JP2007146830A - 内燃機関の油圧制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】機関始動時においてクランクシャフトとカムシャフトの相対回転位相を応答性よく変更できるＶＴＣを提供する。
【解決手段】タイミングスプロケット１と相対回転可能なベーン部材３を、進角側・遅角室１７，１８へ油圧を選択的に給排させることにより正逆回転させて、前記スプロケットとカムシャフト２との相対回転位相を変換させる。オイルポンプ２５と流路切換弁２３との間の供給通路２１の最小通路断面積Ｓよりも、流路切換弁の供給ポート３０及び第１、第２ポート３１，３２の開口断面積Ｓ１，Ｓ２を大きく形成すると共に、流路切換弁と各進角室、遅角室との間の第１、第２油通路１９，２０の通路断面積Ｓ３も大きく形成して、流路切換弁から各室へ供給される作動油の流路抵抗を十分に低減する。
【選択図】図1

Description

本発明は、例えば内燃機関の吸気弁や排気弁の開閉時期を運転状態に応じて可変にするバルブタイミング制御装置などに用いられる油圧制御装置に関する。

従来のバルブタイミング制御装置としては、以下の特許文献１に記載されたベーンタイプのものが知られている。

概略を説明すれば、このバルブタイミング制御装置は、吸気側に適用されたもので、前後の開口端がフロントカバーとリアカバーで閉塞されたタイミングスプロケットの筒状ハウジングの内部に、カムシャフトの端部に固定されたベーンが回転自在に収納されていると共に、ハウジングの内周面に直径方向から互いに内方へ突出されたほぼ台形状の２つのシューとベーン部材の２つのベーン（羽根部）との間に進角室と遅角室が隔成されている。

この各進角室と各遅角室には、潤滑用オイルポンプから吐出された作動油（潤滑油）がシリンダブロック内に形成されたメインオイルギャラリーを通流して流路切換弁（ＯＣＶ）を介して選択的に供給されるようになっている。

すなわち、前記流路切換弁は、機関運転状態に応じて電子コントローラから出力された制御電流によって内部のスプール弁体が軸方向へ摺動してバルブボディに形成された各ポートを選択的に開閉することにより、各進角室や遅角室に連通する各油通路と前記メインオイルギャラリーとの連通を相対的に切り換えて各進角室あるいは各遅角室に作動油を供給または排出するようになっている。

これによってベーン部材を正逆回転させることにより、タイミングプーリとカムシャフトとの相対回動位相を進角あるいは遅角側に変化させて、吸気弁の開閉時期を可変制御するようになっている。
特開平１１−１４１３５９号公報

ところで、前記従来のバルブタイミング制御装置にあっては、前記流路切換弁のバルブボディに形成された各ポートの開口断面積は、前記メインオイルギャラリーを通流する作動油の流路抵抗を考慮して設定されており、このメインオイルギャラリーは、流路切換弁までの長さが比較的長く形成されていると共に、途中に多くの屈曲部や段差部などを有することから、作動油は大きな流路抵抗を受ける。

したがって、通路長がメインオイルギャラリーよりも十分に短い前記各ポートは、流路抵抗が大きくないと考えられていることから、その最大開口断面積が、メインオイルギャラリーの最小通路断面積よりも小さくあるいは等しく設定されている。

しかしながら、前記スプール弁体によって開閉する各ポートは、該スプール弁体に有するランド部の鋭いエッジ状の端縁によってその開口断面積が制御されていると共に、該ポートと連通するバルブボディ内ではその流路がほぼ鋭角状に屈曲し、さらには、該ポートからバルブボディ内での通路断面積が大きく変化して、ここを通流する作動油が膨張、圧縮が繰り返されるため、このバルブボディ内でも大きな流路抵抗が発生している。特に、冷機始動時など、作動油の粘性が高い場合は作動油の流路抵抗の増大化が顕著である。

この結果、例えば機関始動時において、オイルポンプから流路切換弁を経て各進角室あるいは各遅角室に供給される作動油の流入速度が低下して、ベーン部材の一方向の回転応答性が低下し、クランクシャフトとカムシャフトとの相対回転位相変更の制御応答性が低下するおそれがある。

本発明は、前記従来のバルブタイミング制御装置の技術的課題に鑑みて案出されたもので、請求項１記載の発明は、オイルポンプから圧送された油圧によって駆動される被駆動機構と、前記オイルポンプから被駆動機構へ供給される作動油圧を制御する流路切換弁と、前記オイルポンプと流路切換弁との間に設けられた供給通路と、前記流路切換弁と被駆動機構との間に設けられた油通路とを備え、前記流路切換弁は、バルブボディに形成されて、前記供給通路や油通路にそれぞれ連通する複数のポートと、バルブボディの内部に摺動自在に設けられ、前記各ポートを開閉するスプール弁体とを有し、前記供給通路が直接連通する前記供給ポートの最大開口断面積を、前記供給通路の最小通路断面積よりも大きく形成したことを特徴としている。

この発明によれば、供給通路に連通した供給ポートの最大開口断面積を、供給通路の最小通路断面積よりも大きく形成したので、被駆動機構が最大流量を必要とする前記ポートの最大開口時において、供給通路から流路切換弁を通って被駆動機構へ流入する作動油の流路抵抗を十分に低減させることができる。

この結果、被駆動機構への作動油の供給速度が従来のものに比較して速くなることから、被駆動機構の駆動応答性が向上する。

請求項２に記載の発明は、前記油通路の通路断面積と該油通路に直接連通する前記ポートの開口断面積を、前記供給通路の最小通路断面積よりもそれぞれ大きく形成したことを特徴としている。

