JP2004301165A

JP2004301165A - Oil flow control valve

Info

Publication number: JP2004301165A
Application number: JP2003092061A
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 size of an electromagnetic actuator is large and electric power consumption is large in a structure in which many parts are arranged on an inner side of a coil. <P>SOLUTION: By adopting the structure in which a moving core 14 is arranged on a spool side more than an end in the axial direction of the coil 17 and a yoke 18 covers the outer periphery of the moving core 14 having large diameter together with the coil 17, only a stator 16 is used as the part on the inner side of the coil 17, and average turn length of the coil 17 can be shortened. Axial dimension of the moving core 14 can be shortened by increasing diameter of the moving core 14. Opposing faces of the moving core 14 and the stator 16 can be effectively utilized to set the number of main gaps MG to two and reduce magnetic resistance of the main gap MG. Consequently, the electromagnetic actuator 13 can be miniaturized, and electric power consumption can be reduced. <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（ＶＶＴ）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４を参照して説明する。
図４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のシャフトＪ１５とは当接しており、シャフトＪ１５とムービングコアＪ１１とは結合されている。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２００１−１０８１３５号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
上記の特許文献１に開示されるオイルフローコントロールバルブＪ１は、次の問題を有していた。
（１’）コイルＪ１２の内部に、サイドギャップ用コアＪ１３（またはメインギャップ用コアＪ１４）が配置され、さらにその内部にムービングコアＪ１１、シャフトＪ１５、軸受Ｊ１６など、多数の部品が配置される構造であった。このため、コイルＪ１２の内径寸法（具体的には、ボビンＪ１７の径寸法）が大きくなり、コイルＪ１２の平均ターン長さ（１周の長さ）が長くなる。
この結果、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、電磁アクチュエータＪ８の体格が大きくなる問題があった。
【０００６】
（２’）ムービングコアＪ１１は、コイルＪ１２の内周に配置されるサイドギャップ用コアＪ１３のさらに内周に配置される構造であったため、ムービングコアＪ１１の外径寸法は小さい。ムービングコアＪ１１の外径寸法が小さくなるほど、外周の表面積（サイドギャップＳＧの磁気受渡し面積）が小さくなる。このため、サイドギャップＳＧで十分な磁束の受渡し面積を確保して、サイドギャップＳＧの磁気抵抗を下げる必要性から、ムービングコアＪ１１の軸方向寸法が長くなってしまい、電磁アクチュエータＪ８の大型化の要因になっていた。
【０００７】
（３’）ムービングコアＪ１１とメインギャップ用コアＪ１４がコイルＪ１２の内側の狭いスペース内に形成される構造であったため、メインギャップＭＧが形成されるムービングコアＪ１１とメインギャップ用コアＪ１４の対向面を有効利用できない。即ち、メインギャップＭＧの径は小さく、またメインギャップＭＧは１つしか構成できない。このため、メインギャップＭＧの磁気抵抗が大きくなってしまう。
このように磁気抵抗の大きなメインギャップＭＧで必要な吸引力を発生させるには、コイルＪ１２の起磁力を上げる必要があり、コイルＪ１２のアンペアターンを大きくする必要がある。すると、電磁アクチュエータＪ８が大型化するとともに、消費電力が大きくなってしまう。
【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、小型で且つ消費電力の少ないオイルフローコントロールバルブを提供することにある。
【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、ムービングコアがコイルの軸方向端よりもスプール側に配置される。
そして、ヨークは、コイルとともにムービングコアの外周も覆って設けられ、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。さらに、ムービングコアと、コイルの内部に配置されたステータとの間に、磁気吸引時に磁束の通り道となるメインギャップが形成されるものである。
【００１０】
請求項１のオイルフローコントロールバルブは、上記のように設けられることにより、次の効果を奏する。
（１）請求項１のオイルフローコントロールバルブは、ムービングコアがコイルの軸方向端よりもスプール側に配置されるため、コイルの内側の部品をステータのみにできる。このため、コイルの内径寸法を小さくでき、コイルの平均ターン長さを短くできる。これによって、コイルの外径寸法を抑えることができ、電磁アクチュエータの体格を小型化できる。
【００１１】
（２）請求項１のオイルフローコントロールバルブは、ムービングコアがコイルの軸方向端よりもスプール側に配置されるため、ムービングコアの外径寸法がコイルの内径寸法に制約されなくなり、従来よりもムービングコアの外径寸法を大きくできる。ムービングコアの外径寸法が大きくなるほど、外周の表面積（サイドギャップの磁気受渡し面積）が大きくなる。このため、サイドギャップの軸方向寸法を短くでき、ムービングコアの軸方向寸法を短縮できる。
【００１２】
