JP4284871B2 - Valve timing adjusting device for internal combustion engine - Google Patents

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    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
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    • F01L1/3442—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using hydraulic chambers with variable volume to transmit the rotating force
    • F01L2001/3445—Details relating to the hydraulic means for changing the angular relationship
    • F01L2001/34483—Phaser return springs

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  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、カムシャフトやベーンロータの位相変化幅の略中間の位相でエンジン始動が可能な内燃機関の吸気または排気バルブの開閉時期の位相を連続的に可変制御することが可能な内燃機関用バルブタイミング調整装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、内燃機関のクランクシャフトと同期して回転するタイミングプーリやチェーンスプロケット等を介してカムシャフトを駆動し、タイミングプーリやチェーンスプロケットとカムシャフトとの相対回転運動による位相差によって内燃機関の吸気バルブの開閉タイミング（以下バルブタイミングと言う）を変化させて、内燃機関の出力の向上や燃費を改善する吸気可変バルブタイミング機構がある。
【０００３】
ここで、例えは吸気バルブをピストンの下死点位置よりも遅く閉じることにより、エンジンのポンピングロスを低減し、燃費を向上することができる。しかし、ピストンの下死点位置よりも遅く吸気バルブを閉じるタイミングだと、エンジン暖気後において燃費が向上する反面エンジン冷間時に実圧縮比が低下し、ピストンの上死点での空気温度が十分上昇しないため、エンジンが始動不良を起こし、エンジン始動時間が長くなったり、エンジン始動できなくなったりするという問題が生じる恐れがある。
【０００４】
この場合、エンジン冷間時に最適な吸気バルブのバルブタイミングはエンジン暖気後に最適なバルブタイミングよりも進角側である。したがって吸気バルブのバルブタイミングを変化させる吸気可変バルブタイミング機構において、エンジン冷間時のエンジン始動に適した最適なバルブタイミング（吸気バルブの最適な開閉時期）と、エンジン暖気後の燃費向上に適した最適なバルブタイミング（吸気バルブの最適な開閉時期）とは異なるのである。
【０００５】
この問題を解決することを目的として、吸気側カムシャフトの位相や吸気バルブの開閉時期の位相変化幅の略中間の位相で内部ロータをロックするロックピンを設けることで、構造的には、エンジン冷間時のエンジン始動に適したバルブタイミングとなる、吸気側カムシャフトの位相や吸気バルブの開閉時期の位相変化幅の略中間の位相でのエンジン始動が可能な吸気可変バルブタイミング機構（特開平９−３２４６１３号公報）が提案されている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかるに、この従来の技術では、エンジン停止時に、位相変化幅の略中間の位相でロックピンにより内部ロータをロックさせる手法についてはエンジン回転数の低下による油圧の低下に依存しているため、エンジンオイルの温度変化により、進角油圧室内に導入する油圧の低下傾向は大きく異なる。その結果、エンジン停止時に、進角油圧室内に導入する油圧が低下していると、吸気側カムシャフトと一体的に回転する内部ロータおよびベーンを位相変化幅の略中間の位相まで進角させることが困難となり、吸気側カムシャフトや吸気バルブの開閉時期を位相変化幅の略中間の位相で安定してロックさせることが困難であるという問題が生じる。
【０００７】
また、特開平１１−２２３１１２号公報には、エンジン停止時に、スプリングによって内部ロータおよびベーンを最大遅角位相から最大進角位相までの付勢力位相の範囲で進角側に付勢し、エンジン始動時にカムシャフトの変動トルクを利用して内部ロータおよびベーンをばたつかせることで、カムシャフトおよび内部ロータの位相変化幅の略中間の位相でロックピンによりロックさせる吸気可変バルブタイミング機構が記載されている。
【０００８】
しかるに、この従来の技術では、エンジン停止時に、内部ロータおよびベーンが最大遅角位相にて停止した場合、エンジン始動時に、カムシャフトの駆動トルクにより遅角しようとするのに対し、スプリングの付勢力が反発し、カムシャフトの遅角動作を妨げ、すぐに遅角しない場合があり、ロックピンによりロックすることができない。これにより、位相変化幅の略中間の位相で確実にエンジン始動することができない。
【０００９】
【発明の目的】
本発明の目的は、エンジン停止時に、進角室内に供給される作動流体圧力と進角側付勢手段による進角側への付勢力によって従動側回転体を、その位相変化幅の略中間の位相または略中間の位相以上に確実に作動させることのできる内燃機関用バルブタイミング調整装置を提供することにある。また、従動側回転体の位相変化幅の略中間の位相で確実にエンジン始動することのできる内燃機関用バルブタイミング調整装置を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の発明によれば、流体圧力給排手段は、エンジン停止時に、進角室内に作動流体圧力を供給し、遅角室内から作動流体圧力を排出すると共に、エンジン始動時に、進角室内および遅角室内の両方から作動流体圧力を排出するように構成されている。
そして、駆動側回転体は、内燃機関の駆動軸と同期して回転するスプロケット、およびこのスプロケットの一端側に配されて、スプロケットと一体的に回転するシューハウジングを有している。そして、進角側付勢手段としては、一端がスプロケットに保持され、他端が従動側回転体に保持されたスプリングを用いている。そして、スプロケットは、従動側回転体が進角側に作動するとスプリングの他端が引っ掛かる進角側係止壁、および従動側回転体が遅角側に作動するとスプリングの他端が引っ掛かる遅角側係止壁を有している。
そして、スプリングの付勢力位相の範囲は、進角側係止壁と遅角側係止壁とで決定されている。すなわち、スプリングの付勢力位相の範囲は、従動側回転体の最大遅角位相から従動側回転体の位相変化幅の略中間の位相以上で且つ略中間の位相近傍までの範囲に設定されている。そして、進角側係止壁は、従動側回転体の位相変化幅の略中間の位相よりも所定角度分だけ進角側に設定されている。
それによって、エンジン停止時に作動流体圧力が低下しても、作動流体圧力とスプリング（進角側付勢手段）の付勢力とによって、従動側回転体がこの位相変化幅の略中間の位相以上で且つ略中間の位相近傍まで進角する。そして、エンジン始動時には、従動側回転体の位相が位相変化幅の略中間の位相以上で且つ略中間の位相近傍で停止しているため、スプリング（進角側付勢手段）の付勢力の反発は極めて少なく、従動軸の駆動トルクにより従動側回転体を遅角側に移動させることが容易となる。これにより、従動側回転体が位相変化幅の略中間の位相まで遅角すると、位相拘束手段によって駆動側回転体と従動側回転体との相対回転運動が拘束される。したがって、従動側回転体の位相変化幅の略中間の位相で確実にエンジン始動することができる。
【００１１】
請求項２に記載の発明によれば、スプリング（進角側付勢手段）の付勢位相の範囲を、従動側回転体の最大遅角位相から位相変化幅の略中間の位相＋１０°ＣＡまでの範囲とすることを特徴としている。それによって、請求項１の発明の効果を向上することができる。
【００１２】
請求項３に記載の発明によれば、スプリング（進角側付勢手段）の付勢力を、従動軸の平均駆動トルク以上に設定している。それによって、エンジンストール時に、従動側回転体が最大遅角位相付近で停止した場合、作動流体圧力がなくても、スプリング（進角側付勢手段）の付勢力によって従動側回転体がこの位相変化幅の略中間の位相以上に進角する。このとき、従動側回転体が位相変化幅の略中間の位相まで進角した際に、位相拘束手段によって駆動側回転体と従動側回転体との相対回転運動が拘束される。したがって、エンジンストール後であっても、従動側回転体の位相変化幅の略中間の位相で確実にエンジン始動することができる。
【００１３】
請求項４に記載の発明によれば、スプリング（進角側付勢手段）の付勢力を、従動軸の平均駆動トルクと最低油圧時の従動側回転体の発生トルクとを加算した力よりも小さくなるように設定している。それによって、最低油圧時に最大遅角位相付近に従動側回転体を停止させたい時でも、スプリング（進角側付勢手段）の付勢力により従動側回転体が最大遅角位相付近より進角することはない。これにより、エンジン負荷が低負荷の時の燃費を改善させることができる。
【００１５】
請求項５に記載の発明によれば、スプロケットに、スプリングを収容するスプリング収納溝、およびスプリングの一端を保持する固定用溝を設け、従動側回転体に、スプリングの他端を引っ掛ける凸状または凹状の係止部を設けていることを特徴としている。また、請求項６に記載の発明によれば、シューハウジングに、内部に従動側回転体を相対回転可能に収容するハウジング部、およびこのハウジング部の前端側を覆うフロントカバー部を設けている。そして、スプリングの一端はフロントカバー部に保持され、スプリングの他端はフロントカバー部に形成された窓部を介して従動側回転体に保持されている。そして、フロントカバー部の窓部のサイズによってスプリングの付勢力位相の範囲を決定していることを特徴としている。
【００１６】
請求項７に記載の発明によれば、従動側回転体の凸状または凹状の係止部にスプリングの他端を保持していることを特徴としている。また、請求項８に記載の発明によれば、凸状または凹状の係止部に、スプリングの作用範囲よりも進角側にスプリング逃げ部を設けていることを特徴としている。さらに、請求項９に記載の発明によれば、フロントカバー部に、スプリングの一端を保持する凸状または凹状の係止部を設けていることを特徴としている。そして、請求項１０に記載の発明によれば、フロントカバー部の内周部に、スプリングを収容するスプリングガイドを設けていることを特徴としている。
【００１７】
請求項１１に記載の発明によれば、流体圧力給排手段としては、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電磁式油圧制御弁または油圧式油路切替弁または電磁式油路切替弁を用いており、進角室および遅角室に油圧を供給するための油圧源としては、内燃機関の駆動軸に同期して回転駆動されて、エンジン回転数に比例した吐出量を発生するオイルポンプを用いていることを特徴としている。これにより、エンジン回転数が低い回転数の時は、オイルポンプからの吐出量が少なくなるため、特に高油温時は、オイルの粘性の低下による洩れ量の増加によって、進角室および遅角室に相対的に給排される油圧が低下する。
【００１８】
【発明の実施の形態】
〔第１実施形態の構成〕
図１ないし図６は本発明の第１実施形態を示したもので、図１はタイミングロータのスプロケットのスプリング収容溝を示した図で、図２および図３は吸気連続可変バルブタイミング機構の主要構造を示した図で、図４は電磁式油圧制御弁の全体構造を示した図である。
【００１９】
本実施形態は、４サイクル・レシプロエンジン（内燃機関）、例えばＤＯＨＣ（ダブルオーバーヘッドカムシャフト）エンジン（以下エンジンと略す）のシリンダーヘッドＥ内に設けられた吸気バルブ（図示せず）のバルブタイミングを連続的に可変制御することが可能な連続可変バルブタイミング調整装置である。
【００２０】
この連続可変バルブタイミング調整装置は、エンジンの駆動軸（図示せず：以下クランクシャフトと呼ぶ）により回転駆動されるタイミングロータ１と、このタイミングロータ１に対して相対回転可能に設けられた従動軸としての吸気側カムシャフト（以下カムシャフトと略す）２と、このカムシャフト２の軸方向の一端部に固定されてタイミングロータ１内に回転自在に収容されたベーンロータ３を有する吸気連続可変バルブタイミング機構と、この吸気連続可変バルブタイミング機構の進角室１１と遅角室１２とに対して選択的に油圧を給排するための電磁式油路切替弁４および電磁式油圧制御弁５を電子制御するエンジン制御装置（油圧制御手段：以下ＥＣＵと呼ぶ）とから構成されている。
【００２１】
タイミングロータ１は、本発明の駆動側回転体に相当するもので、エンジンのクランクシャフトによりタイミングチェーン１３を介して回転駆動される略円環板形状のチェーンスプロケット１４、このチェーンスプロケット１４の前端面に配置された略円筒状のシューハウジング１５、およびチェーンスプロケット１４とシューハウジング１５とを締め付け固定するための３本の小径ボルト１６等から構成されている。
【００２２】
チェーンスプロケット１４の外周部には、タイミングチェーン１３の内周側に形成された多数の歯状部（図示せず）に噛合する多数の歯状部１８が形成されている。また、チェーンスプロケット１４の環板部（シューハウジング１５のリヤカバー部を構成する）には、３本の小径ボルト１６を締結するための雌ネジ孔が形成されている。さらに、チェーンスプロケット１４の前端面には、後述する進角アシストスプリング７を収容するための円環状のスプリング収納溝１７が形成されている。
【００２３】
シューハウジング１５は、内部にベーンロータ３を回転自在に収容する円筒状のハウジング部、およびこのハウジング部の軸方向の前端側を覆う円環板状のフロントカバー部１９等から構成されている。このシューハウジング１５のハウジング部には、互いに周方向において対向する台形状のシュー（隔壁部）９が内周側に突出するように複数個（本例では３個）設けられている。これらのシュー９の各対向面は、断面円弧状に形成されており、隣設する２つのシュー９の周方向の間隙には扇状空間部が形成されている。また、複数個のシュー９には、３本の小径ボルト１６を挿通するためのボルト挿通孔が形成されている。
【００２４】
カムシャフト２は、エンジンのシリンダーヘッドＥ内に配されて、エンジンのクランクシャフトが２回転すると１回転するように駆動連結され、エンジンの吸気バルブの開閉時期（バルブタイミング）を決めるためのカム山をエンジンの気筒数だけ連結した棒状の軸で、その一端部が大径ボルト２４によってジャーナル軸受２５と共にベーンロータ３に締め付け固定されている。このカムシャフト２の一端部の軸心部には、大径ボルト２４を締結するための雌ネジ孔が形成されている。なお、吸気バルブや排気バルブは、カムシャフト２のカム山により押されて開くが、バルブスプリングのスプリング力により吸気バルブや排気バルブが閉じる。
【００２５】
本実施形態の吸気連続可変バルブタイミング機構は、上述のタイミングロータ１と、このタイミングロータ１内に回転自在に収容されたベーンロータ３と、各進角室１１と各遅角室１２とに選択的に油圧を給排するための電磁式油路切替弁４および電磁式油圧制御弁５と、エンジン停止後またはエンジン始動時に、ベーンロータ３を所望の中間ロック位相でロックするためのロックピン６と、エンジン停止時にベーンロータ３を所望の中間ロック位相以上に進角し易くするための進角アシストスプリング７とから構成されている。ここで、所望の中間ロック位相とは、カムシャフト２、ベーンロータ３およびベーン１０の最大遅角位相から最大進角位相までの位相変化幅の間の位相のことである。
【００２６】
