JP5780415B2 - 油圧制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、エンジンの回転によって駆動されてオイルを吐出するポンプと、前記ポンプから吐出されたオイルが供給される第１所定部位と、前記ポンプと前記第１所定部位とを連通する第１流路と、前記第１流路から分岐して前記第１所定部位以外の第２所定部位にオイルを供給する第２流路と、前記第２流路の油圧の増大によって前記第２流路の流路面積を増大させる方向に移動し、前記油圧の減少によって前記流路面積を減少させる方向に移動するスプールを備えて前記第２流路に配設される流路面積調節部と、を備えた油圧制御装置に関する。

従来、特許文献１に記載されているように、エンジンの回転によって駆動されてオイルを吐出するポンプと、ポンプによって供給されるオイルの油圧により作動する弁開閉時期制御装置（本発明の「第１所定部位」に相当）と、ポンプによって供給されるオイルを用いてエンジン各部を潤滑するエンジン潤滑装置（本発明の「第２所定部位」に相当）と、を備えた油圧制御装置があった。

特許文献１に記載の発明は、弁開閉時期制御装置に作用する油圧が低い時に、ポンプからエンジン潤滑装置へのオイル流量を制限し、ポンプから弁開閉時期制御装置へのオイル供給を優先させる優先弁（本発明の「流路面積調節部」に相当）を備えている。従って、ポンプの回転数が低い時は、弁開閉時期制御装置に作用する油圧が優先的に確保され、ポンプを補助する電動式ポンプを備えなくとも、弁開閉時期制御装置を適切に作動させることが可能となる。

しかしながら、特許文献１に記載の発明においては、優先弁が弁体とリテーナとを備えて構成されており、弁体とリテーナとが各々摺動するだけの空間を必要とする。このため、優先弁の大型化を招来し、搭載性の点において改善の余地があった。

そこで、流路面積調節部の小型化を図り、エンジンへの搭載性を向上させた油圧制御装置として、図１４に示すものが知られている。この油圧制御装置は、ポンプ１０１から吐出されたオイルを弁開閉時期制御装置１０２とメインギャラリ１０８とに供給するものである。ポンプ１０１と弁開閉時期制御装置１０２とは第１流路１１１で接続され、第１流路１１１から分岐した第２流路１１３がメインギャラリ１０８に接続する。第２流路１１３には、第２流路１１３の流路面積を調節する流路面積調節部１０３が設けられている。流路面積調節部１０３は、第１受圧面１３１ｄと当該第１受圧面１３１ｄよりも面積の小さな第２受圧面１３１ｅとが第２流路１１３を挟んで対向するように形成されたスプール１３１と、スプール１３１を閉じ側に付勢する付勢部材１３２と、を有する。

上記構成によれば、スプール１３１には、第１受圧面１３１ｄと第２受圧面１３１ｅとの面積差に第２流路１１３の油圧を乗じた力が開き側に作用すると共に、付勢部材１３２による付勢力が閉じ側に作用する。第２流路１１３の油圧が小さい時には、付勢部材１３２による付勢力が優勢となり、スプール１３１が閉じ側に移動して第２流路１１３の流路面積が減少する。又、第２流路１１３の油圧が増大するに従って、スプール１３１が付勢部材１３２の付勢力に抗して開き側に移動し、第２流路１１３の流路面積が増大する。

従って、ポンプ１０１から供給されるオイルの油圧が小さい時には、第２流路１１３の流路面積が減少し、一方、ポンプ１０１から供給されるオイルの油圧が大きくなると、第２流路１１３の流路面積が増大する。このように、流路面積調節部１０３における第２流路１１３の流路面積の調節機能がスプール１３１の移動のみで実現されるので、流路面積調節部１０３はスプール１３１の移動領域を確保するだけでよく、流路面積調節部１０３の小型化を実現できるものとなっていた。

特開２００９−２９９５７３号公報

この油圧制御装置においては、図１４に示す第２流路１１３の流路面積を最も絞っている状態から、第２流路１１３の油圧によりスプール１３１が開き側に移動し始めるには、付勢部材１３２の付勢力と、スプール１３１とバルブボディ１３３との間の静止摩擦力との和よりも大きな力が、第１受圧面１３１ｄに作用する必要がある。しかし、一旦、スプール１３１が動き始めると、摩擦力が静止摩擦から動摩擦に変化することにより、スプール１３１の開き側への移動に対する抵抗力が瞬時に小さくなる。このため、急激に第２流路１１３の流路面積が増大し、その結果、弁開閉時期制御装置２に供給される油圧が急激に低下し、弁開閉時期制御装置２の安定的な作動に支障をきたすおそれがあった。

この問題を鑑みて、本発明は、ポンプから吐出されるオイルの油圧を所定の部位に安定的に供給する油圧制御装置を提供することを目的とする。

本発明に係る油圧制御装置の特徴構成は、エンジンの回転によって駆動されてオイルを吐出するポンプと、前記ポンプから吐出されたオイルが供給される第１所定部位と、前記ポンプと前記第１所定部位とを連通する第１流路と、前記第１流路から分岐して前記第１所定部位以外の第２所定部位にオイルを供給する第２流路と、前記第２流路の油圧の増大によって前記第２流路の流路面積を増大させる方向に移動し、前記油圧の減少によって前記流路面積を減少させる方向に移動するスプールを備えて前記第２流路に配設される流路面積調節部と、前記スプールが最も閉じ側に位置する閉塞状態においても、前記流路面積調節部に対する前記第２流路の上流側と下流側とを連通させ、前記第２所定部位にオイルを供給するバイパス流路と、を備え、前記スプールが前記閉塞状態から開き側に移動しても前記流路面積を変化させない領域を設けてあり、前記スプールは、前記第２流路のオイルが供給路を介して供給される空間に臨む受圧面を有し、かつ、前記受圧面に作用する油圧の増大によって前記第２流路の流路面積を増大させる方向に移動し、前記空間は、前記スプールが前記第２流路の上流側と下流側とを連通しているときに前記第２流路と連通する点にある。

