WO2006095530A1 - 流体制御弁及び弁開閉時期制御装置 - Google Patents

流体制御弁及び弁開閉時期制御装置 Download PDF

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Naoki Kira
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Aisin Seiki Kabushiki Kaisha
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    • F02D13/0203—Variable control of intake and exhaust valves
    • F02D13/0215—Variable control of intake and exhaust valves changing the valve timing only
    • F02D13/0219—Variable control of intake and exhaust valves changing the valve timing only by shifting the phase, i.e. the opening periods of the valves are constant

Definitions

  • the present invention relates to a valve body that controls the supply of fluid according to the position of the valve body, an electromagnetic drive unit that displaces the position of the valve body according to the amount of energization, and an amount of energization to the electromagnetic drive means.
  • the present invention relates to a fluid control valve including control means for controlling by a duty ratio of a pulse width modulation signal, and a valve timing control device using the same.
  • Patent Document 1 discloses the following control device technology. That is, this control device is a duty ratio control device that controls the amount of current supplied to the electromagnetic actuator by varying the ratio of on time and off time per cycle. Then, this device shortens the time of one cycle (increases the PWM frequency) as the amount of current supplied to the electromagnetic actuator decreases, and increases the time of one cycle as the amount of current supplied to the electromagnetic actuator increases. Perform control to lower the PWM frequency.
  • This control device aims to adjust the dither amplitude of the spool within a certain range even when the state of the electromagnetic force acting on the spool (valve body) of the electromagnetic actuator changes due to the change of the amount of supplied current. And Specifically, when the amount of current supplied to the electromagnetic actuator is small, the pulsating electromagnetic force due to the on / off current is suppressed and the increase in the dither amplitude is suppressed by shortening the time of one cycle. Thus, it aims to suppress the occurrence of hunting of the spool of the electromagnetic actuator.
  • the pulsating electromagnetic force due to the on / off current is increased by increasing the time of one cycle, and dynamic friction is generated by dither oscillation of an appropriate amplitude. Maintain the condition.
  • the purpose is to prevent the deterioration of the responsiveness of the electromagnetic actuator spool.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Laid-Open No. 2004-301224 (page 3, page 8, FIG. 1) Disclosure of the invention
  • the operation of the valve body of a fluid control valve such as a hydraulic control valve is affected by the condition such as viscosity of the fluid controlled by the control valve. That is, when the viscosity of the fluid is high, the response to the control signal becomes worse because the resistance of the fluid when the valve body operates increases. On the other hand, when the viscosity of the fluid is low, the response to the control signal may be sensitive because the resistance of the fluid when the valve body operates decreases. At this time, when the valve body operates following the pulse of the pulse width modulation signal as the control signal, more vibration than necessary may be generated in the valve body.
  • the proper operating state of the valve body of the fluid control valve may differ depending on the pressure of the fluid in the fluid circuit provided with the control valve. For example, when there is a large amount of fluid leakage in any part of the fluid circuit downstream of the fluid control valve, etc., when the valve body is maintained at the closed position where the supply port is closed, the downstream side The pressure of the fluid decreases with the passage of time. At this time, if the pressure of the fluid in the fluid circuit is low from the beginning, it may occur that the pressure of the fluid does not reach the required pressure downstream of the fluid control valve. Therefore, in such a case, it is desirable to operate the control valve to compensate for the fluid shortage. However, in the control device described in Patent Document 1 above, control according to the downstream state of such a control valve is not performed! /.
  • the present invention has been made in view of the above problems, and an object thereof is to positively control the vibration state of a valve body in accordance with conditions such as temperature and pressure of a fluid.
  • a fluid control valve capable of performing an operation to make the response of the body appropriate or to compensate for a fluid shortage when the pressure of the fluid is low, and valve opening and closing using such a fluid control valve. It is in providing a time control apparatus.
  • a fluid control valve comprising: a valve main body; electromagnetic drive means for displacing the position of the valve body according to the amount of current; and control means for controlling the amount of current supplied to the electromagnetic drive means by the duty ratio of the pulse width modulation signal.
  • the present invention is characterized in that the control means changes the pulse width modulation signal so as to change the amplitude of the valve body in accordance with at least one of the temperature and the pressure of the fluid, thereby to the electromagnetic drive means. It is in the point to output.
  • the pulse width modulation signal by changing the pulse width modulation signal, it is possible to actively control the amplitude of the vibration of the valve in accordance with at least one of the fluid temperature and pressure conditions. Therefore, by controlling the vibration of the valve body according to the state of the fluid viscosity and the like, the response of the operation of the valve body to the control signal from the control means constituted by the pulse width modulation signal can do. Also, by controlling the vibration of the valve body according to the pressure of the fluid in the fluid circuit, the valve body performs an operation to compensate for the insufficient fluid, and the fluid pressure downstream of the fluid control valve is maintained properly. It becomes possible to perform control etc.
  • control means changes the pulse width modulation signal so as to increase the amplitude of the valve body so as to increase the amplitude of the valve when the temperature of the fluid is lower than the normal temperature range. It is preferable to be configured to output to the driving means.
  • the valve body when the pressure of the fluid is in a low pressure region lower than a normal pressure region, at least the valve body is in a closed position where the valve body blocks the supply port of the fluid. It is also preferable that the pulse width modulation signal is changed so as to increase the amplitude of the body and output to the electromagnetic drive means.
  • control means change the pulse width modulation signal to a frequency lower than a normal frequency and output the same to the electromagnetic drive means. is there.
  • the amplitude of the valve body can be increased by a simple control to lower the frequency of the pulse width modulation signal, and the above-mentioned control according to the temperature and pressure of the fluid can be appropriately performed.
  • a valve body for controlling the supply of fluid according to the position of the valve body, an electromagnetic drive means for displacing the position of the valve body according to the amount of energization, and an amount of energization for the electromagnetic drive means.
  • a fluid control valve comprising a control means for controlling according to a duty ratio of a pulse width modulation signal is that when the control means detects a malfunction of the valve body, the pulse width modulation signal is The point is to change to a lower frequency and output to the electromagnetic drive means.
  • a characterizing feature of the valve timing control device is a drive side rotation member that rotates in synchronization with a crankshaft of an internal combustion engine, and a cam of the internal combustion engine which is disposed coaxially with the drive side rotation member.
  • a driven side rotating member that rotates in synchronization with the shaft, a fluid pressure chamber formed on at least one of the drive side rotating member and the driven side rotating member and divided into an advancing chamber and a retarding chamber, and the advancing chamber
  • the fluid control valve of each of the above features configured to control the supply or discharge of the working fluid to one or both of the retard chamber and the retard chamber.
  • the temperature of the working fluid supplied to one or both of the advancing chamber and the retarding chamber is low and the viscosity is high!
  • Control hand The responsiveness of the operation of the valve body to the control signal from the stage can be made appropriate. Also, if the pressure of the fluid in the fluid circuit decreases and the pressure of the fluid downstream of the valve body may not reach the required pressure, it compensates for the shortage of the working fluid to compensate for the advancing chamber and the delay chamber. It is possible to maintain the proper pressure in the corner room. Therefore, the responsiveness of the phase control of the crank shaft and the camshaft by the valve timing control device can be enhanced, or the certainty of the operation of the valve opening timing control device can be enhanced.
  • FIG. 1 is a schematic view showing an entire configuration of an engine 1 to which a valve timing control device 2 according to the present embodiment is applied.
  • FIG. 2 is a view showing the configuration of a valve timing control device 2 including the hydraulic pressure control valve 3 according to the present embodiment.
  • the valve opening / closing timing control device 2 is disposed coaxially with an external rotor 21 as a driving side rotation member rotating in synchronism with a crankshaft 11 of the engine 1 and a follower following rotation in synchronism with a camshaft 12. And an inner rotor 22 as a side rotation member. Then, the valve opening / closing timing control device 2 controls the opening / closing timing of the intake valve 13 or the exhaust valve 14 of the engine 1 by displacing the relative rotational phase of the outer rotor 21 and the inner rotor 22. In FIG. 1, the hydraulic control valve 3 of the valve timing control device 2 on the exhaust valve 14 side is omitted.
  • the inner rotor 22 is integrally assembled to the tip of the camshaft 12 that constitutes the rotational axis of the cam that controls the opening and closing of the intake valve 13 or the exhaust valve 14 of the engine 1.
  • the cam shaft 12 is rotatably assembled to a cylinder head of the engine 1.
  • the outer rotor 21 is mounted so as to be rotatable relative to the inner rotor 22 within a predetermined relative rotational phase range. Further, a timing sprocket 21a is integrally provided on the outer periphery of the outer rotor 21. Crank shaft of this timing sprocket 21a and engine 1 A power transmission member 15 such as a timing chain or a timing belt is installed between the gear 11 a attached to the gear 11.
  • the outer rotor 21 is provided with a plurality of projections 21b functioning as a radially projecting inward radial direction, spaced apart from one another along the circumferential direction.
  • An oil pressure chamber 23 defined by the outer rotor 21 and the inner rotor 22 is formed between adjacent protrusions 21 b of the outer rotor 21.
  • four hydraulic pressure chambers 23 are provided.
  • the hydraulic pressure chamber 23 corresponds to the “fluid pressure chamber” in the present invention.