ベーンロータ３は、本発明の従動側回転体に相当するもので、円環板状のベース部の外周壁より径方向の外方へ突出する複数個（本例では３個）のベーン１０、およびシューハウジング１５のフロントカバー部１９の内周側に回転自在に支持するためのジャーナル軸受２５等から構成されている。そして、ベーンロータ３のベース部の中央部には、大径ボルト２４を締結するための雌ネジ孔が形成され、ジャーナル軸受２５の中央部には、大径ボルト２４を挿通するための丸孔形状の挿通孔２６が形成されている。
【００２７】
そして、ベーンロータ３は、複数個のベーン１０の外周壁とシューハウジング１５のハウジング部の内周壁との間に微小のクリアランスが設けられている。このため、カムシャフト２、ベーンロータ３およびベーン１０は、チェーンスプロケット１４およびシューハウジング１５に対する位相変化幅（例えばクランク角で０°ＣＡ〜９０°ＣＡ）の相対回転運動が可能である。また、ベーンロータ３およびベーン１０は、シューハウジング１５と共に、油圧を用いてエンジンの吸気バルブのバルブタイミングを連続的に可変するベーン式の油圧アクチュエータを構成する。なお、ベーンロータ３のベーン１０の外周壁とシューハウジング１５のハウジング部との間には、複数個のシール部材２７が装着され、ベーンロータ３のベース部の外周壁とシューハウジング１５の各シュー９の内周壁との間には、複数個のシール部材２８が装着されている。
【００２８】
そして、ベーンロータ３の各ベーン１０は、互いに周方向において対向する略扇状の羽根であり、隣設する２つのシュー９の周方向の間隙に形成される扇状空間部内に突出するように配置されている。そして、隣設する２つのシュー９の対向面とそれらにより形成される扇状空間部内に嵌め込まれるベーン１０の周方向の両側面との間には、進角油圧室（以下進角室と略す）１１と遅角油圧室（以下遅角室と略す）１２とが形成されている。すなわち、各ベーン１０が隣設する２つのシュー９により形成される扇状空間部を２つの油圧室に油密的に区画することにより、各ベーン１０の周方向の両側に進角室１１と遅角室１２とが形成されている。
【００２９】
また、ベーンロータ３の後端面およびシューハウジング１５のハウジング部の後端面とチェーンスプロケット１４の前端面との間には、各進角室１１および各遅角室１２と円環状のスプリング収納溝１７とを液密的に区画するための円環板状のシールプレート３４が挟み込まれている。このシールプレート３４には、複数個のベーン１０のうちの１個のベーン１０に圧入された円柱状のピン（本発明の凸状の係止部に相当する）３５を挿通するための略円弧状の窓部３６が形成されている。
【００３０】
各進角室１１または各遅角室１２に対して選択的に油圧を給排するための油圧システム回路には、各進角室１１内に油圧を給排するための第１オイル供給路（進角室側油路）２１、各遅角室１２内の油圧を給排するための第２オイル供給路（遅角室側油路）２２、および第１オイル供給路２１の途中より分岐するように接続されて、第１オイル供給路２１を介してオイルポンプ２０の油圧を電磁式油路切替弁４のスプール弁４ａの外周部に形成される油路に導くための第３オイル供給路（連通路）２３が設けられている。第１〜第３オイル供給路２１〜２３は、エンジンのシリンダーヘッドＥに形成されており、各進角室１１内および各遅角室１２内からオイルをドレーンするためのドレーン油路でもある。
【００３１】
第１、第２オイル供給路２１、２２には、オイルポンプ２０（油圧源）側のオイル供給路２９と第１、第２オイル排出路（第１、第２ドレーン油路）３１、３２とがそれぞれ電磁式油圧制御弁（オイル・コントロール・バルブ：ＯＣＶ）５のスプール４６の外周部に形成される油路を介して接続されている。なお、第１オイル排出路３１は進角室ドレーン油路で、第２オイル排出路３２は遅角室ドレーン油路である。そして、カムシャフト２およびベーンロータ３の外周面や内部に形成された第１、第２オイル供給路４１、４２は、各進角室１１、各遅角室１２と第１、第２オイル供給路２１、２２とを連通する連通路である。
【００３２】
ここで、上述したオイル供給路２９には、作動流体であるエンジンオイルを一時的に溜めるためのオイルパン３０内のオイルを汲み上げてエンジンの各部へオイルを吐出するためのオイルポンプ２０が設けられ、第１、第２オイル排出路３１、３２の出口端はオイルパン３０に連通している。ここで、オイルポンプ２０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て、エンジン回転数に比例した吐出量のオイルをエンジンの各部へ圧送する。
【００３３】
電磁式油路切替弁４は、本発明の流体圧力給排手段に相当するもので、図２、図５および図６に示したように、油圧システム回路中に設けられたスプール弁４ａ、このスプール弁４ａを初期位置側に付勢するスプリング４４、およびスプール弁４ａを駆動する電磁式アクチュエータ４ｂを有する油路切替手段である。スプール弁４ａは、第１オイル供給路２１を介して進角室１１およびオイルポンプ２０とオイルパン３０とを連通する第３オイル供給路２３と第３オイル排出路（第３ドレーン油路）３３との間に設けられている。
【００３４】
スプール弁４ａには、第３オイル供給路２３と第３オイル排出路３３とを連通する油路と第３オイル供給路２３と第３オイル排出路３３とを遮断する油路とが形成されている。したがって、電磁式油路切替弁４は、ＥＣＵによって電磁式アクチュエータ４ｂを制御することによりスプール弁４ａを軸方向に変位させることによって、第３オイル供給路２３と第３オイル排出路３３とを連通するドレーンモードと第３オイル供給路２３と第３オイル排出路３３とを遮断する進角制御モードとに切り替えられる。
【００３５】
電磁式油圧制御弁５は、本発明の流体圧力給排手段に相当するもので、図３ないし図６に示したように、油圧システム回路中に設けられたコントロールバルブ５ａ、およびこのコントロールバルブ５ａを駆動する電磁式アクチュエータ５ｂを有する油圧給排手段で、第１、第２オイル供給路２１、２２とオイル供給路２９および第１、第２オイル排出路３１、３２とを相対的に切り替え制御できるように構成されている。
【００３６】
コントロールバルブ５ａは、第１、第２オイル供給路２１、２２とオイル供給路２９および第１、第２オイル排出路３１、３２との間に配された円筒状のスリーブ４５と、このスリーブ４５内に摺動自在に収納されたスプール（スプール弁）４６と、このスプール４６を初期位置（電磁式アクチュエータ５ｂ側）に付勢するスプリング（バネ）４７とを備えている。
【００３７】
これらのうちスリーブ４５には、オイルポンプ２０側のオイル供給路２９に繋がるオイル供給ポート４９が形成されている。さらに、進角室１１内のオイルをドレーンするための第１ドレーンポート５１、遅角室１２内のオイルをドレーンするための第２ドレーンポート５２、および第１、第２オイル供給路２１、２２に繋がる第１、第２オイル給排ポート６１、６２等が形成されている。そして、スプール４６の外周部には、軸方向の図示左端部から図示右端部へ向かって３個の油路を形成する４個の第１〜第４ランド部が設けられている。
【００３８】
電磁式アクチュエータ５ｂは、コントロールバルブ５ａのスリーブ４５の軸方向の図示右端側に固定された円筒状のヨーク５４、このヨーク５４の内周側に配置されたコイルボビン５５、このコイルボビン５５の外周に巻装されたソレノイドコイル５６とから構成されている。さらに、コイルボビン５５よりも内周側に配置されたステータコア（固定鉄心）５７およびムービングコア（可動鉄心）５８と、このムービングコア５８と一体的に作動するソレノイドシャフト５９とから構成されている。
【００３９】
この電磁式アクチュエータ５ｂのソレノイドシャフト５９の図示左端部は、コントロールバルブ５ａのスプール４６の図示右端面に当接している。これにより、コントロールバルブ５ａのスプール４６は、ムービングコア５８およびソレノイドシャフト５９と一体的に軸方向に往復変位する。なお、コイルボビン５５は、略円筒状に樹脂一体成形された樹脂一次成形品である。また、ソレノイドコイル５６の外周に樹脂モールド成形された樹脂成形部材（樹脂二次成形品）６４のヨーク５４よりも外部に露出した部分には、ソレノイドコイル５６と車載電源とを電気的に接続するターミナル（外部接続端子）６５をインサート成形したコネクタ部５ｃが一体成形されている。また、ソレノイドコイル５６には、エンジン作動中にＥＣＵから駆動電流が供給されて起磁力を生じ、この起磁力に応じてムービングコア５８が吸引される。
【００４０】
ＥＣＵは、エンジン回転数を検出するクランク角センサ、エンジン負荷センサ、吸入空気量を検出するエアフローメータからの信号によって現在の運転状態を検出すると共に、クランク角センサやカム角センサからの信号によってタイミングロータ１とカムシャフト２、ベーンロータ３およびベーン１０の相対回転位置およびカムシャフト２、ベーンロータ３およびベーン１０の中間ロック位相を検出する。このＥＣＵは、エンジン回転数やエンジン負荷に応じて、エンジンの吸気バルブの開閉タイミングが最適値となるように電磁式油路切替弁４および電磁式油圧制御弁５の制御モードを制御する。
【００４１】
したがって、電磁式油圧制御弁５の制御モードは、ＥＣＵの進角制御時またはドレーンモード時に、電磁式アクチュエータ５ｂのソレノイドコイル５６に駆動電流を供給することで、コントロールバルブ５ａのスプール４６を軸方向に変位させることによって、スプール４６の外周部の中央の油路がオイル供給路２９と第１オイル供給路２１とを連通し、スプール４６の外周部の図示右側の油路が第２オイル排出路３２と第２オイル供給路２２とを連通する進角制御モードまたはドレーンモードに変更される。
【００４２】
また、ＥＣＵの遅角制御時に、ソレノイドコイル５６に駆動電流を供給することで、スプール４６を軸方向に変位させることによって、スプール４６の外周部の中央の油路がオイル供給路２９と第２オイル供給路２２とを連通し、スプール４６の外周部の図示左側の油路が第１オイル排出路３１と第１オイル供給路２１とを連通する遅角制御モードに変更される。
【００４３】
ここで、進角室１１には、複数個のベーン１０のうちの１個のベーン１０に形成された円環状の油圧室７０、７１が連通しており、油圧室７０、７１には、弁本体（ガイドリング）７２内を軸方向に変位する油圧ピストン方式のロックピン（ストッパーピン：本発明の位相拘束手段に相当する）６が設けられている。このロックピン６は、スプリング７３からスプリング力が与えられて軸方向に移動して、シューハウジング１５のフロントカバー部１９の後端壁（ベーンロータ３の中間ロック位相に対応した位置）に形成された嵌合穴（嵌合部）１９ａに嵌合すると、カムシャフト２、ベーンロータ３およびベーン１０を中間ロック位相で固定する。
【００４４】
なお、ロックピン６の先頭部には、常に遅角室１２内の油圧力が作用している。また、ロックピン６の外周に形成された鍔状のフランジ部７４には、油圧室７０、７１に導入される進角油圧が作用している。なお、油圧室７０、７１およびスプリング７３は、ロックピン６を弁本体７２の前端面より出没自在に駆動するロックピン駆動機構を構成する。さらに、本実施形態のベーン１０およびチェーンスプロケット１４には、油圧室７０と進角室１１とを連通する油路７５が設けられ、また、ベーンロータ３およびベーン１０が中間ロック位相以上に進角した際に、油圧室７１と進角室１１とを連通する油路７６も設けられている。なお、ロックピン６の先頭部には、遅角室１２に連通する油路７８を介して遅角油圧が作用している。
【００４５】
また、チェーンスプロケット１４の前壁面に形成された円環状のスプリング収納溝１７内には、エンジン停止時等の油圧低下時であっても、タイミングロータ１に対してカムシャフト２およびベーンロータ３およびベーン１０の位相を中間ロック位相以上に進角させるための進角アシストスプリング７が設けられている。この進角アシストスプリング７は、本発明の進角側付勢手段に相当するもので、コイル中心線の周りに捩じりモーメントを受ける捩じりコイルスプリングである。
【００４６】
そして、進角アシストスプリング７の一端は、チェーンスプロケット１４の前端壁に形成された固定用溝３７に保持され、他端は可動側とされている。そして、進角アシストスプリング７の他端は、ベーンロータ３に圧入により固定されたピン３５に引っ掛ける構造とされている。そして、ピン３５は、シールプレート３４に形成された窓部３６を介して進角アシストスプリング７の他端に係合している。なお、シールプレート３４の窓部３６は、ベーンロータ３およびベーン１０が最大遅角位相から最大進角位相まで移動することができるように、ピン３５の干渉を防止するための略円弧状の逃げ孔である。
【００４７】
そして、スプリング収納溝１７の外周側には、ベーンロータ３およびベーン１０が進角側に作動すると進角アシストスプリング７の他端が引っ掛かる進角側係止壁３８、およびベーンロータ３およびベーン１０が遅角側に作動すると進角アシストスプリング７の他端が引っ掛かる遅角側係止壁３９が設けられている。これらの進角側係止壁３８と遅角側係止壁３９との回転方向の寸法によって、進角アシストスプリング７の付勢力位相の範囲を、ベーンロータ３およびベーン１０の最大遅角位相から中間ロック位相よりも進角側の位相までの範囲、すなわち、中間ロック位相＋１０°ＣＡまでの範囲（最大遅角位相から、中間ロック位相＜中間ロック位相＋１０°ＣＡまでの範囲）に設定している。
【００４８】
なお、チェーンスプロケット１４のスプリング収納溝１７の外周側には、進角アシストスプリング７の付勢力位相の範囲以上にベーンロータ３およびベーン１０が進角することができるように、ピン３５の干渉を防止するための略円弧状の逃げ溝４０が形成されている。
【００４９】
〔第１実施形態の特徴〕
次に、本実施形態の連続可変バルブタイミング調整装置の作動を図１ないし図６に基づいて簡単に説明する。ここで、図５は吸気連続可変バルブタイミング機構の進角制御モードを示した図で、図６は吸気連続可変バルブタイミング機構のドレーンモードを示した図である。
【００５０】
エンジン停止前には、例えばエンジン回転数がアイドル回転数の時には、ＥＣＵにより遅角制御されており、カムシャフト２、ベーンロータ３およびベーン１０は最大遅角位相付近で停止している。そして、エンジン停止時、すなわち、イグニッションスイッチをＯＦＦしたとＥＣＵが判断した時には、ＥＣＵによる進角制御を開始する。
【００５１】
具体的には、ＥＣＵは電磁式アクチュエータ４ｂ、５ｂへ駆動電流を供給することで、電磁式油路切替弁４および電磁式油圧制御弁５を進角制御モードに変更する。これにより、電磁式油路切替弁４のスプール弁４ａが軸方向に変位するので、第３オイル供給路２３と第３オイル排出路３３とが遮断され、電磁式油圧制御弁５のスプール４６が軸方向に変位するので、スプール４６の外周部の中央の油路がオイル供給路２９と第１オイル供給路２１とを連通し、スプール４６の外周部の図示右側の油路が第２オイル排出路３２と第２オイル供給路２２とを連通する。
【００５２】
したがって、各進角室１１内にオイルが導入され、各遅角室１２内からオイルがドレーンされる。しかし、エンジン停止後はオイルポンプ２０の吐出量が少なく、各進角室１１や第１オイル供給路２１内の油圧が低下してベーンロータ３の進角側への移動がし難くなるが、本実施形態ではチェーンスプロケット１４のスプリング収納溝１７内に収容された進角アシストスプリング７のスプリング力および進角室１１内の油圧力によってベーンロータ３およびベーン１０が進角側へ押される。これにより、ベーンロータ３およびベーン１０の位相が最大遅角位相から最大進角位相側へ向かって進角する。
【００５３】
ここで、進角アシストスプリング７の付勢力位相の範囲は、チェーンスプロケット１４のスプリング収納溝１７の径方向の外方側に設けられた進角側係止壁３８と遅角側係止壁３９とで決定されている。すなわち、進角アシストスプリング７の付勢力位相の範囲は、最大遅角位相から中間ロック位相＋１０°ＣＡまでの範囲に設定されている。これにより、中間ロック位相＋１０°ＣＡまでベーンロータ３およびベーン１０の位相が進角した後は、進角室１１内の油圧力のみによってベーンロータ３が進角側へ回転する。