本特徴構成によれば、スプールが閉塞状態から開き側に移動し始め、摩擦力が静止摩擦から動摩擦に瞬時に変化した結果、スプールが急激に開き側に移動したとしても、この時に第２流路の流路面積を変化させない領域を設けてあるので、第２流路の流路面積が変化することがない。従って、第２流路と接続している第１流路に対しても、スプールが急激に移動することの影響が及ぶことがなく、第１流路を介して第１所定部位に供給される油圧は安定する。

さらに本特徴構成によると、スプールが最も閉じ側に位置する閉塞状態においても、流路面積調節部に対する第２流路の上流側と下流側とを連通させるバイパス流路を設けている。このため、閉塞状態においても、第２所定部位にオイルを供給することが可能となる。従って、第１所定部位に安定的な油圧を供給しつつ、第２所定部位に対するオイル供給も確実に行うことができる。

本発明に係る油圧制御装置にあっては、前記スプールを、円柱状の大径部と、前記大径部よりも径の小さい円柱状の小径部と、前記大径部の中心部と前記小径部の中心部とを連結する連結部とを備えたものとし、前記大径部と前記小径部との間の領域を、前記供給路を介してオイルが供給される前記空間とすることができる。

本構成であれば、スプールの大径部と小径部との面積差と、前記供給路を介して供給される前記第２流路のオイルの圧力とに基づいて、スプールが開く側にスプールに力を与えることができる。
また、連結部の周囲に形成される環状空間は、スプールが第２流路を開放している場合には、第２流路を流通するオイルの流路として機能する。

前記バイパス流路は、前記スプールの外周面に形成された環状の溝で構成されていると好適である。

本特徴構成のごとく、バイパス流路がスプールの外周面に形成されていれば、バイパス流路を確保するためにバルブボディを大型化する必要がないので、流路面積調節部の搭載性を向上させることができる。又、バイパス流路がスプールの外周面に形成された環状の溝なので、スプールをバルブボディに組み付ける際に周方向の位置決めを行う必要がなく、組み付けが容易になる。さらに、スプールには周方向において均等な油圧が作用するため、スプールが傾くことを回避できる。

又、前記バイパス流路は、前記スプールを収容しているバルブボディに形成された環状の溝で構成されていると好適である。

本特徴構成のごとく、バイパス流路がバルブボディに形成された環状の溝として形成されていれば、バルブボディをバルブハウジングに組み付ける際や、スプールをバルブボディに組み付ける際に、これらの組み付け方向等とは関係なく、第２流路の下流側と上流側とを連通させることができる。従って、組み付けが容易になると共に、確実に第２流路の上流側と下流側とを連通させることができる。

又、前記バイパス流路は、前記スプールを収容しているバルブボディの外周面に形成され、前記第２流路の上流側と接続する第１長溝と、前記バルブボディの外周面に形成され、前記第２流路の下流側と接続する第２長溝と、前記バルブボディに形成され、前記第１長溝と前記第２長溝とを連通する貫通孔と、を有するように構成されてもよい。

本特徴構成によれば、バルブボディの外周面に第１長溝及び第２長溝を形成した後、これらを連通する貫通孔を形成すればよいので、バイパス流路の加工が容易である。特に、第１長溝、第２長溝及び貫通孔を簡単なドリル加工等で直線的に形成すれば、バイパス流路の加工が一層容易となる。さらに、バイパス流路がバルブボディに形成されているので、スプールの組み付けの際に流路を接続するための位置決め等を行う必要がなく、組み付けが容易になる。

さらに、前記貫通孔には、前記貫通孔の他の部分よりも断面積の小さい絞り部が形成されていると好適である。

本特徴構成によれば、バイパス流路の一部を構成する貫通孔に断面積の小さな絞り部を設けているので、閉塞状態においてバイパス流路を流通するオイル量を絞り部の寸法により規定することができる。従って、第２流路に大量のオイルが供給される場合にも、バイパス流路を流通するオイル量は一定量に制限され、それ以外のオイルがスプールに油圧を作用させることになる。即ち、スプールが動き始める油圧の設定を、絞り部の寸法を調節することで容易に行うことができるようになる。又、絞り部の寸法精度さえ確保されれば、それ以外のバイパス流路の部分は加工精度が多少劣ってもよく、製作コストが低減できる。

本発明の実施形態に係る油圧制御装置の全体構成を示す図である。 流路面積調節部が強制全開状態の時を示す図である。 流路面積調節部が閉塞状態の時を示す図である。 流路面積調節部が開放直前状態の時を示す図である。 流路面積調節部が開放状態の時を示す図である。 流路面積調節部が全開状態の時を示す図である。 （ａ）は、オイル温度とＯＣＶのＯＮ／ＯＦＦ状態との関係を示す図であり、（ｂ）は、流路面積調節部が強制全開状態の時のエンジン回転数と各部の油圧との関係を示す図であり、（ｃ）は、流路面積調節部が閉塞状態から全開状態に至る時のエンジン回転数と各部の油圧との関係を示す図である。 別の実施形態において流路面積調節部が閉塞状態の時を示す図である。 別の実施形態において流路面積調節部が開放直前状態の時を示す図である。 図８におけるＸ−Ｘ面の断面図である。 別の実施形態において流路面積調節部が閉塞状態の時を示す図である。 別の実施形態において流路面積調節部が開放直前状態の時を示す図である。 図１１におけるＸＩＩＩ−ＸＩＩＩ面の断面図である。 従来技術に係る油圧制御装置の全体構成を示す図である。

本発明を自動車用エンジンの油圧制御装置として適用した実施形態について、図に基づいて説明する。本実施形態では、本発明における「第１所定部位」が吸気弁側の弁開閉時期制御装置であるとして説明する。

１．全体構成
油圧制御装置は、図１に示すごとく、エンジンの回転によって駆動されるポンプ１と、相対回転位相をオイルの供給又は排出によって変位させる弁開閉時期制御装置２と、を備えている。弁開閉時期制御装置２は、ＯＣＶ５（オイルコントロールバルブ）の制御によるオイルの供給及び排出によって動作する。ポンプ１とＯＣＶ５とは吐出油路１１Ａで接続され、弁開閉時期制御装置２とＯＣＶ５とは進角油路１２Ａ及び遅角油路１２Ｂで接続される。吐出油路１１Ａ、進角油路１２Ａ及び遅角油路１２Ｂは、本発明における「第１流路」に相当するものである。吐出油路１１Ａからは、「第２所定部位」としてのメインギャラリ８にオイルを供給する「第２流路」としての潤滑油路１３が分岐している。潤滑油路１３には、その流路面積を調節する流路面積調節部３が設けてある。尚、各油路は、エンジンのシリンダケース等に形成されている。

