JP2007113694A - 流体コントロールバルブ - Google Patents

Abstract

【課題】 ＶＣＴは、カムシャフトのトルク変動をベーンロータが受けて油圧変動するが、この変動が大きくなると油圧低下時に進角室、遅角室に空気が吸い込まれる可能性がある。
【解決手段】 スリーブ１１には、分配室２３のオイルをシール範囲α、α’の途中まで導く第１、第２流体導入部２４、２５（拡径部）が設けられている。第１、第２流体導入部２４、２５によりシール範囲α、α’の途中まで油圧が供給されるため、進角室と遅角室の平均油圧が高められ、進角室、遅角室が負圧になることを防ぐことができる。また、スプール１２の中立状態では、分配室２３と第１、第２出力ポート１６、１８は、固定絞りとして作用する第１、第２隙間小シール範囲β、β’を介して連通するため、スプール１２のストローク量に対する第１、第２出力ポート１６、１８の油圧差の傾きが抑えられ、カムシャフトの進角制御の精度を高めることができる。
【選択図】 図１

Description

本発明は、第１、第２出力ポートの出力圧をコントロールする流体コントロールバルブに関するものである。

第１、第２出力ポートの出力圧をコントロールする流体コントロールバルブの一例として、内燃機関（以下、エンジン）におけるカムシャフトの進角を可変するバルブタイミング可変装置（ＶＶＴ）に用いられるオイルフローコントロールバルブ（ＯＣＶ）が知られている。
ここで、バルブタイミング可変装置は、オイルフローコントロールバルブを用いた油圧回路と、供給油圧によってバルブタイミングを可変させるバルブ可変機構（油圧ＶＣＴ）とから構成される。

バルブ可変機構１は、エンジンのクランクシャフトに同期して回転するシューハウジング５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とを備えるものであり、ベーンロータ６によって区画される進角室７ａと遅角室７ｂの供給油圧を相対的に変化させることで、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（符号、図５参照）。

バルブ可変機構１は、上記の構造を採用するため、カムシャフトのトルク変動（例えば、吸排気バルブの駆動トルクによる変動等）をベーンロータ６が受ける。その結果、図３（ａ）の破線Ａに示すように、進角室７ａと遅角室７ｂの油圧が変動する。
進角室７ａと遅角室７ｂの平均油圧に対し、図３（ａ）の実線Ｂに示すように、油圧変動が大きくなると、油圧の低下時に進角室７ａあるいは遅角室７ｂの油圧が負圧になる可能性がある。
進角室７ａおよび遅角室７ｂは、負圧になると、バルブ可変機構１のオイルシール部から空気の吸込が発生する可能性がある。
もし、進角室７ａや遅角室７ｂに空気が吸い込まれると、進角室７ａや遅角室７ｂ内で吸い込まれた空気（気泡）の体積が変動するため、吸い込まれた空気の体積変動によってベーンロータ６が変動し、カム角度の保持安定性が損なわれてしまう。
特開２０００−３３７１１３号公報

本発明は、上記問題点に鑑みてなされたものであり、その目的はスプール弁に設けられた第１、第２出力ポートの出力圧を高めることができ、例えばバルブタイミング可変装置に用いられる場合は、進角室および遅角室の平均油圧を高めて負圧の発生を防ぐことができる流体コントロールバルブの提供にある。

［請求項１の手段］
請求項１の手段を採用する流体コントロールバルブにおけるバルブハウジングには、分配室内の流体を、第１、第２出力シール長のシール範囲（α、α’）の軸方向の途中まで導く第１、第２流体導入部が設けられている。
第１、第２流体導入部によってシール範囲（α、α’）の途中まで流体が導かれるため、分配室と第１、第２出力ポートのシール力（シール力は、隙間面積と長さにより決定される）が弱められることになり、結果的に、第１、第２出力ポートの出力圧が高まる。即ち、第１、第２出力ポートの平均出力圧が、従来よりも高められる。

［請求項２の手段］
請求項２の手段を採用する流体コントロールバルブは、第１切替ランドが第１隙間大シール範囲（γ）のシール長を変化させる状態と、第２切替ランドが第２隙間大シール範囲（γ’）のシール長を変化させる状態とが、スプール弁の軸方向移動範囲においてオーバーラップする。
このため、第１、第２出力ポートの油圧が変化する全範囲において、平均出力油圧が上昇する。