  • the hydraulic chamber 23 is divided into an advancing chamber 23a and a retarding chamber 23b in the direction of relative rotation (direction of arrows Sl and S2 in FIG. 2) at a position facing the above-mentioned hydraulic chambers 23 on the outer peripheral portion of the inner rotor 22 Bane 24 is disposed along the radial direction.
  • the advancing chamber 23a of the hydraulic chamber 23 communicates with the advancing oil passage 22a formed in the inner rotor 22, and the retarding chamber 23b communicates with the retarding oil passage 22b formed in the inner rotor 22.
  • the advance oil passage 22 a and the retard oil passage 22 b are connected to the hydraulic control valve 3.
  • the hydraulic oil from the hydraulic control valve 3 is supplied or discharged to one or both of the advance chamber 23a and the retard chamber 23b.
  • the relative rotational phase (hereinafter, also simply referred to as "relative rotational phase") between the inner rotor 22 and the outer rotor 21 is advanced or retarded S1 (direction in which the vane 24 changes to the arrow S1 side in FIG. 3) or retarded.
  • An urging force is generated which is displaced in the direction S2 (the direction in which the vanes 24 change to the arrow S2 side in FIG. 3) or held at an arbitrary phase.
  • the hydraulic pressure control valve 3 controls the supply or discharge of hydraulic fluid to one or both of the advance chambers 23a and the retard chambers 23b.
  • the hydraulic oil is stored in an oil pan 16 and is pressure-fed to the hydraulic control valve 3 by an oil pump 17 driven by the driving force of the engine 1. Therefore, in the valve timing control device 2, these hydraulic control valves 3.
  • a hydraulic circuit is formed among the advance chamber 23a and the retard chamber 23b, the oil pump 17, and the oil pan 16.
  • the hydraulic control valve 3 includes a valve mechanism 4 that controls the supply of hydraulic fluid according to the position of the spool 41, a solenoid mechanism 5 that displaces the position of the spool 41 according to the amount of energization, and energization of the solenoid mechanism 5. And a control unit 6 for controlling the quantity.
  • the valve mechanism 4 corresponds to the "valve body” in the present invention
  • the spool 41 corresponds to the "valve body” in the present invention.
  • the solenoid mechanism 5 corresponds to the "electromagnetic drive means” in the present invention
  • the control unit 6 corresponds to the "control means” in the present invention.
  • the knob mechanism 4 has a substantially cylindrical sleeve 42 in which a plurality of ports are formed, a spool 41 axially slidably provided in a valve chamber 42 a inside the sleeve 42, and a spool 41 And a spring 43 for urging the solenoid mechanism 5 side.
  • the sleeve 42 is a port communicating with the valve chamber 42a into which the spool 41 is inserted, a high pressure port 42b to which hydraulic fluid pumped from the oil pump 17 is supplied, and an advancing port 42c communicating with the advancing chamber 23a.
  • a retard port 42d in communication with the retard chamber 23b and two drain ports 42e in communication with the oil pan 16 are provided.
  • the spool 41 has two lands 41a, 41b which separate the valve chamber 42a of the sleeve 42.
  • the spring 43 side is the first land 41a
  • the solenoid mechanism 5 side is the second land 41b.
  • the solenoid mechanism 5 includes a movable core 51, a coil 52, a stator 53, and a yoke 54.
  • the movable core 51 is fixed to a shaft 55 that operates integrally with the spool 41 and magnetically attracted to the stator 53.
  • the coil 52 generates a magnetic force in accordance with the amount of current, and magnetically attracts the movable core 51 via the stator 53.
  • the yoke 54 transfers magnetic flux with the movable core 51.
  • a pulse width modulation signal as a control signal is supplied from the control unit 6 to the solenoid mechanism 5, and the movable core 51 is moved to a position according to the duty ratio of the pulse width modulation signal.
  • the coil 52 generates a magnetic force having a magnitude corresponding to the duty ratio of the pulse width modulation signal, and moves the movable core 51 to a position where the magnetic force and the biasing force of the spring 43 are balanced.
  • the control unit 6 outputs a pulse width modulation signal as a control signal to the solenoid mechanism 5 and controls the flow rate of electric power supplied to the solenoid mechanism 5 by the duty ratio of the pulse width modulation signal.
  • the control unit 6 performs processing, the CPU 61, a memory 62 storing predetermined programs and data tables, a driver 63 for controlling the operation of the solenoid mechanism 5, and outputs from various sensors It is configured to have an input interface 64 for receiving the received signal. Then, as shown in FIG.
  • control unit 6 also includes a crank angle sensor 71 for detecting the phase of the crankshaft through the input interface 64, a cam angle sensor 72 for detecting the phase of the camshaft, and cooling of the engine A detection signal from a water temperature sensor 73 that detects the water temperature is input.
  • detection signals of various other sensor forces such as a vehicle speed sensor and a throttle opening degree sensor are also input to the control unit 6.
  • the CPU 61 of the control unit 6 calculates a target value (hereinafter simply referred to as “target phase”) of relative rotational phase between the inner rotor 22 and the outer rotor 21 based on outputs from various sensors.
  • the sensor output used to calculate this target phase includes, for example, the number of revolutions of the crankshaft detected by the crank angle sensor 71, the coolant temperature of the engine 1 detected by the water temperature sensor 73, and a vehicle speed sensor (not shown). And the throttle opening detected by the throttle opening sensor (not shown).
  • the CPU 61 calculates the relative rotational phase between the actual inner rotor 22 and the outer rotor 21 (from the phase of the crankshaft detected by the crank angle sensor 71 and the phase of the camshaft detected by the cam angle sensor 72). Below, we simply calculate "the actual phase”.
  • the CPU 61 calculates the duty ratio to be output to the solenoid mechanism 5 in order to displace the relative rotational phase so that the actual phase matches the target phase. Do.
  • a control map or an arithmetic expression stored in the memory 62 is used to calculate the duty ratio.
  • the CPU calculated by the CPU 61 The driver 63 generates a pulse width modulation signal as a control signal according to the duty ratio and outputs it to the solenoid mechanism 5.
  • the apparent current value supplied to the solenoid mechanism 5 is determined by the duty ratio of this pulse width modulation signal.
  • FIG. 4 is a diagram showing the switching state of the flow path of the hydraulic oil according to the position of the spool 41 of the valve mechanism 4.
  • FIG. 4 (a) shows the state where the duty ratio is the lowest and the value (for example, 0%) and the spool 41 is in the initial position.
  • the spool 41 brings the high pressure port 42b into communication with the retardation port 42d, and brings the drain port 42e into communication with the advance port 42c. Therefore, the hydraulic oil pumped from the oil pump 17 is supplied to the retarding chamber 23 b, and the hydraulic oil in the advancing chamber 23 a is drained (drained) to the oil pan 16.
  • the pressure of the hydraulic fluid in the retarding chamber 23b increases and the pressure of the hydraulic fluid in the advancing chamber 23a decreases, so the relative rotational phase is displaced in the retarding direction S2 (see FIG. 2).
  • FIG. 4 (b) shows that the duty ratio is an intermediate value (for example, 50%) and the spool 41 is in the intermediate position.
  • the first land 41a of the spool 41 blocks the advance port 42c
  • the second land 41b blocks the retard port 42d. That is, the spool 41 is in the closed position where both the retard port 42 d and the advance port 42 c are blocked, and the high pressure port 42 b and the drain port 42 e do not communicate with any port. Therefore, the pressure of the hydraulic fluid in the advance chamber 23a and the retard chamber 23b is maintained, and the relative rotational phase is maintained at that position.
  • FIG. 4 (c) shows a state where the duty ratio is the highest value (for example, 100%) and the spool 41 is at the maximum stroke position.
  • the spool 41 brings the high pressure port 42b into communication with the advance port 42c, and brings the drain port 42e into communication with the retard port 42d. Therefore, the hydraulic oil pumped from the oil pump 17 is supplied to the advancing chamber 23a, and the hydraulic oil in the retarding chamber 23b is drained (drained) to the oil pan 16.
  • the pressure of the hydraulic fluid in the advance chamber 23a increases and the pressure of the hydraulic fluid in the retard chamber 23b decreases, so the relative rotational phase is displaced in the advance direction S1 (see FIG. 2).
  • the hydraulic control valve 3 displaces the relative rotational phase between the inner rotor 22 and the outer rotor 21 in accordance with the operating state of the engine 1 detected by the various sensors. Take control.
  • the above is the basic operation of the hydraulic pressure control valve 3.
  • control unit 6 performs control to change the pulse width modulation signal so as to change the amplitude of the spool 41 in the valve mechanism 4 according to the conditions of both the temperature and pressure of the hydraulic fluid.
  • control is performed to change the frequency of the pulse width modulation signal which is a control signal to be output to the solenoid mechanism 5.
  • the temperature of the hydraulic oil has a close correlation with the coolant temperature (water temperature) of the engine 1.
  • the pressure of the hydraulic fluid in the hydraulic circuit is determined by the discharge pressure of the oil pump 17 driven by the engine 1, it has a close correlation with the rotational speed of the engine 1.
  • the temperature of the hydraulic oil is determined based on the coolant temperature of the engine 1 detected by the water temperature sensor 73, and the operation is performed based on the crank shaft rotational speed detected by the crank angle sensor 71. It is supposed to judge the pressure of oil.