２．ポンプ
ポンプ１は、図示しないクランクシャフトの回転駆動力が伝達されることにより機械的に駆動されてオイルを吐出する。ポンプ１は、図１に示すごとく、オイルパン１ａに貯留されたオイルを吸入し、そのオイルを吐出油路１１Ａへ吐出する。吐出油路１１Ａには、オイルフィルタ６が配設されており、オイルストレーナで濾過されなかった小さなごみやスラッジを濾過する。オイルフィルタ６による濾過後のオイルは、弁開閉時期制御装置２及びメインギャラリ８へ供給される。尚、メインギャラリ８とは、不図示のピストン、シリンダ、クランクシャフトの軸受、等の摺動部材全体を示す。

弁開閉時期制御装置２から排出されたオイルは、ＯＣＶ５及び戻り油路１１Ｂを介して、オイルパン１ａに戻される。メインギャラリ８に供給されたオイルは、不図示のカバー類を伝ってオイルパン１ａに回収される。又、弁開閉時期制御装置２から漏洩したオイルもカバー類を伝ってオイルパン１ａに回収される。

３．弁開閉時期制御装置
〔概要〕
弁開閉時期制御装置２は、図１に示すごとく、不図示のエンジンのクランクシャフトに対して同期回転するハウジング２１と、ハウジング２１に対して同軸芯Ｘ上に配置され、カムシャフト９２と同期回転する内部ロータ２２とを備えている。図２に示すごとく、弁開閉時期制御装置２は、ハウジング２１に対する内部ロータ２２の相対回転移動を拘束することにより、ハウジング２１に対する内部ロータ２２の相対回転位相を、最遅角位相に拘束可能なロック機構２７を備えている。

〔ハウジング及び内部ロータ〕
内部ロータ２２は、図１に示すごとく、カムシャフト９２の先端部に組み付けられている。ハウジング２１は、カムシャフト９２が接続される側とは反対側のフロントプレート２１ａと、タイミングスプロケット２１ｄを一体的に備えた外部ロータ２１ｂと、カムシャフト９２が接続される側のリアプレート２１ｃと、を備えている。外部ロータ２１ｂを内部ロータ２２に外装し、フロントプレート２１ａとリアプレート２１ｃとで挟み込み、フロントプレート２１ａと外部ロータ２１ｂとリアプレート２１ｃとをボルトによって締結してある。

クランクシャフトが回転駆動すると、動力伝達部材９３を介してタイミングスプロケット２１ｄにその回転駆動力が伝達され、ハウジング２１が図２に示す回転方向Ｓに回転駆動する。ハウジング２１の回転駆動に伴い、内部ロータ２２が回転方向Ｓに回転駆動してカムシャフト９２が回転し、カムシャフト９２に設けられたカムがエンジンの吸気弁を押し下げて開弁させる。

図２に示すごとく、外部ロータ２１ｂと内部ロータ２２とによって３箇所の流体圧室２４を形成してある。流体圧室２４内に位置するよう、内部ロータ２２に径外方向に突出する複数個のベーン２２ａを回転方向Ｓに沿って互いに離間させて形成してある。流体圧室２４は、ベーン２２ａによって回転方向Ｓに沿って進角室２４ａと遅角室２４ｂとに仕切られている。

図１及び図２に示すごとく、各進角室２４ａに連通するよう、進角室連通路２５を内部ロータ２２及びカムシャフト９２に形成してある。又、各遅角室２４ｂに連通するよう、遅角室連通路２６を内部ロータ２２及びカムシャフト９２に形成してある。図１に示すごとく、進角室連通路２５は、ＯＣＶ５に連通する進角油路１２Ａに接続されている。遅角室連通路２６は、ＯＣＶ５に連通する遅角油路１２Ｂに接続されている。

図１に示すごとく、内部ロータ２２とフロントプレート２１ａとに亘ってトーションスプリング２３を設けてある。トーションスプリング２３は、カムトルク変動に基づく遅角方向への平均変位力に抗するよう、内部ロータ２２を進角側に付勢している。これにより、円滑かつ迅速に、相対回転位相を後述する進角方向Ｓ１へ変位させることが可能である。

〔ロック機構〕
ロック機構２７は、エンジンの始動直後においてオイルの油圧が安定しない状況において、ハウジング２１と内部ロータ２２とを所定の相対位置に保持することで、相対回転位相を最遅角位相に拘束する。その結果、適切なエンジン始動が可能であると共に、エンジン始動時やアイドリング運転時に、カムトルク変動に基づく変位力によって内部ロータ２２がバタつくこともない。

ロック機構２７は、図２に示すごとく、プレート状の２つのロック部材２７ａと、ロック溝２７ｂと、ロック機構連通路２８と、を備えている。ロック溝２７ｂは、内部ロータ２２の外周面に形成されており、相対回転方向に一定の幅を有している。ロック部材２７ａは、外部ロータ２１ｂに形成された収容部に配設され、ロック溝２７ｂに対して径方向に出退可能である。ロック部材２７ａは径方向内側、即ち、ロック溝２７ｂの側にスプリングによって常時付勢されている。ロック機構連通路２８は、ロック溝２７ｂと進角室連通路２５とを接続している。これにより、進角室２４ａにオイルが供給されると、ロック溝２７ｂにもオイルが供給され、進角室２４ａからオイルが排出されると、ロック溝２７ｂからもオイルが排出される。