また、第１隙間大シール範囲（γ）と第２隙間大シール範囲（γ’）のオーバーラップ範囲では、分配室は第１、第２隙間小シール範囲（β、β’）を介して第１、第２出力ポートに連通する。即ち、このオーバーラップ範囲では、分配室と第１、第２出力ポートは、固定絞りとして作用する第１、第２隙間小シール範囲（β、β’）を介して連通する。 このため、このオーバーラップ範囲では、スプールのストローク量（ｘ）に対する第１、第２出力ポートの出力圧の差圧の傾きが抑えられる。
このように、このオーバーラップ範囲（スプールの中立状態）では、第１、第２出力ポートの出力圧の差圧の傾きが抑えられるため、スプールの中立状態における差圧のコントロール精度を高めることができる。

［請求項３の手段］
請求項３の手段を採用する流体コントロールバルブにおける第１、第２流体導入部は、シール範囲（α、α’）内において分配室側に形成された拡径部である。

［請求項４の手段］
請求項４の手段を採用する流体コントロールバルブは、バルブ可変機構と組み合わされて、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オイルフローコントロールバルブである。即ち、バルブタイミング可変装置（ＶＶＴ）に用いられるオイルフローコントロールバルブ（ＯＣＶ）に本発明を適用したものである。
これによって、第１、第２出力ポートの出力圧が高まることで、進角室と遅角室の平均油圧が従来よりも高められる。
このように、進角室と遅角室の平均油圧が高められることにより、進角室と遅角室の油圧変動が大きくなっても、進角室および遅角室が負圧になる不具合を回避することができる。即ち、進角室や遅角室に空気が吸い込まれることで発生するベーンロータの変動を無くすことができ、カム角度の保持安定性が損なわれることがない。

最良の形態１の流体コントロールバルブは、バルブハウジング内において軸方向に摺動自在に支持されるスプールを備えるスプール弁と、スプールを軸方向へ駆動する駆動手段とを具備する。
バルブハウジングは、軸方向に向かって第１出力ポート、入力ポート、第２出力ポートを備える。
スプールは、第１出力ポートをシールする第１切替ランド、第２出力ポートをシールする第２切替ランドを備える。
そして、スプールを軸方向に移動させることにより、分配室と第１出力ポートの軸方向の第１出力シール長を変化させるとともに、分配室と第２出力ポートの軸方向の第２出力シール長を変化させ、第１、第２出力シール長の比率により第１、第２出力ポートの出力圧の制御を行う。

流体コントロールバルブのバルブハウジングには、分配室内の流体を、第１、第２出力シール長のシール範囲（α、α’）の軸方向の途中まで導く第１、第２流体導入部（例えば、拡径部）が設けられている。
第１、第２出力シール長のシール範囲（α、α’）は、第１、第２流体導入部が設けられていない第１、第２隙間小シール範囲（β、β’）と、第１、第２流体導入部が設けられた第１、第２隙間大シール範囲（γ、γ’）とからなる。

本発明の流体コントロールバルブを、バルブタイミング可変装置のオイルフローコントロールバルブに適用した実施例１を図１〜図５を参照して説明する。
なお、この実施例１では、先ず「バルブタイミング可変装置」を説明し、その後で「実施例１の特徴」を説明する。

〔バルブタイミング可変装置の説明〕
先ず、図５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、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。

（バルブ可変機構１の説明）
バルブ可変機構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。

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５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５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。

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。

（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。

（オイルフローコントロールバルブ２の説明）
オイルフローコントロールバルブ２は、スリーブ１１およびスプール１２（図１参照）を備えるスプール弁１０と、スプール１２を軸方向へ駆動する電磁アクチュエータ１３（駆動手段の一例）とで構成されている。
スリーブ１１は、略円筒形状を呈するバルブハウジングの一例であり、複数の入出力ポートが形成されている。具体的にスリーブ１１には、スプール１２を軸方向へ摺動自在に支持する挿通穴１４の他、図５の左側から右側に向けて、第１排出ポート（ドレインポート）１５、第１出力ポート（進角室連通ポート）１６、入力ポート（油圧供給ポート）１７、第２出力ポート（遅角室連通ポート）１８、第２排出ポート（ドレインポート）１９が設けられている。