【００５４】
そして、ベーンロータ３のベーン１０が中間ロック位相＋１０°ＣＡ以上に進角すると、油路７６、７７を介してロックピン６のフランジ部７４の後方側の油圧室７１内に油圧が供給されるため、フランジ部７４の前方側の油圧室７０内の油圧力と後方側の油圧室７１内の油圧力とが等しくなるため、図５に示したように、スプリング７３のスプリング力によりロックピン６がベーン１０の前端面より突出してシューハウジング１５のフロントカバー部１９に当接する。
【００５５】
その後に、ＥＣＵがクランク角センサとカム角センサからの信号によってベーンロータ３およびベーン１０の位相が中間ロック位相＋１０°ＣＡ以上に進角したことを確認すると、電磁式油路切替弁４の電磁式アクチュエータ４ｂおよび電磁式油圧制御弁５の電磁式アクチュエータ５ｂへの駆動電流の供給を停止（ＯＦＦ）することで、ＥＣＵによる進角制御を終了する。
【００５６】
次回のエンジン始動時、すなわち、イグニッションスイッチをＯＮしたとＥＣＵが判断した時には、ＥＣＵによりドレーンモードを開始する。具体的には、ＥＣＵは電磁式アクチュエータ４ｂ、５ｂへ駆動電流を供給することで、電磁式油路切替弁４および電磁式油圧制御弁５をドレーンモードに変更する。これにより、電磁式油路切替弁４のスプール弁４ａが軸方向に変位するので、第３オイル供給路２３と第３オイル排出路３３とが連通し、電磁式油圧制御弁５のスプール４６が軸方向に変位するので、スプール４６の外周部の中央の油路がオイル供給路２９と第１オイル供給路２１とを連通し、スプール４６の外周部の図示右側の油路が第２オイル排出路３２と第２オイル供給路２２とを連通する。したがって、各進角室１１内および各遅角室１２内からオイルがドレーンされる。
【００５７】
エンジン停止後に中間ロック位相＋１０°ＣＡよりも進角側で停止したベーンロータ３およびベーン１０の位相は、イグニッションスイッチのＯＮと同時に、カムシャフト２の駆動トルクの増加により遅角側に移動する。そして、中間ロック位相＋１０°ＣＡの位相まで遅角すると、ベーンロータ３およびベーン１０に進角アシストスプリング７のスプリング力が作用するが、ベーンロータ３およびベーン１０が中間ロック位相近傍で停止しているため、ベーンロータ３およびベーン１０が最大進角位相で停止しているものと比較して、進角アシストスプリング７のスプリング力の反発力が極めて少ない。これにより、中間ロック位相＋１０°ＣＡの位相でカムシャフト２の駆動トルクの増加により遅角側に移動したり、進角アシストスプリング７のスプリング力により進角側に移動したりしてばたつくが、ベーンロータ３およびベーン１０の位相が中間ロック位相近傍であるため、進角アシストスプリング７のスプリング力よりもカムシャフト２の駆動トルクが上回ると、ベーンロータ３およびベーン１０の位相が中間ロック位相まで遅角する。
【００５８】
そして、ベーンロータ３およびベーン１０の位相が中間ロック位相まで遅角すると、図６に示したように、ベーンロータ３およびベーン１０と共に一体的に遅角側に移動したロックピン６の先頭部がシューハウジング１５のフロントカバー部１９の後端壁に形成された嵌合穴１９ａに嵌合する。すると、ベーンロータ３およびベーン１０の位相が中間ロック位相でロック（固定）される。これにより、タイミングロータ１のシューハウジング１５とカムシャフト２、ベーンロータ３およびベーン１０との相対回転運動が拘束されるため、カムシャフト２、ベーンロータ３およびベーン１０の中間ロック位相で確実にエンジン始動することができる。
【００５９】
したがって、中間ロック位相での次回のエンジン始動が可能となることにより、吸気バルブがエンジン冷間時のエンジン始動に適した最適なバルブタイミングとなるので、エミッションを改善することができ、エンジン始動不良がなくなり、エンジン始動時間を短縮することができる。また、エンジン暖気後の燃費向上に適した最適なバルブタイミングとなるので、エンジンの出力の向上やエミッションを改善することができる。
【００６０】
なお、カムシャフト２が吸気バルブを駆動するときに受ける負荷トルクは正、負に変動している。ここで、負荷トルクの正方向はシューハウジング１５に対しベーンロータ３の遅角方向を表し、負荷トルクの負方向はシューハウジング１５に対しベーンロータ３の進角方向を表している。負荷トルクの平均は正方向、つまり遅角方向に加わる。そして、進角アシストスプリング７の付勢力（スプリング力）を、カムシャフト２の平均駆動トルク以上に設定しても良い。
【００６１】
この場合には、エンジンストール時に、ベーンロータ３およびベーン１０が最大遅角位相付近で停止した場合、油圧がなくても、進角アシストスプリング７のスプリング力によってベーンロータ３およびベーン１０が中間ロック位相＋１０°ＣＡまで進角する。このとき、ベーンロータ３およびベーン１０が中間ロック位相まで進角した際に、ロックピン６の先頭部がシューハウジング１５のフロントカバー部１９の後端壁に形成された嵌合穴１９ａに嵌合するようにしても良い。これにより、タイミングロータ１のシューハウジング１５とカムシャフト２、ベーンロータ３およびベーン１０との相対回転運動が拘束される。したがって、エンジンストール後であっても、カムシャフト２、ベーンロータ３およびベーン１０の中間ロック位相で確実にエンジン始動することができる。
【００６２】
また、吸気連続可変バルブタイミング機構の発生トルク、特にベーンロータ３の発生トルクを、（カムシャフト２の平均駆動トルク＋最低油圧時の吸気連続可変バルブタイミング機構の発生トルク）＞進角アシストスプリング７のスプリング力に設定しても良い。それによって、最低油圧時に最大遅角位相付近にベーンロータ３およびベーン１０を停止させたい時でも、進角アシストスプリング７のスプリング力によりベーンロータ３およびベーン１０が最大遅角位相付近から進角してしまうことがなくなる。これにより、エンジン負荷が低負荷の時の燃費を改善させることができる。
【００６３】
〔第２実施形態〕
図７は本発明の第３実施形態を示したもので、吸気連続可変バルブタイミング機構の主要構造を示した図である。
【００６４】
本実施形態では、制御モードを、遅角制御モード、進角制御モードおよびドレーンモードに変更可能な電磁式油圧制御弁５を設けている。この電磁式油圧制御弁５は、本発明の流体圧力給排手段に相当するもので、油圧システム回路中に設けられたコントロールバルブ５ａ、およびこのコントロールバルブ５ａを駆動する電磁式アクチュエータ５ｂを有している。コントロールバルブ５ａは、第１〜第３オイル供給路２１〜２３とオイル供給路２９および第１、第２オイル排出路３１、３２との間に配されたスリーブ４５と、このスリーブ４５内に摺動自在に収納されたスプール４６と、このスプール４６を初期位置に付勢するスプリング４７とを備えている。
【００６５】
スリーブ４５には、オイル供給ポート４９、第１、第２ドレーンポート５１、５２、および第１〜第３オイル給排ポート６１〜６３等が形成されている。なお、本実施形態の第１ドレーンポート５１は、ドレーンモード時に進角室１１内のオイルおよびオイルポンプ２０からのオイルをドレーンするための油路としても機能し、第３オイル供給路２３および第１オイル供給路２１を介して第１オイル給排ポート６１に連通している。また、第３オイル給排ポート６３は、ドレーンモード時に進角室１１内のオイルおよびオイルポンプ２０からのオイルをドレーンするための油路として機能し、第１オイル排出路３１を介してオイルパン３０に連通している。そして、スプール４６の外周部には、軸方向の図示左端部から図示右端部へ向かって３個の油路を形成する４個の第１〜第４ランド部が設けられている。
【００６６】
以上のように、本実施形態の吸気連続可変バルブタイミング機構においては、電磁式油圧制御弁５のみで制御モードを、遅角制御モード、進角制御モードおよびドレーンモードに変更できるので、第１実施形態の電磁式油路切替弁４を廃止することができる。これにより、部品点数を軽減できるので、製品コストを低減することができる。
【００６７】
〔第３実施形態〕
図８および図９は本発明の第３実施形態を示したもので、図８および図９は吸気連続可変バルブタイミング機構の主要構造を示した図である。
【００６８】
本実施形態のタイミングロータ１を構成するシューハウジング１５には、ハウジング部の軸方向の前端側を覆う円環板状のフロントカバー（フロントカバー部）９０が、ハウジング部とは別体で設けられている。そして、フロントカバー９０の内周部には、捩じりコイルスプリングである進角アシストスプリング７を収容するためのスプリング収納溝を形成する円環状のスプリングガイド９１が設けられている。
【００６９】
進角アシストスプリング７は、本発明の進角側付勢手段に相当するもので、第１実施形態と同様に、捩じりコイルスプリングが用いられている。この進角アシストスプリング７の一端は、フロントカバー９０の前端壁に形成された固定用溝９２に保持され、他端は可動側とされている。そして、進角アシストスプリング７の他端は、ベーンロータ３のベーン１０の内周面に形成された円弧状の係止溝（凹状の係止部）９３に挿入されている。そして、進角アシストスプリング７の他端は、フロントカバー９０の後端部に形成された窓部９４を介して係止溝９３に係合している。なお、窓部９４は、ベーンロータ３およびベーン１０が最大遅角位相から最大進角位相まで移動することができるように、進角アシストスプリング７の他端の干渉を防止するための略円弧状の逃げ孔である。
【００７０】
そして、窓部９４は、進角アシストスプリング７の付勢力位相の範囲を決定するスプリング作用範囲決定用の壁である。すなわち、窓部９４は、ベーンロータ３およびベーン１０が進角側に作動すると進角アシストスプリング７の他端が引っ掛かる進角側係止壁９５、およびベーンロータ３およびベーン１０が遅角側に作動すると進角アシストスプリング７の他端が引っ掛かる遅角側係止壁９６を有している。これらの進角側係止壁９５と遅角側係止壁９６との回転方向の寸法によって、進角アシストスプリング７の付勢力位相の範囲を、ベーンロータ３およびベーン１０の最大遅角位相から中間ロック位相よりも進角側の位相までの範囲、すなわち、中間ロック位相＋１０°ＣＡまでの範囲（最大遅角位相から、中間ロック位相＜中間ロック位相＋１０°ＣＡまでの範囲）に設定している。
【００７１】
なお、ベーンロータ３の係止溝９３は、進角アシストスプリング７の付勢力位相の範囲（スプリング作用範囲）よりもベーンロータ３およびベーン１０の位相が進角側に動くことが可能な位相幅のスプリング逃げ溝９７を有している。ここで、本実施形態のロックピン６は、カムシャフト２、ベーンロータ３およびベーン１０の位相が中間ロック位相に達した際に、チェーンスプロケット１４の前端壁に形成された嵌合穴（嵌合部）１４ａに嵌合するように構成されている。
【００７２】
〔他の実施形態〕
本実施形態では、シューハウジング１５の内周部に３個のシュー９を設け、ベーンロータ３の外周部に３個のベーン１０を設けることにより、３つの進角室（進角油圧室）１１および３つの遅角室（遅角油圧室）１２を設けてバルブタイミングを連続的に可変したが、シューハウジング１５の内周部に４個以上のシュー９を設け、ベーンロータ３の外周部に４個以上のベーン１０を設けることにより、４つ以上の進角室（進角油圧室）１１および４つ以上の遅角室（遅角油圧室）１２を設けてバルブタイミングを連続的に可変しても良い。また、２つの進角室（進角油圧室）１１および２つの遅角室（遅角油圧室）１２を設けてバルブタイミングを連続的に可変しても良い。
【００７３】
ここで、アイドル時には、エンジンの吸気バルブの開閉タイミングを大きく遅らせて（遅角させて）オーバーラップ（吸気バルブと排気バルブとが同時に開弁している時期）を無くして燃焼を安定させるようにしても良い。また、中速高負荷時には、吸気バルブの開閉タイミングを早めて（進角させて）オーバーラップを拡大し、自己ＥＧＲ（燃焼室内の残留ガス）を増加させて燃焼温度を低下させ、ＨＣ、ＮＯｘの排出量を低減させるようにしても良い。この場合には、ポンプ損失の低減にもつながり燃費も向上する。また、高速高負荷時には、吸気バルブの閉タイミングを最適なところまで遅らせて（遅角させて）最高出力を確保するようにしても良い。
【００７４】
また、実際のカムシャフト２の位置をセンサで検出し、目標のバルブタイミングになるように電磁式油圧制御弁５をフィードバック制御しても良い。また、本実施形態では、バルブタイミングを連続可変としたが、バルブタイミングを進角制御モードと遅角制御モードとドレーンモードの３段階可変や多段階としても良い。そして、本発明を、吸気連続可変バルブタイミング機構だけでなく、吸排気連続可変バルブタイミング機構、あるいは排気連続可変バルブタイミング機構に利用しても良い。また、内燃機関として、オーバヘッドバルブ（ＯＨＶ）エンジンを用いても良く、オーバーヘッドカムシャフト（ＯＨＣ）エンジンを用いても良い。
【００７５】
第１実施形態では、タイミングロータ１のチェーンスプロケット１４の前壁面に設けられたスプリング収納溝１７内に収容された進角アシストスプリング７の他端を可動側とし、この進角アシストスプリング７の他端にベーンロータ３およびベーン１０の後端部に圧入により固定されたピン（凸状の係止部）３５を引っ掛ける構造としたが、進角アシストスプリング７の他端を可動側とし、この進角アシストスプリング７の他端をベーンロータ３およびベーン１０の後端部に形成された固定用穴（凹状の係止部）に差し込む構造を採用しても良い。
【００７６】
第３実施形態では、タイミングロータ１のシューハウジング１５のフロントカバー９０の内周部に設けられたスプリングガイド９１に収容された進角アシストスプリング７の一方端を可動側とし、この進角アシストスプリング７の他端をベーンロータ３およびベーン１０の内周部に形成された係止溝（凹状の係止部）９３に差し込む構造としたが、進角アシストスプリング７の他端を可動側とし、この進角アシストスプリング７の他端にベーンロータ３およびベーン１０の内周部に圧入により固定されたピン（凸状の係止部）を引っ掛ける構造を採用しても良い。
【００７７】
本実施形態では、ロックピン６がベーンロータ３の軸方向に移動して嵌合穴１４ａ、１９ａに嵌合するように構成したが、ロックピン６がベーンロータ３の径方向に移動して嵌合穴に嵌合する構成にしても良い。この場合には、シューハウジング１５のハウジング部の内周壁に嵌合穴が形成されることになる。また、タイミングロータ１を構成するハウジング部材にロックピンを収容し、ベーンロータ３およびベーン１０側に嵌合穴を形成しても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】タイミングロータのチェーンスプロケットのスプリング収容溝を示した正面図である（第１実施形態）。
【図２】吸気連続可変バルブタイミング機構の主要構造を示した正面図である（第１実施形態）。
【図３】吸気連続可変バルブタイミング機構の主要構造を示した概略図である（第１実施形態）。
【図４】電磁式油圧制御弁の全体構造を示した断面図である（第１実施形態）。
【図５】吸気連続可変バルブタイミング機構の進角制御モードを示した状態図である（第１実施形態）。
【図６】吸気連続可変バルブタイミング機構のドレーンモードを示した状態図である（第１実施形態）。
【図７】吸気連続可変バルブタイミング機構の主要構造を示した概略図である（第２実施形態）。
【図８】吸気連続可変バルブタイミング機構の主要構造を示した正面図である（第３実施形態）。
【図９】吸気連続可変バルブタイミング機構の主要構造を示した断面図である（第３実施形態）。
【符号の説明】
１ タイミングロータ（駆動側回転体）
２ カムシャフト（従動軸）
３ ベーンロータ（従動側回転体）
４ 電磁式油路切替弁（流体圧力給排手段）
５ 電磁式油圧制御弁（流体圧力給排手段）
６ ロックピン（位相拘束手段）
７ 進角アシストスプリング（進角側付勢手段）
９ シュー
１０ ベーン
１１ 進角室
１２ 遅角室
１４ チェーンスプロケット（駆動側回転体）
１５ シューハウジング（駆動側回転体）
１７ スプリング収納溝
２０ オイルポンプ（油圧源）
２１ 第１オイル供給路