ロック溝２７ｂからオイルが排出されていると、各ロック部材２７ａはロック溝２７ｂに突出可能である。図２に示すごとく、両方のロック部材２７ａがロック溝２７ｂに突入すると、ロック溝２７ｂの周方向の両端に各ロック部材２７ａが係止することとなる。その結果、内部ロータ２２のハウジング２１に対する相対回転移動が拘束され、相対回転位相が最遅角位相に拘束される。ロック溝２７ｂにオイルが供給されると、図３に示すごとく、両方のロック部材２７ａがロック溝２７ｂから引退して相対回転位相の拘束が解除され、内部ロータ２２は相対回転移動自在となる。以下、ロック機構２７が相対回転位相を最遅角位相に拘束している状態を「ロック状態」と称する。又、ロック状態が解除された状態を「ロック解除状態」と称する。

４．ＯＣＶ（制御弁）
ＯＣＶ５は、電磁制御型であって、進角室連通路２５及び遅角室連通路２６に対するオイルの供給、排出、及び給排遮断の制御が可能である。ＯＣＶ５は、スプール式に構成され、ＥＣＵ７（エンジンコントロールユニット）による給電量の制御に基づいて動作する。ＯＣＶ５によって、進角油路１２Ａへのオイル供給・遅角油路１２Ｂからのオイル排出、進角油路１２Ａからのオイル排出・遅角油路１２Ｂへのオイル供給、進角油路１２Ａ及び遅角油路１２Ｂへのオイル給排遮断、といった制御が可能である。

進角油路１２Ａへのオイル供給・遅角油路１２Ｂからのオイル排出を行う制御が「進角制御」である。進角制御を行うと、ベーン２２ａは外部ロータ２１ｂに対して進角方向Ｓ１に相対回転移動し、相対回転位相は進角側へ変位する。進角油路１２Ａからのオイル排出・遅角油路１２Ｂへのオイル供給を行う制御が「遅角制御」である。遅角制御を行うと、ベーン２２ａは外部ロータ２１ｂに対して遅角方向Ｓ２に相対回転移動し、相対回転位相は遅角側へ変位する。進角油路１２Ａ及び遅角油路１２Ｂへのオイルの給排を遮断する制御を行うと、相対回転位相を任意の位相に保持できる。

尚、ＯＣＶ５に給電すると進角制御が可能な状態となり、ＯＣＶ５への給電を停止すると遅角制御が可能な状態となるよう設定してある。又、ＯＣＶ５は、電磁ソレノイドに供給する電力のデューティ比の調節により開度を設定するものである。これにより、オイルの給排量の微調節が可能である。

以上のように、ＯＣＶ５を制御することによって、進角室２４ａ及び遅角室２４ｂに対してオイルを供給、排出、又は給排量保持し、ベーン２２ａにそのオイルの油圧力を作用させる。このようにして、相対回転位相を進角方向又は遅角方向へ変位させ、或いは、任意の位相に保持する。

５．弁開閉時期制御装置の動作
弁開閉時期制御装置２の動作を図２〜図６に基づいて説明する。上述の構成により、内部ロータ２２はハウジング２１に対して軸芯Ｘの回りに一定の範囲内で円滑に相対回転移動可能である。ハウジング２１と内部ロータ２２とが相対回転移動可能な一定の範囲、即ち最進角位相と最遅角位相との位相差は、流体圧室２４の内部でベーン２２ａが変位可能

な範囲に対応する。尚、進角室２４ａの容積が最大となるのが最進角位相であり、遅角室２４ｂの容積が最大となるのが最遅角位相である。

図示はしていないが、エンジンのクランクシャフトの回転角を検出するクランク角センサと、カムシャフト９２の回転角を検出するカムシャフト角センサとが設けられている。ＥＣＵ７は、これらのクランク角センサとカムシャフト角センサとの検出結果から相対回転位相を検出する。又、ＥＣＵ７には、イグニッションキーのＯＮ／ＯＦＦ情報、オイル温度を検出する油温センサからの情報、等を取得する信号系が形成されている。又、ＥＣＵ７のメモリ内には、エンジンの運転状態に応じた最適の相対回転位相の制御情報が記憶されている。ＥＣＵ７は、運転状態（エンジン回転数、冷却水温等）の情報と、上述した制御情報とから、相対回転位相を制御する。

エンジン始動前は、図２に示すごとく、ロック機構２７によってロック状態となっている。不図示のイグニッションキーがＯＮ操作されると、クランキングが開始され、エンジンは相対回転位相が最遅角位相に拘束された状態で始動する。そして、アイドリング運転に移行し、触媒暖機が開始される。触媒暖機が終了し、不図示のアクセルが踏み込まれると、相対回転位相を進角方向Ｓ１に変位させるべく、ＯＣＶ５に給電がなされて進角制御が行われる。これにより、進角室２４ａ及びロック溝２７ｂにオイルが供給され、図３に示すごとく、ロック部材２７ａがロック溝２７ｂから引退し、ロック解除状態となる。ロック解除状態となると、相対回転位相は変位自在であり、進角室２４ａへのオイル供給に従って図４〜図６の状態へと変位する。その後は、エンジンの負荷や回転数等に応じて、相対回転位相を最進角位相と最遅角位相と間で変位させる。

エンジン停止前にはアイドリング運転となるため、相対回転位相は最遅角位相となる。この時、少なくとも進角側のロック部材２７ａがロック溝２７ｂに突入している。そして、イグニッションキーがＯＦＦ操作されると、カムトルクの変動によって内部ロータ２２がバタつき、遅角側のロック部材２７ａもロック溝２７ｂに突入し、ロック状態となる。従って、次回のエンジン始動が好適に行える。

６．流路面積調節部
流路面積調節部３は、図２〜図６に示すごとく、潤滑油路１３に対して直交する方向に移動可能なスプール３１を備えて構成される。スプール３１は、円柱状の大径部３１ａと、大径部３１ａよりも径の小さい円柱状の小径部３１ｂと、大径部３１ａの中心部と小径部３１ｂの中心部とを連結する連結部３１ｃとを有する。大径部３１ａのうち小径部３１ｂと対向する面が第１受圧面３１ｄとして、小径部３１ｂのうち大径部３１ａと対向する面が第２受圧面３１ｅとして構成される。連結部３１ｃの周囲に形成される環状空間３６は、図２に示すごとく、スプール３１が潤滑油路１３を開放している場合には、潤滑油路１３を流通するオイルの流路として機能する。