この発明によれば、前記供給ポートの開口断面積の拡大と共に、流路切換弁と被駆動機構との間の油通路の通路断面積及び該油通路と連通する流路切換弁の他のポートの開口断面積を大きく形成したことにより、供給ポートから被駆動機構までの全体の作動油の流路抵抗を低減することができる。このため、被駆動機構への作動油の供給速度をさらに高めることが可能になる。

請求項３に記載の発明は、前記油通路から被駆動機構に有する各油室までの間を複数の分岐通路によって連通すると共に、該各分岐通路の全体の合計通路断面積を、油通路と連通する前記ポートの最大開口断面積よりも大きく形成したことを特徴としている。

この発明では、前記各分岐通路全体の通路断面積がポートの開口断面積よりも大きいことから、該ポートから油通路を通って各分岐通路に流入した作動油の流路抵抗が低減されることから、作動油を各油室へ速やかに供給することが可能になる。

請求項４に記載の発明にあっては、前記被駆動機構は、機関の運転状態に応じて機関弁の開閉時期を可変にするバルブタイミング制御機構であることを特徴としている。

少なくとも流路切換弁の各ポートの開口断面積を従来のものよりも大きく形成して、流路抵抗を可及的に低減できることから、機関始動時などにおいてオイルポンプからの吐出圧が低い場合でも、バルブタイミング制御機構を速やかに作動させることが可能になる。

この結果、機関始動時に排気ガス中に発生する未燃ガスであるハイドロカーボン（ＨＣ）を効果的に抑制することができる。

以下、本発明に係る内燃機関の油圧制御装置を、バルブタイミング制御装置（ＶＴＣ）に適用した各実施形態を図面に基づいて詳述する。この実施形態も従来と同じく、吸気弁側に適用したものを示している。

図１〜図４は本発明の第１の実施形態を示し、機関の図外のクランクシャフトによりタイミングチェーンを介して回転駆動される駆動部材であるタイミングスプロケット１と、該タイミングスプロケット１に対して相対回転可能に設けられたカムシャフト２と、該カムシャフト２の端部に固定されてタイミングスプロケット１内に回転自在に収容された従動部材であるベーン部材３と、該ベーン部材３を油圧によって正逆回転させる油圧回路４とを備えている。

前記タイミングスプロケット１は、外周にタイミングチェーンが噛合する歯部５ａが一体に設けられて、前記ベーン部材３を回転自在に収容したハウジング５と、該ハウジング５の前端開口を閉塞する蓋体たる円板状のフロントカバー６と、ハウジング５の後端開口を閉塞するほぼ円板状のリアカバー７とから構成され、これらハウジング５及びフロントカバー６，リアカバー７は、４本の小径ボルト８によってカムシャフト軸方向から一体的に共締め固定されている。

前記ハウジング５は、前後両端が開口形成された円筒状を呈し、内周面の周方向の約９０°位置に４つのシューである隔壁部１０が内方に向かって突設されている。この各隔壁部１０は、横断面ほぼ台形状を呈し、それぞれハウジング５の軸方向に沿って設けられて、その軸方向の両端縁がハウジング５の両端縁と同一面になっていると共に、ほぼ中央位置に前記各ボルト８が挿通する４つのボルト挿通孔１１が軸方向へ貫通形成されている。さらに、各隔壁部１０は、内端面が前記ベーン部材３の後述するベーンロータの外形に沿って円弧状に形成されていると共に、内端面の高位部位置に軸方向に沿って切欠形成された保持溝１１内に、コ字形のシール部材１２と該シール部材１２を内方へ押圧する図外の板ばねが嵌合保持されている。

前記フロントカバー６は、中央に比較的大径なボルト挿通孔６ａが穿設されていると共に、外周部に前記ハウジング５の各ボルト挿通孔８に挿通する４つのボルト孔が穿設されている。

前記リアカバー７は、ほぼ中央に前記カムシャフト２の前端部２ａを回転自在に支持する軸受孔７ａが形成されていると共に、外周部に前記各小径ボルト８が螺着する４つの雌ねじ孔が形成されている。

前記カムシャフト２は、シリンダヘッドの上端部に図外のカム軸受を介して回転自在に支持され、外周面の所定位置に図外の吸気弁を、バルブリフターを介して開作動させるカムが一体に設けられている。

前記ベーン部材３は、焼結合金材で一体に形成され、中央にカムボルト１３によってカムシャフト２の前端部に固定された円環状のベーンロータ１４と、該ベーンロータ１４の外周面の周方向の９０°位置に一体に設けられた４枚のベーン１５とを備えている。ベーンロータ１４は、中央軸方向に前記カムボルト１６が挿通すると共に、カムシャフト２の前端部２ａが挿通嵌合する段差径状の挿通孔１３ａが貫通形成されており、前記カムボルト１３によってカムシャフト２の前端部２ａに軸方向から固定されている。

前記４つのベーン１５は、その３つがそれぞれ細長い長方体形状を呈し、１つがほぼ円周方向の幅が大きなほぼ台形状に形成されて、これによってベーン部材３全体の重量バランスが取られている。また、各ベーン１５は、各隔壁部１０間に配置されていると共に、それぞれの外周面の中央に保持溝が切欠形成され、この各保持溝内に、前記ハウジング５の内周面に摺接するコ字形のシール部材１６と該シール部材１６をハウジング５の内周面方向に押圧する板ばね１６ａがそれぞれ嵌着保持されている。