２２ 第２オイル供給路
２３ 第３オイル供給路（連通路）
２９ オイル供給路
３０ オイルパン
３１ 第１オイル排出路（第１ドレーン油路）
３２ 第２オイル排出路（第２ドレーン油路）
３３ 第３オイル排出路（第３ドレーン油路）
３５ ピン（凸状の係止部）
３６ 窓部
３７ 固定用溝
３８、９５ 進角側係止壁
３９、９６ 遅角側係止壁
９０ フロントカバー（フロントカバー部）
９１ スプリングガイド
９２ 固定用溝
９３ 係止溝（凹状の係止部）
９４ 窓部
９７ スプリング逃げ溝（スプリング逃げ部）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a valve for an internal combustion engine capable of continuously and variably controlling the phase of the opening / closing timing of an intake or exhaust valve of the internal combustion engine capable of starting the engine with a phase approximately in the middle of the phase change width of the camshaft or vane rotor. The present invention relates to a timing adjustment device.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, the camshaft is driven via a timing pulley or chain sprocket that rotates in synchronization with the crankshaft of the internal combustion engine, and the intake air of the internal combustion engine is detected by the phase difference due to the relative rotational motion of the timing pulley or chain sprocket and the camshaft. There is an intake variable valve timing mechanism that changes the valve opening / closing timing (hereinafter referred to as valve timing) to improve the output of an internal combustion engine and improve fuel efficiency.
[0003]
Here, for example, by closing the intake valve later than the bottom dead center position of the piston, the pumping loss of the engine can be reduced and the fuel efficiency can be improved. However, when the intake valve is closed later than the bottom dead center position of the piston, the fuel efficiency improves after the engine warms up, but the actual compression ratio decreases when the engine is cold, and the air temperature at the top dead center of the piston is sufficient. Since the engine does not rise, there is a risk that the engine will start poorly, resulting in a problem that the engine start time becomes longer or the engine cannot be started.
[0004]
In this case, the optimal valve timing of the intake valve when the engine is cold is more advanced than the optimal valve timing after the engine warms up. Therefore, in the intake variable valve timing mechanism that changes the valve timing of the intake valve, it is suitable for the optimal valve timing (optimum opening and closing timing of the intake valve) suitable for starting the engine when the engine is cold and for improving the fuel efficiency after warming up the engine This is different from the optimal valve timing (the optimal opening / closing timing of the intake valve).
[0005]
In order to solve this problem, structurally, the engine can be engineered by providing a lock pin that locks the internal rotor at a phase approximately in the middle of the phase change width of the intake camshaft and the intake valve opening and closing timing. An intake variable valve timing mechanism capable of starting the engine at a phase approximately equal to the phase change width of the intake camshaft and the intake valve opening / closing timing, which is a valve timing suitable for engine start in cold weather No. 9-324613) has been proposed.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, in this conventional technique, when the engine is stopped, the method of locking the internal rotor with the lock pin at a phase approximately in the middle of the phase change width depends on the decrease in hydraulic pressure due to the decrease in engine speed. Depending on the temperature change, the decreasing tendency of the hydraulic pressure introduced into the advance hydraulic chamber differs greatly. As a result, if the hydraulic pressure introduced into the advance hydraulic chamber is reduced when the engine is stopped, the internal rotor and vane that rotate integrally with the intake camshaft are advanced to a phase approximately in the middle of the phase change width. This causes a problem that it is difficult to stably lock the opening / closing timing of the intake camshaft and the intake valve at a phase substantially in the middle of the phase change width.
[0007]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-223112 discloses that when the engine is stopped, the internal rotor and vane are urged toward the advance side by a spring within the range of the urging force phase from the maximum retardation phase to the maximum advance phase. An intake variable valve timing mechanism is described that locks with a lock pin at a phase approximately in the middle of the phase change width of the camshaft and the internal rotor by flapping the internal rotor and vane sometimes using the fluctuation torque of the camshaft. Yes.
[0008]
However, in this conventional technique, when the internal rotor and the vane stop at the maximum retardation phase when the engine is stopped, the urging force of the spring is opposed to the camshaft drive torque when the engine is started. Rebounds, preventing the retarding operation of the camshaft and not immediately retarding, and cannot be locked by the lock pin. As a result, the engine cannot be reliably started with a phase approximately in the middle of the phase change width.
[0009]
OBJECT OF THE INVENTION
An object of the present invention is to make the driven-side rotating body approximately halfway in the phase change width by the working fluid pressure supplied into the advance chamber and the urging force by the advance side urging means when the engine is stopped. An object of the present invention is to provide a valve timing adjusting device for an internal combustion engine that can be reliably operated at a phase or substantially intermediate phase or higher. Another object of the present invention is to provide a valve timing adjusting device for an internal combustion engine that can reliably start the engine at a phase substantially in the middle of the phase change width of the driven-side rotor.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
  According to the invention of claim 1,The fluid pressure supply / discharge means supplies the working fluid pressure into the advance chamber and discharges the working fluid pressure from the retard chamber when the engine is stopped, and the working fluid from both the advance chamber and the retard chamber when starting the engine. It is configured to discharge pressure.
  The drive-side rotator includes a sprocket that rotates in synchronization with the drive shaft of the internal combustion engine, and a shoe housing that is disposed on one end side of the sprocket and rotates integrally with the sprocket. As the advance side biasing means, a spring having one end held by the sprocket and the other end held by the driven side rotating body is used. The sprocket includes an advance side locking wall where the other end of the spring is hooked when the driven side rotating body is actuated to the advance side, and a retarded side where the other end of the spring is caught when the driven side rotator is actuated to the retard side. It has a locking wall.