（３）請求項１のオイルフローコントロールバルブは、ムービングコアがコイルの軸方向端よりもスプール側に配置されるため、ムービングコアの外径寸法がコイルの内径寸法に制約されなくなり、従来よりもムービングコアの外径寸法を大きくできる。一方、コイルの内側の部品をステータのみにできる。
これによって、メインギャップが形成されるムービングコアとステータの対向面を有効利用することができる。即ち、メインギャップの対向面積を大きくしてメインギャップの磁気抵抗を小さくしたり、後述する請求項２で示すように、メインギャップの数を複数にするなどしてメインギャップの磁気抵抗を小さくできる。
このようにメインギャップの磁気抵抗を小さくできるため、メインギャップで必要な吸引力を発生させるためのコイルの起磁力を下げることができる。即ち、コイルのアンペアターンを少なくでき、電磁アクチュエータの小型化を図ることができるとともに、消費電力を少なくできる。
【００１３】
〔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、コイルの起磁力によってムービングコアがステータに接近した際に、ムービングコアとステータの一部が軸方向に交差するものであり、ムービングコアとステータとの間には、複数のメインギャップが設けられるものである。
このように、メインギャップが複数設けられることにより、メインギャップの磁気抵抗を小さくできる。
また、ムービングコアがステータに接近した際に、ムービングコアとステータの一部が軸方向に交差する構造を採用することにより、ムービングコアの吸引力の急激な変動が抑えられる。このため、コイルの電流変化に対応したスプールの軸方向変位の急激な変動が抑えられ、コイルの電流制御によってスプールの軸方向位置をリニアに制御し易くなる。
【００１４】
〔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、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ものである。
このように設けることにより、電磁アクチュエータの外径寸法を大型化することなく、サイドギャップの軸方向寸法を最小にできる。
【００１５】
〔請求項４の手段〕
請求項４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。
【００１６】
【発明の実施の形態】
本発明の実施の形態を、実施例と変形例を用いて説明する。
〔実施例〕
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。
【００１７】
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（ＶＶＴ）は、バルブタイミング可変機構１（ＶＣＴ）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。
【００１８】
（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。
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
（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。
【００２２】
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、スプール１２を軸方向へ摺動自在に支持する軸方向に段差のない貫通穴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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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：磁気吸引時に磁束の通り道となるギャップ）が形成されるものである。なお、このメインギャップＭＧの詳細は後述する。
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
そこで、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）の端面と、ムービングコア１４の反コイル側（図１左側）の端面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（コイル１７のＯＦＦ時）のストッパＳが構成される。
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。
【００３０】
（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制御等によってコイル１７に供給する電流量を連続的に制御するものである。
【００３１】
（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。
【００３２】
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。
【００３３】
〔本発明にかかる実施例の特徴〕
一方、従来技術の項でも説明したように（符号は図４参照）、従来のオイルフローコントロールバルブＪ１は、次の問題を有していた。
（１’）コイルＪ１２の内部に、サイドギャップ用コアＪ１３（またはメインギャップ用コアＪ１４）が配置され、さらにその内部にムービングコアＪ１１、シャフトＪ１５等の多数の部品が配置される構造であったため、コイルＪ１２の平均ターン長さ（１周の長さ）が長くなり、電磁アクチュエータＪ８の体格が大きくなる問題があった。
（２’）ムービングコアＪ１１は、コイルＪ１２の内周に配置されるサイドギャップ用コアＪ１３のさらに内周に配置される構造であったため、ムービングコアＪ１１の外径寸法が小さく、外周の表面積（サイドギャップＳＧの磁気受渡し面積）が小さい。このため、サイドギャップＳＧの磁気抵抗を下げる必要性から、ムービングコアＪ１１の軸方向寸法が長くなってしまう。
（３’）ムービングコアＪ１１とメインギャップ用コアＪ１４がコイルＪ１２の内側の狭いスペース内に形成される構造であったため、メインギャップＭＧが形成されるムービングコアＪ１１とメインギャップ用コアＪ１４の対向面を有効利用できず、メインギャップＭＧの磁気抵抗が大きい。このため、コイルＪ１２で大きな起磁力を発生させる必要があり、電磁アクチュエータＪ８が大型化するとともに、消費電力が大きくなってしまう。
【００３４】
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がコイル１７の軸方向端よりもスプール側（図１、図２左側）に配置され、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ものであり、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、ヨーク１８とムービングコア１４との磁束の受渡しを行うサイドギャップＳＧが形成されるものである。そして、上述したように、ムービングコア１４とステータ１６との間に、磁気吸引時に磁束の通り道となるメインギャップＭＧが形成されるものである。