また、この各ベーン１５の両側と各隔壁部１０の両側面との間に、それぞれ４つの進角室１７と遅角室１８がそれぞれ隔成されている。

前記油圧回路４は、図１及び図５〜図７に示すように、前記各進角室１７に対して潤滑油である作動油圧を給排する第１油通路１９と、前記各遅角室１８に対して作動油圧を給排する第２油通路２０との２系統の油通路を有し、この両油通路１９，２０には、機関潤滑油供給用のメインオイルギャラリーである供給通路２１とドレン通路２２とが、それぞれ通路切換用の流路切換弁２３を介して接続されている。前記供給通路２１には、オイルパン２４内の油を圧送する一方向のオイルポンプ２５が設けられている一方、ドレン通路２２の下流端がオイルパン２４に連通している。なお、前記供給通路２１は、図外のシリンダブロック内に屈曲状に形成されて、その通路断面積が必ずしも均一ではなく場所によっては小さな通路断面積になっているところもある。

前記第１油通路１９は、図１及び図２にも示すように、前記流路切換弁２３と各進角室１７との間に形成されており、シリンダヘッド内からカム軸受内及びカムシャフト２の内部軸方向に形成された第１通路部１９ａと、カムシャフト２の前端側のグルーブ溝からベーンロータ１４の内部にほぼ放射状に分岐形成されて第１通路部１９ａと各進角室１７とを連通する４本の分岐通路１９ｂとから構成されている。

一方、第２油通路２０は、前記流路切換弁２３と各遅角室１８との間に形成されており、シリンダヘッド内からカム軸受及びカムシャフト２の内部軸方向に形成された第２通路部２０ａと、カムシャフト前端部２ａの径方向孔からベーンロータ１４の内部に放射状に分岐形成されて、前記第２通路部２０ａと各遅角室１８とを連通する４本の第２分岐通路２０ｂとから構成されている。

なお、前記ベーン部材３やハウジング５及び各進角、遅角室１７、１８などによって被駆動機構である位相変更機構が構成されている。

前記流路切換弁２３は、図１及び図５に示すように、４ポート２位置型のソレノイド弁であって、シリンダヘッドの内部に形成されたバルブ穴２６内に固定された有底円筒状のバルブボディ２７と、該バルブボディ２７の外端部に一体に固定されたソレノイド２８と、バルブボディ２７の内部に摺動自在に設けられたスプール弁体２９とを備えている。

前記バルブボディ２７は、軸方向のほぼ中央位置に、供給通路２１とバルブボディ２７の内部とを連通する供給ポート３０が形成されていると共に、該供給ポート３０の軸方向両側に、前記第１油通路１９と第２油通路２０の各端部とバルブボディ２７内を連通する第１、第２ポート３１，３２が径方向に沿って形成されている。また、前記第１、第２ポート３１，３２の各外側には、バルブボディ２７の内部とドレン通路２２とを連通する第１、第２ドレンポート３３，３４がそれぞれ穿設されている。

前記ソレノイド２８は、ソレノイドケーシング２８ａの内部に設けられた電磁コイル２８ｂと、該電磁コイル２８ｂへの通電によって励磁される固定コア２８ｃと、該固定コア２８ｃの励磁によって摺動して前記スプール弁体２９を押圧移動させる可動プランジャ２８ｄとから主として構成されている。前記電磁コイル２８ｂは、図外のハーネスを介して電子コントローラ３６からの制御電流が通電あるいは通電が遮断されるようになっている。

前記スプール弁体２９は、軸方向の摺動位置に応じて前記供給ポート３０を開閉するほぼ中央の第１ランド部２９ａと、該第１ランド部２９ａの軸方向の両側に設けられて、前記各第１、第２ポート３１、３２及び各ドレンポート３３，３４を相対的に開閉する第２，第３ランド部２９ｂ、２９ｃとを備えている。また、このスプール弁体２９は、一端部に設けられたフランジ状のスプリングリテーナ２９ｄとバルブボディ２７の内周に一体に設けられた環状リテーナとの間に弾装されたリターンスプリング３５のばね力によって、図１及び図５に示すように、最大右方向、つまり、供給ポート３０と第２ポート３２とを連通し、第１ポート３１とドレンポート３３とを連通する位置に付勢されている一方、前記電子コントローラ３６からの制御電流によって、リターンスプリング３５のばね力に抗して最大左方向あるいは所定の中間位置に移動制御されるようになっている。

そして、前記供給ポート３０は、前記スプール弁体２９の第１ランド部２９ａとの相対関係で開かれた開口断面積Ｓ１が前記供給通路２１の一部の最小通路断面積Ｓよりも大きく設定されている。また、前記第１、第２ポート３１，３２は、開口断面積Ｓ２が前記供給ポート３０の開口断面積Ｓ１とほぼ同一に設定され、さらに、前記第１、第２油通路１９，２０の各通路部１９ａ、２０ａの通路断面積Ｓ３も、前記第１、第２ポート３１，３２の開口断面積Ｓ２とほぼ同一に設定されている。

また、前記各分岐通路１９ｂ、２０ｂのそれぞれの合計通路断面積は、対応する前記第１ポート３１と第２ポート３２のそれぞれの開口断面積Ｓ２よりも大きく設定されている。

なお、前記供給ポート３０の開口断面積は、前述した従来技術における流路切換弁の供給ポートの開口断面積よりも僅かに大きく設定されている。

なお、第１、第２ドレンポート３３，３４の開口断面積やドレン通路２２の通路断面積は、例えば各進角室１７や遅角室１８内でキャビティーションなどの発生を防止するために、従来とほぼ同じ大きさに設定されているが、機種や仕様に応じて大きく形成することも可能である。