  The range of the urging force phase of the spring is determined by the advance side locking wall and the retard side locking wall. That is, the range of the biasing force phase of the spring isFrom the maximum retard angle phase of the driven rotorOf the driven rotorRange that is greater than or equal to approximately the middle phase of the phase change width and close to the middle phaseSet toing.The advance angle side locking wall is set to the advance angle side by a predetermined angle with respect to the phase substantially in the middle of the phase change width of the driven side rotating body.
  As a result, even if the working fluid pressure decreases when the engine is stopped,spring(Advance side biasing means)With this urging force, the driven-side rotator advances to a phase that is greater than or equal to a substantially intermediate phase of the phase change width and close to a substantially intermediate phase. And at the time of engine start, since the phase of the driven side rotating body is equal to or larger than the substantially intermediate phase of the phase change width and stopped in the vicinity of the substantially intermediate phase,spring(Advance side biasing means)The repulsion of the urging force is extremely small, and it becomes easy to move the driven side rotating body to the retard side by the driving torque of the driven shaft. As a result, when the driven-side rotator is retarded to a phase approximately in the middle of the phase change width, the relative rotational motion between the drive-side rotator and the driven-side rotator is constrained by the phase constraint means. Therefore, the engine can be reliably started at a phase substantially in the middle of the phase change width of the driven-side rotator.
[0011]
  According to invention of Claim 2,spring(Advance side biasing means)The range of the energizing phase is a range from the maximum retardation phase of the driven-side rotator to the phase approximately + 10 ° CA in the middle of the phase change width. Thereby, the effect of the invention of claim 1 can be improved.
[0012]
  According to invention of Claim 3,spring(Advance side biasing means)Is set to be equal to or greater than the average driving torque of the driven shaft. As a result, if the driven rotating body stops near the maximum retardation phase during engine stall, even if there is no working fluid pressure,spring(Advance side biasing means)EnergizingTo forceTherefore, the driven-side rotator advances more than a phase substantially in the middle of the phase change width. At this time, when the driven-side rotator advances to a phase approximately in the middle of the phase change width, the relative rotational motion between the drive-side rotator and the driven-side rotator is constrained by the phase restraining means. Therefore, even after the engine is stalled, the engine can be reliably started with a phase substantially in the middle of the phase change width of the driven-side rotator.
[0013]
  According to invention of Claim 4,spring(Advance side biasing means)Is set to be smaller than the sum of the average driving torque of the driven shaft and the torque generated by the driven side rotating body at the minimum hydraulic pressure. As a result, even when you want to stop the driven rotor around the maximum retard angle phase at the minimum oil pressure,spring(Advance side biasing means)The driven-side rotator does not advance from the vicinity of the maximum retardation phase by the urging force. Thereby, the fuel consumption when the engine load is low can be improved.
[0015]
  Claim5According to the invention described in the above, the sprocket is provided with a spring housing groove for housing the spring and a fixing groove for holding one end of the spring, and the convex or concave engagement that hooks the other end of the spring on the driven-side rotating body. It is characterized by providing a stop. Claims6According to the invention described in (1), the shoe housing is provided with the housing portion that accommodates the driven-side rotating body in a relatively rotatable manner, and the front cover portion that covers the front end side of the housing portion. One end of the spring is held by the front cover portion, and the other end of the spring is held by the driven side rotating body via a window portion formed in the front cover portion. And the range of the urging | biasing force phase of a spring is determined by the size of the window part of a front cover part, It is characterized by the above-mentioned.
[0016]
  Claim7According to the invention described in (1), the other end of the spring is held by the convex or concave engaging portion of the driven side rotating body. Claims8According to the invention described in (1), the protruding portion or the recessed locking portion is provided with the spring relief portion on the advance side with respect to the operating range of the spring. And claims9According to the invention described in (1), the front cover part is provided with a convex or concave locking part for holding one end of the spring. And claim 10According to the invention described in (1), the spring guide for accommodating the spring is provided on the inner peripheral portion of the front cover portion.
[0017]
  Claim 11According to the invention described in the above, as the fluid pressure supply / discharge means, the hydraulic pressure generated by the hydraulic pressure source is used as the advance chamber and the advance chamber.LateAn electromagnetic hydraulic control valve or hydraulic oil passage switching valve or electromagnetic oil passage switching valve that supplies and discharges to and from the corner chamber relatively is used as a hydraulic source for supplying hydraulic pressure to the advance chamber and retard chamber Is characterized by using an oil pump that is driven to rotate in synchronization with the drive shaft of the internal combustion engine and generates a discharge amount proportional to the engine speed. As a result, when the engine speed is low, the amount of oil discharged from the oil pump is reduced. Therefore, especially at high oil temperatures, the amount of leakage due to a decrease in the viscosity of the oil leads to an advance chamber and retard angle. The hydraulic pressure supplied to and discharged from the chamber decreases.
[0018]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
[Configuration of First Embodiment]
1 to 6 show a first embodiment of the present invention. FIG. 1 is a view showing a spring accommodating groove of a sprocket of a timing rotor. FIGS. 2 and 3 are main components of an intake continuously variable valve timing mechanism. FIG. 4 is a view showing the structure, and FIG. 4 is a view showing the entire structure of the electromagnetic hydraulic control valve.
[0019]
In this embodiment, the valve timing of an intake valve (not shown) provided in a cylinder head E of a four-cycle reciprocating engine (internal combustion engine), for example, a DOHC (double overhead camshaft) engine (hereinafter referred to as an engine) is determined. This is a continuously variable valve timing adjusting device capable of continuously variable control.
[0020]
This continuously variable valve timing adjusting device includes a timing rotor 1 that is rotationally driven by an engine drive shaft (not shown: hereinafter referred to as a crankshaft), and a driven shaft that is provided to be rotatable relative to the timing rotor 1. Intake continuously variable valve timing having an intake side camshaft (hereinafter abbreviated as a camshaft) 2 and a vane rotor 3 fixed to one axial end of the camshaft 2 and rotatably accommodated in the timing rotor 1 And an electromagnetic oil passage switching valve 4 and an electromagnetic hydraulic control valve 5 for selectively supplying and discharging hydraulic pressure to and from the advance chamber 11 and the retard chamber 12 of the intake continuously variable valve timing mechanism. It comprises an engine control device (hydraulic control means: hereinafter referred to as ECU) to be controlled.
[0021]
The timing rotor 1 corresponds to a driving side rotating body of the present invention, and is a substantially circular plate-shaped chain sprocket 14 that is rotationally driven by a crankshaft of an engine via a timing chain 13, and a front end face of the chain sprocket 14. And the three small-diameter bolts 16 for fastening and fixing the chain sprocket 14 and the shoe housing 15 to each other.
[0022]
On the outer peripheral portion of the chain sprocket 14, a large number of tooth-shaped portions 18 that mesh with a large number of tooth-shaped portions (not shown) formed on the inner peripheral side of the timing chain 13 are formed. Further, a female screw hole for fastening three small-diameter bolts 16 is formed in the ring plate portion of the chain sprocket 14 (which constitutes the rear cover portion of the shoe housing 15). Further, an annular spring accommodating groove 17 for accommodating an advance assist spring 7 described later is formed on the front end surface of the chain sprocket 14.
[0023]
The shoe housing 15 includes a cylindrical housing portion that rotatably accommodates the vane rotor 3 and an annular plate-shaped front cover portion 19 that covers the front end side in the axial direction of the housing portion. A plurality of (three in this example) trapezoidal shoes (partition walls) 9 facing each other in the circumferential direction are provided in the housing portion of the shoe housing 15 so as to protrude toward the inner peripheral side. Each facing surface of these shoes 9 is formed in an arc shape in cross section, and a fan-shaped space portion is formed in a circumferential gap between two adjacent shoes 9. The plurality of shoes 9 are formed with bolt insertion holes for inserting three small-diameter bolts 16.
[0024]
The camshaft 2 is arranged in the cylinder head E of the engine, and is connected to drive so that it rotates once when the crankshaft of the engine rotates twice, and a cam crest for determining the opening / closing timing (valve timing) of the engine intake valve. Are connected to the vane rotor 3 together with the journal bearing 25 by a large-diameter bolt 24. A female screw hole for fastening the large-diameter bolt 24 is formed in the axial center portion of one end portion of the camshaft 2. The intake valve and the exhaust valve are pushed and opened by the cam crest of the camshaft 2, but the intake valve and the exhaust valve are closed by the spring force of the valve spring.
[0025]
The intake continuously variable valve timing mechanism of the present embodiment is selective to the above-described timing rotor 1, the vane rotor 3 rotatably accommodated in the timing rotor 1, each advance chamber 11, and each retard chamber 12. An electromagnetic oil passage switching valve 4 and an electromagnetic oil pressure control valve 5 for supplying and discharging hydraulic pressure to and from the engine, a lock pin 6 for locking the vane rotor 3 at a desired intermediate lock phase after the engine is stopped or when the engine is started, It comprises an advance assist spring 7 for facilitating advancement of the vane rotor 3 beyond a desired intermediate lock phase when the engine is stopped. Here, the desired intermediate lock phase is a phase between the phase change widths of the camshaft 2, the vane rotor 3 and the vane 10 from the maximum retard angle phase to the maximum advance angle phase.
[0026]
The vane rotor 3 corresponds to the driven rotor of the present invention, and a plurality (three in this example) of vanes 10 projecting radially outward from the outer peripheral wall of the annular plate-shaped base portion, and A journal bearing 25 for rotatably supporting the inner surface of the front cover portion 19 of the shoe housing 15 is formed. A female screw hole for fastening the large diameter bolt 24 is formed in the central portion of the base portion of the vane rotor 3, and a round hole shape for inserting the large diameter bolt 24 is formed in the central portion of the journal bearing 25. The insertion hole 26 is formed.
[0027]
In the vane rotor 3, a minute clearance is provided between the outer peripheral walls of the plurality of vanes 10 and the inner peripheral wall of the housing portion of the shoe housing 15. For this reason, the camshaft 2, the vane rotor 3 and the vane 10 are capable of relative rotational movement with a phase change width (for example, a crank angle of 0 ° CA to 90 ° CA) with respect to the chain sprocket 14 and the shoe housing 15. The vane rotor 3 and the vane 10 together with the shoe housing 15 constitute a vane-type hydraulic actuator that continuously varies the valve timing of the intake valve of the engine using hydraulic pressure. A plurality of seal members 27 are mounted between the outer peripheral wall of the vane 10 of the vane rotor 3 and the housing portion of the shoe housing 15, and the outer peripheral wall of the base portion of the vane rotor 3 and each shoe 9 of the shoe housing 15 are attached. A plurality of seal members 28 are mounted between the inner peripheral wall.
[0028]
The vanes 10 of the vane rotor 3 are substantially fan-shaped blades facing each other in the circumferential direction, and are disposed so as to protrude into a fan-shaped space formed in the circumferential gap between two adjacent shoes 9. Yes. An advance hydraulic chamber (hereinafter abbreviated as an advance chamber) is provided between the opposing surfaces of the two adjacent shoes 9 and both side surfaces in the circumferential direction of the vane 10 fitted in the fan-shaped space formed by them. 11 and a retard hydraulic chamber (hereinafter abbreviated as a retard chamber) 12 are formed. That is, the fan-shaped space formed by the two shoes 9 adjacent to each vane 10 is oil-tightly divided into two hydraulic chambers, so that the advance chambers 11 and the delay chambers 11 are provided on both sides in the circumferential direction of each vane 10. A corner chamber 12 is formed.
[0029]
Further, between the rear end surface of the vane rotor 3 and the rear end surface of the housing portion of the shoe housing 15 and the front end surface of the chain sprocket 14, each advance chamber 11 and each retard chamber 12, an annular spring housing groove 17, and An annular plate-like seal plate 34 is sandwiched between the two. The seal plate 34 has a substantially circular shape for inserting a cylindrical pin 35 (corresponding to the convex locking portion of the present invention) 35 press-fitted into one of the plurality of vanes 10. An arcuate window 36 is formed.
[0030]
The hydraulic system circuit for selectively supplying and discharging the hydraulic pressure to and from each advance chamber 11 or each retard chamber 12 includes a first oil supply path for supplying and discharging hydraulic pressure to each advance chamber 11 ( (Advance angle chamber side oil passage) 21, a second oil supply passage (retard angle chamber side oil passage) 22 for supplying and discharging hydraulic pressure in each retard angle chamber 12, and a branch from the middle of the first oil supply passage 21. The third oil supply path for guiding the hydraulic pressure of the oil pump 20 to the oil path formed on the outer periphery of the spool valve 4a of the electromagnetic oil path switching valve 4 through the first oil supply path 21. A (communication path) 23 is provided. The first to third oil supply passages 21 to 23 are formed in the cylinder head E of the engine, and are also drain oil passages for draining oil from each advance chamber 11 and each retard chamber 12.
[0031]
The first and second oil supply paths 21 and 22 include an oil supply path 29 on the oil pump 20 (hydraulic power source) side and first and second oil discharge paths (first and second drain oil paths) 31 and 32. Are connected to each other via an oil passage formed in the outer peripheral portion of the spool 46 of an electromagnetic hydraulic control valve (oil control valve: OCV) 5. The first oil discharge passage 31 is an advance chamber drain oil passage, and the second oil discharge passage 32 is a retard chamber drain oil passage. The first and second oil supply passages 41 and 42 formed on the outer peripheral surfaces and inside of the camshaft 2 and the vane rotor 3 are respectively the advance chambers 11 and the retard chambers 12 and the first and second oil supply passages. This is a communication path that communicates with 21 and 22.