第１排出ポート１５は、オイルパン９ａ内にオイルを戻す低圧ポートである。
第１出力ポート１６は、進角室７ａに連通するオイルの出力ポートである。
入力ポート１７は、オイルポンプ９のオイル吐出口に連通するオイルの供給ポートである。
第２出力ポート１８は、遅角室７ｂに連通するオイルの出力ポートである。
第２排出ポート１９は、オイルパン９ａ内にオイルを戻す低圧ポートである。

スプール１２の基本構成（従来技術と同様：本発明は適用されていない）を図１（ａ）を参照して説明する。
スプール１２には、少なくとも、第１出力ポート１６をシールする第１切替ランド２１、第２出力ポート１８をシールする第２切替ランド２２が設けられている。
そして、スリーブ１１の内部には、第１、第２切替ランド２１、２２の間に入力ポート１７と連通する分配室２３が形成されている。
第１、第２切替ランド２１、２２は、スリーブ１１における摺動径より僅かに小径の大径部であり、第１、第２切替ランド２１、２２とスリーブ１１は、第１、第２出力ポート１６、１８の軸方向の両側でオーバーラップする。

第１切替ランド２１における入力ポート１７側のオーバーラップが、第１出力シール長Ｌ１である。
ここで、分配室２３と第１出力ポート１６は、第１出力シール長Ｌ１におけるスリーブ１１と第１切替ランド２１との隙間（クリアランス）を介して連通する。分配室２３と第１出力ポート１６の連通度合は、スリーブ１１と第１切替ランド２１との隙間面積と、隙間の軸方向距離によって決定されるものであり、スプール１２の移動に伴う第１出力シール長Ｌ１の変化によって、分配室２３から第１出力ポート１６に供給される油圧が変化する。

第１切替ランド２１における第１排出ポート１５側のオーバーラップが、第１排出シール長Ｌ２である。
ここで、第１出力ポート１６と第１排出ポート１５は、第１排出シール長Ｌ２におけるスリーブ１１と第１切替ランド２１との隙間（クリアランス）を介して連通する。第１出力ポート１６と第１排出ポート１５の連通度合は、スリーブ１１と第１切替ランド２１との隙間面積と、隙間の軸方向距離によって決定されるものであり、スプール１２の移動に伴う第１排出シール長Ｌ２の変化によって、第１出力ポート１６から第１排出ポート１５に排出される油圧が変化する。

第２切替ランド２２における入力ポート１７側のオーバーラップが、第２出力シール長Ｌ１’である。
ここで、分配室２３と第２出力ポート１８は、第２出力シール長Ｌ１’におけるスリーブ１１と第２切替ランド２２との隙間（クリアランス）を介して連通する。分配室２３と第２出力ポート１８の連通度合は、スリーブ１１と第２切替ランド２２との隙間面積と、隙間の軸方向距離によって決定されるものであり、スプール１２の移動に伴う第２出力シール長Ｌ１’の変化によって、分配室２３から第２出力ポート１８に供給される油圧が変化する。

第２切替ランド２２における第２排出ポート１９側のオーバーラップが、第２排出シール長Ｌ２’である。
ここで、第２出力ポート１８と第２排出ポート１９は、第２排出シール長Ｌ２’におけるスリーブ１１と第２切替ランド２２との隙間（クリアランス）を介して連通する。第２出力ポート１８と第２排出ポート１９の連通度合は、スリーブ１１と第２切替ランド２２との隙間面積と、隙間の軸方向距離によって決定されるものであり、スプール１２の移動に伴う第２排出シール長Ｌ２’の変化によって、第２出力ポート１８から第２排出ポート１９に排出される油圧が変化する。

スプール弁１０の図５左側の内部には、スプール１２を電磁アクチュエータ１３側（第１出力シール長Ｌ１が長くなり、第２出力シール長Ｌ１’が短くなる側）に向けて付勢するリターンスプリング（図示しない）が配置されている。

電磁アクチュエータ１３は、通電量（電流値）に応じた駆動力を発生する周知構造のリニアソレノイドであり、通電により磁力を発生するコイル、スプール１２と同軸上で摺動自在に支持されたプランジャ（ムービングコア）、このプランジャをスプール１２側へ磁気吸引するステータ、このステータとともに閉磁路を形成するヨーク等を備える。そしてコイルが通電されると、プランジャがステータに磁気吸引され、その結果スプール１２がリターンスプリングの付勢力に抗して図１、図５の左側へ移動する。
なお、スプール１２は、リターンスプリングのバネ荷重と、電磁アクチュエータ１３による駆動力（スプール１２に与えられる軸力）とが釣り合う位置で静止するものである。

