JP2004301155A

JP2004301155A - Oil flow control valve

Info

Publication number: JP2004301155A
Application number: JP2003091890A
Authority: JP
Inventors: Jiro Kondo; 二郎近藤
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2003-03-28
Filing date: 2003-03-28
Publication date: 2004-10-28

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To solve problems wherein machining of a sleeve is difficult because a stopper when a coil is turned OFF is a step formed on the inner diameter on an anti-coil side of the sleeve, cost is increased, the sleeve for forming the step becomes long, and the entire size is increased. <P>SOLUTION: An end face on a coil side of the sleeve 11 is abutted on an end face on an anti-coil side of a moving core 14 to constitute the stopper S when a spool 12 and the moving core 14 are displaced onto the anti-coil side. For this reason, it is unnecessary to provide the step in the sleeve 11 and the inner diameter of the sleeve 11 is made constant in the axial direction. As a result, machining of the sleeve 11 becomes easy, and cost can be suppressed. The length for forming the step becomes unnecessary, dimension in the axial direction can be shortened, and the size as a whole can be miniaturized. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、オイルの流れを電磁アクチュエータの作動によって切り替えるオイルフローコントロールバルブ（ＯＣＶ）に関するものであり、油圧によってカムシャフトの進角位相を可変するバルブタイミング可変装置等に用いられて好適な技術である。
【０００２】
【従来の技術】
従来のオイルフローコントロールバルブを図５を参照して説明する。
このオイルフローコントロールバルブＪ１は、バルブタイミング可変装置に用いられるもので、入出力ポート（この図では、油圧供給ポートＪ２、進角室連通ポートＪ３、遅角室連通ポートＪ４、ドレーンポートＪ５）が形成されたスリーブＪ６と、このスリーブＪ６の内部で軸方向へ変位して入出力ポートＪ２〜Ｊ５の切り替えを行うスプールＪ７と、このスプールＪ７を軸方向へ駆動する電磁アクチュエータＪ８とによって構成されている。
【０００３】
スプールＪ７と、電磁アクチュエータＪ８のムービングコアＪ１１とは、結合されており、電磁アクチュエータＪ８のコイルＪ１２に与えられる電流量（通電割合）が調整されることによって、ムービングコアＪ１１とともにスプールＪ７の軸方向の変位量が調整される。この作動によって、進角室と遅角室に与えられる油圧の割合がリニアに可変されて、カムシャフトの進角量がリニアに可変される（例えば、特許文献１参照）。
【０００４】
【特許文献１】
特開２００２−３１０３２４号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
オイルフローコントロールバルブＪ１は、コイルＪ１２のＯＦＦ時、スプールＪ７とムービングコアＪ１１が、スプリングＪ１３の付勢力によって反コイル側（図５左側）へ変位して停止する。
この停止状態で、ムービングコアＪ１１とステータの最大距離、即ちメインギャップの最大ギャップが決定されるとともに、スリーブＪ６に対するスプールＪ７の位置決めが成される。
スプールＪ７およびムービングコアＪ１１が反コイル側へ変位した際のストッパＳは、スリーブＪ６の反コイル側の端部の内径に形成されており、その内径に形成された段差Ｊ１４にスプールＪ７の端面Ｊ１５が当接することで、コイルＪ１２のＯＦＦ時におけるスリーブＪ６とムービングコアＪ１１の位置が設定される。
【０００６】
このようなストッパＳの構造では、スリーブＪ６の反コイル側の内径に段差Ｊ１４を形成する必要があるために、スリーブＪ６の加工が難しくなり、コストアップの要因になってしまう。
また、スリーブＪ６の反コイル側に、段差Ｊ１４を形成するための長さＬが必要になるためにスリーブＪ６の軸方向寸法が長くなり、オイルフローコントロールバルブＪ１の体格が大きくなってしまう。
【０００７】
一方、図５に示すオイルフローコントロールバルブＪ１は、ムービングコアＪ１１の外径寸法が、コイルＪ１２の内径寸法よりも小さく設けられていた。
そこで、従来のオイルフローコントロールバルブＪ１では、ヨークＪ１６の磁束をムービングコアＪ１１の周囲に受渡す目的で、スリーブＪ６とコイルＪ１２の間にサイドギャップ用ステータＪ１７を配置するとともに、そのサイドギャップ用ステータＪ１７の内周に筒状体Ｊ１８を設け、サイドギャップでの磁束の受渡し面積を大きくしていた。
しかし、筒状体Ｊ１８は、十分な磁束の受渡し面積を確保する目的で軸方向寸法が長くなり、コイルＪ１２とムービングコアＪ１１との間に配置される結果となっていた。このため、コイルＪ１２の外径寸法が大きくなる、あるいはコイルＪ１２の外径寸法を抑えるとコイルＪ１２の巻数を確保するためにコイルＪ１２の軸方向寸法が長くなり、オイルフローコントロールバルブＪ１の体格が大きくなる問題があった。
【０００８】
【発明の目的】
本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであり、その目的は、ストッパの加工が容易で、且つ体格の小型化が可能なオイルフローコントロールバルブの提供にある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
