和滞后角室Rb供给液压油的方式，向中间锁定凹部227供给液压油，由此使锁定构件225移动并进行解锁。

图28示出该操作的示图。即，在发动机E起动的时刻，不向电磁螺线管234供电，控制阀V的滑阀232处于锁定起始位置PA1。液压油响应于发动机E的起动从液压泵Q供给到提前角端口231A和滞后角端口231B，并且提前角端口压力和滞后角端口压力增大到泵压力。

在发动机E起动之后经过设定时间T的时刻，输出使滑阀232向提前角位置PA2切换的控制信号，在滑阀232开始操作之后，滑阀232到达图17所示的转移位置PA1a。在该位置，维持使来自第一泵端口231Pa的液压油向提前角端口231A和滞后角端口231B供给的状态，将来自第二泵端口231Pb的液压油经由第四槽部232Gd供给到解锁端口231L。

以这种方式，能够使锁定机构L的锁定构件225与中间锁定凹部227脱离，并在滑阀232达到提前角位置PA2之前进行解锁。然后，滑阀232达到提前角位置PA2，由此能够将相对旋转相位沿着提前角方向S1移位。

第三实施方式的效果

根据本发明的阀开闭时期控制装置A包括在从最滞后角相位至中间锁定相位P的区域中使弹簧力(偏置力)作用的扭力弹簧218，并将转矩的施力方向上的偏置力设定为比从进气凸轮轴206作用的滞后角驱动力更大。

因此，在发动机E停止和发动机E起动的任一情况下，将控制阀V的滑阀232设定在锁定起始位置PA1，由此，在从解锁端口231L排放液压油的状态下，液压油被供给到提前角室Ra和滞后角室Rb。因此，液压压力平衡，并且，由凸轮摆动转矩引起的相对旋转相位的移位变小。在该状态下，不采用通过液压油的压力使相对旋转相位移位的结构，而是通过弹簧力或滞后角驱动力，使相对旋转相位移位到中间锁定相位P，并且锁定机构L可靠地进入锁定状态。特别地，由于在锁定起始位置PA1，液压油同时被供给到提前角室Ra和滞后角室Rb而不漏出，因此提前角室Ra和滞后角室Rb被迅速地填充液压油，能够抑制相对旋转相位的移位。

另外，在控制阀V的锁定起始位置PA1被设定于停止向电磁螺线管234供电的状态的情况下，在停止发动机E的控制的过程中和起动发动机E的控制的过程中，能够防止相对旋转相位波动并在相对旋转相位达到中间锁定相位P的状态下稳定地执行锁定状态，而不进行特别的控制。

例如，即使在发动机E停止时不能使锁定机构L进入到锁定状态的情况下，当发动机E起动时控制阀V的滑阀232被维持在锁定起始位置PA1，由此，在发动机E起动后滑阀232容易进入锁定状态。

另外，在发动机E起动后控制阀V的滑阀232从锁定起始位置PA1切换到提前角位置PA2的情况下，在滑阀232达到提前角位置PA2的过程中，能够向提前角室Ra和滞后角室Rb供给液压油，并且在不使相对旋转相位移位的状态下使锁定机构L的锁定构件225与中间锁定凹部227分离，并实现顺畅的解锁。

第四实施方式

第四实施方式具有将第三实施方式的控制阀V(控制阀)改良的结构。根据第四实施方式，由于控制在第三实施方式中所描述的阀开闭时期控制单元210，因此对与第三实施方式相同的部件标注相同的附图标记。

如图29至图34所示，与第三实施方式同样地，第四实施方式的控制阀V也被构成为包括圆筒状的套筒231、容纳在套筒231中的圆柱状的滑阀232、将滑阀232向初始位置(图29中所示的第一滞后角位置PB1)施力的滑阀弹簧233、以及对抗滑阀弹簧233的偏置力使滑阀232操作的电磁螺线管234。

电磁螺线管234被构成为具有配置在由例如铁的磁性材料构成的柱塞234A的外周上的螺线管线圈234B。电磁螺线管234具有如下功能：向螺线管线圈234B供给的电力增加得越多，对抗滑阀弹簧233的偏置力的滑阀232的移位越多。

在未向电磁螺线管234供电的状态下，滑阀232位于第一滞后角位置PB1(初始位置：第一位置)。滑阀232被构成为响应于向电磁螺线管234供给的电力的增大，通过操作依次处于第二滞后角位置PB2、中立位置PL、第二提前角位置PA2、第一提前角位置PA1、以及作为第二位置的油填充位置PA0。另外，图35示出在这些位置处的液压油的供给和排放之间的关系。