[0032]
Here, the oil supply path 29 is provided with an oil pump 20 for pumping up oil in an oil pan 30 for temporarily accumulating engine oil as working fluid and discharging the oil to various parts of the engine. The outlet ends of the first and second oil discharge paths 31 and 32 communicate with the oil pan 30. Here, the oil pump 20 is rotationally driven in synchronism with the crankshaft of the engine, and pumps out an amount of oil proportional to the engine speed to each part of the engine.
[0033]
The electromagnetic oil passage switching valve 4 corresponds to the fluid pressure supply / discharge means of the present invention. As shown in FIGS. 2, 5 and 6, the spool valve 4a provided in the hydraulic system circuit, The oil passage switching means includes a spring 44 that urges the spool valve 4a toward the initial position, and an electromagnetic actuator 4b that drives the spool valve 4a. The spool valve 4 a includes a third oil supply path 23 and a third oil discharge path (third drain oil path) 33 that communicate the advance chamber 11, the oil pump 20, and the oil pan 30 via the first oil supply path 21. Between.
[0034]
The spool valve 4 a is formed with an oil path that communicates the third oil supply path 23 and the third oil discharge path 33 and an oil path that blocks the third oil supply path 23 and the third oil discharge path 33. Yes. Therefore, the electromagnetic oil passage switching valve 4 communicates the third oil supply passage 23 and the third oil discharge passage 33 by displacing the spool valve 4a in the axial direction by controlling the electromagnetic actuator 4b by the ECU. And the advance angle control mode in which the third oil supply path 23 and the third oil discharge path 33 are shut off.
[0035]
The electromagnetic hydraulic control valve 5 corresponds to the fluid pressure supply / discharge means of the present invention. As shown in FIGS. 3 to 6, the control valve 5a provided in the hydraulic system circuit, and the control valve 5a. The first and second oil supply paths 21 and 22 and the oil supply path 29 and the first and second oil discharge paths 31 and 32 are relatively switched and controlled by a hydraulic supply / discharge means having an electromagnetic actuator 5b for driving It is configured to be able to.
[0036]
The control valve 5 a includes a cylindrical sleeve 45 disposed between the first and second oil supply passages 21 and 22, the oil supply passage 29 and the first and second oil discharge passages 31 and 32, and the sleeve 45. A spool (spool valve) 46 slidably housed therein and a spring (spring) 47 that urges the spool 46 to an initial position (electromagnetic actuator 5b side) are provided.
[0037]
Of these, the sleeve 45 is formed with an oil supply port 49 connected to the oil supply passage 29 on the oil pump 20 side. Furthermore, a first drain port 51 for draining oil in the advance chamber 11, a second drain port 52 for draining oil in the retard chamber 12, and the first and second oil supply paths 21, 22. The first and second oil supply / discharge ports 61, 62 and the like connected to are formed. The outer periphery of the spool 46 is provided with four first to fourth land portions that form three oil passages from the illustrated left end portion in the axial direction toward the illustrated right end portion.
[0038]
The electromagnetic actuator 5b includes a cylindrical yoke 54 fixed to the right end in the figure of the sleeve 45 of the control valve 5a, a coil bobbin 55 disposed on the inner peripheral side of the yoke 54, and wound around the outer periphery of the coil bobbin 55. And a solenoid coil 56 mounted thereon. Further, it is composed of a stator core (fixed iron core) 57 and a moving core (movable iron core) 58 disposed on the inner peripheral side of the coil bobbin 55, and a solenoid shaft 59 that operates integrally with the moving core 58.
[0039]
The left end portion of the solenoid shaft 59 of the electromagnetic actuator 5b is in contact with the right end surface of the spool 46 of the control valve 5a. Thereby, the spool 46 of the control valve 5a is reciprocally displaced in the axial direction integrally with the moving core 58 and the solenoid shaft 59. The coil bobbin 55 is a resin primary molded product formed integrally with a resin in a substantially cylindrical shape. In addition, the solenoid coil 56 and the in-vehicle power source are electrically connected to a portion of the resin molded member (resin secondary molded product) 64 molded on the outer periphery of the solenoid coil 56 that is exposed to the outside of the yoke 54. A connector portion 5c in which a terminal (external connection terminal) 65 is insert-molded is integrally formed. The solenoid coil 56 is supplied with a drive current from the ECU during engine operation to generate a magnetomotive force, and the moving core 58 is attracted in accordance with the magnetomotive force.
[0040]
The ECU detects the current operating state based on signals from a crank angle sensor that detects the engine speed, an engine load sensor, and an air flow meter that detects the intake air amount, and also performs timing based on signals from the crank angle sensor and the cam angle sensor. The relative rotational positions of the rotor 1 and the camshaft 2, the vane rotor 3 and the vane 10 and the intermediate lock phase of the camshaft 2, the vane rotor 3 and the vane 10 are detected. This ECU controls the control mode of the electromagnetic oil passage switching valve 4 and the electromagnetic hydraulic control valve 5 so that the opening / closing timing of the intake valve of the engine becomes an optimum value according to the engine speed and the engine load.
[0041]
Therefore, the control mode of the electromagnetic hydraulic control valve 5 is the axial direction of the spool 46 of the control valve 5a by supplying a drive current to the solenoid coil 56 of the electromagnetic actuator 5b during the advance angle control or the drain mode of the ECU. The center oil passage at the outer peripheral portion of the spool 46 communicates with the oil supply passage 29 and the first oil supply passage 21, and the oil passage on the right side of the outer periphery of the spool 46 is the second oil discharge passage. 32 is changed to an advance angle control mode or a drain mode for communicating the second oil supply path 22 with the second oil supply path 22.
[0042]
Further, when the ECU is retarded, the drive current is supplied to the solenoid coil 56 to displace the spool 46 in the axial direction, so that the central oil passage of the outer periphery of the spool 46 is connected to the oil supply passage 29 and the second oil supply passage 29. The oil supply path 22 is communicated, and the oil path on the left side of the outer periphery of the spool 46 is changed to a retard control mode in which the first oil discharge path 31 and the first oil supply path 21 are communicated.
[0043]
Here, the advance chamber 11 communicates with annular hydraulic chambers 70, 71 formed in one of the plurality of vanes 10, and the hydraulic chambers 70, 71 include valve valves. A hydraulic piston type lock pin (stopper pin: corresponding to the phase restraining means of the present invention) 6 that displaces the body (guide ring) 72 in the axial direction is provided. The lock pin 6 is formed on the rear end wall (a position corresponding to the intermediate lock phase of the vane rotor 3) of the front cover portion 19 of the shoe housing 15 by applying a spring force from the spring 73 and moving in the axial direction. When fitted into the fitting hole (fitting part) 19a, the camshaft 2, the vane rotor 3 and the vane 10 are fixed at an intermediate lock phase.
[0044]
Note that the hydraulic pressure in the retard chamber 12 is always acting on the leading portion of the lock pin 6. Further, an advance hydraulic pressure introduced into the hydraulic chambers 70 and 71 acts on the flange-shaped flange portion 74 formed on the outer periphery of the lock pin 6. The hydraulic chambers 70 and 71 and the spring 73 constitute a lock pin drive mechanism that drives the lock pin 6 so that it can protrude and retract from the front end surface of the valve body 72. Further, the vane 10 and the chain sprocket 14 of the present embodiment are provided with an oil passage 75 that connects the hydraulic chamber 70 and the advance chamber 11, and the vane rotor 3 and the vane 10 have advanced more than the intermediate lock phase. In this case, an oil passage 76 that connects the hydraulic chamber 71 and the advance chamber 11 is also provided. Note that a retarded hydraulic pressure acts on the leading portion of the lock pin 6 via an oil passage 78 communicating with the retarded chamber 12.
[0045]
Further, in the annular spring housing groove 17 formed on the front wall surface of the chain sprocket 14, the camshaft 2, the vane rotor 3, and the vane with respect to the timing rotor 1 even when the hydraulic pressure is lowered when the engine is stopped. An advance angle assist spring 7 is provided for advancing the 10 phase beyond the intermediate lock phase. The advance assist spring 7 corresponds to the advance side biasing means of the present invention, and is a torsion coil spring that receives a torsional moment around the coil center line.
[0046]
One end of the advance assist spring 7 is held in a fixing groove 37 formed on the front end wall of the chain sprocket 14, and the other end is movable. The other end of the advance assist spring 7 is configured to be hooked on a pin 35 fixed to the vane rotor 3 by press fitting. The pin 35 is engaged with the other end of the advance assist spring 7 through a window portion 36 formed in the seal plate 34. The window portion 36 of the seal plate 34 has a substantially arc-shaped escape hole for preventing the interference of the pin 35 so that the vane rotor 3 and the vane 10 can move from the maximum retard angle phase to the maximum advance angle phase. It is.
[0047]
Further, on the outer peripheral side of the spring housing groove 17, when the vane rotor 3 and the vane 10 are operated to the advance side, the advance side locking wall 38 on which the other end of the advance assist spring 7 is caught, and the vane rotor 3 and the vane 10 are delayed. A retard side locking wall 39 is provided on which the other end of the advance assist spring 7 is hooked when actuated to the corner side. The range of the urging force phase of the advance assist spring 7 is intermediate from the maximum retard phase of the vane rotor 3 and the vane 10 depending on the dimensions in the rotational direction of these advance side locking walls 38 and retard side locking walls 39. It is set to a range from the lock phase to the phase on the advance side, that is, a range up to the intermediate lock phase + 10 ° CA (a range from the maximum retard phase to the intermediate lock phase <intermediate lock phase + 10 ° CA). .
[0048]
In addition, on the outer peripheral side of the spring housing groove 17 of the chain sprocket 14, the interference of the pin 35 is prevented so that the vane rotor 3 and the vane 10 can advance beyond the range of the urging force phase of the advance assist spring 7. A substantially arc-shaped escape groove 40 is formed.
[0049]
[Features of First Embodiment]
Next, the operation of the continuously variable valve timing adjusting device of this embodiment will be briefly described with reference to FIGS. Here, FIG. 5 is a view showing an advance angle control mode of the continuously intake variable valve timing mechanism, and FIG. 6 is a view showing a drain mode of the continuously intake variable valve timing mechanism.
[0050]
Before the engine is stopped, for example, when the engine speed is an idle speed, the ECU is retarded, and the camshaft 2, the vane rotor 3, and the vane 10 are stopped near the maximum retarded phase. When the engine is stopped, that is, when the ECU determines that the ignition switch is turned off, the advance angle control by the ECU is started.
[0051]
Specifically, the ECU changes the electromagnetic oil passage switching valve 4 and the electromagnetic hydraulic control valve 5 to the advance angle control mode by supplying a drive current to the electromagnetic actuators 4b and 5b. As a result, the spool valve 4a of the electromagnetic oil path switching valve 4 is displaced in the axial direction, so that the third oil supply path 23 and the third oil discharge path 33 are shut off, and the spool 46 of the electromagnetic hydraulic control valve 5 is Since it is displaced in the axial direction, the oil passage at the center of the outer periphery of the spool 46 communicates with the oil supply passage 29 and the first oil supply passage 21, and the oil passage on the right side of the outer periphery of the spool 46 is the second oil discharge. The path 32 and the second oil supply path 22 are communicated.
[0052]
Therefore, oil is introduced into each advance chamber 11 and oil is drained from each retard chamber 12. However, after the engine is stopped, the discharge amount of the oil pump 20 is small, and the hydraulic pressure in each advance chamber 11 and the first oil supply passage 21 is lowered, so that it is difficult for the vane rotor 3 to move to the advance side. In the embodiment, the vane rotor 3 and the vane 10 are pushed to the advance side by the spring force of the advance assist spring 7 accommodated in the spring accommodation groove 17 of the chain sprocket 14 and the hydraulic pressure in the advance chamber 11. As a result, the phases of the vane rotor 3 and the vane 10 advance from the maximum retardation phase toward the maximum advance phase.
[0053]
Here, the range of the urging force phase of the advance angle assist spring 7 ranges from the advance side locking wall 38 and the retard side locking wall 39 provided on the radially outward side of the spring housing groove 17 of the chain sprocket 14. And determined. That is, the range of the urging force phase of the advance assist spring 7 is set to the range from the maximum retard phase to the intermediate lock phase + 10 ° CA. As a result, after the phases of the vane rotor 3 and the vane 10 advance to the intermediate lock phase + 10 ° CA, the vane rotor 3 rotates toward the advance side only by the oil pressure in the advance chamber 11.
[0054]
When the vane 10 of the vane rotor 3 advances to an intermediate lock phase + 10 ° CA or more, hydraulic pressure is supplied into the hydraulic chamber 71 on the rear side of the flange portion 74 of the lock pin 6 through the oil passages 76 and 77. Since the oil pressure in the hydraulic chamber 70 on the front side of the flange portion 74 is equal to the oil pressure in the hydraulic chamber 71 on the rear side, the lock pin 6 is moved by the spring force of the spring 73 as shown in FIG. It protrudes from the front end surface of the vane 10 and comes into contact with the front cover portion 19 of the shoe housing 15.