前記電子コントローラ３６は、機関回転数を検出する図外のクランク角センサや吸入空気量を検出するエアフローメータからの信号及びスロットルバルブ開度センサ、機関の水温を検出する水温センサなどの各種センサ類によって現在の運転状態を検出している。

また、この電子コントローラ３６は、前記機関運転状態に応じて前記流路切換弁２３に制御電流を出力あるいは出力を停止して切り換え作動を制御していると共に、機関始動時には、イグニッションキーをオン操作した時点から例えば約３秒後に、前記流路切換弁２３に制御電流を出力して切り換え制御するようになっている。

つまり、この電子コントローラ３６は、イグニッションキーをオンした機関始動初期から例えば約３秒経過するまでは、前記電磁コイル２８ｂに通電せずに、スプール弁体２９をリターンスプリング３５のばね力で最大右方向位置に保持するようになっていると共に、約３秒経過した時点で電磁コイル２８ｂに通電して前記スプール弁体２９を軸方向へ移動させて前記位相変更機構の通常の制御（例えば進角制御）を行うようになっている。なお、前記流路切換弁２３の作動開始時期を、イグニッションキーのオン操作から約３秒後としたのは、車両の一般的な停止時間による作動油の粘性などを考慮したものであるが、機種や作動油の性質などによって異なる。

さらに、前記最大幅のベーン１５とハウジング５との間には、該ハウジング５に対してベーン部材３の回転を拘束し、あるいは拘束を解除する拘束機構３７が設けられている。

この拘束機構３７は、図１及び図４に示すように、前記幅長さの大きな１つのベーン１５とリアカバー８との間に設けられ、前記ベーン１５の内部のカムシャフト２軸方向に沿って形成された摺動用穴３８と、該摺動用穴３８の内部に摺動自在に設けられた有蓋円筒状のロックピン３９と、前記リアカバー８に形成された固定孔内に固定された横断面カップ状の係合穴構成部４０に設けられて、前記ロックピン３９のテーパ状先端部３９ａが係脱する係合穴４０ａと、前記摺動用穴３８の底面側に固定されたスプリングリテーナ４１に保持されて、ロックピン３９を係合穴４０ａ方向へ付勢するばね部材４２とから構成されている。

前記ロックピン３９は、前記ベーン部材３が最遅角側に回転した位置で先端部３９ａが前記ばね部材４２のばね力によって係合穴４０ａに係合してタイミングスプロケット１とカムシャフト２との相対回転をロックするようになっている。一方、前記係合穴４０ａ内とロックピン３９の段差部と摺動用穴３８との間には、油孔４３ａ、４３ｂを介して前記進角室１７と遅角室１８内の油圧が供給され、この油圧によって前記ロックピン３９が図４に示すように後退して係合穴４０ａ内に対する係合が解除されるようになっている。

前記ばね部材４２は、拘束維持機構として機能し、機関始動時に前記各遅角室１８内に滞留した空気がオイルポンプ２５から圧送された作動油圧によって圧縮された該圧力によっては大きき圧縮変形しない程度のばね力に設定されている。

以下、本実施形態の作用を説明する。まず、機関停止時には、オイルポンプ２５の作動停止によって各進角、遅角室１７、１８への作動油圧の供給が停止されると共に、機関停止直後に予めカムシャフト２に発生した交番トルクによってベーン部材３が、図２に示すように、カムシャフト２の回転方向（矢印方向）とは反対側に回転して最遅角側に位置している。

また、この時点で、前記拘束機構３７のロックピン３９が、リターンスプリング４２のばね力によって先端部３９ａが係合穴４０ａ内に係合してベーン部材３の自由な回転を規制する。

さらに、電子コントローラ３６から流路切換弁２３への通電も遮断されることから、スプール弁体２９は、リターンスプリング３５のばね力によって、図５に示すように、最大右方向位置に付勢されている。

次に、イグニッションキーをオン操作して機関を始動させた場合、このクランキング開始から約３秒間は、電動コントローラ３６からの制御電流が前記電磁コイル２８ｂに出力されない。したがって、スプール弁体２９は、リターンスプリング３５のばね力によって最大右方向に付勢された状態になっていることから、第１ランド部２９ａが供給ポート３０を開成すると共に、第３ランド部２９ｃが第２ポート３２を開成しつつ第２ドレンポート３４を閉止する。同時に第２ランド部２９ｂが第１ポート３１と第１ドレンポート３３を連通させる。

したがって、オイルポンプ２５から吐出された作動油圧は、供給通路２１から供給ポート３０を介してバルブボディ２７内に流入してそのまま第２ポート３２から第２油通路２０内に流入し、ここから各第２分岐通路２０ｂを通って各遅角室１８に供給される。このため、ベーン部材３は、前記各遅角室１８内に供給された低い作動油圧によって最遅角側に位置した状態が維持される。これによって、機関始動性が向上する。

このとき、各遅角室１８内に滞留した空気は、前記低油圧によって押圧されて該低油圧と一緒にベーン部材３を最遅角側へ押しつける働きをする。

一方、ロックピン３９は、いまだ遅角室１８内の内圧が十分上昇していないため、ばね部材４２のばね力によって係合穴４０ａとの係合が維持された状態になっている。このため、カムシャフト２に作用する交番トルクによる正逆回転方向のばたつきの発生を抑制できる。