  • the ordinary temperature range TA is a temperature range of the hydraulic oil assumed to be normally used in the valve timing control device 2 in which the hydraulic control valve 3 is provided.
  • the ordinary temperature range TA is a temperature range of about 10 to about L 10 ° C. Therefore, the low temperature region TL is a temperature region below 10 ° C. here.
  • the normal pressure range PA means that the valve timing control device 2 is normally used. It is the pressure area of the assumed hydraulic oil.
  • the normal pressure range PA is a pressure range of about 100 kPa to 400 kPa in the normal temperature range TA. Therefore, the low pressure region PL is a pressure region below 100 kPa in this case. In the low temperature region TL, the opening pressure of the relief valve of the oil pump 17 is at or near a high pressure because the viscosity of the hydraulic oil is high.
  • the control unit 6 may be configured to perform control directly based on the coolant temperature of the engine 1 without determining the temperature of the hydraulic fluid based on the coolant temperature of the engine 1 is there.
  • the range of the coolant temperature corresponding to the low temperature region TL is previously determined, and instead of the low temperature region TL, mapping is made in association with the frequency of the pulse width modulation signal and stored in the memory 62. Then, when the temperature of the cooling water falls within the temperature range, control is performed to change the pulse width modulation signal and output it to the solenoid mechanism 5 so as to increase the amplitude of the vibration of the spool 41.
  • control unit 6 may be configured to perform control directly based on the crankshaft rotation speed without judging the pressure of the hydraulic fluid based on the crankshaft rotation speed.
  • the range of the crankshaft rotation speed corresponding to the low pressure region PL is determined in advance, and instead of the low pressure region PL, it is mapped in association with the frequency of the pulse width modulation signal and stored in the memory 62. Then, when the crankshaft rotation speed falls within the rotation speed range, control is performed to change the pulse width modulation signal and output it to the solenoid mechanism 5 so as to increase the amplitude of the vibration of the spool 41.
  • the pulse width modulation signal for increasing the amplitude of the vibration of the spool 41 may be a pulse width modulation signal having a frequency lower than the normal frequency. That is, by decreasing the frequency of the pulse width modulation signal output to the solenoid mechanism 5, the continuous time of the on signal and the continuous time of the off signal included in the pulse width modulation signal are respectively extended.
  • the time when the spool 41 operates toward the spring 43 by the magnetic force of the solenoid mechanism 5 and the time when the spool 41 operates toward the solenoid mechanism 5 by the biasing force of the spring 43 (FIG. Each reference) becomes longer and as a result, the amplitude of the spool 41 becomes larger.
  • FIG. 6 shows, as one example, (a) pulse width variation with a frequency of 300 Hz and a duty ratio of 50%.
  • FIG. 7 is a diagram showing the waveform of the modulation signal and (b) the waveform of a pulse width modulation signal having a frequency of 100 Hz and a duty ratio of 50% in comparison.
  • the wavelength ⁇ 2 of the 100 Hz pulse width modulation signal is three times as long as the wavelength ⁇ 1 of the 300 Hz pulse width modulation signal. Therefore, the length ⁇ 2a of the ON signal of the 100 Hz pulse width modulation signal and the length ⁇ 2 b of the OFF signal also correspond to the length of the ON signal and the OFF signal of the 300 Hz pulse width modulation signal.
  • Each of the length ⁇ la and the off signal length ⁇ lb is three times as long. Then, the spool 41 operates continuously to the spring 43 side in the sleeve 42 while the on signal continues, and to the solenoid mechanism 5 side in the sleeve 42 while the on signal continues to flow. Operate continuously. Thus, the amplitude of the oscillation of the spool 41 is increased according to the length of continuous time of the on signal and the off signal of the pulse width modulation signal. When the frequency of the pulse width modulation signal becomes high and the duration of the on signal and the off signal becomes very short, the on and off switches before the spool 41 starts moving in either direction. The force spool 41, which varies depending on the viscosity (temperature) of the hydraulic fluid, hardly vibrates.
  • the appropriate amplitude of the spool 41 when the temperature of the hydraulic fluid is in the low temperature zone TL or when the pressure of the hydraulic fluid is in the low pressure zone PL is an amplitude satisfying the following two conditions here.
  • the first condition is that when the temperature of the hydraulic fluid is in the low temperature region TL and the viscosity of the hydraulic fluid is high, the response of the operation of the spool 41 according to the duty ratio of the pulse width modulation signal which is the control signal. It is possible to secure the sex. At this time, it is preferable that the viscosity of the hydraulic oil be adjusted to the highest possible viscosity state. Further, the required responsiveness of the operation of the spool 41 is determined in accordance with the speed at which it is necessary to send the hydraulic fluid to the advance chambers 23a and the retard chambers 23b of the valve timing control device 2.
  • the second condition is when the pressure of the hydraulic oil is in the low pressure region PL, and as shown in FIG.
  • the spool 41 is vibrated to instantaneously communicate the advance angle port 42c and the retard angle port 42d with the high pressure port 42b.
  • a small amount of hydraulic oil is supplied from both the advancing port 42c and the retarding port 42d to compensate for the shortage of hydraulic oil due to a leak or the like, and the hydraulic pressure is maintained properly.
  • the appropriate low-temperature / low-pressure frequency values that satisfy the above two conditions are the mass of the movable core 51 and the shaft 55 of the solenoid mechanism 5 and the mass of the movable portion such as the spool 41 of the valve mechanism 4.
  • the value varies depending on the load, the seal width of the valve mechanism 4 and the viscosity of the hydraulic fluid. Therefore, it is necessary to experimentally determine the optimum low-temperature / low-pressure frequency value in accordance with the characteristics of the hydraulic control valve 3.
  • control unit 6 can control the control according to the temperature and pressure of the hydraulic oil as described above, and when it detects a malfunction of the spool 41, it outputs a control signal to the solenoid mechanism 5 It also performs control to change the frequency of the pulse width modulation signal.
  • the CPU 61 of the control unit 6 calculates the phase of the crank shaft detected by the crank angle sensor 71, the phase of the camshaft detected by the cam angle sensor 72, and the actual phase calculated by the force.
  • the hydraulic control valve 3 is controlled in such a direction as to bring it closer to the target phase. Therefore, regardless of such control, when the actual phase is not displaced in the direction approaching the target phase, it is determined that the spool 41 is malfunctioning.
  • the control unit 6 determines that the operation of the spool 41 is defective, the control unit 6 changes the pulse width modulation signal to a frequency lower than the normal frequency and outputs it to the solenoid mechanism 5.
  • a predetermined frequency for abnormality is used as the frequency lower than the common frequency used for the malfunction of the spool 41.
  • This anomaly The value of the time frequency is determined in advance as a frequency at which the spool 41 of the valve mechanism 4 vibrates with an appropriate amplitude for elimination of foreign matter caught in the sliding portion between the valve mechanism 4 and the like. Use the value stored in.
  • Such an amplitude of the spool 41 and an abnormal frequency of the pulse width modulation signal for that purpose vary depending on the shapes of the spool 41 and the sleeve 42, the type of foreign matter contained in the hydraulic oil, and the like, and therefore, the optimum experimentally It is necessary to set the value.
  • the control unit 6 performs control to change the frequency of the pulse width modulation signal based only on the condition of the temperature of the hydraulic oil. Also, at this time, if a single value is used as the frequency of the pulse width modulation signal to be changed, control is performed to change to a different frequency depending on the value of the temperature of the hydraulic oil.
  • FIG. 8 is a diagram showing an example of a map that defines the relationship between the temperature of hydraulic fluid and the frequency of the pulse width modulation signal.
  • a linear relationship is defined by the map in which the frequency of the pulse width modulation signal is also increased as the temperature of the hydraulic oil is increased.
  • This map is stored in the memory 62 of the control unit 6.
  • the value of the frequency of the pulse width modulation signal in this map is the operation of the spool 41 according to the duty ratio of the amplitude force pulse width modulation signal generated in the spool 41 in accordance with the state of the viscosity of the hydraulic fluid at each temperature. It is determined to be an amplitude that can ensure the responsiveness of At this time, it is preferable to adjust the viscosity of the hydraulic fluid to the highest possible viscosity state. Further, the responsiveness of the operation of the spool 41 required is determined according to the speed required to send the hydraulic fluid to the advance chambers 23a and the retard chambers 23b of the valve timing control device 2.
  • the temperature of the hydraulic fluid is determined based on the coolant temperature of the engine 1 detected by the water temperature sensor 73 or Control can be directly performed based on the coolant temperature
  • the control unit 6 performs control to change the frequency of the pulse width modulation signal based only on the condition of the pressure of the hydraulic oil. Also, at this time, if a single value is used as the frequency of the pulse width modulation signal to be changed, control is performed to change to a different frequency according to the value of the pressure of the hydraulic oil.
  • FIG. 9 is a diagram showing an example of a map that defines the relationship between the pressure of hydraulic fluid and the frequency of the pulse width modulation signal.
  • the frequency of the pulse width modulation signal is lowered and the pressure of the hydraulic oil is higher than the low pressure region PI.