【００３５】
このようにオイルフローコントロールバルブ２が設けられることにより、上述した従来技術の問題を解決できる。
（１）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がコイル１７の軸方向端よりもスプール側（図１、図２左側）に配置されるため、コイル１７の内側の部品をステータ１６のみにできる。このため、コイル１７の内径寸法を従来に比較して小さくでき、コイル１７の平均ターン長さ（一周の長さ）を短くできる。これによって、コイル１７の外径寸法を抑えることができ、電磁アクチュエータ１３の体格を小型化できる。
【００３６】
（２）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がコイル１７の軸方向端よりもスプール側（図１、図２左側）に配置されるため、ムービングコア１４の外径寸法がコイル１７の内径寸法に制約されなくなり、従来よりもムービングコア１４の外径寸法を大きくできる。ムービングコア１４の外径寸法が大きくなるほど、外周の表面積（サイドギャップＳＧの磁気受渡し面積）が大きくなる。このため、サイドギャップＳＧの軸方向寸法を短くでき、ムービングコア１４の軸方向寸法を短縮できる。
【００３７】
（３）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がコイル１７の軸方向端よりもスプール側に配置されるため、ムービングコア１４の外径寸法がコイル１７の内径寸法に制約されなくなり、従来よりもムービングコア１４の外径寸法を大きくできる。一方、コイル１７の内側の部品をステータ１６のみにできる。
これによって、メインギャップＭＧが形成されるムービングコア１４とステータ１６の対向面を有効利用することができる。即ち、後述するように、メインギャップＭＧの数を２つ（第１、第２メインギャップＭＧ１、ＭＧ２：符号図２参照）にすることでメインギャップＭＧの磁気抵抗を小さくできる。このように、メインギャップＭＧの磁気抵抗を小さくできるため、メインギャップＭＧで必要な吸引力を発生させるためのコイル１７の起磁力を下げることができる。これによって、コイル１７のアンペアターンを少なくでき、電磁アクチュエータ１３の小型化を図ることができるとともに、消費電力を少なくできる。
【００３８】
（４）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。なお、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。
【００３９】
このように設けられることにより、ムービングコア１４とステータ１６が対向するメインギャップＭＧには、第１、第２メインギャップＭＧ１、ＭＧ２が形成される。
第１、第２メインギャップＭＧ１、ＭＧ２は、コイル１７のＯＦＦ時にムービングコア１４とステータ１６が最も接近して磁気の受渡しを行う磁気吸引部であり、内周の第１メインギャップＭＧ１は、筒状突起１６ｃの先端内周のステータ１６と、リング溝１４ａの内側のムービングコア１４との間に形成される。また、外周の第２メインギャップＭＧ２は、筒状突起１６ｃの先端外周のステータ１６と、リング溝１４ａの外側のムービングコア１４との間に形成される。
【００４０】
このように、ムービングコア１４がステータ１６に接近し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構造を採用することにより、ムービングコア１４の吸引力の急激な変動が抑えられる。このため、コイル１７の電流変化に対応したスプール１２の軸方向変位の急激な変動が抑えられるようになり、コイル１７の電流制御によってスプール１２の軸方向位置をリニアに制御し易くなる。
【００４１】
なお、この実施例では、リング溝１４ａの内側のムービングコア１４の先端と、リング溝１４ａの外側のムービングコア１４の先端は、ともにステータ１６に向かって薄くなるテーパ形状に設けられており、ムービングコア１４とステータ１６の交差量が少ない時の磁束受渡量が小さく、交差量が大きくなるに従って磁束受渡量が多くなるように設けられている。このように設けられることにより、コイル１７の電流変化に対応したスプール１２の軸方向変位の急激な変動を小さく抑えることが可能になる。
【００４２】
（５）この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ている。
このようにムービングコア１４の外径がコイル１７の外径寸法ほどに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、電磁アクチュエータ１３の外径寸法を大型化することなく、サイドギャップＳＧの軸方向寸法を最小にできる。
【００４３】
〔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。
【００４４】
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の外径寸法とほぼ同じに設けた例を示したが、ムービングコア１４の外径寸法をコイル１７の外径寸法より小さく設けても良い。
上記の実施例では、スプリング１５（付勢手段）をムービングコア１４とコイル１７の間に配置する例を示したが、スプリング１５をムービングコア１４とステータ１６との間に配置するなど、他の位置に配置しても良い。
【００４５】
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。
【００４６】
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２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（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（実施例）。
【図３】バルブタイミング可変装置の概略図である（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（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）
１６ステータ
１７コイル
１８ヨーク
ＭＧメインギャップ
ＭＧ１第１メインギャップ
ＭＧ２第２メインギャップ
ＳＧサイドギャップ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an oil flow control valve (OCV) that switches the flow of oil by the operation of an electromagnetic actuator, and is suitably used for a valve timing variable device (VVT) that varies the advance phase of a camshaft by hydraulic pressure. Technology.