[0055]
After that, when the ECU confirms that the phases of the vane rotor 3 and the vane 10 have advanced to an intermediate lock phase + 10 ° CA or more by signals from the crank angle sensor and the cam angle sensor, the electromagnetic oil path switching valve 4 electromagnetic type By stopping (OFF) the supply of drive current to the actuator 4b and the electromagnetic actuator 5b of the electromagnetic hydraulic control valve 5, the advance angle control by the ECU is terminated.
[0056]
When the engine is next started, that is, when the ECU determines that the ignition switch is turned on, the drain mode is started by the ECU. Specifically, the ECU changes the electromagnetic oil passage switching valve 4 and the electromagnetic hydraulic control valve 5 to the drain mode by supplying a driving current to the electromagnetic actuators 4b and 5b. As a result, the spool valve 4a of the electromagnetic oil path switching valve 4 is displaced in the axial direction, so that the third oil supply path 23 and the third oil discharge path 33 communicate with each other, and the spool 46 of the electromagnetic hydraulic control valve 5 is Since it is displaced in the axial direction, the oil passage at the center of the outer periphery of the spool 46 communicates with the oil supply passage 29 and the first oil supply passage 21, and the oil passage on the right side of the outer periphery of the spool 46 is the second oil discharge. The path 32 and the second oil supply path 22 are communicated. Therefore, oil is drained from each advance chamber 11 and each retard chamber 12.
[0057]
The phases of the vane rotor 3 and the vane 10 stopped on the advance side from the intermediate lock phase + 10 ° CA after the engine stop are moved to the retard side due to the increase of the drive torque of the camshaft 2 at the same time as the ignition switch is turned on. When the angle is retarded to the intermediate lock phase + 10 ° CA, the spring force of the advance assist spring 7 acts on the vane rotor 3 and the vane 10, but the vane rotor 3 and the vane 10 are stopped in the vicinity of the intermediate lock phase. As compared with the vane rotor 3 and the vane 10 that are stopped at the maximum advance angle phase, the repulsive force of the spring force of the advance assist spring 7 is extremely small. As a result, the intermediate lock phase + 10 ° CA moves to the retard side due to an increase in the drive torque of the camshaft 2 or moves toward the advance side due to the spring force of the advance assist spring 7. Since the phases of the vane rotor 3 and the vane 10 are close to the intermediate lock phase, if the driving torque of the camshaft 2 exceeds the spring force of the advance assist spring 7, the phase of the vane rotor 3 and the vane 10 is retarded to the intermediate lock phase. To do.
[0058]
When the phase of the vane rotor 3 and the vane 10 is retarded to the intermediate lock phase, as shown in FIG. 6, the leading portion of the lock pin 6 that integrally moves to the retard side together with the vane rotor 3 and the vane 10 is the shoe housing. The 15 front cover portions 19 are fitted into fitting holes 19a formed in the rear end wall. Then, the phases of the vane rotor 3 and the vane 10 are locked (fixed) at the intermediate lock phase. As a result, the relative rotational movement between the shoe housing 15 of the timing rotor 1 and the camshaft 2, the vane rotor 3 and the vane 10 is restricted, so that the engine is reliably started at the intermediate lock phase of the camshaft 2, the vane rotor 3 and the vane 10. be able to.
[0059]
Therefore, since the next engine start in the intermediate lock phase becomes possible, the intake valve becomes the optimal valve timing suitable for the engine start when the engine is cold, so that the emission can be improved and the engine start is poor. The engine start time can be shortened. In addition, since the optimal valve timing is suitable for improving fuel efficiency after engine warm-up, engine output and emissions can be improved.
[0060]
The load torque received when the camshaft 2 drives the intake valve fluctuates positively and negatively. Here, the positive direction of the load torque represents the retard direction of the vane rotor 3 with respect to the shoe housing 15, and the negative direction of the load torque represents the advance direction of the vane rotor 3 with respect to the shoe housing 15. The average load torque is applied in the positive direction, that is, in the retard direction. Then, the urging force (spring force) of the advance angle assist spring 7 may be set to be equal to or greater than the average driving torque of the camshaft 2.
[0061]
In this case, when the vane rotor 3 and the vane 10 are stopped in the vicinity of the maximum retardation phase at the time of engine stall, the vane rotor 3 and the vane 10 are moved to the intermediate lock phase +10 by the spring force of the advance assist spring 7 even if there is no hydraulic pressure. Advance to ° CA. At this time, when the vane rotor 3 and the vane 10 are advanced to the intermediate lock phase, the leading portion of the lock pin 6 is fitted into the fitting hole 19a formed in the rear end wall of the front cover portion 19 of the shoe housing 15. You may do it. Thereby, the relative rotational motion of the shoe housing 15 of the timing rotor 1 and the camshaft 2, the vane rotor 3, and the vane 10 is restrained. Therefore, even after the engine stalls, the engine can be reliably started at the intermediate lock phase of the camshaft 2, the vane rotor 3, and the vane 10.
[0062]
Further, the torque generated by the intake continuously variable valve timing mechanism, particularly the torque generated by the vane rotor 3, is calculated as follows: (average drive torque of the camshaft 2 + generated torque of the intake continuously variable valve timing mechanism at the minimum hydraulic pressure)> The spring force may be set. As a result, even when it is desired to stop the vane rotor 3 and the vane 10 near the maximum retardation phase at the minimum hydraulic pressure, the vane rotor 3 and the vane 10 advance from the vicinity of the maximum retardation phase due to the spring force of the advance assist spring 7. Nothing will happen. Thereby, the fuel consumption when the engine load is low can be improved.
[0063]
[Second Embodiment]
FIG. 7 shows the third embodiment of the present invention and is a diagram showing the main structure of an intake continuously variable valve timing mechanism.
[0064]
In the present embodiment, an electromagnetic hydraulic control valve 5 that can change the control mode to a retard control mode, an advance control mode, and a drain mode is provided. The electromagnetic hydraulic control valve 5 corresponds to the fluid pressure supply / discharge means of the present invention, and includes a control valve 5a provided in the hydraulic system circuit and an electromagnetic actuator 5b for driving the control valve 5a. ing. The control valve 5 a includes a sleeve 45 disposed between the first to third oil supply paths 21 to 23, the oil supply path 29, and the first and second oil discharge paths 31 and 32, and slides into the sleeve 45. A spool 46 movably accommodated and a spring 47 that urges the spool 46 to an initial position are provided.
[0065]
The sleeve 45 is formed with an oil supply port 49, first and second drain ports 51 and 52, first to third oil supply / discharge ports 61 to 63, and the like. Note that the first drain port 51 of the present embodiment also functions as an oil path for draining oil in the advance chamber 11 and oil from the oil pump 20 in the drain mode, and the third oil supply path 23 and the The first oil supply / discharge port 61 communicates with the first oil supply passage 21. The third oil supply / discharge port 63 functions as an oil passage for draining the oil in the advance chamber 11 and the oil from the oil pump 20 in the drain mode, and the oil pan through the first oil discharge passage 31. 30. The outer periphery of the spool 46 is provided with four first to fourth land portions that form three oil passages from the illustrated left end portion in the axial direction toward the illustrated right end portion.
[0066]
As described above, in the intake continuously variable valve timing mechanism of the present embodiment, the control mode can be changed to the retard angle control mode, the advance angle control mode, and the drain mode only by the electromagnetic hydraulic control valve 5, so the first implementation The electromagnetic oil passage switching valve 4 in the form can be eliminated. Thereby, since the number of parts can be reduced, product cost can be reduced.
[0067]
[Third Embodiment]
FIGS. 8 and 9 show a third embodiment of the present invention, and FIGS. 8 and 9 show the main structure of the intake continuously variable valve timing mechanism.
[0068]
The shoe housing 15 constituting the timing rotor 1 of the present embodiment is provided with an annular plate-like front cover (front cover portion) 90 that covers the front end side in the axial direction of the housing portion separately from the housing portion. ing. An annular spring guide 91 that forms a spring housing groove for housing the advance assist spring 7 that is a torsion coil spring is provided on the inner peripheral portion of the front cover 90.
[0069]
The advance angle assist spring 7 corresponds to the advance angle side biasing means of the present invention, and a torsion coil spring is used as in the first embodiment. One end of the advance assist spring 7 is held in a fixing groove 92 formed in the front end wall of the front cover 90, and the other end is movable. The other end of the advance assist spring 7 is inserted into an arcuate locking groove (concave locking portion) 93 formed on the inner peripheral surface of the vane 10 of the vane rotor 3. The other end of the advance angle assist spring 7 is engaged with the locking groove 93 via a window portion 94 formed at the rear end portion of the front cover 90. The window portion 94 has a substantially arc shape for preventing the interference of the other end of the advance assist spring 7 so that the vane rotor 3 and the vane 10 can move from the maximum retard angle phase to the maximum advance angle phase. It is an escape hole.
[0070]
The window 94 is a spring action range determining wall that determines the range of the urging force phase of the advance assist spring 7. That is, when the vane rotor 3 and the vane 10 are actuated to the advance side, the window portion 94 is engaged when the other end of the advance assist spring 7 is hooked, and when the vane rotor 3 and the vane 10 are actuated to the retard side. A retard side locking wall 96 on which the other end of the advance angle assist spring 7 is hooked is provided. The range of the urging force phase of the advance assist spring 7 is intermediate from the maximum retard phase of the vane rotor 3 and the vane 10 depending on the rotational direction dimensions of the advance side locking wall 95 and the retard side locking wall 96. It is set to a range from the lock phase to the phase on the advance side, that is, a range up to the intermediate lock phase + 10 ° CA (a range from the maximum retard phase to the intermediate lock phase <intermediate lock phase + 10 ° CA). .
[0071]
The locking groove 93 of the vane rotor 3 is a spring having a phase width that allows the phases of the vane rotor 3 and the vane 10 to move toward the advance side of the biasing force phase range (spring action range) of the advance angle assist spring 7. A relief groove 97 is provided. Here, the lock pin 6 of the present embodiment has a fitting hole (fitting portion) formed in the front end wall of the chain sprocket 14 when the phases of the camshaft 2, the vane rotor 3 and the vane 10 reach the intermediate lock phase. ) 14a.
[0072]
[Other Embodiments]
In this embodiment, three shoes 9 are provided on the inner peripheral portion of the shoe housing 15, and three vanes 10 are provided on the outer peripheral portion of the vane rotor 3, so that three advance chambers (advance hydraulic chambers) 11 and The valve timing was continuously varied by providing three retarding chambers (retarding hydraulic chambers) 12, but four or more shoes 9 were provided on the inner peripheral portion of the shoe housing 15, and four on the outer peripheral portion of the vane rotor 3. By providing the above vanes 10, four or more advance chambers (advance hydraulic chambers) 11 and four or more retard chambers (retard hydraulic chambers) 12 are provided to continuously vary the valve timing. Also good. Further, two advance chambers (advance hydraulic chambers) 11 and two retard chambers (retard hydraulic chambers) 12 may be provided to continuously vary the valve timing.
[0073]
Here, when idling, the opening and closing timing of the intake valve of the engine is greatly delayed (retarded) to eliminate the overlap (the time when the intake valve and the exhaust valve are opened simultaneously) to stabilize the combustion. May be. Also, at medium speed and high load, the opening / closing timing of the intake valve is advanced (advanced) to increase the overlap, increase the self EGR (residual gas in the combustion chamber), lower the combustion temperature, and reduce HC, NOx The amount of discharge may be reduced. In this case, pump loss is reduced and fuel efficiency is improved. Further, at the time of high speed and high load, the closing timing of the intake valve may be delayed to an optimum position (retarded) to ensure the maximum output.
[0074]
Further, the actual position of the camshaft 2 may be detected by a sensor, and the electromagnetic hydraulic control valve 5 may be feedback-controlled so that the target valve timing is reached. In the present embodiment, the valve timing is continuously variable. However, the valve timing may be variable in three stages, ie, the advance angle control mode, the retard angle control mode, and the drain mode, or may be multistage. The present invention may be used not only for the intake continuous variable valve timing mechanism but also for the intake / exhaust continuous variable valve timing mechanism or the exhaust continuous variable valve timing mechanism. As the internal combustion engine, an overhead valve (OHV) engine or an overhead camshaft (OHC) engine may be used.
[0075]
In the first embodiment, the other end of the advance assist spring 7 accommodated in the spring accommodation groove 17 provided on the front wall surface of the chain sprocket 14 of the timing rotor 1 is set as a movable side. The vane rotor 3 and the vane 10 are fixed to the rear end portions of the vane rotor 3 and the vane 10 by press fitting. The other end of the advance assist spring 7 is the movable side. You may employ | adopt the structure which inserts the other end of the assist spring 7 in the fixing hole (concave locking part) formed in the rear-end part of the vane rotor 3 and the vane 10. FIG.
[0076]
In the third embodiment, one end of the advance assist spring 7 accommodated in the spring guide 91 provided on the inner peripheral portion of the front cover 90 of the shoe housing 15 of the timing rotor 1 is set as a movable side, and this advance assist spring. 7 is configured to be inserted into a locking groove (concave locking portion) 93 formed in the inner peripheral portion of the vane rotor 3 and the vane 10, but the other end of the advance assist spring 7 is a movable side. You may employ | adopt the structure which hooks the pin (convex latching | locking part) fixed to the inner peripheral part of the vane rotor 3 and the vane 10 by the other end of the advance assistance spring 7 by press-fitting.
