WO2009116380A1 - 油圧サーボ駆動装置、およびこれを用いた可変ターボ過給機 - Google Patents

油圧サーボ駆動装置、およびこれを用いた可変ターボ過給機 Download PDF

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WO2009116380A1
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piston
oil passage
oil
hydraulic
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大輔 小塚
正之 田島
光正 明石
堀　秀司
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株式会社小松製作所
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Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic servo drive device and a variable turbocharger using the same.
  • variable turbocharger that can adjust an opening area of a nozzle portion for ejecting exhaust gas to an exhaust turbine.
  • the opening area can be reduced by narrowing the gap between the exhaust introduction walls forming the nozzle portion. Since the flow velocity of the exhaust gas flowing into the exhaust turbine increases, the rotational energy of the turbine increases, and the supercharging capability of the supply air compressor can be increased.
  • a slide mechanism is adopted in which one of the exhaust introduction walls is slid toward the other, and it is proposed that the slide mechanism is driven by a hydraulic servo drive device.
  • a hydraulic servo drive device a hydraulic servo piston is used, and by switching the pressure oil supply to the hydraulic chambers on both sides of the servo piston, the servo piston is reciprocated, and the reciprocating motion is transmitted to the slide mechanism.
  • the opening degree can be controlled.
  • Patent Document 1 when a stroke sensor or the like is attached to a hydraulic servo drive device provided in the variable turbocharger, the turbine becomes hot, so that the stroke sensor or the like that is vulnerable to heat is detected from the turbine. May be damaged by heat. Therefore, it is known to cool a stroke sensor or the like by providing a cooling passage and a gap exclusively as in a hydraulic servo drive device provided in an EGR (Exhaust Gas Recirculation) valve device of an exhaust gas recirculation device. (Patent Documents 2 to 4).
  • EGR exhaust Gas Recirculation
  • Patent Documents 2 to 4 it is necessary to provide a dedicated cooling water circulation oil passage for cooling the stroke sensor in the hydraulic servo drive device or a dedicated air gap for taking in cooling air.
  • the device structure may be complicated and the manufacturing cost may increase.
  • the structure for taking in air in the gap also has a problem that cooling efficiency is extremely deteriorated in a place where the air to be taken in becomes high temperature, so that it cannot be adopted.
  • An object of the present invention is to provide a hydraulic servo drive device that can be cooled by circulating oil in a heat-sensitive part such as a stroke sensor without providing a dedicated oil path for circulating cooling water, and a variable using the same It is to provide a turbocharger.
  • the hydraulic servo drive device of the present invention includes a pilot spool that slides by pilot pressure and switches between supply and shutoff of oil, an urging means that urges the pilot spool, and a servo that slides following the pilot spool.
  • a piston, detection means for detecting the movement amount of the servo piston, a pump hydraulic chamber into which oil for moving the servo piston flows, a pump port to which oil from a pump is supplied, the pump port, A piston oil passage that communicates with the pump hydraulic chamber and a discharge circulation oil passage that communicates between the pump hydraulic chamber and the drain port are provided.
  • the pump port and the drain port communicate with each other at least when the pilot spool and the servo piston are in balance.
  • the piston oil passage and the discharge circulation oil passage are provided in the servo piston.
  • the hydraulic servo drive device of the present invention includes a housing that accommodates the servo piston, and the detection means moves together with the servo piston by being provided at a stator provided at the housing and an end of the servo piston.
  • the pump hydraulic chamber is formed in the housing between the mover provided in the servo piston and the stator provided in the housing, and is arranged inside the servo piston. Is formed with a center hole that penetrates along the sliding direction and accommodates the pilot spool, and the pilot hydraulic pressure chamber on which the pilot pressure acts is located within the center hole of the servo piston, at the end of the pilot spool. Desirably formed between the movable portion and the mover provided on the servo piston. There.
  • the piston oil passage for allowing oil to flow into the pump hydraulic chamber and the discharge circulation oil passage for discharging the oil in the pump hydraulic chamber are provided, so that the hydraulic pressure of the pump hydraulic chamber is maintained.
  • the oil from the pump port is circulated through the pump hydraulic chamber by being discharged from the discharge circulation oil passage while being supplied to the pump hydraulic chamber via the piston oil passage.
  • variable turbocharger is the variable turbocharger in the circumferential direction of the turbine wheel between the exhaust introduction wall provided opposite to the nozzle portion outside the turbine wheel and the exhaust introduction wall.
  • the oil for driving the hydraulic servo drive device is lubricating oil for an engine in which the hydraulic servo drive device is mounted.
  • variable turbocharger of the present invention it is preferable that the lubricating oil is boosted and supplied to the hydraulic servo drive device.
  • a separate hydraulic power source is not required by boosting the engine lubricating oil with, for example, a booster pump, so that the manufacturing cost can be reduced.
  • the pump discharge pressure that has been increased can be used as the original pressure of the proportional control valve. For example, by supplying a predetermined current to the proportional control valve, a pilot pressure corresponding to the current is generated, and the pilot spool can be moved to a position corresponding to the pilot pressure.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing the hydraulic servo drive device according to the first embodiment of the present invention, and is a view taken along the line AA in FIG.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing the hydraulic servo drive device, as seen from the direction of arrows BB in FIG.
  • mold servo valve Schematic diagram showing the engine lubrication circuit Sectional drawing which shows the hydraulic servo drive device which concerns on 2nd Embodiment of this invention.
  • FIG. 1 is a perspective view of a variable turbocharger 1 in which a hydraulic servo drive device 10 according to this embodiment of the present invention is used
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the variable turbocharger 1.
  • the variable turbocharger 1 includes a turbine 2 on the right side in the drawing, a compressor 3 on the left side, and a hydraulic servo drive device 10 between the turbine 2 and the compressor 3. It is a structure and is attached to the engine main body which is not shown in figure.
  • a turbine wheel 5 is accommodated in the turbine housing 4 on the turbine 2 side, and a compressor impeller 7 is accommodated in the compressor housing 6 on the compressor 3 side.
  • a shaft 8 is provided integrally with the turbine wheel 5, and a compressor impeller 7 is attached to the tip of the shaft 8.
  • the shaft 8 is rotatably supported by the center housing 9. Therefore, the rotation of the turbine wheel 5 rotated by the exhaust gas is transmitted to the compressor impeller 7 via the shaft 8, and the intake air is compressed and supercharged by the rotation of the compressor impeller 7.
  • the turbine housing 4 is provided with a volute-shaped exhaust introduction path 81 for introducing exhaust gas from the engine body.
  • a nozzle portion 82 for ejecting exhaust gas to the turbine wheel 5 side is continuously provided in the circumferential direction, and the exhaust gas ejected from the nozzle portion 82 rotates the turbine wheel 5.
  • the exhaust is later exhausted from the exhaust outlet 83.
  • the nozzle portion 82 is formed by a pair of exhaust introduction walls 84 and 85 facing each other.
  • One exhaust introduction wall 84 is formed by a side surface 87 of a movable ring 86 having a U-shaped cross section.
  • the movable ring 86 is housed in an annular housing space 88 provided in the center housing 9.
  • a plurality of nozzle vanes 89 projecting toward the other exhaust introduction wall 85 side are attached to the side surface 87 of the movable ring 86 at equal circumferential intervals.
  • the exhaust introduction wall 85 is provided with a recess 90 that is continuous in the circumferential direction, and the front end side of each nozzle vane 89 is accommodated in the recess 90.
  • the movable ring 86 is moved forward and backward by a slide mechanism 50 described later, whereby the exhaust introduction wall 84 is moved closer to and away from the exhaust introduction wall 85 and the opening area of the nozzle portion 82 is changed.
  • the slide mechanism 50 has a structure in which the above-described movable ring 86 is advanced and retracted by rotationally driving the drive shaft 21 inserted through the lower side of the center housing 9.
  • 3 and 4 show the main part of such a slide mechanism 50.
  • FIG. 3 and 4 a pair of arms 22, 22 extending in an arc shape upward is fixed at an intermediate position of the drive shaft 21.
  • a pin 23 protruding outward in the horizontal direction is attached to the distal end side of each arm 22, and a slider 24 is fitted into the pin 23.
  • the slider 24 is slidably fitted in the sliding groove 26 on the base end side of the support rod 25 parallel to the shaft 8 described above.
  • the tip of the support rod 25 is joined to the back side of the movable ring 86.
  • the arm 22 swings along the axial direction of the shaft 8, so that the support rod 25 moves and moves the movable ring 86, and one exhaust introduction wall 84 moves to the other exhaust. It advances and retreats with respect to the introduction wall 85.
  • the support rod 25 having the arm 22, the pin 23, the slider 24, and the sliding groove 26 converts the rotational movement of the drive shaft 21 into the forward / backward movement of the exhaust introduction wall 84.
  • FIG. 5 is a perspective view showing a connecting portion 31 between the slide mechanism 50 and the hydraulic servo drive device 10.
  • 6 is an AA arrow view of FIG. 1
  • FIG. 7 is an BB arrow view of FIG.
  • FIG. 8 is a hydraulic circuit diagram of the hydraulic servo drive device 10.
  • the hydraulic servo drive device 10 will be described with reference to FIGS.
  • the hydraulic servo drive device 10 in this embodiment uses a 6-port 3-position servo valve.
  • the hydraulic servo drive device 10 basically has a structure for rotating the drive shaft 21 by moving the servo piston 11 up and down.