〔請求項１の手段〕
請求項１を採用するオイルフローコントロールバルブは、スプールとムービングコアが反コイル側に変位した際に、スリーブのコイル側の端面と、ムービングコアの反コイル側の端面とが当接することによって、ストッパが構成されるものである。
このように設けられることによって、従来のようにスリーブの内径にストッパのための段差を設ける必要がなくなり、スリーブの内径を一定にできる。この結果、スリーブの加工が容易になる。
また、スリーブの内径に段差を形成するための軸方向の長さが不要になるため、スリーブの軸方向寸法を短くでき、結果的にオイルフローコントロールバルブの体格を従来より小型化できる。
【００１０】
〔請求項２の手段〕
請求項２の手段を採用するオイルフローコントロールバルブは、ムービングコアの外径寸法が、コイルの外径寸法とほぼ同じに設けられるとともに、コイルの外周を覆うヨークが、ムービングコアの外周も覆って設けられるもので、ムービングコアの外周と、それを覆うヨークとの間に、ヨークとムービングコアとの磁束の受渡しを行うサイドギャップが形成されるものである。
このようにムービングコアの外径が大きく設けられることにより、サイドギャップの磁束の受渡し面積が大きくなり、サイドギャップの軸方向寸法を短くできる。そして、コイルの軸方向の隣部のサイドギャップで磁束の受渡しが行われる構造であるため、コイルの内周に従来技術のようなサイドギャップ用の筒状体が配置されない。
このため、コイルの外径寸法を小さくでき、結果的にオイルフローコントロールバルブの体格を従来より小型化できる。
【００１１】
〔請求項３の手段〕
請求項３の手段を採用するオイルフローコントロールバルブは、バルブタイミング可変機構の油圧アクチュエータに組み合わされるものであり、内燃機関の作動中に、油圧源で発生した油圧を、進角室および遅角室に相対的に給排させるものである。
【００１２】
【発明の実施の形態】
本発明の実施の形態を、２つの実施例と変形例を用いて説明する。
〔第１実施例〕
第１実施例を図１〜図３を参照して説明する。なお、図１、図２はオイルフローコントロールバルブの構造を示す断面図であり、図３はオイルフローコントロールバルブが用いられるバルブタイミング可変装置の概略図である。
【００１３】
先ず、図３を参照してバルブタイミング可変装置を説明する。
本実施例で示すバルブタイミング可変装置は、内燃機関（以下、エンジン）のカムシャフト（吸気バルブ用、排気バルブ用、吸排気兼用カムシャフトのいずれか）に取り付けられるものであり、バルブの開閉タイミングを連続的に可変可能なものである。
バルブタイミング可変装置は、バルブタイミング可変機構１と、オイルフローコントロールバルブ２を有する油圧回路３と、オイルフローコントロールバルブ２を制御するＥＣＵ４（エンジン・コントロール・ユニットの略）とから構成されている。
【００１４】
（バルブタイミング可変機構１の説明）
バルブタイミング可変機構１は、エンジンのクランクシャフトに同期して回転駆動されるシューハウジング５（回転駆動体に相当する）と、このシューハウジング５に対して相対回転可能に設けられ、カムシャフトと一体に回転するベーンロータ６（回転従動体に相当する）とを備えるものであり、シューハウジング５内に構成される油圧アクチュエータによってシューハウジング５に対してベーンロータ６を相対的に回転駆動して、カムシャフトを進角側あるいは遅角側へ変化させるものである。
【００１５】
シューハウジング５は、エンジンのクランクシャフトにタイミングベルトやタイミングチェーン等を介して回転駆動されるスプロケットにボルト等によって結合されて、スプロケットと一体回転するものである。このシューハウジング５の内部には、図３に示すように、略扇状の凹部７が複数（この実施例では３つ）形成されている。なお、シューハウジング５は、図３において時計方向に回転するものであり、この回転方向が進角方向である。
一方、ベーンロータ６は、カムシャフトの端部に位置決めピン等で位置決めされて、ボルト等によってカムシャフトの端部に固定されるものであり、カムシャフトと一体に回転する。
【００１６】
ベーンロータ６は、シューハウジング５の凹部７内を進角室７ａと遅角室７ｂに区画するベーン６ａを備えるものであり、ベーンロータ６はシューハウジング５に対して所定角度内で回動可能に設けられている。
進角室７ａは、油圧によってベーン６ａを進角側へ駆動するための油圧室であってベーン６ａの反回転方向側の凹部７内に形成されるものであり、逆に、遅角室７ｂは油圧によってベーン６ａを遅角側へ駆動するための油圧室である。なお、各室７ａ、７ｂ内の液密性は、シール部材８等によって保たれる。
【００１７】
（油圧回路３の説明）
油圧回路３は、進角室７ａおよび遅角室７ｂにオイルを給排して、進角室７ａと遅角室７ｂに油圧差を発生させてベーンロータ６をシューハウジング５に対して相対回転させるための手段であり、クランクシャフト等によって駆動されるオイルポンプ９と、このオイルポンプ９によって圧送されるオイルを進角室７ａまたは遅角室７ｂに切り替えて供給するオイルフローコントロールバルブ２とを備える。
【００１８】
オイルフローコントロールバルブ２を図１を参照して説明する。
オイルフローコントロールバルブ２は、スリーブ１１、スプール１２および電磁アクチュエータ１３で構成されている。
スリーブ１１は、略円筒形状を呈するものであり、複数の入出力ポートが形成されている。具体的に本実施例のスリーブ１１には、軸方向に段差がなく、スプール１２を軸方向へ摺動自在に支持する貫通穴１１ａ、オイルポンプ９のオイル吐出口に連通する油圧供給ポート１１ｂ、進角室７ａに連通する進角室連通ポート１１ｃ、遅角室７ｂに連通する遅角室連通ポート１１ｄ、オイルパン１０内にオイルを戻すドレーンポート１１ｅが形成されている。
【００１９】
油圧供給ポート１１ｂ、進角室連通ポート１１ｃおよび遅角室連通ポート１１ｄは、スリーブ１１の直径方向に貫通した穴であり、図１の左側（反コイル側）から右側（コイル側）に向けて、遅角室連通ポート１１ｄ、油圧供給ポート１１ｂ、進角室連通ポート１１ｃが形成されている。
また、ドレーンポート１１ｅは、スリーブ１１の図１の左側（反コイル側）の端部に形成されている。
【００２０】
スプール１２は、スリーブ１１の内径寸法（貫通穴１１ａの径）にほぼ一致した外径寸法のパイプ部材（例えば円筒パイプを加工したもの）であり、スリーブ１１の貫通穴１１ａの内部において軸方向に摺動自在に支持される。
このスプール１２の略中央の外周には油圧切替溝１２ａが全周に亘って形成されている。この油圧切替溝１２ａは、常に油圧供給ポート１１ｂに連通するとともに、図１のように遅角室連通ポート１１ｄと連通して遅角室７ｂに油圧を供給する状態の時に進角室連通ポート１１ｃと遮断され、逆に進角室連通ポート１１ｃと連通して進角室７ａに油圧を供給する状態の時に遅角室連通ポート１１ｄと遮断されるように設けられている。