在套筒231上，形成有与提前角流路221连通的提前角端口231A、与滞后角流路222连通的滞后角端口231B、以及通过与解锁流路223连通而使解锁压力作用于锁定构件225的解锁端口231L。另外，在套筒231上，形成有从液压泵Q供给液压油的第一泵端口231Pa、第二泵端口231Pb、以及第三个排放端口231D。

在滑阀232中，形成有用于控制液压油的第一突起部232La、第二突起部232Lb、第三突起部232Lc、第四突起部232Ld、以及第五突起部232Le。另外，在比第一突起部232La更靠电磁螺线管234侧的位置上形成有第一槽部232Ga，并且在第一突起部232La和第二突起部232Lb之间形成有第二槽部232Gb。在根据上述描述的位置上形成第三槽部232Gc、第四槽部232Gd、以及第五槽部232Ge。多个突起部和多个槽部具有在滑阀232的操作过程中与第三实施方式相同的功能。

另外，在第一突起部232La的外周和套筒231的内周之间形成有第一分流部F1，并且在第四突起部232Ld的外周和套筒231的内周之间形成有第二分流部F2。

控制阀V被构成为在滑阀232从第二提前角位置PA2移动到第一提前角位置PA1之后进一步移行，由此滑阀232达到油填充位置PA0。

操作方式

因此，如图29所示，在滑阀232被设定到第一滞后角位置PB1的情况下，液压油从提前角室Ra排放，同时液压油被供给到滞后角室Rb。另外，液压油从中间锁定凹部227排放，由此相对旋转相位沿着滞后角方向S2移位，并且，在相对旋转相位达到中间锁定相位的情况下，锁定机构L(中间锁定机构的示例)进入锁定状态。

接下来，如图30所示，在滑阀232从第一滞后角位置PB1移动到第二滞后角位置PB2的情况下，在维持从提前角室Ra排放液压油并向滞后角室Rb供给液压油的状态的同时，向中间锁定凹部227供给液压油，由此锁定机构L开始解锁。以这种方式，使相对旋转相位沿着滞后角方向移位。

接下来，如图31所示，在滑阀232被操作而处于中立位置PL的情况下，提前角端口231A在第二突起部232Lb被关闭(阻断)，并且滞后角端口231B在第一突起部232La关闭(阻断)。因此，液压油既不供给到提前角室Ra也不供给到滞后角室Rb。由于在中立位置PL来自第二泵端口231Pb的液压油经由第四槽部232Gd被供给到解锁端口231L，因此锁定机构L的锁定状态被解除。

另外，如图32所示，在滑阀232被设定在第二提前角位置PA2的情况下，液压油被供给到提前角室Ra，同时从滞后角室Rb排放液压油。由于在第二提前角位置PA2液压油被供给到中间锁定凹部227，因此锁定机构L的锁定状态被解除，并且相对旋转相位沿着提前角方向S1移位。

接下，如图33所示，在滑阀232被操作而从第二提前角位置PA2移动到第一提前角位置PA1的情况下，在维持向提前角室Ra供给液压油并从滞后角室Rb排放液压油的状态的同时，从中间锁定凹部227排放液压油。以这种方式，在相对旋转相位到达锁定相位的情况下，锁定机构L进入锁定状态。

另外，如图34所示，在滑阀232到达第一提前角位置PA1之后进一步操作滑阀232，由此滑阀232达到油填充位置PA0。在油填充位置PA0，液压油被同时供给到提前角室Ra和滞后角室Rb，并且液压油从中间锁定凹部227排放。

作为液压油的具体流动，在滑阀232移动到油填充位置PA0的情况下，通过第一分流部F1，将来自第一泵端口231Pa的液压油从滞后角端口231B供给到滞后角室Rb，并将来自第一泵端口231Pa的液压油从第二槽部232Gb以及从提前角端口231A供给到提前角室Ra。另外，第二分流部F2将从中间锁定凹部227流到解锁端口231L的液压油排放到排放端口231D。

例如，当将从第二滞后角位置PB2被解锁的状态向锁定状态切换时，在滑阀232到达第一提前角位置PA1之前，液压油向中间锁定凹部227的供给停止，液压油仅供给到提前角室Ra，并从滞后角室Rb排放。在该结构中，由于在提前角室Ra和滞后角室Rb之间产生压差，因此能够使相对旋转相位移位，并且能够使锁定机构L可靠地进入锁定状态。

第四实施方式的效果

通过在起动发动机E时将控制阀V的滑阀232设定在油填充位置PA0，由此，在从中间锁定凹部227排放液压油的状态下液压油同时被供给到提前角室Ra和滞后角室Rb。因此，能够将液压油迅速填充到提前角室Ra和滞后角室Rb，并且能够迅速开始阀开闭时期控制装置的操作。