  • the outer periphery of the servo piston 11 is provided with a sliding groove 17 orthogonal to the axial direction, and the arm 27 on the drive shaft 21 side is provided with a pin 28 protruding toward the sliding groove 17 side.
  • a slider 29 is fitted into the pin 28, and the slider 24 is slidably fitted into the sliding groove 17.
  • another conversion means that includes the sliding groove 17, the slider 29, the pin 28, and the arm 27 and that converts the advance / retreat movement of the servo piston 11 into the rotation movement of the drive shaft 21 is configured.
  • the slider 29 moves up and down along with it, and slides along the sliding groove 17.
  • the movement of the slider 29 and the rotation of the pin 28 allow the arm 27 to move in a circular arc.
  • the arm 27 can be rotated.
  • the slide mechanism 50 is driven as described above, and the nozzle opening degree of the variable turbocharger 1 is adjusted.
  • the hydraulic servo drive device 10 includes a substantially cylindrical housing 12 and is attached to the variable turbocharger 1 via an O-ring 100 that seals around an opening 12 ⁇ / b> A provided in the housing 12. It is done.
  • a cylindrical cylinder chamber 13 penetrating vertically Inside the housing 12, a cylindrical cylinder chamber 13 penetrating vertically is provided.
  • the cylinder chamber 13 accommodates a servo piston 11 that slides in the penetrating direction.
  • a cylindrical closing member 14 is attached to the upper end portion of the cylinder chamber 13 in the figure via an O-ring 101, and the inner peripheral portion of the closing member 14 is a detection means via O-rings 102 and 103.
  • the stroke sensor 15 is attached, and the upper end portion of the cylinder chamber 13 is sealed by the stroke sensor 15. Further, the lower end portion of the cylinder chamber 13 in the drawing is sealed by the closing member 16 via the O-ring 104.
  • the opening part 12A which connects the inside and the outside is provided in the side part of the housing 12.
  • a connecting portion 31 between the drive shaft 21 and the servo piston 11 is provided at a position corresponding to the opening 12A.
  • pilot port 41 for supplying pilot pressure
  • pump port 42 for supplying oil from the pump 122 (FIG. 8)
  • drain port 43 for returning oil. Is provided.
  • Openings 11A and 11B are provided at both ends of the servo piston 11 accommodated in the cylinder chamber 13 from above in the figure, and a center hole that penetrates along the sliding direction in the servo piston 11. 111 is provided.
  • the attachment member 18 to which the movable element 15A of the stroke sensor 15 is attached is screwed into the opening 11A of the servo piston 11.
  • a first hydraulic chamber 51 as a pump hydraulic chamber is formed between the mounting member 18 and a cap member 151 on the side of the stator 15B such as a Hall IC.
  • the stator 15 ⁇ / b> B detects the magnetic field of the mover 15 ⁇ / b> A that moves up and down according to the operation of the servo piston 11. Therefore, the mover 15 ⁇ / b> A moves together with the servo piston 11, and can sense the movement amount of the servo piston 11 and finally the nozzle opening in the variable turbocharger 1.
  • a base member 19 fixed to the end of the cylinder chamber 13 is attached to the lower opening 11B in the drawing.
  • the servo piston 11 slides in the cylinder chamber 13 with respect to the base member 19.
  • a second hydraulic chamber 52 is formed between the seat 191 of the pedestal member 19 and the lower end surface 112 of the servo piston 11, and the spring 30 is held therebetween.
  • the servo piston 11 is urged by the spring 30 in a direction away from the base member 19.
  • the spring 30 is for urging the servo piston 11 to the upper position in the figure when the oil supply is cut off for some reason.
  • the pilot spool 20 is slidably disposed in the center hole 111.
  • a pilot hydraulic chamber 53 is formed between the lower end surface of the mounting member 18 and the upper end surface of the pilot spool 20, and the pilot hydraulic chamber 53 and a pilot port 41 provided in the housing 12 Are always in communication via the servo oil passage 60 of the servo piston 11.
  • the pilot spool 20 slides in the center hole 111 by the pilot pressure supplied to and discharged from the pilot port 41 to the pilot hydraulic chamber 53.
  • a pressure oil passage 61 that allows the center hole 111 and the pump port 42 of the housing 12 to communicate with each other is formed in the radial direction at a substantially center in the sliding direction. Thereby, the oil from the pump 122 flows into the center hole 111.
  • the outer side of the pressure oil passage 61 opens into a wide shallow groove 62 formed in the shape of a long hole in the outer periphery of the servo piston 11, and the shallow groove 62 has a predetermined vertical dimension.
  • the pressure oil passage 61 and the pump port 42 are always in communication. Further, the inside of the pressure oil passage 61 opens into a groove portion 201 formed along the sliding direction on the outer periphery of the pilot spool 20.
  • the servo piston 11 is provided with a return oil passage 63 that connects the center hole 111 and the drain port 43 of the housing 12 to return the oil in the center hole 111 to the oil pan 121 (FIG. 8).
  • a return oil passage 63 that connects the center hole 111 and the drain port 43 of the housing 12 to return the oil in the center hole 111 to the oil pan 121 (FIG. 8).
  • an opening is formed in a shallow groove 64 formed on the outer periphery of the servo piston 11 and formed in an annular shape in the housing 12, and the return oil passage 63 and the drain port 43 are within the stroke of the servo piston 11. And always communicate.
  • a first piston oil passage 65 as a piston oil passage for communicating the center hole 111 and the upper first hydraulic chamber 51 and a discharge circulation oil passage 66 are provided. It has been. Further, a second piston oil passage 67 is provided for communicating the center hole 111 and the second hydraulic chamber 52.
  • An oil passage 661 is provided.
  • the oil passage 651 of the first piston oil passage 65 is positioned below the pressure oil passage 61 (FIG. 6), and the second oil passage 661 of the discharge circulation oil passage 66 is more illustrated than the pressure oil passage 61. Located above and inside. A communication portion 671 with the center hole 111 provided on the upper end side of the second piston oil passage 67 is located between the oil passages 651 and 661.
  • the pilot spool 20 includes first to third spool lands 71, 72, 73 on the outer periphery in order from the lower side in the figure.
  • a return oil passage 68 that opens downward in the figure is provided inside the pilot spool 20, and the groove 69 provided between the second and third spool lands 72 and 73 communicates with the return oil passage 68. is doing. Further, since the lower side of the return oil passage 68 is opened, the return oil passage 68, the return oil passage 63, and the drain port 43 communicate with each other.
  • the relationship between the oil passages 651 and 661 of the servo piston 11 and the grooves 69 and 201 of the pilot spool 20 is set as follows. That is, when the oil passage 651 of the first piston oil passage 65 is minutely communicated with the groove portion 201 of the pilot spool 20, the oil passage 661 of the discharge circulation oil passage 66 is minutely communicated with the groove portion 69 of the pilot spool 20. It is set to do. According to this, since the oil supplied from the first piston oil passage 65 to the first hydraulic chamber 51 passes through the discharge circulation oil passage 66 and is drained to the return oil passage 68 of the pilot spool 20, the stroke sensor 15. It will be circulated around.
  • a spring 40 as an urging means is interposed between the lower end surface 203 of the pilot spool 20 and the seat 192 of the base member 19, and the pilot spool 20 is separated from the base member 19 by the spring 40. It is energized in the direction to do. Due to the pilot pressure in the pilot hydraulic chamber 53, the pilot spool 20 moves downward against the biasing force of the spring 40. Alternatively, the pilot spool 20 moves upward by the biasing force.
  • FIG. 7 shows a state where the servo piston 11 and the pilot spool 20 are balanced (neutral state).
  • the “balanced state” means that the force acting on the pilot spool 20 by the pilot pressure in the pilot hydraulic chamber 53 and the urging force of the spring 40 are balanced and act on the first hydraulic chamber 51.
  • the force that lowers the servo piston 11 due to pressure and the force due to the pressure acting on the second hydraulic chamber 52 and the force that raises the servo piston 11 due to the resultant force of the spring 30 are balanced.
  • the pilot spool 20 is configured by an underlap in which the oil passage 651 and the groove portion 201 communicate with each other, and the oil passage 661 and the groove portion 69 communicate with each other.
  • external force acts on the servo piston 11 from the drive shaft 21, it has almost no effect.
  • the oil passage 651 of the first piston oil passage 65 is in minute communication with the groove 201 of the pilot spool 20, and the oil from the pump 122 passes through the first piston oil passage 65 through the first hydraulic chamber. 51.
  • the oil passage 661 of the discharge circulation oil passage 66 and the groove 69 of the pilot spool 20 are minutely communicated and supplied into the first hydraulic chamber 51.
  • a small amount of oil is drained to the return oil passage 63 through the return oil passage 68. Accordingly, in this balanced state, oil always circulates in the first hydraulic chamber 51, and the periphery of the stroke sensor 15 can be cooled by the flow of oil used to move the servo piston 11, and the stroke sensor 15 It can prevent high temperature.
  • the pilot spool 20 When the pilot spool 20 is lowered from the balanced state shown in FIG. 7, the pilot spool 20 is lowered against the biasing force of the spring 40 by increasing the pilot pressure in the pilot hydraulic chamber 53. .
  • the opening degree of communication between the oil passage 651 of the first piston oil passage 65 and the groove portion 201 of the pilot spool 20 increases, so that the oil supplied from the pump 122 into the first hydraulic chamber 51 is increased.
  • the flow rate increases.
  • the oil is supplied into the first hydraulic chamber 51, and the force that lowers the servo piston 11 due to the pressure acting on the first hydraulic chamber 51 is the force caused by the pressure acting on the second hydraulic chamber 52 and the force caused by the spring 30.