【００２１】
また、油圧切替溝１２ａの軸方向の両側には、それぞれ内外周が連通したドレーン穴１２ｂが形成されている。このドレーン穴１２ｂは、図１のように油圧供給ポート１１ｂと進角室連通ポート１１ｃの連通が遮断されている状態の時に進角室連通ポート１１ｃに連通して、進角室７ａの油圧を排圧するものであり、逆に油圧供給ポート１１ｂと遅角室連通ポート１１ｄの連通が遮断されている状態の時に遅角室連通ポート１１ｄに連通して、遅角室７ｂの油圧を排圧するものである。
【００２２】
電磁アクチュエータ１３は、ムービングコア１４、スプリング１５（付勢手段に相当する）、ステータ１６、コイル１７、ヨーク１８、コネクタ１９から構成される。
ムービングコア１４は、ステータ１６に磁気吸引される磁性体金属（例えば、鉄）によって設けられたものであり、スプール１２のコイル側（図１右側）に圧入固定されたものである。このため、ムービングコア１４は、スプール１２と一体に軸方向へ移動可能なものである。
スプリング１５は、ムービングコア１４とコイル１７との間に配置された圧縮コイルバネで、ムービングコア１４とともにスプール１２を反コイル側（図１左側）へ付勢する部材である。
【００２３】
ステータ１６は、コイル１７の内側に配置された棒状部１６ａと、棒状部１６ａの図１右側において磁束をヨーク１８に導く円盤部１６ｂとからなる断面Ｔ字形を呈した磁性体金属（例えば、鉄）であり、ムービングコア１４と棒状部１６ａとの間にメインギャップＭＧ（磁気吸引ギャップ）が形成されるものである。コイル１７は、通電されると磁力を発生して、ステータ１６にムービングコア１４を磁気吸引する磁力発生手段であり、樹脂性のボビン１７ａの周囲にエナメル線を多数巻回したものである。
【００２４】
ヨーク１８は、コイル１７とムービングコア１４を覆う略筒状の磁性体金属（例えば、鉄）であり、図１左側においてスリーブ１１と結合されるものである。また、ヨーク１８は、図１右側においてステータ１６の円盤部１６ｂと結合されているとともに、図１左側においてムービングコア１４の周囲を軸方向に摺動自在に覆って、ムービングコア１４と磁気の受渡しをするように設けられている。即ち、ムービングコア１４の外周と、その周囲を覆うヨーク１８との間にサイドギャップＳＧ（磁束受渡しギャップ）が形成されている。
コネクタ１９は、ＥＣＵ４と接続線を介して電気的な接続を行う接続手段であり、その内部にコイル１７の両端に接続される端子１９ａが配置されている。
【００２５】
ここで、ムービングコア１４がステータ１６の端部に吸引された際に、ムービングコア１４とステータ１６の一部が軸方向に交差するように設けられている。具体的にこの実施例では、図２に示されるように、ステータ１６の端面に筒状突起１６ｃが設けられるとともに、それに対向するムービングコア１４の端面に、筒状突起１６ｃが接触しないで差し込まれることが可能なリング溝１４ａが設けられている。そして、ムービングコア１４がステータ１６の端部に吸引されると、リング溝１４ａの内部に筒状突起１６ｃが侵入することで、ムービングコア１４とステータ１６の一部が軸方向に交差するものである。
また、ムービングコア１４の中央には、軸方向に貫通した連通穴１４ｂが形成されており、ムービングコア１４とコイル１７との間の室圧の変動を抑えている。
なお、図１、図２中に示す符号２０は、シール用のＯリングであり、オイルフローコントロールバルブ２内のオイルが外部に洩れるのを防いでいる。
【００２６】
（ＥＣＵ４の説明）
ＥＣＵ４は、各種センサによって検出されるクランク角、エンジン回転速度、アクセル開度等のエンジンの運転状態に応じて電磁アクチュエータ１３のコイル１７に供給される電流量（通電割合）を制御することで、スプール１２の軸方向の位置を制御して、エンジンの運転状態に応じた作動油圧を進角室７ａと遅角室７ｂに発生させるものであり、ＥＣＵ４は、ＰＷＭ制御によってコイル１７に供給する電流量を連続的に制御するものである。
【００２７】
（バルブタイミング可変装置の作動説明）
車両の運転状態に応じてＥＣＵ４がカムシャフトを進角させる際、ＥＣＵ４はコイル１７の通電量を増加させる。すると、コイル１７の発生する磁力が増加し、ムービングコア１４とスプール１２がコイル側（図１右側：進角側）へ移動する。すると、油圧供給ポート１１ｂと進角室連通ポート１１ｃの連通割合が増加するとともに、遅角室連通ポート１１ｄとドレーン穴１２ｂの連通割合が増加する。この結果、進角室７ａの油圧が増加し、逆に遅角室７ｂの油圧が減少して、ベーンロータ６がシューハウジング５に対して相対的に進角側へ変位し、カムシャフトが進角する。
【００２８】
逆に、車両の運転状態に応じてＥＣＵ４がカムシャフトを遅角させる際、ＥＣＵ４はコイル１７の通電量を減少させる。すると、コイル１７の発生する磁力が減少し、ムービングコア１４とスプール１２が反コイル側（図１左側：遅角側）へ移動する。すると、油圧供給ポート１１ｂと遅角室連通ポート１１ｄの連通割合が増加するとともに、進角室連通ポート１１ｃとドレーン穴１２ｂの連通割合が増加する。この結果、遅角室７ｂの油圧が増加し、逆に進角室７ａの油圧が減少して、ベーンロータ６がシューハウジング５に対して相対的に遅角側へ変位し、カムシャフトが遅角する。
【００２９】
〔本発明にかかる実施例の特徴〕
オイルフローコントロールバルブ２は、コイル１７のＯＦＦ時、スプール１２とムービングコア１４が、スプリング１５の付勢力によって反コイル側（図１左側）へ変位して停止する。
この停止状態で、メインギャップＭＧの最大ギャップが決定されるとともに、スリーブ１１に対するスプール１２の位置決めが成される。
【００３０】
従来技術の項でも説明したように（符号は図５参照）、従来のオイルフローコントロールバルブＪ１のストッパＳは、スリーブＪ６の反コイル側の端部の内径に形成された段差Ｊ１４であり、その段差Ｊ１４にスプールＪ７の端面Ｊ１５が当接することで、コイルＪ１２のＯＦＦ時におけるスリーブＪ６とムービングコアＪ１１の位置が設定される。
この段差Ｊ１４は、スリーブＪ６の反コイル側の内径に形成する必要があるため、スリーブＪ６の加工が難しく、コストアップの要因になってしまう。また、スリーブＪ６の反コイル側に、段差Ｊ１４を形成するための長さが必要になるためにスリーブＪ６の軸方向寸法が長くなり、オイルフローコントロールバルブＪ１の体格が大きくなってしまう。
【００３１】
そこで、図２に示すように、本実施例のオイルフローコントロールバルブ２では、スリーブ１１のコイル側（図１右側）の端面Ｓ１と、ムービングコア１４の反コイル側（図１左側）の端面Ｓ２とが当接することによって、スプール１２およびムービングコア１４が反コイル側に変位した際のストッパＳが構成される。このように設けられることによって、従来のようにスリーブ１１の内径にストッパＳのための段差Ｊ１４（符号、図５参照）を設ける必要がなくなり、スリーブ１１の内径を軸方向へ一定にできる。この結果、スリーブ１１の加工が容易になり、オイルフローコントロールバルブ２のコストを抑えることができる。