スプール３１の大径部３１ａには開放空間が形成され、この開放空間とスプール３１を収容しているバルブボディ３３とにより、スプリング３２を収容するスプリング収容空間３７が形成される。スプリング３２は、スプール３１を潤滑油路１３の流路面積を減少させる方向に常時付勢する。以下、潤滑油路１３の流路面積を減少させる方向（図２において上向き）を「閉じ側」、潤滑油路１３の流路面積を増大させる方向（図２において下向き）を「開き側」と称する。

バルブボディ３３は、ボディ本体３４と栓部材３５とを有する。ボディ本体３４の側壁には、潤滑油路１３に接続する流通開口部３４ａが２箇所に形成されている。以下、図２及び図６に示すごとくスプール３１が最も開き側に位置し、流通開口部３４ａが全開放されている状態を「全開状態」、図３に示すごとくスプール３１が最も閉じ側に位置し、流通開口部３４ａがスプール３１によって遮断されている状態を「閉塞状態」、図４に示すごとくスプール３１が閉塞状態から開き側に移動し、かつ流通開口部３４ａが開放される直前の状態を「開放直前状態」、図５に示すごとく流通開口部３４ａが部分的に開放されている状態を「開放状態」と称する。さらに、図３と図４との間の状態、即ち、スプール３１が最も閉じ側から開き側に移動はしているが、流通開口部３４ａがスプール３１によって遮断されている状態を、閉塞状態と区別して「遮断状態」と称する。

栓部材３５は、スプール３１及びスプリング３２をバルブボディ３３に収容した状態でボディ本体３４の一端に螺着される。スプリング収容空間３７が密閉空間として構成されていると、スプール３１が開き側に移動する際に、スプール３１の移動が円滑に行われない虞がある。そこで、栓部材３５には、スプリング収容空間３７を大気に対して開放する呼吸孔３５ａを設け、スプール３１の円滑な移動を実現している。

スプール３１の第１受圧面３１ｄの面積は、第２受圧面３１ｅの面積よりも大きい。従って、スプール３１は開き側に、「〔潤滑油路１３の油圧〕×〔第１受圧面３１ｄの面積−第２受圧面３１ｅの面積〕」で計算される力（以下「力Ｆｓ」と称する）を受ける。又、スプール３１は閉じ側に、スプリング３２による付勢力（以下「付勢力Ｆｐ」と称する）を受ける。さらに、スプール３１が閉塞状態から開き側に動き始める場合には、スプール３１の大径部３１ａ及び小径部３１ｂの外周面とバルブボディ３３の内周面との間に生じる静止摩擦力（以下「静止摩擦力Ｆｓｆ」と称する）が抵抗力として作用する。

図３に示す閉塞状態において、潤滑油路１３の油圧が高まって、力Ｆｓが付勢力Ｆｐと静止摩擦力Ｆｓｆとの和を上回ると、スプール３１は開き側に移動し始め、図４、図５、図６に示す状態へと変化する。一方、潤滑油路１３の油圧が小さくなり、力Ｆｓに対して付勢力Ｆｐが優勢となれば、スプール３１は閉じ側に移動する。このように、潤滑油路１３の油圧の増減に応じて、スプール３１の大径部３１ａが潤滑油路１３に対して出退し、潤滑油路１３の流路面積が調節される。

図３に示すように、潤滑油路１３から環状空間３６にオイルを供給して力Ｆを発生させるべく、ボディ本体３４には供給路３４ｃが形成される。力Ｆを発生させるためには、環状空間３６に供給されたオイルによる油圧が、第１受圧面３１ｄの全領域に作用する必要がある。このため、第１受圧面３１ｄとボディ本体３４との間には、閉塞状態においてもオイルが第１受圧面３１ｄに作用するように導入空間３８を設けている。

後述するが、所定の条件下においては、流路面積調節部３を全開状態に維持することが望ましい場合がある。そこで、本実施形態においては、バルブボディ３３のボディ本体３４の端部に作動開口部３４ｂを設け、作動開口部３４ｂに遅角油路１２Ｂから分岐した作動油路１４が接続されるように構成してある。この構成によれば、作動油路１４の油圧が第２受圧面３１ｅの背面に作用すると、スプール３１は開き側の力を受ける。作動油路１４の油圧は第２受圧面３１ｅの背面全体に作用するため、容易に大きな力を発生させることができ、図２に示すごとく、流路面積調節部３を全開状態で維持することができる。以下、この全開状態を特に「強制全開状態」と称する。

又、潤滑油路１３がスプール３１によって遮断されている場合においても、一定量のオイルをメインギャラリ８に供給する必要がある。このため、バルブボディ３３が組み付けられているバルブハウジング４１には、流路面積調節部３に対する潤滑油路１３の上流側と下流側とを連通させる「バイパス流路」として、連通油路１５が形成されている。従って、図３の閉塞状態から図４の開放直前状態に亘る遮断状態においては、連通油路１５の管径さえ設計交差内に収まるように加工すれば、所定のオイル量を連通油路１５を介してメインギャラリ８に流通させることができる。

以上のように、潤滑油路１３の油圧の作用、又は、潤滑油路１３の油圧及び作動油路１４の油圧の作用によって、スプール３１がバルブボディ３３の内部を摺動し、潤滑油路１３の流路面積が調節される。

７．油圧制御装置の動作
油圧制御装置の動作について図に基づいて説明する。図７（ａ）〜（ｃ）におけるＩＩ、ＩＩＩ、ＩＶ、Ｖ、ＶＩは、夫々図２、図３、図４、図５、図６の状態に対応するものであることを示す。即ち、ＩＩは強制全開状態、ＩＩＩは閉塞状態、ＩＩＩ〜ＩＶは遮断状態、ＩＶは開放直前状態、Ｖは開放状態、ＶＩは全開状態に、夫々対応するものである。

エンジン始動直後は、弁開閉時期制御装置２は作動する必要がなく、油圧を必要としない。一方で、メインギャラリ８は動作を開始すべく潤滑油としてのオイルを必要とする。そこで、オイル温度が予め定めた第１設定温度Ｔ１よりも低い時は、図７（ａ）に示すごとく、ＯＣＶ５に通電しない（ＯＦＦ）。即ち、図２に示すごとく、ＯＣＶ５は遅角制御の状態に維持されており、遅角油路１２Ｂが吐出油路１１Ａに接続され、進角油路１２Ａは戻り油路１１Ｂに接続されている。