  • the resultant force exceeds the force that raises the servo piston 11 upward, the servo piston 11 is lowered.
  • the servo piston 11 descends following the pilot spool 20. Then, the pilot spool 20 descends to a position where the pilot pressure and the spring 40 are balanced and stops. During this downward movement, the oil passage 661 of the discharge circulation oil passage 66 is blocked from communicating with the groove 69 of the pilot spool 20.
  • the servo piston 11 that has followed the pilot spool 20 has a force that lowers the servo piston 11 due to the pressure acting on the first hydraulic chamber 51 and a force due to the pressure that acts on the second hydraulic chamber 52. It stops in a state in which the force that raises the servo piston 11 upward is balanced by the resultant force of the spring 30.
  • the opening area of the oil path 651 and the groove part 201 will decrease, the opening area of the oil path 661 and the groove part 69 will increase.
  • the oil supplied into the first hydraulic chamber 51 again decreases, the oil is supplied into the first hydraulic chamber 51, while the return oil passage 68 passes from the discharge circulation oil passage 66 through the groove 69.
  • Will be drained from That is, the oil supplied from the first piston oil passage 65 into the first hydraulic chamber 51 is discharged to the discharge circulation oil passage by balancing in the same manner as in the balanced state shown in FIG. 7 before the pilot spool 20 is lowered. Since it is discharged from 66, the periphery of the stroke sensor 15 can be cooled, and the stroke sensor 15 can be prevented from becoming hot.
  • the pilot pressure is controlled by the proportional control valve 141.
  • the pilot spool 20 When the pilot spool 20 is raised from the balanced state shown in FIG. 7, the pilot pressure in the pilot hydraulic chamber 53 is lowered so that the force due to the pilot pressure acting on the pilot spool 20 causes the biasing force of the spring 40. Since it becomes smaller, the pilot spool 20 is raised. When the pilot spool 20 is raised, the communication between the oil passage 651 of the first piston oil passage 65 and the groove portion 201 of the pilot spool 20 is blocked, and the communication portion 671 of the second piston oil passage 67 and the groove portion 201 communicate with each other. . Thus, the oil from the pump 122 is not supplied to the first hydraulic chamber 51 but is supplied to the second hydraulic chamber 52 via the second piston oil passage 67.
  • the oil passage 661 of the exhaust circulation oil passage 66 has a larger opening degree communicating with the groove portion 69, and the oil in the first hydraulic chamber 51 is drained through the return oil passage 68 of the pilot spool 20. .
  • the force that lowers the servo piston 11 by the pressure acting on the first hydraulic chamber 51 is lower than the force that raises the servo piston 11 by the resultant force of the pressure acting on the second hydraulic chamber 52 and the force by the spring 30. When it becomes smaller, the servo piston 11 rises.
  • the opening area between the oil passage 661 and the groove portion 69 is reduced, and the oil passage 651 and the groove portion 201 are slightly communicated with each other.
  • the oil supplied into the first hydraulic chamber 51 increases and the oil is supplied into the first hydraulic chamber 51, while the oil in the first hydraulic chamber 51 passes through the groove 69 and returns oil. Drain from the road 68. That is, since the oil supplied from the first piston oil passage 65 into the first hydraulic chamber 51 is discharged from the discharge circulation oil passage 66, the periphery of the stroke sensor 15 can be cooled, and the stroke sensor 15 is heated. Can be prevented.
  • the hydraulic servo drive device 10 is illustrated as a hydraulic circuit diagram as shown in FIG.
  • the hydraulic servo drive device 10 includes a servo piston 11, a pilot spool 20, a stroke sensor 15, a pilot port 41, and an oil pan 121, and it is understood that a 6-port 3-position servo valve is configured.
  • the oil supplied from the pump 122 is connected to the center upper port and the first piston oil passage 65 at the two positions of the pilot spool 20 and to the center lower port and the pressure oil passage 61. Therefore, the first piston oil passage 65 and the pressure oil passage 61 are communicated, and the oil from the pump 122 is supplied to the first hydraulic chamber 51. Further, since the upper right port and the discharge circulation oil passage 66 are connected, and the lower right port and the return oil passage 68 are connected, the discharge circulation oil passage 66 and the return oil passage 68 are communicated, and the first hydraulic pressure Oil in the chamber 51 is drained to the oil pan 121 via the return oil passage 68.
  • the oil from the pump 122 is not supplied to the first hydraulic chamber 51. Furthermore, since the upper right port and the discharge circulation oil passage 66 are connected, and the lower right port and the return oil passage 68 are connected, the discharge circulation oil passage 66 and the return oil passage 68 communicate with each other, and the first hydraulic pressure Oil in the chamber 51 is drained to the oil pan 121 via the return oil passage 68. Then, following the movement of the pilot spool 20, the servo piston 11 moves and stops in a state where the two positions are balanced.
  • the lubrication circuit 120 is branched from the main gallery 125, and the injector side circuit 129 that lubricates the cam drive unit and the like in the fuel injector 128, and the transmission mechanism side that lubricates the power transmission mechanism 130 including the timing gear.
  • a first drain circuit 135 for returning the lubricating oil from 128 to the oil pan 121 is provided.
  • the pressure oil for driving the hydraulic servo drive device 10 is covered by part of the engine lubricating oil, but the circuit for supplying the pressure oil is branched from the front of the main gallery 125.
  • This is a pressure oil supply circuit 136.
  • a booster pump 138 is provided on the proximal end side of the pressure oil supply circuit 136, and the pressurized pressure oil is supplied to the pump port 42 of the hydraulic servo drive device 10 through the drive pressure circuit 139 on the distal end side.
  • FIG. 10 is a diagram showing a hydraulic servo drive device 10 according to the second embodiment of the present invention
  • FIG. 11 is a hydraulic circuit diagram of the hydraulic servo drive device 10.
  • the hydraulic servo drive device 10 in this embodiment uses a 4-port 3-position servo valve.
  • the shape of the servo piston 11 is a shape corresponding to the 4-port 3-position type. That is, in this embodiment, the second piston oil passage 67 (FIG. 7) provided in the first embodiment is not provided, and the second hydraulic chamber 52 (FIG. 7) in the first embodiment is It communicates with the shallow groove 64 on the drain side via the communication path 80, and the movement of the servo piston 11 is not hindered by allowing the oil in the second hydraulic chamber 52 to enter and exit in conjunction with the movement of the servo piston 11. It is like that.
  • the pilot pressure in the pilot hydraulic chamber 53 is raised to resist the urging force of the spring 40. 20 is lowered.
  • the opening degree of communication between the oil passage 651 of the first piston oil passage 65 and the groove portion 201 of the pilot spool 20 increases, so that the oil supplied from the pump 122 into the first hydraulic chamber 51 is increased.
  • the flow rate increases.
  • the pilot spool 20 when the pilot spool 20 is raised from the balanced state shown in FIG. 10, the pilot pressure in the pilot hydraulic chamber 53 is reduced, so that the force by the pilot pressure acting on the pilot spool 20 causes the spring 40 to move. Therefore, the pilot spool 20 is raised.
  • the pilot spool 20 rises, the communication between the oil passage 651 of the first piston oil passage 65 and the groove 201 of the pilot spool 20 is blocked, and the oil passage 661 and the groove 69 of the discharge circulation oil passage 66 communicate with each other.
  • the oil from the pump 122 is not supplied to the first hydraulic chamber 51, and the oil that was in the first hydraulic chamber 51 is drained through the return oil passage 68 of the pilot spool 20.
  • the hydraulic servo drive device 10 is illustrated as a hydraulic circuit diagram as shown in FIG.
  • the hydraulic servo drive device 10 includes a servo piston 11, a pilot spool 20, a stroke sensor 15, and a pilot port 41, and it can be seen that a 4-port three-position servo valve is configured.
  • the oil supplied from the pump 122 is connected to the center upper port and the first piston oil passage 65 at the two positions of the pilot spool 20 and to the center lower port and the pressure oil passage 61. Therefore, the first piston oil passage 65 and the pressure oil passage 61 are communicated, and the oil from the pump 122 is supplied to the first hydraulic chamber 51. Further, since the upper right port and the discharge circulation oil passage 66 are connected, and the lower right port and the return oil passage 68 are connected, the discharge circulation oil passage 66 and the return oil passage 68 are communicated, and the first hydraulic pressure Oil in the chamber 51 is drained to the oil pan 121 via the return oil passage 68.
  • FIG. 12 shows a hydraulic servo drive device 10 according to the third embodiment, and the hydraulic servo drive device 10 also uses a 6-port servo valve.
  • the groove portion 70 is provided between the first and second spool lands 71 and 72 of the pilot spool 20, and the discharge circulation oil passage 66 communicates with the groove portion 70.
  • the first piston oil passage 65 is in minute communication with the groove portion 201 of the pilot spool 20, and the discharge circulation oil passage 66 is in minute communication with the groove portion 70 of the pilot spool 20. Therefore, the same effect as that of the first embodiment can be obtained.
  • FIG. 13 shows a hydraulic servo drive device 10 according to the fourth embodiment, and a 4-port servo valve is used for the hydraulic servo drive device 10.
  • the exhaust circulation oil passage 66 includes a groove portion 70 positioned between the first hydraulic chamber 51 and the first and second spool lands 71 and 72 as in the third embodiment. Communicate.
  • Other configurations are the same as those of the second embodiment, and the same effects as those of the second embodiment can be obtained.