また、スリーブ１１には、段差Ｊ１４（符号、図５参照）を形成するための軸方向の長さＬ（符号、図５参照）が必要ないため、スリーブ１１の軸方向寸法を短くでき、結果的にオイルフローコントロールバルブ２の体格を従来より小型化できる。
【００３２】
一方、従来技術の項でも説明したように（符号は図５参照）、従来のオイルフローコントロールバルブＪ１は、ムービングコアＪ１１の外径寸法が、コイルＪ１２の内径寸法よりも小さく設けられ、スリーブＪ６とコイルＪ１２の間にヨークＪ１６の磁束をムービングコアＪ１１の周囲に導くサイドギャップ用ステータＪ１７を配置し、さらにそのサイドギャップ用ステータＪ１７の内周に筒状体Ｊ１８を配置して、サイドギャップでの磁束の受渡し面積を大きくしていた。このため、コイルＪ１２とムービングコアＪ１１との間に筒状体Ｊ１８が配置され、コイルＪ１２の外径寸法が大きくなる、あるいはコイルＪ１２の外径寸法を抑えるとコイルＪ１２の巻数を確保するためにコイルＪ１２の軸方向寸法が長くなり、オイルフローコントロールバルブＪ１の体格が大きくなる問題があった。
【００３３】
そこで、図２に示すように、本実施例のオイルフローコントロールバルブ２は、ムービングコア１４の外径寸法が、コイル１７の外径寸法とほぼ同じに設けられ、ヨーク１８がコイル１７とともにムービングコア１４の外周も覆って設けられる。そして、ムービングコア１４の外周と、それを覆うヨーク１８との間にサイドギャップＳＧが形成される。即ち、コイル１７の軸方向の隣部にサイドギャップＳＧが形成される。
このようにムービングコア１４の外径が大きく設けられることにより、サイドギャップＳＧの磁束の受渡し面積が大きくなり、サイドギャップＳＧの軸方向寸法を短くできる。そして、コイル１７の軸方向の隣部のサイドギャップＳＧで磁束の受渡しが行われる構造であるため、コイル１７の内周に従来技術のようなサイドギャップ用の筒状体Ｊ１８（符号、図５参照）が配置されない。この筒状体Ｊ１８（符号、図５参照）の廃止によって、コイル１７の外径寸法を小さくでき、結果的にオイルフローコントロールバルブ２の体格を従来より小型化できる。
【００３４】
〔第２実施〕
図４を参照して第２実施例を説明する。この図４はオイルフローコントロールバルブ２の構造を示す断面図である。なお、この第２実施例において第１実施例と同一の符号は、第１実施例と同一機能物である。
上記の第１実施例では、スプリング１５をムービングコア１４とコイル１７の間に配置した例を示した。それに対し、この第２実施例では、スプリング１５をムービングコア１４とステータ１６の間に配置したものである。
【００３５】
〔変形例〕
上記の実施例では、筒形状のスプール１２を用いる例を示したが、スプール１２の構造は限定されるものではなく、例えば従来技術と同じように、軸部と複数ランド（大径部）とからなるスプールを用いても良い。
上記の実施例では、スリーブ１１に径方向の貫通穴を形成して複数の入出力ポート（実施例中、油圧供給ポート１１ｂ、進角室連通ポート１１ｃ、遅角室連通ポート１１ｄ等）を設けた例を示したが、スリーブ１１の構造は限定されるものではなく、例えば従来技術と同じように、スリーブに貫通しない穴を形成することで複数の入出力ポートを形成しても良い。
【００３６】
上記の実施例では、ムービングコア１４の外径寸法をコイル１７の外径寸法ほどに大きく設けた例を示したが、ストッパＳの構造としては、スリーブ１１の端面Ｓ１とムービングコア１４の端面Ｓ２とが当接可能であれば良く、少なくともムービングコア１４の端面Ｓ２に当接する部分が、スリーブ１１の内径寸法より大きければ良い。
【００３７】
上記の実施例で示したバルブタイミング可変機構１は、実施例を説明する一例であって、バルブタイミング可変機構１の内部の油圧アクチュエータによって進角調整できる構造であれば他の構造であっても良い。
例えば、上記の実施例では、シューハウジング５内に３つの凹部７を形成し、ベーンロータ６の外周部に３つのベーン６ａを設けた例を示したが、凹部７の数やベーン６ａの数は構成上１つあるいはそれ以上であればいくつでも構わないものであり、凹部７およびベーン６ａの数を他の数にしても良い。
また、シューハウジング５がクランクシャフトと同期回転し、ベーンロータ６がカムシャフトと一体回転する例を示したが、ベーンロータ６をクランクシャフトに同期回転させ、シューハウジング５がカムシャフトと一体回転するように構成しても良い。
【００３８】
上記の実施例では、本発明が適用されたオイルフローコントロールバルブ２をバルブタイミング可変機構１と組み合わせた例を示したが、オイルの断続やオイルの流れ方向を切り替える全てのオイルフローコントロールバルブに本発明を適用可能なものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】オイルフローコントロールバルブの軸方向に沿う断面図である（第１実施例）。
【図２】オイルフローコントロールバルブの要部断面図である（第１実施例）。
【図３】バルブタイミング可変装置の概略図である（第１実施例）。
【図４】オイルフローコントロールバルブの軸方向に沿う断面図である（第２実施例）。
【図５】オイルフローコントロールバルブの軸方向に沿う断面図である（従来例）。
【符号の説明】
１バルブタイミング可変機構
２オイルフローコントロールバルブ
５シューハウジング（回転駆動体）
６ベーンロータ（回転従動体）
７ａ進角室
７ｂ遅角室
１１スリーブ
１１ｂ油圧供給ポート（入出力ポート）
１１ｃ進角室連通ポート（入出力ポート）
１１ｄ遅角室連通ポート（入出力ポート）
１１ｅドレーンポート（入出力ポート）
１２スプール
１３電磁アクチュエータ
１４ムービングコア
１５スプリング（付勢手段）
１７コイル
１８ヨーク
ＳＧサイドギャップ
Ｓストッパ
Ｓ１スリーブのコイル側の端面
Ｓ２ムービングコアの反コイル側の端面[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an oil flow control valve (OCV) that switches oil flow by the operation of an electromagnetic actuator, and is a technique suitable for use in a variable valve timing device that changes the advance phase of a camshaft by hydraulic pressure. is there.