図２に示す状態においては、弁開閉時期制御装置２がロック状態であるにも拘らず、遅角室２４ｂにはオイルが供給され、遅角油路１２Ｂの油圧は高まる。この高まった油圧が作動油路１４を介して第２受圧面３１ｅの背面に供給され、スプール３１が開き側に移動する。その結果、流路面積調節部３は強制全開状態となり、優先的にメインギャラリ８にオイルが供給される。

この時のポンプ１のオイル吐出圧と、弁開閉時期制御装置２に供給される油圧と、メインギャラリ８に供給される油圧と、の関係を図７（ｂ）に示す。図に示すように、弁開閉時期制御装置２に供給される油圧と、メインギャラリ８に供給される油圧と、は共にポンプ１のオイル吐出圧の上昇に追従する。

オイル温度が予め定めた第１設定温度Ｔ１よりも高まって暖機運転が完了した後、アクセルが踏み込まれると、ＯＣＶ５に通電がなされ（ＯＮ）、図３に示すごとく、進角制御の状態に移行する。即ち、弁開閉時期制御装置２が作動を開始するので、弁開閉時期制御装置２に早急にオイルを供給する必要がある。ＯＣＶ５が進角状態となっているので、進角油路１２Ａが吐出油路１１Ａに接続され、遅角油路１２Ｂは戻り油路１１Ｂに接続されている。その結果、作動油路１４の油圧は急激に低下し、又、オイル温度が高まってもエンジン回転数が低いので、未だポンプ１のオイル吐出圧が低く潤滑油路１３に作用する油圧は小さい。従って、スプール３１はスプリング３２によって付勢されて閉じ側に移動し、流路面積調節部３は閉塞状態となる。その結果、優先的に弁開閉時期制御装置２にオイルが供給される。尚、閉塞状態においても、連通油路１５を経由してメインギャラリ８には一定量のオイルが供給される。

その後、エンジン回転数が高まるに従って、ポンプ１のオイル吐出圧が高まると、潤滑油路１３の油圧も高まり、流路面積調節部３は図３に示す閉塞状態から図４、図５、さらには図６に示す全開状態へと変化する。これにより、エンジン回転数が高まって大量の潤滑油を必要とするメインギャラリ８にもオイルが十分に供給されることとなる。当然、エンジンの回転数が高まっている時は、弁開閉時期制御装置２にも油圧が必要となるが、絶対的にポンプ１の吐出圧が高まっているので、弁開閉時期制御装置２にも十分なオイルが供給される。この後、遅角制御を行って第２受圧面３１ｅの背面に作動油路１４の油圧が作用しても、流路面積調節部３は全開状態を維持する。即ち、オイル温度が第１設定温度Ｔ１よりも高い時は、スプール３１は潤滑油路１３の油圧の高低に支配され、潤滑油路１３の流路面積を調節する。

この時のポンプ１のオイル吐出圧と、弁開閉時期制御装置２に供給される油圧と、メインギャラリ８に供給される油圧と、の関係を図７（ｃ）に示す。図３の状態（ＩＩＩ）〜図４の状態（ＩＶ）にかけては、流路面積調節部３が遮断状態となっており、連通油路１５を経由して一定量のオイルがメインギャラリ８に供給されるのみである。従って、ポンプ１のオイル吐出圧の上昇率と比べて、メインギャラリ８の油圧の上昇率が下がると共に弁開閉時期制御装置２の油圧の上昇率が上がる。

図５の状態（Ｖ）の時は、流路面積調節部３が開放状態となり、潤滑油路１３の油圧の上昇に伴い流路面積は徐々に大きくなる。従って、メインギャラリ８の油圧の上昇率が上がると共に、弁開閉時期制御装置２の油圧の上昇率が下がる。図６の状態（ＶＩ）の時は、流路面積調節部３が全開状態となり、メインギャラリ８の油圧と弁開閉時期制御装置２の油圧とは共に、ポンプ１のオイル吐出圧の上昇に追従する。

ここで、スプール３１が図３に示す閉塞状態から開き側に移動しても、潤滑油路１３の流路面積を変化させない領域Ｒを設けてある。よって、スプール３１の大径部３１ａ及び小径部３１ｂの外周面とバルブボディ３３の内周面との間に生じる摩擦力が、スプール３１の移動開始直後に静止摩擦から動摩擦に変化し、スプール３１が急激に開き側に移動したとしても、潤滑油路１３の流路面積は変化しない。従って、摩擦力の変化が弁開閉時期制御装置２に供給される油圧に影響を及ぼすことがなく、弁開閉時期制御装置２の安定的な作動を実現することができる。又、摩擦力の変化による流路面積の急激な変化を排除できるので、遮断状態から開放直前状態を経て開放状態に至る動作が円滑となり、ポンプ１の仕事効率が向上する。

ところで、弁開閉時期制御装置２は、僅かながら部品間に微小隙間があり、特にオイル粘度が低い場合にはこの微小隙間からオイルが漏れ出す（滲み出る）ことがあり、油圧が効率良く弁開閉時期制御装置２に作用しないことが考えられる。このような場合に弁開閉時期制御装置２を作動させると、ポンプ１を大型化してポンプ１の吐出圧を高めなければならない。即ち、ポンプ１を駆動させる動力が必要となって、逆にエンジンの燃費悪化を招来し得る。

従って、オイル温度がさらに上昇して第２設定温度Ｔ２よりも高くなり、オイル粘度が低くなった場合には、図７（ａ）に示すごとく、ＯＣＶ５に通電しない（ＯＦＦ）。即ち、ＯＣＶ５は遅角制御の状態に維持されており、遅角油路１２Ｂが吐出油路１１Ａに接続され、進角油路１２Ａは戻り油路１１Ｂに接続されている。よって、相対回転位相は最遅角位相となり、ロック機構２７によりロック状態となって、遅角油路１２Ｂの油圧が高まる。その結果、作動油路１４を介して第２受圧面３１ｅの背面に油圧が作用し、スプール３１が開き側に移動する。このように、オイル温度が第２設定温度Ｔ２よりも高くなった時は、弁開閉時期制御装置２の作動を停止して、流路面積調節部３を強制全開状態に維持することにより、メインギャラリ８に積極的にオイルを供給することができる。