  • the first piston oil passage 65 and the groove portion 201 of the pilot spool 20 are set to be in minute communication with each other, and the discharge circulation oil passage 66 and the groove portion 69 or groove portion 70 of the pilot spool 20
  • the pilot piston 20 repeats minute vibrations at the time of pilot pressure control, so that the first piston oil passage 65 and the groove portion 201 communicate with each other, and the discharge circulation oil passage 66 and the groove portion 69 or groove portion of the pilot spool 20 70 communicates with each other, so that oil circulates in the first hydraulic chamber 51 little by little.
  • variable turbocharger 1 of each of the above embodiments has a structure in which the movable ring 86 is slid by the slide mechanism 50 and the opening area of the nozzle portion 82 is changed.
  • a structure in which the opening area is changed by swinging the nozzle vane using a swing mechanism may be used.
  • the hydraulic servo drive device 10 is configured to be used in the variable turbocharger 1, but may be used in an EGR valve device.
  • the hydraulic servo drive device of the present invention and the variable turbocharger using the same can be suitably used for a variable turbocharger or an EGR valve device.

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Abstract

　パイロット圧によって摺動し、油の供給および遮断を切り換えるパイロットスプール（２０）と、パイロットスプール（２０）に追従して摺動するサーボピストン（１１）と、サーボピストン（１１）の移動量を検出するストロークセンサ（１５）と、サーボピストン（１１）を移動させるための油が流入する第１油圧室（５１）と、ポンプからの油が供給されるポンプポートと第１油圧室（５１）とを連通させる第１ピストン油路（６５）と、第１油圧室（５１）とドレーンポートとを連通させる排出循環油路（６６）とを備えている構成とした。

Description

油圧サーボ駆動装置、およびこれを用いた可変ターボ過給機
　本発明は、油圧サーボ駆動装置、およびこれを用いた可変ターボ過給機に関する。
　従来、排気ガスを排気タービンに噴出させるノズル部の開口面積を調整できるようにした可変ターボ過給機が知られている。この可変ターボ過給機によれば、排気ガス量が少ないエンジンの低速回転域では、ノズル部を形成している排気導入壁間の隙間を狭めて開口面積を小さくすればよく、こうすることで排気タービンに流入する排気ガスの流速が増加するため、タービンの回転エネルギーが大きくなり、給気コンプレッサの過給能力を上げることができる。
　そこで、排気導入壁間の隙間を調整する構造としては、排気導入壁の一方を他方に向けてスライドさせるスライド機構が採用されており、このスライド機構を油圧サーボ駆動装置で駆動することが提案されている（特許文献１）。この油圧サーボ駆動装置では、油圧サーボピストンを用いるとともに、このサーボピストン両側の油圧室に対する圧油供給の切り換えを行うことにより、サーボピストンを往復動させ、この往復動をスライド機構に伝達することで開度制御を行うことが可能である。
　ところが、特許文献１においては、可変ターボ過給機に設けられた油圧サーボ駆動装置にストロークセンサ等が取り付けられた場合には、タービンが高温になるため、熱に弱いストロークセンサ等はタービンからの熱によって損傷するおそれがある。そこで、排ガス再循環装置のＥＧＲ（Exhaust Gas Recirculation）バルブ装置に設けられた油圧サーボ駆動装置のように、冷却通路や空隙を専用に設けることで、ストロークセンサ等を冷却することが知られている（特許文献２～４）。
特表２００３－５２７５２２号公報 特開平７－１９０２２７号公報 特開２０００－２８２９６４号公報 特開２００７－１０７３８９号公報
　しかしながら、特許文献２～４においては、油圧サーボ駆動装置にストロークセンサ冷却用の冷却水循環油路を専用に設けたり、冷却用の空気を取り込むための空隙を専用に設けたりする必要があるため、装置構造が複雑になって製作コストが高くなるおそれがある。また、空隙において空気を取り込む構造は、取り込もうとする空気が高温となる場所では、冷却効率が極端に悪化するため、採用できないという問題もある。
　本発明の目的は、冷却水を循環させるための油路を専用に設けることなく、ストロークセンサ等の熱に弱い部分に油を循環させることで冷却できる油圧サーボ駆動装置、およびこれを用いた可変ターボ過給機を提供することにある。
　本発明の油圧サーボ駆動装置は、パイロット圧によって摺動し、油の供給および遮断を切り換えるパイロットスプールと、前記パイロットスプールを付勢する付勢手段と、前記パイロットスプールに追従して摺動するサーボピストンと、前記サーボピストンの移動量を検出する検出手段と、前記サーボピストンを移動させるための油が流入するポンプ油圧室と、ポンプからの油が供給されるポンプポートと、前記ポンプポートと前記ポンプ油圧室とを連通させるピストン油路と、前記ポンプ油圧室とドレーンポートとを連通させる排出循環油路とを備えていることを特徴とする。
　本発明の油圧サーボ駆動装置において、少なくとも前記パイロットスプールおよび前記サーボピストンがつり合っている状態では、前記ポンプポートと前記ドレーンポートとが連通していることが望ましい。
　本発明の油圧サーボ駆動装置において、前記ピストン油路および前記排出循環油路は、サーボピストンに設けられていることが望ましい。
　本発明の油圧サーボ駆動装置において、前記サーボピストンを収容するハウジングを備え、前記検出手段は、前記ハウジングに設けられた固定子と、前記サーボピストンの端部に設けられることで前記サーボピストンと共に移動する可動子とで構成され、前記ポンプ油圧室は、前記ハウジング内で、前記サーボピストンに設けられた可動子と当該ハウジングに設けられた前記固定子との間に形成され、前記サーボピストンの内部には、摺動方向に沿って貫通し、かつ前記パイロットスプールを収容するセンターホールが形成され、前記パイロット圧が作用するパイロット油圧室は、前記サーボピストンのセンターホール内で、前記パイロットスプールの端部と当該サーボピストンに設けられた前記可動子との間に形成されていることが望ましい。
　このような本発明によれば、油をポンプ油圧室へ流入させるピストン油路およびポンプ油圧室内の油を排出する排出循環油路が設けられているため、ポンプ油圧室の油圧が維持されるように、ポンプポートからの油をピストン油路を介してポンプ油圧室へ供給しつつ、排出循環油路から排出することで、油がポンプ油圧室内を通過して循環するようになる。この際、検出手段をポンプ油圧室内の油で冷却される位置に設けることにより、検出手段を循環する油で良好に冷却でき、冷却媒体循環油路を専用に設けることなく冷却できて、検出手段が高温になることを防止できる。
　また、パイロットスプールおよびサーボピストンがつり合っている状態（中立状態）では、油のポンプ油圧室への流入とポンプ油圧室からの排出とが同時に行われる。パイロットスプールおよびサーボピストンがストローク範囲内でのいずれの位置でつり合っている状態でも、ポンプ油圧室内を油が確実に循環するようになる。
　本発明の可変ターボ過給機は、可変ターボ過給機において、タービンホイール外側のノズル部に互いに対向して設けられた排気導入壁と、前記排気導入壁の間で前記タービンホイールの周方向に沿って所定間隔をあけて配置された複数のノズルベーンと、一方の排気導入壁を他方の排気導入壁に対して対向方向に進退させるスライド機構と、前記スライド機構を駆動する前述した本発明の油圧サーボ駆動装置とを備えていることを特徴とする。
　本発明の可変ターボ過給機において、前記油圧サーボ駆動装置を駆動するための油は、当該油圧サーボ駆動装置が搭載されるエンジンの潤滑油であることが望ましい。
　本発明の可変ターボ過給機において、前記潤滑油は昇圧されて前記油圧サーボ駆動装置に供給されることが望ましい。
　このような本発明によれば、エンジンの潤滑油を例えば昇圧ポンプで昇圧することで別油圧源を必要とすることがないため、製作コストを削減できる。これにより、昇圧させたポンプの吐出圧を比例制御弁の元圧として使用することができる。例えば比例制御弁に所定の電流を流すことで、その電流に応じたパイロット圧が生じ、パイロットスプールをパイロット圧に応じた位置に移動させることができる。