[0002]
[Prior art]
A conventional oil flow control valve will be described with reference to FIG.
The oil flow control valve J1 is used for a variable valve timing device, and has input / output ports (in this figure, a hydraulic supply port J2, an advance chamber communication port J3, a retard chamber communication port J4, and a drain port J5). It is constituted by a formed sleeve J6, a spool J7 which is displaced in the axial direction inside the sleeve J6 to switch the input / output ports J2 to J5, and an electromagnetic actuator J8 which drives the spool J7 in the axial direction. I have.
[0003]
The spool J7 and the moving core J11 of the electromagnetic actuator J8 are coupled to each other, and the amount of current (conduction ratio) applied to the coil J12 of the electromagnetic actuator J8 is adjusted so that the axial direction of the spool J7 together with the moving core J11. Is adjusted. With this operation, the ratio of the hydraulic pressure applied to the advance chamber and the retard chamber is linearly varied, and the advance amount of the camshaft is linearly varied (for example, see Patent Document 1).
[0004]
[Patent Document 1]
JP, 2002-310324, A
[Problems to be solved by the invention]
When the coil J12 is turned off, the spool J7 and the moving core J11 are displaced toward the opposite side of the coil (the left side in FIG. 5) by the urging force of the spring J13 and stop.
In this stopped state, the maximum distance between the moving core J11 and the stator, that is, the maximum gap of the main gap is determined, and the positioning of the spool J7 with respect to the sleeve J6 is performed.
The stopper S when the spool J7 and the moving core J11 are displaced to the opposite coil side is formed at the inner diameter of the end on the opposite coil side of the sleeve J6, and the step J14 formed at the inner diameter has an end face J15 of the spool J7. Abut, the positions of the sleeve J6 and the moving core J11 when the coil J12 is OFF are set.
[0006]
In such a structure of the stopper S, it is necessary to form the step J14 on the inner diameter of the sleeve J6 on the side opposite to the coil, so that the processing of the sleeve J6 becomes difficult and causes an increase in cost.
Further, since a length L for forming the step J14 is required on the side opposite to the coil of the sleeve J6, the axial dimension of the sleeve J6 increases, and the size of the oil flow control valve J1 increases.
[0007]
On the other hand, in the oil flow control valve J1 shown in FIG. 5, the outer diameter of the moving core J11 is smaller than the inner diameter of the coil J12.
Therefore, in the conventional oil flow control valve J1, a side gap stator J17 is arranged between the sleeve J6 and the coil J12 for the purpose of transferring the magnetic flux of the yoke J16 to the periphery of the moving core J11. A cylindrical body J18 was provided on the inner periphery of J17 to increase the magnetic flux transfer area in the side gap.
However, the cylindrical body J18 has a longer axial dimension for the purpose of securing a sufficient magnetic flux transfer area, and is arranged between the coil J12 and the moving core J11. For this reason, if the outer diameter of the coil J12 is increased, or if the outer diameter of the coil J12 is reduced, the axial dimension of the coil J12 is increased to secure the number of turns of the coil J12, and the size of the oil flow control valve J1 is reduced. There was a problem of growing.
[0008]
[Object of the invention]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide an oil flow control valve capable of easily processing a stopper and reducing the size.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
[Means of claim 1]
The oil flow control valve according to claim 1, wherein when the spool and the moving core are displaced away from the coil, the end face on the coil side of the sleeve and the end face on the opposite coil side of the moving core come into contact with each other. Is configured.
With this arrangement, it is not necessary to provide a step for the stopper on the inner diameter of the sleeve as in the related art, and the inner diameter of the sleeve can be kept constant. As a result, processing of the sleeve becomes easy.
In addition, since the axial length for forming a step in the inner diameter of the sleeve is not required, the axial dimension of the sleeve can be reduced, and as a result, the size of the oil flow control valve can be made smaller than before.
[0010]
[Means of Claim 2]
In the oil flow control valve employing the means of claim 2, the outer diameter of the moving core is provided substantially equal to the outer diameter of the coil, and the yoke covering the outer periphery of the coil also covers the outer periphery of the moving core. A side gap is formed between the outer periphery of the moving core and the yoke that covers the moving core so as to transfer magnetic flux between the yoke and the moving core.
By providing a large outer diameter of the moving core in this way, the area for transferring the magnetic flux of the side gap increases, and the axial dimension of the side gap can be reduced. And since it is a structure which transfers a magnetic flux in the side gap of the axial direction adjacent part of a coil, the cylinder body for side gaps which is different from a prior art in the inner periphery of a coil is not arrange | positioned.
For this reason, the outer diameter of the coil can be reduced, and as a result, the size of the oil flow control valve can be made smaller than before.
[0011]
[Means of Claim 3]
An oil flow control valve adopting the means of claim 3 is combined with a hydraulic actuator of a variable valve timing mechanism, and transmits a hydraulic pressure generated by a hydraulic pressure source during operation of an internal combustion engine to an advance chamber and a retard chamber. Are relatively supplied and discharged.
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described using two examples and modifications.
[First embodiment]
A first embodiment will be described with reference to FIGS. 1 and 2 are sectional views showing the structure of an oil flow control valve, and FIG. 3 is a schematic view of a variable valve timing device using the oil flow control valve.
[0013]
First, the variable valve timing device will be described with reference to FIG.
The variable valve timing device shown in this embodiment is attached to a camshaft (any one of an intake valve, an exhaust valve, and an intake / exhaust camshaft) of an internal combustion engine (hereinafter referred to as an engine). Can be continuously varied.