  • the map defines a non-linear relationship in which the force frequency is sharply increased and the frequency is approximately constant when the pressure of the hydraulic fluid reaches the normal pressure range.
  • This map is stored in the memory 62 of the control unit 6.
  • the value of the frequency of the pulse width modulation signal in this map is that the spool 41 has blocked both the retard port 42 d and the advance port 42 c.
  • the amplitude of the spool 41 in which the advance port 42c and the retard port 42d instantaneously communicate with the high pressure port 42b can be secured by vibrating the spool 41.
  • the frequency of the pulse width modulation signal is determined so that unnecessary vibration is not generated in the spool 41.
  • the pressure of the hydraulic fluid is determined based on the crankshaft rotational speed detected by the crank angle sensor 71, or It can be configured to control directly based on it.
  • the pulse width modulation signal for increasing the amplitude of the vibration of the spool 41 (valve body)
  • the pulse width modulation signal for increasing the amplitude of the vibration of the spool 41 is not limited to this. That is, for example, the frequency of the pulse width modulation signal
  • the signal of 100% duty ratio is repeated three times and then the signal of 0% duty ratio is repeated three times.
  • the frequency is 100 Hz and the duty ratio is 50%.
  • a signal with the same waveform as the pulse width modulation signal can be output. Therefore, control of such pulse width modulation signal is also one of the preferred embodiments of the present invention.
  • the configuration is such that the temperature of the hydraulic fluid is determined based on the coolant temperature of the engine 1 detected by the water temperature sensor 73.
  • the configuration in which the control is directly performed based on the coolant temperature of the engine 1 has been described.
  • the configuration for performing control according to the temperature of the hydraulic oil is not limited to this.
  • an oil temperature sensor capable of directly detecting the temperature of the hydraulic oil is disposed in the hydraulic circuit, and the pulse is made to increase the amplitude of the valve based on the temperature of the hydraulic oil detected by the oil temperature sensor. It is also one of the preferred embodiments to change and output the width modulation signal.
  • the present invention is applied to the hydraulic control valve 3 of the valve timing control device 2 of the engine 1.
  • the scope of application of the present invention is not limited to this, and can be used as a hydraulic control valve for control of various hydraulic devices, and further, control valves for various fluids other than hydraulic pressure can be used. It is applicable. Brief description of the drawings
  • FIG. 1 All of an engine provided with a valve timing control device according to a first embodiment of the present invention Figure showing body configuration
  • FIG. 2 A diagram showing the configuration of a valve timing control device including a hydraulic control valve according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 A block diagram showing the configuration of the control unit of the hydraulic control valve according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 An explanatory view showing a switching state of a flow path of hydraulic oil according to a spool position in a hydraulic control valve according to a first embodiment of the present invention
  • FIG. 5 is a view showing a map for defining a pulse width modulation signal in the hydraulic control valve according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 Diagram showing the waveforms of pulse width modulation signals with different frequencies in comparison
  • FIG. 7 An explanatory view showing an operation when the spool is in the closed position in the hydraulic control valve according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 8 A diagram showing a map for defining a pulse width modulation signal in a hydraulic control valve according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 A diagram showing a map for defining a pulse width modulation signal in a hydraulic control valve according to a third embodiment of the present invention.
  • Control unit (control means)

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Abstract

　流体の温度や圧力等の条件に応じて弁体の振動状態を積極的に制御することにより、弁体の応答性を適切なものとし、或いは流体の圧力が低い場合に流体の不足分を補う動作を行わせることができる流体制御弁を提供する。 　弁体４１の位置に応じて流体の供給を制御する弁本体４と、通電量に応じて弁体４１の位置を変位させる電磁駆動手段５と、電磁駆動手段５に対する通電量をパルス幅変調信号のデューティ比により制御する制御手段６とを備え、制御手段６は、流体の温度及び圧力の少なくとも一方の条件に応じて前記弁体の振幅を変更するようにパルス幅変調信号を変更して電磁駆動手段５に対して出力する。