[0077]
In the present embodiment, the lock pin 6 is configured to move in the axial direction of the vane rotor 3 and fit into the fitting holes 14a and 19a. However, the lock pin 6 moves in the radial direction of the vane rotor 3 to fit the fitting hole. You may make it the structure fitted to. In this case, a fitting hole is formed in the inner peripheral wall of the housing portion of the shoe housing 15. Further, a lock pin may be accommodated in a housing member constituting the timing rotor 1 and a fitting hole may be formed on the vane rotor 3 and the vane 10 side.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a front view showing a spring accommodating groove of a chain sprocket of a timing rotor (first embodiment).
FIG. 2 is a front view showing a main structure of an intake continuously variable valve timing mechanism (first embodiment).
FIG. 3 is a schematic view showing the main structure of an intake continuously variable valve timing mechanism (first embodiment).
FIG. 4 is a cross-sectional view showing the overall structure of an electromagnetic hydraulic control valve (first embodiment).
FIG. 5 is a state diagram showing an advance angle control mode of an intake continuously variable valve timing mechanism (first embodiment).
FIG. 6 is a state diagram showing a drain mode of the intake continuously variable valve timing mechanism (first embodiment).
FIG. 7 is a schematic view showing a main structure of an intake continuously variable valve timing mechanism (second embodiment).
FIG. 8 is a front view showing the main structure of an intake continuously variable valve timing mechanism (third embodiment).
FIG. 9 is a cross-sectional view showing the main structure of an intake continuously variable valve timing mechanism (third embodiment).
[Explanation of symbols]
1 Timing rotor (drive-side rotor)
2 Camshaft (driven shaft)
3 Vane rotor (driven rotor)
4 Solenoid oil passage switching valve (fluid pressure supply / discharge means)
5 Electromagnetic hydraulic control valve (fluid pressure supply / discharge means)
6 Lock pin (phase constraint means)
7 Advance assist spring (advance side biasing means)
9 shoe
10 Vane
11 Advance angle room
12 Retarded room
14 Chain sprocket (drive side rotor)
15 Shoe housing (drive-side rotating body)
17 Spring storage groove
20 Oil pump (hydraulic power source)
21 First oil supply path
22 Second oil supply path
23 Third oil supply path (communication path)
29 Oil supply path
30 Oil pan
31 1st oil discharge path (1st drain oil path)
32 Second oil discharge passage (second drain oil passage)
33 Third oil discharge passage (third drain oil passage)
35 pin (convex locking part)
36 windows
37 Fixing groove
38, 95 Advanced locking wall
39, 96 Delayed side locking wall
90 Front cover (front cover)
91 Spring guide
92 Fixing groove
93 Locking groove (concave locking part)
94 Window
97 Spring relief groove (Spring relief part)

Claims (11)

内燃機関の駆動軸から吸気バルブまたは排気バルブの少なくとも一方を開閉駆動する従動軸の位相変化幅の略中間の位相でエンジン始動が可能な駆動力伝達系に設けられて、前記吸気バルブまたは排気バルブの少なくとも一方の開閉タイミングを調整する内燃機関用バルブタイミング調整装置であって、
（ａ）前記内燃機関の駆動軸と同期して回転する駆動側回転体と、
（ｂ）この駆動側回転体と相対回転運動が可能で、且つ前記従動軸と一体的に回転する従動側回転体と、
（ｃ）作動流体圧力によって前記従動側回転体を回転させ、前記駆動側回転体に対して前記従動側回転体の位相を進角させるための進角室と、
（ｄ）作動流体圧力によって前記従動側回転体を回転させ、前記駆動側回転体に対して前記従動側回転体の位相を遅角させるための遅角室と、
（ｅ）エンジン停止時に、前記進角室内に作動流体圧力を供給し、前記遅角室内から作動流体圧力を排出すると共に、
エンジン始動時に、前記進角室内および前記遅角室内の両方から作動流体圧力を排出する流体圧力給排手段と、
（ｆ）エンジン停止後またはエンジン始動時に、前記従動側回転体の位相変化幅の略中間の位相で、前記駆動側回転体と前記従動側回転体との相対回転運動を拘束する位相拘束手段と、
（ｇ）前記従動側回転体が進角側へ作動するように前記従動側回転体に付勢力を与える進角側付勢手段と
を備え、
前記駆動側回転体は、前記内燃機関の駆動軸と同期して回転するスプロケット、およびこのスプロケットの一端側に配されて、前記スプロケットと一体的に回転するシューハウジングを有し、
前記進角側付勢手段としては、一端が前記スプロケットに保持され、他端が前記従動側回転体に保持されたスプリングを用いており、
前記スプロケットは、前記従動側回転体が進角側に作動すると前記スプリングの他端が引っ掛かる進角側係止壁、および前記従動側回転体が遅角側に作動すると前記スプリングの他端が引っ掛かる遅角側係止壁を有し、
前記スプリングの付勢力位相の範囲は、前記進角側係止壁と前記遅角側係止壁とで決定され、前記従動側回転体の最大遅角位相から位相変化幅の略中間の位相以上で且つ前記略中間の位相近傍までの範囲に設定されており、
前記進角側係止壁は、前記位相変化幅の略中間の位相よりも所定角度分だけ進角側に設定されていることを特徴とする内燃機関用バルブタイミング調整装置。The intake valve or exhaust valve is provided in a driving force transmission system capable of starting the engine at a phase approximately in the middle of the phase change width of the driven shaft that opens and closes at least one of the intake valve and the exhaust valve from the drive shaft of the internal combustion engine A valve timing adjusting device for an internal combustion engine that adjusts the opening / closing timing of at least one of the following:
(A) a drive-side rotating body that rotates in synchronization with the drive shaft of the internal combustion engine;
(B) a driven-side rotator capable of rotating relative to the drive-side rotator and rotating integrally with the driven shaft;
(C) an advance chamber for rotating the driven-side rotator by working fluid pressure and advancing the phase of the driven-side rotator relative to the drive-side rotator;
(D) a retarding chamber for rotating the driven-side rotator by working fluid pressure and retarding the phase of the driven-side rotator with respect to the drive-side rotator;
(E) When the engine is stopped, the working fluid pressure is supplied into the advance chamber, the working fluid pressure is discharged from the retard chamber ,
Fluid pressure supply / discharge means for discharging working fluid pressure from both the advance angle chamber and the retard angle chamber at the time of engine start ;
(F) phase restraining means for restraining the relative rotational motion of the driving side rotating body and the driven side rotating body at a phase substantially in the middle of the phase change width of the driven side rotating body after the engine is stopped or started. ,
(G) an advance side biasing means for applying a biasing force to the driven side rotary body so that the driven side rotary body operates toward the advance side;
The drive-side rotator has a sprocket that rotates in synchronization with the drive shaft of the internal combustion engine, and a shoe housing that is disposed on one end side of the sprocket and rotates integrally with the sprocket,
As the advance side biasing means, a spring having one end held by the sprocket and the other end held by the driven side rotating body is used.
The sprocket includes an advance side locking wall that engages the other end of the spring when the driven side rotating body is actuated to the advance side, and a spring that engages the other end of the spring when the driven side rotator is actuated to the retard side. Having a retarding-side locking wall;
The range of the biasing force phase of the spring is determined by the advance angle side locking wall and the retard angle side locking wall, and is greater than or equal to a phase approximately in the middle of the phase change width from the maximum retard angle phase of the driven side rotating body. And a range up to the vicinity of the substantially intermediate phase ,
The valve timing adjustment device for an internal combustion engine, wherein the advance angle side locking wall is set to an advance angle side by a predetermined angle with respect to a substantially intermediate phase of the phase change width . 請求項１に記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置において、
前記位相変化幅の略中間の位相以上で且つ前記略中間の位相近傍とは、前記位相変化幅の略中間の位相＋１０°ＣＡであることを特徴とする内燃機関用バルブタイミング調整装置。The valve timing adjusting device for an internal combustion engine according to claim 1,
The valve timing adjusting apparatus for an internal combustion engine, characterized in that the phase that is equal to or greater than a substantially intermediate phase of the phase change width and near the substantially intermediate phase is a substantially intermediate phase + 10 ° CA of the phase change width. 請求項１または請求項２に記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置において、
前記スプリングの付勢力を、前記従動軸の平均駆動トルク以上に設定していることを特徴とする内燃機関用バルブタイミング調整装置。The valve timing adjusting device for an internal combustion engine according to claim 1 or 2,
The valve timing adjusting device for an internal combustion engine, wherein an urging force of the spring is set to be equal to or greater than an average driving torque of the driven shaft. 請求項１ないし請求項３のうちいずれかに記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置において、
前記スプリングの付勢力を、前記従動軸の平均駆動トルクと最低油圧時の前記従動側回転体の発生トルクとを加算した力よりも小さくなるように設定していることを特徴とする内燃機関用バルブタイミング調整装置。The valve timing adjusting device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 3,
The internal combustion engine is characterized in that the biasing force of the spring is set to be smaller than a force obtained by adding an average driving torque of the driven shaft and a torque generated by the driven side rotating body at the minimum hydraulic pressure. Valve timing adjustment device. 請求項１ないし請求項４のうちいずれかに記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置において、
前記スプロケットには、前記スプリングを収容するスプリング収納溝、および前記スプリングの一端を保持する固定用溝が設けられ、
前記従動側回転体は、前記スプリングの他端を引っ掛ける凸状または凹状の係止部を有していることを特徴とする内燃機関用バルブタイミング調整装置。The valve timing adjusting device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4,
The sprocket is provided with a spring housing groove for housing the spring, and a fixing groove for holding one end of the spring,
The valve timing adjustment device for an internal combustion engine, wherein the driven-side rotator has a convex or concave engaging portion that hooks the other end of the spring . 請求項１に記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置において、
前記シューハウジングは、内部に前記従動側回転体を相対回転可能に収容するハウジング部、およびこのハウジング部の前端側を覆うフロントカバー部を有し、
前記スプリングは、一端が前記フロントカバー部に保持され、他端が前記フロントカバー部に形成された窓部を介して前記従動側回転体に保持され、
前記フロントカバー部の窓部のサイズによって前記スプリングの付勢力位相の範囲を決定していることを特徴とする内燃機関用バルブタイミング調整装置。The valve timing adjusting device for an internal combustion engine according to claim 1 ,
The shoe housing includes a housing portion that accommodates the driven-side rotating body in a relatively rotatable manner, and a front cover portion that covers a front end side of the housing portion,
One end of the spring is held by the front cover part, and the other end is held by the driven side rotating body through a window part formed in the front cover part.
The valve timing adjusting device for an internal combustion engine , wherein a range of a biasing force phase of the spring is determined by a size of a window portion of the front cover portion . 請求項６に記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置において、
前記スプリングの他端は、前記従動側回転体の凸状または凹状の係止部に保持されていることを特徴とする内燃機関用バルブタイミング調整装置。The valve timing adjusting apparatus for an internal combustion engine according to claim 6,
The valve timing adjusting device for an internal combustion engine , wherein the other end of the spring is held by a convex or concave engaging portion of the driven side rotating body . 請求項７に記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置において、
前記凸状または凹状の係止部は、前記スプリングの作用範囲よりも進角側にスプリング逃げ部を有していることを特徴とする内燃機関用バルブタイミング調整装置。The valve timing adjusting device for an internal combustion engine according to claim 7 ,
The valve timing adjusting device for an internal combustion engine, wherein the convex or concave engaging portion has a spring relief portion on the advance side of the operating range of the spring . 請求項６ないし請求項８のうちのいずれかに記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置において、
前記フロントカバー部は、前記スプリングの一端を保持する凸状または凹状の係止部を有していることを特徴とする内燃機関用バルブタイミング調整装置。The valve timing adjusting device for an internal combustion engine according to any one of claims 6 to 8 ,
The valve timing adjustment device for an internal combustion engine , wherein the front cover portion has a convex or concave engaging portion that holds one end of the spring . 請求項６ないし請求項９のうちのいずれかに記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置において、
前記フロントカバー部の内周部には、前記スプリングを収容するスプリングガイドが設けられていることを特徴とする内燃機関用バルブタイミング調整装置。The valve timing adjusting device for an internal combustion engine according to any one of claims 6 to 9 ,
A valve timing adjusting device for an internal combustion engine, characterized in that a spring guide that houses the spring is provided on an inner peripheral portion of the front cover portion . 請求項１ないし請求項１０のうちのいずれかに記載の内燃機関用バルブタイミング調整装置において、
前記流体圧力給排手段としては、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電磁式油圧制御弁または油圧式油路切替弁または電磁式油路切替弁を用いており、
前記油圧源としては、前記内燃機関の駆動軸に同期して回転駆動されて、エンジン回転数に比例した吐出量を発生するオイルポンプを用いていることを特徴とする内燃機関用バルブタイミング調整装置。In an internal combustion engine valve timing control apparatus according to any one of claims 1 to 10,
As the fluid pressure supply / discharge means, an electromagnetic hydraulic control valve, a hydraulic oil passage switching valve, or an electromagnetic oil passage that supplies and discharges the hydraulic pressure generated by a hydraulic source relative to the advance chamber and the retard chamber. Uses a switching valve,
The oil pressure source uses an oil pump that is driven to rotate in synchronization with the drive shaft of the internal combustion engine and generates a discharge amount proportional to the engine speed. .
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