本発明に係る可変ターボ過給機を示す斜視図。 前記可変ターボ過給機を示す断面図。 前記可変ターボ過給機のスライド機構を示す図であり、図２のＣ－Ｃ矢視図。 スライド機構の要部を示す断面図であり、図３のＤ－Ｄ矢視図。 スライド機構と油圧サーボ駆動装置との連結部を示す斜視図。 本発明の第１実施形態に係る油圧サーボ駆動装置を示す断面図であり、図１のＡ－Ａ矢視図。 前記油圧サーボ駆動装置を示す断面図であり、図１のＢ－Ｂ矢視図。 ４ポート３位置型サーボバルブを示す油圧回路図。 エンジンの潤滑回路を示す模式図 本発明の第２実施形態に係る油圧サーボ駆動装置を示す断面図。 ３ポート３位置型サーボバルブを示す油圧回路図。 本発明の第３実施形態に係る油圧サーボ駆動装置を示す断面図。 本発明の第４実施形態に係る油圧サーボ駆動装置を示す断面図。
符号の説明
　１…可変ターボ過給機、５…タービンホイール、１０…油圧サーボ駆動装置、１１…サーボピストン、１２…ハウジング、１５…ストロークセンサ（検出手段）、１５Ａ…可動子、１５Ｂ…固定子、１８…取付部材、４２…ポンプポート、４３…ドレーンポート、２０…パイロットスプール、４０…スプリング（付勢手段）、５０…スライド機構、５１…第１油圧室（ポンプ油圧室）、５３…パイロット油圧室、６５…第１ピストン油路（ピストン油路）、６６…排出循環油路、８２…ノズル部、８４，８５…排気導入壁、８９…ノズルベーン、１１１…センターホール、１２２…ポンプ。
　以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。なお、後述する第２実施形態以降で、以下に説明する第１実施形態での構成と同じか、または同様な機能を有する構成には同一符号を付し、その説明を簡単にあるいは省略する。
[第１実施形態]
　以下、本発明の第１実施形態を図面に基づいて説明する。
　図１は、本発明の本実施形態に係る油圧サーボ駆動装置１０が用いられた可変ターボ過給機１の斜視図であり、図２は可変ターボ過給機１の断面図である。
　図１，２を参照すると、可変ターボ過給機１は、図中の右側にタービン２と、左側にコンプレッサ３と、このタービン２とコンプレッサ３との間に油圧サーボ駆動装置１０とを備えた構成であり、図示しないエンジン本体に取り付けられる。タービン２側のタービンハウジング４内にはタービンホイール５が収容され、コンプレッサ３側のコンプレッサハウジング６内にはコンプレッサインペラ７が収容されている。タービンホイール５にはシャフト８が一体に設けられ、シャフト８の先端にコンプレッサインペラ７が取り付けられている。シャフト８はセンターハウジング９に回転自在に支持されている。このため、排気ガスによって回転するタービンホイール５の回転が、シャフト８を介してコンプレッサインペラ７に伝達され、コンプレッサインペラ７の回転によって吸気が圧縮過給される。
　タービンハウジング４には、エンジン本体からの排気ガスを導入するボリュート状の排気導入路８１が設けられている。排気導入路８１には、排気ガスをタービンホイール５側に噴出するためのノズル部８２が周方向に連続して設けられており、ノズル部８２から噴出した排気ガスがタービンホイール５を回転させた後に排気出口８３から排気される。ノズル部８２は、互いに対向する一対の排気導入壁８４，８５によって形成されている。
　一方の排気導入壁８４は、断面コ字形で環状とされた可動リング８６の側面８７によって形成されている。可動リング８６は、センターハウジング９に設けられた環状の収容空間８８内に収容されている。可動リング８６の側面８７には、他方の排気導入壁８５側に向けて突出した複数のノズルベーン８９が等周間隔で取り付けられている。排気導入壁８５には、周方向に連続した凹部９０が設けられ、この凹部９０内に各ノズルベーン８９の先端側が収容される。このような構造においては、可動リング８６を後述するスライド機構５０によって進退させることにより、排気導入壁８４を排気導入壁８５に対して近接離間させ、ノズル部８２の開口面積を変更する。
　なお、コンプレッサ３側の構成は、通常のターボ過給機と同じであり、公知であるため、ここでの詳細な説明を省略する。以下には、スライド機構５０について詳説する。
　スライド機構５０は、センターハウジング９の下部側に挿通された駆動シャフト２１を回動駆動することで、前述の可動リング８６を進退させる構造である。図３、図４には、そのようなスライド機構５０の要部が示されている。図３、図４において、駆動シャフト２１の途中位置には、上方に向かって円弧状に延設された一対のアーム２２，２２が固定されている。各アーム２２の先端側には、水平方向外側に突出したピン２３が取り付けられ、このピン２３にはスライダ２４が嵌め込まれている。スライダ２４は、前述のシャフト８と平行な支持ロッド２５の基端側の摺動溝２６に摺動自在に嵌合している。支持ロッド２５の先端は可動リング８６の裏面側に接合されている。
　従って、駆動シャフト２１を回動させると、アーム２２がシャフト８の軸方向に沿って揺動し、よって支持ロッド２５が移動して可動リング８６を動かし、一方の排気導入壁８４が他方の排気導入壁８５に対して進退することになる。このようなスライド機構５０においては、アーム２２、ピン２３、スライダ２４、および摺動溝２６を有した支持ロッド２５が、駆動シャフト２１の回動運動を排気導入壁８４の進退運動に変換する変換手段を構成している。
　スライド機構５０の駆動シャフト２１は、その端部に設けられたアーム２７を介して油圧サーボ駆動装置１０によって回動駆動される。以下には、油圧サーボ駆動装置１０について詳説する。図５は、スライド機構５０と油圧サーボ駆動装置１０との連結部３１を示す斜視図である。図６は図１のＡ－Ａ矢視図であり、図７は図１のＢ－Ｂ矢視図である。図８は、油圧サーボ駆動装置１０の油圧回路図である。図６，図７を参照し、油圧サーボ駆動装置１０について説明する。本実施形態での油圧サーボ駆動装置１０には、６ポート３位置型サーボバルブが用いられている。
　図５に示すように、油圧サーボ駆動装置１０は基本的に、サーボピストン１１を上下に進退運動させることで駆動シャフト２１を回動させる構造である。このためにサーボピストン１１の外周には、軸方向に対して直交した摺動溝１７が設けられ、駆動シャフト２１側のアーム２７には、摺動溝１７側に突出したピン２８が設けられ、このピン２８にスライダ２９が嵌め込まれ、スライダ２４が前記摺動溝１７に摺動自在に嵌合している。
　つまり、本実施形態では、摺動溝１７、スライダ２９、ピン２８、アーム２７を含んで、サーボピストン１１の進退運動を駆動シャフト２１の回動運動に変換する別の変換手段が構成されている。サーボピストン１１を上下動させると、それに伴ってスライダ２９が上下動するとともに摺動溝１７に沿って摺動し、このスライダ２９の動きとピン２８の回動とによりアーム２７の円弧動を許容し、アーム２７を回動させることが可能である。この駆動シャフト２１の回動によって、前述したようにスライド機構５０が駆動され、可変ターボ過給機１のノズル開度が調整されるようになっている。
　図６に示すように、油圧サーボ駆動装置１０は、略円筒状のハウジング１２を備え、ハウジング１２に設けられた開口部１２Ａ周りをシールするＯリング１００を介して可変ターボ過給機１に取り付けられる。
　ハウジング１２の内部には、上下に貫通した円筒状のシリンダ室１３が設けられ、このシリンダ室１３には、貫通方向に沿って摺動するサーボピストン１１が収容されている。シリンダ室１３の図中の上端部分には、Ｏリング１０１を介して円筒状の閉塞部材１４が取り付けられ、この閉塞部材１４の内周部分には、Ｏリング１０２，１０３を介して検出手段としてのストロークセンサ１５が取り付けられ、このストロークセンサ１５によってシリンダ室１３の上端部分が密閉されている。また、シリンダ室１３の図中の下端部分は、Ｏリング１０４を介して閉塞部材１６によって密閉されている。
　ハウジング１２の側部には、内外を連通させる開口部１２Ａが設けられている。開口部１２Ａに対応する位置には、駆動シャフト２１とサーボピストン１１との連結部３１が設けられている。
　一方、ハウジング１２の開口部１２Ａとは反対側の側面には、パイロット圧を供給するパイロットポート４１、ポンプ１２２（図８）からの油を供給するポンプポート４２、および油を戻すドレーンポート４３が設けられている。
　次に、サーボピストン１１について説明する。
　シリンダ室１３に収容されたサーボピストン１１の両端部には、図中の上方から開口部１１Ａ，１１Ｂが設けられているとともに、サーボピストン１１内部には、摺動方向に沿って貫通するセンターホール１１１が設けられている。
　サーボピストン１１の開口部１１Ａには、ストロークセンサ１５の可動子１５Ａが取り付けられた取付部材１８が螺合される。この取付部材１８とホールＩＣ等の固定子１５Ｂ側のキャップ部材１５１との間でポンプ油圧室としての第１油圧室５１が形成されている。固定子１５Ｂは、サーボピストン１１の動作に応じて上下に移動する可動子１５Ａの磁界を検知するものである。そのため、可動子１５Ａはサーボピストン１１と共に移動し、サーボピストン１１の移動量、最終的には可変ターボ過給機１でのノズル開度をセンシング可能である。
　また、図中の下方の開口部１１Ｂには、シリンダ室１３の端部に固定された台座部材１９が取り付けられている。これにより、サーボピストン１１は、台座部材１９に対してシリンダ室１３内を摺動する。台座部材１９の受座１９１とサーボピストン１１の下端面１１２との間には、第２油圧室５２が形成され、スプリング３０が挟持されている。このスプリング３０によりサーボピストン１１は、台座部材１９から離間する方向へ付勢されている。スプリング３０は、何らかの理由で油の供給が絶たれた場合に、サーボピストン１１を図中上方位置に付勢させておくためのものである。