The variable valve timing device includes a variable valve timing mechanism 1, a hydraulic circuit 3 having an oil flow control valve 2, and an ECU 4 (abbreviation of engine control unit) for controlling the oil flow control valve 2.
[0014]
(Explanation of the variable valve timing mechanism 1)
The variable valve timing mechanism 1 is provided so as to be rotatable relative to the shoe housing 5 (corresponding to a rotary driver) that is driven to rotate in synchronization with the crankshaft of the engine, and is integrated with the camshaft. A vane rotor 6 (corresponding to a rotation follower) that rotates relative to the shoe housing 5 by a hydraulic actuator configured in the shoe housing 5 to rotate the vane rotor 6 relative to the shoe housing 5. Is changed to the advance side or the retard side.
[0015]
The shoe housing 5 is coupled to a sprocket that is driven to rotate by a crankshaft of the engine via a timing belt, a timing chain, or the like, by a bolt or the like, and rotates integrally with the sprocket. As shown in FIG. 3, a plurality of (three in this embodiment) substantially fan-shaped recesses 7 are formed inside the shoe housing 5. Note that the shoe housing 5 rotates clockwise in FIG. 3, and this rotation direction is the advance direction.
On the other hand, the vane rotor 6 is positioned at the end of the camshaft by a positioning pin or the like, and is fixed to the end of the camshaft by a bolt or the like, and rotates integrally with the camshaft.
[0016]
The vane rotor 6 includes a vane 6a that partitions the inside of the recess 7 of the shoe housing 5 into an advance chamber 7a and a retard chamber 7b. The vane rotor 6 is provided rotatably within a predetermined angle with respect to the shoe housing 5. Have been.
The advancing chamber 7a is a hydraulic chamber for driving the vane 6a to the advancing side by hydraulic pressure, and is formed in the concave portion 7 on the anti-rotation direction side of the vane 6a. Is a hydraulic chamber for driving the vane 6a to the retard side by hydraulic pressure. The liquid tightness in each of the chambers 7a and 7b is maintained by the seal member 8 and the like.
[0017]
(Description of hydraulic circuit 3)
The hydraulic circuit 3 supplies and discharges oil to the advance chamber 7a and the retard chamber 7b, and generates a hydraulic pressure difference between the advance chamber 7a and the retard chamber 7b to rotate the vane rotor 6 relative to the shoe housing 5. An oil pump 9 driven by a crankshaft or the like, and an oil flow control valve 2 for switchingly supplying oil pumped by the oil pump 9 to the advance chamber 7a or the retard chamber 7b. .
[0018]
The oil flow control valve 2 will be described with reference to FIG.
The oil flow control valve 2 includes a sleeve 11, a spool 12, and an electromagnetic actuator 13.
The sleeve 11 has a substantially cylindrical shape, and has a plurality of input / output ports. Specifically, the sleeve 11 of the present embodiment has no step in the axial direction, a through hole 11a for supporting the spool 12 slidably in the axial direction, a hydraulic supply port 11b communicating with the oil discharge port of the oil pump 9, An advance chamber communication port 11c communicating with the advance chamber 7a, a retard chamber communication port 11d communicating with the retard chamber 7b, and a drain port 11e for returning oil into the oil pan 10 are formed.
[0019]
The hydraulic pressure supply port 11b, the advance chamber communication port 11c, and the retard chamber communication port 11d are holes that penetrate in the diameter direction of the sleeve 11, and extend from the left side (opposite the coil side) to the right side (coil side) of FIG. , A retard chamber communication port 11d, a hydraulic pressure supply port 11b, and an advance chamber communication port 11c.
Further, the drain port 11e is formed at the left end (opposite the coil side) of the sleeve 11 in FIG.
[0020]
The spool 12 is a pipe member (for example, a processed cylindrical pipe) having an outer diameter substantially matching the inner diameter (diameter of the through hole 11 a) of the sleeve 11, and is axially inside the through hole 11 a of the sleeve 11. It is slidably supported.
A hydraulic pressure switching groove 12a is formed around the entire periphery of the spool 12 substantially at the center. The hydraulic pressure switching groove 12a always communicates with the hydraulic pressure supply port 11b, and communicates with the retard chamber communication port 11d to supply hydraulic pressure to the retard chamber 7b as shown in FIG. In contrast, when the hydraulic pressure is supplied to the advance chamber 7a by communicating with the advance chamber communication port 11c, it is provided to be shut off from the retard chamber communication port 11d.
[0021]
Drain holes 12b are formed on both sides in the axial direction of the hydraulic pressure switching groove 12a, the inner and outer peripheries communicating with each other. The drain hole 12b communicates with the advance chamber communication port 11c when the communication between the hydraulic pressure supply port 11b and the advance chamber communication port 11c is interrupted as shown in FIG. Conversely, when the communication between the hydraulic pressure supply port 11b and the retard chamber communication port 11d is interrupted, the pressure is communicated with the retard chamber communication port 11d, and the hydraulic pressure in the retard chamber 7b is reduced. It is.
[0022]
The electromagnetic actuator 13 includes a moving core 14, a spring 15 (corresponding to an urging means), a stator 16, a coil 17, a yoke 18, and a connector 19.
The moving core 14 is provided by a magnetic metal (for example, iron) that is magnetically attracted to the stator 16, and is press-fitted and fixed to the coil side (the right side in FIG. 1) of the spool 12. For this reason, the moving core 14 can move in the axial direction integrally with the spool 12.
The spring 15 is a compression coil spring disposed between the moving core 14 and the coil 17 and is a member that urges the spool 12 together with the moving core 14 toward the opposite side of the coil (left side in FIG. 1).
[0023]
The stator 16 is a magnetic metal (for example, iron) having a T-shaped cross section including a rod-shaped portion 16a arranged inside the coil 17 and a disk portion 16b on the right side of the rod-shaped portion 16a in FIG. ), And a main gap MG (magnetic attraction gap) is formed between the moving core 14 and the rod portion 16a. The coil 17 is a magnetic force generating means for generating a magnetic force when energized and magnetically attracting the moving core 14 to the stator 16, and is formed by winding a number of enamel wires around a resin bobbin 17a.
[0024]
The yoke 18 is a substantially cylindrical magnetic metal (for example, iron) that covers the coil 17 and the moving core 14, and is coupled to the sleeve 11 on the left side in FIG. The yoke 18 is coupled to the disk portion 16b of the stator 16 on the right side of FIG. 1 and slidably covers the periphery of the moving core 14 in the axial direction on the left side of FIG. Is provided. That is, the side gap SG (magnetic flux transfer gap) is formed between the outer periphery of the moving core 14 and the yoke 18 covering the periphery.