（ＥＣＵ４の説明）
ＥＣＵ４は、電磁アクチュエータ１３のコイルを通電制御する。具体的に、ＥＣＵ４は、デューティ比制御によってコイルに与える電流値を制御するものであり、コイルに与える電流値を制御することにより、リターンスプリングのバネ荷重に抗してスプール１２の軸方向位置をリニアに変位させて、第１、第２出力ポート１６、１８に発生する油圧を制御する。

（作動説明）
次に、電磁アクチュエータ１３に与えられる電流値を徐々に増加させ、スプール１２を図１右側から左側へ変化させた場合の油圧の変化を、図２を参照して説明する。なお、以下では、第１出力ポート１６の油圧（進角油圧）をＰａｄｖと称し、第２出力ポート１８の油圧（遅角油圧）をＰｒｅｔと称す。
（１）電磁アクチュエータ１３の電流値の増加に伴ってスプール１２が図１左方向へ移動すると、第１出力シール長Ｌ１が徐々に短くなるとともに、第１排出シール長Ｌ２が徐々に長くなる。これによって、分配室２３と第１出力ポート１６の連通度合が徐々に大きくなるとともに、第１出力ポート１６と第１排出ポート１５の連通度合が徐々に小さくなる。このため、電磁アクチュエータ１３の電流値の増加に伴うスプール１２の移動によって、第１出力ポート１６の油圧Ｐａｄｖが図２中の破線に示すように徐々に増加する。

（２）一方、電磁アクチュエータ１３の電流値の増加に伴ってスプール１２が図１左方向へ移動すると、第２出力シール長Ｌ１’が徐々に長くなるとともに、第２排出シール長Ｌ２’が徐々に短くなる。これによって、分配室２３と第２出力ポート１８の連通度合が徐々に小さくなるとともに、第２出力ポート１８と第２排出ポート１９の連通度合が徐々に大きくなる。このため、電磁アクチュエータ１３の電流値の増加に伴うスプール１２の移動によって、第２出力ポート１８の油圧Ｐｒｅｔが図２中の破線に示すように徐々に低下する。

上記（１）、（２）に示すように、電磁アクチュエータ１３の電流値の増加に伴うスプール１２の移動によって、第１出力ポート１６の油圧Ｐａｄｖが徐々に増加し、第２出力ポート１８の油圧Ｐｒｅｔが徐々に低下することにより、第１出力ポート１６に連通する進角室７ａと、第２出力ポート１８に連通する遅角室７ｂとに、図２中の破線に示す油圧差（Ｐａｄｖ−Ｐｒｅｔ）が発生する。
ここで、バルブ可変機構１は、ベーン６ａによって区画される進角室７ａと遅角室７ｂの相対的な油圧差（Ｐａｄｖ−Ｐｒｅｔ）により、シューハウジング５に対してベーンロータ６が相対回転するものであり、電磁アクチュエータ１３の電流値の増加に伴い油圧差（Ｐａｄｖ−Ｐｒｅｔ）が大きくなり、カムシャフトが進角側へ変化する。

即ち、ＥＣＵ４は、車両の運転状態に応じてカムシャフトを進角させる際、電磁アクチュエータ１３に与える電流値を増加させる。すると、入力ポート１７と第１出力ポート１６の連通度合が増加して、第１出力ポート１６と第１排出ポート１５の連通度合が減少するとともに、入力ポート１７と第２出力ポート１８の連通度合が減少して、第２出力ポート１８と第２排出ポート１９の連通度合が増加する。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。

逆に、ＥＣＵ４は、車両の運転状態に応じてカムシャフトを遅角させる際、電磁アクチュエータ１３に与える電流値を減少させる。すると、入力ポート１７と第１出力ポート１６の連通度合が減少して、第１出力ポート１６と第１排出ポート１５の連通度合が増加するとともに、入力ポート１７と第２出力ポート１８の連通度合が増加して、第２出力ポート１８と第２排出ポート１９の連通度合が減少する。この結果、進角室７ａの油圧が減少し、逆に遅角室７ｂの油圧が増加して、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。