　センターホール１１１には、パイロットスプール２０が摺動自在に配置されている。センターホール１１１において、取付部材１８の下端面とパイロットスプール２０の上端面との間には、パイロット油圧室５３が形成されており、このパイロット油圧室５３とハウジング１２に設けられたパイロットポート４１とがサーボピストン１１のサーボ油路６０を介して常時連通している。このようにパイロットスプール２０は、パイロットポート４１からパイロット油圧室５３に供給、排出されるパイロット圧により、センターホール１１１内を摺動する。
　サーボピストン１１において、その摺動方向の略中央には、センターホール１１１とハウジング１２のポンプポート４２とを連通させるプレッシャ油路６１が径方向に穿設されている。これにより、ポンプ１２２からの油をセンターホール１１１内に流入させる。このプレッシャ油路６１の外側は、サーボピストン１１の外周に長穴状に形成された幅広の浅溝６２に開口しており、浅溝６２が所定の上下寸法を有していることで、サーボピストン１１のストローク内でプレッシャ油路６１とポンプポート４２とが常時連通する。さらに、プレッシャ油路６１の内側は、パイロットスプール２０の外周に摺動方向に沿って形成された溝部２０１に開口している。
　また、サーボピストン１１には、センターホール１１１とハウジング１２のドレーンポート４３とを連通させて、センターホール１１１内の油をオイルパン１２１（図８）に戻すリターン油路６３が設けられている。このリターン油路６３の外側には、サーボピストン１１の外周に形成され、ハウジング１２に円環状に形成された浅溝６４に開口し、サーボピストン１１のストローク内でリターン油路６３とドレーンポート４３とが常時連通する。
　サーボピストン１１には加えて、図７に示すように、センターホール１１１と上方の第１油圧室５１とを連通させるピストン油路としての第１ピストン油路６５、および排出循環油路６６が設けられている。また、センターホール１１１と第２油圧室５２とを連通させる第２ピストン油路６７が設けられている。第１ピストン油路６５の下端側には、サーボピストン１１の外部とセンターホール１１１と連通させる油路６５１が設けられ、排出循環油路６６の下端側には、センターホール１１１と連通した別の油路６６１が設けられている。
　第１ピストン油路６５の油路６５１は、プレッシャ油路６１（図６）よりも図中の下方に位置し、排出循環油路６６の第２油路６６１は、プレッシャ油路６１よりも図中の上方に位置している。第２ピストン油路６７の上端側に設けられたセンターホール１１１との連通部６７１は、油路６５１，６６１の間に位置している。
　パイロットスプール２０は、その外周に図中下方から順に第１～第３スプールランド７１，７２，７３を備えている。パイロットスプール２０の内部には、図中の下方に開口したリターン油路６８が設けられており、第２，第３スプールランド７２，７３間に設けられた溝部６９とリターン油路６８とが連通している。さらに、リターン油路６８の下側が開口していることで、このリターン油路６８とリターン油路６３とドレーンポート４３とが連通している。
　ここで、サーボピストン１１に設けられた第１ピストン油路６５の油路６５１は、サーボピストン１１およびパイロットスプール２０が上下に摺動することで、パイロットスプール２０の第１，第２スプールランド７１，７２間に設けられた溝部２０１と連通または遮断する。また、排出循環油路６６の油路６６１も同様に、第２，第３スプールランド７２，７３間の溝部６９と連通または遮断する。
　さらに、図７に示すように、サーボピストン１１の油路６５１，６６１とパイロットスプール２０の溝部６９，２０１との関係は、次のように設定されている。すなわち、第１ピストン油路６５の油路６５１がパイロットスプール２０の溝部２０１と微小に連通している場合には、排出循環油路６６の油路６６１がパイロットスプール２０の溝部６９と微小に連通するように設定されているのである。これによれば、第１ピストン油路６５から第１油圧室５１へ供給される油は、排出循環油路６６を通って、パイロットスプール２０のリターン油路６８へドレーンされるため、ストロークセンサ１５周りを通って循環されることとなる。
　一方、パイロットスプール２０の下端面２０３と台座部材１９の受座１９２との間には、付勢手段としてのスプリング４０が介装されており、このスプリング４０によりパイロットスプール２０は台座部材１９から離間する方向へ付勢されている。パイロット油圧室５３内のパイロット圧によって、パイロットスプール２０がスプリング４０の付勢力に抗して下方に移動する。または、その付勢力によってパイロットスプール２０が上方に移動する。
　次に、図７を参照し、油圧サーボ駆動装置１０の動作について説明する。図７では、サーボピストン１１とパイロットスプール２０とがつり合っている状態（中立状態）が示されている。ここで「つり合っている状態」とは、パイロット油圧室５３内のパイロット圧によるパイロットスプール２０に作用する力とスプリング４０の付勢力とがつり合っていて、かつ第１油圧室５１に作用する圧力によるサーボピストン１１を下向きに下げる力と、第２油圧室５２に作用する圧力による力およびスプリング３０による力の合力によりサーボピストン１１を上向きに上げる力とが、つり合っている状態をいう。
　このつり合っている状態で油路６５１と溝部２０１とが連通し、かつ油路６６１と溝部６９とが連通しているアンダーラップでパイロットスプール２０を構成している。なお、駆動シャフト２１よりサーボピストン１１に外力が作用するが、ほとんど影響はない。
　そして、アンダーラップでは、第１ピストン油路６５の油路６５１は、パイロットスプール２０の溝部２０１と微小に連通し、ポンプ１２２からの油が第１ピストン油路６５を介して、第１油圧室５１へ供給されている。一方、第１油圧室５１と連通した排出循環油路６６において、排出循環油路６６の油路６６１とパイロットスプール２０の溝部６９とが微小に連通し、第１油圧室５１内に供給された油は、微量ながらリターン油路６８を介してリターン油路６３へドレーンされている。従って、このつり合っている状態では第１油圧室５１内において常時油が循環することとなり、サーボピストン１１を移動させるために用いられる油の流れでストロークセンサ１５周辺を冷却でき、ストロークセンサ１５が高温になることを防止できる。
　図７に示すつり合っている状態から、パイロットスプール２０を下降させる場合には、パイロット油圧室５３内のパイロット圧を上昇させることで、スプリング４０の付勢力に抗してパイロットスプール２０を下降させる。パイロットスプール２０が下降すると、第１ピストン油路６５の油路６５１とパイロットスプール２０の溝部２０１との連通する開度が大きくなるため、ポンプ１２２から第１油圧室５１内へ供給される油の流量が多くなる。第１油圧室５１内に油が供給されて、第１油圧室５１に作用する圧力によるサーボピストン１１を下向きに下げる力が、第２油圧室５２に作用する圧力による力およびスプリング３０による力の合力によりサーボピストン１１を上向きに上げる力より大きくなると、サーボピストン１１が下降する。
　すなわち、サーボピストン１１はパイロットスプール２０に追従して下降する。そして、パイロットスプール２０は、パイロット圧とスプリング４０とがつり合う位置まで下降して停止する。この下降している時、排出循環油路６６の油路６６１は、パイロットスプール２０の溝部６９との連通が遮断されている。パイロットスプール２０が停止すると、これに追従していたサーボピストン１１は、第１油圧室５１に作用する圧力によるサーボピストン１１を下向きに下げる力と、第２油圧室５２に作用する圧力による力およびスプリング３０による力の合力によりサーボピストン１１を上向きに上げる力とがつり合った状態で停止する。
　そうすると、油路６５１と溝部２０１との開口面積が減少するとともに、油路６６１と溝部６９との開口面積が増加する。これにより、再び第１油圧室５１内に供給される油が減少するものの第１油圧室５１内に油が供給される一方で、排出循環油路６６から溝部６９を通って、リターン油路６８からドレーンされることになる。つまり、パイロットスプール２０が下降する前の図７に示すつり合っている状態と同様につり合うことで、第１ピストン油路６５から第１油圧室５１内へ供給される油は、排出循環油路６６から排出されるため、ストロークセンサ１５周辺を冷却でき、ストロークセンサ１５が高温になることを防止できる。
　なお、パイロット圧は、比例制御弁１４１で圧力制御している。
　図７に示すつり合っている状態からパイロットスプール２０を上昇させる場合には、パイロット油圧室５３内のパイロット圧を低下させることで、パイロットスプール２０に作用するパイロット圧による力がスプリング４０の付勢力より小さくなるため、パイロットスプール２０を上昇させる。パイロットスプール２０が上昇すると、第１ピストン油路６５の油路６５１とパイロットスプール２０の溝部２０１との連通が遮断されるとともに、第２ピストン油路６７の連通部６７１と溝部２０１とが連通する。これにより、ポンプ１２２からの油は第１油圧室５１へ供給されず、第２ピストン油路６７を介して第２油圧室５２へ供給される。一方、排出循環油路６６の油路６６１は、溝部６９と連通する開度がより大きくなり、第１油圧室５１内にあった油はパイロットスプール２０のリターン油路６８を通ってドレーンされる。そして、第１油圧室５１に作用する圧力によるサーボピストン１１を下向きに下げる力が、第２油圧室５２に作用する圧力による力およびスプリング３０による力の合力によりサーボピストン１１を上向きに上げる力より小さくなると、サーボピストン１１は上昇する。
　すなわち、サーボピストン１１はパイロットスプール２０に追従して上昇する。そして、パイロットスプール２０は、パイロット圧とスプリング４０とがつり合う位置まで上昇して停止する。この上昇している時、第１ピストン油路６５の油路６５１は、パイロットスプール２０の溝部２０１との連通が遮断されている。パイロットスプール２０が停止すると、これに追従していたサーボピストン１１は、第１油圧室５１に作用する圧力によるサーボピストン１１を下向きに下げる力と、第２油圧室５２に作用する圧力による力およびスプリング３０による力の合力によりサーボピストン１１を上向きに上げる力とがつり合った状態で停止する。