The connector 19 is connection means for making an electrical connection to the ECU 4 via a connection line, and has terminals 19a connected to both ends of the coil 17 disposed therein.
[0025]
Here, the moving core 14 and a part of the stator 16 are provided so as to intersect in the axial direction when the moving core 14 is sucked into the end of the stator 16. Specifically, in this embodiment, as shown in FIG. 2, a cylindrical projection 16c is provided on the end face of the stator 16, and the cylindrical projection 16c is inserted into the opposite end face of the moving core 14 without contacting the same. Ring groove 14a is provided. When the moving core 14 is attracted to the end of the stator 16, the cylindrical protrusion 16 c enters the inside of the ring groove 14 a, so that the moving core 14 and a part of the stator 16 intersect in the axial direction. is there.
Further, a communication hole 14b penetrating in the axial direction is formed in the center of the moving core 14 to suppress a fluctuation in the chamber pressure between the moving core 14 and the coil 17.
Reference numeral 20 shown in FIGS. 1 and 2 denotes an O-ring for sealing, which prevents oil in the oil flow control valve 2 from leaking to the outside.
[0026]
(Description of ECU 4)
The ECU 4 controls the amount of current (the energization ratio) supplied to the coil 17 of the electromagnetic actuator 13 in accordance with the operating state of the engine such as the crank angle, the engine rotation speed, and the accelerator opening detected by various sensors. The ECU 4 controls the axial position of the spool 12 to generate operating oil pressure in the advance chamber 7a and the retard chamber 7b in accordance with the operating state of the engine. The ECU 4 supplies a current supplied to the coil 17 by PWM control. The amount is controlled continuously.
[0027]
(Explanation of the operation of the variable valve timing device)
When the ECU 4 advances the camshaft according to the driving state of the vehicle, the ECU 4 increases the amount of current supplied to the coil 17. Then, the magnetic force generated by the coil 17 increases, and the moving core 14 and the spool 12 move to the coil side (the right side in FIG. 1: the advance side). Then, the communication ratio between the hydraulic pressure supply port 11b and the advance chamber communication port 11c increases, and the communication ratio between the retard chamber communication port 11d and the drain hole 12b increases. As a result, the oil pressure in the advance chamber 7a increases, and conversely, the oil pressure in the retard chamber 7b decreases, and the vane rotor 6 is displaced relatively to the shoe housing 5 to advance the camshaft. I do.
[0028]
Conversely, when the ECU 4 retards the camshaft in accordance with the driving state of the vehicle, the ECU 4 reduces the amount of current supplied to the coil 17. Then, the magnetic force generated by the coil 17 decreases, and the moving core 14 and the spool 12 move to the opposite side of the coil (left side in FIG. 1: retard side). Then, the communication ratio between the hydraulic pressure supply port 11b and the retard chamber communication port 11d increases, and the communication ratio between the advance chamber communication port 11c and the drain hole 12b increases. As a result, the oil pressure in the retard chamber 7b increases, and conversely, the oil pressure in the advance chamber 7a decreases, the vane rotor 6 is displaced toward the retard side relative to the shoe housing 5, and the camshaft is retarded. I do.
[0029]
[Features of the embodiment according to the present invention]
When the coil 17 is turned off, the spool 12 and the moving core 14 are displaced toward the opposite side of the coil (the left side in FIG. 1) by the urging force of the spring 15, and stop.
In this stopped state, the maximum gap of the main gap MG is determined, and the positioning of the spool 12 with respect to the sleeve 11 is performed.
[0030]
As described in the section of the prior art (the reference numeral is shown in FIG. 5), the stopper S of the conventional oil flow control valve J1 is a step J14 formed on the inside diameter of the end of the sleeve J6 on the side opposite to the coil, and the step S14 is formed. When the end face J15 of the spool J7 abuts on the step J14, the positions of the sleeve J6 and the moving core J11 when the coil J12 is turned off are set.
Since the step J14 needs to be formed on the inner diameter of the sleeve J6 on the side opposite to the coil, the processing of the sleeve J6 is difficult, which causes an increase in cost. Further, since a length for forming the step J14 is required on the side opposite to the coil of the sleeve J6, the axial dimension of the sleeve J6 is increased, and the size of the oil flow control valve J1 is increased.
[0031]
Therefore, as shown in FIG. 2, in the oil flow control valve 2 of the present embodiment, an end surface S1 on the coil side (the right side in FIG. 1) of the sleeve 11 and an end surface S2 on the opposite side of the coil of the moving core 14 (the left side in FIG. 1). A stopper S is formed when the spool 12 and the moving core 14 are displaced to the opposite side of the coil. With such provision, it is not necessary to provide a step J14 (reference numeral, see FIG. 5) for the stopper S on the inner diameter of the sleeve 11 as in the related art, and the inner diameter of the sleeve 11 can be made constant in the axial direction. As a result, the processing of the sleeve 11 becomes easy, and the cost of the oil flow control valve 2 can be reduced.
In addition, the sleeve 11 does not need the axial length L (sign, see FIG. 5) for forming the step J14 (code, see FIG. 5), so that the axial dimension of the sleeve 11 can be shortened. Thus, the size of the oil flow control valve 2 can be reduced more than before.
[0032]
On the other hand, as described in the section of the prior art (the reference numeral is shown in FIG. 5), in the conventional oil flow control valve J1, the outer diameter of the moving core J11 is provided smaller than the inner diameter of the coil J12, and the sleeve J6 is provided. A side gap stator J17 for guiding the magnetic flux of the yoke J16 around the moving core J11 is arranged between the coil and the coil J12, and a cylindrical body J18 is arranged on the inner periphery of the side gap stator J17. The magnetic flux transfer area was increased. For this reason, the cylindrical body J18 is disposed between the coil J12 and the moving core J11, and the outer diameter of the coil J12 is increased, or if the outer diameter of the coil J12 is reduced, the number of turns of the coil J12 is increased. There is a problem that the axial dimension of the coil J12 becomes longer and the size of the oil flow control valve J1 becomes larger.