[0002]
[Prior art]
A conventional oil flow control valve will be described with reference to FIG.
The oil flow control valve J1 in FIG. 4 is used for a variable valve timing device, and includes input / output ports (in this figure, a hydraulic pressure supply port J2, an advance chamber communication port J3, a retard chamber communication port J4, and a drain port J5. ) Is formed, a spool J7 that displaces in the axial direction inside the sleeve J6 to switch between the input / output ports J2 to J5, and an electromagnetic actuator J8 that drives the spool J7 in the axial direction. Have been.
[0003]
The spool J7 is in contact with the shaft J15 of the electromagnetic actuator J8, and the shaft J15 and the moving core J11 are connected. By adjusting the amount of current (conduction ratio) applied to the coil J12 of the electromagnetic actuator J8, the axial displacement 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-A-2001-108135
[Problems to be solved by the invention]
The oil flow control valve J1 disclosed in Patent Document 1 has the following problem.
(1 ') A structure in which a side gap core J13 (or a main gap core J14) is disposed inside a coil J12, and a number of components such as a moving core J11, a shaft J15, and a bearing J16 are disposed therein. Met. Therefore, the inner diameter of the coil J12 (specifically, the diameter of the bobbin J17) increases, and the average turn length (the length of one round) of the coil J12 increases.
As a result, when the outer diameter of the coil J12 increases, or when the outer diameter of the coil J12 is reduced, the axial dimension of the coil J12 increases to secure the number of turns of the coil J12, and the physical size of the electromagnetic actuator J8 increases. There was a problem.
[0006]
(2 ′) Since the moving core J11 has a structure arranged further inside the side gap core J13 arranged inside the coil J12, the outside diameter of the moving core J11 is small. As the outer diameter of the moving core J11 decreases, the surface area of the outer periphery (magnetic transfer area of the side gap SG) decreases. For this reason, it is necessary to secure a sufficient magnetic flux transfer area with the side gap SG and reduce the magnetic resistance of the side gap SG, so that the axial dimension of the moving core J11 becomes longer, and the size of the electromagnetic actuator J8 increases. Was a factor.
[0007]
(3 ′) Since the moving core J11 and the main gap core J14 are formed in a narrow space inside the coil J12, the opposing surfaces of the moving core J11 and the main gap core J14 where the main gap MG is formed. Cannot be used effectively. That is, the diameter of the main gap MG is small, and only one main gap MG can be configured. For this reason, the magnetic resistance of the main gap MG increases.
In order to generate the required attractive force in the main gap MG having a large magnetic resistance, it is necessary to increase the magnetomotive force of the coil J12 and to increase the ampere-turn of the coil J12. Then, the size of the electromagnetic actuator J8 is increased and the power consumption is increased.
[0008]
[Object of the invention]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to provide an oil flow control valve which is small in size and consumes less power.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
[Means of claim 1]
In the oil flow control valve according to the first aspect, the moving core is disposed closer to the spool than the axial end of the coil.