〔実施例１の特徴〕
バルブ可変機構１は、カムシャフトのトルク変動（例えば、吸排気バルブの駆動トルクによる変動等）をベーンロータ６が受けるため、図３（ａ）の破線Ａに示すように、進角室７ａと遅角室７ｂの油圧が変動する。しかし、図３（ａ）の実線Ｂ、図３（ｂ）の破線Ｃに示すように油圧変動が大きくなると、油圧の低下時に進角室７ａあるいは遅角室７ｂの油圧が負圧になり、負圧によって進角室７ａおよび遅角室７ｂに空気の吸込が発生する可能性がある。

上記の不具合を解決するために、実施例１のスリーブ１１には、図１（ｂ）に示すように、分配室２３のオイル（供給油圧）を、第１、第２出力シール長Ｌ１、Ｌ１’のシール範囲α、α’の軸方向の途中まで導く第１、第２流体導入部２４、２５が設けられている。この実施例における第１、第２流体導入部２４、２５は、シール範囲α、α’内の分配室２３側（上流側）において挿通穴１４の内径寸法を大きくした拡径部である。
これによって、第１、第２出力シール長Ｌ１、Ｌ１’のシール範囲α、α’は、第１、第２流体導入部２４、２５が設けられていない第１、第２隙間小シール範囲β、β’と、第１、第２流体導入部２４、２５が設けられた第１、第２隙間大シール範囲γ、γ’とからなる。
なお、第１、第２隙間小シール範囲β、β’は、第１隙間大シール範囲γと第２隙間大シール範囲γ’のオーバーラップ範囲（γ∩γ’：例えば、略０．３ｍｍ）より短く設定されている。

また、第１切替ランド２１が第１隙間大シール範囲γのシール長を変化させる状態と、第２切替ランド２２が第２隙間大シール範囲γ’のシール長を変化させる状態とが、オーバーラップするように設けられている。
このため、第１隙間大シール範囲γと第２隙間大シール範囲γ’のオーバーラップ範囲（γ∩γ’）では、分配室２３は第１、第２隙間小シール範囲β、β’を介して第１、第２出力ポート１６、１８に連通する。

第１、第２出力シール長Ｌ１、Ｌ１’のシール範囲α、α’の上流側に、第１、第２流体導入部２４、２５によって油圧が導かれるため、第１、第２切替ランド２１、２２による分配室２３と第１、第２出力ポート１６、１８のシール力が小さくなる。
即ち、第１、第２切替ランド２１、２２が第１、第２隙間大シール範囲γ、γ’のシール長を変化させる時は、第１、第２出力ポート１６、１８の出力油圧が従来（上述した基本構成）よりも増加する。
なお、第１、第２切替ランド２１、２２が第１、第２隙間小シール範囲β、β’のシール長を変化させる時は、従来（上述した基本構成）と同じである。

次に、電磁アクチュエータ１３に与えられる電流値を徐々に増加させ、スプール１２を図１右側から左側へ変化させた場合の油圧の変化を、図２を参照して説明する。
（１）電磁アクチュエータ１３の電流値の増加に伴ってスプール１２が図１左方向へ移動すると、第１出力シール長Ｌ１が徐々に短くなるとともに、第１排出シール長Ｌ２が徐々に長くなる。
この第１出力シール長Ｌ１が徐々に短くなる際、（ｉ）先ず第１隙間小シール範囲βのシール長は変わらずに、第１隙間大シール範囲γのシール長が徐々に短くなる。そして、（ｉｉ）第１隙間大シール範囲γのシール長が無くなってから、第１隙間小シール範囲βのシール長が徐々に短くなる。
これによって、（ｉ）第１隙間大シール範囲γのシール長が徐々に短くなる範囲では、第１出力ポート１６の油圧Ｐａｄｖが、図２中の実線に示すように、従来に比較して高くなり、（ｉｉ）第１隙間小シール範囲βのシール長が徐々に短くなる範囲では、第１出力ポート１６の油圧Ｐａｄｖは従来と同じである。

（２）一方、電磁アクチュエータ１３の電流値の増加に伴ってスプール１２が図１左方向へ移動すると、第２出力シール長Ｌ１’が徐々に長くなるとともに、第２排出シール長Ｌ２’が徐々に短くなる。
この第２出力シール長Ｌ１’が徐々に長くなる際、（ｉ）先ず第２隙間小シール範囲β’のシール長が徐々に長くなる。そして、（ｉｉ）第２出力シール長Ｌ１’が第２隙間小シール範囲β’をシールしたら、第２隙間小シール範囲β’のシール長は変わらずに、第２隙間大シール範囲γ’のシール長が徐々に長くなる。
これによって、（ｉ）第２隙間小シール範囲β’のシール長が徐々に長くなる範囲では、第２出力ポート１８の油圧Ｐｒｅｔは図２中の実線に示すように従来と同じであり、（ｉｉ）第２隙間大シール範囲γ’のシール長が徐々に長くなる範囲では、第２出力ポート１８の油圧Ｐｒｅｔが従来に比較して高くなる。