Description

明 細 書
流体制御弁及び弁開閉時期制御装置
技術分野
[0001] 本発明は、弁体の位置に応じて流体の供給を制御する弁本体と、通電量に応じて 前記弁体の位置を変位させる電磁駆動手段と、該電磁駆動手段に対する通電量を パルス幅変調信号のデューティ比により制御する制御手段とを備える流体制御弁及 びそれを用いた弁開閉時期制御装置に関する。
背景技術
[0002] 内燃機関の弁開閉時期制御装置等に用いられる油圧制御弁の制御に関する技術 として、例えば下記の特許文献 1には、以下のような制御装置の技術が開示されてい る。すなわち、この制御装置は、 1サイクル当たりにおけるオン時間とオフ時間との割 合を可変することによって電磁ァクチユエータへの供給電流量を制御するデューティ 比制御装置である。そして、この装置は、電磁ァクチユエータへの供給電流量が少な くなるに従って 1サイクルの時間を短く（PWM周波数を高く）し、電磁ァクチユエータ への供給電流量が多くなるに従って 1サイクルの時間を長く（PWM周波数を低く）す る制御を行う。
[0003] この制御装置は、供給電流量の変化によって電磁ァクチユエータのスプール (弁体 )に作用する電磁力の状態が変化した場合にも、スプールのディザ振幅を一定範囲 内に調整することを目的としている。具体的には、電磁ァクチユエータへの供給電流 量が少ない場合は 1サイクルの時間を短くすることにより、オン、オフ電流による脈動 的な電磁力を抑えてディザ振幅の増加を抑える。それにより、電磁ァクチユエータの スプールのハンチングの発生を抑えることを目的としている。また逆に、電磁ァクチュ エータへの供給電流量が多い場合は 1サイクルの時間が長くすることにより、オン、ォ フ電流による脈動的な電磁力を大きくして、適切な振幅のディザ振動により動摩擦状 態を維持する。それにより、電磁ァクチユエータのスプールの応答性の悪ィ匕を防止す ることを目的としている。
特許文献 1 :特開 2004— 301224号公報 (第 3頁、第 8頁、第 1図） 発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0004] ところで、油圧制御弁等の流体制御弁の弁体の動作は、その制御弁が制御する流 体の粘性等の状態による影響を受ける。すなわち、流体の粘性が高い場合には弁体 が動作する際の流体の抵抗が大きくなるために制御信号に対する応答性が悪くなる 。一方、流体の粘性が低い場合には弁体が動作する際の流体の抵抗が小さくなるた めに制御信号に対する応答性が過敏になる場合がある。この際、弁体が制御信号と してのパルス幅変調信号のパルスに追従して動作することにより弁体に必要以上の 振動が発生することがある。したがって、このような流体の粘性等の状態に応じて制 御信号に対する弁体の応答性が適切になるように、弁体の振動状態を制御すること が望ましい。しかし、上記特許文献 1に記載された制御装置では、このような流体の 状態に応じた制御は行われな 、。
[0005] また、流体制御弁の弁体の適切な動作状態は、その制御弁が設けられて!/、る流体 回路内の流体の圧力によって異なる場合がある。例えば、流体制御弁より下流側に おける流体回路のいずれかの部分における流体の漏れ量が多い場合等には、弁体 が供給ポートを閉塞する閉塞位置に維持されている状態では、当該下流側の流体の 圧力が時間の経過に従って低下する。この際、流体回路内の流体の圧力が当初か ら低力つた場合には、流体制御弁の下流側において流体の圧力が必要圧に達しな いことが起こり得る。したがって、このような場合には、流体の不足分を補うように制御 弁を動作させることが望ましい。しかし、上記特許文献 1に記載された制御装置では 、このような制御弁の下流側の状態に応じた制御は行われな！/、。
[0006] 本発明は、上記の課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、流体の温度や圧 力等の条件に応じて弁体の振動状態を積極的に制御することにより、弁体の応答性 を適切なものとし、或いは流体の圧力が低い場合に流体の不足分を補う動作を行わ せることができる流体制御弁を提供し、並びにそのような流体制御弁を用いた弁開閉 時期制御装置を提供することにある。
課題を解決するための手段
[0007] 上記目的を達成するための本発明に係る、弁体の位置に応じて流体の供給を制御 する弁本体と、通電量に応じて前記弁体の位置を変位させる電磁駆動手段と、該電 磁駆動手段に対する通電量をパルス幅変調信号のデューティ比により制御する制御 手段とを備える流体制御弁の特徴構成は、前記制御手段が、前記流体の温度及び 圧力の少なくとも一方の条件に応じて前記弁体の振幅を変更するようにパルス幅変 調信号を変更して前記電磁駆動手段に対して出力する点にある。
[0008] この特徴構成によれば、パルス幅変調信号を変更することにより、流体の温度及び 圧力の少なくとも一方の条件に応じて、弁体の振動の振幅を積極的に制御すること ができる。したがって、流体の粘性等の状態に応じて弁体の振動を制御することによ り、パルス幅変調信号で構成される制御手段からの制御信号に対する弁体の動作の 応答性を適切なものとすることができる。また、流体回路内の流体の圧力に応じて弁 体の振動を制御することにより、不足分の流体を補う動作を弁体に行わせ、流体制御 弁の下流側における流体の圧力を適正に保つ制御等を行うことが可能となる。
[0009] ここで、前記制御手段は、前記流体の温度が常用温度域より低!、低温領域にある ときに、前記弁体の振幅を大きくするようにパルス幅変調信号を変更して前記電磁駆 動手段に対して出力する構成とすると好適である。
[0010] 流体の温度が常用温度域より低い低温領域にあるときには、一般的に流体の粘性 は高くなる。そこで、この構成によれば、流体の温度が低く粘性が高いときに弁体の 振幅を大きくすることになる。これにより、流体の粘性が高い状態となったときに弁体 が停止して固着状態となることを防止する。また、比較的大きい振幅の振動で流体を 押し引きしながら弁体を移動させる。これにより、粘性の高い流体中でも弁体をすば やく移動させることを可能とする。したがって、デューティ比に応じた弁体の動作の応 答性を高めることができる。
[0011] また、前記制御手段は、前記流体の圧力が常用圧力域より低い低圧領域にあると きに、少なくとも前記弁体が前記流体の供給ポートを閉塞する閉塞位置にある状態 で、前記弁体の振幅を大きくするようにパルス幅変調信号を変更して前記電磁駆動 手段に対して出力する構成としても好適である。
[0012] この構成によれば、流体回路内の流体の圧力が常用圧力域より低い低圧領域にあ り、弁本体の下流側における流体の圧力が必要圧に達しない可能性があるときには 、弁体を比較的大きい振幅で振動させることになる。これにより、弁体が流体の供給 ポートを閉塞する閉塞位置にある状態で、供給ポートを瞬間的に開閉させ、不足する 流体を補うように下流側に供給する動作を行わせることができる。したがって、弁本体 より下流側における流体の圧力を適正に保つことができる。
[0013] ここで、前記制御手段は、前記弁体の振幅を大きくするために、パルス幅変調信号 を常用周波数より低い周波数に変更して前記電磁駆動手段に対して出力する構成 とすると好適である。
これにより、パルス幅変調信号の周波数を低くするという簡易な制御により、弁体の 振幅を大きくすることができ、流体の温度や圧力に応じた上記制御を適切に行うこと ができる。
[0014] 本発明に係る弁体の位置に応じて流体の供給を制御する弁本体と、通電量に応じ て前記弁体の位置を変位させる電磁駆動手段と、該電磁駆動手段に対する通電量 をパルス幅変調信号のデューティ比により制御する制御手段とを備える流体制御弁 の更に別の特徴構成は、前記制御手段が、前記弁体の作動不良を検知したときに、 パルス幅変調信号を常用周波数より低い周波数に変更して前記電磁駆動手段に対 して出力する点にある。
[0015] この特徴構成によれば、弁体の摺動部への異物の進入等により弁体の作動不良が 生じた場合に、弁体の振幅を大きくして振動させることができるので、異物等を排除 することが可能となる。また、このような異常時動作をパルス幅変調信号の周波数を 低くするという簡易な制御により行うことができる。
[0016] 本発明に係る弁開閉時期制御装置の特徴構成は、内燃機関のクランクシャフトに 同期回転する駆動側回転部材と、該駆動側回転部材と同軸状に配置され、前記内 燃機関のカムシャフトに同期回転する従動側回転部材と、前記駆動側回転部材及び 前記従動側回転部材の少なくとも一方に形成され、進角室と遅角室とに仕切られた 流体圧室と、前記進角室及び遅角室の一方又は双方に対する作動流体の供給又は 排出を制御する上記各特徴構成の流体制御弁と、を備える点にある。
[0017] この特徴構成によれば、進角室及び遅角室の一方又は双方に供給される作動流 体の温度が低く粘性が高!、場合であっても、パルス幅変調信号で構成される制御手 段からの制御信号に対する弁体の動作の応答性を適切なものとすることができる。ま た、流体回路内の流体の圧力が低ぐ弁本体の下流側における流体の圧力が必要 圧に達しない可能性がある場合であっても作動流体の不足分を補って進角室及び 遅角室の適正な圧力を保つことができる。したがって、弁開閉時期制御装置によるク ランクシャフトとカムシャフトとの位相制御の応答性を高めることができ、或いは弁開 閉時期制御装置の動作の確実性を高めることができる。
発明を実施するための最良の形態
[0018] 〔第一の実施形態〕
以下に、本発明の第一の実施形態について図面に基づいて説明する。ここでは、 本発明を、エンジン (内燃機関） 1の弁開閉時期制御装置 2の油圧制御弁 3に適用し た場合を例として説明する。
図 1は、本実施形態に係る弁開閉時期制御装置 2を適用したエンジン 1の全体構成 を示す模式図である。図 2は、本実施形態に係る油圧制御弁 3を含む弁開閉時期制 御装置 2の構成を示す図である。
[0019] 1.弁開閉時期制御装置の基本構成