其他实施方式

本发明除上述的实施方式以外，还可具有以下的结构。

(a)如图36所示，在控制阀V的滑阀232的多个位置设定液压油的供给和排放。在另一实施方式(a)中，在未向电磁螺线管234供电的状态下滑阀232处于锁定起始位置PA1。响应于向电磁螺线管234供给的电力的增大，滑阀232依次被设定在提前角位置PA2、中立位置PL、滞后角位置PB2、以及滞后角侧锁定位置PB0。

根据另一实施方式(a)，锁定起始位置PA1、提前角位置PA2、中立位置PL、滞后角位置PB2与上述实施方式是共同的，滞后角侧锁定位置PB0是使相对旋转相位沿着滞后角方向S2移位并使锁定机构L能够进入锁定状态的位置。

另一实施方式(a)也具有以下结构：在从实施方式的控制阀V的锁定起始位置PA1向提前角位置PA2转移的过程中，形成转移位置，由此维持向提前角室PA2和滞后角室Rb供给液压油的状态，并且向中间锁定凹部227供给液压油。

其他实施方式(a)也可采用在不改变控制阀V的结构的情况下执行在提前角端口231A和滞后角端口231B之间对换的结构。另外，在该结构中，可在滑阀232的操作端上仅形成锁定起始位置PA1，而不形成转移位置。

(b)如图37所示，设定在控制阀V的滑阀232的多个位置处液压油的供给和排放。在其他实施方式(b)中，与上述的另一实施方式(a)的位置部分相似，在不向电磁螺线管234供电的状态下滑阀232处于锁定起始位置PA1。向电磁螺线管234供给最大电力，由此滑阀232被设定在锁定起始位置PB1。在该结构中，在锁定起始位置PA1和PB1，锁定机构L容易进入锁定状态。

其他结构(b)还具有以下结构：通过在从实施方式的控制阀V的锁定起始位置PB1向滞后角位置PB2转移的过程中形成转移位置，维持向提前角室Ra和滞后角室Rb供给液压油的状态，并向中间锁定凹部227供给液压油。

其他实施方式(b)也可采用在不改变控制阀V的结构的情况下在提前角端口231A和滞后角端口231B之间进行对换的结构。另外，在该结构中，可在滑阀232的操作端仅形成锁定起始位置PB1，并且不形成转移位置。

(c)作为相位设定机构，链轮机构可被构成为：在从最滞后角相位或最提前角相位到达锁定相位的区域中，使相对旋转相位沿着对抗来自凸轮轴的反作用力的方向移位。

(d)作为相位设定机构，可独立地形成仅用于辅助的油室等，以使相对旋转相位沿着对抗从凸轮轴产生的反作用力的方向移位，并且可被构成为向油室供给液压油，由此使相对旋转相位移动到中间锁定相位P。在这种结构的情况下，可设置在发动机E停止的过程中使液压油能够供给到油室的收集器。

(e)在使用弹簧作为相位设定机构的情况下，弹簧不限于扭力弹簧，而是可以使用压缩卷簧或拉伸卷簧，并且可使用橡胶或气压弹簧取代弹簧。

(f)作为相位设定机构，可将发动机控制单元240的控制方式设定为，基于在紧接于将滑阀232设定在锁定起始位置之前的相对旋转相位，进行向提前角流路221和滞后角流路222供给液压油的控制。

如在其他实施方式(f)中设定控制方式，由此能够使相对旋转相位朝着中间锁定相位P移位，并且能够容易进入锁定状态。

(g)作为相位设定机构，可设置如下的流路结构，在该流路结构中，在将滑阀232设定在锁定起始位置的情况下，在向提前角流路221供给的液压油与向滞后角流路222供给的液压油之间产生流量差。该流路结构可通过设定流路的截面面积来实现，但是可将控制阀V设置成当滑阀232处于锁定起始位置时控制液压油。

通过如在其他的实施方式(g)中的结构，能够使相对旋转相位容易朝着锁定相位移位。

(h)作为相位设定机构，可设置以下结构：在锁定起始位置，来自提前角流路221和滞后角流路222中的一者的液压油略微泄漏到排放流路。可采用使得一个流路中的液压油经由开孔排放到排放流路的结构，或者控制阀V可具有使在锁定起始位置上的滑阀232中的液压油排放到排放流路的结构。

通过如在该其他实施方式(h)中的结构，能够使相对旋转相位容易朝着锁定相位移位。

(i)根据图4中的实施方式，第一凹部85和第二凹部86中的液压油经由解锁流路45排放；但该结构不限于此。例如，第一凹部85和第二凹部86中的液压油可在解锁流路45关闭的状态下经由锁定排放流路46排放。可替换地，第一凹部85和第二凹部86中的液压油可经由解锁流路45和锁定排放流路46排放。