（実施例１の第１効果）
上述したように、スリーブ１１に第１、第２流体導入部２４、２５を設けたことにより、第１、第２流体導入部２４、２５によってシール範囲α、α’の途中まで油圧が供給されるため、分配室２３と第１、第２出力ポート１６、１８のシール力が弱められ、結果的に、第１、第２出力ポート１６、１８の油圧が高められる。即ち、進角室７ａと遅角室７ｂの平均油圧が、図３（ｂ）の実線Ｄに示すように、従来（図３中、破線Ｃ）に比較して高められる。
このため、カムシャフトのトルク変動（例えば、吸排気バルブの駆動トルクによる変動等）により、進角室７ａと遅角室７ｂの油圧変動が大きくなっても、進角室７ａおよび遅角室７ｂが負圧になる不具合を回避することができる。即ち、進角室７ａや遅角室７ｂに空気が吸い込まれることで発生するベーンロータ６の変動を無くすことができ、カム角度の保持安定性が損なわれることがない。

（実施例１の第２効果）
また、スプール１２の移動途中において、第１切替ランド２１が第１隙間大シール範囲γのシール長を変化させる状態と、第２切替ランド２２が第２隙間大シール範囲γ’のシール長を変化させる状態とが、オーバーラップする。即ち、図２に示すように、スプール１２が中立状態にあるときに、第１隙間大シール範囲γと第２隙間大シール範囲γ’とがオーバーラップする。
このため、第１、第２出力ポート１６、１８の油圧が変化する全範囲において、平均出力油圧が上昇する。即ち、第１、第２出力ポート１６、１８の油圧が変化する全範囲において、進角室７ａと遅角室７ｂの平均油圧を従来に比較して高めることができる。

（実施例１の第３効果）
さらに、第１隙間大シール範囲γと第２隙間大シール範囲γ’のオーバーラップ範囲（γ∩γ’）では、分配室２３は第１、第２隙間小シール範囲β、β’を介して第１、第２出力ポート１６、１８に連通する。即ち、スプール１２が中立状態にあるときに、分配室２３は第１、第２隙間小シール範囲β、β’を介して第１、第２出力ポート１６、１８に連通する。
オーバーラップ範囲（γ∩γ’）では、分配室２３と第１、第２出力ポート１６、１８は、固定絞りとして作用する第１、第２隙間小シール範囲β、β’を介して連通する状態であるため、スプール１２のストローク量ｘに対して第１、第２出力ポート１６、１８の出力圧の差圧の傾きが抑えられる。
このように、このオーバーラップ範囲（γ∩γ’）では、油圧差（Ｐａｄｖ−Ｐｒｅｔ）の傾きが抑えられるため、スプール１２の中立状態における油圧差（Ｐａｄｖ−Ｐｒｅｔ）のコントロール精度を高めることができる。即ち、スプール１２の中立状態におけるカムシャフトの進角制御の精度を高めることができる。

（第３効果の補足説明）
このオーバーラップ範囲（γ∩γ’）において、スプール１２のストローク量ｘに対して油圧差（Ｐａｄｖ−Ｐｒｅｔ）の傾きが抑えられる理由を、第１出力ポート１６を例に図４を参照して説明する。
なお、この補足説明および図４では、上記の実施例１の説明とは異なり、
第１排出シール長Ｌ２をａ、
第１出力シール長Ｌ１をｂ、
第１隙間小シール範囲βのシール長（以下、第１固定シール長）をｃ、
スリーブ１１のストローク量（変位量）をｘ、
入力ポート１７に供給される供給油圧をＰｉｎ、
従来技術における第１出力ポート１６の出力油圧をＰａｄｖ、
本実施例における第１出力ポート１６の出力油圧をＰａｄｖ’とする。