この弁開閉時期制御装置 2は、エンジン 1のクランクシャフト 11に同期回転する駆 動側回転部材としての外部ロータ 21と、この外部ロータ 21と同軸状に配置され、カム シャフト 12に同期回転する従動側回転部材としての内部ロータ 22とを備えて構成さ れている。そして、弁開閉時期制御装置 2は、外部ロータ 21と内部ロータ 22の相対 回転位相を変位させることにより、エンジン 1の吸気弁 13又は排気弁 14の開閉時期 の制御を行う。なお、図 1においては、排気弁 14側の弁開閉時期制御装置 2の油圧 制御弁 3の図示を省略している。
[0020] 内部ロータ 22は、エンジン 1の吸気弁 13又は排気弁 14の開閉を制御するカムの 回転軸を構成するカムシャフト 12の先端部に一体的に組付けられて 、る。カムシャフ ト 12は、エンジン 1のシリンダヘッドに回転自在に組み付けられている。
外部ロータ 21は、内部ロータ 22に対して所定の相対回転位相の範囲内で相対回 転可能に外装される。また、外部ロータ 21の外周には、タイミングスプロケット 21aが 一体的に設けられている。このタイミングスプロケット 21aとエンジン 1のクランクシャフ ト 11に取り付けられたギア 11aとの間には、タイミングチェーンやタイミングベルト等の 動力伝達部材 15が架設されている。
[0021] そして、エンジン 1のクランクシャフト 11が回転駆動すると、動力伝達部材 15を介し てタイミングスプロケット 21aに回転動力が伝達される。これにより、外部ロータ 21が 図 2に示す回転方向 Sに向力つて回転駆動し、更には、内部ロータ 22が回転方向 S に向力つて回転駆動してカムシャフト 12が回転する。そして、カムシャフト 12に設けら れたカムがエンジン 1の吸気弁 13又は排気弁 14を押し下げて開弁させる。
[0022] 図 2に示すように、外部ロータ 21には、径内方向に突出するシユーとして機能する 複数の突部 21bが周方向に沿って互いに離間して並設されている。外部ロータ 21の 隣接する突部 21bの夫々の間には、外部ロータ 21と内部ロータ 22で規定される油圧 室 23が形成されている。図示するものにあっては、油圧室 23は 4室備えられている。 本実施形態においては、この油圧室 23が本発明における「流体圧室」に相当する。 内部ロータ 22の外周部の、上記各油圧室 23に対面する箇所には、油圧室 23を相 対回転方向（図 2矢印 Sl、 S2方向）において進角室 23aと遅角室 23bとに仕切るベ ーン 24が放射方向に沿って配設されて 、る。
[0023] 上記油圧室 23の進角室 23aは内部ロータ 22に形成された進角油路 22aに連通し 、遅角室 23bは内部ロータ 22に形成された遅角油路 22bに連通している。また、これ ら進角油路 22a及び遅角油路 22bは、油圧制御弁 3に接続されている。そして、進角 室 23a及び遅角室 23bの一方又は双方に対して油圧制御弁 3からの作動油が供給 又は排出される。それにより、内部ロータ 22と外部ロータ 21との相対回転位相（以下 、単に「相対回転位相」ともいう）を進角方向 S1 (ベーン 24が図 3の矢印 S1側に変化 する方向）又は遅角方向 S2 (ベーン 24が図 3の矢印 S2側に変化する方向）へ変位 させ、或いは任意の位相で保持する付勢力が発生する。
[0024] 2.油圧制御弁の構成
図 2に示すように、油圧制御弁 3は、進角室 23a及び遅角室 23bの一方又は双方に 対する作動油の供給又は排出の制御を行う。作動油はオイルパン 16に貯留されて おり、エンジン 1の駆動力によって駆動されるオイルポンプ 17により油圧制御弁 3に 圧送される。したがって、この弁開閉時期制御装置 2においては、これら油圧制御弁 3、進角室 23a及び遅角室 23b、オイルポンプ 17、並びにオイルパン 16の間で油圧 回路が構成されている。
[0025] 図 2に示すように、本実施形態では、油圧制御弁 3としてスプールバルブを用いる 場合について説明する。油圧制御弁 3は、スプール 41の位置に応じて作動油の供 給を制御するバルブ機構 4と、通電量に応じてスプール 41の位置を変位させるソレノ イド機構 5と、このソレノイド機構 5に対する通電量を制御する制御ユニット 6とを有し ている。本実施形態においては、バルブ機構 4が本発明における「弁本体」に相当し 、スプール 41が本発明における「弁体」に相当する。また、ソレノイド機構 5が本発明 における「電磁駆動手段」に相当し、制御ユニット 6が本発明における「制御手段」に 相当する。
[0026] ノ レブ機構 4は、複数のポートが形成された略円筒形のスリーブ 42と、スリーブ 42 の内部の弁室 42aにおいて軸方向に摺動可能に設けられたスプール 41と、スプー ル 41をソレノイド機構 5側に付勢するスプリング 43とを有して 、る。
スリーブ 42は、スプール 41が挿入される弁室 42aに連通するポートとして、オイル ポンプ 17から圧送される作動油が供給される高圧ポート 42bと、進角室 23aに連通 する進角ポート 42cと、遅角室 23bに連通する遅角ポート 42dと、オイルパン 16に連 通する 2つのドレンポート 42eとを有している。スプール 41は、スリーブ 42の弁室 42a を仕切る 2つのランド 41a、 41bを有している。ここでは、スプリング 43側を第一ランド 41a、ソレノイド機構 5側を第二ランド 41bとする。
なお、油圧制御弁 3による制御対象が異なれば、スリーブ 42のポート数やスプール 41のランド数はそれに応じて異なることになる。
[0027] ソレノイド機構 5は、可動コア 51、コイル 52、ステータ 53、及びヨーク 54を備えてい る。可動コア 51は、スプール 41と一体的に動作するシャフト 55に固定され、ステータ 53に磁気吸引される。コイル 52は、通電量に応じて磁力を発生させ、ステータ 53を 介して可動コア 51を磁気吸引する。ヨーク 54は、可動コア 51との間で磁束の受け渡 しを行う。
このソレノイド機構 5には、制御ユニット 6から制御信号としてのパルス幅変調信号が 供給され、このパルス幅変調信号のデューティ比に応じた位置に可動コア 51が移動 させる。すなわち、コイル 52はパルス幅変調信号のデューティ比に応じた大きさの磁 力を発生させ、この磁力とスプリング 43の付勢力とのつり合う位置に可動コア 51を移 動させる。
[0028] 制御ユニット 6は、ソレノイド機構 5に対して制御信号としてのパルス幅変調信号を 出力し、このパルス幅変調信号のデューティ比によりソレノイド機構 5に対する供給電 流量の制御を行う。ここでは、図 3に示すように、制御ユニット 6は、演算処理を行う C PU61、所定のプログラムやデータテーブル等を格納したメモリ 62、ソレノイド機構 5 の動作制御を行うドライバ 63、各種センサから出力された信号を受け付ける入力イン ターフェース 64を有して構成されている。そして、図 1にも示すように、制御ユニット 6 には、入力インターフェース 64を介して、クランクシャフトの位相を検知するクランク角 センサ 71、カムシャフトの位相を検知するカム角センサ 72、エンジンの冷却水温度を 検知する水温センサ 73からの検知信号が入力される。また、図示は省略するが、制 御ユニット 6には、その他に、車速センサ、スロットル開度センサ等の上記以外の各種 センサ力 の検知信号も入力される。
[0029] 3.油圧制御弁の基本動作
制御ユニット 6の CPU61は、各種センサからの出力に基づいて、内部ロータ 22と 外部ロータ 21との相対回転位相の目標値 (以下、単に「目標位相」という。）を演算す る。この目標位相の演算に用いるセンサ出力には、例えば、クランク角センサ 71によ り検知されるクランクシャフトの回転数、水温センサ 73により検知されるエンジン 1の 冷却水温度、車速センサ（図示せず）により検知される車速、スロットル開度センサ（ 図示せず）により検知されるスロットル開度等がある。また、 CPU61は、クランク角セ ンサ 71により検知されるクランクシャフトの位相と、カム角センサ 72により検知される カムシャフトの位相とから実際の内部ロータ 22と外部ロータ 21との相対回転位相（以 下、単に「実位相」という。）を演算する。
そして、 CPU61は、演算された目標位相と実位相とに基づいて、実位相が目標位 相と一致するように相対回転位相を変位させるために、ソレノイド機構 5に対して出力 するデューティ比を演算する。このデューティ比の演算に際しては、メモリ 62に格納さ れた制御マップ又は演算式等が用いられる。そして、 CPU61で演算されたデューテ ィ比に従って、ドライバ 63が制御信号としてのパルス幅変調信号を生成し、ソレノイド 機構 5に対して出力する。このパルス幅変調信号のデューティ比により、ソレノイド機 構 5に供給される見かけ上の電流値が定まる。
[0030] ソレノイド機構 5は、制御ユニット 6から出力されたパルス幅変調信号のデューティ比 に従って動作し、バルブ機構 4のスプール 41を、スプリング 43の付勢力に抗してデュ 一ティ比に応じた位置に変位させる。図 4は、バルブ機構 4のスプール 41の位置によ る作動油の流路の切替状態を示す図である。
[0031] 図 4 (a)は、デューティ比が最も低 、値 (例えば 0%)であってスプール 41が初期位 置にある状態を示している。この状態では、スプール 41は高圧ポート 42bと遅角ポー ト 42dとを連通させ、ドレンポート 42eと進角ポート 42cとを連通させる。したがって、ォ ィルポンプ 17から圧送された作動油は遅角室 23bに供給され、進角室 23a内の作動 油はオイルパン 16へ排出（ドレン）される。これにより、遅角室 23b内の作動油の圧力 が高くなり、進角室 23a内の作動油の圧力が低くなるので、相対回転位相は遅角方 向 S2 (図 2参照)へ変位する。
[0032] 図 4 (b)は、デューティ比が中間の値（例えば 50%)であってスプール 41が中間位 置にある状態を示している。この状態では、スプール 41の第一ランド 41aが進角ポー ト 42cを閉塞し、第二ランド 41bが遅角ポート 42dを閉塞している。すなわち、スプー ル 41は遅角ポート 42dと進角ポート 42cの双方を閉塞した閉塞位置となり、高圧ポー ト 42b及びドレンポート 42eはいずれのポートとも連通しない。したがって、進角室 23 a及び遅角室 23bの内部の作動油の圧力は保持され、相対回転位相はその位置に 保持される。