The yoke is provided so as to cover the outer periphery of the moving core together with the coil, and a side gap is formed between the outer periphery of the moving core and the yoke that covers the moving core to transfer magnetic flux between the yoke and the moving core. Further, a main gap is formed between the moving core and the stator disposed inside the coil, which serves as a path for magnetic flux during magnetic attraction.
[0010]
The oil flow control valve according to claim 1 has the following effects by being provided as described above.
(1) In the oil flow control valve of the first aspect, since the moving core is disposed closer to the spool than the end of the coil in the axial direction, only the stator can be used as a component inside the coil. Therefore, the inner diameter of the coil can be reduced, and the average turn length of the coil can be reduced. As a result, the outer diameter of the coil can be reduced, and the size of the electromagnetic actuator can be reduced.
[0011]
(2) In the oil flow control valve according to the first aspect, since the moving core is disposed closer to the spool than the axial end of the coil, the outer diameter of the moving core is not restricted by the inner diameter of the coil. The outer diameter of the moving core can be increased. As the outer diameter dimension of the moving core increases, the surface area of the outer periphery (magnetic transfer area of the side gap) increases. Therefore, the axial dimension of the side gap can be reduced, and the axial dimension of the moving core can be reduced.
[0012]
(3) In the oil flow control valve of the first aspect, since the moving core is disposed closer to the spool than the axial end of the coil, the outer diameter of the moving core is not restricted by the inner diameter of the coil. The outer diameter of the moving core can be increased. On the other hand, components inside the coil can be made only the stator.
Thereby, the opposing surface of the moving core and the stator where the main gap is formed can be effectively used. That is, the magnetic resistance of the main gap can be reduced by increasing the facing area of the main gap to reduce the magnetic resistance of the main gap, or by increasing the number of main gaps as described in claim 2 described later. .
As described above, since the magnetic resistance of the main gap can be reduced, the magnetomotive force of the coil for generating the required attractive force in the main gap can be reduced. That is, the ampere-turn of the coil can be reduced, the size of the electromagnetic actuator can be reduced, and the power consumption can be reduced.
[0013]
[Means of Claim 2]
An oil flow control valve adopting the means of claim 2 is characterized in that when the moving core approaches the stator by the magnetomotive force of the coil, the moving core and a part of the stator intersect in the axial direction. Are provided with a plurality of main gaps.
Thus, by providing a plurality of main gaps, the magnetic resistance of the main gap can be reduced.
Further, by adopting a structure in which the moving core and a part of the stator intersect in the axial direction when the moving core approaches the stator, a sudden change in the suction force of the moving core can be suppressed. Therefore, a sudden change in the axial displacement of the spool corresponding to a change in the current of the coil is suppressed, and the axial position of the spool can be easily linearly controlled by controlling the current of the coil.
[0014]
[Means of Claim 3]
In the oil flow control valve employing the means of claim 3, the outer diameter of the moving core is provided to be substantially the same as the outer diameter of the coil.
With this arrangement, the axial dimension of the side gap can be minimized without increasing the outer diameter of the electromagnetic actuator.
[0015]
[Means of Claim 4]
An oil flow control valve adopting the means of claim 4 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.
[0016]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described using examples and modifications.
〔Example〕
An 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.
[0017]
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 (VVT) includes a variable valve timing mechanism 1 (VCT), 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. It is composed of
[0018]
(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.
[0019]
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.
[0020]
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.
[0021]
(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. .
[0022]
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 includes a through hole 11a having no step in the axial direction 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 angular 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.
[0023]
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.
[0024]
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.
[0025]
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.
[0026]
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).
[0027]
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. The main gap MG (magnetic attraction gap: a gap through which magnetic flux passes during magnetic attraction) is formed between the moving core 14 and the rod-shaped portion 16a. The details of the main gap MG will be described later.
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.
[0028]
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.
[0029]
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.
Therefore, in the oil flow control valve 2 of the present embodiment, the end face of the sleeve 11 on the coil side (right side in FIG. 1) and the end face on the side opposite to the coil (left side in FIG. 1) of the moving core 14 come into contact with each other. A stopper S is formed when the moving core 14 is displaced to the opposite side of the coil (when the coil 17 is turned off).
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.
[0030]
(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 according to the operating state of the engine. The ECU 4 supplies the hydraulic pressure to the coil 17 by PWM control or the like. The amount of current is controlled continuously.
[0031]
(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.