尚、第２設定温度Ｔ２は、第１設定温度Ｔ１よりも高い設定温度である。又、例示すると、第１設定温度Ｔ１は５５〜６５℃、第２設定温度Ｔ２は１００〜１１０℃とすることが考えられるが、他の設定とすることも可能である。

本実施形態においては、オイル温度が第１設定温度Ｔ１よりも低い時及び第２設定温度Ｔ２よりも高い時には、ＯＣＶ５をＯＦＦ状態とすることにより、流路面積調節部３の強制全開状態を実現している。しかし、流路面積調節部３の強制全開状態を実現させるため

の構成は他にも可能である。例えば、オイル温度が第１設定温度Ｔ１よりも低い時には、オイルの粘度が高いことを利用して、潤滑油路１３の油圧により流路面積調節部３の強制全開状態を実現するように構成してもよい。又、オイル温度が第２設定温度Ｔ２よりも高い時には、一定温度以上の時に体積が大きく膨張するサーモワックスを利用し、サーモワックスの膨張作用により流路面積調節部３を強制全開状態とするような制御機構を設けてもよい。

［別の実施形態］
本発明に係る別の実施形態について、図８〜図１３に基づいて説明する。尚、別の実施形態は油圧制御装置のうち流路面積調節部３の構成を上述の実施形態から変更したものであるので、流路面積調節部３についてのみ説明する。又、以下では、オイル温度が第１設定温度Ｔ１よりも高く、第２設定温度Ｔ２よりも低い時について説明するが、オイル温度が第１設定温度Ｔ１よりも低い時又は第２設定温度Ｔ２よりも高い時に流路面積調節部３を強制全開状態に維持する機構を適宜設けてもよい。上述の実施形態に示した部品や部位と対応するものには、上述の実施形態と同じ符号を付している。

図８〜図１０は、連通油路１５をスプール３１の外周面に形成された環状の溝で構成した実施形態を示したものである。図８は流路面積調節部３が閉塞状態の時を示す図であり、図９は流路面積調節部３が開放直前状態の時を示す図である。又、図１０は、図８におけるＸ−Ｘ面の断面図である。

図８に示すように、スプール３１は一端側に空間が形成された円柱状に構成され、この空間とスプール３１を収容しているバルブボディ３３とにより、スプリング３２を収容するスプリング収容空間３７が形成される。スプリング収容空間３７に収容されたスプリング３２は、スプール３１を閉じ側に常時付勢する。スプール３１の受圧面３１ｆの一部には突起部３１ｇが設けられ、突起部３１ｇによって受圧面３１ｆとバルブボディ３３との間に導入空間３８が形成される。又、バルブボディ３３のボディ本体３４の内周面の一部には溝状の供給路３４ｃが形成される。以上の構成により、潤滑油路１３から供給路３４ｃを介して導入空間３８にオイルが供給され、スプール３１の受圧面３１ｆに油圧が作用する。従って、潤滑油路１３の油圧が増大すると、スプール３１がスプリング３２の付勢力に抗して開き側に移動して潤滑油路１３の流路面積を増大させる。

スプール３１の外周面には、図８及び図１０に示すごとく、「バイパス流路」として環状の溝からなる連通油路１５が形成される。流路面積調節部３が閉塞状態の時においても、連通油路１５が流路面積調節部３に対する潤滑油路１３の上流側と下流側とを連通させることにより、メインギャラリ８には一定量のオイルが供給されることになる。

ここで、スプール３１が図８に示す閉塞状態から開き側に移動しても、図９に示す開放直前状態までは潤滑油路１３の流路面積を変化させない領域Ｒを設けてある。よって、スプール３１の外周面とバルブボディ３３の内周面との間に生じる摩擦力が、スプール３１の移動開始直後に静止摩擦から動摩擦に変化し、スプール３１が急激に開き側に移動したとしても、潤滑油路１３の流路面積は変化しない。従って、潤滑油路１３の上流側に接続されている弁開閉時期制御装置２には、安定的に油圧を供給することができる。

図１０に示すように、スプール３１の外周面全周に亘るように連通油路１５を形成すれば、スプール３１の周方向に均等に油圧が作用するので、スプール３１が傾くことを抑制することができる。さらに、スプール３１をバルブボディ３３に組み付ける際に、周方向の位置決めが不要となり、組み付けが容易となる。ただし、スプール３１の外周面の半周（例えば図１０において上半分のみ）だけに連通油路１５を設けることも可能である。

図８に基づいて、領域Ｒの長さと、閉塞状態における連通油路１５の開き側（図中下側）の端部と流通開口部３４ａの開き側（図中下側）の端部とに亘る領域Ｑの長さとの関係について説明する。連通油路１５は、少なくとも図９に示す開放直前状態までは遮断されないようにするため、領域Ｑの長さが領域Ｒの長さ以上である必要がある。ここで、領域Ｑの長さが必要以上に大きいと、スプール３１の大型化、ひいてはバルブボディ３３の大型化を招来するので、領域Ｑの長さを領域Ｒの長さと同等とすると好適である。

次に、図１１〜図１３は、連通油路１５をバルブボディ３３のボディ本体３４に形成した実施形態を示したものである。図１１は流路面積調節部３が閉塞状態の時を示す図であり、図１２は流路面積調節部３が開放直前状態の時を示す図である。又、図１３は、図１１におけるＸＩＩＩ−ＸＩＩＩ面の断面図である。スプール３１の基本構成は、上述の実施形態と同様であるので、ここでは説明を省略する。

ボディ本体３４の２箇所に形成された流通開口部３４ａのうち、上流側の流通開口部３４ａと接続する第１長溝１５ａ及び下流側の流通開口部３４ａと接続する第２長溝１５ｂが形成される。第１長溝１５ａは、図１１に示すごとく、導入空間３８にオイルを供給する供給路３４ｃと一体的に形成してもよいし、別個に構成してもよい。第１長溝１５ａと第２長溝１５ｂとは、「貫通孔」としての大径部１５ｃ及び小径部１５ｄによって連通する。以上のごとく、「バイパス油路」としての連通油路１５は、第１長溝１５ａ、小径部１５ｄ、大径部１５ｃ、及び第２長溝１５ｂによって構成される。