　そうすると、油路６６１と溝部６９との開口面積が減少するとともに、油路６５１と溝部２０１とがわずかに連通する。これにより、第１油圧室５１内に供給される油が増加し、第１油圧室５１内に油が供給される一方で、第１油圧室５１内の油が溝部６９を通って、リターン油路６８からドレーンされることになる。つまり、第１ピストン油路６５から第１油圧室５１内へ供給される油は、排出循環油路６６から排出されるため、ストロークセンサ１５周辺を冷却でき、ストロークセンサ１５が高温になることを防止できる。
　ここで、油圧サーボ駆動装置１０を油圧回路図として図示すると、図８のようになる。油圧サーボ駆動装置１０は、サーボピストン１１、パイロットスプール２０、ストロークセンサ１５、パイロットポート４１、オイルパン１２１を備えており、６ポート３位置型サーボバルブを構成していることがわかる。
　図８において、ポンプ１２２から供給される油は、パイロットスプール２０の２位置での中央上ポートと第１ピストン油路６５とが接続されるとともに、中央下ポートとプレッシャ油路６１とが接続されているため、第１ピストン油路６５とプレッシャ油路６１とが連通され、ポンプ１２２からの油が第１油圧室５１に供給される。また、右上ポートと排出循環油路６６とが接続されるとともに、右下ポートとリターン油路６８とが接続されるため、排出循環油路６６とリターン油路６８とが連通され、第１油圧室５１内の油がリターン油路６８を介してオイルパン１２１へドレーンされる。
　図８の状態からパイロット油圧室５３内のパイロット圧を上昇させると、パイロットスプール２０の３位置は、図中左側に移動し、２位置の移動前の場所に移動する。これにより、３位置での左上ポートと第２ピストン油路６７とが接続されるとともに、右下ポートとリターン油路６８とが接続されるため、第２油圧室５２内の油がリターン油路６８を介してオイルパン１２１へドレーンされる。また、中央上ポートと第１ピストン油路６５とが接続されるとともに、中央下ポートとプレッシャ油路６１とが接続されるため、ポンプ１２２からの油が第１油圧室５１に供給される。さらに、右上ポートと排出循環油路６６とが接続されることで、排出循環油路６６とリターン油路６８との連通が遮断され、第１油圧室５１内の油がドレーンされない。そしてパイロットスプール２０の動きに追従して、サーボピストン１１が動き、２位置のつり合った状態で停止する。
　図８の状態からパイロット油圧室５３内のパイロット圧を低下させると、パイロットスプール２０の１位置は、図中右側に移動し、２位置の移動前の場所に移動する。これにより、１位置での左上ポートと第２ピストン油路６７とが接続されるとともに、左下ポートとプレッシャ油路６１とが接続されるため、第２ピストン油路６７とプレッシャ油路６１とが連通され、ポンプ１２２からの油が第２油圧室５２に供給される。また、中央上ポートと第１ピストン油路６５とが接続されるとともに、中央下ポートとプレッシャ油路６１とが接続されるため、第１ピストン油路６５とプレッシャ油路６１との連通が遮断され、ポンプ１２２からの油が第１油圧室５１に供給されなくなる。さらに、右上ポートと排出循環油路６６とが接続されるとともに、右下ポートとリターン油路６８とが接続されるため、排出循環油路６６とリターン油路６８とが連通され、第１油圧室５１内の油がリターン油路６８を介してオイルパン１２１へドレーンされる。そしてパイロットスプール２０の動きに追従して、サーボピストン１１が動き、２位置のつり合った状態で停止する。
　図９には、本実施形態の可変ターボ過給機１が搭載されるエンジンの潤滑回路１２０が模式的に示されている。潤滑回路１２０は、オイルパン１２１内の潤滑油をポンプ１２２で汲み上げて、オイルクーラ１２３およびオイルフィルタ１２４を介してメインギャラリ１２５に供給するように形成されている。このメインギャラリ１２５からの潤滑油では主に、クランクシャフト１２６およびカムシャフト１２７が潤滑される。
　また、潤滑回路１２０には、メインギャラリ１２５からそれぞれ分岐して燃料噴射装置１２８内のカム駆動部等を潤滑する噴射装置側回路１２９と、タイミングギアを含む動力伝達機構１３０を潤滑する伝達機構側回路１３１と、ロッカアーム１３２を潤滑するロッカアーム側回路１３３と、可変ターボ過給機１のシャフト８を支持する軸受部分を潤滑する過給機側回路１３４と、可変ターボ過給機１および燃料噴射装置１２８から潤滑油をオイルパン１２１に戻すための第１ドレーン回路１３５とが設けられている。さらに、本実施形態では、潤滑回路１２０とは別に、潤滑油の一部を駆動圧油として油圧サーボ駆動装置１０に供給する圧油供給回路１３６と、油圧サーボ駆動装置１０のドレーンポート４３から圧油をオイルパン１２１に戻すための第２ドレーン回路１３７とが設けられている。
　すなわち、本実施形態では、油圧サーボ駆動装置１０を駆動するための圧油をエンジン潤滑油の一部で賄っているが、その圧油を供給するための回路がメインギャラリ１２５手前から分岐された圧油供給回路１３６である。そして、圧油供給回路１３６の基端側には昇圧ポンプ１３８が設けられ、昇圧された圧油が先端側の駆動圧回路１３９を通して油圧サーボ駆動装置１０のポンプポート４２に供給される。ポンプ１２２での吐出圧は約１９６～２９４kN/m2（２～３kg/cm2）で、昇圧ポンプ１３８による昇圧後の吐出圧は約１４７０kN/m2（１５kg/cm2）である。そして、圧油供給回路１３６の先端側は、ポンプポート４２側へ供給される前記駆動圧回路１３９と、油圧サーボ駆動装置１０のパイロットポート４１にパイロット圧を供給するパイロット圧回路１４０とに分岐されており、このため、パイロット圧回路１４０には、パイロット圧を生じさせる比例制御弁１４１が設けられている。比例制御弁１４１に所定の電流を通電させることで、電流に応じた０～１４７０kN/m2（０～１５kg/cm2）のパイロット圧を生じさせ、パイロット圧回路１４０の圧力を制御している。このパイロット圧力を制御することで、パイロットスプール２０をパイロット圧に応じた位置に移動させることが可能である。これにより、エンジンの潤滑油を昇圧ポンプ１３８で昇圧することで別油圧源を必要とすることがない。
[第２実施形態]
　図１０は、本発明の第２実施形態に係る油圧サーボ駆動装置１０を示す図であり、図１１は、油圧サーボ駆動装置１０の油圧回路図である。本実施形態での油圧サーボ駆動装置１０には、４ポート３位置型サーボバルブが用いられている。
　本実施形態での油圧サーボ駆動装置１０では、サーボピストン１１の形状が、４ポート３位置型に対応した形状とされている。すなわち、本実施形態では、第１実施形態に設けられていた第２ピストン油路６７（図７）が設けられておらず、第１実施形態での第２油圧室５２（図７）は、連通路８０を介してドレーン側の浅溝６４に連通しており、サーボピストン１１の移動に連動して第２油圧室５２内の油を出入りさせることで、サーボピストン１１の動きが妨げられないようになっている。
　本実施形態において、図１０に示すつり合っている状態からパイロットスプール２０を下降させる場合には、パイロット油圧室５３内のパイロット圧を上昇させることで、スプリング４０の付勢力に抗してパイロットスプール２０を下降させる。パイロットスプール２０が下降すると、第１ピストン油路６５の油路６５１とパイロットスプール２０の溝部２０１との連通する開度が大きくなるため、ポンプ１２２から第１油圧室５１内へ供給される油の流量が多くなる。第１油圧室５１内に油が供給されて、第１油圧室５１に作用する圧力によるサーボピストン１１を下向きに下げる力が、第２油圧室５２に作用する圧力（ドレーン圧）による力およびスプリング３０による力の合力によりサーボピストン１１を上向きに上げる力より大きくなると、サーボピストン１１が下降する。すなわち、第１実施形態では、第２ピストン油路６７（図７）を介して第２油圧室５２内の油がリターン油路６８を通ってドレーンされたが、本実施形態では、連通路８０によって第２油圧室５２内の油が排出され、スプリング３０の付勢力に抗してサーボピストン１１はパイロットスプール２０に追従して下降する。
　反対に、図１０に示すつり合っている状態からパイロットスプール２０を上昇させる場合には、パイロット油圧室５３内のパイロット圧を低下させることで、パイロットスプール２０に作用するパイロット圧による力がスプリング４０の付勢力より小さくなるため、パイロットスプール２０を上昇させる。パイロットスプール２０が上昇すると、第１ピストン油路６５の油路６５１とパイロットスプール２０の溝部２０１との連通が遮断されるとともに、排出循環油路６６の油路６６１と溝部６９とが連通する。これにより、ポンプ１２２からの油は第１油圧室５１へ供給されず、第１油圧室５１内にあった油はパイロットスプール２０のリターン油路６８を通ってドレーンされる。そして、第１油圧室５１に作用する圧力によるサーボピストン１１を下向きに下げる力が、第２油圧室５２に作用する圧力（ドレーン圧）による力およびスプリング３０による力の合力によりサーボピストン１１を上向きに上げる力より小さくなると、サーボピストン１１は上昇する。すなわち、第１実施形態では、第２ピストン油路６７（図７）を介して第２油圧室５２内へ供給されたが、本実施形態では、スプリング３０の付勢力によってサーボピストン１１はパイロットスプール２０に追従して上昇する。
　本実施形態においても、第１ピストン油路６５がパイロットスプール２０の溝部２０１と微小に連通しているとともに、排出循環油路６６がパイロットスプール２０の溝部６９と微小に連通しているため、第１油圧室５１内において常時油が循環することとなり、ストロークセンサ１５周辺を冷却でき、ストロークセンサ１５が高温になることを防止できる。