[0033]
Therefore, as shown in FIG. 2, in the oil flow control valve 2 of the present embodiment, the outer diameter of the moving core 14 is provided substantially equal to the outer diameter of the coil 17, and the yoke 18 is moved together with the coil 17. 14 is also provided to cover the outer periphery. Then, a side gap SG is formed between the outer periphery of the moving core 14 and the yoke 18 covering the same. That is, the side gap SG is formed in the axially adjacent portion of the coil 17.
By providing the outer diameter of the moving core 14 in this manner, the area for transferring the magnetic flux of the side gap SG increases, and the axial dimension of the side gap SG can be reduced. Since the magnetic flux is transferred in the side gap SG adjacent to the coil 17 in the axial direction, the side gap cylindrical body J18 (reference numeral, FIG. Is not placed. By abolishing the cylindrical body J18 (reference numeral, see FIG. 5), the outer diameter of the coil 17 can be reduced, and as a result, the size of the oil flow control valve 2 can be made smaller than before.
[0034]
[Second implementation]
A second embodiment will be described with reference to FIG. FIG. 4 is a sectional view showing the structure of the oil flow control valve 2. In the second embodiment, the same reference numerals as those in the first embodiment denote the same functional elements as in the first embodiment.
In the first embodiment, the example in which the spring 15 is disposed between the moving core 14 and the coil 17 has been described. On the other hand, in the second embodiment, the spring 15 is disposed between the moving core 14 and the stator 16.
[0035]
(Modification)
In the above embodiment, an example in which the cylindrical spool 12 is used has been described. However, the structure of the spool 12 is not limited. For example, as in the related art, a shaft portion and a plurality of lands (large-diameter portions) are used. May be used.
In the above embodiment, a plurality of input / output ports (in the embodiment, the hydraulic supply port 11b, the advance chamber communication port 11c, the retard chamber communication port 11d, etc.) are provided by forming a radial through hole in the sleeve 11. Although the above example has been described, the structure of the sleeve 11 is not limited. For example, a plurality of input / output ports may be formed by forming a hole that does not penetrate the sleeve, as in the related art.
[0036]
In the above-described embodiment, an example in which the outer diameter of the moving core 14 is provided to be as large as the outer diameter of the coil 17 has been described. However, the structure of the stopper S includes the end surface S1 of the sleeve 11 and the end surface S2 of the moving core 14. It is sufficient that at least a portion that contacts the end face S2 of the moving core 14 is larger than the inner diameter of the sleeve 11.
[0037]
The variable valve timing mechanism 1 shown in the above embodiment is an example for explaining the embodiment, and any other structure may be used as long as the advance angle can be adjusted by a hydraulic actuator inside the variable valve timing mechanism 1. good.
For example, in the above-described embodiment, an example in which three concave portions 7 are formed in the shoe housing 5 and three vanes 6a are provided on the outer peripheral portion of the vane rotor 6 has been described, but the number of concave portions 7 and the number of vanes 6a are The number of the concave portions 7 and the number of the vanes 6a may be other numbers as long as the number is one or more in terms of the configuration.
Also, an example has been shown in which the shoe housing 5 rotates synchronously with the crankshaft and the vane rotor 6 rotates integrally with the camshaft, but the vane rotor 6 is rotated synchronously with the crankshaft so that the shoe housing 5 rotates integrally with the camshaft. You may comprise.
[0038]
In the above embodiment, an example is shown in which the oil flow control valve 2 to which the present invention is applied is combined with the variable valve timing mechanism 1. However, the present invention is applicable to all oil flow control valves that switch oil on and off and switch the oil flow direction. The invention can be applied.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view along an axial direction of an oil flow control valve (first embodiment).
FIG. 2 is a sectional view of a main part of an oil flow control valve (first embodiment).
FIG. 3 is a schematic diagram of a variable valve timing device (first embodiment).
FIG. 4 is a cross-sectional view along an axial direction of an oil flow control valve (second embodiment).
FIG. 5 is a cross-sectional view along the axial direction of an oil flow control valve (conventional example).
[Explanation of symbols]
1 variable valve timing mechanism 2 oil flow control valve 5 shoe housing (rotary drive)
6 Vane rotor (rotary follower)
7a Advance chamber 7b Delay chamber 11 Sleeve 11b Hydraulic supply port (input / output port)
11c Leading chamber communication port (input / output port)
11d Delay chamber communication port (input / output port)
11e drain port (input / output port)
12 Spool 13 Electromagnetic actuator 14 Moving core 15 Spring (biasing means)
17 Coil 18 Yoke SG Side gap S Stopper S1 End face of coil on coil side S2 End face of moving core on opposite side of coil

Claims

A sleeve formed with an oil input / output port,
A spool that switches the input / output port by being displaced in the axial direction inside the sleeve,
A moving core coupled to the spool, a coil for suction-driving the moving core, and urging means for urging the spool together with the moving core toward the opposite side of the coil; An electromagnetic actuator that overcomes the urging force and drives the spool to the coil side together with the moving core,
When the spool and the moving core are displaced to the opposite coil side, a stopper is configured by abutting the coil-side end surface of the sleeve and the opposite coil-side end surface of the moving core. Oil flow control valve.

The oil flow control valve according to claim 1,
The outer diameter of the moving core is provided substantially the same as the outer diameter of the coil,
A yoke that covers the outer periphery of the coil is provided so as to also cover the outer periphery of the moving core,
An oil flow control valve, wherein a side gap for transferring magnetic flux between the yoke and the moving core is formed between an outer periphery of the moving core and the yoke covering the moving core.

The oil flow control valve according to claim 1 or 2,
This oil flow control valve is
A rotary drive body that is driven to rotate in synchronization with the crankshaft of the internal combustion engine,
A rotation follower that is provided so as to be relatively rotatable with respect to the rotary driving body and rotates integrally with a camshaft of the internal combustion engine;
By supplying hydraulic pressure to an advance chamber formed between the rotary driving body and the rotation driven body, the camshaft is displaced to the advance side together with the rotation driven body with respect to the rotation driving body, Valve timing for displacing the camshaft to the retard side with the rotary driven body with respect to the rotary drive by supplying hydraulic pressure to a retard chamber formed between the rotary driven body and the rotary driven body. It is combined with a variable mechanism hydraulic actuator,
An oil flow control valve, wherein a hydraulic pressure generated by a hydraulic pressure source is supplied to and discharged from the advance chamber and the retard chamber during operation of the internal combustion engine.