その後、つまり、前記イグニッションキーをオンしてクランキングの開始後約３秒後に、電子コントローラ３６から流路切換弁２３の電磁コイル２３ｂに通電されて、固定コア２８ｃを励磁する。そうすると、スプール弁体２９が、図５に示す位置から可動プランジャ２８ｄを介して漸次左方向へ移動して、図６に示すように、第１ポート３１と第１ドレンポート３３との連通を遮断すると共に、供給ポート３０と第１ポート３１を連通する。同時に、第２ポート３２と第２ドレンポート３４を連通する。

このため、オイルポンプ２５の吐出圧は、供給通路２１から供給ポート３０及びバルブボディ２７内に流入してさらに第１ポート３１から第１油通路１９の第１通路部１９ａ内に流入し、ここから各分岐通路１９ｂを通って各進角室１７に供給されて内部が高圧になる一方、各遅角室１８内の作動油は第２油通路２０などを介して第２ドレンポート２２からオイルパン２４内に戻されて低圧になる。

したがって、ロックピン３９は、前記各進角室１７の油圧の上昇に伴い図４に示すように、係合穴４０ａから抜け出してベーン部材３のロック状態が解除され、該ベーン部材３の自由な回転を許容すると同時に、ベーン部材３が、図２に示す位置から図中左方向へ回転して、つまりカムシャフト２の回転方向と同方向に回転して、クランクシャフトとカムシャフト２の相対回転位相を進角側へ速やかに変更する。

これにより、吸気弁と排気弁とのバルブオーバーラップが僅かに大きくなって、内部ＥＧＲの効果によって、後述するように、排気ガス中のＨＣの排出量を低減することができる。

さらに、機関が低回転から定常運転の中回転域に移行すると、電子コントローラ３６から電磁コイル２３ｂへの通電が維持されて、各進角室１７に油圧が継続的に供給される。このため、ベーン部材３は、同方向へさらに回転して図３に示すように、最大回転位置に保持され、クランクシャフトとカムシャフト２の相対回転位相を最進角側に変更させる。これにより、バルブオーバーラップが大きくなって機関の出力が向上する。

なお、電子コントローラ３６から流路切換弁２３に対する通電を制御することによって、前記スプール弁体２９を、図７に示すように中立位置に保持して供給ポート３０と第１、第２ポート３１，３２及び該各第１、第２ポート３１，３２と各ドレンポート３３，３４との連通をそれぞれ遮断してベーン部材３を、任意の回転位置に保持することも可能である。

本実施形態では、以上のように機関の運転状態に応じて吸気弁の開閉時期を変更することにより、機関性能を十分に引き出すことができることは勿論のこと、特に、機関の始動初期（クランキング初期）には、電子コントローラ３６が流路切換弁２３に通電しないことにより、各遅角室１８への供給油圧が低くても該各遅角室１８に油圧が供給されるため、カムシャフト２に発生する交番トルクにベーン部材３が影響されることなく、クランクシャフトとカムシャフト２は始動に適した遅角側への相対回転位相を維持できる。

また、機関始動初期には、拘束機構３７のロックピン３９は、ばね部材４２の比較的大きなばね力によって、空気圧などによる係合穴４０ａからの不用意な係合解除を防止することが可能になる。したがって、前記空気圧などによる不用意な解除によって装置が異常作動して異音が発生するといった問題を一掃できる。

さらに、クランキング開始後、約３秒後に電子コントローラ３６によって直ちに位相変更機構が作動できるように流路切換弁２３を制御するため、機関の始動が開始された早い時点からクランクシャフトとカムシャフト２の相対回転位相制御を行うことが可能になる。

特に、この実施形態では、前述のように、前記供給ポート３０や第１ポート３１の開口断面積及び第１油通路１９の通路断面積が十分に大きく形成されていることから、オイルポンプ２５から吐出された作動油の流路切換弁２３内と第１通路部１９ａ及び各分岐通路１９ｂを含む第１油通路１９内全体での流路抵抗が十分に低減されて、速やかな流動が得られる。

図８はＶＴＣにおける流路抵抗である圧損（差圧）と作動油の流量との関係を示し、まず、本実施形態における前記供給通路２１と通路断面積を大きく設定した第１油通路１９とを比較してみると、例えば流量０〜１０Ｌ／ｍｉｎに対して前記供給通路２１内での差圧（黒三角ライン）は０〜最大約２００ｋＰａと大きな差圧が発生しているのに対して、第１油通路１９内での差圧（黒四角ライン）は０〜最大約１２０ｋＰａになり、差圧が十分に低下していることがわかる。

また、前記従来の流路切換弁と本実施形態における流路切換弁２３とのそれぞれポートでの差圧と流量の関係を比較してみると、ポートの開口断面積が小さい従来の流路切換弁では、白丸ラインに示すように、流量０〜１０Ｌ／ｍｉｎに対して差圧が最大１５０ｋＰａに上昇するのに対して、本実施形態の流路切換弁２３では、黒丸ラインに示すように、差圧が最大約７０〜８０ｋＰａになり、その差圧が十分に低下していることがわかる。なお、本実施形態では、差圧が約８０ｋＰａ付近になると流量が１２Ｌ／ｍｉｎに増加していることが明らかである。