従来技術における第１出力ポート１６の出力油圧は、
Ｐａｄｖ＝ａ／（ａ＋ｂ）・Ｐｉｎ
である。
実施例１の第１出力ポート１６の出力油圧は、
Ｐａｄｖ’＝ａ／（ａ＋ｃ）・Ｐｉｎ
である。
オーバーラップ範囲（γ∩γ’）では、ｂ＞ｃであるため、Ｐａｄｖ＜Ｐａｄｖ’となり、同じ供給油圧であれば、従来技術よりも実施例１の方が第１出力ポート１６から高い進角油圧が発生する。

ここで、本発明を用いなくても、第１出力シール長ｂを第１固定シール長ｃと同等とすることで、進角油圧の上昇効果を得ることが可能になる。具体的には、特許文献１（特開２０００−３３７１１３号公報の技術）に開示されるように、第１、第２切替ランド２１、２２のランド長を短縮したり、第１、第２切替ランド２１、２２に分配室２３と第１、第２出力ポート１６、１８を連通させる切欠部を設けることで、第１、第２出力ポート１６、１８の出力油圧を高めることができる。

しかし、特許文献１に開示される技術は、分配室２３と第１、第２出力ポート１６、１８が切欠部等で連通する状態（第１、第２出力ポート１６、１８の出力油圧が同時に高まる状態：スプール１２の中立状態：本実施例のオーバーラップ範囲に相当する）では、スプール１２のストローク量ｘに対して第１、第２出力ポート１６、１８の油圧変化が大きくなる。即ち、スプール１２が微小変位しても、第１、第２出力ポート１６、１８の油圧差が敏感に変化するデメリットが生じる。
この時の圧力変化は、特許文献１の場合、スプール１２のストローク量ｘによらず
ｄＰａｄｖ／ｄｘ＝１／（ａ＋ｂ）・Ｐｉｎ
で一定である。
これに対し、本実施例の場合は、
ｄＰａｄｖ’／ｄｘ＝ｃ／（ａ＋ｃ＋ｘ）² ・Ｐｉｎ
となる。

特許文献１と、本実施例の出力油圧の傾き成分を、ストローク量ｘ＝０（スプール１２の中立点）において「特許文献１−本実施例」の形で比較すると、
１／（ａ＋ｂ）−ｃ／（ａ＋ｃ＋ｘ）²
となる。これを変形することで
｛ａ² ＋ｃ² ＋ｃ・（ａ−ｂ）｝／｛（ａ＋ｂ）・（ａ＋ｃ）² ｝ ・・・（１）
が得られる。
ここで、第１、第２出力ポート１６、１８の出力油圧が同時に高まる状態では、「第１排出シール長ａ＞第１出力シール長ｂ」が殆どの場合で成立する。このため、上記（１）式は常に正となる。

従って、本実施例に示すように、スリーブ１１に第１、第２流体導入部２４、２５を設けることにより、オーバーラップ範囲（γ∩γ’）では、固定絞りとして作用する第１、第２隙間小シール範囲β、β’を介して分配室２３が第１、第２出力ポート１６、１８に連通することにより、スプール１２のストローク量ｘに対して第１、第２出力ポート１６、１８の出力油圧の差圧の傾きが抑えられる。
即ち、上述したように、スプール１２の中立状態における進角室７ａと遅角室７ｂの油圧のコントロール精度を高めることができ、カムシャフトの進角制御の精度を高めることができる。

〔変形例〕
上記の実施例では、スリーブ１１の挿通穴１４を拡径することで第１、第２流体導入部２４、２５を設ける例を示したが、スリーブ１１の挿通穴１４に溝や切欠部などを形成して第１、第２流体導入部２４、２５を設けても良い。
上記の実施例で示したバルブ可変機構１は、実施例を説明する一例であって、バルブ可変機構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。

上記の実施例では、バルブ可変機構１と組み合わされるオイルフローコントロールバルブ２の制御に本発明を適用したが、入力ポート１７に供給されるオイルを第１、第２出力ポート１６、１８に分配制御する全てのオイルフローコントロールバルブ２に本発明を適用しても良い。
また、流体の一例としてオイルを用いる例を示したが、オイル以外の液体や、気体など、他の流体をコントロールする流体コントロールバルブに本発明を適用しても良い。
上記の実施例では、スプール１２を電磁アクチュエータ１３で駆動する例を示したが、ピエゾスタックを積層してなるピエゾアクチュエータ、電動モータなど、他の駆動手段によってスプール１２を駆動するものであっても良い。