　ここで、油圧サーボ駆動装置１０を油圧回路図として図示すると、図１１のようになる。油圧サーボ駆動装置１０は、サーボピストン１１、パイロットスプール２０、ストロークセンサ１５、パイロットポート４１を備えており、４ポート３位置型サーボバルブを構成していることがわかる。
　図１１において、ポンプ１２２から供給される油は、パイロットスプール２０の２位置での中央上ポートと第１ピストン油路６５とが接続されるとともに、中央下ポートとプレッシャ油路６１とが接続されているため、第１ピストン油路６５とプレッシャ油路６１とが連通され、ポンプ１２２からの油が第１油圧室５１に供給される。また、右上ポートと排出循環油路６６とが接続されるとともに、右下ポートとリターン油路６８とが接続されるため、排出循環油路６６とリターン油路６８とが連通され、第１油圧室５１内の油がリターン油路６８を介してオイルパン１２１へドレーンされる。
　図１１の状態からパイロット油圧室５３内のパイロット圧を上昇させると、パイロットスプール２０の３位置は、図中左側に移動し、２位置の移動前の場所に移動する。これにより、３位置での左上ポートと第１ピストン油路６５とが接続されるとともに、左下ポートとプレッシャ油路６１とが接続されるため、第１ピストン油路６５とプレッシャ油路６１とが連通され、ポンプ１２２からの油が第１油圧室５１に供給される。また、右上ポートと排出循環油路６６とが接続されるとともに、右下ポートとリターン油路６８とが接続されるため、排出循環油路６６とリターン油路６８との連通が遮断され、第１油圧室５１内の油がドレーンされない。
　図１１の状態からパイロット油圧室５３内のパイロット圧を低下させると、パイロットスプール２０の１位置は、図中右側に移動し、２位置の移動前の場所に移動する。これにより、１位置での左上ポートと第１ピストン油路６５とが接続されるとともに、左下ポートとプレッシャ油路６１とが接続されるため、第１ピストン油路６５とプレッシャ油路６１との連通が遮断され、ポンプ１２２からの油が第１油圧室５１に供給されなくなる。また、右上ポートと排出循環油路６６とが接続されるとともに、右下ポートとリターン油路６８とが接続されるため、排出循環油路６６とリターン油路６８とが連通され、第１油圧室５１内の油がリターン油路６８を介してオイルパン１２１へドレーンされる。
[第３実施形態]
　図１２には、第３実施形態に係る油圧サーボ駆動装置１０が示され、油圧サーボ駆動装置１０にも、６ポート式サーボバルブが用いられている。
　ただし、本実施形態での油圧サーボ駆動装置１０では、パイロットスプール２０の第１、第２スプールランド７１，７２の間に溝部７０が設けられ、その溝部７０に排出循環油路６６が連通している。このような本実施形態においても、第１ピストン油路６５がパイロットスプール２０の溝部２０１と微小に連通しているとともに、排出循環油路６６がパイロットスプール２０の溝部７０と微小に連通しているため、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。
[第４実施形態]
　図１３には、第４実施形態に係る油圧サーボ駆動装置１０が示され、油圧サーボ駆動装置１０には、４ポート式サーボバルブが用いられている。
　本実施形態での油圧サーボ駆動装置１０では、第３実施形態と同様に排出循環油路６６は、第１油圧室５１と第１、第２スプールランド７１，７２の間に位置する溝部７０と連通している。他の構成は、第２実施形態と同じであり、第２実施形態と同様の効果を得ることができる。
　なお、本発明を実施するための最良の構成、方法などは、以上の記載で開示されているが、本発明は、これに限定されるものではない。すなわち、本発明は、主に特定の実施形態に関して特に図示され、かつ説明されているが、本発明の技術的思想および目的の範囲から逸脱することなく、以上述べた実施形態に対し、形状、数量、その他の詳細な構成において、当業者が様々な変形を加えることができるものである。
　従って、上記に開示した形状、数量などを限定した記載は、本発明の理解を容易にするために例示的に記載したものであり、本発明を限定するものではないから、それらの形状、数量などの限定の一部もしくは全部の限定を外した部材の名称での記載は、本発明に含まれるものである。
　例えば、前記各実施形態では、第１ピストン油路６５とパイロットスプール２０の溝部２０１とは互いに微小に連通している設定とされ、排出循環油路６６とパイロットスプール２０の溝部６９または溝部７０とが互いに微小に連通している設定であったが、互いにわずかな重なり代で遮断させている構成としてもよい。この構成によっても、パイロットスプール２０がパイロット圧制御時に微小振動を繰り返すことで、第１ピストン油路６５と溝部２０１とが連通し、また、排出循環油路６６とパイロットスプール２０の溝部６９または溝部７０とが連通するようになるため、第１油圧室５１内において油が小刻みに循環することとなり、結果として前述の実施形態と同様の効果を得ることができる。
　前記各実施形態の可変ターボ過給機１は、可動リング８６をスライド機構５０によりスライドさせて、ノズル部８２の開口面積を変更する構造であったが、これに限定されず、複数設けられたノズルベーンをスイング機構を用いてスイングさせることにより開口面積を変更する構造であってもよい。
　また、前記各実施形態では、油圧サーボ駆動装置１０は可変ターボ過給機１に用いられる構成としたが、ＥＧＲバルブ装置に用いられてもよい。
　本発明の油圧サーボ駆動装置、およびこれを用いた可変ターボ過給機は、可変ターボ過給機またはＥＧＲバルブ装置等に好適に利用できる。

Claims (11)

  1. 　パイロット圧によって摺動し、油の供給および遮断を切り換えるパイロットスプールと、
    　前記パイロットスプールを付勢する付勢手段と、
    　前記パイロットスプールに追従して摺動するサーボピストンと、
    　前記サーボピストンの移動量を検出する検出手段と、
    　前記サーボピストンを移動させるための油が流入するポンプ油圧室と、
    　ポンプからの油が供給されるポンプポートと、
    　前記ポンプポートと前記ポンプ油圧室とを連通させるピストン油路と、
    　前記ポンプ油圧室とドレーンポートとを連通させる排出循環油路とを備えている
    　ことを特徴とする油圧サーボ駆動装置。
  2. 　請求項１に記載の油圧サーボ駆動装置において、
    　少なくとも前記パイロットスプールおよび前記サーボピストンがつり合っている状態では、前記ポンプポートと前記ドレーンポートとが連通している
    　ことを特徴とする油圧サーボ駆動装置。
  3. 　請求項１に記載の油圧サーボ駆動装置において、
    　前記ピストン油路および前記排出循環油路は、サーボピストンに設けられている
    　ことを特徴とする油圧サーボ駆動装置。
  4. 　請求項２に記載の油圧サーボ駆動装置において、
    　前記ピストン油路および前記排出循環油路は、サーボピストンに設けられている
    　ことを特徴とする油圧サーボ駆動装置。
  5. 　請求項１～請求項４のいずれかに記載の油圧サーボ駆動装置において、
    　前記サーボピストンを収容するハウジングを備え、
    　前記検出手段は、前記ハウジングに設けられた固定子と、前記サーボピストンの端部に設けられることで前記サーボピストンと共に移動する可動子とで構成され、
    　前記ポンプ油圧室は、前記ハウジング内で、前記サーボピストンに設けられた可動子と当該ハウジングに設けられた前記固定子との間に形成され、
    　前記サーボピストンの内部には、摺動方向に沿って貫通し、かつ前記パイロットスプールを収容するセンターホールが形成され、
    　前記パイロット圧が作用するパイロット油圧室は、前記サーボピストンのセンターホール内で、前記パイロットスプールの端部と当該サーボピストンに設けられた前記可動子との間に形成されている
    　ことを特徴とする油圧サーボ駆動装置。
  6. 　可変ターボ過給機において、
    　タービンホイール外側のノズル部に互いに対向して設けられた排気導入壁と、
    　前記排気導入壁の間で前記タービンホイールの周方向に沿って所定間隔をあけて配置された複数のノズルベーンと、
    　一方の排気導入壁を他方の排気導入壁に対して対向方向に進退させるスライド機構と、
    　前記スライド機構を駆動する請求項１～４のいずれかに記載の油圧サーボ駆動装置とを備えている
    　ことを特徴とする可変ターボ過給機。
  7. 　請求項６に記載の可変ターボ過給機において、
    　前記油圧サーボ駆動装置を駆動するための油は、当該油圧サーボ駆動装置が搭載されるエンジンの潤滑油である
    　ことを特徴とする可変ターボ過給機。
  8. 　請求項７に記載の可変ターボ過給機において、
    　前記潤滑油は昇圧されて前記油圧サーボ駆動装置に供給される
    　ことを特徴とする可変ターボ過給機。
  9. 　可変ターボ過給機において、
    　タービンホイール外側のノズル部に互いに対向して設けられた排気導入壁と、
    　前記排気導入壁の間で前記タービンホイールの周方向に沿って所定間隔をあけて配置された複数のノズルベーンと、
    　一方の排気導入壁を他方の排気導入壁に対して対向方向に進退させるスライド機構と、
    　前記スライド機構を駆動する請求項５に記載の油圧サーボ駆動装置とを備えている
    　ことを特徴とする可変ターボ過給機。
  10. 　請求項９に記載の可変ターボ過給機において、
    　前記油圧サーボ駆動装置を駆動するための油は、当該油圧サーボ駆動装置が搭載されるエンジンの潤滑油である
    　ことを特徴とする可変ターボ過給機。
  11. 　請求項１０に記載の可変ターボ過給機において、
    　前記潤滑油は昇圧されて前記油圧サーボ駆動装置に供給される
    　ことを特徴とする可変ターボ過給機。
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