これは、前記供給ポート３０や第１油通路１９の開口、通路断面積Ｓ１〜Ｓ３が供給通路２１の通路断面積Ｓよりも大きく設定されていることに起因する。

したがって、この実施形態では、前記流路切換弁２３の切り換え作動開始から各進角室１７内での作動油圧の立ち上がり速度が速くなり、これにより、ベーン部材３の進角方向への回転速度が速くなることから、機関始動時に発生しやすい排気ガス中のハイドロカーボン（ＨＣ）の排出量を効果的に抑制することが可能になる。

図９は機関始動時におけるＨＣ排出量の特性を示し、図９中、上側の波形図は、機関始動時における経過時間（ｓｅｃ）とＨＣ排出量との関係を示し、破線はＶＴＣを有さない機関のＨＣ排出量、太実線は本実施形態のように各ポート３０、３１及び第１油通路１９の開口断面積を大きく形成した場合のＶＴＣにおけるＨＣ排出量、細実線は各ポートなどの開口断面積をメインオイルギャラリーの通路断面積とほぼ同じ大きさに設定した場合の前記従来のＶＴＣにおけるＨＣ排出量、一点鎖線は機関回転数、二点鎖線は油圧をそれぞれ示している。

図９中、下側の波形図は各ＶＴＣの作動開始時期から０°ＣＡから進角４０°ＣＡ角度まで到達するまでの経過時間係を示し、太実線は本実施形態の各ポートの開口断面積を大きく設定した場合、細実線は従来の各ポートの開口面積を変更しない場合を示している。

この図（下側）をみると、どちらもイグニッションキーをオンした後に約３秒経過と同時に流路切換弁２３を切り換え作動させて供給ポート３０と第１ポート３１とを連通させた場合に、従来のもの（細実線）では、ベーン部材３が制御開始から約１秒間で緩慢に回転することがわかる。つまり、ベーン部材３の回転速度が約４０°ＣＡ／ｓｅｃの速度になる。

これに対して、本実施形態（太実線）では、ベーン部材３が制御開始から約０．４〜０．５ｓｅｃで完全に作動して、倍の約８０ＣＡ／ｓｅｃの速度で回転することが明らかある。

したがって、ＨＣ排出量は、図９の上側をみると、ＶＴＣを有さない機関の場合（破線）は、機関始動直後に４ｇ／ｍｉｎ以上になり、その後、約２０ｓｅｃまでは比較的高い排出量で漸次減少する傾向になる。また、従来のようなポート開口断面積の場合（細実線）は、機関始動直後からＶＴＣが完全に作動するまでの間に急激に増加する（約３．５ｇ／ｍｉｎ）が、作動が開始されると急激に減少して、そのまま２０ｓｅｃまで比較的低い排出量で漸次減少することが明らかである。

これに対して、本実施形態の場合（太実線）は、機関始動直後からＶＴＣが完全に作動するまでの間は急激に増加する（約３．２ｇ／ｍｉｎ）が、作動の開始時間が、前述のように、きわめて短くなることから、作動開始時点から急激に減少して従来（細実線）よりも減少する傾向を示し、そのまま２０ｓｅｃまで従来と同じくなだらかに減少する。

このように、本実施形態では、前述した作用効果に加えて、各ポート３０、３１の開口断面積Ｓ１、Ｓ２や第１油通路１９の通路断面積を大きく設定することによって、流路抵抗が低下して各進角室１７へ速やかに供給されてベーン部材３によってクランクシャフトとカムシャフト２との相対回転位相を進角側へ応答性よく変更できるので、機関始動時における排気ガス中のＨＣ排出量を大幅に低減できることが明らかである。

なお、本実施形態の作用では、ＶＴＣによる進角側への制御について説明したが、第２ポート３２の開口断面積や第２油通路２０の通路断面積も大きく設定してあるから、進角側から遅角側への制御時も作動応答性が速くなることは明らかである。

また、前記ＶＴＣの作動応答性は、オイルポンプ２５から圧送された作動油（潤滑油）の粘度にも大きな影響を受けるものであり、図１０はその作動油の粘度に対して各ポートの開口断面積を大きくしていない従来のＶＴＣと本実施形態のＶＴＣの作動応答性の関係を実験した結果を表したグラフである。ここでは、この実験では、作動油の粘度を一般的に使用されるＳＥＡ「５Ｗ２０」のものを使用し、機関回転数は１,０００ｒｐｍに設定した。

このグラフから明らかなように、例えば進角側（Ａｄｖａｎｃｉｎｇ）へ回転制御する場合をみると、従来のＶＴＣ（黒四角ライン）では、粘度が高い油温が０℃から粘度が低くなる約３０℃までのＶＴＣの作動応答速度は、８０°ＣＡ／ｓｅｃから２００°ＣＡ／ｓｅｃとなっている。

これに対して、本実施形態のＶＴＣ（黒丸ライン）では、作動応答速度が８０°ＣＡ／ｓｅｃになるのは油温−５℃からであって、油温が３０℃までに上昇すると、約２６０°ＣＡ／ｓｅｃまで作動応答速度が向上することが明らかであり、前記従来との作動応答速度の向上代は約４６％になる。これは、前記流路切換弁２３の各ポート３０，３１と第１油通路１９の開口、通路断面積をそれぞれ大きく設定したことに起因する。

一方、図１０の下側に記載されているように、遅角側（Ｒｅｔａｒｄｉｎｇ）の場合も同様に粘度の関係でも本実施形態では作動応答速度が向上していることが明らかである。

また、前述のように、本実施形態では、前述のように、各ポート３０，３１や第１油通路１９の開口、通路断面積を大きくしたことによって、作動油の使用温度範囲儲け代が０℃から−５℃に拡大した。したがって、かかる作動油（潤滑油）を比較的温度の低い寒冷地でも使用することが可能になる。