スプール弁における要部概略図である。 スプールのストローク量に対する油圧の変化を示すグラフである。 バルブ可変機構（ＶＣＴ）内における油圧変動を示すグラフである。 補足説明に用いる説明図である。 バルブタイミング可変装置（ＶＶＴ）の概略図である。

符号の説明

１ バルブ可変機構
２ オイルフローコントロールバルブ（流体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
１０ スプール弁
１１ スリーブ（バルブハウジング）
１２ スプール
１３ 電磁アクチュエータ（駆動手段）
１５ 第１排出ポート
１６ 第１出力ポート
１７ 入力ポート
１８ 第２出力ポート
１９ 第２排出ポート
２１ 第１切替ランド
２２ 第２切替ランド
２３ 分配室
２４ 第１流体導入部（拡径部）
２５ 第２流体導入部（拡径部）
Ｌ１ 第１出力シール長
Ｌ１’ 第２出力シール長
Ｌ２ 第１排出シール長
Ｌ２’ 第２排出シール長
α 第１出力シール長のシール範囲
α’ 第２出力シール長のシール範囲
β 第１隙間小シール範囲
β’ 第２隙間小シール範囲
γ 第１隙間大シール範囲
γ’ 第２隙間大シール範囲

Claims (4)

1. （ａ）バルブハウジング内において軸方向に摺動自在に支持されるスプールを備えるスプール弁と、前記スプールを軸方向へ駆動する駆動手段とを具備するものであり、
   （ｂ）前記バルブハウジングは、軸方向に向かって第１出力ポート、入力ポート、第２出力ポートを備え、
   前記スプールは、前記第１出力ポートをシールする第１切替ランド、前記第２出力ポートをシールする第２切替ランドを備え、
   （ｃ）前記スプールを軸方向に移動させることにより、
   前記バルブハウジング内において前記入力ポートに連通する分配室と前記第１出力ポートの軸方向の第１出力シール長を変化させるとともに、
   前記分配室と前記第２出力ポートの軸方向の第２出力シール長を変化させ、
   前記第１、第２出力シール長の比率により前記第１、第２出力ポートの出力圧の制御を行う流体コントロールバルブにおいて、
   （ｄ）前記バルブハウジングには、
   前記分配室内の流体を、前記第１、第２出力シール長のシール範囲（α、α’）の軸方向の途中まで導く第１、第２流体導入部が設けられ、
   前記第１、第２出力シール長のシール範囲（α、α’）は、
   前記第１、第２流体導入部が設けられていない第１、第２隙間小シール範囲（β、β’）と、
   前記第１、第２流体導入部が設けられた第１、第２隙間大シール範囲（γ、γ’）とからなることを特徴とする流体コントロールバルブ。
2. 請求項１に記載の流体コントロールバルブにおいて、
   前記第１切替ランドが前記第１隙間大シール範囲（γ）のシール長を変化させる状態と、
   前記第２切替ランドが前記第２隙間大シール範囲（γ’）のシール長を変化させる状態とが、前記スプール弁の軸方向移動範囲においてオーバーラップすることを特徴とする流体コントロールバルブ。
3. 請求項１または請求項２に記載の流体コントロールバルブにおいて、
   前記第１、第２流体導入部は、前記シール範囲（α、α’）内において前記分配室側に形成された拡径部であることを特徴とする流体コントロールバルブ。
4. 請求項１〜請求項３のうちのいずれかに記載の流体コントロールバルブにおいて、
   この流体コントロールバルブは、
   内燃機関のクランクシャフトに同期して回転駆動される回転駆動体と、
   この回転駆動体に対して相対回転可能に設けられ、前記内燃機関のカムシャフトと一体に回転する回転従動体とを備え、
   前記回転駆動体と前記回転従動体の間に形成された進角室へ油圧を供給することによって、前記回転駆動体に対して前記回転従動体とともに前記カムシャフトを進角側へ変位させるとともに、前記回転駆動体と前記回転従動体の間に形成された遅角室へ油圧を供給することによって、前記回転駆動体に対して前記回転従動体とともに前記カムシャフトを遅角側へ変位させるバルブ可変機構と組み合わされ、
   前記内燃機関の作動中に、油圧源で発生した油圧を、前記進角室および前記遅角室に相対的に給排させるオイルフローコントロールバルブであることを特徴とする流体コントロールバルブ。

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