[0033] 図 4 (c)は、デューティ比が最も高い値 (例えば 100%)であってスプール 41が最大 ストローク位置にある状態を示している。この状態では、スプール 41は高圧ポート 42 bと進角ポート 42cとを連通させ、ドレンポート 42eと遅角ポート 42dとを連通させる。し たがって、オイルポンプ 17から圧送された作動油は進角室 23aに供給され、遅角室 23b内の作動油はオイルパン 16へ排出（ドレン）される。これにより、進角室 23a内の 作動油の圧力が高くなり、遅角室 23b内の作動油の圧力が低くなるので、相対回転 位相は進角方向 S1 (図 2参照)へ変位する。 [0034] 油圧制御弁 3は、以上のように動作することにより、各種センサにより検知されるェン ジン 1の動作状態に応じて、内部ロータ 22と外部ロータ 21との相対回転位相を変位 させる制御を行う。以上が油圧制御弁 3の基本動作である。
[0035] 4.油圧制御弁の本発明に係る特徴構成
次に、本実施形態に係る油圧制御弁 3における、本発明に係る特徴的な動作制御 について説明する。すなわち、制御ユニット 6は、作動油の温度及び圧力の双方の条 件に応じて、バルブ機構 4におけるスプール 41の振幅を変更するようにパルス幅変 調信号を変更する制御を行う。ここでは、ソレノイド機構 5に対して出力する制御信号 であるパルス幅変調信号の周波数を変更する制御を行う。ところで、作動油の温度 は、エンジン 1の冷却水温度 (水温）との間に比例関係に近い相関関係がある。また、 油圧回路内の作動油の圧力は、エンジン 1により駆動されるオイルポンプ 17の吐出 圧により定まることから、エンジン 1の回転数との間に比例関係に近 、相関関係があ る。そこで、本実施形態においては、水温センサ 73により検知されるエンジン 1の冷 却水温度に基づいて作動油の温度を判断し、クランク角センサ 71により検知されるク ランクシャフト回転数に基づいて作動油の圧力を判断することとしている。
[0036] 具体的には、図 5に示すように、制御ユニット 6は、作動油の温度が常用温度域 TA より低い低温領域 TLにあるとき、及び常用温度域 TAにあっては作動油の圧力が常 用圧力域 P Aより低い低圧領域 PLにあるときの双方において、スプール 41の振動の 振幅を大きくするようにパルス幅変調信号を変更してソレノイド機構 5に対して出力す る制御を行う。これらの低温領域 TL及び低圧領域 PLの値は、後述するパルス幅変 調信号の周波数と関連付けて図 5に示すようにマップィ匕され、メモリ 62に格納されて いる。
ここで、常用温度域 TAとは、この油圧制御弁 3が設けられている弁開閉時期制御 装置 2において通常使用することを想定している作動油の温度領域である。例えば 乗用車用エンジンの弁開閉時期制御装置 2であれば、常用温度域 TAは、 10〜： L 10 °C程度の温度領域となる。したがって、低温領域 TLはここでは 10°C以下の温度領 域となる。
また、常用圧力域 PAとは、同様に、弁開閉時期制御装置 2が通常使用することを 想定している作動油の圧力領域である。例えば乗用車用エンジンの弁開閉時期制 御装置 2であれば、常用圧力域 PAは、常用温度域 TAにあっては 100kPa〜400k Pa程度の圧力領域となる。したがって、低圧領域 PLはここでは lOOkPa以下の圧力 領域となる。なお、低温領域 TLでは、作動油の粘性が高いためにオイルポンプ 17の リリーフ弁の開弁圧又はそれに近い高圧となる。
[0037] なお、制御ユニット 6が、エンジン 1の冷却水温度に基づいて作動油の温度を判断 することなぐエンジン 1の冷却水温度に基づいて直接的に制御を行う構成とすること も可能である。この場合、上記低温領域 TLに対応する冷却水温度の範囲を予め定 めておき、上記低温領域 TLに代えてパルス幅変調信号の周波数と関連付けてマツ プ化し、メモリ 62に格納しておく。そして、冷却水温度が当該温度範囲内になったと きに、スプール 41の振動の振幅を大きくするようにパルス幅変調信号を変更してソレ ノイド機構 5に対して出力する制御を行う。
同様に、制御ユニット 6が、クランクシャフト回転数に基づいて作動油の圧力を判断 することなぐクランクシャフト回転数に基づいて直接的に制御を行う構成とすることも 可能である。この場合、上記低圧領域 PLに対応するクランクシャフト回転数の範囲を 予め定めておき、上記低圧領域 PLに代えてパルス幅変調信号の周波数と関連付け てマップィ匕し、メモリ 62に格納しておく。そして、クランクシャフト回転数が当該回転数 範囲内になったときに、スプール 41の振動の振幅を大きくするようにパルス幅変調信 号を変更してソレノイド機構 5に対して出力する制御を行う。
[0038] そして、スプール 41の振動の振幅を大きくするパルス幅変調信号は、常用周波数 より低い周波数のパルス幅変調信号とすればよい。すなわち、ソレノイド機構 5に対し て出力するパルス幅変調信号の周波数を低くすることにより、パルス幅変調信号に含 まれるオン信号の連続時間及びオフ信号の連続時間をそれぞれ長くする。それによ り、パルス幅変調信号の一周期における、スプール 41がソレノイド機構 5の磁力によ りスプリング 43側へ動作する時間、及びスプリング 43の付勢力によりソレノイド機構 5 側へ動作する時間（図 2参照）がそれぞれ長くなり、結果としてスプール 41の振幅が 大きくなる。
[0039] 図 6は、その一例として、（a)周波数が 300Hzでデューティ比が 50%のパルス幅変 調信号の波形と、 (b)周波数が 100Hzでデューティ比が 50%のパルス幅変調信号 の波形とを対比して示す図である。この図に示すように、 100Hzのパルス幅変調信 号の波長 λ 2は 300Hzのパルス幅変調信号の波長 λ 1の 3倍の長さとなっている。し たがって、オン信号及びオフ信号の長さについても、 100Hzのパルス幅変調信号の オン信号の長さ λ 2a及びオフ信号の長さ λ 2bは、 300Hzのパルス幅変調信号のォ ン信号の長さ λ la及びオフ信号の長さ λ lbのそれぞれ 3倍の長さとなっている。そ して、スプール 41は、オン信号が継続している間はスリーブ 42内でスプリング 43側 へ連続的に動作し、オン信号が継続して ヽる間はスリーブ 42内でソレノイド機構 5側 へ連続的に動作する。したがって、スプール 41の振動の振幅は、パルス幅変調信号 のオン信号及びオフ信号の連続する時間の長さに応じて大きくなる。なお、パルス幅 変調信号の周波数が高くなり、オン信号及びオフ信号の連続する時間が非常に短く なると、スプール 41がいずれかの方向に移動し始める前にオンとオフとが切り替わる ことになり、作動油の粘性 (温度）の状態によっても異なる力 スプール 41はほとんど 振動しないことになる。
[0040] 本実施形態においては、図 5に示すように、上記のように作動油の温度が低温領域 TLにあるとき、又は作動油の圧力が低圧領域 PLにあるときに用いる常用周波数より 低い周波数として、予め定めた所定の低温低圧用周波数を用いることとしている。こ の低温低圧用周波数の値としては、バルブ機構 4のスプール 41が適切な振幅で振 動する周波数として予め定められてメモリ 62に格納された値を用いる。
[0041] 作動油の温度が低温領域 TLにあるとき、又は作動油の圧力が低圧領域 PLにある ときにおけるスプール 41の適切な振幅は、ここでは以下の 2つの条件を満たす振幅 とする。
第一の条件は、作動油の温度が低温領域 TLにあって作動油の粘性が高い場合に ぉ 、て、制御信号であるパルス幅変調信号のデューティ比に応じたスプール 41の動 作の応答性を確保できることである。この際、作動油の粘性は、想定される最も高い 粘性の状態に合わせると好適である。また、必要とされるスプール 41の動作の応答 性は、弁開閉時期制御装置 2の進角室 23a及び遅角室 23bに作動油を送ることが必 要とされる速度に応じて定まる。 第二の条件は、作動油の圧力が低圧領域 PLにあるときであって、図 4 (b)に示すよ うに、スプール 41が遅角ポート 42dと進角ポート 42cの双方を閉塞した閉塞位置にあ る場合において、図 7に示すように、スプール 41が振動することにより、進角ポート 42 c及び遅角ポート 42dがそれぞれ瞬間的に高圧ポート 42bに連通する状態となること である。すなわち、スプール 41が閉塞位置にある場合には、基本的には油圧制御弁 3の下流側に作動油が供給されない。このため、作動油の圧力が低圧領域 PLにある ときには、流体回路内での作動油の漏れ等により、油圧制御弁 3の下流側における 作動油の圧力が必要圧を下回る事態が生じ得る。そこで、スプール 41を振動させて 進角ポート 42c及び遅角ポート 42dをそれぞれ瞬間的に高圧ポート 42bに連通させ る。これにより、進角ポート 42c及び遅角ポート 42dの双方から少量ずつの作動油を 供給し、漏れ等による作動油の不足分を補い、油圧を適正に保つ動作を行わせる。
[0042] 上記の 2つの条件を満たす適切な低温低圧用周波数の値は、ソレノイド機構 5の可 動コア 51及びシャフト 55、並びにバルブ機構 4のスプール 41等の可動部の質量、ス プリング 43の荷重、バルブ機構 4のシール幅、作動油の粘性等に応じて異なる値と なる。そこで、油圧制御弁 3の特性に合わせて実験的に最適な低温低圧用周波数の 値を定める必要がある。
[0043] また、制御ユニット 6は、上記のような作動油の温度及び圧力に応じた制御にカロえ て、スプール 41の作動不良を検知したときに、ソレノイド機構 5に対して出力する制御 信号であるパルス幅変調信号の周波数を変更する制御も行う。
[0044] 具体的には、制御ユニット 6の CPU61は、クランク角センサ 71〖こより検知されるクラ ンクシャフトの位相と、カム角センサ 72により検知されるカムシャフトの位相と力 演算 される実位相を目標位相に近づける方向に油圧制御弁 3を制御している。そこで、こ のような制御に関わらず、実位相が目標位相に近づく方向に変位しない場合には、 スプール 41の作動不良と判断する。そして、制御ユニット 6は、スプール 41の作動不 良と判断したときに、パルス幅変調信号を常用周波数より低い周波数に変更してソレ ノイド機構 5に対して出力する。
[0045] 本実施形態においては、スプール 41の作動不良に用いる常用周波数より低い周 波数としては、予め定めた所定の異常時用周波数を用いることとしている。この異常 時用周波数の値としては、バルブ機構 4のスプール 41が、スリーブ 42との間の摺動 部分に挟まった異物の排除等のために適切な振幅で振動する周波数として予め定 められてメモリ 62に格納された値を用 、る。このようなスプール 41の振幅及びそのた めのパルス幅変調信号の異常時用周波数は、スプール 41及びスリーブ 42の形状や 、作動油に含まれる異物の種類等により異なるので、実験的に最適な値を定める必 要がある。