換言すれば、この実施形態によれば、同じ作動油を用いても従来のＶＴＣに比較して低温域での良好な作動が確保されることから、高い作動応答速度を確保しつつＶＴＣの作動範囲を十分に拡大することが可能になる。

また、前述のように、エンジンオイル(潤滑油)は、低温になるにしたがって粘度が高くなる性質があり、通常は、イグニッションキーをオンした時点からある時間経過後、例えば３秒経過後にＶＴＣの制御を開始するが、低温時には、所定の流量が得られるオイル粘度の油温に達するまで、油温あるいは水温を監視し、所定の温度、例えば水温が２５℃以上になるまで待って前記制御を開始するようになっている。つまり、これはイグニッションキーオンから３秒後に制御を開始するのは、オイルポンプとＶＴＣとの間の配管及びＶＴＣアクチュエータ内が油密にならないと油圧アクチュエータとして正常な動作を保証できないためである。

ＶＴＣの油圧回路を前述のような構成とすることによって、機関低温時においても、ＶＴＣアクチュエータの確実な作動を実現することが可能になる。そのため、制御開始温度を現行より低く設定することができるので、排気触媒が非活性の低温状態にあっても、できるだけ速やかにＶＴＣを作動させて排気ガス中のＨＣの低減を図ることができる。そのために、以下のようなロジックで流路切換弁２３のソレノイド２８(電磁コイル２８ｂ)に通電して、制御開始タイミングを早めることが可能になる。

前記電磁コイル２８ｂの内側に有する可動プランジャ２８ｄの周囲には、作動中にバルブボディ２７側から潤滑油が流入するようになっており、これは、可動プランジャ２８ｄと固定コア２８ｃとの間の摺動部を潤滑するために、固定コア２８ｃのバルブボディ２７側の開口端が該バルブボディ２７の内部と連通するように形成されている。

そして、可動プランジャ２８ｄの前後に存する潤滑油は、可動プランジャ２８ｄの外周面に形成した軸方向溝や可動プランジャ２８ｄの内部に形成した軸方向孔を介して移動できるようになっており、可動プランジャ２８ｄが軸方向へ移動するとき、その変位に応じて潤滑油の移動を可能することによって可動プランジャ２８ｄの速やかな移動を可能としている。

しかし、可動プランジャ２８ｄの周囲にある潤滑油の粘度が高い場合は、かかる大きな粘性抵抗によって該可動プランジャ２８ｄの円滑な移動が阻害されてしまう。

そこで、前記電子コントローラ３６は、図１１のフローチャートで示す制御を行って、可動プランジャ２８ｄ前後の潤滑油を排出するようになっている。

すなわち、ステップ１では、イグニッションキーをオフにした後にオイルポンプ２５の吐出圧が下がった段階で、タイマーカウンターを初期値(０)にリセットし、その後、ステップ２では、電磁コイル２８ｂに２０ｍｓｅｃだけ通電し、次にステップ３で、電磁コイル２８ｂへの通電を８０ｍｓｅｃだけオフにする。

ステップ４では、前記カウンターによりカウントされた現在のカウント数が所定カウント数Ｎｃよりも大きいか否かを判断し、大きいと判断した場合は、可動プランジャ２８ｄの軸方向への繰り返し移動によるポンピングが行われていることから、かかる処理を終了する。しかし、小さいと判断した場合は、ステップ５に移行してカウンターインクリメントしてステップ２まで戻り、再度オン、オフを繰り返し制御する。

このように、電磁コイル２８ｂに一時的に通電−非通電を繰り返すことによって可動プランジャ２８ｄを左右軸方向へ数回移動させてポンピングを行わせることにより、可動プランジャ２８ｄの前後に溜まっていた潤滑油を第１ドレンポート３３から外部に排出して空気と入れ換えを行い、次回の機関始動時に、可動プランジャ２８ｄ周囲の潤滑油の粘性抵抗を軽減させて、円滑な軸方向移動を行わせることが可能になる。なお、前記電磁コイル２８ｂへのオン、オフ制御時におけるその通電時間や非通電時間などは任意に設定することが可能である。

また、流路切換弁２３は、機関内あるいは機関に取り付けられたハウジングに取り付けられ、オイルポンプ２５から吐出された潤滑油に浸漬されるが、ソレノイド２８は、一般的には外気に晒される位置に配置されている。したがって、機関始動時のヒートアップに対してソレノイド２８(電磁コイル２８ｂ)の昇温は遅れる。

そこで、電子コントローラ３６は、図１２のフローチャートに示す制御を行って電磁コイル２８ｂの昇温速度を強制的に速めるようにすることも可能である。

まず、ステップ１１では、イグニッションキーがオンされた直後に、予め水温センサや油温センサから出力された情報信号に基づいて、現在の機関冷却水温あるいは機関の油温が所定温度Ｔｓ℃以上か否かを判断する。

ここで、所定温度以下であると判断した場合は、ステップ２に移行して電磁コイル２８ｂに対して僅かな量の通電を行う。この通電量は、電子コントローラ３６からのデュティー比を印加して可動プランジャ２８ｄがリターンスプリング３５のばね力に打ち勝って移動しないような大きさである。

その後、ステップ２からステップ１に移行して昇温されたか否かを再び判断して、昇温されたと判断した場合は、ステップ３において、電磁コイル２８ｂへの通電をオフにする。これによって、電磁コイル２８ｂは、電子コントローラ３６からの通電により強制的に昇温されることになる。