[0032]
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.
[0033]
[Features of the embodiment according to the present invention]
On the other hand, as described in the section of the prior art (the reference numeral is shown in FIG. 4), the conventional oil flow control valve J1 has the following problem.
(1 ′) Because the side gap core J13 (or the main gap core J14) is arranged inside the coil J12, and a number of components such as the moving core J11 and the shaft J15 are arranged inside the coil J12. In addition, there is a problem that the average turn length (the length of one round) of the coil J12 is increased, and the physical size of the electromagnetic actuator J8 is increased.
(2 ′) Since the moving core J11 has a structure arranged further inside the side gap core J13 arranged inside the coil J12, the outside diameter of the moving core J11 is small, and the outer surface area ( The magnetic transfer area of the side gap SG) is small. For this reason, the axial dimension of the moving core J11 increases because of the necessity of reducing the magnetic resistance of the side gap SG.
(3 ′) Since the moving core J11 and the main gap core J14 are formed in a narrow space inside the coil J12, opposing surfaces of the moving core J11 and the main gap core J14 where the main gap MG is formed. Cannot be used effectively, and the magnetic resistance of the main gap MG is large. For this reason, it is necessary to generate a large magnetomotive force in the coil J12, which increases the size of the electromagnetic actuator J8 and increases power consumption.
[0034]
Therefore, as shown in FIG. 2, in the oil flow control valve 2 of the present embodiment, the moving core 14 is disposed closer to the spool than the axial end of the coil 17 (the left side in FIGS. 1 and 2), and the yoke 18 is The coil 17 is provided so as to cover the outer periphery of the moving core 14 as well. The side gap SG for transferring magnetic flux between the yoke 18 and the moving core 14 is provided between the outer periphery of the moving core 14 and the yoke 18 covering the same. Is formed. As described above, the main gap MG is formed between the moving core 14 and the stator 16 so as to pass a magnetic flux during magnetic attraction.
[0035]
By providing the oil flow control valve 2 in this manner, the above-described problem of the related art can be solved.
(1) In the oil flow control valve 2 of the present embodiment, since the moving core 14 is disposed on the spool side (the left side in FIGS. 1 and 2) from the axial end of the coil 17, the components inside the coil 17 are connected to the stator. Can be only 16 For this reason, the inner diameter of the coil 17 can be reduced as compared with the related art, and the average turn length (the length of one round) of the coil 17 can be shortened. Thus, the outer diameter of the coil 17 can be reduced, and the size of the electromagnetic actuator 13 can be reduced.
[0036]
(2) In the oil flow control valve 2 of this embodiment, since the moving core 14 is disposed closer to the spool than the axial end of the coil 17 (the left side in FIGS. 1 and 2), the outer diameter of the moving core 14 is reduced. The inner diameter of the coil 17 is no longer restricted, and the outer diameter of the moving core 14 can be made larger than before. As the outer diameter of the moving core 14 increases, the surface area of the outer periphery (magnetic transfer area of the side gap SG) increases. Therefore, the axial dimension of the side gap SG can be reduced, and the axial dimension of the moving core 14 can be reduced.
[0037]
(3) In the oil flow control valve 2 of the present embodiment, since the moving core 14 is disposed closer to the spool than the axial end of the coil 17, the outer diameter of the moving core 14 is restricted by the inner diameter of the coil 17. As a result, the outer diameter of the moving core 14 can be made larger than before. On the other hand, the components inside the coil 17 can be made only the stator 16.
Thereby, the opposing surfaces of the moving core 14 and the stator 16 where the main gap MG is formed can be effectively used. That is, as will be described later, the magnetic resistance of the main gap MG can be reduced by setting the number of the main gaps MG to two (first and second main gaps MG1 and MG2: see FIG. 2). As described above, since the magnetic resistance of the main gap MG can be reduced, the magnetomotive force of the coil 17 for generating the necessary attraction force in the main gap MG can be reduced. Thereby, the ampere-turn of the coil 17 can be reduced, the size of the electromagnetic actuator 13 can be reduced, and the power consumption can be reduced.
[0038]
(4) The oil flow control valve 2 is provided so that the moving core 14 and a part of the stator 16 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 projection 16c enters the inside of the ring groove 14a, so that the moving core 14 and a part of the stator 16 intersect in the axial direction. In the center of the moving core 14, a communication hole 14 b penetrating in the axial direction is formed to suppress a fluctuation in the chamber pressure between the moving core 14 and the coil 17.