本发明可应用于如下的阀开闭时期控制装置，该阀开闭时期控制装置控制从动侧旋转构件相对于与内燃机的曲轴同步旋转的驱动侧旋转构件的相对旋转相位。

在前面的说明中描述了本发明的原理、优选实施方式和操作方式。但是，所要保护的发明不旨在限于所公开的特定实施方式。另外，本文所述的实施方式视作示例性的而不是限制性的。在不背离本发明的精神的情况下，其他人可进行各种变形和变更，并且可采用等同物。因此，明确指出的是，所有这种由权利要求限定的落在本发明的精神和范围内的变形、变更和等同物包含在本发明内。

Claims (6)

1.一种阀开闭时期控制装置(10)，包括：

驱动侧旋转构件(1，11)，所述驱动侧旋转构件与内燃机(E)的驱动轴(C)同步旋转；

从动侧旋转构件(2，12)，所述从动侧旋转构件与所述驱动侧旋转构件同轴地配置在所述驱动侧旋转构件的内侧，并与所述内燃机的阀开闭凸轮轴(101，206)一体旋转；

流体压力室(4)，所述流体压力室通过分隔在所述驱动侧旋转构件和所述从动侧旋转构件之间的空间而形成；

提前角室(41，Ra)和滞后角室(42，Rb)，所述提前角室和所述滞后角室通过设置在所述驱动侧旋转构件和所述从动侧旋转构件中的至少一者上的分隔部分隔所述流体压力室而形成；

中间锁定机构(8，L)，所述中间锁定机构能够通过液压流体的供给和排放，在锁定状态与解锁状态之间选择性地切换，在所述锁定状态下，所述从动侧旋转构件相对于所述驱动侧旋转构件的相对旋转相位被限制在最提前角相位和最滞后角相位之间的中间锁定相位，在所述解锁状态下，解除对所述中间锁定相位的限制；

提前角流路(43，221)，所述提前角流路允许供给至所述提前角室和从所述提前角室排出的所述液压流体的流通；

滞后角流路(44，222)，所述滞后角流路允许供给至所述滞后角室和从所述滞后角室排出的所述液压流体的流通；

控制阀(51，V)，所述控制阀具有在供电量为零时的第一位置和在供电时与所述第一位置不同的第二位置之间移动的滑阀(52,232)；以及

相位控制单元(90)，所述相位控制单元通过控制对所述控制阀的供电量来控制所述控制阀，并向所述提前角室和所述滞后角室供给液压流体来使所述相对旋转相位移位，

其中，当所述滑阀配置在所述第一位置和所述第二位置中的一个位置时，所述中间锁定机构进入锁定状态，且所述液压流体被供给到所述提前角室和所述滞后角室中的一者，并从所述提前角室和所述滞后角室中的另一者排出，以及

其中，当所述滑阀配置在所述第一位置和所述第二位置中的另一位置时，所述中间锁定机构进入锁定状态，且所述液压流体被供给到所述提前角室和所述滞后角室二者。

2.根据权利要求1所述的阀开闭时期控制装置，其中，

所述液压流体在所述滑阀从所述第一位置到达所述第二位置之前被供给到所述提前角流路和所述滞后角流路中的一者。

3.根据权利要求1或2所述的阀开闭时期控制装置，其中，

当所述滑阀配置在所述第一位置和所述第二位置中的一者时，所述提前角室和所述滞后角室经由形成在所述滑阀上的连通路径(52j)相互连通，因此所述液压流体的一部分被供给到所述提前角室和所述滞后角室中的一者，所述液压流体的一部分经由所述连通路径被供给到所述提前角室和所述滞后角室中的另一者。

4.根据权利要求1或2所述的阀开闭时期控制装置，还包括：

相位设定机构，所述相位设定机构使所述相对旋转相位向所述中间锁定相位移位，

其中，所述相位设定机构具有当所述滑阀配置在所述第一位置和所述第二位置中的一个位置时允许液压流体的一部分从所述提前角流路和所述滞后角流路中的一者流出的流路。

5.根据权利要求1或2所述的阀开闭时期控制装置，还包括：

相位设定机构，所述相位设定机构使所述相对旋转相位向所述中间锁定相位移位，

其中，所述相位设定机构具有当所述滑阀配置在所述第一位置和所述第二位置中的一个位置时使向所述提前角流路供给的液压流体的流量不同于向所述滞后角流路供给的液压流体的流量的流路结构。

6.根据权利要求1或2所述的阀开闭时期控制装置，还包括：

相位设定机构，所述相位设定机构使所述相对旋转相位向所述中间锁定相位移位，

其中，所述相位设定机构设有弹簧(70，218)，所述弹簧具有的偏置力的大小大于由所述凸轮轴的摆动转矩计算出的平均转矩，并且所述弹簧使偏置力作用以使所述相对旋转相位从所述最滞后角相位向所述中间锁定相位移位。