この結果、可動プランジャ２８ｄ周囲の温度が高くなって、周囲の潤滑油の粘性を効果的に低下させることが可能になり、その後の通電によって可動プランジャ２８ｄを速やかに移動させることができる。

なお、前記ステップ３において通電をオフさせた後、前述したような３秒間待ってからＶＴＣの制御を開始することも可能である。

図１３は前記電子コントローラ３６から電磁コイル２８ｂへの通電による該電磁コイル２８ｂの温度上昇変化を示している。このデータは電子コントローラ３６から電磁コイル２８ｂへの印加電圧を一定にして可動プランジャ２８ｄ周囲の温度を測定したものであって、印加電流は０．４Ａ、ソレノイド２８の雰囲気温度は約−３０℃の条件で測定した。

この温度特性グラフからも明らかなように、デュティー比が一定と等価であり、電磁コイル２８ｂの温度が上昇することにより電磁コイル２８ｂの抵抗が上昇するため、一定電圧印加では電磁コイル２８ｂの温度上昇とともに電流量が減少するため、効率的な温度上昇が得られないが、電流量をモニターして所定量の電流が流れるように制御することによって効率的に温度を上昇させることができる。

本発明は、前記実施形態に限定されるものではなく、ＶＴＣを排気側に適用した場合は、機関始動時はクランクシャフトとカムシャフト２の相対回転位相を最進角側に制御するようになっている。また、この発明を、内燃機関のバルブタイミング制御装置ばかりか内燃機関の他の機器類に適用することも可能である。

前記実施形態から把握される前記請求項に記載した発明以外の技術的思想について以下に説明する。

進角室と遅角室に対して油圧が選択的に給排されることによってクランクシャフトに対するカムシャフトの相対回転位相を変更する位相変更機構と、
前記進角室または遅角室へ給排する油圧を制御する流路切換弁と、
前記オイルポンプと流路切換弁との間に設けられた供給通路と、
前記流路切換弁と進角室または遅角室との間に設けられた油通路とを備え、
前記流路切換弁は、バルブボディに形成されて、前記供給通路や油通路にそれぞれ連通する複数のポートと、バルブボディの内部に摺動自在に設けられ、前記各ポートを開閉するスプール弁体とを有し、
前記供給通路が直接連通する前記供給ポートの最大開口断面積を、前記供給通路の最小通路断面積よりも大きく形成したことを特徴とする内燃機関のバルブタイミング制御装置。

この発明によれば、供給ポートの開口断面積を供給通路の最小通路断面積よりも大きく設定したため、特に機関始動時におけるバルブタイミング制御装置の作動応答性が向上する。

本発明のバルブタイミング制御装置の第１の実施形態を示す断面図である。 本実施形態におけるベーン部材の最遅角側の回転位置を示す断面図である。 本実施形態におけるベーン部材の最進角側の回転位置を示す断面図である。 本実施形態に供される拘束機構を示す部分断面図である。 本実施形態の流路切換弁の作用を示す概略図である。 本実施形態の流路切換弁の作用を示す概略図である。 本実施形態の流路切換弁のさらに異なる作用を示す概略図である。 ＶＴＣにおける供給作動油の流量と流路抵抗（差圧）との関係を示すグラフである。 本実施形態などのＨＣ排出量の特性を比較して示すグラフである。 作動油の粘度とＶＴＣの作動応答性との関係を示すグラフである。 残留オイルを排出する制御フローチャート図である。 電磁コイルを昇温させる制御フローチャート図である。 電磁コイルへの通電による該電磁コイルの温度上昇特性図である。

符号の説明

１…タイミングスプロケット（駆動部材）
２…カムシャフト
３…ベーン部材（従動部材）
４…油圧回路
１７…進角室
１８…遅角室
１９…第１油通路
２０…第２油通路
２１…供給通路
２３…流路切換弁
２５…オイルポンプ
２７…バルブボディ
２９…スプール弁体
３０…供給ポート
３１…第１ポート
３２…第２ポート
３６…電子コントローラ
３７…拘束機構

Claims (4)

1. オイルポンプから圧送された油圧によって駆動される被駆動機構と、
   前記オイルポンプから被駆動機構へ供給される作動油圧を制御する流路切換弁と、
   前記オイルポンプと流路切換弁との間に設けられた供給通路と、
   前記流路切換弁と被駆動機構との間に設けられた油通路とを備え、
   前記流路切換弁は、バルブボディに形成されて、前記供給通路や油通路にそれぞれ連通する複数のポートと、バルブボディの内部に摺動自在に設けられ、前記各ポートを開閉するスプール弁体とを有し、
   前記供給通路が直接連通する前記供給ポートの最大開口断面積を、前記供給通路の最小通路断面積よりも大きく形成したことを特徴とする内燃機関の油圧制御装置。
2. 前記油通路の通路断面積と該油通路に直接連通する前記ポートの開口面積を、前記供給通路の最小通路断面積よりもそれぞれ大きく形成したことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の油圧制御装置。
3. 前記油通路から被駆動機構に有する各油室までの間を複数の分岐通路によって連通すると共に、該各分岐通路の合計通路断面積を、油通路と直接連通する前記ポートの最大開口断面積よりも大きく形成したことを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関の油圧制御装置。
4. 前記被駆動機構は、機関の運転状態に応じて機関弁の開閉時期を可変にするバルブタイミング制御機構であることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関の油圧制御装置。

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