小径部１５ｄは「絞り部」としての機能を有する。従って、第１長溝１５ａ、第２長溝１５ｂ、及び大径部１５ｃの加工精度が十分でなくても、小径部１５ｄの寸法精度さえ確保しておけば、閉塞状態において連通油路１５を流通するオイル量を容易に所定の量に規定することができる。又、潤滑油路１３に大量のオイルが供給される場合にも、連通油路１５を流通するオイル量は小径部１４ｄによって一定量に制限され、それ以外のオイルがスプール３１の受圧面３１ｆに油圧を作用させることになる。従って、スプール３１が動き始める油圧の設定を、小径部１５ｄの寸法により容易に規定することができるようになる。さらに、このような構成の連通油路１５において、第１長溝１５ａ、第２長溝１５ｂ、大径部１５ｃ、及び小径部１５ｄを簡単なドリル加工等で直線的に形成すれば加工が容易となる。

ここで、スプール３１が図１１に示す閉塞状態から開き側に移動しても、図１２に示す開放直前状態までは潤滑油路１３の流路面積を変化させない領域Ｒを設けてある。よって、スプール３１の外周面とバルブボディ３３の内周面との間に生じる摩擦力が、スプール３１の移動開始直後に静止摩擦から動摩擦に変化し、スプール３１が急激に開き側に移動したとしても、潤滑油路１３の流路面積は変化しない。従って、潤滑油路１３の上流側に接続されている弁開閉時期制御装置２には、安定的に油圧を供給することができる。

［その他の実施形態］
（１）上述の実施形態においては、第１所定部位として吸気弁側の弁開閉時期制御装置を適用した例を示したが、これに限られるものではない。例えば、第１所定部位として、排気弁側の弁開閉時期制御装置を適用してもよいし、適切な油圧を必要とする過給機やオイルジェット等の油圧アクチュエータを適用することも可能である。
（２）上述の実施形態においては、「バイパス流路」としての連通油路１５が、バルブハウジング４１、スプール３１の外周面、又はバルブボディ３３に形成される例を示したが、これに限られるものではない。例えば、バルブボディ３３とバルブハウジング４１との間に間隙を設けて、この間隙をバイパス流路として利用することもできる。

本発明は、エンジンの回転によって駆動されてオイルを吐出するポンプと、前記ポンプから吐出されたオイルが供給される第１所定部位と、前記ポンプと前記第１所定部位とを連通する第１流路と、前記第１流路から分岐して前記第１所定部位以外の第２所定部位にオイルを供給する第２流路と、前記第２流路の油圧の増大によって前記第２流路の流路面積を増大させる方向に移動し、前記油圧の減少によって前記流路面積を減少させる方向に移動するスプールを備えて前記第２流路に配設される流路面積調節部と、を備えた油圧制御装置に適用することができる。

１ ポンプ
２ 弁開閉時期制御装置（第１所定部位）
３ 流路面積調節部
８ メインギャラリ（第２所定部位）
１１Ａ 吐出油路（第１流路）
１２Ａ 進角油路（第１流路）
１２Ｂ 遅角油路（第１流路）
１３ 潤滑油路（第２流路）
１５ 連通油路（バイパス流路）
１５ａ 第１長溝
１５ｂ 第２長溝
１５ｃ 大径部（貫通孔）
１５ｄ 小径部（貫通孔、絞り部）
３１ スプール
３３ バルブボディ
４１ バルブハウジング
Ｒ 領域（流路面積を変化させない領域）

Claims (6)

1. エンジンの回転によって駆動されてオイルを吐出するポンプと、
   前記ポンプから吐出されたオイルが供給される第１所定部位と、
   前記ポンプと前記第１所定部位とを連通する第１流路と、
   前記第１流路から分岐して前記第１所定部位以外の第２所定部位にオイルを供給する第２流路と、
   前記第２流路の油圧の増大によって前記第２流路の流路面積を増大させる方向に移動し、前記油圧の減少によって前記流路面積を減少させる方向に移動するスプールを備えて前記第２流路に配設される流路面積調節部と、
   前記スプールが最も閉じ側に位置する閉塞状態においても、前記流路面積調節部に対する前記第２流路の上流側と下流側とを連通させ、前記第２所定部位にオイルを供給するバイパス流路と、を備え、
   前記スプールが前記閉塞状態から開き側に移動しても前記流路面積を変化させない領域を設けてあり、
   前記スプールは、前記第２流路のオイルが供給路を介して供給される空間に臨む受圧面を有し、かつ、前記受圧面に作用する油圧の増大によって前記第２流路の流路面積を増大させる方向に移動し、
   前記空間は、前記スプールが前記第２流路の上流側と下流側とを連通しているときに前記第２流路と連通する油圧制御装置。
2. 前記スプールは、円柱状の大径部と、前記大径部よりも径の小さい円柱状の小径部と、前記大径部の中心部と前記小径部の中心部とを連結する連結部と、を備え、前記大径部と前記小径部との間の領域を、前記供給路を介してオイルが供給される前記空間とする請求項１に記載の油圧制御装置。
3. 前記バイパス流路は、前記スプールの外周面に形成された環状の溝で構成されている請求項１または２に記載の油圧制御装置。
4. 前記バイパス流路は、前記スプールを収容しているバルブボディに形成された環状の溝で構成されている請求項１または２に記載の油圧制御装置。
5. 前記バイパス流路は、
   前記スプールを収容しているバルブボディの外周面に形成され、前記第２流路の上流側と接続する第１長溝と、
   前記バルブボディの外周面に形成され、前記第２流路の下流側と接続する第２長溝と、
   前記バルブボディに形成され、前記第１長溝と前記第２長溝とを連通する貫通孔と、を有する請求項１または２に記載の油圧制御装置。
6. 前記貫通孔には、前記貫通孔の他の部分よりも断面積の小さい絞り部が形成されている請求項５に記載の油圧制御装置。

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