[0046] 〔第二の実施形態〕
次に、本発明の第二の実施形態について説明する。本実施形態に係る弁開閉時 期制御装置 2及び油圧制御弁 3の構成は、上記第一の実施形態と同様であるので、 説明は省略する。本実施形態においては、制御ユニット 6は、作動油の温度の条件 のみに基づいてパルス幅変調信号の周波数を変更する制御を行う。また、この際、 変更するパルス幅変調信号の周波数として単一の値を用いるのではなぐ作動油の 温度の値に応じて異なる周波数に変更する制御を行う。図 8は、作動油の温度とパ ルス幅変調信号の周波数との関係を定めたマップの一例を示す図である。
[0047] この図 8に示すように、本実施形態においては、作動油の温度が高くなるに従って パルス幅変調信号の周波数も高くするという線形的な関係をマップにより定めている
。このマップは、制御ユニット 6のメモリ 62に格納されている。このマップにおけるパル ス幅変調信号の周波数の値は、各温度での作動油の粘性等の状態に応じてスプー ル 41に生じる振幅力 パルス幅変調信号のデューティ比に応じたスプール 41の動 作の応答性を確保できる振幅となるように定める。この際、作動油の粘性は、想定さ れる最も高い粘性の状態に合わせると好適である。また、必要とされるスプール 41の 動作の応答性は、弁開閉時期制御装置 2の進角室 23a及び遅角室 23bに作動油を 送ることが必要とされる速度に応じて定まる。
なお、本実施形態においても、上記第一の実施形態と同様に、水温センサ 73によ り検知されるエンジン 1の冷却水温度に基づいて作動油の温度を判断する構成とし、 又はエンジン 1の冷却水温度に基づいて直接的に制御を行う構成とすることができる
[0048] 〔第三の実施形態〕 次に、本発明の第三の実施形態について説明する。本実施形態に係る弁開閉時 期制御装置 2及び油圧制御弁 3の構成は、上記第一の実施形態と同様であるので、 説明は省略する。本実施形態においては、制御ユニット 6は、作動油の圧力の条件 のみに基づいてパルス幅変調信号の周波数を変更する制御を行う。また、この際、 変更するパルス幅変調信号の周波数として単一の値を用いるのではなぐ作動油の 圧力の値に応じて異なる周波数に変更する制御を行う。図 9は、作動油の圧力とパ ルス幅変調信号の周波数との関係を定めたマップの一例を示す図である。
[0049] この図 9に示すように、本実施形態においては、作動油の圧力が低圧領域 こ あるときにはパルス幅変調信号の周波数を低くし、作動油の圧力が低圧領域 PI より 高くなつたところ力 周波数を急激に高くし、作動油の圧力が常用圧力域 ΡΑΊこなつ たときには周波数をほぼ一定にするという非線形的な関係をマップにより定めている 。このマップは、制御ユニット 6のメモリ 62に格納されている。このマップにおけるパル ス幅変調信号の周波数の値は、作動油の圧力が低圧領域 PI にあるときには、図 7 に示すように、スプール 41が遅角ポート 42dと進角ポート 42cの双方を閉塞した閉塞 位置にある場合において、スプール 41が振動することにより、進角ポート 42c及び遅 角ポート 42dがそれぞれ瞬間的に高圧ポート 42bに連通する状態となるスプール 41 の振幅を確保できるように定める。一方、作動油の圧力が常用圧力域 ΡΑΊこあるとき には、スプール 41に無用の振動が生じな 、ようにパルス幅変調信号の周波数の値を 定める。
なお、本実施形態においても、上記第一の実施形態と同様に、クランク角センサ 71 により検知されるクランクシャフト回転数に基づいて作動油の圧力を判断する構成と し、又はクランクシャフト回転数に基づいて直接的に制御を行う構成とすることができ る。
[0050] 〔その他の実施形態〕
(1)上記の各実施形態においては、スプール 41 (弁体)の振動の振幅を大きくするパ ルス幅変調信号として、常用周波数より低 、周波数のパルス幅変調信号とする場合 について説明した。しかし、スプール 41の振動の振幅を大きくするパルス幅変調信 号はこれに限定されるものではない。すなわち、例えば、パルス幅変調信号の周波 数は一定のままとし、デューティ比を周期的に変化させることによつても、同様にスプ ール 41の振動の振幅を大きくすることが可能である。例えば、周波数が 300Hzの場 合に、デューティ比 100%の信号を 3回連続した後デューティ比 0%の信号を 3回連 続させるという制御を繰り返せば、周波数が 100Hzでデューティ比が 50%のパルス 幅変調信号と同様の波形の信号を出力することができる。したがって、このようなパル ス幅変調信号の制御も本発明の好適な実施形態の一つである。
[0051] (2)上記の各実施形態においては、作動油の温度の条件に応じた制御として、水温 センサ 73により検知されるエンジン 1の冷却水温度に基づいて作動油の温度を判断 する構成、又はエンジン 1の冷却水温度に基づいて直接的に制御を行う構成につい て説明した。しかし、作動油の温度に応じた制御を行うための構成はこれに限定され るものではない。例えば、油圧回路内に作動油の温度を直接的に検知可能な油温 センサを配置し、この油温センサで検知した作動油の温度に基づ 、て弁体の振幅を 大きくするようにパルス幅変調信号を変更して出力する構成とすることも好適な実施 形態の一つである。
同様に、上記の各実施形態においては、作動油の圧力の条件に応じた制御として 、クランク角センサ 71により検知されるクランクシャフト回転数に基づいて作動油の圧 力を判断する構成、又はクランクシャフト回転数に基づいて直接的に制御を行う構成 について説明した。しかし、作動油の温度に応じた制御を行うための構成はこれに限 定されるものではない。例えば、油圧回路内に作動油の圧力を直接的に検知可能な 油圧センサを配置し、この油圧センサで検知した作動油の圧力度に基づ 、て弁体の 振幅を大きくするようにパルス幅変調信号を変更して出力する構成とすることも好適 な実施形態の一つである。
[0052] (3)上記の各実施形態においては、本発明を、エンジン 1の弁開閉時期制御装置 2 の油圧制御弁 3に適用した場合について説明した。しかし、本発明の適用範囲はこ れに限定されるものではなぐ各種油圧機器の制御のための油圧制御弁として用い ることが可能であり、更には、油圧以外の各種流体の制御弁にも適用可能である。 図面の簡単な説明
[0053] [図 1]本発明の第一の実施形態に係る弁開閉時期制御装置を備えたエンジンの全 体構成を示す図
[図 2]本発明の第一の実施形態に係る油圧制御弁を含む弁開閉時期制御装置の構 成を示す図
[図 3]本発明の第一の実施形態に係る油圧制御弁の制御ユニットの構成を示すプロ ック図
[図 4]本発明の第一の実施形態に係る油圧制御弁におけるスプール位置による作動 油の流路の切替状態を示す説明図
[図 5]本発明の第一の実施形態に係る油圧制御弁におけるパルス幅変調信号を規 定するマップを示す図
[図 6]周波数が異なるパルス幅変調信号の波形を対比して示す図
[図 7]本発明の第一の実施形態に係る油圧制御弁においてスプールが閉塞位置に あるときの動作を示す説明図
[図 8]本発明の第二の実施形態に係る油圧制御弁におけるパルス幅変調信号を規 定するマップを示す図
[図 9]本発明の第三の実施形態に係る油圧制御弁におけるパルス幅変調信号を規 定するマップを示す図
符号の説明
1 :内燃機関
2 :弁開閉時期制御装置
3 :油圧制御弁 (流体制御弁）
4 :バルブ機構 (弁本体）
5：ソレノイド機構 (電磁駆動手段）
6 :制御ユニット (制御手段）
11 :クランクシャフト
12 :カムシャフト
21：外部ロータ (駆動側回転部材）
22：内部ロータ (従動側回転部材）
23 :油圧室 (流体圧室） 23a:進角室
23b:遅角室
41:スプール（弁体）
42c:進角ポート (供給ポート)
42d：遅角ポート (供給ポート)
TA:常用温度域
TL:低温領域
PA:常用圧力域
PL:低圧領域

Claims

請求の範囲
[1] 弁体の位置に応じて流体の供給を制御する弁本体と、通電量に応じて前記弁体の 位置を変位させる電磁駆動手段と、該電磁駆動手段に対する通電量をパルス幅変 調信号のデューティ比により制御する制御手段とを備える流体制御弁において、 前記制御手段は、前記流体の温度及び圧力の少なくとも一方の条件に応じて前記 弁体の振幅を変更するようにパルス幅変調信号を変更して前記電磁駆動手段に対 して出力する流体制御弁。
[2] 前記制御手段は、前記流体の温度が常用温度域より低い低温領域にあるときに、 前記弁体の振幅を大きくするようにパルス幅変調信号を変更して前記電磁駆動手段 に対して出力する請求項 1に記載の流体制御弁。
[3] 前記制御手段は、前記流体の圧力が常用圧力域より低い低圧領域にあるときに、 少なくとも前記弁体が前記流体の供給ポートを閉塞する閉塞位置にある状態で、前 記弁体の振幅を大きくするようにパルス幅変調信号を変更して前記電磁駆動手段に 対して出力する請求項 1に記載の流体制御弁。
[4] 前記制御手段は、前記弁体の振幅を大きくするために、パルス幅変調信号を常用 周波数より低い周波数に変更して前記電磁駆動手段に対して出力する請求項 2又 は 3に記載の流体制御弁。
[5] 弁体の位置に応じて流体の供給を制御する弁本体と、通電量に応じて前記弁体の 位置を変位させる電磁駆動手段と、該電磁駆動手段に対する通電量をパルス幅変 調信号のデューティ比により制御する制御手段とを備える流体制御弁において、 前記制御手段は、前記弁体の作動不良を検知したときに、パルス幅変調信号を常 用周波数より低い周波数に変更して前記電磁駆動手段に対して出力する流体制御 弁。
[6] 内燃機関のクランクシャフトに同期回転する駆動側回転部材と、該駆動側回転部 材と同軸状に配置され、前記内燃機関のカムシャフトに同期回転する従動側回転部 材と、前記駆動側回転部材及び前記従動側回転部材の少なくとも一方に形成され、 進角室と遅角室とに仕切られた流体圧室と、前記進角室及び遅角室の一方又は双 方に対する作動流体の供給又は排出を制御する請求項 1又は 5に記載の流体制御 弁と、を備える弁開閉時期制御装置。
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