[0039]
By being provided in this manner, the first and second main gaps MG1 and MG2 are formed in the main gap MG where the moving core 14 and the stator 16 face each other.
The first and second main gaps MG1 and MG2 are magnetically attracting portions for transferring the magnetic field by the moving core 14 and the stator 16 being closest to each other when the coil 17 is turned off. It is formed between the stator 16 on the inner periphery of the tip of the projection 16c and the moving core 14 inside the ring groove 14a. Further, the outer second main gap MG2 is formed between the stator 16 on the outer periphery of the distal end of the cylindrical projection 16c and the moving core 14 outside the ring groove 14a.
[0040]
As described above, by adopting a structure in which the moving core 14 and a part of the stator 16 intersect in the axial direction when the moving core 14 approaches the stator 16, a sudden change in the suction force of the moving core 14 can be suppressed. . Therefore, a sudden change in the axial displacement of the spool 12 corresponding to a change in the current of the coil 17 can be suppressed, and the axial position of the spool 12 can be easily linearly controlled by controlling the current of the coil 17.
[0041]
In this embodiment, the tip of the moving core 14 inside the ring groove 14a and the tip of the moving core 14 outside the ring groove 14a are both provided in a tapered shape that becomes thinner toward the stator 16. The magnetic flux transfer amount is small when the amount of intersection between the core 14 and the stator 16 is small, and the amount of magnetic flux transfer is increased as the amount of intersection increases. With this arrangement, it is possible to suppress a sharp change in the axial displacement of the spool 12 corresponding to a change in the current of the coil 17.
[0042]
(5) In the oil flow control valve 2 of this embodiment, the outer diameter of the moving core 14 is substantially the same as the outer diameter of the coil 17.
By providing the outer diameter of the moving core 14 as large as the outer diameter of the coil 17 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. And the axial dimension of the side gap SG can be minimized without increasing the outer diameter dimension of the electromagnetic actuator 13.
[0043]
(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.
[0044]
In the above-described embodiment, an example in which the outer diameter of the moving core 14 is provided to be substantially the same as the outer diameter of the coil 17 has been described, but the outer diameter of the moving core 14 is provided smaller than the outer diameter of the coil 17. Is also good.
In the above embodiment, the example in which the spring 15 (biasing means) is disposed between the moving core 14 and the coil 17 has been described. However, other examples such as disposing the spring 15 between the moving core 14 and the stator 16 are provided. It may be arranged at a position.
[0045]
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.
[0046]
In the above-described embodiment, an example in which the oil flow control valve 2 to which the present invention is applied is combined with the variable valve timing mechanism 1 is shown. The present invention is applicable.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view along an axial direction of an oil flow control valve (embodiment).
FIG. 2 is a sectional view of an essential part of an oil flow control valve (embodiment).
FIG. 3 is a schematic view of a variable valve timing device (Example).
FIG. 4 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)
16 Stator 17 Coil 18 Yoke MG Main gap MG1 First main gap MG2 Second main gap SG Side gap

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 generating a magnetomotive force when energized, a stator disposed inside the coil, urging means for urging the spool together with the moving core toward the opposite side of the coil, an outer periphery of the coil An electromagnetic actuator that, when energized by the coil, overcomes the urging force of the urging means and drives the spool together with the moving core toward the coil.
An oil flow control valve comprising:
The moving core is disposed closer to the spool than an axial end of the coil,
The yoke is provided so as to cover the outer periphery of the moving core together with the coil,
A side gap is formed between the outer periphery of the moving core and the yoke that covers the moving core, for transferring magnetic flux between the yoke and the moving core.
An oil flow control valve, wherein a main gap is formed between the moving core and the stator so that a magnetic flux passes when magnetically attracted.

The oil flow control valve according to claim 1,
When the moving core approaches the stator by the magnetomotive force of the coil, the moving core and a part of the stator are provided so as to intersect in the axial direction,
An oil flow control valve, wherein a plurality of main gaps are provided between the moving core and the stator.

The oil flow control valve according to claim 1 or 2,
An oil flow control valve, wherein an outer diameter of the moving core is substantially equal to an outer diameter of the coil.

The oil flow control valve according to any one of claims 1 to 3,
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.